JPH1045008A - 動力舵取装置 - Google Patents
動力舵取装置Info
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- JPH1045008A JPH1045008A JP8201501A JP20150196A JPH1045008A JP H1045008 A JPH1045008 A JP H1045008A JP 8201501 A JP8201501 A JP 8201501A JP 20150196 A JP20150196 A JP 20150196A JP H1045008 A JPH1045008 A JP H1045008A
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- control valve
- steering
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- B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
- B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
- B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
- B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
- B62D5/08—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by type of steering valve used
- B62D5/083—Rotary valves
-
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- Y10T137/00—Fluid handling
- Y10T137/8593—Systems
- Y10T137/86493—Multi-way valve unit
- Y10T137/86574—Supply and exhaust
- Y10T137/86638—Rotary valve
-
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- Y10T137/86638—Rotary valve
- Y10T137/86646—Plug type
- Y10T137/86654—For plural lines
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Transportation (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Power Steering Mechanism (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】制御弁の溝幅が加工上ばらついても、直径方向
の円周上2個所のオーバラップバルブ部における流量差
を小さくできるようにし、バルブ絞り音を大きくするこ
となく中立付近の剛性を向上できるようにする。 【解決手段】クローズド制御弁部24のポンプ側あるい
はリザーバ側に位置する一方の可変絞りV5,V6をハ
ンドル操舵に応じて絞り開度が増大するオーバラップバ
ルブにて構成し、他方の可変絞りV7,V8をハンドル
操舵に応じて絞り開度が減少するセンタオープンのアン
ダラップバルブにて構成し、クローズド制御弁部24の
オーバラップバルブ(V5,V6)のオーバラップ量θ
Bをアンダラップバルブ(V7,V8)のアンダラップ
量θAより大きくした。
の円周上2個所のオーバラップバルブ部における流量差
を小さくできるようにし、バルブ絞り音を大きくするこ
となく中立付近の剛性を向上できるようにする。 【解決手段】クローズド制御弁部24のポンプ側あるい
はリザーバ側に位置する一方の可変絞りV5,V6をハ
ンドル操舵に応じて絞り開度が増大するオーバラップバ
ルブにて構成し、他方の可変絞りV7,V8をハンドル
操舵に応じて絞り開度が減少するセンタオープンのアン
ダラップバルブにて構成し、クローズド制御弁部24の
オーバラップバルブ(V5,V6)のオーバラップ量θ
Bをアンダラップバルブ(V7,V8)のアンダラップ
量θAより大きくした。
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】本発明は、操舵の中立付近に
おける剛性を高めるようにした油圧式の動力舵取装置に
関するものである。
おける剛性を高めるようにした油圧式の動力舵取装置に
関するものである。
【0002】
【従来の技術】操舵の中立付近における剛性を高めるた
めに、制御弁にクローズド制御弁部を設けたものは、例
えば特開平6−127401号公報に記載されているよ
うに公知である。かかる動力舵取装置は、図7に示すよ
うに、互いに並列接続されたオープン制御弁部1とクロ
ーズド制御弁部2にて制御弁3を構成し、パワーシリン
ダ4に接続するクローズド制御弁部2の可変絞りを操舵
の中立付近においてはブロックすることにより、中立付
近の僅かな操舵に伴ってオープン制御弁部1によりポン
プ5の圧力が上昇しても、パワーシリンダ4の両室の差
圧を0に保持できるようにしている。
めに、制御弁にクローズド制御弁部を設けたものは、例
えば特開平6−127401号公報に記載されているよ
うに公知である。かかる動力舵取装置は、図7に示すよ
うに、互いに並列接続されたオープン制御弁部1とクロ
ーズド制御弁部2にて制御弁3を構成し、パワーシリン
ダ4に接続するクローズド制御弁部2の可変絞りを操舵
の中立付近においてはブロックすることにより、中立付
近の僅かな操舵に伴ってオープン制御弁部1によりポン
プ5の圧力が上昇しても、パワーシリンダ4の両室の差
圧を0に保持できるようにしている。
【0003】この種の動力舵取装置においては、前記オ
ープン制御弁部1とクローズド制御弁部2を円周上交互
に2組づつ設け、中立付近においては専らオープン制御
弁部1によってポンプから供給された作動油を絞り制御
し、操舵時においてはオープン制御弁部1とクローズド
制御弁部2の両方で作動油を絞り制御するようにしてい
る。
ープン制御弁部1とクローズド制御弁部2を円周上交互
に2組づつ設け、中立付近においては専らオープン制御
弁部1によってポンプから供給された作動油を絞り制御
し、操舵時においてはオープン制御弁部1とクローズド
制御弁部2の両方で作動油を絞り制御するようにしてい
る。
【0004】この際、オープン制御弁部1においてはポ
ンプからリザーバに排出される作動油を両側で絞り制御
できるのに対して、クローズド制御弁部2においてはセ
ンタクローズドバルブが採用されている関係で片側でし
か絞り制御することができず、通常のノーマルオープン
バルブからなる制御弁に比較すると、排出経路の減少分
だけバルブ絞り音(シュー音)の低減にはタイトな構成
といえ、これ以上のバルブ絞り音の影響を排除する必要
がある。
ンプからリザーバに排出される作動油を両側で絞り制御
できるのに対して、クローズド制御弁部2においてはセ
ンタクローズドバルブが採用されている関係で片側でし
か絞り制御することができず、通常のノーマルオープン
バルブからなる制御弁に比較すると、排出経路の減少分
だけバルブ絞り音(シュー音)の低減にはタイトな構成
といえ、これ以上のバルブ絞り音の影響を排除する必要
がある。
【0005】ところで、クローズド制御弁部2は、図
8、図9に示すように、供給側と排出側にそれぞれ配置
したセンタクローズドバルブ2Aとセンタオープンバル
ブ2Bとからなっているが、センタクローズドバルブ2
Aのオーバラップ量θ1とセンタオープンバルブ2Bの
アンダラップ量θ2とは等しくする(θ1=θ2)こと
が特性上理想的とされており、操舵によってセンタクロ
ーズドバルブ2Aのオーバラップが終了すると同時に、
センタオープンバルブ2Bのアンダラップが終了するよ
うに設定されている。なお、図8、図9中、2A1、2
B1はバルブのエッジ部に形成された面取である。
8、図9に示すように、供給側と排出側にそれぞれ配置
したセンタクローズドバルブ2Aとセンタオープンバル
ブ2Bとからなっているが、センタクローズドバルブ2
Aのオーバラップ量θ1とセンタオープンバルブ2Bの
アンダラップ量θ2とは等しくする(θ1=θ2)こと
が特性上理想的とされており、操舵によってセンタクロ
ーズドバルブ2Aのオーバラップが終了すると同時に、
センタオープンバルブ2Bのアンダラップが終了するよ
うに設定されている。なお、図8、図9中、2A1、2
B1はバルブのエッジ部に形成された面取である。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、実際上
制御弁を構成するバルブシャフトとバルブボディに形成
される溝幅を設計値通りに製作することはきわめて至難
であり、加工上ばらつきが生ずることはある程度避けら
れない。このために図8Bに示すようにセンタクローズ
ドバルブ2Aのオーバラップが終了した際に、センタオ
ープンバルブ2Bのアンダラップが未だ終了していなか
ったり(図9B)、逆にセンタオープンバルブ2Bのオ
ーバラップが既に開始していたり(図9C)するばらつ
きε1、ε2を生ずる結果を招く。
制御弁を構成するバルブシャフトとバルブボディに形成
される溝幅を設計値通りに製作することはきわめて至難
であり、加工上ばらつきが生ずることはある程度避けら
れない。このために図8Bに示すようにセンタクローズ
ドバルブ2Aのオーバラップが終了した際に、センタオ
ープンバルブ2Bのアンダラップが未だ終了していなか
ったり(図9B)、逆にセンタオープンバルブ2Bのオ
ーバラップが既に開始していたり(図9C)するばらつ
きε1、ε2を生ずる結果を招く。
【0007】このようなばらつきによって、直径方向に
対向する円周上2か所のクローズド制御弁部2の絞り開
度に差異を生じ、これによってそれらクローズド制御弁
部2を流れる流量Q1、Q2に差が生じ、この流量のア
ンバランスによってハンドル操舵時のバルブ絞り音が大
きくなる問題がある。
対向する円周上2か所のクローズド制御弁部2の絞り開
度に差異を生じ、これによってそれらクローズド制御弁
部2を流れる流量Q1、Q2に差が生じ、この流量のア
ンバランスによってハンドル操舵時のバルブ絞り音が大
きくなる問題がある。
【0008】
【課題を解決するための手段】本発明は、上記した従来
の問題点に鑑みてなされたもので、請求項1の発明は、
ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に可変絞り
を設け、ハンドル操舵に応じてポンプより供給された作
動油を絞り制御するオープン制御弁部と、前記ポンプと
パワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続す
る流路に可変絞りを設け、ハンドル操舵に応じてポンプ
よりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する
クローズド制御弁部とを備え、前記オープン制御弁部の
各可変絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度が減少する
センタオープンのアンダラップバルブにて構成し、前記
クローズド制御弁部のポンプ側あるいはリザーバ側に位
置する一方の可変絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度
が増大するオーバラップバルブにて構成し、他方の可変
絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度が減少するセンタ
オープンのアンダラップバルブにて構成してなり、前記
クローズド制御弁部のオーバラップバルブのオーバラッ
プ量をアンダラップバルブのアンダラップ量より大きく
したものである。
の問題点に鑑みてなされたもので、請求項1の発明は、
ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に可変絞り
を設け、ハンドル操舵に応じてポンプより供給された作
動油を絞り制御するオープン制御弁部と、前記ポンプと
パワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続す
る流路に可変絞りを設け、ハンドル操舵に応じてポンプ
よりパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御する
クローズド制御弁部とを備え、前記オープン制御弁部の
各可変絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度が減少する
センタオープンのアンダラップバルブにて構成し、前記
クローズド制御弁部のポンプ側あるいはリザーバ側に位
置する一方の可変絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度
が増大するオーバラップバルブにて構成し、他方の可変
絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度が減少するセンタ
オープンのアンダラップバルブにて構成してなり、前記
クローズド制御弁部のオーバラップバルブのオーバラッ
プ量をアンダラップバルブのアンダラップ量より大きく
したものである。
【0009】また、請求項2の発明は、前記クローズド
制御弁部のオーバラップバルブをポンプ側に配置し、セ
ンタオープンのアンダラップバルブをリザーバ側に配置
したものである。上記した構成により、操舵の中立状態
においては、クローズド制御弁部の可変絞りが制限され
ているため、パワーシリンダの両油室はポンプ側あるい
はリザーバ側で短絡され、差圧が発生しない。
制御弁部のオーバラップバルブをポンプ側に配置し、セ
ンタオープンのアンダラップバルブをリザーバ側に配置
したものである。上記した構成により、操舵の中立状態
においては、クローズド制御弁部の可変絞りが制限され
ているため、パワーシリンダの両油室はポンプ側あるい
はリザーバ側で短絡され、差圧が発生しない。
【0010】ハンドルが回転操作されて制御弁が作動さ
れると、オープン制御弁部の可変絞りの開口面積が拡
大、縮小され、ポンプの圧力が僅かに上昇するが、クロ
ーズド制御弁部の一方の可変絞りの開度が他方の可変絞
りの開度に比較して小さいため、あるバルブ作動角まで
はパワーシリンダの両油室の差圧は殆ど上昇せず、実質
的に0に保持される。従って中立付近においては、パワ
ーシリンダの両油室の差圧の上昇を防止でき、ハンドル
剛性を向上できるようになる。
れると、オープン制御弁部の可変絞りの開口面積が拡
大、縮小され、ポンプの圧力が僅かに上昇するが、クロ
ーズド制御弁部の一方の可変絞りの開度が他方の可変絞
りの開度に比較して小さいため、あるバルブ作動角まで
はパワーシリンダの両油室の差圧は殆ど上昇せず、実質
的に0に保持される。従って中立付近においては、パワ
ーシリンダの両油室の差圧の上昇を防止でき、ハンドル
剛性を向上できるようになる。
【0011】しかしてバルブ作動角が大きくなると、ク
ローズド制御弁部の一方の可変絞りの開度が他方の可変
絞りの開度より小さくなるため、パワーシリンダの両油
室の差圧が上昇し、アシスト作用に寄与する。
ローズド制御弁部の一方の可変絞りの開度が他方の可変
絞りの開度より小さくなるため、パワーシリンダの両油
室の差圧が上昇し、アシスト作用に寄与する。
【0012】
【実施の形態】以下本発明の実施の形態を図面に基づい
て説明する。図1は油圧式の動力舵取装置の全体構成を
示し、この動力舵取装置は、図略の自動車エンジンによ
って駆動されるポンプ10と、リザーバ11と、ステア
リング操作をパワーアシストするパワーシリンダ12
と、ステアリング操作に応じて作動し、前記ポンプ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
するロータリ式制御弁14を備えている。
て説明する。図1は油圧式の動力舵取装置の全体構成を
示し、この動力舵取装置は、図略の自動車エンジンによ
って駆動されるポンプ10と、リザーバ11と、ステア
リング操作をパワーアシストするパワーシリンダ12
と、ステアリング操作に応じて作動し、前記ポンプ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
するロータリ式制御弁14を備えている。
【0013】前記ポンプ10は、これの吐出通路15中
に設けられたメータリングオリフィス16と、このメー
タリングオリフィス16と並列に接続されメータリング
オリフィス16の前後差圧に応じてバイパス通路17を
開閉するように作動するバイパスバルブ18と、このバ
イパスバルブ18をバイパス通路17を閉止する方向に
付勢するスプリング19とからなる公知の流量制御弁2
0を備えている。
に設けられたメータリングオリフィス16と、このメー
タリングオリフィス16と並列に接続されメータリング
オリフィス16の前後差圧に応じてバイパス通路17を
開閉するように作動するバイパスバルブ18と、このバ
イパスバルブ18をバイパス通路17を閉止する方向に
付勢するスプリング19とからなる公知の流量制御弁2
0を備えている。
【0014】前記制御弁14は、半周を展開した図2に
示すように、図略のハンドルに連結されて一体的に回転
するバルブシャフト21と、このバルブシャフト21の
外周に同軸的に配設されてパワーシリンダ12によって
パワーアシストされるステアリングリンケージに連結さ
れるバルブボディ22と、これらバルブシャフト21と
バルブボディ22を相対回転可能に連結する図略のトー
ションバーと、これらを収納する図略のバルブハウジン
グ等によって構成されている。そしてバルブシャフト2
1とバルブボディ22との間には、作動油を絞り制御す
るオープン制御弁部23とクローズド制御弁部24が周
方向にそれぞれ90度の間隔で交互に形成され、各制御
弁部23、24はそれぞれ直径方向に対向して円周上2
個所づつ設けられている。
示すように、図略のハンドルに連結されて一体的に回転
するバルブシャフト21と、このバルブシャフト21の
外周に同軸的に配設されてパワーシリンダ12によって
パワーアシストされるステアリングリンケージに連結さ
れるバルブボディ22と、これらバルブシャフト21と
バルブボディ22を相対回転可能に連結する図略のトー
ションバーと、これらを収納する図略のバルブハウジン
グ等によって構成されている。そしてバルブシャフト2
1とバルブボディ22との間には、作動油を絞り制御す
るオープン制御弁部23とクローズド制御弁部24が周
方向にそれぞれ90度の間隔で交互に形成され、各制御
弁部23、24はそれぞれ直径方向に対向して円周上2
個所づつ設けられている。
【0015】前記オープン制御弁部23は、ポンプ10
とリザーバ11とにそれぞれ接続する流路に可変絞りV
1,V2,V3,V4を設けた構成からなり、これら可
変絞りV1,V2,V3,V4は図3Aで示すように、
中立位置においては大きな絞り開度で開口され、中立位
置より作動されるにつれて絞り開度が縮小されるセンタ
オープンのアンダラップバルブとして構成されている。
とリザーバ11とにそれぞれ接続する流路に可変絞りV
1,V2,V3,V4を設けた構成からなり、これら可
変絞りV1,V2,V3,V4は図3Aで示すように、
中立位置においては大きな絞り開度で開口され、中立位
置より作動されるにつれて絞り開度が縮小されるセンタ
オープンのアンダラップバルブとして構成されている。
【0016】前記クローズド制御弁部24は、前記オー
プン制御弁部23に並列接続され、ポンプ10とパワー
シリンダ12の両油室12A,12Bとリザーバ11と
にそれぞれ接続する流路に可変絞りV5,V6,V7,
V8を設けた構成からなっている。そしてこれら可変絞
りのうち、ポンプ10側に接続する一方の可変絞りV
5,V6は図4Aで示すように、中立位置より作動され
るにつれて絞り開度が拡大されるオーバラップバルブと
して構成され、また、リザーバ11側に接続する他方の
可変絞りV7,V8は図5Aで示すように、前記可変絞
りV1〜V4と同様なセンタオープンのアンダラップバ
ルブとして構成されている。
プン制御弁部23に並列接続され、ポンプ10とパワー
シリンダ12の両油室12A,12Bとリザーバ11と
にそれぞれ接続する流路に可変絞りV5,V6,V7,
V8を設けた構成からなっている。そしてこれら可変絞
りのうち、ポンプ10側に接続する一方の可変絞りV
5,V6は図4Aで示すように、中立位置より作動され
るにつれて絞り開度が拡大されるオーバラップバルブと
して構成され、また、リザーバ11側に接続する他方の
可変絞りV7,V8は図5Aで示すように、前記可変絞
りV1〜V4と同様なセンタオープンのアンダラップバ
ルブとして構成されている。
【0017】なお、上記したオープン制御弁部23のア
ンダラップバルブならびにクローズド制御弁部24のア
ンダラップバルブおよびオーバラップバルブのバルブシ
ャフト21側の各エッジ部には、それぞれ図3、図4、
図5に示すように面取21A、21B、21Cが形成さ
れている。これにより図4に示すように、オーバラップ
バルブといえども中立時にバルブが閉止されているわけ
ではなく、面取21Bによる僅かな絞り開度を保持して
いる。
ンダラップバルブならびにクローズド制御弁部24のア
ンダラップバルブおよびオーバラップバルブのバルブシ
ャフト21側の各エッジ部には、それぞれ図3、図4、
図5に示すように面取21A、21B、21Cが形成さ
れている。これにより図4に示すように、オーバラップ
バルブといえども中立時にバルブが閉止されているわけ
ではなく、面取21Bによる僅かな絞り開度を保持して
いる。
【0018】しかしながら、バルブの中立位置において
は、前記オーバラップバルブ(V5,V6)は、他のセ
ンタオープンバルブ(V1〜V4、V7、V8)に比較
して十分に小さな絞り面積となっており、バルブの作動
につれて両者の絞り面積は接近し、ついには逆転するよ
うになる。ここで、バルブの中立位置においては、前記
オーバラップバルブ(V5,V6)のオーバラップ量θ
Bのほうが、アンダラップバルブ(V7,V8)のアン
ダラップ量θAよりも大きく設計され、その差θα(θ
B−θA)は加工のばらつき幅に応じて設定される。こ
れによりバルブシャフト21とバルブボディ22の溝幅
が加工上ばらついても、オーバラップバルブ(V5,V
6)のオーバラップが終了した際には、アンダラップバ
ルブ(V7,V8)においてはオーバラップが既に開始
された状態にあり、2つのバルブ(V5,V6とV7,
V8)が同時にアンダラップ状態になることを確実に防
止できるようになる。
は、前記オーバラップバルブ(V5,V6)は、他のセ
ンタオープンバルブ(V1〜V4、V7、V8)に比較
して十分に小さな絞り面積となっており、バルブの作動
につれて両者の絞り面積は接近し、ついには逆転するよ
うになる。ここで、バルブの中立位置においては、前記
オーバラップバルブ(V5,V6)のオーバラップ量θ
Bのほうが、アンダラップバルブ(V7,V8)のアン
ダラップ量θAよりも大きく設計され、その差θα(θ
B−θA)は加工のばらつき幅に応じて設定される。こ
れによりバルブシャフト21とバルブボディ22の溝幅
が加工上ばらついても、オーバラップバルブ(V5,V
6)のオーバラップが終了した際には、アンダラップバ
ルブ(V7,V8)においてはオーバラップが既に開始
された状態にあり、2つのバルブ(V5,V6とV7,
V8)が同時にアンダラップ状態になることを確実に防
止できるようになる。
【0019】上記したように構成した本実施の形態にお
いては、ポンプ10より吐出された作動油は、メータリ
ングオリフィス16を介してオープンおよびクローズド
制御弁部23,24に供給される。操舵の中立状態にお
いては、クローズド制御弁部24のオーバラップバルブ
の可変絞りV5,V6の絞り開度が制限されているた
め、ポンプ10より吐出された作動油の多くはオープン
制御弁部23の可変絞りV1,V2,V3,V4を通っ
てリザーバ11に排出され、パワーシリンダ12の両油
室12A,12Bは可変絞りV7,V8を介して短絡さ
れ、差圧が発生しない。
いては、ポンプ10より吐出された作動油は、メータリ
ングオリフィス16を介してオープンおよびクローズド
制御弁部23,24に供給される。操舵の中立状態にお
いては、クローズド制御弁部24のオーバラップバルブ
の可変絞りV5,V6の絞り開度が制限されているた
め、ポンプ10より吐出された作動油の多くはオープン
制御弁部23の可変絞りV1,V2,V3,V4を通っ
てリザーバ11に排出され、パワーシリンダ12の両油
室12A,12Bは可変絞りV7,V8を介して短絡さ
れ、差圧が発生しない。
【0020】ハンドルが回転操作されてバルブシャフト
21がバルブボディ22に対して図2の右方向に僅かに
相対回転すると、オープン制御弁部23の一方の可変絞
りV2,V3の開口面積が拡大され、他方の可変絞りV
1,V4の開口面積が縮小される。これによりポンプ1
0の圧力が僅かに上昇するが、ある相対回転角(バルブ
作動角)まではクローズド制御弁部24の一方の可変絞
りV6の開度が他方の可変絞りV8の開度に比較して十
分に小さいため、パワーシリンダ12の両油室12A,
12Bの差圧は殆ど上昇せず、実質的に0に保持され
る。従って中立付近においては、図6に示すようにパワ
ーシリンダ12の両油室12A,12Bの差圧の上昇を
防止でき、マニアル操舵となってハンドル剛性を向上で
きる。
21がバルブボディ22に対して図2の右方向に僅かに
相対回転すると、オープン制御弁部23の一方の可変絞
りV2,V3の開口面積が拡大され、他方の可変絞りV
1,V4の開口面積が縮小される。これによりポンプ1
0の圧力が僅かに上昇するが、ある相対回転角(バルブ
作動角)まではクローズド制御弁部24の一方の可変絞
りV6の開度が他方の可変絞りV8の開度に比較して十
分に小さいため、パワーシリンダ12の両油室12A,
12Bの差圧は殆ど上昇せず、実質的に0に保持され
る。従って中立付近においては、図6に示すようにパワ
ーシリンダ12の両油室12A,12Bの差圧の上昇を
防止でき、マニアル操舵となってハンドル剛性を向上で
きる。
【0021】しかしてバルブ作動角が所定角以上になる
と、クローズド制御弁部24の一方の可変絞りV6の開
度が他方の可変絞りV8の開度より大きくなるため、パ
ワーシリンダ12の一方の油室12Bの圧力が上昇し、
パワーシリンダ12の両油室の差圧が上昇する。このパ
ワーシリンダ12の両油室の差圧によってパワーアシス
トが働き、ハンドルに加えられたマニアル操舵がアシス
トされて軽快な操舵が達成される。
と、クローズド制御弁部24の一方の可変絞りV6の開
度が他方の可変絞りV8の開度より大きくなるため、パ
ワーシリンダ12の一方の油室12Bの圧力が上昇し、
パワーシリンダ12の両油室の差圧が上昇する。このパ
ワーシリンダ12の両油室の差圧によってパワーアシス
トが働き、ハンドルに加えられたマニアル操舵がアシス
トされて軽快な操舵が達成される。
【0022】ところで、本実施の形態においては、加工
のばらつきを考慮して、オーバラップバルブ(V5,V
6)のオーバラップ量θBを、アンダラップバルブ(V
7,V8)のアンダラップ量θAより大きく設計してあ
るので、図4Bに示すようにオーバラップバルブ(V
5,V6)のオーバラップが終了した際には、図5Bに
示すようにアンダラップバルブ(V7,V8)のアンダ
ラップが既に終了した状態となる。
のばらつきを考慮して、オーバラップバルブ(V5,V
6)のオーバラップ量θBを、アンダラップバルブ(V
7,V8)のアンダラップ量θAより大きく設計してあ
るので、図4Bに示すようにオーバラップバルブ(V
5,V6)のオーバラップが終了した際には、図5Bに
示すようにアンダラップバルブ(V7,V8)のアンダ
ラップが既に終了した状態となる。
【0023】従って、加工上ばらつきが生じても、オー
バラップバルブ(V5,V6)とアンダラップバルブ
(V7,V8)が同時にアンダラップ状態になることが
なく、直径方向に対向する2組のクローズド制御弁部2
4の一方から多くの作動油が排出される事態を防止でき
る。これにより前記2組のクローズド制御弁部24を流
れる流量に差が生ずることがなく、流量のアンバランス
によってハンドル操舵時のバルブ絞り音が大きくなる問
題を解決できるようになる。
バラップバルブ(V5,V6)とアンダラップバルブ
(V7,V8)が同時にアンダラップ状態になることが
なく、直径方向に対向する2組のクローズド制御弁部2
4の一方から多くの作動油が排出される事態を防止でき
る。これにより前記2組のクローズド制御弁部24を流
れる流量に差が生ずることがなく、流量のアンバランス
によってハンドル操舵時のバルブ絞り音が大きくなる問
題を解決できるようになる。
【0024】上記した実施の形態においては、前記オー
バラップバルブ(V5、V6)を操舵の中立位置におい
ても面取による僅かな開度だけ開口した例について述べ
たが、従来例として示した図8と同様に、中立状態にお
いては完全に閉止するようにしてもよいことは勿論であ
る。また、上記した実施の形態においては、クローズド
制御弁部24のポンプ10側の可変絞りV5,V6をオ
ーバラップバルブとして構成した例について述べたが、
ポンプ10側とリザーバ11側の可変絞りの配置を逆に
して、リザーバ11側の可変絞りV7,V8をオーバラ
ップバルブにし、ポンプ10側の可変絞りV5,V6を
センタオープンのアンダラップバルブに構成しても同様
な作用が期待できるものである。
バラップバルブ(V5、V6)を操舵の中立位置におい
ても面取による僅かな開度だけ開口した例について述べ
たが、従来例として示した図8と同様に、中立状態にお
いては完全に閉止するようにしてもよいことは勿論であ
る。また、上記した実施の形態においては、クローズド
制御弁部24のポンプ10側の可変絞りV5,V6をオ
ーバラップバルブとして構成した例について述べたが、
ポンプ10側とリザーバ11側の可変絞りの配置を逆に
して、リザーバ11側の可変絞りV7,V8をオーバラ
ップバルブにし、ポンプ10側の可変絞りV5,V6を
センタオープンのアンダラップバルブに構成しても同様
な作用が期待できるものである。
【0025】
【発明の効果】以上述べたように本発明は、クローズド
制御弁部のオーバラップバルブのオーバラップ量をアン
ダラップバルブのアンダラップ量より大きくした構成で
あるので、制御弁の溝幅が加工上ばらついても、円周上
2個所のオーバラップバルブ部における流量差を小さく
でき、これによってバルブ絞り音を大きくすることなく
中立付近の剛性を向上できる効果がある。
制御弁部のオーバラップバルブのオーバラップ量をアン
ダラップバルブのアンダラップ量より大きくした構成で
あるので、制御弁の溝幅が加工上ばらついても、円周上
2個所のオーバラップバルブ部における流量差を小さく
でき、これによってバルブ絞り音を大きくすることなく
中立付近の剛性を向上できる効果がある。
【図1】本発明の実施の形態を示す動力舵取装置の全体
構成図である。
構成図である。
【図2】制御弁の半周部分を展開した展開図である。
【図3】図2のA部の詳細図である。
【図4】図2のB部の詳細図である。
【図5】図2のC部の詳細図である。
【図6】マニアルトルクとシリンダ差圧との関係を示す
グラフである。
グラフである。
【図7】従来の制御弁を展開した展開図である。
【図8】図7のD部の詳細図である。
【図9】図7のE部の詳細図である。
10 ポンプ 11 リザーバ 12 パワーシリンダ 13 ステアリングホイール 23 オープン制御弁部 24 クローズド制御弁部 V1〜V4、V7、V8 可変絞り(アンダラップバル
ブ) V5、V6 可変絞り(オーバラップバルブ)
ブ) V5、V6 可変絞り(オーバラップバルブ)
Claims (2)
- 【請求項1】 ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する
流路に可変絞りを設け、ハンドル操舵に応じてポンプよ
り供給された作動油を絞り制御するオープン制御弁部
と、前記ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバと
にそれぞれ接続する流路に可変絞りを設け、ハンドル操
舵に応じてポンプよりパワーシリンダに供給される作動
油を絞り制御するクローズド制御弁部とを備え、前記オ
ープン制御弁部の各可変絞りをハンドル操舵に応じて絞
り開度が減少するセンタオープンのアンダラップバルブ
にて構成し、前記クローズド制御弁部のポンプ側あるい
はリザーバ側に位置する一方の可変絞りをハンドル操舵
に応じて絞り開度が増大するオーバラップバルブにて構
成し、他方の可変絞りをハンドル操舵に応じて絞り開度
が減少するセンタオープンのアンダラップバルブにて構
成してなり、前記クローズド制御弁部のオーバラップバ
ルブのオーバラップ量をアンダラップバルブのアンダラ
ップ量より大きくしたことを特徴とする動力舵取装置。 - 【請求項2】 前記クローズド制御弁部のオーバラップ
バルブをポンプ側に配置し、センタオープンのアンダラ
ップバルブをリザーバ側に配置してなる請求項1に記載
の動力舵取装置。
Priority Applications (3)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP8201501A JPH1045008A (ja) | 1996-07-31 | 1996-07-31 | 動力舵取装置 |
US08/904,429 US6119803A (en) | 1996-07-31 | 1997-07-31 | Power steering apparatus |
GB9716263A GB2315719B (en) | 1996-07-31 | 1997-07-31 | Power steering apparatus |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP8201501A JPH1045008A (ja) | 1996-07-31 | 1996-07-31 | 動力舵取装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH1045008A true JPH1045008A (ja) | 1998-02-17 |
Family
ID=16442107
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP8201501A Pending JPH1045008A (ja) | 1996-07-31 | 1996-07-31 | 動力舵取装置 |
Country Status (3)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US6119803A (ja) |
JP (1) | JPH1045008A (ja) |
GB (1) | GB2315719B (ja) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2000159130A (ja) * | 1998-11-30 | 2000-06-13 | Koyo Seiko Co Ltd | 油圧制御弁及びこれを用いた動力舵取装置 |
DE10200092A1 (de) * | 2002-01-03 | 2003-07-17 | Zf Lenksysteme Gmbh | Servolenksystem für Fahrzeuge |
Family Cites Families (11)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP0083490A3 (en) * | 1981-12-31 | 1984-05-02 | Adwest Engineering Limited | Rotary valve for a power assisted steering mechanism |
JPS62502396A (ja) * | 1985-04-06 | 1987-09-17 | ツア−ンラトフアブリク フリ−トリツヒシヤフエン アクチエンゲゼルシヤフト | 回転すべり弁 |
JP2855446B2 (ja) * | 1989-05-22 | 1999-02-10 | カヤバ工業株式会社 | パワーステアリング装置 |
EP0562426B1 (en) * | 1992-03-27 | 1999-05-19 | Toyoda Koki Kabushiki Kaisha | Power steering apparatus |
US5439070A (en) * | 1992-06-12 | 1995-08-08 | Toyoda Koki Kabushiki Kaisha | Hydraulic power steering apparatus |
DE69319990T2 (de) * | 1992-10-22 | 1998-12-10 | Toyoda Koki K.K., Kariya, Aichi | Hydraulische Servolenkung |
JP3345148B2 (ja) * | 1993-02-26 | 2002-11-18 | 光洋精工株式会社 | 油圧パワーステアリング装置 |
JP3196415B2 (ja) * | 1993-03-29 | 2001-08-06 | 豊田工機株式会社 | 動力舵取装置用流量制御装置 |
JP2932907B2 (ja) * | 1993-11-12 | 1999-08-09 | 豊田工機株式会社 | 動力舵取装置 |
JP3240866B2 (ja) * | 1995-01-19 | 2001-12-25 | 豊田工機株式会社 | 動力舵取装置 |
JP3463453B2 (ja) * | 1996-03-28 | 2003-11-05 | 豊田工機株式会社 | 動力舵取装置 |
-
1996
- 1996-07-31 JP JP8201501A patent/JPH1045008A/ja active Pending
-
1997
- 1997-07-31 US US08/904,429 patent/US6119803A/en not_active Expired - Lifetime
- 1997-07-31 GB GB9716263A patent/GB2315719B/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
GB2315719B (en) | 2000-12-06 |
GB2315719A (en) | 1998-02-11 |
GB9716263D0 (en) | 1997-10-08 |
US6119803A (en) | 2000-09-19 |
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20040302 |