(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンの回転数に応じて吐出量が変化するポンプと、ポンプをパワーステアリング回路に接続する流路と、この流路途中に設けた絞りと、パワーステアリング回路への供給流量を制御するフローコントロールバルブとを備え、フローコントロールバルブは、ボディと、ポンプ吐出口に接続するたポンプポートと、タンクに連通するバイパスポートと、ボディに摺動自在に組み込んだスプールと、このスプールの一端に設けたパイロット室と、このパイロット室に設けるとともに、スプールの一端に作用させたスプリングとからなり、絞りの下流の圧力をパイロット室に導き、かつ、絞りの上流の圧力をスプール他端に作用させ、これら絞り前後の差圧が所定圧になると、スプールがスプリングに抗して移動するとともに、スプールの位置に応じた開度でポンプポートとバイパスポートとを連通する構成にしたパワーステアリング装置において、フローコントロールバルブのスプリングの背面側にピストンを組み込むとともに、その小径部をスプリングに当接させ、しかも、このピストンを境にして、スプリングとは反対側に第１圧力室を設け、ハンドルをきったとき、第１圧力室の圧力を上昇させる圧力感応バルブを設けたことを特徴とするパワーステアリング装置。
【請求項２】
第１圧力室を、圧力感応バルブを介してポンプの吐出口及びタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をタンクに連通させ、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端にポンプ吐出圧を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室をタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなったポンプ吐出圧が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室をポンプ吐出口に連通する構成にしたことを特徴とする請求項１記載のパワーステアリング装置。
【請求項３】
第１圧力室を、圧力感応バルブを介してポンプの吐出口及びタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をパイロット室に連通させ、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端にポンプ吐出圧を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室をタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなったポンプ吐出圧が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室をポンプ吐出口に連通する構成にしたことを特徴とする請求項１記載のパワーステアリング装置。
【請求項４】
第１圧力室をフローコントロールバルブのパイロット室に連通させ、かつ、圧力感応バルブを介してタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をタンクに連通させ、しかも、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端に第１圧力室内の圧力を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室を絞り通路を介してタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなった第１圧力室の圧力が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室とタンクを遮断する構成にしたことを特徴とする請求項１記載のパワーステアリング装置。
【請求項５】
ポンプとしてベーンポンプを用いるとともに、ベーンポンプは、ハウジングと、ハウジング内に形成した吐出口と、同じくハウジング内に形成するとともに、タンクに接続する吸入口と、ハウジング内に設けたロータと、ロータに出入自在に組み込んだベーンと、ロータの周囲に設けたカムリングと、エンジンに連結するとともに、上記ロータの回転軸となっているシャフトとからなり、しかも、フローコントロールバルブのボディと、圧力感応バルブのボディを、それぞれ上記ハウジングと共有させたことを特徴とする請求項１〜４の一に記載のパワーステアリング装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明は、パワーステアリング装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１０〜１４に、従来例を示す。
図１０に示すようにポンプ１の吐出口１ａは、流路２を介してパワーシリンダ回路ＰＳに接続するとともに、この流路２の途中に可変絞り３を設けている。
さらに、この流路２には、フローコントロールバルブＦＶを設けている。フローコントロールバルブＦＶは、ボディｂと、ボディｂに形成したポンプポート４及びバイパスポート５と、ボディｂに形成したスプール孔６と、スプール孔６に摺動自在に組み込んだスプール７と、これらスプール孔６とスプール７とが相まって形成するパイロット室８と、このパイロット室８に設けるとともに、スプール７の一端に作用させたスプリング９とから構成される。
上記可変絞り３の下流の圧力を、パイロット通路２９を介してパイロット室８に導くとともに、その圧力をスプール７の一端に作用させる一方、上流の圧力をスプール７の他端に作用させる。そして、スプール７の位置に応じた開度でポンプポート４とバイパスポート５を連通し、ポンプ吐出流量の余剰流量をタンク１ｂに戻すことになる。
【０００３】
上記の回路図を具体的に示したのが図１１〜１３であり、ここでは、ポンプ１としてベーンポンプＶＰを用いている。
ポンプボディ１０及びカバー１１からなるハウジングＨに、軸穴１２を形成するとともに、軸穴１２内に設けた軸受１３によってシャフト１４を回転自在に支持している。シャフト１４は、ポンプボディ１０内に設けたロータ１５の回転軸となっている一方、このロータ１５には複数のベーン１６を出入自在に収容している。
さらに、上記ロータ１５の周囲には、楕円形の内壁を有するカムリング１７を設ける。そして、シャフト１４が駆動すると、ロータ１５がこの内壁にそって回転するとともに、ベーン１６がカムリング１７の内壁に沿って出たり入ったりする。したがって、吸入口から流体を吸入するとともに、吐出口から流体を吐出することになる。
なお、ロータ１５及びカムリング１７の側面にはサイドプレート１８を設けている。このサイドプレート１８の背面側には高圧室１９を形成するとともに、この高圧室１９にはポンプ吐出圧が導かれる。そして、この高圧室１９内の流体圧により、サイドプレート１８がロータ１５側に押されローディングバランスを保つ。
【０００４】
ハウジングＨには、フローコントロールバルブＦＶを一体に設けている。つまり、フローコントロールバルブＦＶのボディｂを、ハウジングＨと共用させている。
図１３はフローコントロールバルブＦＶの断面図である。後述するが、このフローコントロールバルブＦＶには、可変絞り３も一体に組み込んでいる。
ハウジングＨに、ベーンポンプＶＰの吐出口に連通するポンプポート４と、タンク１ｂに連通するバイパスポート５を形成するとともに、これらポート４、５に連通するスプール孔６を形成する。
スプール孔６内にはスプール７を摺動自在に組み込むとともに、スプール孔６の一端には、これらスプール孔６とスプール７とが相まってパイロット室８を形成する。そして、このパイロット室８にスプリング９を設け、その弾性力をスプール７の一端に作用させている。
そして、スプール７がスプリング９の弾性力及びパイロット室８の圧力に抗して移動すると、そのスプール端部７ａがバイパスポート５とオーバーラップする。したがって、このスプール７の移動位置に応じて、ポンプポート４とバイパスポート５との連通開度が制御される。
また、スプール孔６の他端側にコネクタ２０を挿入固定する。このコネクタにはアクチュエータポート２０ａを形成する一方、コネクタ２０の先端には、貫通孔２１を有する部材２２を設けている。
【０００５】
一方、スプール７他端にはロッド部材２３を固定するとともに、このロッド部材２３を上記貫通孔２１に貫通させる。そして、これらロッド部材２３と貫通孔２１とによって可変絞り３を構成することになる。なお、この可変絞り３は、図１３に示すノーマル状態、つまりスプリング９によってスプール７が、ロッド部材２３を介してストッパ２２ａに当接しているときに、その開度が最大となっている。
また、スプール７がスプリング９に抗して移動し、大径部２３ａが貫通孔２１に近ずくにつれ、開口面積、つまり開度は小さくなる。
可変絞り３の下流側であるアクチュエータポート２０ａ側の流体を、圧力感知孔２４→環状溝２５→通路口２６→通路２７→小孔２８からなるパイロット通路２９を通ってパイロット室８に導くとともに、その圧力をスプール７の一端に作用させている。
なお、スプール７のパイロット室８側には、スプリング３１、ボールサポート３２、スチールボール３３、及びシート部材３４からなるリリーフバルブを設けている。
【０００６】
次に、このパワーステアリング装置の作用を説明する。
ベーンポンプＶＰのシャフト１４は図示していないエンジンに連結されており、エンジンを始動するとシャフト１４に連結するロータ１５が回転する。したがって、エンジン回転数に応じて、ベーンポンプＶＰは、タンク１ｂにつながれた吸入口から流体を吸入するとともに、吐出口から流体を吐出することになる。
そして、この吐出流体は、フローコントロールバルブＦＶのポンプポート４に導かれるとともに、室３５及び可変絞り３を通って、アクチュエータポート２０ａからパワーステアリング回路ＰＳに供給される。
このとき、可変絞り３前後には圧力差が発生する。そして、その上流側の圧力がスプール７のスプール端部７ａに作用する一方、下流側の圧力がパイロット通路２９を介して、パイロット室８側のスプール端部に作用する。
しかし、可変絞り３前後の差圧がある大きさになるまで、つまり、あるポンプ吐出量に達するまでは、スプリング９が保持するイニシャル荷重でスプール７は移動せず、ポンプポート４とバイパスポート５を遮断した状態を保つ。したがって、ポンプ吐出量のすべてがパワーステアリング回路ＰＳに供給される（図１４の特性線Ｋの区間ａ）。
【０００７】
そして、エンジン回転数が高くなって、つまり、ポンプ吐出量が多くなって、可変絞り３前後の差圧がある大きさ以上になると、スプール７はスプリング９に抗して移動する。そして、スプール７に作用する圧力差とスプリング９の弾性力とがつりあう位置でスプール７は止まるとともに、この位置に応じた開度でポンプポート４とバイパスポート５を連通することになる。
特に、この実施例では可変絞り３を使用しているので、エンジン回転数Ｎが高くなればなるほど、パワーステアリング回路ＰＳへの供給量Ｑは少なくなる特性を有する。なぜなら、ポンプ吐出量が多くなると、可変絞り３前後の差圧が大きくなるとともに、スプールは図左方向に移動する。そして、このとき可変絞り３の開度を小さくして、その前後の差圧をさらに大きくするからである（図１４の特性線Ｋの区間ｂ）。
以上述べたように、エンジン回転数Ｎと、パワーシリンダ回路ＰＳに供給する流量Ｑとは図１４に示す関係がある。そして、このエンジン回転数Ｎは、車速に比例するので、結局、車速に応じたアシスト力を付与することができる。なお、最大供給量Ｑ１は、必要とされる最大のアシスト力を基準に設定しておけばよい。
【０００８】
なお、パワーステアリング回路ＰＳへ供給される最高圧は、リリーフバルブによって決められている。つまり、パワーステアリング回路ＰＳの負荷圧が異常に上昇すると、パイロット室８の圧力も大きくなるとともに、この圧力がスチールボール３３に作用する。そして、この圧力がスプリング３２によって決められているリリーフ設定圧より大きくなると、スチールボール３３を押し開いてパイロット室８とバイパスポート５を連通する。パイロット室８とバイパスポート５が連通すると、圧力感知孔２４に流れが生じ、パイロット室８内の圧力が急激に低下するとともに、スプール７は図左に移動してポンプポート４とバイパスポート５の開度を大きくする。
そして、パワーステアリング回路ＰＳの回路圧がリリーフ設定圧より小さくなると、再びスチールボール３３がシート面３４ａに着座するので、パワーステアリング回路ＰＳの最高圧を一定に保つことができる。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来のパワーステアリング装置では、操舵アシスト力を付与するのに必要な流量を、常にパワーステアリング回路ＰＳに供給している。
しかしながら、車両走行時にパワーステアリング装置を使用する頻度は、運転時間の約２０％程度である。そして、ハンドルの中立時あるいは微小操舵時などは、全運転時間の８０％を占めるといわれているが、これらの運転状況では、パワーステアリング装置のアシスト力を必要としない。
このように、運転時間の大部分を占めるアシスト力不要時にも、従来の装置では、アシスト力を付与するための必要流量をパワーステアリング回路ＰＳに供給してしまう。そのために無駄な圧力損失が、可変絞り３や、ポンプ１とパワーシリンダ回路ＰＳを接続する流路２、あるいはパワーステアリング回路ＰＳで発生してしまうことになる。
そして、これらの圧力損失の分だけ大きなポンプ駆動トルクを必要とし、無駄なエネルギーを消費してしまうとともに、圧力損失が生じる際に油温が上昇してしまう恐れもあった。
この発明の目的は、アシスト力が不要な時には、パワーステアリング回路側へ供給する流量を抑えることで圧力損失を少なくし、無駄なエネルギーを消費することがないパワーステアリング装置を提供することである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
この発明は、エンジンの回転数に応じて吐出量が変化するポンプと、ポンプをパワーステアリング回路に接続する流路と、この流路途中に設けた絞りと、パワーステアリング回路への供給流量を制御するフローコントロールバルブとを備え、フローコントロールバルブは、ボディと、ポンプ吐出口に接続するたポンプポートと、タンクに連通するバイパスポートと、ボディに摺動自在に組み込んだスプールと、このスプールの一端に設けたパイロット室と、このパイロット室に設けるとともに、スプールの一端に作用させたスプリングとからなり、絞りの下流の圧力をパイロット室に導き、かつ、絞りの上流の圧力をスプール他端に作用させ、これら絞り前後の差圧が所定圧になると、スプールがスプリングに抗して移動するとともに、スプールの位置に応じた開度でポンプポートとバイパスポートとを連通する構成にしたパワーステアリング装置を前提とする。
上記のパワーステアリング装置を前提として、第１の発明は、フローコントロールバルブのスプリングの背面側にピストンを組み込むとともに、その小径部をスプリングに当接させ、しかも、このピストンを境にして、スプリングとは反対側に第１圧力室を設け、ハンドルをきったとき、第１圧力室の圧力を上昇させる圧力感応バルブを設けた点に特徴を有する。
【００１１】
第２の発明は、第１の発明において、第１圧力室を、圧力感応バルブを介してポンプの吐出口及びタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をタンクに連通させ、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端にポンプ吐出圧を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室をタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなったポンプ吐出圧が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室をポンプ吐出口に連通する構成にした点に特徴を有する。
第３の発明は、第１の発明において、第１圧力室を、圧力感応バルブを介してポンプの吐出口及びタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をパイロット室に連通させ、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端にポンプ吐出圧を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室をタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなったポンプ吐出圧が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室をポンプ吐出口に連通する構成にした点に特徴を有する。
【００１２】
第４の発明は、第１の発明において、第１圧力室をフローコントロールバルブのパイロット室に連通させ、かつ、圧力感応バルブを介してタンクに接続する一方、フローコントロールバルブのスプリング側に設けた第２圧力室をタンクに連通させ、しかも、上記圧力感応バルブは、ボディと、このボディに摺動自在に組み込むとともに、一端に第１圧力室内の圧力を作用させた切換スプールと、切換スプールの他端に設けるとともに、タンクに連通するスプリング室と、このスプリング室に設けるとともに、切換スプールの他端に作用させたスプリングとからなり、ノーマル状態で、第１圧力室を絞り通路を介してタンクに連通する一方、ハンドルをきったときには、負荷圧分だけ高くなった第１圧力室の圧力が切換スプールの一端に作用して、切換スプールがスプリングに抗して移動するとともに、第１圧力室とタンクを遮断する構成にした点に特徴を有する。
第５の発明は、上記第１から４の発明において、ポンプとしてベーンポンプを用いるとともに、ベーンポンプは、ハウジングと、ハウジング内に形成した吐出口と、同じくハウジング内に形成するとともに、タンクに接続する吸入口と、ハウジング内に設けたロータと、ロータに出入自在に組み込んだベーンと、ロータの周囲に設けたカムリングと、エンジンに連結するとともに、上記ロータの回転軸となっているシャフトとからなり、しかも、フローコントロールバルブのボディと、圧力感応バルブのボディを、それぞれ上記ハウジングと共有させた点に特徴を有する。
【００１３】
【作用】
第１の発明では、ノーマル状態で、フローコントロールバルブのスプリングのイニシャル荷重を小さくしておけば、その分、スプールを移動させるための差圧は小さくてすむ。つまり、ポンプ吐出量が少なく、可変絞り前後の差圧が小さくても、スプールが移動するとともに、ポンプ吐出流体をバイパスポートに逃すことになる。そして、それだけパワーシリンダ回路側に供給する流量を抑えることができる。
ハンドルをきったときには、第１圧力室内の流体圧が大きくなり、ピストンが移動してスプリングを縮めるので、スプリングは必要なイニシャル荷重を保持することになる。したがって、このときはパワーシリンダ回路に必要な流量を供給することができる。
第２の発明の圧力感応バルブは、ハンドルをきったときに、シリンダの第１圧力室をポンプ吐出口に連通する。一方、第２圧力室は、タンクに連通しているので、第１圧力室内の圧力の方が高くなるとともに、ピストンがスプリングを縮める方向に移動する。
【００１４】
第３の発明の圧力感応バルブは、ハンドルをきったとき、シリンダの第１圧力室をポンプ吐出口に連通する。一方、第２圧力室は、フローコントロールバルブのパイロット室に連通しているので、第１圧力室内の圧力の方が高くなるとともに、ピストンがスプリングを縮める方向に移動する。
第４の発明の圧力感応バルブは、ハンドルをきったとき、第１圧力室に連通するタンクを遮断するので、この第１圧力室には、パイロット室の流体圧のみが導かれる。一方、第２圧力室は、タンクに連通しているので、第１圧力室内の流体圧の方が高くなる。
また、小径部側からパイロット室圧が作用するが、ピストンの方が受圧面積が大きいので、ピストンはスプリングを縮める方向に移動する。
第５の発明では、ポンプとしてベーンポンプを用いるとともに、フローコントロールバルブのボディと、圧力感応バルブのボディを、それぞれベーンポンプのハウジングと共有させる。したがって、全体としてコンパクトになるとともに、ポンプ及びバルブを接続する通路等はハウジング内に形成すればよい。
【００１５】
【実施例】
図１〜５に、第１実施例を示す。
図１に示すように、フローコントロールバルブＦＶには、そのスプリング９の背面側に筒部３６を設ける。そして、この筒部３６内にピストン３７を組み込み、かつ、その小径部３８をスプリング９に当接させている。さらに、上記ピストン３７によって区画された室のうち、スプリング９とは反対側の第１圧力室３６ａを、圧力感応バルブＶを介してポンプ吐出口１ａとタンク１ｂに接続する一方、第２圧力室３６ｂをタンク１ｂに接続している。なお、タンク１ｂはポンプ１の吸入口に接続している。
上記圧力感応バルブＶは、ボディＢと、ボディＢに形成したスプール孔３９と、このスプール孔３９内に摺動自在に組み込んだ切換スプール４０と、これらスプール孔３９と切換スプール４０が相まって形成するスプリング室４１と、スプリング室４１に設けるとともに、切換スプール４０に作用させたスプリング４２とから構成される。
【００１６】
図示するノーマル状態では、圧力感応バルブＶは、第１圧力室３６ａをタンク１ｂに連通している。
そして、ハンドルをきったとき、ポンプ吐出圧は高くなるとともに、このポンプ吐出圧が切換スプール４０端部に作用する。このポンプ吐出圧が、スプリング４２の弾性力よりも大きくなると、切換スプール４０は移動するとともに、ポンプ吐出口１ａと第１圧力室３６ａを連通させる。また、第２圧力室３６ｂはタンクに連通しているので、第１圧力室内の圧力の方が高くなり、ピストン３７がスプリング９を縮める方向に移動することになる。
【００１７】
上記第１実施例を具体的に示したのが図２〜５である。
図２、３に示すように、ハウジングＨの上側に、シャフト１４の軸方向と直角にスプール孔６を形成するが、このスプール孔６内でフローコントロールバルブＦＶ、及び可変絞り３を構成することは従来例と同じである。なお、ベーンポンプＶＰについても従来例と同様なので、その詳細な説明は省略する。
図３に示すように、スプール孔６のパイロット室８側に筒部３６連通している。そして、この筒部３６内に摺動自在にピストン３７を組み込み、ピストン３７によって、筒部３６内を第１圧力室３６ａと第２圧力室３６ｂに区画している。
さらに、筒部３６の開口部にはプラグ４３を挿入固定する。このとき、小径部３８がスプリング９に当接して、スプリング９がイニシャル荷重を保持することになる。ただし、このイニシャル荷重は、従来例でスプリング９が保持していたイニシャル荷重よりも小さいものに設定する。
【００１８】
また、ハウジングＨの下側には、同じくシャフト１４の軸方向と直角に、圧力感応バルブＶのスプール孔３９を形成するとともに、このスプール孔３９内に切換スプール４０を摺動自在に組み込む。そして、切換スプール４０にスプリング４２の弾性力を作用させ、さらにスプール孔３９の他端にプラグ４４を挿入固定する。このように、圧力感応バルブＶのボディＢもハウジングＨに共有させている。
この圧力感応バルブＶを、図４（ｂ）にしたがって詳しく説明すると、スプール孔３９は、切換スプール４０によって、室４５と中継室４６とスプリング室４１の３つの室に区画される。そして、室４５は、ハウジングＨ内に形成した通路ｘを介して、ポンプ吐出口に接続する一方、スプリング室４１は図示しない通路を介してタンク１ｂに接続している。
【００１９】
さらに、中継室４６にはポート４７を形成するが、このポート４７をハウジングＨ内に形成した通路ｙを介して、第１圧力室３６ａに連通させている。
なお、中継室４６は、切換スプール４０のランド部４０ａによってさらに２つの中継室４６ａ、４６ｂに区画されている。そして、ランド部４０ａによって、これら中継室４６ａ、４６ｂの何れか一方のみがポート４７に連通することになる。
２つに区画された中継室４６のうち一方の中継室４６ａは、切換スプール４０内に形成した連通孔４８を介して室４５と連通する一方、他方の中継室４６ｂは、連通孔４９を介してスプリング室４１と連通する。そして、図示するノーマル状態では、スプリング４２によって、ポート４７は他方の中継室４６ｂに連通している。
このように、圧力感応バルブＶは、その切換スプール４０の位置によって、第１圧力室３６ａをポンプ吐出口に接続したり、タンクに接続したりする。なお、第２圧力室３６ｂは、ハウジングＨ内に形成したドレン通路５０を介してタンク１ｂに連通している。
【００２０】
次に、第１実施例のパワーステアリング装置の作用を説明する。
まず、図４（ａ）、（ｂ）に示すノーマル状態について説明する。図４（ａ）は、ノーマル状態のフローコントロールバルブＦＶを示す図であり、また、図４（ｂ）は、ノーマル状態の圧力感応バルブＶを示す図である。
エンジン回転数に応じて、ベーンポンプＶＰは吸入口から流体を吸入するとともに、吐出口から流体を吐出する。
そして、この吐出流体は、フローコントロールバルブＦＶのポンプポート４に導かれるとともに、可変絞り３を通って、アクチュエータポート２０ａからパワーステアリング回路ＰＳに供給される。
このとき、可変絞り３前後には圧力差が発生し、その上流側の圧力はスプール端部７ａに作用する一方、下流側の圧力はスプール７のパイロット室８側端部に作用する。
可変絞り３前後の差圧がある大きさになるまで、つまり、あるポンプ吐出量に達するまで、スプリング９によってスプール７は移動せず、ポンプポート４とバイパスポート５を遮断したままである。そして、ポンプ吐出量のすべてをパワーステアリング回路ＰＳに供給することは従来例と同じである。
【００２１】
ただし、図示するノーマル状態では、スプリング９が保持するイニシャル荷重は、従来例でスプリング９が保持していたイニシャル荷重よりも小さくしているので、最大供給量Ｑ２は最大供給量Ｑ１よりも小さくなる（図１４の特性線Ｌの区間ａ）。
そして、ポンプ吐出量が大きくなると、スプール７はスプリング９に抗して図右方向に移動するとともに、スプール７に作用する圧力差とスプリング９の弾性力とがつりあう位置で止まり、このスプール７の位置に応じた開度で吐出流体をバイパスポート５に逃すことになる（図１４の特性線Ｌの区間ｂ）。
以上述べたように、ハンドルが中立位置にあるとき、エンジン回転数Ｎとパワーシリンダ回路ＰＳに供給される流量Ｑとは図１４の特性線Ｌに示す関係にある。つまり、スプリング９のイニシャル荷重を小さくしているので、ノーマル状態には、パワーステアリング回路ＰＳに供給する流量を少なくすることができる。
【００２２】
ノーマル状態からハンドルをきると、ポンプ吐出圧は負荷圧分だけ高くなるとともに、この吐出圧が通路ｘを介して切換スプール４０の一端に作用する。そして、図５（ｂ）に示すように、この圧力がスプリング４２の弾性力よりも大きくなると、切換スプール４０がスプリング４２に抗して移動するとともに、室４５が連通孔４８を介してポート４７と連通することになる。
つまり、ポンプ吐出圧が通路ｘ→連通孔４８→ポート４７→通路ｙを通って、第１圧力室３６ａに導かれる。そして、第２圧力室３６ｂは、ドレン通路５０を介してタンクに連通しているので、図５（ａ）に示すように、ピストン３７はスプリング９を縮めながら図左方向に移動して、段部５１に当接して止まる。
スプリング９は縮められると、当然そのイニシャル荷重が大きくなる。例えば、このイニシャル荷重を、従来例でスプリング９があらかじめ保持していたイニシャル荷重と同程度にすると、従来例と同じだけの流量をパワーステアリング回路ＰＳに供給することになる。
以上述べたように、ノーマル状態では、スプリング９が保持するイニシャル荷重を小さくしているので、パワーシリンダ回路ＰＳに供給する流量を抑えることができる。そして、ハンドルをきったときには、スプリング９に必要なイニシャル荷重を保持させることができるので、操舵アシストに必要な流量を確保することができる。
【００２３】
図６、７に示す第２実施例は、第２圧力室３６ｂを、タンク１ｂではなく、通孔５２を介してパイロット室８に連通させた例である。なお、第１圧力室３６ａを、圧力感応バルブＶを介して、ポンプ吐出口１ａ及びタンク１ｂに接続することは第１実施例と同じである。
ノーマル状態では、第１圧力室３６ａはタンクに連通しているとともに、第２圧力室３６ｂがパイロット室８に連通する。したがって、スプリング９は最も伸びた状態となっており、そのイニシャル荷重は小さくなっている。
ハンドルをきったとき、第１実施例と同様、圧力感応バルブＶは、第１圧力室３６ａをポンプ吐出口１ａに連通する。そして、第２圧力室３６ｂはパイロット室８に連通しているので、第１圧力室３６ａ内の流体圧の方が高くなる。
したがって、ピストン３７がスプリング９を縮める方向に移動し、スプリング９に必要なイニシャル荷重を保持させることができる。
この第２実施例では、第２圧力室３６ｂとタンクを連通するドレン通路５０を形成する必要がなくなり、ピストン３７及び小径部３８に通孔５２を形成するだけでよい。
【００２４】
図８、９に示す第３実施例は、第１圧力室３６ａを、通孔５３を介してパイロット室８に連通させ、かつ、圧力感応バルブＶを介してタンク１ｂに接続させた例である。なお、第２圧力室３６ｂを、ドレン通路５０を介してタンク１ｂに連通することは第１実施例と同じである。
そして、第１圧力室３６ａを通路ｙを介してポート４７に接続するとともに、第３実施例では、圧力感応バルブＶは図示するノーマル状態で、ポート４７を室４５とスプリング室４１の両室に連通している。ただし、ポート４７とスプリング室４１を連通する連通孔４９には絞り通路５４を設ける。
また、この圧力感応バルブＶでは、室４５をポンプ吐出口に接続する通路ｘをなくすとともに、室４５には、連通孔４８を介してパイロット室８の圧力を導いている。
【００２５】
ノーマル状態で、第１圧力室３６ａにはパイロット室８内の圧力が導かれるとともに、絞り通路５４を介してスプリング室４１、つまりタンク１ｂに連通している。また、第２圧力室３６ｂもタンク１ｂに連通している。
ピストン３７には、小径部３８側から、パイロット室８内の圧力とスプリング９の弾性力が作用している。そして、パイロット室８に導かれている可変絞り３の下流側の圧力が小さいときには、スプリング９の弾性力によって、第１圧力室３６ａの流体が、絞り通路５４を介してスプリング室４１に逃されることになる。つまり、スプリング９は最も伸びた状態となっており、イニシャル荷重は小さくなっている。
【００２６】
ハンドルをきると、負荷圧分だけ可変絞り３の下流の圧力、つまり、パイロット室８の圧力は上昇する。したがって、第１圧力室３６ａの圧力が上昇するとともに、室４５の圧力も上昇する。室４５の圧力が上昇すると、切換スプール４０がスプリング４２に抗して移動し、ポート４７とスプリング室４１を、つまり第１圧力室３６ａとタンクを遮断することになる。したがって、第１圧力室３６ａにはパイロット室８の流体圧のみが導かれることになる。
第２圧力室３６ｂはタンクに連通しているので、第１圧力室３６ａ内の流体圧の方が高くなる。また、ピストン３７には小径部３８側からもパイロット室８内の圧力が作用するが、第１圧力室３６ａ側の受圧面積の方が大きいので、可変絞り３の下流側の圧力が大きくなると、結局はピストン３７がスプリング９を縮める方向に移動する。そして、スプリング９に必要なイニシャル荷重を保持させることができる。
。
この第３実施例では、室４５をポンプ吐出口に接続する通路ｘを形成する必要がなくなる。
なお、以上述べた実施例では、流路２に設ける絞りとして可変絞り３を用い、車速に応じて供給流量を変化させているが、もちろん絞りとしては固定絞りであってもかまわない。
【００２７】
【発明の効果】
この発明のパワーステアリング装置では、操舵アシスト力が不要のとき、パワーステアリング回路側へ供給する流量を抑えることができる。したがって、絞りやパワーシリンダ回路で発生する圧力損失を抑えることができ、その分ポンプを駆動させるためのトルクも小さくすることができる。
そして、操舵アシスト力が必要な時には、必要な流量をパワーステアリング回路側に供給することができる。
このように、操舵アシスト力が不要のときには、圧力損失を抑えることができるので、無駄なエネルギーを消費することがなく、また油温の上昇を抑えることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例のパワーステアリング装置の回路図である。
【図２】第１実施例のパワーステアリング装置で、ベーンポンプの断面図である。
【図３】第１実施例のパワーステアリング装置で、フローコントロールバルブと圧力感応バルブの断面図である。
【図４】第１実施例のパワーステアリング装置のノーマル状態で、図（ａ）がフローコントロールバルブ、図（ｂ）が圧力感応バルブを示す。
【図５】第１実施例のパワーステアリング装置で、ハンドルをきったときの状態で、図（ａ）がフローコントロールバルブ、図（ｂ）が圧力感応バルブを示す。
【図６】第２実施例のパワーステアリング装置の回路図である。
【図７】第２実施例のパワーステアリング装置で、フローコントロールバルブと圧力感応バルブの断面図である。
【図８】第３実施例のパワーステアリング装置の回路図である。
【図９】第３実施例のパワーステアリング装置で、フローコントロールバルブと圧力感応バルブの断面図である。
【図１０】従来例のパワーステアリング装置の回路図である。
【図１１】従来例のパワーステアリング装置で、ベーンポンプを示す図である。
【図１２】従来例のパワーステアリング装置で、図１１のベーンポンプのＸＩＩ−ＸＩＩ線断面図である。
【図１３】従来例のパワーステアリング装置で、フローコントロールバルブの断面図である。
【図１４】従来例のパワーステアリング装置と、この発明の実施例のパワーステアリング装置における、エンジン回転数Ｎと供給流量Ｑの特性を示す図である。
【符号の説明】
１        ポンプ
２        流路
３        可変絞り
４        ポンプポート
５        バイパスポート
７        スプール
８        パイロット室
９、４２  スプリング
３６      筒部
３６ａ    第１圧力室
３６ｂ    第２圧力室
３７      ピストン
３８      小径部
４０      切換スプール
４１      スプリング室
５４      絞り通路
Ｈ        ハウジング
ＶＰ      ベーンポンプ
ＦＶ      フローコントロールバルブ
Ｖ        圧力感応バルブ
【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８】
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【図７】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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