(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンに直結した油圧ポンプと、パワーシリンダユニットと、リザーバタンクと、油圧ポンプの吐出口をパワーシリンダのバルブユニットと連通する圧油ラインを有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプの吐出口と吸入口とを連通するバイパスラインを有し、該バイパスラインには流量調整弁が介装されており、該流量調整弁にはパワーシリンダユニットのピストンで仕切られたシリンダの区画における圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有し、ピストンで仕切られたシリンダの区画の各々と流量調整弁の信号圧力入力側とは信号圧力ラインを介して連通されており、信号圧力ラインは、ピストンで仕切られたシリンダの区画の各々に連通するラインと、流量調整弁の信号圧力入力側に連通するラインと、圧油ラインのバルブユニット上流側（油圧ポンプの吐出側）の領域に連通するラインと、信号圧力入力側に連通するラインとバルブユニット上流側の領域に連通するラインの分岐点とシリンダの区画の各々に連通するラインの合流点とを連通するラインを有していることを特徴とするパワーステアリング機構。
【請求項２】
エンジンに直結した油圧ポンプと、パワーシリンダユニットと、リザーバタンクと、油圧ポンプの吐出口をパワーシリンダのバルブユニットと連通する圧油ラインを有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプの吐出口と吸入口とを連通するバイパスラインを有し、該バイパスラインには流量調整弁が介装されており、該流量調整弁にはパワーシリンダユニットのピストンで仕切られたシリンダの区画における圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有し、バイパスラインには２個の流量調整弁が介装されており、該２個の流量調整弁にはパワーシリンダユニットのピストンで仕切られたシリンダの区画の各々における圧力が信号圧力として入力されることを特徴とするパワーステアリング機構。
【請求項３】
ピストンで仕切られたシリンダの区画の各々に連通するラインの各々は、合流点よりもシリンダ側の領域に逆止弁を介装しており、合流点と分岐点とを連通するラインは分岐点よりも合流点側の領域に逆止弁を連通しており、バルブユニット上流側の領域に連通するラインには逆止弁及び圧損機構が介装されている請求項１のパワーステアリング機構。
【請求項４】
ピストンで仕切られたシリンダの区画の各々と流量調整弁の各々における信号圧力入力側とは信号圧力ラインを介して連通されており、信号圧力ラインの各々は、前記シリンダの区画の圧力が上昇した際にその圧力上昇を流量調整弁の信号圧力入力側に伝達する第１の経路と、前記シリンダの区画の圧力が降下した際に流量調整弁側の高い圧力を当該区画に時間差を伴って伝達する第２の経路とを有している請求項２のパワーステアリング機構。
【請求項５】
第１の経路には流量調整弁に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁が介装されており、第２の経路にはシリンダの区画に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁及び圧損機構が介装されている請求項４のパワーステアリング機構。
【請求項６】
前記バイパスラインには圧損機構が介装されている請求項１〜５の何れか１項のパワーステアリング機構。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧式の操舵機構であって、操舵力が可変なパワーステアリング機構の改良に関する。
【背景技術】
【０００２】
図８は、大型商用車で前輪２軸の３軸車両で使用されている、いわゆるリンケージタイプのパワーステアリングシステムのブロック図を示し、図９は当該車両のパワーステアリングシステムの主要部を斜視図として立体的に示している。
図９において、説明を簡略化するため、前輪の２軸目等は図示を省略している。
【０００３】
図８のパワーステアリングシステムは、エンジン１で駆動される油圧ポンプ２と、パワーシリンダ３と、ギヤボックス４と、オイルタンク５と、油圧供給ラインＬと、油圧戻りラインＬｒを備えている。
油圧供給ラインＬには、流量制御弁６と圧力制御弁７が介装されており、ともに必要に応じて、油圧供給ラインＬの作動油の一部をオイルポンプ２の吸込み側、或いはオイルタンク５に戻している。
【０００４】
パワーシリンダ３にはバルブユニット８が組込まれている。バルブユニット８は、例えば４ポート３ポジションの流路変換バルブで、図８は中立状態、例えば、直進走行時の状態を示している。
バルブユニット８は、パワーシリンダ３と一体化された固定部であるハウジング８０内を、第１のポジション（左旋回用流路を有するブロック）８１、第２のポジション（中立ブロック：直進用流路を有するブロック）８２、第３のポジション（右旋回用流路を有するブロック）８３が、切換可能に構成されている。
【０００５】
バルブユニット８の、図８における左右両端部には、リターンスプリング８ｓｌ、８ｓｒが設けられている。そして、バルブユニット８の一端（第１のポジション８１側の端部）は、接続リンク８９を介してギヤボックス４に係合したピットマンアーム９の先端に接続されている。
また、パワーシリンダ３のシリンダ本体３０において、図８における左端３１は、第１のリンク１０を介して前輪Ｗｆのナックルアーム１１に接続され、パワーシリンダ３内を摺動するピストン３２は、第２のリンク１２を介して車両のフレーム１３に接続されている。換言すれば、ピストン３２は固定されており、シリンダ本体３０が図８の左右方向に移動可能に構成されている。
【０００６】
ギヤボックス４は、ステアリングコラム１４を介してステアリングホイール１５に接続され、ドライバがステアリングホイール１５を操舵すると、ギヤボックス４に係合したピットマンアーム９が矢印Ｒで示すように回動する。
ドライバがステアリングホイール１５を右に操舵（矢印Ｒｈの動作）すると、ピットマンアーム９は、図８において矢印Ｒの反時計方向へ回動する。
ピットマンアーム９が矢印Ｒの反時計方向に回動すると、バルブユニット８はポジション８３の流路に切り換わり、パワーシリンダ３の右室３４に作動油が流入し、右室３４の圧力が昇圧し、左室３３の圧力が減圧する。
【０００７】
上述した様に、パワーシリンダ３内のピストン３２は、第２のリンク１２を介してフレーム１３側に固定されている。そのため、右室３４が昇圧すると、パワーシリンダ本体３０が右側に移動する。
パワーシリンダ本体３０が右側に移動すると、第１のリンク１０に接続されたナックルアーム１１は、前輪ＷｆのキングピンＫの中心軸に関して時計方向（矢印ＲＫＲ）に回動させられ、車両は右に旋回する。
この時、左室３３内のオイルの一部は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。
【０００８】
一方、ドライバがステアリングホイール１５を左に操舵した場合は、ピットマンアーム９は矢印Ｒを時計方向に回動し、バルブユニット８の流路はポジション８１の流路となり、左室３３を昇圧する。そして、パワーシリンダ本体３０を左側に移動して、ナックルアーム１１を反時計方向（矢印ＲＫＬ方向）に回動する。
すなわち、ピットマンアーム９、パワーシリンダ本体３０、ナックルアーム１１の動きの方向は、右操舵の場合とは反対となる。
【０００９】
車両を直進状態に戻す場合は、ドライバがステアリングホイール１５を操舵して、中立状態に戻す。
中立状態に戻ると、バルブユニット８はポジション８２の流路（中立）に切り換わり、油圧ポンプ２からの油圧と、パワーシリンダ３の左右の油室３３、３４内の油圧とが拮抗し、新たに送り込まれる作動油は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。
【００１０】
図８で示す従来のシステムでは、中立であってもパワーシリンダ３には油圧が作用するので、エンジン１はオイルポンプ４を駆動するために出力の一部を消費しなければならない。
この様に、中立時でもパワーシリンダ３に油圧を作用させることは、直進時のステアリングホイール１５のふらつきの防止や、路面入力（キックバック）の対処、直進から操舵に移る際の腕への過大な入力の防止のために、従来技術においては必須である。
【００１１】
図１０は、図８で示す従来のシステムにおける、オイルポンプ４の回転数に対する油圧供給量の関係を示している。ここで上述した様に、図８の従来システムには、油圧供給回路Ｌに流量制御弁６が介装してある。
流量制御弁６は、弁作動のパイロット圧として、図８のラインＬｐを介して、パワーシリンダ３の入口圧力を用いている。すなわち、パワーシリンダ３の入口圧力が高いほど流量制御弁６におけるリリーフ量が多くなる。
流量制御弁６は、ポンプ回転数が所定値以上になると動作して、一定割合の圧油をポンプ２の吸込み側、或いはタンク５に戻す。図１０の例では、流量制御弁６が開放することにより、破線（特性Ｑ０）から実線（特性Ｑｒ）を減算した量（リリーフ量）がポンプ２の吸込み側、或いはタンク５に戻される。
【００１２】
図１１は、図８のシステムにおいて、オイルポンプ２の回転数に対する油圧供給量（特性Ｑｒ）と、ポンプ駆動力（特性Ｗ）を示している。
供給量特性Ｑｒでは、実線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が低い場合であり、破線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が高い場合である。
一方、駆動力特性Ｑｗでは、実線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が高い場合であり、破線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が低い場合となっている。
【００１３】
前述したように、図８〜図１１で示すシステムでは中立時（直進時）においても、オイルポンプ２には一定の負荷がかかっている。そのため、ステアリングを操作しない直進時においても、エンジン１は操舵系で出力を消費している。
係る状況は、省エネルギーの観点からは容認し難い。
【００１４】
ここで、パワーシリンダや油圧ポンプを電動化した技術も存在する。
電動化されたパワーシリンダや油圧ポンプであれば、エンジンに直結した油圧ポンプのような無駄な動力の問題はない。
しかし、大型のトラックでは、パワーシリンダの重量が大きくなり、電動モータでは操舵力をアシストすることが困難である。
また、油圧ポンプやパワーシリンダを電動モータで駆動する場合には、それに伴い、各種部品を新たに交換しなければならず、既存の部品が使えなくなる。そのため、導入時のコストが高騰化してしまうという問題がある。すなわち、既存部品をなるべく生かして、後付けが可能なシステムを提供したいという要請に応えることが出来ない。
【００１５】
その他の従来技術としては、例えば、切替えシリンダ内の切替えスプールに受圧室を備え、受圧室に作用する圧力により切替えスプールを摺動して第１ポートと第２ポートの連通・非連通を切り替える切替え弁を設けた容積式ポンプの制御装置が提案されている（特許文献１）。
この技術（特許文献１）は、油圧ポンプの駆動動力を低減できる可能性があるが、新たな弁システムを開発しなければならず、既存の車両に後付けすることが困難である。
【００１６】
また、ハンドルが操作された場合にのみ油圧ポンプを駆動し、操舵負荷圧力の上昇に対応して油圧ポンプから吐出される圧油流量が増大してアクチュエータに供給される動力操取装置が提案されている（特許文献２）。
しかし、この技術（特許文献２）を貨物自動車等の商用車両、特に大型商用車両に適用した場合には、乗用車の様な小型車量に比較して、電動油圧ポンプが巨大で大出力のものが要求され、専用装置となってしまい従来の機器との互換性が期待できない。
【００１７】
さらに、油圧ポンプの吐出口から吸入口に至るバイパスラインを設け、当該バイパスラインに流量調整弁を介装し、当該流量調整弁の開度を制御することにより、操舵力パターンを切替える技術が提案されている（非特許文献１参照）。
しかし、係る技術（非特許文献１）は、車速に対するハンドルの重さの特性を制御して、操舵感覚を変更することを目的としており、上述した様に、油圧ポンプにおける無駄な動力を削減し、且つ、既存部品をなるべく生かして後付けが可能にする、という従来技術における要請に応えるものではない。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１８】
【特許文献１】特公平６−７１８８９号公報
【特許文献２】特公昭６４−６９８４号公報
【非特許文献】
【００１９】
【非特許文献１】カヤバ工業株式会社編集、「自動車の操舵系と操安性」、株式会社山海堂、平成８年９月１０日、ｐ．９０−９３
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２０】
本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、エンジンに直結された油圧ポンプにおける無駄な動力を削減することが出来て、車両の既存部品を生かして後付けが可能なパワーステアリング機構の提供を目的としている。
【課題を解決するための手段】
【００２１】
本発明のパワーステアリング機構は、エンジン（１）に直結した油圧ポンプ（２）と、パワーシリンダユニット（３）と、リザーバタンク（５）と、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）をパワーシリンダ（３）のバルブユニット（８）と連通する圧油ライン（Ｌ）を有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を有し、該バイパスライン（Ｌｂ）には流量調整弁（１６）が介装されており、該流量調整弁（１６）にはパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画（３３、３４）における圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有し、ピストン（３２）で仕切られたシリンダ（３）の区画の各々（３３、３４）と流量調整弁（１６）の信号圧力入力側とは信号圧力ライン（Ｌｓ１〜Ｌｓ４）を介して連通されており、信号圧力ライン（Ｌｓ１〜Ｌｓ４）は、ピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画の各々（３３、３４）に連通するライン（信号圧力ライン：Ｌｓ１、Ｌｓ２）と、流量調整弁（１６）の信号圧力入力側に連通するライン（Ｌｓ３、Ｌｓ４）と、圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）と、信号圧力入力側に連通するライン（Ｌｓ４）とバルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）の分岐点（Ｂ５）とシリンダ（３）の区画の各々（３３、３４）に連通するライン（Ｌｓ１、Ｌｓ２）の合流点（Ｇ３）とを連通するライン（Ｌｓ３）を有していることを特徴としている。
【００２２】
また、本発明のパワーステアリング機構は、エンジン（１）に直結した油圧ポンプ（２）と、パワーシリンダユニット（３）と、リザーバタンク（５）と、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）をパワーシリンダ（３）のバルブユニット（８）と連通する圧油ライン（Ｌ）を有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を有し、該バイパスライン（Ｌｂ）には流量調整弁（１６）が介装されており、該流量調整弁（１６）にはパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画（３３、３４）における圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有し、バイパスライン（Ｌｂ）には２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）が介装されており、該２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）にはパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダ（３）の区画の各々（３３、３４）における圧力が信号圧力として入力されることを特徴としている。
【００２３】
ここで、ピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画の各々（３３、３４）に連通するライン（信号圧力ライン：Ｌｓ１、Ｌｓ２）の各々は、合流点（Ｇ３）よりもシリンダ（３）側の領域に逆止弁（１８１、１８２）を介装しており、合流点（Ｇ３）と分岐点（Ｂ５）とを連通するライン（Ｌｓ３）は分岐点（Ｂ５）よりも合流点（Ｇ３）側（シリンダ側）の領域に逆止弁（１９１）を連通しており、バルブユニット（８）上流側（油圧ポンプの吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）には逆止弁（１９２）及び圧損機構（例えばオリフィス１９３）が介装されているのが好ましい（図１）。
【００２５】
この場合、ピストン（３２）で仕切られたシリンダ（３）の区画の各々（３３、３４）と流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）の各々における信号圧力入力側とは信号圧力ライン（Ｌｓ６、Ｌｓ７）を介して連通されており、信号圧力ライン（Ｌｓ６、Ｌｓ７）の各々は、前記シリンダ（３）の区画（３３、３４）の圧力が上昇した際にその圧力上昇を流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）の信号圧力入力側に伝達する第１の経路（Ｌｓ６、Ｌｓ７）と、前記シリンダの区画（３３、３４）の圧力が降下した際に流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）側の高い圧力を当該区画（３３、３４）に時間差を伴って伝達する第２の経路（Ｌｂ６、Ｌｂ７）とを有しているのが好ましい（図７）。
【００２６】
ここで、第１の経路（Ｌｓ６、Ｌｓ７）には流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁（２０１、２１１）が介装されており、第２の経路（Ｌｂ６、Ｌｂ７）にはシリンダの区画（３３、３４）に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁（２０２、２１２）及び圧損機構（例えばオリフィス２０３、２１３）が介装されているのが好ましい（図６）。
【００２７】
また、前記バイパスライン（Ｌｂ）には圧損機構（例えばオリフィス１７）が介装されているのが好ましい（図１及び図７）。
【００２８】
さらに、前記バイパスライン（Ｌｂ）に加えて、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通する第２のバイパスライン（Ｌ６、Ｌ６７）を有し、第２のバイパスライン（Ｌ６）には流量制御弁（６１）が介装されているのが好ましい。
そして、前記バイパスライン（Ｌｂ）及び第２のバイパスライン（Ｌ６、Ｌ６７）に加えて、油圧ポンプの吐出口（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通する第３のバイパスライン（Ｌ７、Ｌ６７）を有し、第３のバイパスライン（Ｌ７、Ｌ６７）にはリリーフ弁（圧力調整弁７１）が介装されているのが好ましい。
【発明の効果】
【００２９】
上述する構成を具備する本発明によれば、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を設け、該バイパスライン（Ｌｂ）には流量調整弁（１６、１６Ａ、１６Ｂ）が介装されており、該流量調整弁（１６、１６Ａ、１６Ｂ）にはパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダ（３）の区画（３３、３４）における圧力が低い場合には開放し、高い場合には閉鎖するので、車両の直進時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が低い場合には、シリンダ（３）の何れの区画（３３、３４）においても圧力も低くなる。そのため流量調整弁（１６、１６Ａ、１６Ｂ）が開放し、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とが連通される。
その結果、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とが連通されて圧油循環のための消費動力が減少し、無駄な動力消費が削減される。そして、エンジン（１）の補機駆動動力が低減され、燃費も向上する。
【００３０】
一方、操舵時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が高い場合には、シリンダ（３）の何れか一方の区画（３３又は３４）における圧力が上昇するので、当該区画（３３又は３４）に連通する流量調整弁（１６）が閉鎖して、バイパスライン（Ｌｂ）も閉鎖する。その結果、油圧ポンプ（２）から吐出される圧油は確実にパワーシリンダユニット（３）のバルブユニット（８）へ供給され、操舵時には十分な操舵補助力を発生することが出来る。
例えば、本発明において、信号圧力ラインは、ピストン（３２）で仕切られたシリンダ（２）の区画（３３、３４）の各々に連通するライン（信号圧力ライン：Ｌｓ１、Ｌｓ２）を有し、当該ライン（Ｌｓ１、Ｌｓ２）は合流点（Ｇ３）で合流しており、合流点（Ｇ３）よりもシリンダ（３）側に逆止弁（１８１、１８２）を介装すれば、パワーシリンダ（３）の負荷が高い場合に、ピストン（３２）で仕切られたシリンダ（３）の区画（３３、３４）の内、高い方の圧力が合流点（Ｇ３）を介して流量調整弁（１６）の信号圧力入力側に印加する。その結果、流量調整弁（１６）が閉鎖して、バイパスライン（Ｌｂ）も閉鎖する（図１）。
【００３１】
或いは本発明において、バイパスライン（Ｌｂ）には２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）が介装されており、該２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）にはパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画（３３、３４）の各々における圧力が信号圧力として入力されれば、パワーシリンダ（３）の負荷が高い場合に、シリンダ（３）における一方の区画（３３又は３４）は昇圧し、他方の区画（３４又は３３）が減圧されると、当該昇圧した側の区画（３３又は３４）の高い圧力が何れか一方の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）の信号圧力となって、当該流量調整弁（１６Ａ又は１６Ｂ）を閉鎖する（図７）。
この際に（図７の場合に）、反対側の区画（減圧した区画３４又は３３）に連通する流量調整弁（１６Ａ又は１６Ｂ）は開放する。しかし、何れか一方の流量調整弁（１６Ｂ又は１６Ａ）が閉鎖すれば、バイパスライン（Ｌｂ）は全体として閉鎖されるので、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とは連通しない。
【００３２】
また本発明によれば（例えば、図１）、流量調整弁（１６）を介装したバイパスライン（Ｌｂ）と、パワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダの区画の各々（３３、３４）と流量調整弁（１６）とを連通するライン（Ｌｓ１〜Ｌｓ４）と、バルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）を、既存のパワーステアリング機構に追加すれば良いので、既にパワーステアリング機構を有している車両の既存部品を活かして、いわゆる「後付け」により既存の車両に対して容易に実施することが出来る。
そのため、導入コストを安価に抑えることが出来る。
或いは、本発明によれば（例えば、図７）、流量調整弁を２個（１６Ａ、１６Ｂ）介装したバイパスライン（Ｌｂ）と、当該２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）とパワーシリンダユニット（３）のピストン（３２）で仕切られたシリンダ（２）の区画（３３、３４）の各々とを連通する２本のライン（信号圧力ラインＬｓ６、Ｌｓ７）を、既存のパワーステアリング機構に追加すれば良いので、既にパワーステアリング機構を有している車両の既存部品を活かして、いわゆる「後付け」により既存の車両に対して容易に実施して、導入コストを安価に抑えることが出来る。
【００３３】
本発明において、信号圧力ラインが、信号圧力入力側に連通するライン（Ｌｓ４）とバルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）の分岐点（Ｂ５）とシリンダ（３）の区画（３３、３４）の各々に連通するライン（Ｌｓ１、Ｌｓ２）の合流点（Ｇ３）とを連通するライン（Ｌｓ３）を有していれば（図１）、操舵時から直進時に移行した場合の様に、パワーシリンダ（３）の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行して、前記シリンダ（３）の区画（３３、３４）における圧力が低くなると、流量調整弁側（１６）の高い圧力は、分岐点（Ｂ５）から前記ライン（Ｌｓ５）を介してバルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に伝達される。
ここで、バルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に連通するライン（Ｌｓ５）には圧損機構（例えばオリフィス１９３）が介装されているので、流量調整弁側（Ｌｂ）の高い圧力がバルブユニット（８）上流側（油圧ポンプ２の吐出側２ｏ）の領域に伝達されるまでに、若干の遅れが存在することになる。
【００３４】
一方、本発明において、流量調整弁が２個（１６Ａ、１６Ｂ）介装されており、信号圧力ライン（Ｌｓ６、Ｌｓ７）の各々が、前記シリンダ（３）の区画（３４、３３）の圧力が降下した際に流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）側の高い圧力を当該区画（３４、３３）に時間差を伴って伝達する第２の経路（Ｌｂ６、Ｌｂ７）とを有していれば（図７）、操舵時から直進時に移行した場合の様に、パワーシリンダ（３）の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行して、前記シリンダ（３）の区画（３４、３３）における圧力が低くなると、流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）側の高い圧力は、第２の経路（Ｌｂ６、Ｌｂ７）を介して、当該区画（３４、３３）に時間差を伴って伝達される。ここで、第２の経路（Ｌｂ６、Ｌｂ７）には圧損機構（例えばオリフィス２０３、２１３）が介装されているので、流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）側の高い圧力がシリンダ（３）の区画（３４、３３）に伝達されるまでに、若干の遅れが存在する。
【００３５】
すなわち、本発明（図１及び図７）によれば、バイパスライン（Ｌｂ）の流量調整弁（１６，１６Ａ、１６Ｂ）が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに若干の遅れが存在する。
例えば、車線の変更等では、操舵して、瞬間的に直進する状態となってから、再び逆方向へ操舵することになる。瞬間的に直進する際に（パワーシリンダ３の負荷が低い状態になった際に）、直ちに流量調整弁（１６，１６Ａ、１６Ｂ）が開放した状態に移行してパワーシリンダ（３）の圧力を減圧すると、次に逆方向へ操舵する際に操舵補助力が発生せず、ステアリングが非常に重い状態が生じてしまう。
これに対して、パワーシリンダ（３）の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合に、流量調整弁（１６，１６Ａ、１６Ｂ）が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに若干の遅れが発生すれば、係る瞬間的な直進時にパワーシリンダ（３）の圧力が直ちに減圧されてしまうことが無く、ステアリングが非常に重い状態が生じることが防止されるのである。
【００３６】
同様に、本発明において、バイパスライン（Ｌｂ）にオリフィス（１７）の様な圧損機構（圧力損失を発生させる機構）が介装されていれば、前記流量調整弁（１６）が開放状態となり（図１の場合）、或いは、前記２個の流量調整弁（１６Ａ、１６Ｂ）が何れも開放状態となり（図７の場合）、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とがバイパスされたとしても、圧損機構（１７）で圧力損失が生じる分だけ、前記圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）を介してパワーシリンダ（３）へ供給される圧油量を確保することが出来る。そのため、パワーシリンダ（３）内の圧力が無くなり、その後に操舵する際にステアリングが重くなり過ぎてしまうことが防止される。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】本発明の第１実施形態に係るシステム構成を示したブロック図である。
【図２】レーンチェンジにおけるステアリングホイールの操作角の時間変化を示した特性図である。
【図３】図２に対応して、バイパスラインが開放されている場合のバルブユニット入口圧の変化を示した特性図である。
【図４】図２に対応して、バイパスラインが閉鎖されている場合のバルブユニット入口圧の変化を示した特性図である。
【図５】図２に対応して流量調整弁の開度の変化を示した特性図である。
【図６】図２に対応してポンプ駆動動力の変化を従来技術と本発明の実施形態とで比較して示した特性図である。
【図７】本発明の第２実施形態に係るシステム構成を示したブロック図である。
【図８】従来技術におけるシステム構成を示したブロック図である。
【図９】図８のシステムを搭載した車両のシステム要部を示した斜視図である。
【図１０】リンケージタイプのパワーステアリングシステムにおけるポンプ回転数とオイル供給量との関係を示した特性図である。
【図１１】リンケージタイプのパワーステアリングシステムにおけるポンプ回転数とオイル供給量及び、ポンプ回転数とポンプ駆動力との関係を示した特性図である。
【発明を実施するための形態】
【００３８】
以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
最初に、図１〜図６を参照して、本発明の第１実施形態について説明する。
図１において、全体を符号１０１で示すステアリングシステムは、エンジン１で駆動される油圧ポンプ２と、パワーシリンダ３とギヤボックス４と、オイルタンク５と、油圧供給ラインＬと、油圧戻りラインＬｒを備えている。
【００３９】
油圧供給ラインＬは、ラインＬ１〜ラインＬ５を有している。
ラインＬ１は、油圧ポンプ（以下、「ポンプ」と言う）２の吐出側２ｏと、第１の分岐点Ｂ１とを接続している。
ラインＬ２は、第１の分岐点Ｂ１と、流量制御弁６内の第２の分岐点Ｂ２を接続している。
ラインＬ３は、第２の分岐点Ｂ２と、圧力制御弁７内の第３の分岐点Ｂ３を接続している。
ラインＬ４は、第３の分岐点Ｂ３と、圧力制御弁７には含まれない第４の分岐点Ｂ４を接続している。
ラインＬ５は、第４の分岐点Ｂ４と、バルブユニット８のハウジング８０のポートＰ１を接続している。
【００４０】
図１において、流量制御弁６は、符号６を付した破線の矩形で囲って示されている。そして流量制御弁６は、前記ラインＬ２、ラインＬ３の一部、第２の分岐点Ｂ２、流量制御弁本体６１、オリフィス６２、ラインＬ６、パイロット圧ラインＬｐ、第１の合流点Ｇ１、ラインＬ７の一部、ラインＬ６７を有している。
ラインＬ６７は、第１の合流点Ｇ１と第２の合流点Ｇ２を接続している。
ラインＬ６は、第２の分岐点Ｂ２と第１の合流点Ｇ１とを接続し、流量制御弁本体６１を介装している。
オリフィス６２は、ラインＬ３に介装されている。
ここで、流量制御弁本体６１は、外部パイロット方式のシーケンス弁である。
【００４１】
圧力制御弁７は、図１において、符号７を付した破線の矩形で囲って示されている。そして圧力制御弁７は、前記ラインＬ３、ラインＬ４の一部、第３の分岐点Ｂ３、圧力制御弁本体７１、オリフィス７２、ラインＬ７を有している。
ラインＬ７は、第３の分岐点Ｂ３と第１の合流点Ｇ１を接続しており、圧力制御弁本体７１を介装している。
ラインＬ７において、第３の分岐点Ｂ３と圧力制御弁本体７１との間の領域には、オリフィス７２が介装されている。
圧力制御弁本体７１は、内部パイロット方式のシーケンス弁である。
【００４２】
パワーシリンダ３にはバルブユニット８が組込まれている。バルブユニット８は、例えば４ポート３ポジションの流路変換バルブである。
４ポートはハウジング８０に形成されているポートＰ１〜Ｐ４であり、ポートＰ１がラインＬ５に接続され、ポートＰ２がパワーシリンダ３の右室３４に連通し、ポートＰ３がパワーシリンダ３の左室３３に連通し、ポートＰ４がラインＬｒに接続されている。
図１は、中立状態（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３とＰ４とが全て連通している状態、走行時であれば直進状態）を示している。
【００４３】
ラインＬｒの一端は、オイルタンク５に接続されている。
オイルタンク５とポンプ２の吸込側２ｉとは、ラインＬａによって接続されている。
ラインＬａには、第２の合流点Ｇ２が形成されている。
【００４４】
バルブユニット８は、パワーシリンダ３と一体化されたハウジング（固定部）８０内を、第１のポジション（左旋回用流路を有するブロック）８１、第２のポジション（直進用流路を有するブロック）８２、第３のポジション（右旋回用流路を有するブロック）８３が、切換可能に構成されている。
バルブユニット８の、図１における左右両端部には、リターンスプリング８ｓｌ、８ｓｒが設けられている。そして、バルブユニット８の一端（第１のポジション８１側の端部）は、接続リンク８９を介してギヤボックス４に係合したピットマンアーム９の先端に接続されている。
パワーシリンダ３のシリンダ本体３０において、図１における左端３１は、第１のリンク１０を介して前輪Ｗｆのナックルアーム１１に接続されている。
パワーシリンダ３内を摺動するピストン３２は、第２のリンク１２を介して車両のフレーム１３に接続されている。換言すれば、ピストン３２は固定されており、シリンダ本体３０が図１の左右方向に移動可能に構成されている。
【００４５】
ギヤボックス４は、ステアリングコラム１４を介してステアリングホイール１５に接続され、ドライバがステアリングホイール１５を操舵すると、ギヤボックス４に係合したピットマンアーム９が矢印Ｒのように回動する。
ドライバがステアリングホイール１５を右に操舵（矢印Ｒｈの動作）すると、ピットマンアーム９は、図１において矢印Ｒの反時計方向に回動する。
ピットマンアーム９が矢印Ｒの反時計方向に回動すると、バルブユニット８はポジション８３の流路に切り換わり、パワーシリンダ３の右室３４に作動油が流入し、右室３４の圧力が昇圧し、左室３３の圧力が減圧する。
【００４６】
パワーシリンダ３内のピストン３２は、フレーム１３側に第２のリンク１２を介して固定されているため、右室３４が昇圧すると、パワーシリンダ本体３０が右側に移動する。パワーシリンダ本体３０が右側に移動すると、第１のリンク１０に接続されたナックルアーム１１は、前輪ＷｆのキングピンＫの中心軸に関して時計方向（矢印ＲＫＲ方向）に回動させられ、車両は右に旋回する。
この時、左室３３内のオイルの一部は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。
【００４７】
一方、ドライバがステアリングホイール１５を左に操舵した場合は、ピットマンアーム９は矢印Ｒの時計回りに回動し、バルブユニット８の流路はポジション８１の流路となり、パワーシリンダ３の左室３３の圧力が昇圧し、パワーシリンダ本体３０が左側に移動する。そして、ナックルアーム１１はキングピンＫの中心軸に関して反時計方向（矢印ＲＫＬ方向）に回動させられ、車両は左に旋回する。
すなわち、ピットマンアーム９、パワーシリンダ本体３０、ナックルアーム１１は、右操舵の場合とは反対の方向に移動或いは回動する。
【００４８】
図示の第１実施形態では、以下に説明する構成が上記構成に付加される。
ラインＬ側の第１の分岐点Ｂ１とラインＬａに形成された第２の合流点Ｇ２とは、バイパスラインＬｂによって接続されている。
バイパスラインＬｂには流量調整弁１６が介装され、流量調整弁１６と第２の合流点Ｇ２との間の領域には、オリフィス１７が介装されている。
流量調整弁本体１６は、外部パイロット方式のシーケンス弁であり、そのパイロット圧は、信号圧力ラインＬｓによって与えられ、信号圧力ラインＬｓは、ラインＬｓ１〜Ｌｓ４によって構成されている。
【００４９】
信号圧力ラインＬｓには、バイパス流量調整弁駆動回路１８と、バイパス作動調整弁１９が介装されている。
バイパス流量調整弁駆動回路１８は、２つの逆止弁１８１、１８２と、２つの逆止弁１８１、１８２の間に位置する第３の合流点Ｇ３とを含み、いわゆるダブルチェックバルブとして構成されている。
逆止弁１８１はラインＬｓ１に介装されており、ラインＬｓ１は、合流点Ｇ３とパワーシリンダ３の左室３３とを連通する。逆止弁１８１をラインＬｓ１に介装することにより、ラインＬｓ１では、パワーシリンダ３の左室３３から第３の合流点Ｇ３に向かう方向の作動油の流れのみを流過する。
逆止弁１８２はラインＬｓ２に介装されており、ラインＬｓ２は、合流点Ｇ３とパワーシリンダ３の右室３４とを連通する。逆止弁１８２をラインＬｓ２に介装することにより、ラインＬｓ２では、パワーシリンダ３の右室３４から第３の合流点Ｇ３に向かう方向の作動油の流れのみを流過する。
【００５０】
バイパス流量調整弁駆動回路１８は、パワーシリンダ３の左室３３に油圧ポンプ２の作動油が流入してシリンダ本体３０が左行した場合に、左室３３の作動油の圧力を、ラインＬｓ１、逆止弁１８１、第３の合流点Ｇ３を介して、ラインＬｓ３に供給される。そして、左室３３の作動油の圧力は、ラインＬｓ４を経由して、パイロット圧（信号圧）としてバイパスラインＬｂの流量調整弁１６に供給される。
一方、パワーシリンダ３の右室３４に作動流が流入してシリンダ本体３０が右行した場合には、バイパス流量調整弁駆動回路１８は、右室３４の作動油の圧力が、ラインＬｓ２、逆止弁１８２、第３の合流点Ｇ３を介して、ラインＬｓ３に供給される。そして、右室３４の作動油の圧力は、ラインＬｓ４を経由して、パイロット圧（信号圧）としてバイパスラインＬｂの流量調整弁１６に与えられる。
【００５１】
ラインＬｓ３と、ラインＬｓ４とが接続されている個所において、符号１９が付けられている点線で囲った個所が、バイパス作動調整弁１９を示している。
バイパス作動調整弁１９は、逆止弁１９１、逆止弁１９２、ラインＬｓ３、ラインＬｓ４、ラインＬｓ５、第５の分岐点Ｂ５、オリフィス１９３を有している。
ラインＬｓ３は、第３の合流点Ｇ３と第５の分岐点Ｂ５を接続しており、逆止弁１９１を介装している。
ラインＬｓ４は、第５の分岐点Ｂ５と流量調整弁１６（の信号圧力入力側）を接続している
ラインＬｓ５は、第５の分岐点Ｂ５と、ラインＬ５に形成された第４の合流点Ｇ４（バルブユニット８或いはパワーシリンダ３の入口側）とを接続しており、逆止弁１９２を介装している。そして、逆止弁１９２と第４の合流点Ｇ４との間の領域には、オリフィス１９３が介装されている。
【００５２】
所定圧以上のパイロット圧（信号圧）が与えられると、流量調整弁１６は閉鎖する。一方、パイロット圧（信号圧）が所定圧よりも低圧であると、流量調整弁本体１６は開放する。
車両旋回時には、パワーシリンダ３に作用する負荷が増加し、パワーシリンダ３の左室３３、右室３４の何れかが昇圧する。左室３３、右室３４の昇圧した側の作動油（或いはその圧力）は、ラインＬｓ１、Ｌｓ２の何れかを流れ、逆止弁１８１、１８２の何れかを流れ、第３の合流点Ｇ３、ラインＬｓ３、逆止弁１９１、第５の分岐点Ｂ５、ラインＬｓ４を経由して、流量調整弁１６のパイロット圧（信号圧）として付加される。係るパイロット圧（信号圧）が昇圧して所定値を超えた場合には、流量調整弁１６は閉鎖する。
流量調整弁１６が閉鎖すれば、油圧ポンプ２から吐出される作動油は、バイパスラインＬｂを流過することなく、確実にパワーシリンダ３に送られ、パワーシリンダ３は十分な操舵補助力を発揮する。
なお、ラインＬｓ１、Ｌｓ２の左室３３、右室３４の昇圧しない側（減圧した側）に連通した方については、逆止弁１８１、１８２により、反対側のラインを流れる作動油が流入することや、その圧力が伝達されることは無い。
【００５３】
車両直進時の様にパワーシリンダ３に作用する負荷が小さい場合には、パワーシリンダ３の左室３３、右室３４の何れかも昇圧しない。また、パワーシリンダ３の入口側の圧力も低くなり、第４の合流点Ｇ４における圧力も低下する。
その結果、ラインＬｓ４において流量調整弁１６のパイロット圧（信号圧）の作動油は、ラインＬｓ４、第５の分岐点Ｂ５、ラインＬｓ５を経由して、パワーシリンダ３の入口側における第４の合流点Ｇ４へ流れ、流量調整弁１６のパイロット圧（信号圧）は所定値よりも低圧となり、流量調整弁１６は開放し、バイパスラインＬｂも開放される。
バイパスラインＬｂが開放されているので、油圧ポンプ２から吐出された作動油の多くは、バイパスラインＬｂを流れ、油圧ポンプ２の入口側２ｉに戻される。
なお、バイパスラインＬｂにはオリフィス１７が介装されているので、オリフィス１７によって圧力損失が生じる分だけ、圧油ラインＬを介してパワーシリンダ３へ供給される圧油量を確保することが出来る。
【００５４】
図２は、走行中にレーンチェンジ（例えば、右側車線に車線変更）を行う場合の、ステアリングホイールの操作角の変化の態様（図２：特性Ａ）を示している。
図３は、図２のレーンチェンジに伴うパワーシリンダ３の左室３３、右室３４の内圧（Ｂ３３、Ｂ３４）の変化を示しており、バイパスライン「開放時」の特性を示している。
図４は、図２のレーンチェンジに伴うパワーシリンダ３の左室３３、右室３４の内圧（Ｂ３３、Ｂ３４）の変化を示しており、バイパスライン「閉鎖時」の特性を示している。
図５は、レーンチェンジ（ハンドル操作角の変化を図２で示すレーンチェンジ）において、流量調整弁１６の開度特性（特性Ｂ）と、バイパス流量の特性（特性Ｃ）を示している。
図６は、レーンチェンジ（ハンドル操作角の変化を図２で示すレーンチェンジ）に伴う油圧ポンプ２の駆動動力特性（特性Ｄ）を示している。
【００５５】
図２において、先ず、車両は直進しており（Ａ１の領域）、レーンチェンジを行うべく、一旦ステアリングホイール１５を右に操舵する（Ａ２の領域で右方向の操舵角は暫増する）。
引き続いて中立位置に向かってステアリングホイール１５を戻す（Ａ３の領域で操舵角は減少）。
中立点Ｐｃ（バルブユニット８では８２のポジション）を通過すると、今度は、ステアリングホイール１５を左に操舵する（Ａ４の領域で左方向の操舵角は暫増する）。
次に、再び中立位置に向かってステアリングホイール１５を戻す（Ａ５の領域で操舵角は減少）。
そしてレーンチェンジが完了すると、直進状態に戻る（Ａ６の領域）。
【００５６】
バイパスラインＬｂを開放した場合のパワーシリンダ３内の圧力特性を示す図３において、先ず右室３４の内圧（特性Ｂ３４）が上昇した後、一定値を維持し、中立点Ｐｃでは降下する。中立点Ｐｃから引き続き、左室３３の内圧（特性Ｂ３３）が上昇した後、一定値を維持し、レーンチェンジ終了間際には降下する。
図３では、バイパスラインＬｂを開放しているため、バルブユニット８の入口圧力Ｂは、十分ではなく、パワーシリンダ３は必要な油圧が得られていない。
図３における破線は、流量調整弁１６が閉鎖する圧力（作動圧）Ｐａを示している。
【００５７】
ここで、操舵時には、図４で示すようにバイパスラインＬｂを閉鎖して、パワーシリンダ３内の圧力を十分に昇圧したい。
しかし、流量調整弁１６が単純にパワーシリンダ３の内圧に比例して作動すると、切り返し点Ｐｃ近傍の領域（図４において、破線で丸く囲った部分）において、バイパスラインＬｂが一瞬「開放」となり、反転操舵時に油圧が不足して応答性が悪化する。
【００５８】
これに対して、第１実施形態では、操舵の切り返しに際して、切り返し点Ｐｃ近傍でパワーシリンダ３の内圧が低下して、流量調整弁１６の信号圧が、ラインＬｓ５からバルブユニット８の入口側に抜ける（降圧する）際に、ラインＬｓ５に介装したオリフィス１９３の作用により、その降圧の速度が遅延する（図４における特性Ｂ４ｙ）。
さらに、レーンチェンジ終了間際において、パワーシリンダ３の内圧が低下しても、流量調整弁１６の信号圧の降圧速度は、切り返し点Ｐｃ近傍と同様に遅延する（特性Ｂ３ｙ）。
図５においても、Ｃ特性（開度特性）で示される様に、最初の右操舵の後、切り返す際に（切り返し点Ｐｃ近傍）、流量調整弁１６はゆっくり開き始める（特性Ｃｙ１）。しかし、直ちに左操舵が行われ、シリンダ本体３０の左室３３の内圧が増加するので、流量調整弁１６は、再び「閉鎖」する。
【００５９】
図５において、破線Ｂは、流量調整弁１６の信号圧（パイロット圧）を示している。破線で示す特性Ｂを有する流量調整弁１６の信号圧（パイロット圧）によって、流量調整弁１６の開度特性Ｃが与えられる。
図５において、特性Ｃｘ１、Ｃｘ２は、オリフィス１９３を設けていない場合における流量調整弁１６の開度特性を示している。一方、特性Ｃｙ１、Ｃｙ２は、オリフィス１９３の作用効果を奏する場合における流量調整弁１６の開度特性を示している。
図５によれば、オリフィス１９３を設けた場合の流量調整弁１６の開度特性Ｃｙ１、Ｃｙ２は、レーンチェンジの中間点、すなわち舵の切り返し点Ｐｃ（図２参照）近傍やレーンチェンジ終了間際において、オリフィス１９３を設けていない場合の特性Ｃｘ１、Ｃｘ２に比較して、明らかに開度の変化速度が遅くなっている。
【００６０】
図６は、図２〜図５で上述したレーンチェンジを行った際の、油圧ポンプ２の駆動動力の変化（特性Ｄ）を示している。
図６には比較対象として、バイパスラインＬｂを備えていない場合の特性Ｄｏも示している。
図６によれば、例えば直進時において、バイパスラインＬｂを備えていない場合に比較して、図示の実施形態では、駆動動力はΔＷｐだけ低減されている。
【００６１】
図示の第１実施形態によれば、流量調整弁１６を介装したバイパスラインＬｂを設けることにより、車両の直進時の様にパワーシリンダ３の負荷が低い場合には、流量調整弁１６が開放し、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとが連通される。
その結果、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとが連通されて圧油循環のための消費動力が減少し、無駄な動力消費が削減される。
すなわち、エンジン１の補機駆動動力が低減され、燃費も向上する。
【００６２】
一方、操舵時の様にパワーシリンダ３の負荷が高い場合には、流量調整弁１６が閉鎖して、バイパスラインＬｂも閉鎖する。その結果、油圧ポンプ２から吐出される圧油は確実にパワーシリンダユニット３のバルブユニット８へ供給され、操舵時には十分な操舵補助力を発生することが出来る。
【００６３】
また第１実施形態によれば、流量調整弁１６を介装したバイパスラインＬｂと、パワーシリンダ３の左室３３及び右室３４と流量調整弁１６とを連通するラインＬｓ１〜Ｌｓ４と、バルブユニット８上流側の領域に連通するラインＬｓ５を、既存のパワーステアリング機構に追加するだけですむ。
したがって、既にパワーステアリング機構を有している車両の既存部品を活かして、いわゆる「後付け」により既存の車両に対して容易に実施することが出来る。
【００６４】
また、第１実施形態において、たとえば、操舵時から直進時に移行した場合には、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行して、シリンダ３の左室３３或いは右室３４における圧力が低くなり、それまでの流量調整弁１６に作用していた高い信号圧（パイロット圧）は、分岐点Ｂ５からラインＬｓ５を介してバルブユニット８上流側の領域に伝達される。
ここで、第１実施形態では、ラインＬｓ５にオリフィス１９３を設けているので、流量調整弁１６の高い信号圧（パイロット圧）がバルブユニット８上流側の領域に伝達され、当該信号圧（パイロット圧）が降圧するまでに、若干の遅れが発生することになる。
【００６５】
例えば、車線の変更等では、操舵して、瞬間的に直進する状態となってから、再び逆方向へ操舵することになる。瞬間的に直進する際、すなわち、パワーシリンダ３の負荷が低い状態になった際に、直ちに流量調整弁１６が開放した状態に移行してパワーシリンダ３の圧力を減圧すると、次に逆方向へ操舵する際に操舵補助力が発生せず、ステアリングが非常に重い状態が生じてしまう。
【００６６】
これに対して、図示の第１実施形態では、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合に、流量調整弁１６が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに、オリフィス１９３によって若干の遅れが発生する。したがって、係る瞬間的な直進時にパワーシリンダ３の圧力が直ちに減圧されてしまうことが無く、ステアリングが急激に重たくなる状態が回避される。
【００６７】
同様に、図示の第１実施形態では、バイパスラインＬｂにオリフィス１７が介装されているので、流量調整弁１６が開放状態となり、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとがバイパスされたとしても、オリフィス１７で圧力損失が生じる分だけ、圧油ラインＬを介してパワーシリンダ３へ供給される圧油量を確保することが出来る。
そのため、パワーシリンダ３内の圧力が直ちに消失し、その後に操舵する際にステアリングが重くなり過ぎてしまう、という事態を防止できる。
【００６８】
次に、図７を参照して、第２実施形態を説明する。
図７の第２実施形態に係るステアリング機構は、全体を符号１０２で示されている。
図１の第１実施形態では、バイパスラインＬｂに介装する流量制御弁は１個であるのに対して、図７の第２実施形態では、バイパスラインＬｂに２個の流量制御弁１６Ａ、１６Ｂを介装している。また、流量制御弁１６Ａ、１６Ｂに信号圧（パイロット圧）を付与するラインの構成も、第１実施形態とは異なっている。
以下、主として第１実施形態と異なる点について、第２実施形態を説明する。
【００６９】
図７において、バイパスラインＬｂには、第１の流量制御弁１６Ａ及び第２の１６Ｂが介装されている。
第１の流量制御弁１６Ａは、バイパスラインＬｂにおける第１の分岐点Ｂ１側の領域に介装されている。そして、第２の流量制御弁１６Ｂは、バイパスラインＬｂにおける第２の合流点Ｇ２側の領域に介装されている。
バイパスラインＬｂにおける第２の流量調整弁１６Ｂと、第２の合流点Ｇ２との間の領域には、オリフィス１７が介装されている。
第１の流量制御弁１６Ａの信号圧力（パイロット圧力）入力側は、第１の信号圧力ラインＬｓ６を介して、パワーシリンダ３の右室３４と連通している。一方、第２の流量制御弁１６Ｂの信号圧力（パイロット圧力）入力側は、第２の信号圧力ラインＬｓ７を介して、パワーシリンダ３の左室３３と連通している。
【００７０】
第１の信号圧力ラインＬｓ６には、第１のバイパス作動制御弁２０が介装されている。
第１のバイパス作動制御弁２０は、第１の信号圧力ラインＬｓ６、ラインＬｓ６に形成された２箇所の分岐点Ｂ６１、Ｂ６２、内部バイパスラインＬｂ６、信号発信用逆止弁２０１、残圧戻し用逆止弁２０２、オリフィス２０３を有している。
【００７１】
分岐点Ｂ６１は、第１の信号圧力ラインＬｓ６における右室３４側の領域に形成され、分岐点Ｂ６２は、第１の信号圧力ラインＬｓ６における流量調整弁１６Ａ側の領域に形成されている。
【００７２】
内部バイパスラインＬｂ６は分岐点Ｂ６１、Ｂ６２を接続しており、第１の信号圧力ラインＬｓ６に介装された信号発信用逆止弁２０１をバイパスしている。
信号発信用逆止弁２０１は、第１の信号圧力ラインＬｓ６における分岐点Ｂ６１、Ｂ６２間の領域に介装されている。
残圧戻し用逆止弁２０２は、内部バイパスラインＬｂ６に介装されている。そしてオリフィス２０３は、内部バイパスラインＬｂ６において、分岐点Ｂ６１と残圧戻し用逆止弁２０２との間の領域に介装されている。
【００７３】
第２の信号圧力ラインＬｓ７には、第２のバイパス作動制御弁２１が介装されている。
第２のバイパス作動制御弁２１は、第２の信号圧力ラインＬｓ７、ラインＬｓ７に形成された２箇所の分岐点Ｂ７１、Ｂ７２、内部バイパスラインＬｂ７、信号発信用逆止弁２１１、残圧戻し用逆止弁２１２、オリフィス２１３を有している。
分岐点Ｂ７１は、第２の信号圧力ラインＬｓ７における左室３３側の領域に形成され、分岐点Ｂ７２は、第２の信号圧力ラインＬｓ７における流量調整弁１６Ｂ側の領域に形成されている。
【００７４】
内部バイパスラインＬｂ７は分岐点Ｂ７１、Ｂ７２を接続しており、第２の信号圧力ラインＬｓ７の信号発信用逆止弁２１１をバイパスしている。
信号発信用逆止弁２１１は、第２の信号圧力ラインＬｓ７における分岐点Ｂ６１、Ｂ６２間の領域に介装されている。
残圧戻し用逆止弁２１２は、内部バイパスラインＬｂ７に介装されている。そしてオリフィス２１３は、内部バイパスラインＬｂ７において、分岐点Ｂ７１と残圧戻し用逆止弁２１２との間の領域に介装されている。
【００７５】
図７の第２実施形態によれば、流量調整弁１６Ａ、１６Ｂを介装したバイパスラインＬｂを設けることにより、車両の直進時の様にパワーシリンダ３の負荷が低く、左室３３、右室３４の何れの圧力も低い場合には、流量調整弁１６Ａ、１６Ｂの双方が開放し、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとが連通される。
その結果、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとが連通されて圧油循環のための消費動力が減少し、無駄な動力消費が削減される。
そして、エンジン１の補機駆動動力が低減され、燃費も向上する。
【００７６】
一方、操舵時の様にパワーシリンダ３の負荷が高い場合には、シリンダ３の左室３３、右室３４の何れか一方の圧力が上昇するので、左室３３、右室３４の昇圧した側に何れかに連通する流量調整弁１６Ａ、１６Ｂの何れかが閉鎖して、バイパスラインＬｂも閉鎖する。その結果、油圧ポンプ２から吐出される圧油は、バイパスラインＬｂを流れることなく、確実にパワーシリンダ３のバルブユニット８へ供給され、操舵時には十分な操舵補助力を発生することが出来る。
【００７７】
第２実施形態によれば、二つの流量調整弁１６Ａ、１６Ｂを介装したバイパスラインＬｂと、当該２個の流量調整弁１６Ａ、１６Ｂとパワーシリンダユニット３の左室３３、及び右室３４の各々とを連通する２本の信号圧力ラインＬｓ６、Ｌｓ７を、既存のパワーステアリング機構に追加するだけで、実施することが出来る。
したがって、既にパワーステアリング機構を有している車両の既存部品を活かして、いわゆる「後付け」により既存の車両に対して容易に実施して、導入コストを安価に抑えることが出来る。
【００７８】
図７の第２実施形態において、操舵時から直進時に移行した場合の様に、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行して、パワーシリンダ３の左室３４或いは右室３３における圧力が低くなると、流量調整弁１６Ａ或いは１６Ｂ側の高い圧力は、バイパス作動制御弁２０、２１の何れかにおいて、内部バイパスラインＬｂ６、Ｌｂ７の何れかを介して、パワーシリンダ３の左室３４或いは右室３３の何れかに、時間差を伴って伝達される。
ここで、内部バイパスラインＬｂ６、Ｌｂ７にはオリフィス２０３、２１３が介装されているので、流量調整弁１６Ａ、１６Ｂ側の高い圧力がシリンダ３に伝達されるまでに、若干の遅れが発生する。
【００７９】
例えば、車線の変更等では、操舵して、瞬間的に直進する状態となってから、再び逆方向へ操舵することになる。瞬間的に直進する際、すなわち、パワーシリンダ３の負荷が低い状態になった際に、直ちに流量調整弁が開放した状態に移行してパワーシリンダ３の圧力を減圧すると、次に逆方向へ操舵する際に操舵補助力が発生せず、ステアリングが非常に重い状態が生じてしまう。
【００８０】
これに対して、図７の第２実施形態では、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合に、流量調整弁１６Ａ或いは１６Ｂが閉鎖した状態から開放した状態に移行するが、その際に、オリフィス２０３、２１３の何れかによって、圧油がパワーシリンダ３側に流れるのに若干の遅れが発生する。したがって、車線の変更等で瞬間的に直進する状態になっても、パワーシリンダ３の圧力が直ちに減圧されてしまうことは無く、ステアリングが急激に重たくなる状態が回避される。
【００８１】
さらに、図７の第２実施形態では、バイパスラインＬｂにオリフィス１７が介装されているので、流量調整弁１６Ａ、１６Ｂが開放状態となり、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとがバイパスされたとしても、オリフィス１７で圧力損失が生じる分だけ、圧油ラインＬを介してパワーシリンダ３へ供給される圧油量を確保することが出来る。
そのため、パワーシリンダ３内の圧力が無くなり、その後に操舵する際にステアリングが重くなり過ぎてしまうことが防止できる。
【００８２】
図７の第２実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図６の第１実施形態と同様である。
【００８３】
図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない。
【符号の説明】
【００８４】
１・・・エンジン
２・・・油圧ポンプ
３・・・パワーシリンダユニット／パワーシリンダ
４・・・ギヤボックス
５・・・オイルタンク
６・・・流量制御弁
７・・・圧力制御弁
８・・・バルブユニット
９・・・ピットマンアーム
１０・・・第１のリンク
１１・・・ナックルアーム
１２・・・第２のリンク
１３・・・フレーム
１４・・・ステアリングコラム
１５・・・ステアリングホイール
１６、１６Ａ、１６Ｂ・・・バイパス流量調整弁
１７・・・オリフィス
１８・・・バイパス流量制御弁駆動回路
１９・・・バイパス作動調整弁
２０、２１・・・バイパス作動制御弁
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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