(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
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、バルブスプール側の油溝を油圧源と排油先とに交互に連通させる一方、これらの間のバルブボディー側の油溝を相異なる送油先に交互に連通させ、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絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブスプール側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧制御弁において、前記バルブスプール側の油溝の内、前記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油溝及び前記送油先に連なる油溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする油圧制御弁。
【請求項２】
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、バルブボディー側の油溝を油圧源と排油先とに交互に連通させる一方、これらの間のバルブスプール側の油溝を相異なる送油先に交互に連通させ、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絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブボディー側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧制御弁において、前記バルブボディー側の油溝の内、前記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油溝及び前記送油先に連なる油溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする油圧制御弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、バルブボディーとバルブスプールとの同軸上での相対角変位により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】
油圧式の動力舵取装置は、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（ステアリングホィール）の操作に要する労力負担を軽減して、快適な操舵感覚を得ようとするものであり、前記パワーシリンダの両シリンダ室（送油先）と、エンジンにて駆動される油圧ポンプ（油圧源）及び作動油を収納する油タンク（排油先）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介装してなる。
【０００３】
前記油圧制御弁としては、一般的に、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、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（前者の内周と後者の外周）上には、軸長方向に延びる各複数の油溝が周方向に並設してあり、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、両側に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おり、これらの油溝の夫々は、油圧源及び排油先に夫々連なる給油室及び排油室と、給油室の両側にて排油室との間に夫々位置し、送油先となるパワーシリンダの両シリンダ室に各別に連なる一対の送油室とを構成している。
【０００５】
図６は、この種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、パワーシリンダの両シリンダ室ＳＲ  ，ＳＬ  に各別の送油孔を介して接続され、一対の送油室１２，１３を交互に構成しており、またバルブスプール２の外周に並ぶ油溝５，５…は、油圧源たる油圧ポンプＰに導油孔を介して接続された給油室１０と、排油先たる油タンクＴに排油孔を介して接続された排油室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せしめてあり、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…としての作用をなし、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ＳＲ  ，ＳＬ  に送給される油圧が制御されるようになしてある。
【０００７】
図６（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に供給される油圧は、該給油室１０の両側の絞り部６，６が等面積を有することから、相隣する送油室１２，１３に均等に振り分けられ、他側の絞り部６，６を経て排油室１１，１１に導かれて、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ＳＲ  ，ＳＬ  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６（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、白抜矢符にて示す向きの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（本図においては送油室１２側）の絞り面積が増大し、他方（本図においては送油室１３側）の絞り面積が減少する結果、前記給油室１０への供給油圧は、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ＳＲ  ，ＳＬ  間に圧力差が生じ、前記パワーシリンダは、この圧力差に相当する油圧力（操舵補助力）を、シリンダ室ＳＲ  からシリンダ室ＳＬ  に向けて発生する。
【０００９】
この際に生じる圧力差は、他側（送油室１３側）の絞り部６における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が発生する操舵補助力は、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。なお、パワーシリンダの動作に伴って他方のシリンダ室ＳＬ  から押し出される油は、他方の送油室１３に還流し、該送油室１３の一側（排油室１１側）にて絞り面積を増した絞り部６を経て相隣する排油室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】
各絞り部６を臨むバルブスプール２側の角部には、面取り部（チャンファ７）が形成してある。このチャンファ７は、バルブスプール２側の油溝５の側面と油溝５，５間のランドの周面とが交叉する角部を、ランドの周面に対して所定の傾斜角度を有して斜めに切欠き、周方向に所定の幅を有して形成されており、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し、各絞り部６の絞り面積を緩やかに変化せしめる作用をなす。
【００１１】
動力舵取装置における望ましい特性は、油圧制御弁からの送給油圧により油圧シリンダが発生する操舵補助力が、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、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り、このような特性は、前記チャンファ７，７…の作用により達成される。このようなチャンファ７，７…は、各絞り部６，６…を臨むバルブボディー１側の角部、即ち、バルブボディー１側の油溝４の側面と、油溝４，４間のランドの周面とが交叉する角部に形成してあってもよい。
【００１２】
以上の如き動作をなす油圧制御弁においては、特に、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、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り、この流動音は、車室の内部が比較的静かな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、車室内部の静粛性を阻害するのみならず、運転者に無用な不安を与える不都合を招来することから、動力舵取装置用の油圧制御弁においては、前記流動音を低減することが重要な課題となっている。
【００１３】
前述した如く、絞り部６の絞り面積の増減は、給油室１０の両側と排油室１１の両側とにおいて、送油室１２，１３に対して逆に生じる。即ち、図６（ｂ）に示す動作状態にあるとき、給油室１０の両側においては、送油室１２側の絞り部６の絞り面積が増加し、送油室１３側の絞り部６の絞り面積が減少するのに対し、排油室１１の両側においては、逆に送油室１３側の絞り部６の絞り面積が増加し、送油室１２側の絞り部６の絞り面積が減少する。
【００１４】
このとき、前記流動音の原因となる作動油の流れは、絞り面積を減じた側の絞り部６，６、即ち、給油室１０と送油室１３との間の絞り部６、及び排油室１１と送油室１２との間の絞り部６において夫々生じるが、これらの流れにおけるキャビテーションの発生挙動には差異があるとされており、このような知見に従って流動音の低減を図った油圧制御弁が、米国特許  ３０２２７７２号、特開昭６０−２０３５８０号公報、実公平１−４３９７４号公報及び特開平６−２０６５５５号公報等に提案されている。
【００１５】
これらはいずれも、各絞り部６におけるチャンファ７の形成態様を変え、キャビテーションの発生に対して有利となる側の絞り部６に油流を集中させて流動音の低減を図る構成となっており、米国特許  ３０２２７７２号及び特開昭６０−２０３５８０号公報においては、一部の絞り部６，６…にのみチャンファ７，７…を形成して、また、実公平１−４３９７４号公報においては、一部の絞り部６，６…におけるチャンファ７，７…の傾斜角度を他の絞り部におけるそれよりも大として、更に、特開平６−２０６５５５号公報においては、一部の絞り部６，６…におけるチャンファ７，７…をバルブスプール２側に、他の絞り部６，６…におけるチャンファ７，７…をバルブボディー１側に形成して、前述した油流の集中を夫々実現している。
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、以上の如き従来の提案においては、給油室１０の両側の絞り部６，６と、排油室１１の両側の絞り部６，６とのいずれがキャビテーションの発生に対して有利であるかという考え方が異なる。本発明者等は、キャビテーションの発生挙動を明らかにすべく、給油室１０と排油室１１との間を直線展開した模擬油路を外部からの観察可能に構成し、給油室１０側の絞り面積を減じた場合と、排油室１１側の絞り面積を減じた場合とにおけるキャビテーションの発生挙動を、流動音の測定データと目視での観察とにより比較する実験を行った。
【００１７】
図７及び図８は、この実験の結果を示す図表であり、図７には、図６に示す如く、給油室１０及び排油室１１をバルブスプール２側に設けた場合の結果が、また図８には、給油室１０及び排油室１１をバルブボディー１側に設けた場合の結果が夫々示されている。流動音の測定結果は、絞り面積の減少に伴って増加する絞り部の上流側油圧（ｋｇｆ／ｃｍ２  ）を横軸とし、測定された流動音の音圧レベル（ｄＢ）を縦軸として示してあり、またキャビテーションの観察結果は、目視での観察による相対評価となっている。
【００１８】
図７においては、給油室１０側の絞り面積を減じた場合の結果が（ａ）に、排油室１１側の絞り面積を減じた場合の結果が（ｂ）に夫々示されている。両者における流動音の測定データには、絞り部の上流側油圧が６０ｋｇｆ／ｃｍ２  以下の領域において顕著な差異があり、特に、（ａ）の場合に、上流側油圧が４０ｋｇｆ／ｃｍ２  以下での流動音の音圧レベルが２０ｄＢ程度の低レベルに保たれるのに対し、（ｂ）の場合には、上流側油圧が２０ｋｇｆ／ｃｍ２  を超える領域において、高圧域と同等の音圧レベル（４０ｄＢ前後）を有する流動音が発生している。
【００１９】
また目視での観察においても、（ａ）の場合には、絞り部６の絞り面積が十分に小さく上流側の油圧が高圧となるまでキャビテーションが生じないのに対し、（ｂ）の場合には、絞り部６の絞り面積が比較的大きい段階にてキャビテーションが生じることが確認された。これらのことから、給油室１０及び排油室１１をバルブスプール２側に設けた図７に示す構成においては、給油室１０側の絞り部６での流れがキャビテーションの発生に対して有利であることがわかる。
【００２０】
一方図８においては、図７とは逆に、排油室１１側の絞り面積を減じた場合の結果が（ａ）に、給油室１０側の絞り面積を減じた場合の結果が（ｂ）に夫々示されている。両者における流動音の測定データを比較した場合、図７の場合ほど顕著ではないが、上流側油圧が３０ｋｇｆ／ｃｍ２  以下の領域において差異があり、（ａ）の場合に流動音を低レベルに保ち得ることがわかる。また、目視によるキャビテーションの発生状態の観察においても、（ａ）の場合に（ｂ）の場合よりも良好であることが確認された。これらのことから、バルブボディー１側に給油室１０及び排油室１１を設けた図８に示す構成においては、排油室１１側の絞り部での流れがキャビテーションの発生に対して有利であることがわかる。
【００２１】
また、以上の結果は、絞り面積調整用のチャンファ７がバルブスプール２側の角部に形成された場合についての結果であるが、前記チャンファ７は、前述の如く、バルブボディー１側の角部に形成される場合もある。このような場合のキャビテーションの発生挙動は、図７及び図８に示された絞りの状態の図を天地を逆にして見た場合に相当し、給油室１０及び排油室１１をバルブスプール２側に設けた構成においては、図８の結果から、排油室１１側の絞り部６がキャビテーションの発生に対して有利であり、給油室１０及び排油室１１をバルブボディー１側に設けた構成においては、図７の結果から、給油室１０側の絞り部６がキャビテーションの発生に対して有利であることがわかる。
【００２２】
以上の如き実験結果から明らかな如く、給油室１０の両側と排油室１１の両側とのいずれがキャビテーションの発生に対して有利であるかは、バルブボディー１及びバルブスプール２の嵌合周上に並ぶ油溝４，５と、油圧源、排油先及び送油先との連通態様と、各油溝４，５間の絞り部６におけるチャンファ７の形成位置との組み合わせによって定まるものであり、流動音の低減を図るべく前述の如く構成された油圧制御弁は、夫々に開示された固有の構成、即ち、油溝４，５の連通態様と、チャンファ７の形成位置との所定の組み合わせに対してのみ通用するに過ぎず、種々の構成の油圧制御弁全体に適用し得るものではない。
【００２３】
更に、従来の提案の多くは、絞り部６に設けられるチャンファ７の寸法（幅、傾斜角度）の変更を強いるものであるが、実際に必要となる寸法差はわずかなものであり、このような寸法差を有する二種類のチャンファ７，７を交互に形成するために、多大の工数と高度の加工技術とを要する難点があった。また、特開平６−２０６５５５号公報に開示された油圧制御弁は、バルブボディー１及びバルブスプール２の双方に対してチャンファ７，７…の形成を強いるものであり、加工工数の増大を招くという不都合がある。
【００２４】
本発明は斯かる事情に鑑みてなされたものであり、バルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上に並ぶ絞り部におけるキャビテーションを有効に抑制して、流動音を大幅に低減し得る油圧制御弁を、構成の如何に拘わらず、また加工の困難さを伴うことなく提供することを目的とする。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
本発明の第１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、バルブスプール側の油溝を油圧源と排油先とに交互に連通させる一方、これらの間のバルブボディー側の油溝を相異なる送油先に交互に連通させ、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絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブスプール側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧制御弁において、前記バルブスプール側の油溝の内、前記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油溝及び前記送油先に連なる油溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする。
【００２６】
また本発明の第２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、バルブボディー側の油溝を油圧源と排油先とに交互に連通させる一方、これらの間のバルブスプール側の油溝を相異なる送油先に交互に連通させ、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絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブボディー側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧制御弁において、前記バルブボディー側の油溝の内、前記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油溝及び前記送油先に連なる油溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする。
【００２７】
この発明は、バルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上に並ぶ油溝間の絞り部における絞り面積調整用のチャンファが、給油室及び排油室となる油溝を備える側に設けてある構成を対象とし、給油室及び排油室となる油溝の内、後者、即ち、動作状態において油流の流れ込み側となる油溝の深さを減じ、前者の油溝の深さよりも浅くして、バルブボディーとバルブスプールとの相対角変位が生じたとき、図７に示す実験結果からキャビテーションに対して有利とされる給油室の両側の絞り部に作動油の流れを集中させて流動音を低減する。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下本発明をその実施の形態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の第１発明に係る油圧制御弁の横断面図である。
【００２９】
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、相互に略等しい深さを有する８本の油溝４，４…が、周方向に等配をなして並設されており、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、相互に略等しい深さを有する４本の油溝５ａ，５ａ…と、これらよりも浅く、相互に略等しい深さを有する４本の油溝５ｂ，５ｂ…とが、夫々周方向に等配をなして交互に位置するように並設されている。なお、バルブスプール２における油溝５ａと油溝５ｂとの間の深さの差は、１ｍｍ前後のわずかな差である。
【００３０】
第１発明に係る油圧制御弁は、油溝４，４…を備えるバルブボディー１の内側に、油溝５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…を備えるバルブスプール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、該トーションバー３に捩れが生じていない中立状態において前記油溝４，４…と前記油溝５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…とが、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して構成されている。
【００３１】
以上の構成により、バルブボディー１側の油溝４，４…は、バルブスプール２側の油溝５ａ，５ｂ間のランドに対向し、また、バルブスプール２側の油溝５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…は、バルブボディー１側の油溝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５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…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。
【００３２】
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は、バルブスプール２の外周に、深底の油溝５ａ，５ａ…と浅底の油溝５ｂ，５ｂ…とが形成されている。
【００３３】
以下の説明においては、深底の油溝５ａ，５ａ…と両側の油溝４，４との連通部を絞り部６ａ，６ａ…とし、浅底の油溝５ｂ，５ｂ…と両側の油溝４，４との連通部を絞り部６ｂ，６ｂ…として行われるが、油溝４，４…は、バルブボディー１の内周に等配をなして形成され、また油溝５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…は、バルブスプール２の外周に夫々等配をなして形成されており、絞り部６ａ，６ａ…及び絞り部６ｂ，６ｂ…における絞り面積の変化は、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対して均等に生じる。
【００３４】
これらの絞り部６ａ，６ａ…及び絞り部６ｂ，６ｂ…の夫々を臨むバルブボディー２側の角部、即ち、バルブスプール２側の油溝５ａ又は油溝５ｂの側面と油溝５ａ，５ｂ間のランドの周面とが交叉する角部には、ランドの周面に対して所定の傾斜角度を有して斜めに切欠き、周方向に所定の幅を有してチャンファ７，７…（図２参照）が形成されている。これらのチャンファ７，７…は、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対する絞り面積の変化を緩やかに生ぜしめる作用をなすものであり、全ての絞り部６ａ，６ａ…及び絞り部６ｂ，６ｂ…におけるチャンファ７，７…の形成態様（幅及び傾斜角度）は同一であり、絞り部６ａ，６ａ…と絞り部６ｂ，６ｂ…とにおける絞り面積の変化の均等性を妨げないようになしてある。
【００３５】
バルブスプール２側の深底の油溝５ａ，５ａ…の外側に形成された４つの油室は、バルブボディー１の周壁を貫通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の発生油圧が供給される給油室１０，１０…を構成している。一方、浅底の油溝５ｂ，５ｂ…の外側に形成された４つの油室は、バルブスプール２を半径方向に貫通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。
【００３６】
一方、バルブボディー１側の油溝４，４…の内側に形成された油室は、前記給油室１０，１０…に周方向の同側にて相隣する４つが、バルブボディー１の周壁を貫通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ＳＲ  に接続され、このシリンダ室ＳＲ  への送油室１２，１２…を構成しており、残りの４つが、前記パワーシリンダＳの他方のシリンダ室ＳＬ  に接続され、該シリンダ室ＳＬ  への送油室１３，１３…を構成している。
【００３７】
このように本発明に係る油圧制御弁においては、バルブスプール２側の４つの浅底の油溝５ｂ，５ｂ…に囲まれて排油室１１が構成されており、これらの容積は、残りの４つ、即ち、深底の油溝５ａ，５ａ…により構成された給油室１０，１０…の容積よりも小さく、また、バルブボディー１側の油溝４，４…により構成された送油室１２，１２…、及び送油室１３，１３…の容積よりも小さくなっている。
【００３８】
図２は、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す動作説明図である。前述した構成により、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、給油室１０と送油室１２，１３とは絞り部６ａ，６ａを介して連通し、送油室１２，１３と排油室１１，１１とは絞り部６ｂ，６ｂを介して連通している。
【００３９】
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いる。従って、油圧ポンプＰから給油室１０に供給される作動油は、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。
【００４０】
このとき、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ＳＲ  ，ＳＬ  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。
【００４１】
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の捩れを伴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。
【００４２】
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。
【００４３】
従って、給油室１０に供給された作動油の大部分は、絞り面積を増した絞り部６ａを経て送油室１２に導入されて、該送油室１２に連通するシリンダ室ＳＲ  に送給されることとなり、送油室１２への導入油の一部は、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に流出する。また、給油室１０への供給油の一部は、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。
【００４４】
以上の如き動作状態においては、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ＳＲ  ，ＳＬ  間に圧力差が生じ、パワーシリンダＳは、シリンダ室ＳＲ  からＳＬ  に向かう油圧力（操舵補助力）を発生する。パワーシリンダＳのこの動作に伴って、シリンダ室ＳＬ  内の封入油は押し出され、この押出し油は、該シリンダ室ＳＬ  に接続された送油室１３に還流し、前記給油室１０からの流入油と合流して、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。
【００４５】
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。この絞り面積の減少は、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応じて生じ、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。
【００４６】
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、パワーシリンダＳは、シリンダ室ＳＬ  からＳＲ  に向かう操舵補助力を発生し、この大きさもまた舵輪に加わる操舵トルクの大きさに対応する。このようにして、舵輪に加わる操舵トルクの方向及び大きさに応じた操舵補助力が得られる。
【００４７】
絞り部６ａ又は絞り部６ｂを臨むバルブスプール２側の角部には、チャンファ７，７…が形成してある。これらのチャンファ７，７…は、前述した如く、バルブスプール２側の深底の油溝５ａ又は浅底の油溝５ｂの側面とこれらの間のランドの周面とが交叉する角部を、ランド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て斜めに切欠いて形成され、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し、各絞り部６の絞り面積を緩やかに変化せしめるべく設けてあり、動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増加特性、即ち、舵輪に加わる操舵トルクが小さい範囲においては操舵補助力が漸増し、操舵トルクが所定値を超えると共に急増する特性を実現せしめる作用をなす。
【００４８】
さて、図２（ｂ）に示す動作状態において、給油室１０に供給される作動油は、該給油室１０の一側において絞り面積を減じた絞り部６ａを経て一方の送油室１３に流出し、また、他方の送油室１２の他側にて絞り面積を減じた絞り部６ｂを経て排油室１１に流出することになり、これらの流れにおいてキャビテーションが発生し、耳障りな流動音を伴う。
【００４９】
図１及び図２に示す油圧制御弁は、バルブボディー１側の油溝４，４…を送油室１２，１３とし、またバルブスプール２側の油溝５ａ，５ｂ…を給油室１０及び排油室１１とする一方、絞り部６ａ又は絞り部６ｂを臨むバルブスプール２側の角部にチャンファ７，７…を備えた構成となっており、この構成におけるキャビテーションの発生挙動は、前記図７に示す如くであり、油圧源たる油圧ポンプＰに連なる給油室１０の両側の絞り部６ａ，６ａ…での流れが、排油先たる油タンクＴに連なる排油室１１の両側の絞り部６ｂ，６ｂ…での流れよりもキャビテーションの発生に対して有利である。
【００５０】
そして、本発明に係る油圧制御弁において、バルブボディー１側の油溝４，４…は周方向に等配されており、また、バルブスプール２側の油溝５ａ，５ａ…及び油溝５ｂ，５ｂ…も周方向に等配されており、更に、絞り部６ａ，６ａ…及び絞り部６ｂ，６ｂ…におけるチャンファ７，７…の形成態様は同一であるから、図２（ｂ）に示す動作状態において、キャビテーションが発生する虞れのある絞り部６ａ，６ｂの絞り面積は等しい。
【００５１】
ところが一方、絞り部６ｂを経て油流が流れ込むことになる排油室１１は、浅底の油溝５ｂ，５ｂ…により構成されており、該排油室１１の容積は、絞り部６ａを経て油流が流れ込むことになる送油室１２又は送油室１３（図２（ｂ）においては送油室１３）の容積よりも小さい。従って、給油室１０から排油室１１への作動油の流れは、図中に実線の矢符により示す如く、キャビテーションに対して好条件となる給油室１０と送油室１３との間の絞り部６ａに集中することになり、キャビテーションの発生が有効に抑制され、該キャビテーションに伴う流動音を大幅に低減することができる。
【００５２】
図３は、以上の如く構成された油圧制御弁による流動音の低減効果を実証する実験の結果を示すグラフである。本図は、絞り面積の減少に伴って増加する絞り部の上流側油圧（ｋｇｆ／ｃｍ２  ）を横軸とし、測定された流動音の音圧レベル（ｄＢ）を縦軸として、動作状態において発生する流動音を測定した結果を示すものであり、（ａ）は、本発明に係る油圧制御弁における結果が、（ｂ）は、比較例として、バルブスプール２側の油溝の全てを等深とした油圧制御弁における結果が夫々示されている。
【００５３】
両者における流動音の測定データには、絞り部の上流側油圧が６０ｋｇｆ／ｃｍ２  以下の領域において顕著な差異があり、比較例としての（ｂ）における流動音は、上流側油圧が略４０ｋｇｆ／ｃｍ２  となる動作位置にて６０ｄＢ前後のピークを有し、上流側油圧の上昇に伴って一旦減少した後に徐々に増大して、上流側油圧が  １００ｋｇｆ／ｃｍ２  前後となる締め切り位置において、５０ｄＢをわずかに超える音圧レベルを有するのに対し、（ａ）における流動音は、前記締め切り位置での同程度の音圧レベルに至るまでの間、上流側油圧の上昇に伴って徐々に増大するのみであり、上流側油圧が略４０ｋｇｆ／ｃｍ２  となる動作位置での両者の流動音の最大差は、１０ｄＢ前後にも達する。この結果から、本発明に係る油圧制御弁における流動音の低減効果は明らかである。
【００５４】
図４は、本発明の第２発明に係る油圧制御弁の動作説明図であり、図２におけると同様に、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。
【００５５】
本図に示す油圧制御弁は、図２に示す油圧制御弁とは異なり、バルブボディー１側の油溝を給油室１０及び排油室１１とし、またバルブスプール２側の油溝を送油室１２，１３とする一方、給油室１０の両側の絞り部６ａ，６ａ及び排油室１１の両側の絞り部６ｂ，６ｂにおける絞り面積調整用のチャンファ７，７…を、バルブボディー１側の角部に備えた構成となっている。この構成における各絞り部６ａ，６ｂでの流れの形態は、前記図７に示す絞り部の状態を天地を逆として見た場合に対応し、キャビテーションの発生挙動は、図７に示す結果に相当するものとなり、給油室１０の両側の絞り部６ａ，６ａ…での流れが、排油室１１の両側の絞り部６ｂ，６ｂでの流れよりもキャビテーションの発生に対して有利となる。
【００５６】
図４に示す油圧制御弁においては、排油室１１を構成するバルブボディー１側の油溝４ｂ，４ｂ…の深さが、給油室１０を構成するバルブボディー１側の油溝４ａ，４ａ…の深さよりも浅くしてあり、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動作状態において、給油室１０から排油室１１への油流は、キャビテーションに対して好条件となる給油室１０と送油室１３との間の絞り部６ａに集中することになり、キャビテーションの発生が有効に抑制され、該キャビテーションに伴う流動音を低減することができる。
【００５７】
同様の構成は、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絞り部６ａ，６ｂにおける絞り面積調整用のチャンファ７が、送油室１２，１３とされた油溝を備える側、即ち、図１及び図２においてバルブボディー１側、図４においてバルブスプール２側に夫々設けてある場合においても可能である。但しこの場合には、対象となる油溝、即ち、チャンファ７を設けた側の油溝の全てが動作状態において油流の流れ込み側となり、同側（バルブボディー１側又はバルブスプール２側）の油溝の全ての深さを浅くすることが必要であり、他側（バルブスプール２側又はバルブボディー１側）の油溝の深さとの間の相対評価となるため本発明の範囲から外してある。
【００５８】
以上の如く本発明に係る油圧制御弁は、バルブボディー１側又はバルブスプール２側の油溝の一部、具体的には、排油室１１となる油溝の深さを給油室１０となる油溝の深さよりも浅くすることにより流動音の低減効果が得られるものであり、チャンファ７，７…の寸法調整を必要とする従来の油圧制御弁に比較した場合、加工の困難さが大幅に改善される。
【００５９】
ところが、図１及び図２における深底の油溝５ａと浅底の油溝５ｂとの間の深さの差、及び図４における深底の油溝４ａと浅底の油溝４ｂとの間の深さの差は、実際上わずかな差であり、バルブボディー１又はバルブスプール２における油溝の加工時における芯出し誤差の影響を受ける。従って、例えば、図１に示す構成において、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１０，１０…となる深底の油溝５ａ，５ａ…の一部が、排油室１１，１１…を構成する浅底の油溝５ｂ，５ｂ…の一部よりも浅くなる場合があり得る。
【００６０】
本発明に係る油圧制御弁は、以上の如き芯出し誤差の影響が生じている場合においても、従来の油圧制御弁との差別化が可能である。図５は、両者の相違点の説明図である。これらの図は、横軸に展開されたバルブスプール２の周上に並ぶ油溝の深さ分布を図示するものであり、図中の○印は、従来の油圧制御弁における深さ分布を、△印及び□印は、本発明に係る油圧制御弁における深さ分布を夫々示している。
【００６１】
図５（ａ）は、芯出し誤差が存在しない理想的なバルブの場合を示しており、このとき、従来の油圧制御弁においては、バルブボディー２の周上に等しい深さを有する油溝が並ぶのに対し、本発明に係る油圧制御弁においては、深底の油溝（△印）と浅底の油溝（□印）とが交互に並ぶことになる。
【００６２】
図５（ｂ）及び（ｃ）は、芯出し誤差が存在する場合を示している。芯出し誤差が存在する場合、直線展開されたバルブスプール２の外周は、図中に破線にて示す如く、周上に各一か所の小径部及び大径部を有する周期的な変化を示し、従来の油圧制御弁における油溝の深さは、外周の変化線に沿って大小に変化する分布を示す。
【００６３】
一方、本発明の油圧制御弁における油溝の深さは、バルブスプール２の外周の変化線の両側に交互に偏倚させた分布となり、図５（ｃ）に示す如く芯出し誤差が大きい場合には、△印にて示す深底の油溝の一部が、□印にて示す浅底の油溝よりも浅くなることがあるが、この場合においても、相隣する油溝の深さに着目すると、交互に浅深となる深さ分布が周期的に現出しており、従来の油圧制御弁における絞り面積の分布とは明らかに異なる。このように本発明に係る油圧制御弁は、バルブスプール２側又はバルブボディー１側において相隣する油溝が交互に浅深となる深さ分布を示し、芯出し誤差の影響により現出する油溝の深さ分布との区別が可能である。
【００６４】
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るものではなく、各種の油圧回路において油圧制御のために用いられる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。
【００６５】
【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、バルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上に並ぶ複数の油溝により、油圧源に連なる給油室、排油先に連なる排油室、及びこれらの間にて送油先に連なる送油室を形成し、給油室及び排油室を形成する油溝の側に絞り面積調整用のチャンファを備えた構成において、排油室となる油溝の深さを給油室及び送油室となる油溝の深さよりも浅くするという簡素な構成により、給油室から両側の送油室を経て排油室に向かう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絞り部に集中するようになり、煩雑な加工を要することなくキャビテーションの発生に伴う流動音を大幅に低減することができる等、本発明は優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１発明に係る油圧制御弁の模式的横断面図である。
【図２】第１発明に係る油圧制御弁の動作説明図である。
【図３】第１発明に係る油圧制御弁による流動音の低減効果を実証する実験の結果を示すグラフである。
【図４】第２発明に係る油圧制御弁の動作説明図である。
【図５】本発明に係る油圧制御弁と従来の油圧制御弁とにおける油溝の深さ分布の相違点の説明図である。
【図６】従来の油圧制御弁の動作説明図である。
【図７】キャビテーションの発生挙動を調べた実験の結果を示す図表である。
【図８】キャビテーションの発生挙動を調べた実験の結果を示す図表である。
【符号の説明】
１  バルブボディー
２  バルブスプール
４ａ  深底の油溝
４ｂ  浅底の油溝
５ａ  深底の油溝
５ｂ  浅底の油溝
６ａ  絞り部
６ｂ  絞り部
７  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
【図１】
0003622063.tif 000002
【図２】
0003622063.tif 000003
【図３】
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【図４】
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【図５】
0003622063.tif 000006
【図６】
0003622063.tif 000007
【図７】
0003622063.tif 000008
【図８】
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