JP3567657B2 - Hydraulic control device for hydraulic power steering - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧式パワーステアリングの油圧制御装置、特に低速走行時および停車時の軽快な操舵を確保しながら、操舵の中立時におけるハンドル剛性と、低速走行時の走行安定性とを向上できる油圧式パワーステアリングの油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来の油圧式パワーステアリングの油圧制御装置においては、低速走行時における操舵の高応答性と高速走行時における操舵の安定性を満足させるために、高圧側流路と低圧側流路とをバイパスするバイパス流路を設け、このバイパス流路に車速の増大に応じて絞り面積が増加する電磁制御可変絞り弁を介挿したものが提案されている。
【０００３】
これにより、低速走行時や停車時においては、バイパス流路の電磁制御可変絞り弁の絞り面積を零にすることで、操舵トルクが小さくてもアシストトルクを発生させるパワーシリンダのシリンダ差圧の増加割合を大きくし、操舵の高応答性を満足させている。
一方、高速走行時においては、電磁制御可変絞り弁の絞り面積を大きくすることで、操舵トルクを大きくしない限りアシストトルクを発生させるパワーシリンダのシリンダ差圧の増加割合が大きくならないようにし、操舵の安定性を満足させている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記した従来の油圧式パワーステアリングの油圧制御装置にあっては、低速走行時および停車時における操舵の高応答性と、高速走行時における操舵の安定性の両方を十分に満足させることができず、低速走行時の操舵トルクを軽くするように油圧特性を設定すると高速走行時に操舵トルクが軽過ぎて車両がふらつき、逆に高速走行時にしっかりした操舵トルクを得るようにすると低速走行時および停車時の操舵力が大きくなりすぎるという問題点があった。
【０００５】
そこで、この発明は、上記した従来の油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の問題点に着目してなされたもので、低速走行時および停車時に大きな操舵アシストトルクを発生させて操舵力をより軽くし、高速走行時は車速に対応して好適な操舵力を得ることができる油圧式パワーステアリングの油圧制御装置を提供すること、併せて操舵の中立時におけるハンドル剛性を高めた油圧式パワーステアリングの油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１の発明は、油圧ポンプとリザーバとの間に設けられパワーシリンダへの作動油の給排を制御するロータリ制御弁を備えた油圧式パワーステアリングの油圧制御装置において、前記ロータリ制御弁は、前記油圧ポンプとリザーバとに接続する第１制御弁と、この第１制御弁と並列に接続する第２制御弁とを備え、前記第１制御弁は前記油圧ポンプとパワーシリンダの両油室との各間および前記パワーシリンダの両油室とリザーバとの各間に、一対のセンタクローズドタイプの可変絞りと一対のセンタオープンタイプの可変絞りを備え、前記第２制御弁は前記油圧ポンプとリザーバとの各間に、絞り開度の異なる２種以上の三対のセンタオープンタイプの可変絞りを対向して備え、前記第２制御弁には対向するセンタオープンタイプの可変絞り間に接続され車速の増加に応じて絞り開度が増大される電磁制御可変絞り弁を介挿したバイパス流路が設けられ、操舵の中立時においては、前記センタクローズドタイプの可変絞りの制限によって油圧ポンプから供給された作動油を専ら前記第制御弁を介してリザーバに排出するように構成され、高速走行時においては、前記２種以上の可変絞りの何れか１つが閉止された後は前記第２制御弁に供給された作動油を前記バイパス流路を介してリザーバに排出するように構成したものである。
【０００７】
また請求項２の発明は、油圧ポンプとリザーバとの間に設けられパワーシリンダへの作動油の給排を制御するロータリ制御弁を備えた油圧式パワーステアリングの油圧制御装置において、前記ロータリ制御弁は、前記油圧ポンプとリザーバとに接続する第１制御弁と、この第１制御弁と並列に接続する第２制御弁とを備え、前記第１および第２制御弁の一方の流路には１個ずつのセンタクローズドタイプの可変絞りとセンタオープンタイプの可変絞りを設け、前記第１および第２制御弁の他方の流路には絞り開度の異なる２種以上の三対のセンタオープンタイプの可変絞りを有し、前記第１および第２制御弁の各一方の流路の間にはパワーシリンダを接続し、また前記第１および第２制御弁の各他方の流路の間には車速に応じて絞り開度が変化される電磁制御可変絞り弁を介挿したバイパス流路が設けられ、低速走行でかつ操舵の中立時においては、前記センタクローズドタイプの可変絞りの制限によって油圧ポンプから供給された作動油を専ら前記他方の流路を介してリザーバに排出するように構成され、高速走行時においては、前記電磁制御可変絞り弁の開口によって前記第１および第２の可変絞りの何れか一方が閉止された後は第１および第２制御弁間の前記バイパス流路を介して作動油をリザーバに排出するように構成したものである。
【０００８】
さらに請求項３の発明は、請求項１あるいは２に記載のものにおいて、前記電磁制御可変絞り弁が、低速走行時には絞り開度が閉止され、高速走行時には車速の増大に応じて絞り開度が拡大するように制御されるものである。
【０００９】
【実施の形態】
以下本発明の第１の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の全体構成を油圧系統図で示したもので、この油圧制御装置は、図略の自動車エンジンによって駆動され一定流量の作動油を吐出する油圧ポンプ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、図略のステアリングホイールの転舵操作に応じて作動し、前記油圧ポンプ１０からパワーシリンダ１２に供給される作動油を絞り制御するロータリ制御弁１４を備えている。
【００１０】
このロータリ制御弁１４は、油圧ポンプ１０とリザーバ１１との間で互いに並列接続された第１制御弁部１５および第２制御弁部１６からなり、第１制御弁部１５は４つの流路をブリッジ接続した構成からなり、第２制御弁部１６は６つの流路をブリッジ接続した構成からなっている。
第１制御弁部１５をなす４つの流路の一方の対角線上の接続点には油圧ポンプ１０とリザーバ１１がそれぞれ接続され、他方の対角線上の接続点にはパワーシリンダ１２の左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒがそれぞれ接続されている。また第２制御弁部１６をなす６つの流路の一方の対角線上の接続点には油圧ポンプ１０とリザーバ１１がそれぞれ接続されている。
【００１１】
第１制御弁部１５の各流路１５Ａ、１５Ｂの上流側にはセンタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２がそれぞれ介挿され、下流側にはセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ２がそれぞれ介挿されている。また第２制御弁部１６の各流路１６Ａ、１６Ｂの上流側および中流側には絞り開度を異にするセンタオープンタイプの第１および第２可変絞りＬ３、Ｌ４およびＨ１、Ｈ２がそれぞれ直列に介挿され、下流側にはセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ５、Ｌ６がそれぞれ介挿されている。
【００１２】
そして第２制御弁部１６の各流路１６Ａ、１６Ｂの中流側流路と下流側流路との接続点はバイパス流路２０を介して互いに接続され、このバイパス流路２０中に電磁制御可変絞り弁２１が介挿されている。
図２および図３はロータリ制御弁１４を備えたラックアンドピニオン式ステアリングギヤの具体的構成を示すものである。なお、図３の断面図はロータリ制御弁１４を軸方向の異なる位置で断面した図を合成したもので、厳密には図１のＡ−Ａ線断面図ではない。
【００１３】
図２、図３において、ギヤハウジング３０にはステアリングホイールに連結された入力軸３１と出力軸３２が同一の軸線上にそれぞれ回転可能に収納され、これら入力軸３１と出力軸３２はトーションバー３３を介して相対回転可能に連結されている。
前記入力軸３１および出力軸３２には前記ロータリ制御弁１４を構成する円筒状のバルブシャフト３５およびバルブボディ３６がそれぞれ連設され、これらバルブシャフト３５とバルブボディ３６は互いに相対回転可能に嵌合されている。バルブボディ３６の内周には円周上１０個の凹溝３７が形成され、これら凹溝３７に対応する円周上１０個の凸条３８がバルブシャフト３５の外周に形成されている。しかして凹溝３７と凸条３８との回転方向端縁で円周上２０個の可変絞りを構成している。
【００１４】
ロータリ制御弁１４には、第１制御弁部１５と第２制御弁部１６が円周上交互に形成され、一対の第１制御弁部１５は直径線で対向配置され、一対の第２制御弁部１６はその直径線と略直交する直径線で対向配置されている。すなわち、ロータリ制御弁１４は図３の一点鎖線Ｘ１を境界とする軸対称に構成され、その半周を展開した展開図が図４に示されている。
【００１５】
前記バルブボディ３６の外周には図２に示すように、軸方向に５つの環状溝４１〜４５が間隔を有して形成されている。そして中央の環状溝４３に開口する供給口４６には前記油圧ポンプ１０の吐出ポートが接続され、その両側の環状溝４２、４４に開口するバイパス口４７、４８には前記電磁制御可変絞り弁２１を介挿したバイパス流路２０の両端が接続され、両端の環状溝４１、４５に開口するシリンダ口４９、５０にはパワーシリンダ１２の左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒが接続されている。
【００１６】
なお、図２ないし図４中、Ｐ１、Ｐ２はバルブボディ３６に形成された供給ポート、Ｂ１、Ｂ２はバルブボディ３６に形成されたバイパスポート、Ｃ１、Ｃ２はバルブボディ３６に形成されたシリンダポート、Ｒ１、Ｒ２はバルブシャフト３５に形成された排出ポートを示し、供給ポートＰ１、Ｐ２は前記供給口４６に、バイパスポートＢ１、Ｂ２は前記バイパス口４７、４８に、シリンダポートＣ１、Ｃ２は前記シリンダ口４９、５０にそれぞれ接続され、排出ポートＲ１、Ｒ２はバルブシャフト３５の内周および排出口５１を介してリザーバ１１に接続されている。
【００１７】
前記出力軸３２の先端にはピニオン軸５３が形成され、このピニオン軸５３に噛合するラック軸５４が前記ギヤハウジング３０に摺動可能に収納されている。ラック軸５４には前記パワーシリンダ１２のピストン５５（図３）が連結され、このピストン５５によってパワーシリンダ１２内を左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒに区画している。
【００１８】
前記各可変絞りを構成するバルブシャフト３５の凸条３８の端縁には図５に詳細図示するように３種類の面取３５Ａ、３５Ｂ、３５Ｃが形成されている。すなわち、センタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２を構成する面取３５Ａは、角度幅θ１にわたって形成され、またセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１〜Ｌ６を構成する面取３５Ｂは、角度幅θ２にわたって形成され、さらにセンタオープンタイプの第２可変絞りＨ１、Ｈ２を構成する面取３５Ｃは、角度幅θ３にわたって形成されている。かかる３種類の面取３５Ａ、３５Ｂ、３５Ｃの角度幅の大小関係は、θ３＞θ１＞θ２に設定されている。
【００１９】
また、センタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２は、図５（Ａ）に詳細図示するように、操舵の中立状態においてはオーバラップ角θＯによって実質的に閉止されており、ステアリングホイールの例えば左方向の操舵によって一方の可変絞りＴ１が徐々に開口されるとともに、他方の可変絞りＴ２が閉止状態を維持され、また右方向の操舵によって他方の可変絞りＴ２が徐々に開口されるとともに、一方の可変絞りＴ１が閉止状態を維持されるように構成されている。
【００２０】
一方、センタオープンタイプの第１可変絞りＬ１〜Ｌ６は、図５（Ｂ）に詳細図示するように、操舵の中立状態においては前記オーバラップ角θＯより小さなアンダラップ角θＵ（θＯ＞θＵ）の開度で開口されており、ステアリングホイールの例えば左方向の操舵によって一方の可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５の絞り面積が縮小方向に変化されるとともに、他方の可変絞りＬ２、Ｌ３、Ｌ６の絞り面積が拡大方向に変化され、また右方向の操舵によって他方の可変絞りＬ２、Ｌ３、Ｌ６の絞り面積が縮小方向に変化されるとともに、一方の可変絞りＬ２、Ｌ３、Ｌ６の絞り面積が拡大方向に変化されるように構成されている。
【００２１】
同様に、センタオープンタイプの第２可変絞りＨ１、Ｈ２は、図５（Ｃ）に詳細図示するように、操舵の中立状態においては前記第１可変絞りＬ１〜Ｌ６と同一のアンダラップ角θＵで開口されており、ステアリングホイールの例えば左方向の操舵によって一方の可変絞りＨ１の絞り面積が縮小方向に変化されるとともに、他方の可変絞りＨ２の絞り面積が拡大方向に変化され、また右方向の操舵によって他方の可変絞りＨ２の絞り面積が縮小方向に変化されるとともに、一方の可変絞りＨ２の絞り面積が拡大方向に変化されるように構成されている。
【００２２】
ここでアンダラップ角θＵは一例として、前記面取３５Ｂの角度幅θ２よりも小さな値に設定されている（θＵ＜θ２）。
さらに、前記バイパス流路２０に介挿された電磁制御可変絞り弁２１は、前記可変絞りとは独立して車速Ｖの増大に応じて絞り面積が増加するように制御されるようになっている。すなわち、図１、図３に示すように、車速センサ２２からの車速検出信号が制御ユニット２３に供給され、この制御ユニット２３で車速検出信号の値に応じた電流値の励磁電流に変換され、この励磁電流が電磁制御可変絞り弁２１に供給されることによって、その絞り面積が車速に応じて図６に示すように制御される。
【００２３】
上記したように構成した本実施の形態においては、油圧ポンプ１０より吐出された一定流量の作動油は、供給口４６より供給ポートＰ１、Ｐ２を介してロータリ制御弁１４の第１および第２制御弁部１５、１６に供給される。操舵の中立状態においては、第１制御弁部１５のセンタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２の絞り開度が制限されているため、油圧ポンプ１０より吐出された作動油の殆どは第２制御弁部１６のセンタオープンタイプの可変絞りＬ１〜Ｌ６およびＨ１、Ｈ２を通ってリザーバ１１に排出される。
【００２４】
この状態でステアリングホイールに僅かな操舵トルクが加えられてバルブシャフト３５がバルブボディ３６に対して例えば図３の反時計回り（図４の左方向）に僅かに相対回転すると、第１および第２制御弁部１５、１６のセンタオープンタイプの可変絞りのうち、可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５およびＨ１の絞り面積が縮小される。かかる第２制御弁部１６の可変絞りＬ４、Ｌ５およびＨ１の絞り面積の縮小により、油圧ポンプ１０の圧力が僅かに上昇するが、あるバルブ作動角までは第１制御弁部１５のセンタクローズドタイプの可変絞りＴ１の開度がセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１の開度に比べて十分に小さいため、パワーシリンダ１２の左右の油圧室１２Ｌ、１２Ｒの差圧は殆ど発生せず、実質的に０に保持される。従って中立付近においては、図７のＡ１に示すようにパワーシリンダ１２の両油圧室１２Ｌ、１２Ｒの差圧の上昇を防止でき、マニュアル操舵となってハンドル剛性を向上できる。
【００２５】
しかしてステアリングホイールに加えられた操舵トルクが大きくなってバルブ作動角が所定角以上になると、センタクローズドタイプの可変絞りＴ１の開度がセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１の開度に比べて大きくなるため、パワーシリンダ１２の一方の油圧室１２Ｌの圧力が上昇し、パワーシリンダ１２の両油圧室１２Ｌ、１２Ｒの差圧が上昇する。この両油圧室１２Ｌ、１２Ｒの差圧の上昇によってパワーアシストが働き、ステアリングホイールに加えられたマニュアル操舵がアシストされて軽快な操舵が達成される。
【００２６】
そしてステアリングホイールに加えられた操舵トルクにより、バルブシャフト３５がバルブボディ３６に対して角度θＡ（θＡ＝θＵ＋θ２）回転されると、図５の二点鎖線および図８に示すように、センタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５が閉止される。これによって油圧ポンプ１０から供給された作動油のリザーバ１１への排出が妨げられ、油圧ポンプ１０の圧力はレリーフ圧まで上昇し、図略のレリーフ弁よりリザーバ１１に排出されるようになる。
【００２７】
このように低速走行時および停車時においては、図７の線図Ａに示すように、小さな操舵トルクで高いシリンダ差圧を得ることができ、軽快な操舵が達成される。
一方、車両が高速で走行しているときには、車速センサ２２からの車速検出信号により、制御ユニット２３より車速に応じた電流値の励磁電流が出力される。このため、電磁制御可変絞り弁２１の絞り面積が図６に示すように比較的大きい絞り面積に制御される。このとき、操舵トルクが零ないしは僅かであるときには、前述したようにパワーシリンダ１２の両油圧室１２Ｌ、１２Ｒには差圧が生じることはなく、このパワーシリンダ１２で操舵アシストトルクを発生することはなく、ハンドル中立剛性が高められる。
【００２８】
この状態で、ステアリングホイールに加えられた操舵トルクが大きくなると、第１および第２制御弁部１５、１６のセンタオープンタイプの可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５およびＨ１の絞り面積が縮小され、ついにはセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５が閉止されるに至る。
しかしながら、この状態においても図５（Ｃ）の二点鎖線に示すように、第２可変絞りＨ１は未だ閉止されるに至らず、開口状態を維持しているため、この第２可変絞りＨ１を通過した作動油は、全開の第１可変絞りＬ３よりバイパス流路２０中の電磁制御可変絞り弁２１および全開の第１可変絞りＬ６を介してリザーバ１１に排出される。従って、センタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５が閉止された状態でも高いシリンダ差圧を得ることができず、高速走行時および停車時においては、図７の線図Ｂに示すように、大きな操舵トルクが必要となって高速安定性が得られる。
【００２９】
その状態で、車速が上昇すると、電磁制御可変絞り弁２１の絞り面積がさらに拡大されるため、操舵はさらに重くなり、操舵特性は図７の線図Ｃに示すようになる。また同一の車速で、ステアリングホイールに加える操舵トルクが大きくなると、第２可変絞りＨ１の絞り面積がさらに縮小されるため、操舵トルクの増大につれてシリンダ差圧が増大され、第２可変絞りＨ１が閉止されると、油圧ポンプ１０の圧力はレリーフ圧まで上昇するに至る。
【００３０】
従って高速走行時に緊急回避等のためにステアリングホイールを急操舵したような場合でも、アシスト切れを生ずるがことなく、操舵トルクの増大に応じたアシストトルクを享受できるようになる。
図９は本発明の第２の実施の形態を示すものである。なお、以下の説明においては、第１の実施の形態と同一部品については、同一符号を付し、極力重複説明を省略してある。
【００３１】
図９に示す第２の実施の形態における基本的なバルブ構成は第１の実施の形態と同様であり、第１制御弁部２１５のセンタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２とセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ２の配置を逆にした点を異にするものである。
図１０、図１１は本発明の第３の実施の形態を示し、バルブシャフト３５の円周上に設けられる可変絞りの配列を変更したものである。
【００３２】
すなわち、この第３の実施の形態においては、各一対のセンタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２およびセンタオープンタイプの第２可変絞りＨ１、Ｈ２を、第１制御弁部３１５および第２制御弁部３１６に振り分け、これら第１制御弁部３１５および第２制御弁部３１６の各可変絞りＴ１、Ｔ２（センタクローズドタイプ）の間にパワーシリンダ１２の左右室を接続するとともに、第１制御弁部３１５の第１の可変絞りＬ３、Ｌ５の間と、第２制御弁部１１６の第１の可変絞りＬ４、Ｌ６の間を、電磁制御可変絞り弁２１を介挿したバイパス流路２０で互いに接続したものである。
【００３３】
換言すれば、第３の実施の形態は、第１制御弁部３１５および第２制御弁部３１６の各一方の流路３１５Ａ、３１６Ａ上に、センタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２を配置し、各他方の流路３１５Ｂ、３１６Ｂ上にセンタオープンタイプの第２可変絞りＨ１、Ｈ２を配置したもので、機能的には第１の実施の形態と何ら異なるものではなく、等価的には図１と図１０は全く同じ形で表現することもできる。
【００３４】
この第３の実施の形態においても、操舵の中立付近におけるハンドル剛性を向上できることは勿論のこと、低速走行時および停車時にセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５が閉止されるまで操舵されると、油圧ポンプ１０から供給された作動油のリザーバ１１への排出が妨げられて軽快な操舵が達成され、また高速走行時においては、センタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ４、Ｌ５が閉止されるまで操舵されても、第２可変絞りＨ１を通過した作動油が、全開の第１の可変絞りＬ３よりバイパス流路２０中の電磁制御可変絞り弁２１および全開の第１可変絞りＬ６を介してリザーバ１１に排出され、操舵力が重くなって高速安定性が得られる。
【００３５】
図１２は本発明の第４の実施の形態を示すもので、基本的なバルブ構成は第３の実施の形態と同様にして、第１制御弁部３１５および第２制御弁部３１６の各センタクローズドタイプの可変絞りＴ１、Ｔ２と各センタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ２の配置を逆にした点を異にするものである。
図１３は本発明の第５の実施の形態を示すもので、基本的な回路構成は第１の実施の形態と同様にして、第２制御弁部４１６のセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ３Ａ〜Ｌ６Ａの絞り面積を、第１制御弁部４１５のセンタオープンタイプの第１可変絞りＬ１、Ｌ２の絞り面積と、第２制御弁部４１６のセンタオープンタイプの第２可変絞りＨ１、Ｈ２の絞り面積との中間値で、しかも互いに異なる絞り面積に設定したものである。
【００３６】
すなわち、センタオープンタイプの全ての可変絞りＬ１（Ｌ２）、Ｌ３Ａ（Ｌ４Ａ）、Ｌ５Ａ（Ｌ６Ａ）、Ｈ１（Ｈ２）の絞り面積に差を設けたのがこの実施の形態の主旨である。
この場合、絞り面積に差を設ける方式として、図１４（Ａ）に示すように、アンダラップ角は全て同じにして面取の角度幅θ１１〜θ１４を互いに異ならせるか、あるいは図１４（Ｂ）に示すように、面取の角度幅は全て同じにしてアンダラップ角θＵ１〜θＵ４を互いに異ならせるかの２つの方式を採り得る。
【００３７】
この実施の形態においては、ステアリングホイールに加えられる操舵トルクの大きさに応じて、先ず第１可変絞りＬ１（Ｌ２）が閉止され、以下可変絞りＬ３Ａ（Ｌ４Ａ）、Ｌ５Ａ（Ｌ６Ａ）の順序で段階的に閉止され、最後に第２可変絞りＨ１（Ｈ２）が閉止される。これにより上記した何れの実施の形態のものよりもシリンダ差圧の上昇を緩やかに制御できるようになる。
【００３８】
【発明の効果】
以上述べたように本発明によれば、センタクローズドタイプの可変絞りの採用により、中立付近の剛性を向上できるとともに、高速走行時の走行安定性を向上できる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態を示す油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の油圧系統図である。
【図２】ステアリングギヤの具体例を示す断面図である。
【図３】図２のＡ−Ａ線断面図である。
【図４】図３の半周部分を展開した展開図である。
【図５】図４のＡ、Ｂ、Ｃ部の詳細図である。
【図６】車速と電磁制御可変絞り弁の絞り面積との関係を示す図である。
【図７】操舵トルクとシリンダ差圧との関係を示す特性図である。
【図８】図４の作動状態を示す図である。
【図９】本発明の第２の実施の形態を示す油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の油圧系統図である。
【図１０】本発明の第３の実施の形態を示す油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の油圧系統図である。
【図１１】第３の実施の形態における図４に相応する展開図である。
【図１２】本発明の第４の実施の形態を示す油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の油圧系統図である。
【図１３】本発明の第５の実施の形態を示す油圧式パワーステアリングの油圧制御装置の油圧系統図である。
【図１４】第５の実施の形態におけるバルブ形状を示す図である。
【符号の説明】
１０ 油圧ポンプ
１１ リザーバ
１２ パワーシリンダ
１４ ロータリ制御弁
１５ 第１制御弁部
１６ 第２制御弁部
２０ バイパス流路
２１ 電磁制御可変絞り弁
２２ 車速センサ
２３ 制御ユニット
３５ バルブシャフト
３６ バルブボディ
Ｔ１、Ｔ２ センタクローズドタイプの可変絞り
Ｌ１〜Ｌ６ センタオープンタイプの第１可変絞り
Ｈ１、Ｈ２ センタオープンタイプの第２可変絞り[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for a hydraulic power steering, and more particularly to a hydraulic pressure control device that can improve steering wheel rigidity at neutral steering and traveling stability at low speed traveling while ensuring light steering at low speed traveling and stopping. The present invention relates to a hydraulic control device for a power steering system.
[0002]
[Prior art]
In a hydraulic control device for a conventional hydraulic power steering, a high-pressure side flow path and a low-pressure side flow path are bypassed in order to satisfy high steering response at low speed driving and steering stability at high speed driving. There is proposed a bypass passage provided with an electromagnetically controlled variable throttle valve whose throttle area increases in accordance with an increase in vehicle speed.
[0003]
As a result, when the vehicle is running at low speed or when the vehicle is stopped, the throttle area of the electromagnetically controlled variable throttle valve in the bypass passage is reduced to zero, thereby increasing the cylinder pressure difference of the power cylinder that generates the assist torque even when the steering torque is small. The ratio is increased to satisfy the high steering response.
On the other hand, during high-speed running, the throttle area of the electromagnetically controlled variable throttle valve is increased so that the increasing rate of the cylinder differential pressure of the power cylinder that generates the assist torque does not increase unless the steering torque is increased. Satisfies stability.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-mentioned conventional hydraulic power steering hydraulic control device can sufficiently satisfy both high steering response at low speed running and at a stop and stability of steering at high speed running. If the hydraulic characteristics are set to reduce the steering torque at low speeds, the steering torque will be too light at high speeds and the vehicle will fluctuate. There was a problem that the steering force at the time of stopping was too large.
[0005]
Therefore, the present invention has been made in view of the problems of the above-described conventional hydraulic power steering hydraulic control apparatus, and generates a large steering assist torque at low speed traveling and at a stop to reduce the steering force. To provide a hydraulic power steering hydraulic control device capable of obtaining a suitable steering force corresponding to the vehicle speed during high-speed running, and also to increase the steering wheel rigidity when the steering is neutral in the hydraulic power steering. It is an object to provide a control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a first aspect of the present invention is a hydraulic control system for a hydraulic power steering, comprising a rotary control valve provided between a hydraulic pump and a reservoir for controlling supply and discharge of hydraulic oil to and from a power cylinder. In the device, the rotary control valve includes a first control valve connected to the hydraulic pump and the reservoir, and a second control valve connected in parallel with the first control valve, wherein the first control valve is connected to the hydraulic control pump. A pair of center-closed variable throttles and a pair of center-open type variable throttles are provided between the pump and the oil chambers of the power cylinder and between the oil chambers of the power cylinder and the reservoir, respectively . the second control valve between each of said hydraulic pump and the reservoir, comprises opposite the variable throttle of the center open type two or more of three pairs of different aperture size, to face the second control valve Center open type variable throttle bypass flow was interposed an electromagnetic control variable throttle valve opening stop according to the increase of the connected vehicle speed is increased to between paths is provided, at the time of neutral steering, the center closed type It is configured such that the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump is exclusively discharged to the reservoir via the first control valve due to the restriction of the variable throttle, and at the time of high-speed traveling, one of the two or more variable throttles is After being closed, the hydraulic oil supplied to the second control valve is discharged to the reservoir via the bypass flow path.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control apparatus for a hydraulic power steering, comprising a rotary control valve provided between a hydraulic pump and a reservoir for controlling supply and discharge of hydraulic oil to and from a power cylinder. Comprises a first control valve connected to the hydraulic pump and the reservoir, and a second control valve connected in parallel to the first control valve, and one of the flow paths of the first and second control valves A center-closed type variable throttle and a center-open type variable throttle are provided one by one, and the other flow path of the first and second control valves has two or more types of three pairs of center-opened types having different throttle openings. , A power cylinder is connected between one flow path of each of the first and second control valves, and a power cylinder is connected between the other flow paths of the first and second control valves. Throttle opening changes according to vehicle speed When the vehicle is running at low speed and the steering is neutral, the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump is exclusively used by the restriction of the center-closed type variable throttle. It is configured to discharge to the reservoir through the other flow path. During high-speed traveling, after one of the first and second variable throttles is closed by the opening of the electromagnetically controlled variable throttle valve, The hydraulic fluid is discharged to the reservoir via the bypass passage between the first and second control valves.
[0008]
Further, the invention according to claim 3 is characterized in that, in the device according to claim 1 or 2, the throttle opening of the electromagnetically controlled variable throttle valve is closed during low-speed running, and the throttle opening is increased in accordance with an increase in vehicle speed during high-speed running. It is controlled to expand.
[0009]
Embodiment
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a hydraulic system diagram showing the overall configuration of a hydraulic control device for a hydraulic power steering. The hydraulic control device includes a hydraulic pump 10 that is driven by an unillustrated automobile engine and discharges a constant flow of hydraulic oil. , A reservoir 11, a power cylinder 12 for power-assisting steering operation, and a rotary that operates in response to a steering operation of a steering wheel (not shown) and restricts hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 10 to the power cylinder 12. A control valve 14 is provided.
[0010]
The rotary control valve 14 includes a first control valve unit 15 and a second control valve unit 16 connected in parallel between the hydraulic pump 10 and the reservoir 11, and the first control valve unit 15 has four flow paths. The second control valve section 16 has a configuration in which six flow paths are bridge-connected.
The hydraulic pump 10 and the reservoir 11 are respectively connected to one diagonal connection point of the four flow paths forming the first control valve portion 15, and the left and right hydraulic chambers of the power cylinder 12 are connected to the other diagonal connection point. 12L and 12R are connected respectively. The hydraulic pump 10 and the reservoir 11 are connected to one diagonal connection point of one of the six flow paths forming the second control valve portion 16, respectively.
[0011]
Center-closed type variable throttles T1 and T2 are respectively inserted upstream of the respective flow paths 15A and 15B of the first control valve unit 15, and center-open type first variable throttles L1 and L2 are respectively provided downstream thereof. It is interposed. On the upstream side and the middle side of each flow path 16A, 16B of the second control valve portion 16, first and second variable throttles L3, L4 and H1, H2 of a center open type having different throttle openings are respectively connected in series. The center-open type first variable apertures L5 and L6 are respectively inserted downstream.
[0012]
The connection point between the middle flow path and the downstream flow path of each flow path 16A, 16B of the second control valve section 16 is connected to each other via a bypass flow path 20. A throttle valve 21 is inserted.
2 and 3 show a specific configuration of a rack and pinion type steering gear provided with the rotary control valve 14. FIG. The cross-sectional view of FIG. 3 is a composite of a cross-sectional view of the rotary control valve 14 at different positions in the axial direction, and is not strictly a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
[0013]
2 and 3, an input shaft 31 and an output shaft 32 connected to a steering wheel are rotatably housed on the same axis in a gear housing 30. The input shaft 31 and the output shaft 32 are connected to a torsion bar 33. Are connected so as to be relatively rotatable.
A cylindrical valve shaft 35 and a valve body 36 that constitute the rotary control valve 14 are connected to the input shaft 31 and the output shaft 32, respectively. The valve shaft 35 and the valve body 36 are fitted to be rotatable relative to each other. Have been. Ten concave grooves 37 are formed on the inner circumference of the valve body 36, and ten convex ridges 38 corresponding to these concave grooves 37 are formed on the outer circumference of the valve shaft 35. In this way, the rotation direction edges of the concave groove 37 and the ridge 38 constitute 20 variable apertures on the circumference.
[0014]
In the rotary control valve 14, first control valve portions 15 and second control valve portions 16 are formed alternately on a circumference, and a pair of first control valve portions 15 are arranged to face each other with a diameter line, and a pair of second control valve portions 15 are arranged. The valve portion 16 is disposed to face the diameter line substantially orthogonal to the diameter line. That is, the rotary control valve 14 is configured to be axially symmetric with respect to the one-dot chain line X1 in FIG. 3, and FIG.
[0015]
As shown in FIG. 2, five annular grooves 41 to 45 are formed in the outer periphery of the valve body 36 in the axial direction at intervals. A discharge port of the hydraulic pump 10 is connected to a supply port 46 that opens in the central annular groove 43, and the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 is connected to bypass ports 47 and 48 that open in annular grooves 42 and 44 on both sides thereof. The left and right hydraulic chambers 12L, 12R of the power cylinder 12 are connected to the cylinder ports 49, 50 that open to the annular grooves 41, 45 at both ends.
[0016]
2 to 4, P1 and P2 are supply ports formed in the valve body 36, B1 and B2 are bypass ports formed in the valve body 36, and C1 and C2 are cylinder ports formed in the valve body 36. , R1, R2 denote exhaust ports formed in the valve shaft 35, supply ports P1, P2 to the supply port 46, bypass ports B1, B2 to the bypass ports 47, 48, and cylinder ports C1, C2 to the The discharge ports R1 and R2 are connected to the reservoir 11 through the inner periphery of the valve shaft 35 and the discharge port 51, respectively.
[0017]
A pinion shaft 53 is formed at the end of the output shaft 32, and a rack shaft 54 that meshes with the pinion shaft 53 is slidably housed in the gear housing 30. A piston 55 (FIG. 3) of the power cylinder 12 is connected to the rack shaft 54, and the piston 55 divides the inside of the power cylinder 12 into left and right hydraulic chambers 12L and 12R.
[0018]
As shown in detail in FIG. 5, three types of chamfers 35A, 35B and 35C are formed at the edges of the ridges 38 of the valve shaft 35 constituting each of the variable throttles. That is, the chamfer 35A constituting the center-closed type variable apertures T1 and T2 is formed over the angular width θ1, and the chamfer 35B constituting the center-open type first variable apertures L1 to L6 is extended over the angle width θ2. The chamfer 35C that is formed and further configures the center-open type second variable apertures H1 and H2 is formed over the angular width θ3. The magnitude relationship between the angular widths of the three types of chamfers 35A, 35B, and 35C is set as θ3>θ1> θ2.
[0019]
Further, as shown in detail in FIG. 5 (A), the center-closed type variable throttles T1, T2 are substantially closed by the overlap angle θO in the neutral state of the steering, and are, for example, leftward of the steering wheel. One of the variable apertures T1 is gradually opened by the steering, the other variable aperture T2 is maintained in the closed state, and the other variable aperture T2 is gradually opened by the rightward steering, and the one variable aperture T1 is opened. The aperture T1 is configured to maintain the closed state.
[0020]
On the other hand, as shown in detail in FIG. 5B, the center open type first variable apertures L1 to L6 have an underlap angle θU (θO> θU) smaller than the overlap angle θO in the neutral state of steering. The aperture is opened at an opening degree, and the aperture area of one of the variable apertures L1, L4, L5 is changed in the reduction direction by, for example, leftward steering of the steering wheel, and the aperture area of the other variable aperture L2, L3, L6. Is changed in the enlargement direction, and the steering area in the right direction changes the stop area of the other variable stop L2, L3, L6 in the contraction direction, and the stop area of one variable stop L2, L3, L6 in the enlargement direction. It is configured to be changed.
[0021]
Similarly, as shown in detail in FIG. 5C, the center open type second variable apertures H1 and H2 have the same underlap angle θU as the first variable apertures L1 to L6 in the neutral state of steering. The aperture is opened, and the diaphragm area of one variable diaphragm H1 is changed in the direction of reduction while the diaphragm area of the other variable diaphragm H2 is changed in the direction of enlargement by, for example, leftward steering of the steering wheel. The steering is configured so that the aperture area of the other variable aperture H2 is changed in the reduction direction and the aperture area of the one variable aperture H2 is changed in the enlargement direction.
[0022]
Here, as an example, the underlap angle θU is set to a value smaller than the angle width θ2 of the chamfer 35B (θU <θ2).
Further, the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 inserted in the bypass passage 20 is controlled so that the throttle area increases in accordance with an increase in the vehicle speed V independently of the variable throttle. . That is, as shown in FIGS. 1 and 3, a vehicle speed detection signal from a vehicle speed sensor 22 is supplied to a control unit 23, and the control unit 23 converts the vehicle speed into an exciting current having a current value corresponding to the value of the vehicle speed detection signal. By supplying the exciting current to the electromagnetically controlled variable throttle valve 21, the throttle area is controlled according to the vehicle speed as shown in FIG.
[0023]
In the present embodiment configured as described above, a constant flow of hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 10 is supplied from the supply port 46 to the first and second control units of the rotary control valve 14 via the supply ports P1 and P2. It is supplied to the valve parts 15 and 16. In the neutral state of steering, since the opening degree of the center-closed type variable throttles T1 and T2 of the first control valve portion 15 is limited, most of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 10 is the second control valve. It is discharged to the reservoir 11 through the center-open type variable throttles L1 to L6 and H1 and H2 of the section 16.
[0024]
In this state, when a slight steering torque is applied to the steering wheel and the valve shaft 35 slightly rotates relative to the valve body 36, for example, counterclockwise in FIG. 3 (leftward in FIG. 4), the first and second valves are rotated. Of the variable apertures of the center open type of the control valve sections 15 and 16, the aperture areas of the variable apertures L1, L4, L5 and H1 are reduced. The pressure of the hydraulic pump 10 slightly increases due to the reduction of the throttle areas of the variable throttles L4, L5, and H1 of the second control valve unit 16, but the center control type of the first control valve unit 15 is maintained up to a certain valve operating angle. Of the variable throttle T1 of the power cylinder 12 is substantially smaller than the opening of the first variable throttle L1 of the center open type, so that the pressure difference between the left and right hydraulic chambers 12L and 12R of the power cylinder 12 hardly occurs. Is held at 0. Therefore, near the neutral position, as shown by A1 in FIG. 7, an increase in the differential pressure between the two hydraulic chambers 12L and 12R of the power cylinder 12 can be prevented, and manual steering can be performed to improve the handle rigidity.
[0025]
When the steering torque applied to the steering wheel increases and the valve operating angle becomes a predetermined angle or more, the opening degree of the center-closed type variable throttle T1 is larger than the opening degree of the center-opened first variable throttle L1. Since the pressure increases, the pressure in one hydraulic chamber 12L of the power cylinder 12 increases, and the differential pressure between the two hydraulic chambers 12L and 12R of the power cylinder 12 increases. The power assist is activated by the increase in the differential pressure between the two hydraulic chambers 12L and 12R, and the manual steering applied to the steering wheel is assisted to achieve light steering.
[0026]
When the valve shaft 35 is rotated by an angle θA (θA = θU + θ2) with respect to the valve body 36 by the steering torque applied to the steering wheel, as shown in a two-dot chain line in FIG. 5 and FIG. The first variable diaphragms L1, L4, L5 are closed. This prevents the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 10 from being discharged to the reservoir 11, and the pressure of the hydraulic pump 10 rises to a relief pressure, and is discharged from the relief valve (not shown) to the reservoir 11.
[0027]
In this manner, at the time of low-speed running and at the time of stopping, as shown in the diagram A of FIG. 7, a high cylinder differential pressure can be obtained with a small steering torque, and light steering is achieved.
On the other hand, when the vehicle is running at a high speed, the control unit 23 outputs an excitation current having a current value corresponding to the vehicle speed based on the vehicle speed detection signal from the vehicle speed sensor 22. Therefore, the throttle area of the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 is controlled to a relatively large throttle area as shown in FIG. At this time, when the steering torque is zero or small, as described above, there is no pressure difference between the two hydraulic chambers 12L and 12R of the power cylinder 12, and the power cylinder 12 cannot generate the steering assist torque. And the neutral rigidity of the steering wheel is increased.
[0028]
In this state, when the steering torque applied to the steering wheel increases, the aperture areas of the center-open type variable apertures L1, L4, L5, and H1 of the first and second control valve sections 15, 16 are reduced, and finally, The first variable apertures L1, L4, L5 of the center open type are closed.
However, even in this state, as shown by the two-dot chain line in FIG. 5C, the second variable stop H1 has not yet been closed and is still in the open state, so that the second variable stop H1 is not closed. The hydraulic oil that has passed is discharged from the fully opened first variable throttle L3 to the reservoir 11 via the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 in the bypass flow path 20 and the fully opened first variable throttle L6. Accordingly, even when the first variable throttles L1, L4, L5 of the center open type are closed, a high cylinder pressure difference cannot be obtained, and during high-speed running and when the vehicle is stopped, as shown in the diagram B of FIG. In addition, a large steering torque is required, and high-speed stability is obtained.
[0029]
If the vehicle speed increases in this state, the throttle area of the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 is further increased, so that the steering becomes heavier and the steering characteristics become as shown in a diagram C of FIG. When the steering torque applied to the steering wheel increases at the same vehicle speed, the throttle area of the second variable throttle H1 is further reduced, so that the cylinder differential pressure increases as the steering torque increases, and the second variable throttle H1 is closed. Then, the pressure of the hydraulic pump 10 rises to the relief pressure.
[0030]
Therefore, even when the steering wheel is suddenly steered for emergency avoidance or the like during high-speed traveling, the assist torque according to the increase in the steering torque can be enjoyed without the occurrence of the disconnection of the assist.
FIG. 9 shows a second embodiment of the present invention. In the following description, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the repeated description is omitted as much as possible.
[0031]
The basic valve configuration in the second embodiment shown in FIG. 9 is the same as that of the first embodiment, and the center control type variable throttles T1 and T2 of the first control valve unit 215 and the center open type variable throttles T1 and T2. The difference is that the arrangement of one variable stop L1 and L2 is reversed.
FIGS. 10 and 11 show a third embodiment of the present invention, in which the arrangement of variable throttles provided on the circumference of the valve shaft 35 is changed.
[0032]
That is, in the third embodiment, each of the pair of center-closed-type variable throttles T1 and T2 and the center-open-type second variable throttles H1 and H2 is connected to the first control valve unit 315 and the second control valve unit. 316, the left and right chambers of the power cylinder 12 are connected between the variable throttles T1 and T2 (center closed type) of the first control valve section 315 and the second control valve section 316, and the first control valve section 315 Between the first variable throttles L3 and L5 and the first variable throttles L4 and L6 of the second control valve section 116 are connected to each other by a bypass flow path 20 interposed with an electromagnetically controlled variable throttle valve 21. Things.
[0033]
In other words, in the third embodiment, the center-closed type variable throttles T1 and T2 are arranged on one of the flow paths 315A and 316A of the first control valve section 315 and the second control valve section 316, respectively. The second variable throttles H1, H2 of the center open type are arranged on the other flow paths 315B, 316B, respectively, and are not functionally different from those of the first embodiment. 10 and FIG. 10 can be expressed in exactly the same form.
[0034]
Also in the third embodiment, the steering rigidity near the neutral position of the steering can be improved, and the steering can be performed until the center-open type first variable throttles L1, L4, and L5 are closed during low-speed running and when the vehicle is stopped. Then, the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 10 is prevented from being discharged to the reservoir 11, and light steering is achieved. In high-speed traveling, the center-open type first variable throttles L1, L4, L5 Even if the steering is performed until the valve is closed, the hydraulic oil that has passed through the second variable throttle H1 receives the electromagnetically controlled variable throttle valve 21 in the bypass flow path 20 and the first variable throttle that is fully open from the first variable throttle L3 that is fully open. The fuel is discharged to the reservoir 11 via L6, and the steering force is increased, so that high-speed stability is obtained.
[0035]
FIG. 12 shows a fourth embodiment of the present invention. The basic valve configuration is the same as that of the third embodiment, and the center of each of the first control valve portion 315 and the second control valve portion 316 is changed. The difference is that the arrangement of the closed-type variable diaphragms T1, T2 and the respective center-opening-type first variable diaphragms L1, L2 are reversed.
FIG. 13 shows a fifth embodiment of the present invention. The basic circuit configuration is the same as that of the first embodiment, and the center opening type first variable throttle L3A of the second control valve portion 416 is provided. The aperture area of L6A is reduced by the aperture area of the center-open type first variable apertures L1 and L2 of the first control valve section 415 and the aperture area of the center-open type second variable apertures H1 and H2 of the second control valve section 416. The aperture value is set to an intermediate value with respect to the area and different from each other.
[0036]
That is, it is the gist of this embodiment that the aperture areas of all the variable apertures L1 (L2), L3A (L4A), L5A (L6A), and H1 (H2) of the center open type are different.
In this case, as a method of providing a difference in the aperture area, as shown in FIG. 14A, the underlap angles are all the same and the chamfer angle widths θ11 to θ14 are different from each other, or FIG. As shown in (2), there can be adopted two methods in which the angle widths of the chamfers are all the same and the underlap angles θU1 to θU4 are different from each other.
[0037]
In this embodiment, the first variable throttle L1 (L2) is first closed in accordance with the magnitude of the steering torque applied to the steering wheel, and then the variable throttles L3A (L4A) and L5A (L6A) are sequentially changed. And the second variable aperture H1 (H2) is finally closed. As a result, the rise in the cylinder differential pressure can be controlled more gently than in any of the above-described embodiments.
[0038]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, by employing the center-closed type variable throttle, there is an effect that the rigidity near the neutral position can be improved and the running stability during high-speed running can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic system diagram of a hydraulic control device for a hydraulic power steering system according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view showing a specific example of a steering gear.
FIG. 3 is a sectional view taken along line AA of FIG. 2;
FIG. 4 is a development view in which a half circumference portion of FIG. 3 is developed.
FIG. 5 is a detailed view of a portion A, B, and C in FIG. 4;
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a vehicle speed and a throttle area of an electromagnetically controlled variable throttle valve.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing a relationship between a steering torque and a cylinder differential pressure.
FIG. 8 is a view showing an operation state of FIG. 4;
FIG. 9 is a hydraulic system diagram of a hydraulic control device for a hydraulic power steering system according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a hydraulic system diagram of a hydraulic control device for a hydraulic power steering system according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a development view corresponding to FIG. 4 in the third embodiment.
FIG. 12 is a hydraulic system diagram of a hydraulic power steering hydraulic control device according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a hydraulic system diagram of a hydraulic control device for a hydraulic power steering system according to a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a view showing a valve shape according to a fifth embodiment.
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 10 hydraulic pump 11 reservoir 12 power cylinder 14 rotary control valve 15 first control valve section 16 second control valve section 20 bypass flow path 21 electromagnetically controlled variable throttle valve 22 vehicle speed sensor 23 control unit 35 valve shaft 36 valve body T1, T2 center Closed type variable apertures L1 to L6 Center open type first variable apertures H1, H2 Center open type second variable apertures

Claims (3)

油圧ポンプとリザーバとの間に設けられパワーシリンダへの作動油の給排を制御するロータリ制御弁を備えた油圧式パワーステアリングの油圧制御装置において、前記ロータリ制御弁は、前記油圧ポンプとリザーバとに接続する第１制御弁と、この第１制御弁と並列に接続する第２制御弁とを備え、前記第１制御弁は前記油圧ポンプとパワーシリンダの両油室との各間および前記パワーシリンダの両油室とリザーバとの各間に、一対のセンタクローズドタイプの可変絞りと一対のセンタオープンタイプの可変絞りを備え、前記第２制御弁は前記油圧ポンプとリザーバとの各間に、絞り開度の異なる２種以上の三対のセンタオープンタイプの可変絞りを対向して備え、前記第２制御弁には対向するセンタオープンタイプの可変絞り間に接続され車速の増加に応じて絞り開度が増大される電磁制御可変絞り弁を介挿したバイパス流路が設けられ、操舵の中立時においては、前記センタクローズドタイプの可変絞りの制限によって油圧ポンプから供給された作動油を専ら前記第制御弁を介してリザーバに排出するように構成され、高速走行時においては、前記２種以上の可変絞りの何れか１つが閉止された後は前記第２制御弁に供給された作動油を前記バイパス流路を介してリザーバに排出するように構成してなる油圧式パワーステアリングの油圧制御装置。In a hydraulic power steering hydraulic control device including a rotary control valve provided between a hydraulic pump and a reservoir for controlling supply and discharge of hydraulic oil to a power cylinder, the rotary control valve includes the hydraulic pump and the reservoir. And a second control valve connected in parallel with the first control valve, wherein the first control valve is provided between the hydraulic pump and the oil chambers of the power cylinder and the power supply. A pair of center-closed type variable throttles and a pair of center-open type variable throttles are provided between both oil chambers of the cylinder and the reservoir, and the second control valve is provided between the hydraulic pump and the reservoir. provided to face the variable throttle of the center open type two or more of three pairs of different aperture size, in the second control valve is connected between center-open type variable aperture facing A bypass flow passage is provided through an electromagnetically controlled variable throttle valve whose throttle opening is increased in accordance with an increase in speed, and is supplied from a hydraulic pump due to the restriction of the center-closed type variable throttle when steering is neutral. The operating oil is discharged exclusively to the reservoir via the second control valve. During high-speed running, the second control valve is closed after one of the two or more variable throttles is closed. A hydraulic control device for a hydraulic power steering, wherein the hydraulic oil supplied to the hydraulic power steering is discharged to a reservoir via the bypass flow path. 油圧ポンプとリザーバとの間に設けられパワーシリンダへの作動油の給排を制御するロータリ制御弁を備えた油圧式パワーステアリングの油圧制御装置において、前記ロータリ制御弁は、前記油圧ポンプとリザーバとに接続する第１制御弁と、この第１制御弁と並列に接続する第２制御弁とを備え、前記第１および第２制御弁の一方の流路には１個ずつのセンタクローズドタイプの可変絞りとセンタオープンタイプの可変絞りを設け、前記第１および第２制御弁の他方の流路には絞り開度の異なる２種以上の三対のセンタオープンタイプの可変絞りを有し、前記第１および第２制御弁の各一方の流路の間にはパワーシリンダを接続し、また前記第１および第２制御弁の各他方の流路の間には車速に応じて絞り開度が変化される電磁制御可変絞り弁を介挿したバイパス流路が設けられ、低速走行でかつ操舵の中立時においては、前記センタクローズドタイプの可変絞りの制限によって油圧ポンプから供給された作動油を専ら前記他方の流路を介してリザーバに排出するように構成され、高速走行時においては、前記電磁制御可変絞り弁の開口によって前記第１および第２の可変絞りの何れか一方が閉止された後は第１および第２制御弁間の前記バイパス流路を介して作動油をリザーバに排出するように構成してなる油圧式パワーステアリングの油圧制御装置。In a hydraulic power steering hydraulic control device including a rotary control valve provided between a hydraulic pump and a reservoir for controlling supply and discharge of hydraulic oil to a power cylinder, the rotary control valve includes the hydraulic pump and the reservoir. And a second control valve connected in parallel with the first control valve, and one flow path of each of the first and second control valves is provided with one center-closed type. A variable throttle and a center open type variable throttle are provided, and the other flow path of the first and second control valves has two or more three pairs of center open type variable throttles having different throttle openings, A power cylinder is connected between one of the flow paths of the first and second control valves, and a throttle opening is set between the other flow paths of the first and second control valves in accordance with the vehicle speed. Changed electromagnetic control variable throttle A bypass flow passage provided with a valve is provided, and when the vehicle is traveling at a low speed and the steering is neutral, the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump by the restriction of the center-closed type variable throttle is exclusively passed through the other flow passage. During high-speed traveling, the first and second variable throttles are closed after one of the first and second variable throttles is closed by the opening of the electromagnetically controlled variable throttle valve. A hydraulic control device for a hydraulic power steering device configured to discharge hydraulic oil to a reservoir via the bypass passage between valves. 前記電磁制御可変絞り弁は、低速走行時には絞り開度が閉止され、高速走行時には車速の増大に応じて絞り開度が拡大するように制御されるようになっている請求項１あるいは２に記載の油圧式パワーステアリングの油圧制御装置。3. The electromagnetically controlled variable throttle valve according to claim 1, wherein the throttle opening is controlled so that the throttle opening is closed during low-speed running and the throttle opening is increased in accordance with an increase in vehicle speed during high-speed running. 4. Hydraulic power steering hydraulic control device.

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