JP3807853B2

JP3807853B2 - Hydraulic control valve

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Publication number: JP3807853B2
Application number: JP25900498A
Authority: JP
Inventors: 修佐野; 渉山田
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 1998-09-11
Filing date: 1998-09-11
Publication date: 2006-08-09
Anticipated expiration: 2018-09-11
Also published as: JP2000085599A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、同軸上に嵌め合わせたバルブボディーとバルブスプールとの相対角変位を利用して油圧の制御動作をなす回転式の油圧制御弁に関し、特に、油圧式の動力舵取装置において、操舵補助用のパワーシリンダへの送給油圧を舵輪操作に応じて制御すべく用いられる油圧制御弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
舵取機構中に配した複動式の油圧シリンダ（パワーシリンダ）が発生する油圧力により舵取りを補助し、舵輪（ステアリングホイール）の操作に要する労力負担を軽減する油圧式の動力舵取装置は、エンジンにて駆動される油圧ポンプ及び作動油を収納する油タンクと前記パワーシリンダとの間に、舵輪に加わる操舵トルクの方向及び大きさに応じて油圧の給排制御を行う油圧制御弁を配し、該油圧制御弁の動作により、前記油圧ポンプが発生する圧油を前記パワーシリンダの対応する側のシリンダ室に送給する構成となっている。
【０００３】
前記油圧制御弁としては、舵輪の回転を直接的に利用する回転式の油圧制御弁が用いられている。これは、舵輪に連なる入力軸と舵取機構に連なる出力軸とをトーションバーを介して同軸的に連結し、一方の連結端に係合された筒形のバルブボディーの内側に、他方の連結端に一体的に形成したバルブスプールを同軸上での相対回転自在に嵌め合わせてなり、舵輪に操舵トルクが加えられたとき、前記トーションバーの捩れに伴ってバルブボディーとバルブスプールとの間に相対角変位を生ぜしめる構成となっている。
【０００４】
バルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上（前者の内周と後者の外周）には、軸長方向に延びる各複数の油溝が周方向に略等配をなして並設してあり、バルブボディーとバルブスプールとは、夫々の油溝が周方向に千鳥配置され、相隣するもの同士が相互に連通するように位置決めされている。バルブボディー側又はバルブスプール側の油溝の内、１つ置きに位置する半数は、油圧源としての前記油圧ポンプの吐出側に連通されて給油室を形成し、また残りの半数は、排油先としての前記油タンクに連通されて排油室を形成している。更に、バルブスプール側又はバルブボディー側の油溝は、送油先となるパワーシリンダの両シリンダ室に交互に連通されて送油室を形成している。
【０００５】
図５は、従来の油圧制御弁の動作説明図である。本図は、バルブボディー１及びバルブスプール２の嵌合部を直線展開したものであり、バルブボディー１の内周に並ぶ油溝４，４…は、送油室12，13を構成し、各別の送油孔を介して図示しないパワーシリンダの両シリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lに交互に接続されており、またバルブスプール２の外周に並ぶ油溝５，５…は、各別の導油孔を介して油圧ポンプＰの吐出側に接続された給油室10と、各別の排油孔を介して油タンクＴに接続された排油室11とを交互に構成している。なお、図とは逆の構成、即ち、バルブスプール２側の油溝５，５…を送油室12，13とし、バルブボディー１側の油溝４，４…を給油室10及び排油室11とした構成もまた可能である。
【０００６】
バルブボディー１側の油溝４，４…と、バルブスプール２側の油溝５，５…とは、夫々の両側にて等しい面積を有して連通しており、これらの連通部が前記相対角変位に応じて絞り面積を変える絞り部６，６…として作用し、この絞り面積の変化により、前記送油室12，13を経てシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lに送給される油圧が制御される。
【０００７】
図５（ａ）は、バルブボディー１とバルブスプール２との間に相対角変位が生じていない状態を示している。このとき、油圧ポンプＰから給油室10に供給される圧油は、該給油室10の両側の等面積の絞り部６，６を経て相隣する送油室12，13に均等に振り分けられて流入し、これらの送油室12，13の他側の等面積の絞り部６，６を経て排油室11，11に導かれ、これらに連なる油タンクＴに還流する経路を辿ることになり、給油室10への供給油圧は、前記シリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lのいずれにも送給されず、パワーシリンダは何らの力も発生しない。
【０００８】
図５（ｂ）は、舵輪に操舵トルクが加わり、バルブボディー１とバルブスプール２との間に相対角変位が生じた状態を示している。このとき、給油室10の両側の絞り部６，６の内、一方（送油室12側）の絞り面積が増大し、他方（送油室13側）の絞り面積が減少する結果、前記給油室10に供給された圧油は、絞り面積を増した絞り部６を経て主として送油室12に導入されるようになり、該送油室12と他方の送油室13との間、及びこれら夫々に連なるシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_L間に圧力差が生じ、該パワーシリンダは、この圧力差に相当する油圧力（操舵補助力）を発生する。
【０００９】
この際に生じる圧力差は、他方（送油室13側）の絞り部６での絞り面積の減少程度に依存し、この減少程度は前記相対角変位の大きさ、即ち、舵輪に加わる操舵トルクの大きさに対応する。従って、前記パワーシリンダの発生力は、舵輪に加わる操舵トルクに対応する向きと大きさとを有することになり、舵取りを補助することができる。このとき、パワーシリンダの動作により押し出される他方のシリンダ室Ｓ_L内部の油は、他方の送油室13に還流し、該送油室13の一側にて絞り面積を増した絞り部６を経て排油室11に導入され、該排油室11に接続された油タンクＴに排出される。
【００１０】
なお、動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増加特性は、舵輪に加わる操舵トルクに対して比例的に増加する特性ではなく、前記操舵トルクが小さい範囲では漸増し、所定の限界を超えると共に急増する特性である。このような特性を得るべく、各絞り部６に面したバルブスプール２側の油溝５の角縁には、該バルブスプール２の周面に対して所定の傾斜角度を有し、周方向に所定の幅を有した面取り部（チャンファ７）を形成し、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対する各絞り部６の絞り面積の変化が緩やかに生ずるようにしてある。
【００１１】
さて、以上の如き動作をなす油圧制御弁においては、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位が大きい場合、この変位に伴って絞り面積を減じた絞り部６を作動油が通流する際に、耳障りな流動音を伴ってキャビテーションが発生する問題があった。この流動音は、車室の内部が比較的静かな状態にある停止又は低速走行中に舵輪が大きく操作された場合に発生し、この流動音の伝播により車室内部の静粛性を阻害すると共に、運転者に無用な不安を与える虞れがあり、これらのことから前記流動音を低減することが重要な課題となっている。
【００１２】
本願出願人による特開平8-230701号公報においては、前述した流動音の原因となるキャビテーションの発生程度が、絞り面積を減じた絞り部６における作動油の流れ方向に応じて異なり、前記流動音が、バルブスプール２側の油溝５からバルブボディー１側の油溝４に向かう流れ（以下この流れを外向き流れという）において小さく、バルブボディー１側の油溝４からバルブスプール２側の油溝５に向かう流れ（以下この流れを内向き流れという）において大きいことに着目し、バルブボディー１側の油溝４，４…又はバルブスプール２側の油溝５，５…をオフセット配置して、外向き流れが生じる絞り部６に作動油の流れを集中させることにより流動音の低減を図った油圧制御弁が開示されている。
【００１３】
図５に示す如く、バルブボディー１側の油溝４，４…を送油室12，13とし、バルブスプール２側の油溝５，５…を給油室10及び排油室11として構成された油圧制御弁においては、給油室10の両側の絞り部６，６に外向き流れが発生し、排油室11の両側の絞り部６，６に内向き流れが発生することから、バルブボディー１側の油溝４，４…を図５中に破線にて示す如くオフセット配置することにより、キャビテーションの発生を緩和し、流動音を低減することができる。
【００１４】
一方図５とは逆に、バルブスプール２側の油溝５，５…を送油室12，13とし、バルブボディー１側の油溝４，４…を給油室10及び排油室11として構成された油圧制御弁においては、給油室10の両側の絞り部６，６に内向き流れが発生し、排油室11の両側の絞り部６，６に外向き流れが発生することから、バルブスプール２側の油溝５，５…をオフセット配置することにより流動音を低減することができる。
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、以上の如きオフセット配置を行った場合、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位が大となり、小面積を有する排油室11の一側の絞り部６が締切り状態となったとき、給油室10の一側の絞り部６に作動油が過度に集中し、この絞り部６での流れが外向き流れであるにも拘わらずキャビテーションの発生が避けられないという問題があった。
【００１６】
この問題は、各絞り部６に面してバルブスプール２側の油溝５の角縁に形成されたチャンファ７の周方向幅を、給油室10の両側と排油室11の両側とにおいて異ならせ、給油室10の一側の絞り部６と排油室11の一側の絞り部６との締切りタイミングを一致させることにより解消し得る。ところが、実際に必要となるチャンファ７の幅寸法の差はわずかであり、このような差を有する二種類のチャンファ７，７を形成するためには、多大の工数と高度の加工技術とが要求されるという難点がある。
【００１７】
また前記特開平8-230701号公報中にも開示されているように、バルブボディー１の油溝４，４…のオフセット量は、バルブボディー１の中心角に直して数分〜十数分程度のわずかな量であり、油溝４，４…の形成に際し、その形成工具とバルブボディー１との間に発生する芯出し誤差、バルブボディー１の内周面の研削仕上げに際し、研削工具とバルブボディー１との間に発生する芯出し誤差の影響を受ける。従って、前述したオフセット配置を行ったとしても、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合部の全周に亘って見た場合、給油室10の両側の絞り部６，６…の一部が、排油室11の両側の絞り部６，６…の一部よりも小さい面積となることがあり得る。
【００１８】
従って、オフセット配置による締切りタイミングの不一致を解消すべく、前述したチャンファ７，７…の幅調整が正確に実施された場合においても、これによる効果が、油溝４，４…の形成時における芯出し誤差の影響により相殺され、所望の改善効果が得られないという問題があった。
【００１９】
本発明は斯かる事情に鑑みてなされたものであり、バルブボディー側又はバルブスプール側の油溝のオフセット配置によるキャビテーションの抑制効果を有効に発揮させ、絞り部を通過する作動油の流動音を大幅に低減させることができる静粛性に優れた油圧制御弁を提供することを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る油圧制御弁は、筒形をなすバルブボディーの内側に同軸上での相対角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、両者の嵌合周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置して、周方向に相隣する夫々の油溝間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変える複数の絞り部を構成してなる油圧制御弁において、前記複数の絞り部の内、バルブスプール側の油溝からバルブボディー側の油溝へ向かう流れが生じる半数が残りの半数よりも大なる絞り面積を有するように、前記バルブボディー側又はバルブスプール側の油溝がオフセット配置してあり、各絞り部に面したバルブスプール側の油溝の角縁に、該バルブスプールの周面に対する傾斜角度を大面積の絞り部において小面積の絞り部におけるよりも大きくしたチャンファが、前記相対角変位に応じて略同時に締め切り状態となるように夫々の周方向幅を変え、全幅に亘って略等しい傾斜角度を有して形成してあることを特徴とする。
【００２１】
本発明においては、バルブボディーの内周面又はバルブスプールの外周面に並設された各複数の油溝をオフセット配置して、外向き流れが生じる半数の絞り部が内向き流れが生じる残りの半数の絞り部よりも大なる絞り面積を有するようにし、作動油の流れをキャビテーションの発生に対して有利な外向き流れに集中させる一方、大面積の絞り部に面したバルブスプール側の油溝の角縁に、バルブスプールの周面に対して全幅に亘って大きい傾斜角度を有するチャンファを、残りの絞り部に面したバルブスプール側の油溝の角縁に、バルブスプールの周面に対して全幅に亘って小さい傾斜角度を有するチャンファを、略同時に締め切り状態となるように周方向幅を変えて形成し、締め切り直前における大面積の絞り部への油流の過度の集中を緩和し、キャビテーションの発生を抑制して流動音を低減する。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下本発明をその実施例を示す図面に基づいて詳述する。図１は、動力舵取装置の油圧回路と共に示す本発明に係る油圧制御弁の横断面図である。
【００２３】
図中１はバルブボディー、２はバルブスプールである。円筒形をなすバルブボディー１の内周面には、夫々等しい幅を有する８本の油溝４，４…が周方向に並設され、また、バルブボディー１の内径と略等しい外径を有する厚肉円筒形のバルブスプール２の外周面には、同様に、夫々等しい幅を有する８本の油溝５，５…が周方向に並設されている。
【００２４】
本発明においてバルブスプール２側の油溝５，５…は、周方向に等配をなして並設されているが、バルブボディー１側の油溝４，４…は、各油溝４，４…間の８か所のランドの内、１つおきに位置する４か所のランドの幅を狭め、残りの４か所のランドの幅を逆に拡げて、周方向にオフセット配置されている。なお図１中には、オフセットの状態を明示するために、各油溝４，４…のオフセット量を強調して示してあるが、実際のオフセット量は、バルブボディー１の中心角に直して数分〜十数分前後のわずかなものである。
【００２５】
バルブボディー１側の油溝４，４…は、バルブボディー１の内径に対応するサイズを有し、外周に複数の切刃を備えるブローチを用い、該ブローチをバルブボディー１の内側に挿通させるブローチ削りにより一括形成されるのが一般的であり、この場合、前述した如き油溝４，４…のオフセット配置は、その周上に切刃を不等配に配置したブローチを用いることにより容易に実現される。
【００２６】
本発明に係る油圧制御弁は、以上の如く構成されたバルブボディー１とバルブスプール２とを用い、バルブボディー１の内側にバルブスプール２を同軸上での相対回転自在に嵌め合わせ、これら両者を、バルブスプール２の内側に挿通されたトーションバー３により相互に連結して構成されている。バルブボディー１側の油溝４，４…とバルブスプール２側の油溝５，５…とは、前記トーションバー３に捩れが生じていない中立状態において、図示の如く周方向に千鳥配置され、夫々の両側に相隣するものと連通するように位置決めされている。
【００２７】
以上の構成により、バルブボディー１側の油溝４，４…の夫々は、バルブスプール２の各油溝５，５…間のランドに対向し、また、バルブスプール２側の油溝５，５…の夫々は、バルブボディー１の各油溝４，４…間のランドに対向して、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上には、油溝４，４…の内側の８つの油室と、油溝５，５…の外側の８つの油室とが、夫々の間に連通部を有して交互に並んだ状態となる。
【００２８】
バルブボディー１とバルブスプール２とは、これらを連結するトーションバー３の捩れの範囲内での相対角変位が可能であり、前記各油室間の連通部は、この相対角変位に応じて夫々の連通面積（絞り面積）を増減する絞り部として作用する。本発明に係る油圧制御弁においては、バルブボディー１側の油溝４，４…が前述の如くオフセット配置されていることから、バルブスプール２との嵌合周上に並ぶ前記絞り部の絞り面積は均等ではなく、油溝４，４…間の狭幅のランドとバルブスプール２側の油溝５，５…とにより形成された４つの油室の両側に位置する８か所の絞り部6a，6a…は、他の８か所の絞り部6b，6b…よりも大なる絞り面積を有している。
【００２９】
即ち、バルブスプール２側の油溝５，５…により形成された８つの油室の内、１つおきに位置する４つは、両側に広幅の絞り部6a，6aを有することになり、これらは、バルブボディー１の周壁を貫通し、夫々の油溝５，５…の外側に開口を有する各別の導油孔を介して油圧源たる油圧ポンプＰの吐出側に接続され、該油圧ポンプＰから圧油の供給がなされる給油室10，10…を構成している。これに対し、両側に狭幅の絞り部6b，6bを有する残りの４つの油室は、バルブスプール２を半径方向に貫通し、夫々の油溝５，５…の底部に開口を有する各別の排油孔及びバルブスプール２内側の中空部を介して排油先となる油タンクＴに接続され、該油タンクＴへの排出油の通路となる排油室11，11…を構成している。
【００３０】
一方、前記油溝４，４…の内側に形成された８つの油室は、一側に広幅の絞り部6aを、他側に狭幅の絞り部6bを夫々有することになり、これらの内、前記給油室10，10…に周方向の同側にて相隣する４つの油室は、バルブボディー１の周壁を貫通し、夫々の油溝４，４…の底部に開口を有する各別の導油孔を介して油圧の送給先であるパワーシリンダＳの一方のシリンダ室Ｓ_Rに接続され、このシリンダ室Ｓ_Rへの送油室12，12…を構成しており、残りの４つは、同様の導圧孔を介して前記パワーシリンダＳの他方のシリンダ室Ｓ_Lに接続され、該シリンダ室Ｓ_Lへの送油室13，13…を構成している。
【００３１】
図２は、本発明に係る油圧制御弁の動作説明図であり、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に並ぶ各室を直線展開して示してある。本発明に係る油圧制御弁においては、前記各室と、油圧ポンプＰ、油タンクＴ及びパワーシリンダＳのシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lとの前述した接続により、図の中央に示す給油室10の両側には、送油室12又は送油室13を経て排油室11に至る油路が夫々形成されており、バルブボディー１側の油溝４，４…が前述した如くオフセット配置されていることから、給油室10と送油室12，13とは、広幅の絞り部6a，6aを介して連通し、また送油室12，13と排油室11とは狭幅の絞り部6b，6bを介して連通した状態にある。
【００３２】
また本発明に係る油圧制御弁においては、広幅の絞り部6a，6a…の夫々に面したバルブスプール２側の油溝５，５…の角縁には、絞り面積調整用のチャンファ7a，7a…が形成されており、また、狭幅の絞り部6b，6b…の夫々に面したバルブスプール２側の油溝５，５…の角縁にも同様のチャンファ7b，7b…が形成されているが、これらのチャンファ7a，7a…とチャンファ7b，7b…とは、以下の如く異なる形態を有している。
【００３３】
図３は、チャンファ7a，7bの形態の相違を示す要部拡大図である。本図には、バルブスプール２側の油溝５，５間のランドが示されており、その一側にチャンファ7aが、他側にチャンファ7bが形成されている。図示の如く、給油室10に連通する大面積の絞り部6aに面して設けられたチャンファ7aは、バルブボディー２の周面に対してα₁なる傾斜角度を有するのに対し、排油室11に連通する小面積の絞り部6bに面して設けられたチャンファ7bは、同じくα₂なる傾斜角度を有しており、これらは、α₁＞α₂となる大小関係が得られるように設定してある。
【００３４】
また大面積の絞り部6aに面したチャンファ7aは、バルブボディー２の周方向にＷ₁なる幅を有しているのに対し、小面積の絞り部6bに面したチャンファ7bは、同じくＷ₂なる周方向幅を有しており、これらは、Ｗ₁＜Ｗ₂となる大小関係が得られるように設定してある。なおこの大小関係は、後述の如くに生じるバルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に応じて絞り部6aと絞り部6bとが略同時に締切り状態となるように、バルブボディー１側の油溝４，４…のオフセット量に対応させて設定されている。
【００３５】
なお図２及び図３中には、チャンファ7a，7bの形態の相違を明示するために、傾斜角度α₁，α₂の角度差、及び周方向幅Ｗ₁，Ｗ₂の寸法差を強調して示してあるが、実際の角度差及び寸法差はわずかなものである。
【００３６】
図２（ａ）は、バルブボディー１とバルブスプール２との間に相対角変位が生じていない状態（中立状態）を示している。このとき、給油室10の両側の絞り部6a，6aは、相互に等しい絞り面積を有し、これらの絞り部6a，6aを介して連通する送油室12，13の他側の絞り部6b，6bもまた、相互に等しい絞り面積を有しており、油圧ポンプＰから給油室10に供給される圧油は、両側の油路に均等に配分され、送油室12又は13を経て排油室11に達し、これら夫々に開口する排油孔を経てバルブスプール２内側の中空部に流れ込み、該中空部内にて合流して油タンクＴに還流する。
【００３７】
従って、前記送油室12，13間、及びこれら夫々に接続されたパワーシリンダＳの両シリンダ室Ｓ_R，Ｓ_L間に圧力差は発生せず、該パワーシリンダＳはなんらの力も発生しない。またこのとき、前記油路の中途に介在する絞り部6a，6bは、共に十分な大なる絞り面積を保っており、油圧ポンプＰと油タンクＴとの間に大なる通流抵抗を有する部分が存在しないことから、前記油圧ポンプＰの駆動負荷は小さく保たれる。
【００３８】
これに対し、図示しない舵輪に操舵トルクが加えられ、バルブボディー１とバルブスプール２との間にトーションバー３の捩れをともなって相対角変位が生じた場合、給油室10と送油室12，13との間の絞り部6a，6a、及び送油室12，13と排油室11との間の絞り部6b，6bの絞り面積が変化する。
【００３９】
この変化は、送油室12，13の両側において互いに逆向きに生じる。例えば、バルブボディー１に対するバルブスプール２の相対回転が図１における時計回りに生じた場合、バルブスプール２は、図２（ｂ）中に白抜矢符にて示す向きに相対移動し、一方の送油室12の両側においては、給油室10側の絞り部6aの絞り面積が増大し、排油室11側の絞り部6bの絞り面積が減少するのに対し、他方の送油室13の両側においては、逆に、給油室10側の絞り部6aの絞り面積が減少し、排油室11側の絞り部6bの絞り面積が増大する。
【００４０】
従って、給油室10に供給された圧油の大部分は、一側において絞り面積を増した絞り部6aを経て送油室12に導入され、該送油室12に連通するシリンダ室Ｓ_Rに送給される。一方、給油室10に供給された圧油の一部は、絞り面積を減じた絞り部6aを経て送油室13に流出し、この流出油は、送油室13の他側において絞り面積を増した絞り部6bを経て排油室11に導入される。また送油室12への導入油の一部も、他側において絞り面積を減じた絞り部6bを経て排油室11に導入される。
【００４１】
以上の如き作動油の流れが生じた場合、送油室12の内圧は給油室10と略等圧に保たれるのに対し、送油室13の内圧は、給油室10との間にて絞り面積を減じた絞り部6aの通流に伴う減圧分だけ低下することになり、送油室12，13間、及びこれら夫々に連通されたシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_L間に圧力差が生じ、パワーシリンダＳは、シリンダ室Ｓ_RからＳ_Lに向かう油圧力（操舵補助力）を発生する。
【００４２】
また、このようなパワーシリンダＳの動作に伴って、シリンダ室Ｓ_Lの内部の作動油は押し出され、該シリンダ室Ｓ_Lに接続された送油室13に還流し、給油室10からの作動油と合流して、該送油室13の他側において絞り面積を増した絞り部6bを経て排油室11に導入され、バルブスプール２の中空部を経て油タンクＴに排出される。
【００４３】
以上の動作によりパワーシリンダＳが発生する操舵補助力は、給油室10と送油室13との間の絞り部6a、及び排油室11と送油室12との間の絞り部6bにおける絞り面積の減少程度に依存する。ここで、絞り部6a，6bの絞り面積の減少程度は、バルブボディー１とバルブスプール２との間の相対角変位に対応し、この相対角変位は、バルブボディー１とバルブスプール２とを連結するトーションバー３に捩れを生ぜしめるべく舵輪に加わえられた操舵トルクの大きさに対応する。従って前記パワーシリンダＳは、舵輪に加わる操舵トルクの大きさに対応する操舵補助力を発生することとなる。
【００４４】
一方、バルブボディー１に対するバルブスプール２の相対回転が図１における反時計回りに生じた場合、給油室10の両側の絞り部6a，6aと、排油室11の両側の絞り部6b，6bとに前述の場合と逆の面積変化が生じ、給油室10に供給された圧油は、絞り面積を増した絞り部6bを経て主として送油室13に導入され、該送油室13に連通するシリンダ室Ｓ_Lに送給されて、パワーシリンダＳは、シリンダ室Ｓ_LからＳ_Rに向かう油圧力（操舵補助力）を発生する。
【００４５】
さて、図２（ｂ）に示す動作状態において、給油室10と送油室13との間にて絞り面積を減じた絞り部6a、及び送油室12と排油室11との間にて絞り面積を減じた絞り部6bには、夫々の両側の圧力差の作用により作動油が高速度にて流れ、このときキャビテーションが発生する。
【００４６】
本発明に係る油圧制御弁においては、バルブボディー１側の油溝４，４…の前述したオフセット配置により、給油室10の両側の絞り部6a，6aが排油室11の両側の絞り部6b，6bよりも大なる絞り面積を有するようにしてあるから、前述した作動油の流れは、給油室10と送油室13との間の絞り部6aに集中するようになり給油室10から送油室13に向けて、即ち、バルブスプール２側からバルブボディー１側に向けて外向きに流れる。このような外向き流れは、前述の如く、キャビテーションの発生に対しては有利な流れであり、キャビテーションの発生を有効に抑制することができる。一方、絞り部6bにおける内向き流れにおいてキャビテーションが生じたとしても、これに係わる作動油の流量がわずかであることから、流動音の発生を大幅に低減することができる。
【００４７】
更に、本発明に係る油圧制御弁においては、絞り部6a，6bの夫々に面して油溝５，５の角縁に形成されたチャンファ7a，7bの形状が図３に示す如く異ならせてあり、前者の傾斜角度α₁が後者の傾斜角度α₂よりも大きい。従って、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位が大となり前記絞り部6a，6bが締切り状態に近付いた場合においても、絞り部6aには、大なる傾斜角度α₁を有するチャンファ7aの作用により、比較的大きい絞り面積が確保された状態にあり、この絞り部6aに集中する作動油の流れにおけるキャビテーションの発生を有効に抑制することができる。
【００４８】
また、絞り部6aに面するチャンファ7aの周方向幅Ｗ₁は、絞り部6bに面するチャンファ7bの周方向幅Ｗ₂よりも小とし、この大小関係が、バルブボディー１側の油溝４，４…のオフセット量に対応させて設定してある。従って、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位が更に大きくなったとき、絞り部6a，6bが略同時に締切り状態となり、絞り部6bの締切り後における絞り部6aへの過度の流れの集中を緩和して、これに伴うキャビテーションの発生を抑制することができる。
【００４９】
なお、チャンファ7a，7bの幅設定による同時締切りは、前述した如く油溝４，４…のオフセット加工、及びバルブボディー１の内面研削に際しての芯出し誤差の影響を受け、正確に実現することは難しい。しかしながら本発明に係る油圧制御弁においては、絞り部6bとの同時締切りが正確に実現されず、絞り部6aへの流れの集中が生じたとしても、該絞り部6aに形成された大なる傾斜角度α₁を有するチャンファ7aの前述した作用によりキャビテーションの発生が抑制される。従って、バルブボディー１の油溝４，４…の形成、チャンファ7a，7bの形成及びバルブボディー１の内面研削に高い加工精度を要求されることなく、キャビテーション及びこれに伴う流動音の発生を有効に抑制することができる。
【００５０】
本発明に係る油圧制御弁は、図１及び図２に示す実施の形態と逆、即ち、バルブボディー１側の油溝４，４…を給油室10及び排油室11とし、バルブスプール２側の油溝５，５…を送油室12，13とした構成においても実現可能である。
【００５１】
図４は、この実施の形態を示す動作説明図であり、図２と同様、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に並ぶ各室を直線展開して示してある。この場合、給油室10の両側においては、相隣する送油室12，13との間に、バルブボディー１からバルブスプール２に向かう内向き流れが生じ、排油室11の両側においては、相隣する送油室12，13との間に、バルブスプール２からバルブボディー１に向かう外向き流れが生じる。
【００５２】
この油圧制御弁においては、バルブスプール２側の油溝５，５…のオフセット配置により、外向き流れが生じる排油室11の両側に大面積の絞り部6a，6aが、また内向き流れが生じる給油室10の両側に小面積の絞り部6b，6bが夫々形成されている。これにより図４（ｂ）に示す如く、バルブボディー１とバルブスプール２との間に相対角変位が生じた状態において、排油室11の一側の絞り部6aに作動油の流れが集中せしめられ、キャビテーション及びこれに伴う流動音の発生を抑制することができる。
【００５３】
更に、絞り部6a，6bに面したバルブスプール２側の油溝５の角縁には、チャンファ7a，7bが夫々形成されており、前者のチャンファ7aは、後者のチャンファ7bと比較して、バルブスプール２の周面に対する傾斜角度を大とし、また周方向幅を小とした形状を有している。これにより、絞り部6a，6bの同時締切りが実現されると共に、加工誤差の影響による締切りタイミングのずれが吸収され、キャビテーションの発生を一層有効に抑制することができる。
【００５４】
なお以上の実施の形態においては、動力舵取装置のパワーシリンダへの送給油圧を制御する油圧制御弁としての使用例について述べたが、本発明の適用範囲はこれに限らず、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に、両者の相対角変位に応じて絞り面積を変化する複数の絞り部を備えた回転式の油圧制御弁全般への適用が可能であることは言うまでもない。
【００５５】
【発明の効果】
以上詳述した如く本発明に係る油圧制御弁においては、バルブボディーの内周面又はバルブスプールの外周面に並ぶ複数の油溝のオフセット配置により、外向き流れが生じる絞り部が内向き流れが生じる絞り部よりも大なる絞り面積を有するようにしたから、作動油の流れがキャビテーションの発生に対して有利な外向き流れに集中するようになり、キャビテーションの発生を有効に抑制することができると共に、大面積の絞り部に面したバルブスプール側の油溝の角縁に該バルブスプールの周面に対する傾斜角度が全幅に亘って大きいチャンファを、残りの絞り部に傾斜角度が全幅に亘って小さいチャンファを、夫々が略同時に締め切り状態となるように周方向幅を変えて形成したから、大面積の絞り部への油流の過度の集中を緩和することができ、キャビテーションの抑制効果を高め、これに伴う流動音を低減して、静粛性の向上に寄与し得る等、本発明は優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御弁の模式的横断面図である。
【図２】本発明に係る油圧制御弁の動作説明図である。
【図３】チャンファの形態の相違を示す要部拡大図である。
【図４】本発明に係る油圧制御弁の他の実施の形態を示す動作説明図である。
【図５】従来の油圧制御弁の動作説明図である。
【符号の説明】
１バルブボディー
２バルブスプール
４油溝
５油溝
6a，6b 絞り部
7a，7b チャンファ
10 給油室
11 排油室
12 送油室
13 送油室
Ｐ油圧ポンプ
Ｓパワーシリンダ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a rotary hydraulic control valve that performs a hydraulic control operation using a relative angular displacement between a valve body and a valve spool fitted on the same axis, and in particular, in a hydraulic power steering device, steering The present invention relates to a hydraulic control valve used for controlling the hydraulic pressure supplied to an auxiliary power cylinder in accordance with a steering wheel operation.
[0002]
[Prior art]
A hydraulic power steering device that assists steering by the hydraulic pressure generated by a double-acting hydraulic cylinder (power cylinder) arranged in the steering mechanism and reduces the labor burden required to operate the steering wheel (steering wheel). A hydraulic control valve that controls the supply and discharge of hydraulic pressure according to the direction and magnitude of the steering torque applied to the steering wheel, between the hydraulic cylinder driven by the engine and an oil tank that stores hydraulic oil and the power cylinder. The pressure oil generated by the hydraulic pump is fed to the corresponding cylinder chamber of the power cylinder by the operation of the hydraulic control valve.
[0003]
As the hydraulic control valve, a rotary hydraulic control valve that directly uses the rotation of the steering wheel is used. This is because the input shaft connected to the steering wheel and the output shaft connected to the steering mechanism are connected coaxially via a torsion bar, and the other connection is made inside the cylindrical valve body engaged with one connection end. A valve spool formed integrally with the end is fitted so as to be relatively rotatable on the same axis, and when a steering torque is applied to the steering wheel, the valve body and the valve spool are twisted together with the twist of the torsion bar. It has a configuration that causes relative angular displacement.
[0004]
On the fitting circumference of the valve body and the valve spool (the inner circumference of the former and the outer circumference of the latter), a plurality of oil grooves extending in the axial length direction are arranged in parallel in a substantially equal distribution in the circumferential direction. The valve body and the valve spool are positioned so that their respective oil grooves are staggered in the circumferential direction and adjacent ones communicate with each other. Half of the oil grooves on the valve body side or valve spool side are connected to the discharge side of the hydraulic pump as a hydraulic power source to form an oil supply chamber, and the remaining half are drained oil An oil discharge chamber is formed in communication with the oil tank. Further, the oil groove on the valve spool side or the valve body side is alternately communicated with both cylinder chambers of the power cylinder that is the oil feeding destination to form an oil feeding chamber.
[0005]
FIG. 5 is an operation explanatory diagram of a conventional hydraulic control valve. In this figure, the fitting part of the valve body 1 and the valve spool 2 is linearly developed. The oil grooves 4, 4... Arranged along the inner periphery of the valve body 1 constitute oil feeding chambers 12, 13. Both cylinder chambers S of the power cylinder (not shown) through another oil feeding hole _R , S _L The oil grooves 5, 5... Arranged on the outer periphery of the valve spool 2 are respectively connected to the oil supply chambers 10 connected to the discharge side of the hydraulic pump P through different oil guide holes. The oil discharge chambers 11 connected to the oil tank T through the oil discharge holes are alternately configured. The oil grooves 5, 5,... On the valve spool 2 side are oil feed chambers 12, 13, and the oil grooves 4, 4,... On the valve body 1 side are oil supply chambers 10 and oil discharge chambers. A configuration of 11 is also possible.
[0006]
The oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side and the oil grooves 5, 5... On the valve spool 2 side communicate with each other with an equal area. Acts as throttles 6, 6... That change the throttle area in accordance with the angular displacement. _R , S _L The hydraulic pressure supplied to the is controlled.
[0007]
FIG. 5A shows a state in which no relative angular displacement has occurred between the valve body 1 and the valve spool 2. At this time, the pressure oil supplied from the hydraulic pump P to the oil supply chamber 10 is evenly distributed to the adjacent oil supply chambers 12 and 13 through the throttle portions 6 and 6 having the same area on both sides of the oil supply chamber 10. It flows into the oil discharge chambers 11 and 11 through the throttle portions 6 and 6 having the same area on the other side of the oil supply chambers 12 and 13 and flows back to the oil tank T connected to them. The hydraulic pressure supplied to the oil supply chamber 10 is the cylinder chamber S. _R , S _L The power cylinder does not generate any force.
[0008]
FIG. 5B shows a state in which a steering torque is applied to the steered wheel, and a relative angular displacement is generated between the valve body 1 and the valve spool 2. At this time, the throttle area of one (oil feeding chamber 12 side) of the throttle portions 6 and 6 on both sides of the oil feeding chamber 10 is increased, and the throttle area of the other (oil feeding chamber 13 side) is decreased. The pressure oil supplied to the chamber 10 is mainly introduced into the oil feeding chamber 12 through the throttle portion 6 having an increased throttling area, between the oil feeding chamber 12 and the other oil feeding chamber 13, and Each of these cylinder chambers S _R , S _L A pressure difference is generated between them, and the power cylinder generates an oil pressure (steering assisting force) corresponding to this pressure difference.
[0009]
The pressure difference generated at this time depends on the degree of reduction of the throttle area at the throttle part 6 on the other side (oil feeding chamber 13 side), and this degree of reduction is the magnitude of the relative angular displacement, that is, the steering torque applied to the steering wheel. Corresponds to the size of. Therefore, the generated force of the power cylinder has a direction and a magnitude corresponding to the steering torque applied to the steered wheels, and can assist steering. At this time, the other cylinder chamber S pushed out by the operation of the power cylinder _L The internal oil flows back to the other oil feeding chamber 13 and is introduced into the oil draining chamber 11 through the throttle section 6 having an increased throttle area on one side of the oil feeding chamber 13 and connected to the oil draining chamber 11. The oil tank T is discharged.
[0010]
Note that the desirable increase characteristic of the steering assist force in the power steering apparatus is not a characteristic that increases in proportion to the steering torque applied to the steered wheels, but gradually increases when the steering torque is small, exceeds a predetermined limit, and rapidly increases. It is a characteristic to do. In order to obtain such characteristics, the angular edge of the oil groove 5 on the valve spool 2 side facing each throttle portion 6 has a predetermined inclination angle with respect to the circumferential surface of the valve spool 2 and is arranged in the circumferential direction. A chamfered portion (chamfer 7) having a predetermined width is formed so that a change in the throttle area of each throttle portion 6 with respect to the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2 occurs gently.
[0011]
In the hydraulic control valve that operates as described above, when the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2 is large, the hydraulic oil flows through the throttle portion 6 with the throttle area reduced in accordance with this displacement. However, there is a problem that cavitation occurs with an unpleasant flowing sound. This flow noise is generated when the steering wheel is greatly operated during a stop or low-speed running in which the interior of the vehicle interior is relatively quiet, and the quietness of the interior of the vehicle interior is hindered by the propagation of this flow noise. There is a risk of causing unnecessary anxiety to the driver, and it is an important issue to reduce the flow noise.
[0012]
In Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-230701 by the applicant of the present application, the degree of occurrence of cavitation causing the above-mentioned flow noise differs depending on the flow direction of the hydraulic oil in the throttle section 6 with a reduced throttle area, and the flow noise However, the flow from the oil groove 5 on the valve spool 2 side to the oil groove 4 on the valve body 1 side (hereinafter referred to as the outward flow) is small, and the oil on the valve spool 2 side from the oil groove 4 on the valve body 1 side is small. Focusing on the fact that the flow toward the groove 5 (hereinafter referred to as the inward flow) is large, the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side or the oil grooves 5, 5. A hydraulic control valve is disclosed in which the flow of hydraulic oil is concentrated on the throttle portion 6 where the outward flow is generated to reduce the flow noise.
[0013]
As shown in FIG. 5, the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side are configured as oil feeding chambers 12, 13, and the oil grooves 5, 5 on the valve spool 2 side are configured as an oil supply chamber 10 and an oil discharge chamber 11. In the hydraulic control valve, an outward flow is generated in the throttle portions 6 and 6 on both sides of the oil supply chamber 10 and an inward flow is generated in the throttle portions 6 and 6 on both sides of the oil discharge chamber 11. The oil grooves 4, 4... On the side are offset as shown by broken lines in FIG. 5, so that the generation of cavitation can be reduced and the flow noise can be reduced.
[0014]
On the other hand, contrary to FIG. 5, the oil grooves 5, 5... On the valve spool 2 side are oil feed chambers 12, 13, and the oil grooves 4, 4 on the valve body 1 side are constituted as an oil supply chamber 10 and an oil discharge chamber 11. In the hydraulic control valve thus formed, an inward flow is generated in the throttle portions 6 and 6 on both sides of the oil supply chamber 10 and an outward flow is generated in the throttle portions 6 and 6 on both sides of the oil discharge chamber 11. The flow noise can be reduced by arranging the oil grooves 5, 5.
[0015]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the offset arrangement as described above is performed, the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2 becomes large, and the throttle portion 6 on one side of the oil discharge chamber 11 having a small area is closed. However, there is a problem that hydraulic oil is excessively concentrated on the throttle portion 6 on one side of the oil supply chamber 10, and cavitation is unavoidable even though the flow in the throttle portion 6 is an outward flow.
[0016]
The problem is that the circumferential width of the chamfer 7 formed at the corner edge of the oil groove 5 on the valve spool 2 side facing each throttle portion 6 is different between both sides of the oil supply chamber 10 and both sides of the oil discharge chamber 11. This can be solved by matching the closing timings of the throttle 6 on one side of the oil supply chamber 10 and the throttle 6 on one side of the oil discharge chamber 11. However, the difference in the width dimension of the chamfer 7 that is actually required is small, and in order to form the two types of chamfers 7 and 7 having such a difference, a large number of man-hours and a high level of processing technology are required. There is a difficulty that is done.
[0017]
Further, as disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-230701, the offset amount of the oil grooves 4, 4... Of the valve body 1 is about several minutes to several tens of minutes when the central angle of the valve body 1 is corrected. When the oil grooves 4, 4... Are formed, a centering error that occurs between the forming tool and the valve body 1, and a grinding tool and a valve are used for grinding the inner peripheral surface of the valve body 1. It is affected by the alignment error that occurs between the body 1 and the body 1. Therefore, even if the offset arrangement described above is performed, when viewed over the entire circumference of the fitting portion between the valve body 1 and the valve spool 2, some of the throttle portions 6, 6. The area may be smaller than a part of the throttle portions 6, 6... On both sides of the oil discharge chamber 11.
[0018]
Therefore, even when the above-described width adjustment of the chamfers 7, 7... Is performed accurately in order to eliminate the inconsistency in the cut-off timing due to the offset arrangement, the effect of this is effective when the oil grooves 4, 4. There was a problem that the desired improvement effect could not be obtained because of being offset by the influence of the output error.
[0019]
The present invention has been made in view of such circumstances, effectively exhibiting the effect of suppressing cavitation by the offset arrangement of the oil groove on the valve body side or the valve spool side, and the flow sound of the hydraulic oil passing through the throttle portion. An object of the present invention is to provide a hydraulic control valve excellent in silence that can be greatly reduced.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
In the hydraulic control valve according to the present invention, a valve spool is fitted inside a cylindrical valve body so as to be capable of relative angular displacement on the same axis, and a plurality of oil grooves arranged in parallel on both fitting circumferences are provided. In the hydraulic control valve comprising a plurality of throttle parts arranged in a staggered manner and changing the throttle area according to the relative angular displacement between the respective oil grooves adjacent to each other in the circumferential direction, among the plurality of throttle parts, The oil groove on the valve body side or the valve spool side is offset so that half of the flow from the oil groove on the valve spool side to the oil groove on the valve body side has a throttle area larger than the other half. A chamfer having an angle of inclination with respect to the circumferential surface of the valve spool larger than that in the small-diameter restrictor at the corner of the oil groove on the valve spool side facing each restrictor Corner Substantially changing the circumferential width of each so that the deadline at the same time depending on the position With a substantially equal inclination angle over the entire width It is formed.
[0021]
In the present invention, a plurality of oil grooves arranged in parallel on the inner peripheral surface of the valve body or the outer peripheral surface of the valve spool are arranged offset, and half of the throttle portions that generate the outward flow are the remaining ones that generate the inward flow. An oil groove on the valve spool side facing the large-area throttle part, while having a throttle area larger than half of the throttle parts and concentrating the flow of hydraulic oil on the outward flow that is advantageous for the occurrence of cavitation Against the peripheral surface of the valve spool. And over the entire width is large Inclination angle Have Chamfa, the remaining aperture A chamfer having a small inclination angle over the entire width with respect to the circumferential surface of the valve spool at the corner edge of the oil groove on the valve spool side facing It is formed by changing the circumferential width so that it is closed at the same time, Just before the deadline Excessive concentration of oil flow on a large area Loose Summing and suppressing the generation of cavitation to reduce the flow noise.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings illustrating embodiments thereof. FIG. 1 is a cross-sectional view of a hydraulic control valve according to the present invention shown together with a hydraulic circuit of a power steering apparatus.
[0023]
In the figure, 1 is a valve body and 2 is a valve spool. Eight oil grooves 4, 4... Having the same width are juxtaposed in the circumferential direction on the inner peripheral surface of the cylindrical valve body 1 and have an outer diameter substantially equal to the inner diameter of the valve body 1. On the outer peripheral surface of the thick cylindrical valve spool 2, similarly, eight oil grooves 5, 5... Having the same width are arranged in parallel in the circumferential direction.
[0024]
In the present invention, the oil grooves 5, 5... On the valve spool 2 side are arranged in parallel in the circumferential direction, but the oil grooves 4, 4. ... among the eight lands in between, the width of the four lands located every other one is narrowed, and the width of the remaining four lands is increased in the opposite direction, offset in the circumferential direction. . In FIG. 1, in order to clearly show the offset state, the offset amount of each oil groove 4, 4... Is emphasized, but the actual offset amount is corrected to the central angle of the valve body 1. It is a slight one around a few minutes to a few dozen minutes.
[0025]
The oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side have a size corresponding to the inner diameter of the valve body 1 and use a broach having a plurality of cutting edges on the outer periphery, and a broach for inserting the broach into the valve body 1. In general, the oil grooves 4, 4... Are offset as described above by using a broach having cutting blades arranged unevenly on the circumference. Realized.
[0026]
The hydraulic control valve according to the present invention uses the valve body 1 and the valve spool 2 configured as described above, and the valve spool 2 is fitted inside the valve body 1 so as to be relatively rotatable on the same axis. These are connected to each other by a torsion bar 3 inserted inside the valve spool 2. The oil grooves 4, 4 ... on the valve body 1 side and the oil grooves 5, 5 ... on the valve spool 2 side are staggered in the circumferential direction as shown in the figure in a neutral state where the torsion bar 3 is not twisted. Positioned to communicate with adjacent ones on both sides of each.
[0027]
With the above construction, each of the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 faces the land between the oil grooves 5, 5... Of the valve spool 2, and the oil grooves 5, 5 on the valve spool 2 side. .. Are opposed to the lands between the oil grooves 4, 4... Of the valve body 1, and 8 on the inner side of the oil grooves 4, 4. The two oil chambers and the eight oil chambers outside the oil grooves 5, 5... Are alternately arranged with communication portions therebetween.
[0028]
The valve body 1 and the valve spool 2 are capable of relative angular displacement within the torsional range of the torsion bar 3 that connects them, and the communicating portions between the oil chambers are respectively corresponding to the relative angular displacement. It functions as a diaphragm for increasing or decreasing the communication area (diaphragm area). In the hydraulic control valve according to the present invention, since the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side are offset as described above, the throttle area of the throttle portion arranged on the fitting circumference with the valve spool 2. Are not equal, but eight narrowed portions 6a located on both sides of the four oil chambers formed by the narrow land between the oil grooves 4, 4 ... and the oil grooves 5, 5 ... on the valve spool 2 side. , 6a... Has a larger aperture area than the other eight apertures 6b, 6b.
[0029]
That is, of the eight oil chambers formed by the oil grooves 5, 5... On the valve spool 2 side, four every other one have wide throttle portions 6a, 6a on both sides. Are connected to the discharge side of a hydraulic pump P, which is a hydraulic source, through different oil guide holes that pass through the peripheral wall of the valve body 1 and have openings on the outer sides of the respective oil grooves 5, 5,. .. Are configured to be supplied with pressure oil from P. On the other hand, the remaining four oil chambers having narrowed narrow portions 6b, 6b on both sides penetrate the valve spool 2 in the radial direction and have openings at the bottoms of the respective oil grooves 5, 5. Are connected to an oil tank T serving as an oil discharge destination through an oil discharge hole and a hollow portion inside the valve spool 2, and constitute oil discharge chambers 11, 11... Serving as a passage for the oil discharged to the oil tank T. Yes.
[0030]
On the other hand, the eight oil chambers formed inside the oil grooves 4, 4... Each have a wide throttle portion 6a on one side and a narrow throttle portion 6b on the other side. The four oil chambers adjacent to the oil supply chambers 10, 10... On the same side in the circumferential direction pass through the peripheral wall of the valve body 1 and have openings at the bottoms of the respective oil grooves 4, 4. One cylinder chamber S of the power cylinder S that is the destination of the hydraulic pressure through the oil guide hole _R Connected to the cylinder chamber S _R The other four cylinder chambers S of the power cylinder S are formed through the same pressure guiding holes. _L Connected to the cylinder chamber S _L The oil feeding chambers 13, 13.
[0031]
FIG. 2 is a diagram for explaining the operation of the hydraulic control valve according to the present invention, and shows the chambers arranged on the fitting circumference of the valve body 1 and the valve spool 2 in a straight line. In the hydraulic control valve according to the present invention, each chamber and the cylinder chamber S of the hydraulic pump P, the oil tank T, and the power cylinder S are provided. _R , S _L With the above-described connection, oil passages are formed on both sides of the oil supply chamber 10 shown in the center of the drawing to reach the oil discharge chamber 11 through the oil supply chamber 12 or the oil supply chamber 13, respectively. Since the oil grooves 4, 4... Are offset as described above, the oil supply chamber 10 and the oil supply chambers 12, 13 communicate with each other via the wide throttle portions 6a, 6a. 13 and the oil discharge chamber 11 are in communication with each other through narrow throttle portions 6b and 6b.
[0032]
Further, in the hydraulic control valve according to the present invention, the chamfers 7a, 7a for adjusting the throttle area are formed at the corner edges of the oil grooves 5, 5 ... on the valve spool 2 side facing the wide throttle portions 6a, 6a ..., respectively. Are formed, and the chamfers 7b, 7b, ... are also formed on the corner edges of the oil grooves 5, 5 ... on the valve spool 2 side facing the narrow throttle portions 6b, 6b, ..., respectively. However, these chamfers 7a, 7a ... and chamfers 7b, 7b ... have different forms as follows.
[0033]
FIG. 3 is an enlarged view of a main part showing the difference between the forms of the chamfers 7a and 7b. This figure shows a land between the oil grooves 5 and 5 on the valve spool 2 side, and a chamfer 7a is formed on one side and a chamfer 7b is formed on the other side. As shown in the drawing, the chamfer 7a provided facing the throttle portion 6a having a large area communicating with the oil supply chamber 10 is α with respect to the peripheral surface of the valve body 2. ₁ The chamfer 7b provided facing the small-diameter restricting portion 6b communicating with the oil discharge chamber 11 is similarly α ₂ Which have an inclination angle of ₁ > Α ₂ It is set so that the following magnitude relationship can be obtained.
[0034]
Further, the chamfer 7a facing the large-diameter restricting portion 6a has a W in the circumferential direction of the valve body 2. ₁ The chamfer 7b facing the narrowed area 6b has the same width. ₂ Which has a circumferential width of W ₁ <W ₂ It is set so that the following magnitude relationship can be obtained. Note that this magnitude relationship is such that the oil on the valve body 1 side is closed so that the throttle portion 6a and the throttle portion 6b are closed at the same time in accordance with the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2, which will be described later. It is set corresponding to the offset amount of the grooves 4, 4.
[0035]
2 and 3, in order to clearly show the difference in the form of the chamfers 7a and 7b, the inclination angle α ₁ , Α ₂ Angle difference and circumferential width W ₁ , W ₂ However, the actual angular difference and dimensional difference are slight.
[0036]
FIG. 2A shows a state (neutral state) in which no relative angular displacement occurs between the valve body 1 and the valve spool 2. At this time, the throttle portions 6a and 6a on both sides of the oil supply chamber 10 have the same throttle area, and the throttle portions 6b on the other side of the oil feeding chambers 12 and 13 communicating with each other through these throttle portions 6a and 6a. 6b also have the same throttle area, and the pressure oil supplied from the hydraulic pump P to the oil supply chamber 10 is evenly distributed to the oil passages on both sides, and is discharged through the oil supply chamber 12 or 13. The oil reaches the oil chamber 11, flows into the hollow portion inside the valve spool 2 through the oil drain holes that open to the oil chamber 11, joins in the hollow portion, and returns to the oil tank T.
[0037]
Therefore, both cylinder chambers S of the power cylinder S connected between the oil feeding chambers 12 and 13 and these respectively. _R , S _L No pressure difference occurs between them, and the power cylinder S does not generate any force. Further, at this time, the throttle portions 6a and 6b interposed in the middle of the oil passage both maintain a sufficiently large throttle area and have a large flow resistance between the hydraulic pump P and the oil tank T. Therefore, the driving load of the hydraulic pump P is kept small.
[0038]
On the other hand, when a steering torque is applied to a steered wheel (not shown) and relative angular displacement occurs due to the torsion bar 3 being twisted between the valve body 1 and the valve spool 2, the oil supply chamber 10, the oil supply chamber 12, The throttling areas of the throttling portions 6a and 6a between the throttling portions 13 and the throttling portions 6b and 6b between the oil feeding chambers 12 and 13 and the oil discharge chamber 11 change.
[0039]
This change occurs in opposite directions on both sides of the oil feeding chambers 12 and 13. For example, when the relative rotation of the valve spool 2 with respect to the valve body 1 occurs in the clockwise direction in FIG. 1, the valve spool 2 moves relative to the direction indicated by the white arrow in FIG. On both sides of the oil feed chamber 12, the throttle area of the throttle portion 6a on the oil supply chamber 10 side increases and the throttle area of the throttle portion 6b on the oil discharge chamber 11 side decreases, whereas the other oil feed chamber 13 On both sides, conversely, the throttle area of the throttle portion 6a on the oil supply chamber 10 side decreases, and the throttle area of the throttle portion 6b on the oil discharge chamber 11 side increases.
[0040]
Therefore, most of the pressure oil supplied to the oil supply chamber 10 is introduced into the oil supply chamber 12 through the throttle portion 6a having an increased throttle area on one side, and the cylinder chamber S communicating with the oil supply chamber 12 is provided. _R To be sent to. On the other hand, a part of the pressure oil supplied to the oil supply chamber 10 flows into the oil feeding chamber 13 through the throttle portion 6a with the throttle area reduced, and this spilled oil reduces the throttle area on the other side of the oil feeding chamber 13. The oil is introduced into the oil discharge chamber 11 through the increased throttle 6b. A part of the oil introduced into the oil feeding chamber 12 is also introduced into the oil discharge chamber 11 through the throttle portion 6b with a reduced throttle area on the other side.
[0041]
When the flow of hydraulic oil as described above occurs, the internal pressure of the oil feeding chamber 12 is kept substantially equal to that of the oil supply chamber 10, whereas the internal pressure of the oil feeding chamber 13 is between the oil supply chamber 10 and The pressure is reduced by the reduced pressure associated with the flow of the throttle portion 6a with the reduced throttle area, and the cylinder chamber S communicated between the oil feeding chambers 12 and 13 and the cylinder chamber S. _R , S _L A pressure difference occurs between the power cylinder S and the cylinder chamber S. _R To S _L The oil pressure (steering assisting force) toward is generated.
[0042]
Further, along with the operation of the power cylinder S, the cylinder chamber S _L The hydraulic oil inside is pushed out and the cylinder chamber S _L The oil is returned to the oil feeding chamber 13 connected to the oil supply chamber, merged with the hydraulic oil from the oil feeding chamber 10, and introduced into the oil discharge chamber 11 through the throttle portion 6b having an increased throttle area on the other side of the oil feeding chamber 13. The oil is discharged into the oil tank T through the hollow portion of the valve spool 2.
[0043]
The steering assist force generated by the power cylinder S as a result of the above operation is restricted by the throttle portion 6a between the oil supply chamber 10 and the oil feed chamber 13 and the throttle portion 6b between the oil discharge chamber 11 and the oil feed chamber 12. Depends on the area reduction. Here, the degree of reduction of the throttle area of the throttle portions 6a and 6b corresponds to the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2, and this relative angular displacement connects the valve body 1 and the valve spool 2. This corresponds to the magnitude of the steering torque applied to the steering wheel to cause the torsion bar 3 to twist. Therefore, the power cylinder S generates a steering assist force corresponding to the magnitude of the steering torque applied to the steered wheels.
[0044]
On the other hand, when the relative rotation of the valve spool 2 with respect to the valve body 1 occurs counterclockwise in FIG. 1, the throttle portions 6 a and 6 a on both sides of the oil supply chamber 10 and the throttle portions 6 b and 6 b on both sides of the oil discharge chamber 11 The area change opposite to that described above occurs, and the pressure oil supplied to the oil supply chamber 10 is mainly introduced into the oil supply chamber 13 through the throttle portion 6b having an increased throttle area, and communicates with the oil supply chamber 13. Cylinder chamber S _L The power cylinder S is supplied to the cylinder chamber S _L To S _R The oil pressure (steering assisting force) toward is generated.
[0045]
2B, in the operation state shown in FIG. 2B, between the oil supply chamber 10 and the oil supply chamber 13, the throttle portion 6a with a reduced throttle area, and between the oil supply chamber 12 and the oil discharge chamber 11. In the throttle portion 6b having a reduced throttle area, hydraulic fluid flows at a high speed due to the pressure difference between the two sides, and cavitation occurs at this time.
[0046]
In the hydraulic control valve according to the present invention, the throttle portions 6a, 6a on both sides of the oil supply chamber 10 are made to have the throttle portions 6b on both sides of the oil discharge chamber 11 by the above-described offset arrangement of the oil grooves 4, 4. 6b, the hydraulic oil flow described above is concentrated in the throttle portion 6a between the oil supply chamber 10 and the oil supply chamber 13, and is sent from the oil supply chamber 10. It flows outward toward the oil chamber 13, that is, from the valve spool 2 side toward the valve body 1 side. Such an outward flow is an advantageous flow for the occurrence of cavitation as described above, and can effectively suppress the occurrence of cavitation. On the other hand, even if cavitation occurs in the inward flow in the throttle portion 6b, the flow rate of the hydraulic oil related to this is small, so that the generation of flow noise can be greatly reduced.
[0047]
Further, in the hydraulic control valve according to the present invention, the shapes of the chamfers 7a and 7b formed at the corner edges of the oil grooves 5 and 5 facing the throttle portions 6a and 6b are different as shown in FIG. Yes, the former inclination angle α ₁ Is the latter inclination angle α ₂ Bigger than. Accordingly, even when the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2 becomes large and the throttle portions 6a and 6b approach the shut-off state, the throttle portion 6a has a large inclination angle α. ₁ Due to the action of the chamfer 7a having the above, a relatively large throttle area is secured, and the occurrence of cavitation in the flow of hydraulic oil concentrated on the throttle portion 6a can be effectively suppressed.
[0048]
In addition, the circumferential width W of the chamfer 7a facing the aperture 6a ₁ Is the circumferential width W of the chamfer 7b facing the aperture 6b ₂ The magnitude relationship is set corresponding to the offset amount of the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side. Therefore, when the relative angular displacement between the valve body 1 and the valve spool 2 is further increased, the throttle portions 6a and 6b are closed at substantially the same time, and excessive flow concentration on the throttle portion 6a after the throttle portion 6b is closed. Can be mitigated and the occurrence of cavitation associated therewith can be suppressed.
[0049]
The simultaneous cut-off by setting the widths of the chamfers 7a and 7b can be accurately realized due to the effects of offset machining of the oil grooves 4, 4... And the centering error during internal grinding of the valve body 1 as described above. difficult. However, in the hydraulic control valve according to the present invention, the simultaneous cutoff with the throttle portion 6b is not accurately realized, and even if the flow concentration on the throttle portion 6a occurs, the large inclination formed in the throttle portion 6a. Angle α ₁ Occurrence of cavitation is suppressed by the above-described action of the chamfer 7a having Therefore, the formation of oil grooves 4, 4... In the valve body 1, chamfers 7a and 7b, and the internal grinding of the valve body 1 are effective without the need for high machining accuracy, and the generation of flow noise associated therewith is effective. Can be suppressed.
[0050]
The hydraulic control valve according to the present invention is opposite to the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, that is, the oil grooves 4, 4... On the valve body 1 side are used as the oil supply chamber 10 and the oil discharge chamber 11, and the valve spool 2 side. This is also possible in a configuration in which the oil grooves 5, 5.
[0051]
FIG. 4 is an operation explanatory view showing this embodiment, and similarly to FIG. 2, the chambers arranged on the fitting circumference of the valve body 1 and the valve spool 2 are linearly developed. In this case, an inward flow from the valve body 1 to the valve spool 2 occurs between the oil supply chambers 12 and 13 adjacent to each other on both sides of the oil supply chamber 10, and on both sides of the oil discharge chamber 11, An outward flow from the valve spool 2 toward the valve body 1 occurs between the adjacent oil feeding chambers 12 and 13.
[0052]
In this hydraulic control valve, due to the offset arrangement of the oil grooves 5, 5... On the valve spool 2 side, large-diameter throttle portions 6a, 6a are provided on both sides of the oil discharge chamber 11 where the outward flow occurs, and the inward flow is generated. Small portions 6b and 6b having small areas are formed on both sides of the resulting oil supply chamber 10, respectively. As a result, as shown in FIG. 4B, the flow of hydraulic oil is concentrated on the throttle portion 6a on one side of the oil discharge chamber 11 in a state where a relative angular displacement has occurred between the valve body 1 and the valve spool 2. Therefore, it is possible to suppress the generation of cavitation and the accompanying flow sound.
[0053]
Furthermore, chamfers 7a and 7b are respectively formed at the corner edges of the oil groove 5 on the valve spool 2 side facing the throttle portions 6a and 6b. The former chamfer 7a is compared with the latter chamfer 7b. The valve spool 2 has a shape with a large inclination angle with respect to the peripheral surface and a small circumferential width. As a result, simultaneous closing of the narrowed portions 6a and 6b is realized, and a shift in the closing timing due to the influence of the processing error is absorbed, so that the occurrence of cavitation can be more effectively suppressed.
[0054]
In the above embodiment, the use example of the power steering device as a hydraulic control valve for controlling the hydraulic pressure supplied to the power cylinder has been described. However, the scope of application of the present invention is not limited to this, and the valve body 1 Needless to say, the present invention can be applied to all rotary hydraulic control valves having a plurality of throttle portions that change the throttle area in accordance with the relative angular displacement between the two and the valve spool 2. .
[0055]
【The invention's effect】
As described above in detail, in the hydraulic control valve according to the present invention, due to the offset arrangement of the plurality of oil grooves arranged on the inner peripheral surface of the valve body or the outer peripheral surface of the valve spool, the throttle portion that generates the outward flow causes the inward flow. Since it has a throttle area larger than the generated throttle part, the flow of hydraulic oil is concentrated on the outward flow advantageous for the generation of cavitation, and the generation of cavitation can be effectively suppressed. In addition, an angle of inclination with respect to the peripheral surface of the valve spool is formed at the corner edge of the oil groove on the valve spool side facing the throttle portion having a large area. Across the entire width A large chamfer has an angle of inclination in the remaining diaphragm. Across the entire width Small chamfers are formed with different circumferential widths so that they are closed at about the same time, which can alleviate excessive concentration of oil flow on a large-area throttle and increase the effect of suppressing cavitation. The present invention has excellent effects, such as reducing the flow noise associated therewith and contributing to improvement in quietness.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a hydraulic control valve according to the present invention.
FIG. 2 is an operation explanatory diagram of a hydraulic control valve according to the present invention.
FIG. 3 is an enlarged view of a main part showing a difference in the form of a chamfer.
FIG. 4 is an operation explanatory view showing another embodiment of the hydraulic control valve according to the present invention.
FIG. 5 is an operation explanatory diagram of a conventional hydraulic control valve.
[Explanation of symbols]
1 Valve body
2 Valve spool
4 Oil groove
5 Oil groove
6a, 6b Aperture
7a, 7b Chamfa
10 Refueling chamber
11 Oil discharge chamber
12 Oil transfer chamber
13 Oil transfer chamber
P Hydraulic pump
S Power cylinder

Claims

筒形をなすバルブボディーの内側に同軸上での相対角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、両者の嵌合周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置して、周方向に相隣する夫々の油溝間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変える複数の絞り部を構成してなる油圧制御弁において、前記複数の絞り部の内、バルブスプール側の油溝からバルブボディー側の油溝へ向かう流れが生じる半数が残りの半数よりも大なる絞り面積を有するように、前記バルブボディー側又はバルブスプール側の油溝がオフセット配置してあり、各絞り部に面したバルブスプール側の油溝の角縁に、該バルブスプールの周面に対する傾斜角度を大面積の絞り部において小面積の絞り部におけるよりも大きくしたチャンファが、前記相対角変位に応じて略同時に締め切り状態となるように夫々の周方向幅を変え、全幅に亘って略等しい傾斜角度を有して形成してあることを特徴とする油圧制御弁。The valve spool is fitted inside the cylindrical valve body so that it can be displaced relative to the same axis on the same axis, and a plurality of oil grooves arranged side by side on both fitting circumferences are arranged in a staggered manner, so that they are aligned in the circumferential direction. In the hydraulic control valve comprising a plurality of throttle portions that change the throttle area in accordance with the relative angular displacement between adjacent oil grooves, the valve body from the oil groove on the valve spool side of the plurality of throttle portions The valve body side or valve spool side oil grooves are offset so that half of the flow toward the oil groove on the side has a throttle area larger than the other half, and the valve facing each throttle part A chamfer with an angle of inclination with respect to the circumferential surface of the valve spool larger than that in the small-diameter throttle part at the angular edge of the oil groove on the spool side closes substantially simultaneously according to the relative angular displacement. Hydraulic control valve, characterized in that changing the circumferential width of each so that the state, is formed with a substantially equal tilt angle over the entire width.