(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て、油圧源に連なる油溝と、排油先に連なる油溝と、これらの間にて送油先に連なる油溝とを設け、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る油圧制御弁において、前記油圧源及び前記排油先に夫々連なる油溝をバルブスプール側の油溝とし、前記油圧源に連なる油溝の両側の絞り部が前記排油先に連なる油溝の両側の絞り部よりも大なる絞り面積を有するように、前記バルブボディー側の油溝を周方向にオフセット配置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なり、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上（前者の内周と後者の外周）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７は、従来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…が、一対の送油室12，13を交互に構成し、図示しない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ており、またバルブスプール２の外周に並ぶ油溝５，５…が、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しており、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…として作用し、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。
【０００７】
図７（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７（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（送油室12側）の絞り面積が増大し、他方（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、該パワーシリンダは、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での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】
また、各絞り部６を臨むバルブスプール２側の油溝５，５…側縁の角部には、周方向に所定の幅を有する面取り部（チャンファ７）が形成してある。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各絞り部６の絞り面積の変化を緩やかに生ぜしめる作用をなす。動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増加特性は、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、前記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…の形成により達成される。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
さて、以上の如き動作をなす油圧制御弁においては、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位が大きい場合、この変位に伴って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った。この流動音は、車室の内部が比較的静かな状態にある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、この流動音の伝播により車室内部の静粛性を阻害すると共に、運転者に無用な不安を与える虞れがあり、これらのことから前記流動音を低減することが重要な課題となっている。
【００１２】
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、前記図７（ｂ）の状態にあるとき、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。
【００１３】
そしてこのとき、前述した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、実公昭54-28735号公報及び特開昭60−203580号公報に開示されている。
【００１４】
これらはいずれも、図７に示す油圧制御弁と逆の構成、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、またバルブスプール２側の油溝５，５…を送油室12，13とした構成となっており、作動油のキャビテーションに伴う流動音が、排油室11の両側の絞り部６，６において、給油室10の両側の絞り部６，６におけるよりも顕著に発生するとされ、図８に示す如く、排油室11の両側の絞り部６，６における前記チャンファ７，７の形成を省略することにより流動音の低減を図ったものとなっている。
【００１５】
この構成によれば、図８（ｂ）に示す如く、バルブボディー１に対してバルブスプール２の相対角変位が生じたとき、排油室11の一側（送油室13側）のチャンファ７を有さない絞り部６は、早期に締切り状態となるのに対し、給油室10の同側（送油室12側）のチャンファ７を有する絞り部６は、大なる絞り面積を維持していることから、流動音の原因となる作動油の流れは、キャビテーションに対して好条件であると考えられる給油室10と送油室12との間の絞り部６に集中する結果、流動音を低減し得ることになる。
【００１６】
ところが、本発明者等の実験によれば、図８に示す油圧制御弁におけるキャビテーションの発生挙動は、実公昭54-28735号公報及び特開昭60−203580号公報の開示内容と逆となること、即ち、給油室10の両側の絞り部６，６において排油室11の両側の絞り部６，６におけるよりも顕著に発生することが明らかとなった。
【００１７】
図９は、この実験結果を示す図表である。この実験は、図８における給油室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、これに伴う流動音の測定データと目視での観察結果とに基づいて比較する手順により行った。
【００１８】
図９（ａ）には、排油室11側の絞り面積を減じた場合の結果が、図９（ｂ）には、給油室10側の絞り面積を減じた場合の結果が夫々示されている。流動音の測定データは、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、この音圧レベルは、（ａ），（ｂ）の比較により明らかな如く、特に、上流側油圧が低い領域（30kgf/cm2 以下）での差異が顕著であり、（ａ）の場合の流動音が低レベルであることがわかる。
【００１９】
また、目視での観察結果においても、（ａ）の場合に（ｂ）の場合よりもキャビテーションの発生が少ないことがわかった。このように、実公昭54-28735号公報及び特開昭60−203580号公報に開示された油圧制御弁は、キャビテーションの発生を助長し、流動音の低減に対し有害なものとなっている。
【００２０】
更に、図８に示す如くチャンファ７を有しない絞り部６を設けることは、動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増加特性の実現を阻害する虞れがあることから、実際には排油室11の両側にもチャンファ７，７を設け、これらの幅を給油室10の両側のチャンファ７，７の幅よりも狭く設定し、排油室11の両側の絞り部６，６が給油室10の両側の絞り部６，６よりも早期に締切り状態となるように構成し、同様の効果を得ようとした油圧制御弁が用いられている。
【００２１】
ところが、以上の構成において、実際に必要となるチャンファ７の幅寸法の差は、0.05mm前後のわずかな差であり、このような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は、多大の工数と高度の加工技術とを要する難点があった。
【００２２】
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を通流する作動油のキャビテーションを有効に抑制でき、流動音の大幅な低減を図れる油圧制御弁を、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。
【００２３】
【課題を解決するための手段】
本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て、油圧源に連なる油溝と、排油先に連なる油溝と、これらの間にて送油先に連なる油溝とを設け、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る油圧制御弁において、前記油圧源及び前記排油先に夫々連なる油溝をバルブスプール側の油溝とし、前記油圧源に連なる油溝の両側の絞り部が前記排油先に連なる油溝の両側の絞り部よりも大なる絞り面積を有するように、前記バルブボディー側の油溝を周方向にオフセット配置してあることを特徴とする。
【００２４】
【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に係る油圧制御弁の横断面図である。
【００２５】
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、夫々等しい幅を有する８本の油溝４，４…が周方向に並設され、また、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、同様に、夫々等しい幅を有する８本の油溝５，５…が周方向に並設されている。
【００２６】
バルブスプール２側の油溝５，５…は、周方向に等配をなして並設されているが、バルブボディー１側の油溝４，４…は、図に明らかな如く、各油溝４，４…間の８か所のランドの内、１つおきに位置する４か所のランドの幅を狭め、残りの４か所のランドの幅を逆に拡げて、周方向にオフセット配置されている。なおこのオフセット量は、バルブボディー１の中心角に直して数分〜十数分前後のわずかなものである。
【００２７】
バルブボディー１の油溝４，４…は、一般的に、バルブボディー１の内径に対応するサイズを有し、外周に複数の切刃を備えるブローチを用い、該ブローチをバルブボディー１の内側に挿通させるブローチ削りにより一括形成されるが、この場合、前述した如き油溝４，４…のオフセット配置は、前記ブローチの周上での切刃の不等配により容易に実現される。
【００２８】
本発明に係る油圧制御弁は、以上の如く構成されたバルブボディー１とバルブスプール２とを用い、バルブボディー１の内側にバルブスプール２を同軸上での相対回転自在に嵌め合わせ、これら両者を、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て構成されている。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、前記トーションバー３に捩れが生じていない中立状態において、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されている。
【００２９】
以上の構成により、バルブボディー１側の油溝４，４…の夫々は、バルブスプール２の各油溝５，５…間のランドに対向し、また、バルブスプール２側の油溝５，５…の夫々は、バルブボディー１の各油溝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５，５…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。
【００３０】
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においては、バルブボディー１側の油溝４，４…が前述の如くオフセット配置されていることから、バルブスプール２との嵌合周上に並ぶ前記絞り部の絞り面積は均等ではなく、油溝４，４…間の狭幅のランドとバルブスプール２側の油溝５，５…とにより形成された４つの油室の両側に位置する８か所の絞り部6a，6a…は、他の８か所の絞り部6b，6b…よりも大なる絞り面積を有することになる。
【００３１】
即ち、前記油溝５，５…の外側に形成された８つの油室の内、１つおきに位置する４つの油室は、両側に広幅の絞り部6a，6aを有することになり、これらは、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。これに対し、両側に狭幅の絞り部6b，6bを有する残りの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。
【００３２】
一方、前記油溝４，４…の内側に形成された８つの油室は、一側に広幅の絞り部6aを、他側に狭幅の絞り部6bを夫々有することになり、これらの内、前記給油室10，10…に周方向の同側にて相隣する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つは、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。
【００３３】
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とは広幅の絞り部6a，6aを介して連通し、また、送油室12，13と排油室11，11とは狭幅の絞り部6b，6bを介して連通している。
【００３４】
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おり、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。
【００３５】
従って、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。
【００３６】
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の捩れをともな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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
以上の如き作動油の流れが生じた場合、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。
【００４０】
なお、パワーシリンダＳのこの動作に伴って、シリンダ室ＳL 内の封入油が押し出されるが、この油は、該シリンダ室ＳL に接続された送油室13に還流し、給油室10からの流入油と合流し、該送油室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に導入されて、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。
【００４１】
以上の動作によりパワーシリンダ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し、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。
【００４２】
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。これにより、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。
【００４３】
絞り部6a又は絞り部6bを臨むバルブスプール２側の油溝５，５…の側縁の夫々の角部には、周方向に所定の幅を有してチャンファ７，７…が形成してある。これらのチャンファ７，７…は、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絞り部6a，6bにて生じる絞り面積の変化態様を調整し、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得るために必要なものである。
【００４４】
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、前述した如く、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。
【００４５】
本発明に係る油圧制御弁は、図７に示す油圧制御弁と逆の構成、即ち、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５，５…を給油室10及び排油室11とした構成となっている。本発明者等は、この構成におけるキャビテーションの発生挙動を確かめるべく、前記図９におけると同様の実験を行った。
【００４６】
図３は、この実験結果を示す図表である。この実験は、図２における給油室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、これに伴う流動音の測定データと目視での観察結果とに基づいて比較する手順により行った。
【００４７】
図３（ａ）には、図中に○印により示す給油室10側の絞り部の絞り面積を減じた場合の結果が、図３（ｂ）には、同じく図中に○印により示す排油室11側の絞り部の絞り面積を減じた場合の結果が夫々示されている。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現れており、特に、（ａ）の場合に、上流側油圧が40kgf/cm2 以下の領域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を有する流動音が発生しており、（ａ）の場合、即ち、給油室10側の絞り部を作動油が通過する場合の流動音が低レベルであることは明らかである。
【００４８】
一方、目視での観察においても、（ａ）の場合、絞り部の絞り面積が十分に小さくなり、上流側油圧が高圧となるまでキャビテーションの発生が観察されないのに対し、（ｂ）の場合、絞り部の絞り面積が比較的大きい範囲においてキャビテーションの発生が観察され、このキャビテーションが前述した流動音の発生要因となっていることがわかった。
【００４９】
この結果により、流動音の低減のために実公昭54-28735号公報及び特開昭60−203580号公報に開示された構成、即ち、給油室10の両側の絞り部６，６が排油室11の両側の絞り部６，６がよりも大なる絞り面積を有するようになし、キャビテーションを伴う油流を給油室10の両側の絞り部６，６に集中させる構成は、バルブボディー１側の油溝４，４…を送油室12，13とし、バルブスプール２側の油溝５，５…を給油室10及び排油室11とした本発明に係る油圧制御弁においては有効であることがわかる。
【００５０】
そして、本発明に係る油圧制御弁においては、バルブボディー１側の油溝４，４…の前述したオフセット配置により、油圧源たる油圧ポンプＰに連なる給油溝10の両側の絞り部6a，6aが、排油先たる油タンクＴに連なる排油溝11の両側の絞り部6b，6bよりも大なる絞り面積を有するようになしてあり、この大小関係は、図２（ｂ）に示す動作状態においても維持される。
【００５１】
即ち、給油室10と送油室13との間の絞り部6aは、送油室12と排油室11との間の絞り部6bよりも大なる絞り面積を有しており、給油室10から排油室11への作動油の流れは、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に集中し、他方の絞り部6bを経て排油室11に流入する作動油の量は極めて少なく、キャビテーションの発生を有効に抑制することができる。更に、絞り部6bの通過に際してキャビテーションが生じたとしても、これに係わる作動油の流量がわずかであることから、流動音の発生を大幅に低減することができる。
【００５２】
図４は、本発明に係る油圧制御弁の他の実施例を示す動作説明図である。この油圧制御弁は、図１及び図２に示す実施例と同様に、バルブボディー１側の油溝４，４…により送油室12，13を構成し、バルブスプール側の油溝５，５…により給油室10及び排油室11を構成したものであり、この実施例の特徴は、排油室11の両側の絞り部6b，6bを臨む油溝５の側縁の角部に、絞り面積の変化態様の調節のための前記チャンファ７に加えて、これの形成幅を拡げる側に延長した第２のチャンファ８を備えることにある。
【００５３】
第２のチャンファ８は、排出室11の両側の絞り部6b，6bが完全な締切り状態となる位置を給油室10の両側の絞り部6a，6aのそれに合わせるべく設けたものであり、チャンファ７よりも小さい傾きを有し、対応する油溝４の側縁を基準とするバルブスプール２の外周との交叉位置までの幅寸法Ｗ′が、他方の絞り部6a，6aのチャンファ７における同様の幅寸法Ｗと等しくなるように形成されている。即ち、第２のチャンファ８を設けたことにより、絞り部6aが締切り状態となるまでの間、図４（ｂ）に示す如く、絞り部6bにもわずかな絞り面積が確保されることになる。
【００５４】
前述の如く、給油室10の両側の絞り部6a，6aは、キャビテーションに対して有利ではあるが、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領域において、絞り部6bが先に締切り状態となり、給油室10へ供給される作動油の全量が絞り部6aに集中した場合には、キャビテーションの発生を防ぎ得ず、流動音を伴う虞れがある。第２のチャンファ８を設けた図４に示す構成によれば、絞り部6aが完全な締切り状態となるまでの間、絞り部6b側においても作動油の流れが確保され、絞り部6a側への作動油の集中が緩和される結果、前記相対角変位が大きい領域での流動音を低減することが可能となる。
【００５５】
図５は、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に伴う流動音のレベル変化の様子を調べた結果を示すグラフであり、図中の二点鎖線は、バルブボディー１側の油溝４，４…を等配に設けた従来の油圧制御弁における流動音の測定結果を示し、また実線及び一点鎖線は、本発明に係る油圧制御弁における流動音の測定結果を夫々示しており、実線は、油溝４，４…のオフセット量が小さい場合、一点鎖線は、オフセット量が大きい場合の結果である。
【００５６】
本図に明らかな如く、前者の場合、即ち、油溝４，４…のオフセット量が小さい場合、相対角変位の全般に亘って流動音が低減するのに対し、後者の場合、即ち、前記オフセット量が大きい場合、相対角変位が小さい領域では流動音の低減効果が大きいが、相対角変位が大きい領域では、逆に流動音のレベルが急増し、従来の油圧制御弁におけるそれを超える場合がある。
【００５７】
図４に示す第２のチャンファ８は、この領域での流動音を低減せしめる作用をなす。即ち、第２のチャンファ８を設けた場合、給油室10両側の絞り部6a，6aへの作動油の集中が緩和される結果、図５中に破線により示す如く、相対角変位が大きい領域での流動音のレベル変化が緩やかとなり、油溝４，４…のオフセット量を大きくし、相対角変位が小さい領域での流動音の大幅な低減を実現しつつ、全域に亘る流動音の低減を図ることができる。
【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側の油溝４，４…のオフセット配置により、バルブスプール２側の油溝５，５…により形成された給油室10，10…の両側の絞り部6a，6a…が、同じく排油室11，11…の両側の絞り部6b，6b…よりも大なる絞り面積を有するようにした構成となっている。ところが、油溝４，４…のオフセット量は、前述した如く、バルブボディー１の中心角に直して数分〜十数分程度のわずかな量であり、油溝４，４…の形成時に、形成工具たるブローチとバルブボディー１との間に生じる芯出し誤差、またバルブボディー１の内周面の研削加工時に、研削工具とバルブボディー１との間に生じる芯出し誤差等、他の加工時における芯出し誤差の影響を受ける。
【００５９】
従って、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…の両側の絞り部6a，6a…の一部が、排油室11，11…の両側の絞り部6b，6b…の一部よりも小さい面積となる場合があり得る。また一方、バルブボディー１の内周に等配をなして油溝４，４…が形成されている油圧制御弁においても、前述した芯出し誤差の逆の影響により、油溝４，４…がオフセット配置されているかの如くになり、給油室10，10…の両側の絞り部６，６…の一部が排油室11，11…の両側の絞り部６，６…の一部よりも大きい面積と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、等配された油溝４，４…を有する従来の油圧制御弁との差別化が可能である。図６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の絞り面積を図示するものであり、図中の○印は、油溝４，４…がオフセット配置されていない従来の油圧制御弁における絞り面積を、△印及び□印は、本発明に係る油圧制御弁の絞り面積を夫々示している。
【００６１】
図６（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、前記嵌合周上に並ぶ絞り部が等しい絞り面積を有するのに対し、本発明に係る油圧制御弁においては、油溝４，４…のオフセット配置により、従来の油圧制御弁におけるよりも大きい絞り面積を有する絞り部（△印）と、同じく小さい絞り面積を有する絞り部（□印）とが交互に並ぶ。
【００６２】
図６（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、バルブスプール２と嵌合するバルブボディー１の内周は、図中に破線にて示す如く、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絞り面積は、内径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絞り面積は、図６（ａ）におけると同様に、従来の絞り部の絞り面積を大小両側に偏倚させたものとなり、図６（ｃ）に示す如く芯出し誤差が大きい場合には、△印にて示す絞り部の一部が、□印にて示す絞り部の一部よりも小さい絞り面積を有するような分布を示すことがあるが、この場合においても、相隣する絞り部間の絞り面積に着目すると、交互に大小となる大小関係が嵌合周の全周に亘って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、相隣する絞り部の絞り面積が交互に大小となる分布を示し、油溝４，４…が等配された従来の油圧制御弁において芯出し誤差の影響により現出する絞り面積の大小関係との区別が可能となる。
【００６４】
なお本実施例においては、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、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に、両者の相対角変位に応じて絞り面積を変化する複数の絞り部を備えた回転式の油圧制御弁全般への適用が可能である。
【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の内、バルブスプール側の油溝により油圧源に連なる給油室及び排油先に連なる排油室を形成し、バルブボディー側の油溝を周方向にオフセット配置して、給油室の両側の絞り部が排油室の両側の絞り部よりも常に大なる絞り面積を有するようにしたから、絞り面積を減じた側の絞り部での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給油室の両側の絞り部に集中し、キャビテーションの発生に伴う作動油の流動音を大幅に低減することができ、また、この低減効果がバルブボディー側の油溝のオフセット配置により得られ、このような油溝は、オフセット配置された切刃を外周に備えるブローチを用いたブローチ削りにより一括形成することができるから、煩雑な加工を要することなく流動音の低減が図れ、実用上の効果が大きい等、本発明は優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御弁の模式的横断面図である。
【図２】本発明に係る油圧制御弁の動作説明図である。
【図３】本発明に係る油圧制御弁における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４】本発明に係る油圧制御弁の他の実施例を示す動作説明図である。
【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流動音の測定結果を示す図である。
【図６】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絞り面積の分布状態の説明図である。
【図７】従来の油圧制御弁の動作説明図である。
【図８】流動音の低減を図った従来の油圧制御弁の動作説明図である。
【図９】図７に示す油圧制御弁における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
４  油溝
５  油溝
6a  絞り部
6b  絞り部
７  チャンファ
８  第２のチャンファ
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】
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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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