(57)【特許請求の範囲】
【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設けた可変絞りによって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第１の制御弁部と、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設けた可変絞りによって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第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部のアンダラップ角とオーバラップ角を互いに等しく設定し、かつ前記第１の制御弁部のアンダラップ角を前記第２の制御弁部のアンダラップ角およびオーバラップ角より大きく設定したことを特徴とする動力舵取装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動車等に用いられる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】
従来、中立付近におけるパワーシリンダの差圧の上昇を防止して、中立剛性感を高めることを目的とした動力舵取装置として、特開平６−１２７４０１号公報に記載のものがある。かかる公報に記載のものは、制御弁に互いに並列に接続された２つの制御弁部を備え、一方の制御弁部を全てセンタオープン形可変絞りによって構成し、他方の制御弁部をセンタクローズド形可変絞りとセンタオープン形可変絞りによって構成し、この他方の制御弁部にパワーシリンダを接続している。
【０００３】
従って操舵の中立付近においては、センタクローズド形可変絞りによってパワーシリンダの両油室に差圧が発生せず、センタクローズド形可変絞りが開口し始めるまで操舵されると、パワーシリンダの両油室に差圧が発生されるようになるため、中立剛性感が高められる利点がある。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
この種の動力舵取装置においては、他方の制御弁部のセンタクローズド形可変絞りが開口し始めるまでは、ポンプから供給された作動油の全量が一方の制御弁部のセンタオープン形可変絞りのみを介してリザーバに排出されるようになるため、中立時の圧力損失が他の構成の制御弁より大きくなってポンプに負荷がかかり、エネルギロスとなる。
【０００５】
また中立時の圧力損失を低減するために、センタオープン形可変絞りのアンダラップ角を大きくすると、中立時の圧力損失は低減できるが、その分油圧アシストの立ち上がりにおける操舵力が重くなってパワーシリンダの圧力（差圧）要求特性を満足できない問題が生ずる。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明の動力舵取装置は、上述した問題を解決するために、ポンプとリザーバとにそれぞれ接続する流路に設けた可変絞りによって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第１の制御弁部と、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設けた可変絞りによって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第２の制御弁部とを並列に設けた制御弁を備え、前記第１の制御弁部を構成する各可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部を構成する各可変絞りのうちポンプ側およびリザーバ側のいずれか一方の可変絞りを中立時にアンダラップとなるアンダラップバルブにて構成するとともに、他方の可変絞りを中立時にオーバラップとなるオーバラップバルブにて構成し、前記第２の制御弁部のアンダラップ角とオーバラップ角を互いに等しく設定し、かつ前記第１の制御弁部のアンダラップ角を前記第２の制御弁部のアンダラップ角およびオーバラップ角より大きく設定したものである。
【０００７】
【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、主として、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、図略のハンドルの回転に応じて作動して前記ポンプからパワーシリンダに供給される作動油を絞り制御するロータリ式の制御弁１４とによって構成されている。
【０００８】
前記ポンプ１０の吐出通路１６中には計量オリフィス１７が設けられ、この計量オリフィス１７の前後差圧に応動するバイパス弁１８が設けられている。このバイパス弁１８は、計量オリフィス１７の前後差圧を一定に維持するようにリザーバ１１に通ずるバイパス通路１９を開閉し、制御弁１４に供給する流量を一定に制御するようになっている。なお、バイパス弁１８はスプリング２０によって前記バイパス通路１９を閉止する方向に付勢されている。
【０００９】
前記制御弁１４は、図２に展開図として示すように、ハンドル１３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、このバルブボディ２２とバルブシャフト２１と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。
【００１０】
前記バルブシャフト２１とバルブボディ２２との間には、作動油を絞り制御する２種類の制御弁部２３、２４が周方向にそれぞれ９０度の間隔で交互に形成されている。
第１の制御弁部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Ｖ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４を設けた第１のブリッジ回路にて構成されている。これら可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４をなすバルブ制御部は、図３のＡに示すように、中立時におけるアンダラップ角がθＡに設定されたアンダラップバルブとして構成されている。
【００１１】
第２の制御弁部２４は、前記第１の制御弁部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を設けた第２のブリッジ回路にて構成されている。これら可変絞りのうち、リザーバ１１側に接続する可変絞りＶ７、Ｖ８をなすバルブ制御部は、図３のＢに示すように、中立時におけるアンダラップ角がθＢに設定されたアンダラップバルブとして構成されている。また、ポンプ１０側に接続する可変絞りＶ５、Ｖ６をなすバルブ制御部は、図３のＣに示すように、中立時におけるオーバラップ角がθＢに設定されたオーバラップバルブとして構成されている。
【００１２】
ここで、第２の制御弁部２４におけるオーバラップ角θＢとアンダラップ角θＢは互いに等しく、また第１の制御弁部２３におけるアンダラップ角θＡは、第２の制御弁部２４におけるオーバラップ角およびアンダラップ角θＢより大きくされている。
なお、上記した第１の制御弁部２３のアンダラップバルブならびに第２の制御弁部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、アンダラップバルブといえどもアンダラップ角を越えてもバルブが閉止されるわけではなく、また同様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２１Ｃによる僅かな絞り開度を保持している。
【００１３】
上記のように構成した実施の形態において、ポンプ１０より吐出された作動油は、計量オリフィス１７とバイパス弁１８によって一定の流量に制御され、第１および第２の制御弁部２３、２４に供給される。
操舵の中立状態においては、第２の制御弁部２４のオーバラップバルブ側の可変絞りＶ５、Ｖ６の絞り面積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ほとんどが第１の制御弁部２３の可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４を通ってリザーバ１１に排出される。この際、第１の制御弁部２３の可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４をなすバルブ制御部のアンダラップ角θＡが大きく設定されているので、中立時の圧力損失が軽減されるようになる。
【００１４】
ハンドル１３が僅かに回転操作され、バルブシャフト２１がバルブボディ２２に対して例えば図２の右方向に僅かに相対回転すると、第１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Ｖ１、Ｖ４の開口面積が縮小される。これにより、ポンプ１０の圧力が僅かに上昇するが、第２の制御弁部２４の可変絞りＶ５、Ｖ６の絞り面積は、リザーバ１１側に開口する可変絞りＶ７、Ｖ８の絞り面積に対して十分に小さいため、パワーシリンダの両油室の差圧は実質的に０に保持される。
【００１５】
従って、図６に示すようにバルブ回転角の小さな中立付近においては、第１および第２の制御弁部２３、２４のアンダラップバルブの可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８の絞り面積の変化に拘らず、パワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂはほぼ同圧に保たれ、中立剛性感が高められるとともに、中立時の圧力損失も軽減されるようになる。
【００１６】
バルブ回転角がθＢを越えると、第２の制御弁部２４のポンプ１０側の一方の可変絞りＶ６が開口し始め、このとき可変絞りＶ８が縮小されているため、パワーシリンダ１２の一方の油室１２Ｂの圧力が上昇し、他方の油室１２Ａは拡大状態にある可変絞りＶ７を介してリザーバ１１に開放されるため、パワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂに差圧が生じ、ハンドル操舵をアシストする。従ってマニアルトルク（ＴＭ）に対するパワーシリンダ１２の差圧（Ｐ）の関係を示すＴＭ−Ｐ特性は図５に示すようになる。
【００１７】
この際、第２の制御弁部２４のポンプ１０側の一方の可変絞りＶ６が開口し始めると同時に、リザーバ側の一方の可変絞りＶ８がオーバラップ状態に移行し、第２の制御弁部２３における可変絞りの絞り面積が制限されるようになるので、上記したように第１の制御弁部２３の可変絞りＶ１〜Ｖ４をなすバルブ制御部のアンダラップ角θＡが大きくても、バルブ回転角に対するパワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂの差圧の上昇の立ち上がりに遅れを生ずることが回避できるようになる。
【００１８】
図６および図７にその実験結果を示す。なお、同図の実線で示す実施例は、アンダラップ角θＡを１．２度、アンダラップ角およびオーバラップ角θＢを１．０度にした制御弁１４を用い、制御弁１４への供給流量を６リットル／ｍｉｎ、油温６０°／Ｃにおいて実験した結果である。
また比較例１は、可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８のアンダラップ角をすべて１．０度としたもの、比較例２は、可変絞りＶ１〜Ｖ４、Ｖ７、Ｖ８のアンダラップ角をすべて１．２度としたものであり、比較例１においてはハンドル操舵に対するパワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂの差圧の立ち上がりがよくなる反面、中立時の圧力損失が大きくなり、また比較例２においては中立時の圧力損失は低減できる反面、ハンドル操舵に対するパワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂの差圧の立ち上がりが鈍くなる。
【００１９】
これに対し本発明の実施例によれば、中立時の圧力損失は比較例２のものとほぼ同じで、かつハンドル操舵に対するパワーシリンダ１２の両油室１２Ａ、１２Ｂの差圧の立ち上がりも比較例２のものよりも向上でき、実験結果からもパワーシリンダ１２の圧力要求特性を満たしつつ、中立時における圧力損失を軽減できることが理解できる。
【００２０】
図８は本発明の別の実施の形態を示すもので、第２の制御弁部２４の可変絞りＶ５〜Ｖ８のうち、ポンプ１０側に接続する可変絞りＶ５、Ｖ６をなすバルブ制御部をアンダラップバルブで構成し、リザーバ１１側に接続する可変絞りＶ７、Ｖ８をなすバルブ制御部をオーバラップバルブで構成したものである。
かかる実施の形態においても、先に述べた実施の形態と同様な作用が期待できるとともに、ハンドルの戻り性もよくなる。
【００２１】
すなわち、ハンドル戻り時、バルブシャフト２１とバルブボディ２２とは中立位置に復帰するため、可変絞りＶ７、Ｖ８によってリザーバ１１との連通が制限され、パワーシリンダ１２の一方の油室１２Ｂには可変絞りＶ５、Ｖ６を介して他方の油室１２Ａから作動油がスムーズに供給されるようになり、先に述べた実施の形態に比べてハンドル戻り性が良くなる。
【００２２】
上記した実施の形態においては、オーバラップバルブによって中立付近における中立剛性感を高めるようにしたが、オーバラップバルブは中立時に可変絞りを完全に閉止するセンタクローズドバルブに変更してもよく、オーバラップバルブは実施の形態に示したもののみに限定されることなく、そのようなセンタクローズドバルブを含むものとして理解すべきである。
【００２３】
【発明の効果】
以上述べたように本発明によれば、オーバラップバルブ（センタクローズドバルブ）によって操舵の中立付近での中立剛性感を高めるようにした動力舵取装置でありながら、パワーシリンダの圧力要求特性を満たしつつ、中立時における圧力損失を軽減できる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【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。
【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、Ｂ部、Ｃ部の詳細図である。
【図４】図３の作動状態を示す図である。
【図５】マニアルトルクに対するパワーシリンダの差圧の関係を示す特性線図である。
【図６】特性線図の比較例との差を示す図６のＤ部の拡大図である。
【図７】圧力損失の比較例との差を示すグラフである。
【図８】本発明の別の実施の形態を示す図２に相応する展開図である。
【符号の説明】
１０  ポンプ
１１  リザーバ
１２  パワーシリンダ
１４  制御弁
２３  第１の制御弁部
２４  第２の制御弁部
Ｖ１〜Ｖ８  可変絞り
【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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