(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンによって駆動される液体ポンプに接続されて作動液体が流入するインレットポートと、パワーステアリングギアアッセンブリに接続されて作動液体を供給するアウトレットポートと、液体タンクに接続されて作動液体が排出されるドレンポートと、これらのポートが接続されバルブボディ内に設けられたスプール孔と、スプール孔内に装填され前記ドレンポートを開閉するスプールと、該スプールと前記スプール孔の一端との間に介設され、スプールをドレンポートの閉位置へ付勢すると共に前記インレットポートとアウトレットポートとの間に設けたオリフィス前後の差圧の増大に応じて前記ドレンポートを開く方向の移動を許容し、かつ特定圧力で前記ドレンポートを開く付勢手段とからなり、
該付勢手段は、撓みの増加に応じてばね定数が減少する非線形特性を有し、
前記ドレンポートが開口されるまでの前記ばね定数の値を、当該ドレンポートが開口された後の当該ばね定数の値より高くして、開口前のスプール変位のばらつきを抑制させるようにしたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項２】
請求項１記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記付勢手段は、第１のばねと第２のばねとを直列に介設したものであることを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項３】
請求項２記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第１、第２のばねを、前記スプール側から順に配置し、少なくとも前記第１のばねの付勢力に対抗し、前記スプールをドレンポートの閉位置に位置決めするスプールストッパを設け、前記第１、第２のばね間に、前記スプール孔内を移動可能な中間座を介設し、該中間座を前記スプール孔に対し第２のばねの伸び方向に位置決め、第２のばねのセット荷重を第１のばねのセット荷重よりも大とするばねストッパを設けたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項４】
請求項３記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第２のばねのばね定数を、第１のばねのばね定数よりも低く設定したことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項５】
請求項４記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第２のばねのセット荷重を、第１のばねの最大撓み反力と等しいかそれよりも大とするばねストッパを設けたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項６】
請求項１記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記付勢手段は、第１のばね部と、第２のばね部とからなる一本のばねで構成されていることを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項７】
請求項６記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第１、第２のばね部を、前記スプール側から順に配置し、少なくとも前記第１のばね部の付勢力に対向し、前記スプールをドレンポートの閉位置に位置決めするスプールストッパを設け、前記第２のばね部を前記スプール孔に対し伸び方向に位置決め、該第２のばね部のセット荷重を第１のばね部のセット荷重よりも大とするばねストッパを設けたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項８】
請求項７記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第２のばね部のばね定数を、第１のばね部のばね定数よりも低く設定したことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項９】
請求項８記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記第２のばね部のセット荷重を、第１のばね部の最大撓み反力と等しいかそれよりも大とするばねストッパを設けたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【請求項１０】
請求項３又は７記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、
前記特定圧力の作用と第２のばね又は第２のばね部の反力増加開始とのタイミングを一致させたことを特徴とするパワーステアリング装置の流量制御弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、パワーステアリング装置の流量制御弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のパワーステアリング装置の流量制御弁としては、例えば、図６に示すものが知られている。
【０００３】
この図６に示す流量制御弁６９は、例えば、エンジン補機用の液体ポンプであるパワーステアリングポンプ（パワステポンプ）に一体に設けられている。パワステポンプは図外のエンジンによって駆動される定量オイルポンプ７を主体としている。また、流量制御弁６９はパワーステアリングギアアッセンブリ９とリターン用のオイルタンク３５とに接続されている。この流量制御弁６９は、バルブボディ３を備え、このバルブボディ３内にスプール孔５が区画形成されている。このスプール孔５は、オリフィス１１を有する固定壁１２と、摺動自在に挿入されたスプール１５とにより、３つの油室１７，１９，２１に画成されている。油室２１には、前記パワーステアリングギアアッセンブリ９と連通するアウトレットポート４１が設けられている。油室１９には、前記定量オイルポンプ７と連通するインレットポート３３が設けられている。油室１７には、オイルタンク３５と連通するドレンポート３７が設けられている。さらに、油室１９と油室２１とは、バルブボディ３に形成されたバイパス路４３を介して連通されている。油室１７の一端には、開口部１３が形成され、プラグ２７で開閉自在に閉塞されている。この油室１７には、コイルばね７３が挿入されている。また、前記スプール孔５には、スプールストッパ３９が設けられ、スプール１５がドレンポート３７を閉塞する位置で位置決められている。
【０００４】
そして、図６に示すように、定量オイルポンプ７の吐出する作動液体としての作動オイルがインレットポート３３を介して油室１９へと供給され、スプール孔５内のオリフィス１１及び油室２１を経てアウトレットポート４１からパワーステアリングギアアッセンブリ９へと供給される。
【０００５】
一方、油室１９の圧力（これを内部圧力Ｐ1 とする）と油室２１の圧力（これを出口圧力Ｐ0 とする）との差Ｐ1 −Ｐ0 が増大し、スプール１５が移動を始めると、スプール１５を介した力の伝達によりコイルばね７３が撓み始め、スプール１５の移動を許容する。これによってコイルばね７３は、反力を増大させる。従って、図７のような特性が得られる。
【０００６】
図７は、（ａ）がポンプ回転数とΔＫ＝Ｐ1 −Ｐ0 との関係、（ｂ）がスプール推力とスプール変位との関係、（ｃ）がスプール変位とドレン流量との関係、（ｄ）がポンプ回転数とベーン吐出流量（＝インレットポート供給流量）を示している。この図７（ａ）のように、ポンプ回転数が約８００ｒｐｍまではドレンポート３７は、スプール１５によって閉塞されたままであり、アウトレットポート４１からの吐出流量は、（ｄ）で示すポンプ回転数に比例した供給流量に応ずることになる。また、圧力差Ｐ1 −Ｐ0 は、ドレンポート３７が閉塞されていることから（ａ）の（イ）のように急速に立ち上がる。このとき、コイルばね７３の撓み（＝スプール変位）と圧力差Ｐ1 −Ｐ0 （＝ばね反力）とは（ｂ）のように線形的に増大する。
【０００７】
ポンプ回転数が約８００ｒｐｍになるとドレンポート３７が開き始め、作動オイルの一部がドレンポート３７からオイルタンク３５へ戻される。この時のスプール変位（＝ドレンポート３７開口面積）とドレン流量との関係は（ｃ）のようになり、アウトレットポート４１からの流量が一定量となるように制御される。また、ドレン開始により、圧力差Ｐ1 −Ｐ0 の増大率は、（ａ）の（ロ）のように低くなる。この場合、流量制御弁６９での圧力のつり合いは、
Ｐ1 ＝Ｐ0 ＋ΔＫ
で表される。ここに、ΔＫは圧力差Ｐ1 −Ｐ0 でポンプ回転数に比例した値であり、上記のようにΔＫ＝Ｐ1 −Ｐ0 の増大率が低くなるということは、アウトレットポート４１からの吐出流量を確保しながらポンプ駆動ロスを低減できることを示している。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記のように線形特性のコイルばね７３を用いた流量制御弁６９では以下のような問題を招いていた。
【０００９】
すなわち、流量制御弁６９は、ポンプ回転数に比例した圧力ΔＫ＝Ｐ1 −Ｐ0 によってスプール１５を移動させ、前記図７のような作動特性を得るようになっている。従って、ΔＫはそのままポンプの駆動ロスとなり、しかも、コイルばね７３の線形特性に応じて増大するため、ポンプ駆動ロスの低減に困難を伴っていた。
【００１０】
これに対し、ドレンポート３７が開いた後、アウトレットポート４１からの吐出流量はオリフィス１１とドレンポート３７との面積比で決まると考えられ、オリフィス１１の径を拡大すれば、圧力損失が減少してΔＫ＝Ｐ1 −Ｐ0 を小さくすることができる。しかし、ドレンポート３７の開口面積（＝スプール１５の位置）が変わらない場合、オリフィス１１とドレンポート３７との面積比のバランスが変わってしまい、吐出流量が大きく変化することになる。従って、オリフィス１１の径を拡大するには、よりばね定数の低いコイルばね７３を用いる必要がある。しかしながら、オリフィス１１の孔径を拡大し、コイルばね７３のばね定数を低く設定すると、スプール１５が不安定となり、吐出流量が減少して操舵力が増大し、或いはインレットポート３３の脈圧変動の影響に敏感に反応して操舵力にばらつきを招く等、違和感を生ずる恐れがある。
【００１１】
そこで、本発明は上記の事情を考慮し、定量オイルポンプ７の駆動ロスを低減しながら、違和感のない操舵を得ることのできるパワーステアリング装置の流量制御弁の提供を目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために請求項１の発明は、エンジンによって駆動される液体ポンプに接続されて作動液体が流入するインレットポートと、パワーステアリングギアアッセンブリに接続されて作動液体を供給するアウトレットポートと、液体タンクに接続されて作動液体が排出されるドレンポートと、これらのポートが接続されバルブボディ内に設けられたスプール孔と、スプール孔内に装填され前記ドレンポートを開閉するスプールと、該スプールと前記スプール孔の一端との間に介設され、スプールをドレンポートの閉位置へ付勢すると共に前記インレットポートとアウトレットポートとの間に設けたオリフィス前後の差圧の増大に応じて前記ドレンポートを開く方向の移動を許容し、かつ特定圧力で前記ドレンポートを開く付勢手段とからなり、該付勢手段は、撓みの増加に応じてばね定数が減少する非線形特性を有し、前記ドレンポートが開口されるまでの前記ばね定数の値を、当該ドレンポートが開口された後の当該ばね定数の値より高くして、開口前のスプール変位のばらつきを抑制させるようにしたことを特徴としている。
【００１３】
請求項２の発明は、請求項１記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記付勢手段は、第１のばねと第２のばねとを直列に介設したものであることを特徴としている。
【００１４】
請求項３の発明は、請求項２記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第１、第２のばねを、前記スプール側から順に配置し、少なくとも前記第１のばねの付勢力に対抗し、前記スプールをドレンポートの閉位置に位置決めするスプールストッパを設け、前記第１、第２のばね間に、前記スプール孔内を移動可能な中間座を介設し、該中間座を前記スプール孔に対し第２のばねの伸び方向に位置決め、第２のばねのセット荷重を第１のばねのセット荷重よりも大とするばねストッパを設けたことを特徴としている。
【００１５】
請求項４の発明は、請求項３記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第２のばねのばね定数を、第１のばねのばね定数よりも低く設定したことを特徴としている。
【００１６】
請求項５の発明は、請求項４記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第２のばねのセット荷重を、第１のばねの最大撓み反力と等しいかそれよりも大とするばねストッパを設けたことを特徴としている。
【００１７】
請求項６の発明は、請求項１記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記付勢手段は、第１のばね部と、第２のばね部とからなる一本のばねで構成されていることを特徴としている。
【００１８】
請求項７の発明は、請求項６記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第１、第２のばね部を、前記スプール側から順に配置し、少なくとも前記第１のばね部の付勢力に対向し、前記スプールをドレンポートの閉位置に位置決めするスプールストッパを設け、前記第２のばね部を前記スプール孔に対し伸び方向に位置決め、該第２のばね部のセット荷重を第１のばね部のセット荷重よりも大とするばねストッパを設けたことを特徴としている。
【００１９】
請求項８の発明は、請求項７記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第２のばね部のばね定数を、第１のばね部のばね定数よりも低く設定したことを特徴としている。
【００２０】
請求項９の発明は、請求項８記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記第２のばね部のセット荷重を、第１のばね部の最大撓み反力と等しいかそれよりも大とするばねストッパを設けたことを特徴としている。
【００２１】
請求項１０の発明は、請求項３又は７記載のパワーステアリング装置の流量制御弁であって、前記特定圧力の作用と第２のばね又は第２のばね部の反力増加開始とのタイミングを一致させたことを特徴としている。
【００２２】
【作用】
上記手段の請求項１の発明によれば、液体ポンプの回転に応じてアウトレットポートから作動液体が吐出される。液体ポンプの回転数が増大し、スプールに作用する圧力が増大するとスプールの移動により特定圧力でドレンポートが開かれ、ドレンポートから作動液体の一部が液体タンクへ戻される。従って、スプールの移動によりアウトレットポートからの吐出流量の制御を行うことができる。この場合、付勢手段は、撓みの増加に応じてばね定数が減少する非線形特性を有し、前記ドレンポートが開口されるまでの前記ばね定数の値を、当該ドレンポートが開口された後の当該ばね定数の値より高くし、かつスプール変位のばらつきを抑制させるようにしていることにより、ドレンポートが開かれるまでスプールを安定させることができる。また、スプールの移動により付勢手段が反力を増加させても、その増加率は線形特性のばねを用いた場合よりも小さいため、スプールを移動させるための圧力は、その増大率を抑制することができる。
【００２３】
請求項２の発明は、請求項１の発明の作用に加え、前記付勢手段を直列に介設した第１、第２のばねで構成することにより、非線形特性を得る。
【００２４】
請求項３の発明は、請求項２の発明の効果に加え、前記特定圧力の作用が第２のばねのセット荷重に達するまでは、第１のばねの反力を生じながらスプールが移動する。特定圧力の作用が第２のばねのセット荷重に達すると、第１のばねと共に第２のばねが撓み始め、付勢手段全体のばね定数が低下する。
【００２５】
請求項４の発明では、請求項３の発明の作用に加え、第２のばねの反力が増加し始めたとき、全体のばね反力の増加率をより低くすることができる。
【００２６】
請求項５の発明では、請求項４の発明の作用に加え、第１のばねが撓み切るまでは、第１のばねの反力を生じながらスプールが移動する。第１のばねが撓み切ると第２のばねが反力の増大を生じ始めスプールがさらに移動する。
【００２７】
請求項６の発明では、請求項１の発明の作用に加え、一本のばねで非線形特性を得ることができる。
【００２８】
請求項７の発明では、請求項６の発明の作用に加え、請求項３の発明と同様な作用を一本のばねで得ることができる。
【００２９】
請求項８の発明では、請求項７の発明の作用に加え、第２のばねの反力が増加し始めたとき、全体のばね反力の増加率をより低くすることができる。
【００３０】
請求項９の発明では、請求項８の発明の作用に加え、請求項５の発明と同様な作用を一本のばねで得ることができる。
【００３１】
請求項１０の発明では、請求項３又は７の発明の作用に加え、スプールがドレンポートを開き始めるタイミングで付勢手段の反力増大率を抑制することができる。
【００３２】
【実施例】
以下、この発明の実施例を説明する。なお、図６、図７と同一構成部分には同符号を付して説明し、また重複した説明は省略する。
【００３３】
［第１実施例］
図１は、この発明の第１実施例を適用したパワーステアリング装置の流量制御弁の要部断面図を示す。
【００３４】
この流量制御弁１は、全体的な構成は図６のものと略同一である。
【００３５】
一方、この発明の第１実施例では、特に、前記油室１７に挿入される付勢手段が第１のばね２３と第２のばね２５とで構成されている。油室１７の周壁１７ａは軸方向にストレートに形成されている。そして、第１のばね２３と、第２のばね２５はこの順でスプール１５側から直列に介設されている。第１のばね２３は第２のばね２５よりも径が小さく設定され、一端がスプール１５の突部１５ａに嵌合支持されている。また、第１のばね２３のばね定数は相対的に高く、第２のばね２５のばね定数は同低く設定されている。
【００３６】
第１、第２のばね２３，２５の間には、中間座として中間座シート２９が介設されている。中間座シート２９には、通液孔２９ａと凹部２９ｂとが設けられ、通液孔２９ａによって第１のばね２３側と第２のばね２５側との間に圧力差を生じないようになっており、凹部２９ｂには、前記第１のばね２３の他端が支持されている。また、この中間座シート２９は、油室１７の周壁１７ａに固定されたばねストッパ３１に係止されている。このばねストッパ３１により、第２のばね２５のセット荷重は、第１のばね２３のセット荷重よりも大きく、ドレンポート３７が開き始めるときのスプール１５に作用する圧力（特定圧力）に基づく力と等しく設定されている。
【００３７】
次に作用の説明をする。
【００３８】
この実施例においても基本的な動きは図６、図７に示すものと同様である。すなわち、図１に示すように、オイルポンプ７の吐出する作動オイルがインレットポート３３を介して油室１９へと供給され、スプール孔５内のオリフィス１１を経て油室２１へ入りアウトレットポート４１からパワーステアリングギアアッセンブリ９へと供給される。
【００３９】
一方、内部圧力Ｐ1 と出口圧力Ｐ0 との差Ｐ1 −Ｐ0 が増大するとスプール１５を介した力の伝達により、まず、第１のばね２３がスプール１５と中間座シート２９との間で撓み始め、スプール１５の移動を許容する。このときのばね反力の増加は、第１のばね２３の撓み増加によるものとなる。圧力差Ｐ1 −Ｐ0 がさらに増大すると、特定圧力の作用が第２のばね２５のセット荷重に達し、第１のばね２３と共に第２のばね２５も撓み始める。このときの付勢手段全体のばね定数の値は、第１のばね２３だけのばね定数の値よりも低下する。
【００４０】
このような第１、第２のばね２３，２５の働きによる作動原理は図２のようになる。ここで、第１、第２のばね２３，２５のばね定数をｋ1 ，ｋ2 、初期セット時の撓み（＝スプール変位）をｓ0 ，ｔ0 とし、ｋ1 ＞ｋ2 、（ｋ2 ｔ0 ／ｋ1 ）＞ｓ0 とする。すなわち、第２のセット荷重荷重ｋ2 ｔ0 になるまで第１のばね２３が撓みを増大させ、スプール変位と共に反力を増大させる。荷重がｋ2 ｔ0 になると、第１のばね２３と共に第２のばね２５も撓み始め、付勢手段全体のばね定数の値を低下させて、スプール変位に伴って反力を増大させる。なお、第１、第２のばね２３，２５のばね定数の大小は特に制限されるものではないが、ｋ1 ＞ｋ2 の設定により、ドレンポート３７が開口以後の全体のばね反力の増加率をより低くすることができる。そして、このような両ばね２３，２５の非線形的な働きによって、図３のような特性が得られる。
【００４１】
図３は、図７と同様なグラフであり、（ａ），（ｂ），（ｃ），（ｄ）は、両図で対応している。そして、図３では、理解を容易にするため、図７に示した特性を破線によってのせている。この図３の（ａ）の（イ）のように、ドレンポート３７が開口されるまでは、第１のばね２３の反力によってスプール１５が圧力差（Ｐ1 −Ｐ0 ）に対向するため、従来と同様な特性が得られる。従って、圧力差（Ｐ1 −Ｐ0 ）とスプール変位との関係も（ｂ）の（ニ）のように従来と略同様な特性を得ることができる。従って、この範囲でばね反力の増加率が比較的高いため、スプール変位のばらつきを抑制して、吐出流量のばらつきを抑制することができ、十分な流量により、操舵力をサポートすることができる。また、脈圧変動の影響を受けにくく、操舵力に違和感を受けることがない。
【００４２】
一方、ドレンポート３７が開口された後は、第２のばね２５の反力が加わってスプール１５が圧力差（Ｐ1 −Ｐ0 ）に対向するため、（ａ）の（ハ）、（ｂ）の（ホ）のような特性となる。このため、ドレンポート３７への排出量が増加し、油室１９内の圧力の上昇を抑え、ポンプの駆動ロスを低減することができる。例えば、第１のばね２３のばね係数を第２のばね２５のばね係数の２倍に設定した場合、図３の（ａ）の（ロ），（ハ）の比較で明らかなように定量オイルポンプ７の回転数が２０００ｒｐｍで１３％、３０００ｒｐｍで２３％低減することができる。この結果、流量制御弁１へ作動オイルを供給している定量オイルポンプ７の駆動馬力を低下させ、定量オイルポンプ７を駆動しているエンジンへの負担を節減することができる。また、第１、第２のばね２３，２５とを適宜選択すれば、オリフィス１１の孔径を大きくして、さらに、圧力損失、すなわちポンプの駆動ロスをを低減することができる。
【００４３】
要するに、第１実施例では、ポンプ低回転時にスプール変位のばらつきを抑制して十分な操舵力サポートと操舵違和感の防止とを図り、ポンプ高回転時には、定流量を保持しながら駆動ロスを低減することができる。
【００４４】
なお、本実施例では、第１のばね２３が撓み切る前に付勢手段全体のばね定数が変化するが、第１のばね２３が撓みきると同時に付勢手段全体のばね定数が低下する場合においても、以下の条件を加えることにより前述と同様の作用効果が得られる。例えば、第２のばね２５のセット荷重が、第１のばね２３の最大撓み反力、及びドレンポート３７が開き始めるときのスプール１５に作用する圧力  （特定圧力）に基づく力と等しく、且つ第１、第２のばね２３，２５のばね定数の値がｋ1 ＞ｋ2 の関係に設定されている場合、内部圧力Ｐ1 と出口圧力Ｐ0 との圧力差によって、第１のばね２３が撓み切ると最大撓み反力を生じ、ドレンポート３７が開き始める。そして、第１のばね２３及び中間座シート２９を介して第２のばね２５がさらに押圧され、撓みの増加を開始する。この時のばね反力の増加は、第１のばね２３よりもばね定数の値が低い第２のばね２５の撓みのみの増加によるものとなり、前述と同様の作用効果を得ることができる。
【００４５】
以下、他の実施例を説明する。なお、上記第１実施例と同一構成部分には同符号を付して説明し、また、重複した説明は省略する。
【００４６】
［第２実施例］
図４は、この発明の第２実施例を適用したパワーステアリング装置の流量制御弁の要部断面図を示す。
【００４７】
この流量制御弁４７は、第１実施例のばねストッパ３１を、段差部１７ｃで代用したものである。段差部１７ｃは、油室１７に大径部１７ｂを設けることによって形成されている。そして、第１のばね５７は、その外径が油室１７の周壁１７ａの内径に対応し、第２のばね５９の外径は、油室１７の大径部１７ｂの内径に対応している。従って、第１のばね２３を支持するスプール１５の突部及び中間座シート６３の凹部は形成されていない。中間座シート６３の外径は、大径部１７ｂの内径に対応し、この中間座シート６３は、段差部１７ｃに保持されている。なお、６３ａは通液孔である。
【００４８】
従って、この実施例では、中間座シート６３が段差部１７ｃで位置決められ、第２のばね５９のセット荷重を決めることができる。
【００４９】
要するに、この第２実施例では、第１実施例と同様な効果を奏する他、別部品のストッパを不要とし、構造を簡単にすることができる。
【００５０】
［第３実施例］
図５は、この発明の第３実施例を示している。この実施例の流量制御弁６７は、第２実施例の変形例であり、第１、第２のばね２３，５７，２５，５９を一本のばね６５で構成し、第２実施例の第１、第２のばね５７，５９に対応する第１、第２のばね部６５ａ，６５ｂを設けたものである。第１、第２のばね部６５ａ，６５ｂは、中間座シート６３の通液孔６３ａを介して連続している。
【００５１】
従って、この実施例では、第２実施例と同様な作用効果を奏することができる他、さらに部品点数が減少し、部品管理、組み付けが容易となる。
【００５２】
【発明の効果】
以上の説明より明らかなように、請求項１の発明によれば、ポンプの低回転時には、スプール変位のばらつきを抑制して十分な操舵力サポートと操舵違和感の防止とを図り、ポンプ高回転時には、定流量を保持しながら駆動ロスを低減することができる。
【００５３】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明の効果に加え、第１、第２のばねで非線形特性を容易に得ることができ、設定が容易である。
【００５４】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明の効果に加え、ポンプの低回転時には、第１のばね反力によって十分な操舵力サポートと操舵違和感の防止ができ、高回転時には、付勢手段全体のばね定数が低下して、駆動ロスを確実に低減することができる。
【００５５】
請求項４の発明では、請求項３の発明の効果に加え、駆動ロスをさらに低減することができる。
【００５６】
請求項５の発明では、請求項４の発明の効果に加え、ポンプの低回転時には、第１のばね反力によって十分な操舵力サポートと操舵違和感の防止ができ、高回転時には、第２のばね反力によって、駆動ロスを確実に低減することができる。
【００５７】
請求項６の発明では、請求項１の発明の効果に加え、一本のばねによる構成で部品点数が少なく、部品管理、組み立てが容易になる。
【００５８】
請求項７の発明では、請求項６の発明の効果に加え、第１のばね部と第２のばね部との働きにより、請求項３と同様な効果を得ることができる。
【００５９】
請求項８の発明では、請求項７の発明の効果に加え、駆動ロスをさらに低減することができる。
【００６０】
請求項９の発明では、請求項８の発明の効果に加え、第１のばね部と第２のばね部との働きにより、請求項５と同様な効果を得ることができる。
【００６１】
請求項１０の発明では、請求項３又は７の発明の効果に加え、低回転時の十分な操舵力サポートと操舵違和感の防止、高回転時の定流量保持及び駆動ロス低減を確実に奏することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例に係る流量制御弁の要部断面図を示す。
【図２】第１実施例に係るばねの荷重−変位特性を示すグラフである。
【図３】第１実施例に係る流量制御弁の諸動特性を従来例との比較において示すグラフである。
【図４】第２実施例に係る流量制御弁の要部断面図を示す。
【図５】第３実施例に係る流量制御弁の要部断面図を示す。
【図６】従来例に係る流量制御弁の要部断面図を示す。
【図７】従来例に係る流量制御弁の諸特性を示すグラフである。
【符号の説明】
１  流量制御弁
３  バルブボディ
５  スプール孔
７  定量オイルポンプ
９  パワーステアリングギアアッセンブリ
１５  スプール
２３  第１のばね
２５  第２のばね
２９  中間座シート
３１  ばねストッパ
３３  インレットポート
３５  オイルタンク
３７  ドレンポート
３９  スプールストッパ
４１  アウトレットポート
４７  流量制御弁
５７  第１のばね
５９  第２のばね
６３  中間座シート
６５  非線形ばね
６５ａ  第１のばね部
６５ｂ  第２のばね部
６７  流量制御弁
【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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