JP4003889B2 - 可変絞り弁 - Google Patents
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Description
【産業上の利用分野】
本発明は、スプールの軸方向変位に伴い開度が変化する絞り部を備える可変絞り弁に関する。
【0002】
【従来の技術】
図12の(1)に示す可変絞り弁101は、ハウジング102と、このハウジング102に軸方向変位可能に挿入されるスプール103とを備える。そのスプール103の外周に形成される周溝103aとハウジング102の内周に形成される周溝102aとの間が、スプール103の軸方向変位に伴い開度が変化する絞り部104とされている。そのスプール103の周溝103aの内側面は軸方向に対し傾斜され、その内側面の一方が絞り部104における受圧面103a′とされている。そのハウジング102の内周の周溝102aを高圧側に接続する流路105と、そのスプール103の外周の周溝103aを低圧側に接続する流路106とが、そのハウジング102に形成されている。これにより、その高圧側から可変絞り弁101に流入する流体は絞り部104において絞られて低圧側に流出する。そのスプール103を軸方向変位させる電磁力を制御装置107からの電磁力発生信号に応じ発生するソレノイド108と、その電磁力に釣り合う弾性力をスプール103に作用させるバネ109とが設けられている。その絞り部104の開度をソレノイド108が発生する電磁力により制御することで、流体の圧力制御がなされる。その制御装置107からソレノイド108に送られる電磁力発生信号はスプール103を微小振動させるためのディザを含み、静摩擦を防止してスプール103の動きの円滑化を図っている。
【0003】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の可変絞り弁101では、絞り部104において高い流動音が発生し、静粛性を得るための対策が必要とされている。
【0004】
また、上記従来の可変絞り弁101においては、スプール103に作用する電磁力とバネ109の弾性力と流体圧力に基づくスプール103の推力とが釣り合った状態では、スプール103は振動可能な状態にある。この場合において、絞り部104に流入する流体に圧力変動があるとスプール103が自励振動し、流体を適正に圧力制御できないおそれがあることが判明した。すなわち、図12の(2)に示すように、スプール103の最大外径をD、絞り部104において流路面積が最小となる部分におけるスプール103の受圧面103a′でのスプール外径をd、絞り部104の上流側流体圧力の変動分をΔPとすると、その圧力変動分ΔPに基づいてスプール103を軸方向一方(図において下方)に変位させる推力Fは以下の式で表される。
【0005】
F=(D2 −d2 )×π×ΔP/4
【0006】
よって、流体圧力が大きくなると、推力Fが増加してスプール103が図において下方に変位する。すると、絞り部104の流路面積が大きくなってΔPが小さくなるため推力Fが低下し、スプール103が図において上方に変位する。すると、絞り部104の流路面積が小さくなってΔPが大きくなるため推力Fが増加し、スプール103が下方に変位する。これが繰り返されることでスプール103の自励振動が発生し、適正な流体の圧力制御ができなくなる。特に、その自励振動の振動数がディザによるスプール103の振動数と一致する場合、振幅が大きくなってしまう。
【0007】
本発明は、上記課題を解決することのできる可変絞り弁を提供することを目的とする。
【0008】
【課題を解決するための手段】
本発明の可変絞り弁は、ハウジングと、このハウジングに軸方向変位可能に挿入されるスプールと、そのスプールの外周とハウジングの内周との間にスプールの軸方向変位に伴い開度が変化するように形成される複数の絞り部と、一つの流体流れを分流して各絞り部に分配する流路とを備え、そのスプールは軸方向に振動可能とされると共に筒状であって内周孔を有するものとされ、そのスプールの外周に、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面と、そのスプールを軸方向他方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面とが、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなる面積で形成され、両絞り部の下流それぞれにおいて、そのスプールの周壁に通孔が形成され、一方の絞り部を通過した圧油は、この一方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、他方の絞り部を通過した圧油は、この他方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、そのスプールの上端に開放口が形成され、その開放口から前記内周孔は前記タンクに通じるものとされ、そのスプールに、そのスプールの下方空間と前記内周孔とを連絡する流路が形成され、前記ハウジングに、そのスプールの下方空間に通じるドレン流路が形成されている。
【0009】
【作用】
本発明は、絞り部における流動音は、その絞り部における単位ぬれ口長さ(すなわち絞り部におけるスプール外周及びハウジング内周の単位長さ)あたりの流量を少なくすることにより低減されることに着目したことに基づく。その単位ぬれ口長さあたりの流量は、スプールの外径とハウジングの内径を大きくすることでも少なくできるが、その場合は可変絞り弁が大型化してしまう。これに対し本発明の可変絞り弁によれば、スプールの外周とハウジングの内周との間に形成される複数の絞り部において、一つの流れから分配された流体を絞ることができるので、スプールの外径とハウジングの内径を大きくすることなく、絞り部における単位ぬれ口長さあたりの流量を少なくすることができる。
【0010】
また、スプールが軸方向に振動可能とされる場合に、そのスプールの外周に各絞り部の上流側圧力を受ける受圧面を、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなるように形成することで、流体圧力の変動があってもスプールが自励振動するのを防止できる。
【0011】
【実施例】
以下、図1〜図8を参照して第1実施例を説明する。
【0012】
図1に示すラックピニオン式油圧パワーステアリング装置1は、車両のハンドル(図示省略)に連結される入力軸2と、この入力軸2にトーションバー6を介し連結される出力軸3を備えている。そのトーションバー6は、ピン4により入力軸2に連結され、セレーション5により出力軸3に連結されている。その入力軸2は、ベアリング8を介しバルブハウジング7により支持され、また、ベアリング12を介し出力軸3により支持されている。その出力軸3はベアリング10、11を介しラックハウジング9により支持されている。その出力軸3にピニオン15が形成され、このピニオン15に噛み合うラック16に操舵用車輪(図示省略)が連結される。これにより、操舵による入力軸2の回転は、トーションバー6を介してピニオン15に伝達され、このピニオン15の回転によりラック16は車両幅方向に移動し、このラック16の移動により車両の操舵がなされる。なお、入出力軸2、3とハウジング7との間にはオイルシール42、43が介在する。また、ラック16を支持するサポートヨーク40がバネ41の弾性力によりラック16に押し付けられている。
【0013】
操舵補助力発生用油圧アクチュエータとして油圧シリンダ20が設けられている。この油圧シリンダ20は、ラックハウジング9により構成されるシリンダチューブと、ラック16に一体化されるピストン21を備えている。そのピストン21により仕切られる油室22、23に操舵方向と操舵抵抗に応じて圧油を供給するため、ロータリー式油圧制御弁30が設けられている。
【0014】
その制御弁30は、バルブハウジング7に相対回転可能に挿入されている筒状の第1バルブ部材31と、この第1バルブ部材31に同軸中心に相対回転可能に挿入されている第2バルブ部材32とを備えている。その第1バルブ部材31は出力軸3にピン29により同行回転するよう連結されている。その第2バルブ部材32は入力軸2と一体的に成形されている。すなわち入力軸2の外周部により第2バルブ部材32が構成され、第2バルブ部材32は入力軸2と同行回転する。よって、第1バルブ部材31と第2バルブ部材32は、操舵抵抗に応じ前記トーションバー6がねじれることで同軸中心に相対回転する。
【0015】
そのバルブハウジング7に、ポンプ70に接続される入口ポート34と、前記油圧シリンダ20の一方の油室22に接続される第1ポート37と、他方の油室23に接続される第2ポート38と、直接にタンク71に接続される第1出口ポート36と、後述の可変絞り弁60を介しタンク71に接続される第2出口ポート61とが設けられている。各ポート34、36、37、38、61は、その第1バルブ部材31と第2バルブ部材32との内外周間の弁間流路27を介し互いに接続されている。
【0016】
すなわち、図3、図4に示すように、第1バルブ部材31の内周に8ケの凹部50a、50b、50cが周方向に関し互いに等間隔に形成され、第2バルブ部材32の外周に8ケの凹部51a、51b、51cが周方向に関し互いに等間隔に形成されている。図4は実線により第2バルブ部材32の展開図を示し、鎖線により第1バルブ部材31に形成された凹部50a、50b、50cを示す。第1バルブ部材31に形成された凹部50a、50b、50cの間に第2バルブ部材32に形成された凹部51a、51b、51cが位置する。
【0017】
その第1バルブ部材31に形成された凹部は、2ケの右操舵用凹部50aと、2ケの左操舵用凹部50bと、4ケの連絡用凹部50cとを構成する。その2ケの右操舵用凹部50aは、第1バルブ部材31に形成された流路53と前記第1ポート37とを介し油圧シリンダ20の右操舵補助力発生用油室22に接続され、互いに周方向に180°離れて配置される。その2ケの左操舵用凹部50bは、第1バルブ部材31に形成された流路54と前記第2ポート38とを介し油圧シリンダ20の左操舵補助力発生用油室23に接続され、互いに周方向に180°離れて配置される。
【0018】
その第2バルブ部材32に形成された凹部は、4ケの圧油供給用凹部51aと、2ケの第1圧油排出用凹部51bと、2ケの第2圧油排出用凹部51cとを構成する。その4ケの圧油供給用凹部51aは、第1バルブ部材31に形成された圧油供給路55と前記入口ポート34とを介しポンプ70に接続され、互いに周方向に90°離れて配置される。その2ケの第1圧油排出用凹部51bは、入力軸2に形成された流路52aから入力軸2とトーションバー6との間を通り、入力軸2に形成された流路52b(図1参照)と第1出口ポート36とを介しタンク71に接続され、互いに周方向に180°離れて配置される。その2ケの第2圧油排出用凹部51cは、第1バルブ部材31に形成された流路59と第2出口ポート61とを介し可変絞り弁60に接続され、互いに周方向に180°離れて配置されている。
【0019】
各第1圧油排出用凹部51bは右操舵用凹部50aと左操舵用凹部50bの間に配置され、各第2圧油排出用凹部51cは連絡用凹部50cの間に配置され、右操舵用凹部50aと連絡用凹部50cとの間および左操舵用凹部50bと連絡用凹部50cとの間に圧油供給用凹部51aは配置される。
【0020】
その第1バルブ部材31に形成された凹部50a、50b、50cの軸方向に沿う縁と第2バルブ部材32に形成された凹部51a、51b、51cの軸方向に沿う縁との間が絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′を構成する。これにより、各絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′はポンプ70とタンク71と油圧シリンダ20とを接続する油路27に配置されている。
【0021】
図5に示すように、その第2バルブ部材32に形成された凹部51a、51b、51cの軸方向に沿う縁は面取り部とされている。その連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′における第2圧油排出用凹部51cの軸方向に沿う縁(図3において△で囲む)の面取り部の幅をW、圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′における圧油供給用凹部51aの軸方向に沿う縁(図3において□で囲む)の面取り部の幅をW′、その他の第2バルブ部材32に形成された凹部の軸方向に沿う縁(図3において○で囲む)の面取り部の幅をW″として、図4、図5に示すように、W>W′>W″とされている。操舵抵抗のない状態(図4、図5の状態)にある各絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′を全閉するのに要する両バルブ部材31、32の相対回転角度(以下、「閉鎖角度」という)を互いに比較すると、連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′の閉鎖角度θrは圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′の閉鎖角度θsよりも大きく、両閉鎖角度θr、θsは、他の各絞り部A、B、C、Dの閉鎖角度θtよりも大きい。これにより、第1バルブ部材31と第2バルブ部材32との間の各絞り部は、複数の絞り部A、B、C、Dからなる第1の組と、第1の組に属する各絞り部A、B、C、Dよりも閉鎖角度の大きな複数の絞り部A′、B′、C′、D′からなる第2の組とに組分けされる。また、第2の組に属する絞り部は、圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′と、この絞り部A′、C′よりも閉鎖角度の大きな連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′の2種類とされる。
【0022】
その入力軸2と出力軸3は、路面から操舵用車輪を介し伝達される抵抗によるトーションバー6のねじれによって相対回転する。その相対回転により第1バルブ部材31と第2バルブ部材32とが相対回転することで、各絞り部A、B、C、D、A′、B′、C′、D′の流路面積が変化し、油圧シリンダ20が操舵方向と操舵抵抗に応じた操舵補助力を発生する。
【0023】
すなわち、図4は操舵が行なわれていない状態を示し、両バルブ部材31、32の間の絞り部A、B、C、D、A′、B′、C′、D′は全て開かれ、入口ポート34と各出口ポート36、61とは弁間流路27を介し連通し、ポンプ70から制御バルブ30に流入する油はタンク71に還流し、操舵補助力は発生しない。
【0024】
この状態から右方へ操舵することによって生じる操舵抵抗により両バルブ部材31、32が相対回転すると、図3に示すように、圧油供給用凹部51aと右操舵用凹部50aとの間の絞り部Aおよび左操舵用凹部50bに隣接する圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′の流路面積が大きくなり、右操舵用凹部50aと第1圧油排出用凹部51bとの間の絞り部Bおよび左操舵用凹部50bに隣接する圧油供給用凹部51aに隣接する連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′の流路面積が小さくなり、圧油供給用凹部51aと左操舵用凹部50bとの間の絞り部Cおよび右操舵用凹部50aに隣接する圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部C′の流路面積が小さくなり、左操舵用凹部50bと第1圧油排出用凹部51bとの間の絞り部Dおよび右操舵用凹部50aに隣接する圧油供給用凹部51aに隣接する連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部D′の流路面積が大きくなる。これにより、図中矢印で示す圧油の流れにより油圧シリンダ20の右操舵補助力発生用油室22に操舵方向と操舵抵抗に応じた圧力の圧油が供給され、また、左操舵補助力発生用油室23からタンク71に油が還流し、車両の右方への操向補助力が油圧シリンダ20からラック16に作用する。
【0025】
左方へ操舵すると第1バルブ部材31と第2バルブ部材32とが右方に操舵した場合と逆方向に相対回転し、絞り部A、A′の流路面積が小さくなり、絞り部B、B′の流路面積が大きくなり、絞り部C、C′の流路面積が大きくなり、絞り部D、D′の流路面積が小さくなるので、車両の左方への操舵補助力が油圧シリンダ20からラック16に作用する。
【0026】
図1に示すように、その第2出口ポート61に連通する可変絞り弁60は、バルブハウジング7に形成された挿入孔66に図中上下方向に変位可能に挿入された筒状のスプール62を有する。その挿入孔66の各端はプラグ68a、68bにより閉鎖され、一方のプラグ68aにねじ込まれたバネ圧調節ネジ79とスプール62の上端との間に圧縮コイルバネ69が挿入されている。そのスプール62に電磁力を作用させるソレノイド64と、このソレノイド64の電磁力を車速に応じ制御する車速センサを有するコントローラ63が設けられている。これにより、高速になるとスプール62に作用する電磁力が小さくなりスプール62は図中下方に変位し、低速になるとスプール62に作用する電磁力が大きくなりスプール62は図中上方に変位する。そのスプール62に作用する電磁力とバネ69の弾性力とが釣り合った状態で、スプール62は軸方向に振動可能な状態になる。なお、そのコントローラ63からソレノイド64に送られる電磁力発生信号はスプール62を微小振動させるためのディザを含み、静摩擦を防止してスプール62の動きの円滑化を図っている。
【0027】
そのスプール62の外周に軸方向に間隔をおいて第1周溝62aと第2周溝62bが形成され、その挿入孔66の内周に軸方向に間隔をおいて第3周溝66aと第4周溝66bが形成され、その第3周溝66aは第1周溝62aと第2周溝62bとの軸方向間に配置され、第4周溝66bは第2周溝62bの図中下方に配置されている。図8に示すように、その第1周溝62aと第3周溝66aとの間が第1絞り部67aとされ、その第2周溝62bと第4周溝66bとの間が第2絞り部67bとされている。この可変絞り弁60自身の絞り部である第1絞り部67aと第2絞り部67bの開度は、高速になってスプール62が図中下方に変位すると大きくなり、低速になってスプール62が上方に変位すると小さくなる。また、第1絞り部67aと第2絞り部67bとは同一形状とされ、スプール62の位置に拘らず開度は等しくされている。その第1絞り部67aと第2絞り部67bの流路面積の和の最大値は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の最大値(両バルブ部材31、32の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最大値であり、右操舵時は絞り部B′、C′の全流路面積の最大値をいい、左操舵時は絞り部A′、D′の全流路面積の最大値をいう。以下「全流路面積の最大値」という場合は同旨)以上、若しくは絞り機能を奏さなくなるまで大きくされ、その最小値は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の最小値(両バルブ部材31、32の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最小値であり、右操舵時は絞り部B′、C′の全流路面積の最小値をいい、左操舵時は絞り部A′、D′の全流路面積の最小値をいい、全閉状態を含む。以下「全流路面積の最小値」という場合は同旨)以下とされる。
【0028】
その可変絞り弁60の第1絞り部67aと第2絞り部67bとの軸方向間において、スプール62の外周とバルブハウジング7の内周との間は第2周溝62bと第3周溝66aとから構成される圧油導入用流路72とされている。この圧油導入用流路72はバルブハウジング7に形成される連絡流路58を介し前記第2出口ポート61に接続されている。これにより、可変絞り弁60の第1絞り部67aと第2絞り部67bは高圧側に接続され、ポンプ70から供給される圧油は前記弁間流路27および第2出口ポート61から連絡流路58に導かれ、この連絡流路58における一つの圧油流れは図8において矢印で示すように圧油導入用流路72において分流され、第1絞り部67aと第2絞り部67bとに分配される。
【0029】
その第1絞り部67aの下流側においてスプール62の内周孔75と第1周溝62aとを連絡する通孔62cと、その第2絞り部67bの下流側においてスプール62の内周孔75と第4周溝66bとを連絡する通孔62dとが形成され、そのスプール62の内周孔75は、図1に示すように、そのスプール62の上方空間と前記第1出口ポート36とを連絡するバルブハウジング7に形成された流路76を介しタンク71に通じる。これにより、可変絞り弁60の第1絞り部67aと第2絞り部67bは低圧側に接続され、図2に示す油圧回路が構成され、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′とタンク71との間の油路の流路面積が、車速に応じた可変絞り弁60の作動により変化する。なお、スプール62の下方空間と内周孔75とを連絡する流路78がスプール62に形成され、そのスプール62の下方空間と前記ロータリー式油圧制御弁30の下方空間とを連絡するドレン流路77がバルブハウジング7に形成されている。
【0030】
図8に示すように、その可変絞り弁60の第1周溝62aの一方の内側面は軸方向に対し傾斜され、その傾斜面により第1絞り部67aの上流側における油圧を受ける第1受圧面67a′が構成され、また、第2周溝62bの一方の内側面は軸方向に対し傾斜され、その傾斜面により第2絞り部67bの上流側における油圧を受ける第2受圧面67b′が構成され、両受圧面67a′、67b′は同一形状とされている。これにより、油圧の変動があっても、その油圧変動によりスプール62を軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくされる。すなわち、スプール62の最大外径をD、第1絞り部67aにおいて流路面積が最小となる部分における第1受圧面67a′と第2絞り部67bにおいて流路面積が最小となる部分における第2受圧面67b′とでのスプール外径をd1、第2周溝62bの底面62b′におけるスプール外径をd2、第1絞り部67aと第2絞り部67bの上流側流体圧力の変動分をΔPとすると、その圧力変動分ΔPに基づいてスプール62を軸方向一方(図において下方)に変位させる第1受圧面67a′における推力F1と第2受圧面67b′における推力F2はそれぞれ以下の式で表される。
【0031】
F1=(D2 −d12 )×π×ΔP/4
F2=(d12 −d22 )×π×ΔP/4
【0032】
また、スプール62の第2周溝62bの他方の内側面62b″にも第1絞り部67aと第2絞り部67bの上流側流体圧力の変動分ΔPが作用し、その圧力変動分ΔPに基づいてスプール62を軸方向他方(図において上方)に変位させる推力が発生する。その推力F3は以下の式で表される。
【0033】
F3=(D2 −d22 )×π×ΔP/4
【0034】
すなわち、スプール62を軸方向一方に変位させる推力(F1+F2)と他方に変位させる推力F3とは等しくされている。
【0035】
図7において、実線Xは両バルブ部材31、32の相対回転角に対する第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性を示す。1点鎖線Uはその相対回転角に対する第2の組に属する連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′の流路面積の変化特性を示す。1点鎖線Vはその相対回転角に対する第2の組に属する圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′の流路面積の変化特性を示す。実線Yはその相対回転角に対する第2の組に属する全ての絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の合成した変化特性を示す。破線Rは可変絞り弁60により設定される自身の絞り部67a、67bの中速走行時における流路面積を示す。
【0036】
上記構成によれば、低速走行時においては、スプール62は図1において上方に変位し、このスプール62の変位により可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bは全閉状態になるので、油圧シリンダ20に作用する油圧は、第1の組の絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性線Xに応じ制御される。よって、図6において一点鎖線で示すように、操舵入力トルクが小さく両バルブ部材31、32の相対回転角が小さくても、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの流路面積を小さくし、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合を大きくし、低速走行時における操舵の高応答性を満足させることができる。
【0037】
高速走行時においては、スプール62は図1において下方に変位し、このスプール62の変位により可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の最大値以上になるので、油圧シリンダ20に作用する油圧は、第2の組の絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の変化特性線Y及び第1の組の絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性線Xの合成特性に応じ制御される。よって、図6において実線で示すように、操舵入力トルクを大きくして両バルブ部材31、32の相対回転角を大きくしない限り、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積は小さくなることなく大きく保持され、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合は小さいので、高速走行時における操舵の安定性を満足させることができる。
【0038】
中速走行時においては、スプール62の変位により可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の最小値よりも大きく最大値よりも小さくなる。これにより、図7に示すように、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが最小値(本実施例では全閉状態)になるまでの間(図7において両バルブ部材の相対回転角がθaになるまでの間)は、その第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの全流路面積の変化特性線Xに絞り部67の流路面積の特性線Rを合成した特性に応じた操舵補助力が付与される。第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になった時点から、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積が可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積よりも小さくなるまでの間(図7において両バルブ部材の相対回転角がθaとθbとの間)では、操舵補助力は絞り部67a、67bの流路面積により定まる一定値になる。しかる後に、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積が可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積よりも小さくなると、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の変化特性線Yに応じた操舵補助力が付与される。
【0039】
その第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になった後に、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積が可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積よりも小さくなるまでの間(θa〜θbの間)は、その第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′が全閉状態になる点と、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になる点との差(θc−θa)を小さくすることなく、小さくされている。すなわち、仮に、第2の組に属する圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′が、連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′と同様に図中1点鎖線Uで示す相対回転角に対する流路面積変化特性を有すると仮定すると、相対回転角に対する第2の組に属する全ての絞り部A′、B′、C′、D′の全流路面積の合成変化特性は、図7において2点鎖線Mで示すものになる。そうすると、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積が可変絞り弁60の自身の絞り部67a、67bの流路面積よりも小さくなるまでの間(両バルブ部材の相対回転角がθaとθdとの間)は大きくなるので、図6において2点鎖線で示すように、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域Lが大きくなる。これに対し、上記第1実施例では、第2の組に属する圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′の閉鎖角度θsは、連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′の閉鎖角度θrよりも小さいので、中速走行時において操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域を小さくできる。しかも、圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′が全閉状態になる点(図7において両バルブ部材の相対回転角がθeの点)では、連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′は未だ閉じていないので、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できる領域は大きくなる。
【0040】
上記可変絞り弁60によれば、第1絞り部67aと第2絞り部67bにおいて一つの流れから分配された圧油を絞ることができるので、単一の絞り部において圧油を絞る従来の可変絞り弁に比べ、単位ぬれ口長さあたりの流量を少なくすることができる。これによって、絞り部67a、67bにおいて発生する流動音を低減できる。また、スプール62の外周に各絞り部67a、67bの上流側圧力を受ける受圧面67a′、67b′を、そのスプール62を軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなるように形成することで、油圧の変動があってもスプール62の自励振動を防止でき、操舵補助力を発生させるための油圧を適正に制御することができる。
【0041】
さらに、上記第1実施例によれば、車速等の運転条件に応じ自身の絞り部67a、67bの流路面積を変化させる可変絞り弁60を、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′とタンク71との間の油路に設けることで、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′が設けられている油路における油圧と、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが設けられている油路における油圧との差が大きくなることはないので、第1バルブ部材31と第2バルブ部材32が横断面が楕円形状に変形するのを防止できる。この場合に、第1バルブ部材31と第2バルブ部材32に形成する凹部はそれぞれ8ケでよい。これにより、作動不良を防止し、加工コストを低減し、バルブ部材31、32の径と軸方向寸法を小さくして装置を小型化できる。また、4つの圧油供給用凹部51aと各2つの左右操舵用凹部50a、50bとを等間隔に配置し、圧油供給用凹部51aを左操舵用凹部50bおよび右操舵用凹部50aに隣接して配置することで、操舵補助力発生用の高圧油を第1バルブ部材31と第2バルブ部材32とに周方向に等間隔に離れた2位置から作用させることができる。これにより、第2バルブ部材32が第1バルブ部材31に偏った油圧の作用により押し付けられるのを防止でき、両バルブ部材31、32のこじれによる作動不良を防止できる。さらに、圧油供給用凹部51aと連絡用凹部50cとの間の絞り部A′、C′が全閉状態になる点(図7において両バルブ部材の相対回転角がθeの時点)では、連絡用凹部50cと第2圧油排出用凹部51cとの間の絞り部B′、D′は未だ閉じていないので、圧油の流量が急激に変化することはなく、圧油の流動音を低減することができる。
【0042】
図9は第2実施例の可変絞り弁60′を示し、上記第1実施例と対応する部分は同一符号で示す。上記第1実施例との相違は、まず、第1周溝62aが第3周溝66aと第4周溝66bとの軸方向間に配置され、第2周溝62bが第4周溝66bの図中下方に配置される。また、第1絞り部67aと第2絞り部67bの開度は、高速になってスプール62が図中上方に変位すると大きくなり、低速になってスプール62が下方に変位すると小さくなる。また、連絡流路58を介し第2出口ポート61に接続される圧油導入用流路72は、第1周溝62aと第4周溝66bとから構成されている。その第1絞り部67aの下流側においてスプール62の内周孔75は通孔62cを介し第3周溝66aに連絡され、その第2絞り部67bの下流側においてスプール62の内周孔75は通孔62dを介し第2周溝62bに連絡される。また、スプール62の最大外径をD、第1絞り部67aにおいて流路面積が最小となる部分における第1受圧面67a′と第2絞り部67bにおいて流路面積が最小となる部分における第2受圧面67b′とでのスプール外径をd1、第1周溝62aの底面62a′におけるスプール外径をd2、第1絞り部67aと第2絞り部67bの上流側流体圧力の変動分をΔPとすると、その圧力変動分ΔPに基づいてスプール62を軸方向一方(図において上方)に変位させる第1受圧面67a′における推力F1と第2受圧面67b′における推力F2はそれぞれ以下の式で表される。
【0043】
F1=(d12 −d22 )×π×ΔP/4
F2=(D2 −d12 )×π×ΔP/4
【0044】
また、スプール62の第1周溝62aの他方の内側面62a″に第1絞り部67aと第2絞り部67bの上流側流体圧力の変動分ΔPが作用し、その圧力変動分ΔPに基づいてスプール62を軸方向他方(図において下方)に変位させる推力が発生する。その推力F3は以下の式で表される。
【0045】
F3=(D2 −d22 )×π×ΔP/4
【0046】
すなわち、この変形例においてもスプール62を軸方向一方に変位させる推力(F1+F2)と他方に変位させる推力F3とは等しくされている。他の構成は上記第1実施例と同様で、第1実施例と同様の効果を奏することができる。
【0047】
図10、図11は第3実施例の可変絞り弁60″を示し、上記第1実施例と対応する部分は同一符号で示す。上記第1実施例との相違は、まず、スプール62をソレノイドではなくステッピングモータ80により変位させる点にある。そのステッピングモータ80は減速機構を介しバルブハウジング7に取り付けられている。すなわち、そのステッピングモータ80の出力軸に取り付けられるピニオンギヤ81に第1減速ギヤ82が噛み合い、その第1減速ギヤ82と一体かつ同心の第2減速ギヤ83に第3減速ギヤ84が噛み合う。その第3減速ギヤ84に、回転中心から偏心した位置においてピン85が取り付けられている。そのピン85は、バルブハウジング7に形成された通孔86を介しバルブハウジング7の内部に挿入され、スプール62の外周に形成された周溝87に嵌合されている。その通孔86は、第3減速ギヤ84の回転によるピン85の動きを許容する大きさとされている。これにより、ステッピングモータ80の回転によりピン85は第3減速ギヤ84の回転中心まわりの円弧軌跡上を変位し、この変位によりスプール62はバネ88の弾性力に抗し軸方向変位する。またステッピングモータ80は制御装置90により車速に応じ制御され、車速に応じたステップ信号の数に対応する角度だけステッピングモータ80の出力軸は回転し、その回転によりスプール62が軸方向に変位する。また、スプール62はステッピングモータ80により変位させられることから振動することはない。また、バネ圧調節ネジ79は設けられていない。他の構成は第1実施例と同様で、スプール62の自励振動防止効果は必要がないので奏することはないが、それ以外は第1実施例と同様の効果を奏することができる。
【0048】
なお、本発明は上記各実施例に限定されるものではない。例えば、上記実施例では本発明をラックピニオン式油圧パワーステアリング装置に適用したが、例えばボールスクリュー式油圧パワーステアリング装置にも適用することができ、また、パワーステアリング装置以外の油圧装置にも適用できる。また、上記実施例では可変絞り弁の開度を車速に応じ変化させたが、例えば操舵角のような他の条件に応じ変化させてもよい。また、上記実施例では可変絞り弁の絞り部の数は2つとされたが、複数であれば特に限定されない。
【0049】
【発明の効果】
本発明によれば、可変絞り弁を大型化することなく絞り部における流動音を低減することができ、自励振動を防止して流体圧力を適正に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】第1実施例の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図2】第1実施例の油圧パワーステアリング装置の油圧回路を示す図
【図3】第1実施例の制御弁の横断面構造の説明図
【図4】第1実施例の制御弁の展開図
【図5】第1実施例の制御弁の要部の拡大図
【図6】第1実施例の油圧パワーステアリング装置における入力トルクと油圧との関係及び両バルブ部材の相対回転角と油圧との関係を示す図
【図7】第1実施例の制御弁の絞り部の流路面積とバルブ部材の相対回転角との関係を示す図
【図8】第1実施例の可変絞り弁の要部の縦断面図
【図9】第2実施例の可変絞り弁の縦断面図
【図10】第3実施例の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図11】第3実施例の油圧パワーステアリング装置の部分側面図
【図12】従来の可変絞り弁の(1)は構成説明図、(2)は作用説明図
【符号の説明】
7 バルブハウジング
60 可変絞り弁
62 スプール
67a、67b 絞り部
67a′、67b′ 受圧面
72 圧油導入用流路
Claims (1)
- ハウジングと、
このハウジングに軸方向変位可能に挿入されるスプールと、
そのスプールの外周とハウジングの内周との間にスプールの軸方向変位に伴い開度が変化するように形成される複数の絞り部と、
一つの流体流れを分流して各絞り部に分配する流路とを備え、
そのスプールは軸方向に振動可能とされると共に筒状であって内周孔を有するものとされ、
そのスプールの外周に、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面と、そのスプールを軸方向他方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面とが、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなる面積で形成され、
両絞り部の下流それぞれにおいて、そのスプールの周壁に通孔が形成され、
一方の絞り部を通過した圧油は、この一方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、他方の絞り部を通過した圧油は、この他方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、
そのスプールの上端に開放口が形成され、その開放口から前記内周孔は前記タンクに通じるものとされ、
そのスプールに、そのスプールの下方空間と前記内周孔とを連絡する流路が形成され、前記ハウジングに、そのスプールの下方空間に通じるドレン流路が形成されている可変絞り弁。
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