(57)【要約】本発明は、弁の電子制御によって液圧システムの低圧側に吐出流体の流れの一部を分流することにより効率が向上した複式ポート定容量形液圧ポンプ（２０）を提供することで従来技術に対し代替および優位なるものを示す。本発明によれば、吐出ポート（１２、１４）の対すなわち第１吐出ポートおよび第２吐出ポートが提供される。すべての動作条件下において（例えば、ポンプ動作条件が低速および高速）、第１吐出ポートおよび主吐出流路内の流体は、高圧ラインを意味する主ラインの作動圧にさらされる。第２吐出ポートは、第１の動作条件下で、ポンプ（２０）の低圧エリアに接続された低圧ラインと選択的に流体連通する第２の吐出流路と流体連通し、また、第２の動作条件下で、第１吐出ポートおよび主吐出流路と選択的に流体連通する。
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
流体動力システム用の液圧式流体ポンプ（２０）であって、
前記ポンプ（２０）から前記システムの高圧側に流体を送出するための第１ポンプ吐出口（８６）と、
前記システムの低圧側から流体を受け入れるためのポンプ入口（６）と、
１つまたは複数の吐出ポート（１２、１４）を通して前記ポンプ入口（６）から受け入れられた流体を駆動するためのポンピング機構と、
１つまたは複数の前記吐出ポート（１２、１４）および前記吐出口（８６）に流体連通する内部管と、
前記ポンプ（２０）内に配置された流量制御弁（１２０）とを備え、前記流量制御弁（１２０）の動作によって流体の流れの一部が前記管から前記システムの前記低圧側に分流される、流体動力システム用の液圧式流体ポンプ。
【請求項２】
前記流量制御弁（１２０）が、
電子的に制御されるアクチュエータ（１２１）と、
共通ポート（１２５）と、
第１の切換ポート（１２３）と、
第２の切換ポート（１２４）とを備え、
前記アクチュエータ（１２１）が、第１の条件から第２の条件に切換えられるように制御されるものであって、
前記第１の条件は、前記共通ポート（１２５）が前記第１の切換ポート（１２３）と流体連通することを特徴とし、
前記第２の条件は、前記共通ポート（１２５）が前記第２の切換ポートと流体連通することを特徴とし、
前記共通ポート（１２５）が、１つまたは複数の前記吐出ポート（１２、１４）と流体連通し、
前記第１の切換ポート（１２３）が、前記吐出口（８６）と流体連通し、
前記第２の切換ポート（１２４）が、前記システムの前記低圧側と流体連通する請求項１に記載の装置。
【請求項３】
前記ポンプ（２０）が所定の回転速度を超えるときに前記流量制御弁（１２０）が流体を前記低圧側に分流するように駆動される請求項１に記載の装置。
【請求項４】
前記所定のレベルが、前記回転速度がシステムの需要を超えるところのものである請求項３に記載の装置。
【請求項５】
前記高圧側と低圧側の間の圧力差測定値が所定のレベルを超えるときに前記流量制御弁（１２０）が流体を前記低圧側に分流するように駆動される請求項１に記載の装置。
【請求項６】
前記所定のレベルが、前記圧力差がシステムの需要を超えるところのものである請求項５に記載の装置。
【請求項７】
流体の流れの速度の測定値が所定のレベルを超えるときに前記流量制御弁（１２０）が流体を前記低圧側に分流するように駆動される請求項１に記載の装置。
【請求項８】
前記所定のレベルが、流体の流れの前記速度がシステムの需要を超えるところのものである請求項７に記載の装置。
【請求項９】
前記アクチュエータ（１２１）がソレノイドである請求項２に記載の装置。
【請求項１０】
前記流量制御弁（１２０）が、前記第１の条件または前記第２の条件のみに存在可能である請求項２に記載の装置。
【請求項１１】
前記流量制御弁（１２０）が、前記第１の条件と前記第２の条件の間で円滑に且つ連続的に状態を変化可能である請求項２に記載の装置。
【請求項１２】
前記流体動力システムが、動力ステアリング・システムと、変速機アセンブリと、ハイドローリック機関冷却システムとからなる群より選択される車両操作システムを備える請求項１に記載の装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、概して液圧ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、液圧設計の、流体動力システム、例えばステアリング・システムや伝動システムは、システムに必要な流体動力を提供するために、液圧的圧力および流れを使用する。しかし、液圧流体はポンプで動かしたり調整したりしなければならない。液圧ポンプが液圧力を発生し、また通常は流量制御弁によって流れを調整する。伝統的なベーン式のポンプは、実質的に楕円形のカム表面を有するカム（ポンプ）リングと、カム・リング内で回転するように適合されたロータと、ロータ内に形成された径方向スリット内で往復運動するように適合された複数のベーンとを備える。カム・リングは静止しており、ベーンの外側エッジはカム・リングの表面の内側に接触する。カム・リング形状が実質的に楕円形であるため、ベーンは、内部でロータが回転すると、スライド動作をしてそれらのスロット内を出入りし且つカム・リングの内側表面との接触を維持する。カム・リングが楕円形であるため、各ポンピング・キャビティの容積は絶えず変化する。ベーンがカム・リングの上昇部分を通って動くと、容積は増大し、流体が取入ポートを通して引き込まれる。ベーンがリング輪郭の「下降」部分に移ると、容積は減少し流体が吐出ポートを通じて押し出される。液圧ポンプの取入部分が、ポンプ・リザーバから低圧の液圧流体を受け取る。吐出流体は、高圧化で、所望のシステム位置（例えば、動力補助を行うステアリング・ギア）に流れる。
【０００３】
定容量形ポンプにおいては、エンジン回転が低速のとき、操作システムは、ポンプによって送られてくる分量の液圧流体を処理可能である。ポンプが通常ファンベルトで直接駆動されるので、高速になるとライン圧が劇的に増大するが、その理由は、高速動作するほどポンプが単位時間で引き込み吐き出す流体の量が増大するからである。これらの条件は、運転温度を上昇させ、ポンプの耐久性および運転寿命を減じる。システムのラインやシールにも負担がかかる。そのうえ、より高いシステム背圧でポンプを駆動するに必要なトルクも増大する。この高いシステム背圧は、システムの背圧に事実上打ち勝ってシステム全体にわたって流体を分配させるために必要とされる追加の馬力（エネルギー）に対応するものである。それにより、不必要なライン圧を発生させる燃料が浪費される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
定容量形ポンプについての通常の従来技術での解決策は、作動圧が過剰な際にシステムの高圧側から低圧側への流れを「短絡」する流量制御機構をシステムの高圧側に設けることであった。これらの機構はシステム内に他のコンポーネントを追加することを必要とし、それゆえ、液圧システムのコストおよび複雑さを増大させる。
【０００５】
別の従来式ポンプとしては、可変容量形ポンプがある。可変容量形ポンプは、動作条件に応じて流量の減少を起こし、その結果、高コストなシャフト・サポートの解決法を必要とすることになる。また、可変容量形ポンプは、通常はシングル・ストロークであるので、同一のポンプ容量を提供するためには、ポンプのパッケージ・サイズをより大きくする必要がある。また、可変容量形ポンプでの弁使用は、全容量置換動作条件ではこれらのポンプの効率を下げることになる。
【０００６】
車両操作システムでの使用向けに、ある定容量形液圧ポンプ、好ましくはベーン式ポンプが必要であると認識されており、このポンプは、ポンプが改善されたエネルギー効率を有し、同時に十分な液圧動力を提供し、ならびに、追加部品設置の必要性を最小限にしつつポンプ自体に実質一体化される高圧緩和機構を有するものである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明は、実際の弁機構がポンプ自体内に完全に含まれ、弁の電子制御によって液圧システムのライン圧力にさらされる吐出流体の体積を制限することで効率が向上した複式ポート定容量形液圧ポンプを提供することで従来技術に対し代替および優位なるものを示す。
【０００８】
本発明によれば、一対の吐出ポートすなわち第１の吐出ポートおよび第２の吐出ポートが提供される。第１の吐出ポートが、流体をシステム全体にわたって効果的に分配させるための主ラインに接続される吐出口および主吐出流路に流体連通する。例えば低速や高速のポンプ速度動作条件といった全ての動作条件下で、第１吐出ポートおよび主吐出流路内を流れる流体は、高圧ラインを意味する主ラインの作動圧にさらされる。第２吐出ポートは、第１の動作条件下で、ポンプの低圧エリア（例えばリザーバ）に接続された低圧ラインと選択的に流体連通する第２の吐出流路と流体連通し、また、第２の動作条件下で、第１の吐出ポートおよび主吐出流路と選択的に連通する。第１の動作条件は、ポンプ出力がシステム流体需要を超える高速動作条件（例えば、毎分２５００回転を超えるポンプ速度）を含み、第２の動作条件は、システムの需要がポンプの全能力を必要とする低速動作条件を含む。
【０００９】
流量制御弁がポンプ内に設置され、この流量制御弁が、その流体をシステムのサンプまたは低圧リザーバおよび低圧ラインに導くような第２の吐出路によってか、あるいは、その流体を主吐出経路に導いてシステムの高圧ラインにさらすような第３の吐出路によって、第２吐出流路内を流れる流体を導くように動作する。例示的な一実施形態では、流量制御弁は、第２吐出流路内を流れる流体が所定の流量に到達したときに動作するように設計されている電子制御弁を備える。その動作と同時に、第２吐出流路内を流れる全流体が、主吐出流路の高圧ラインの代わりに低圧ラインに導かれる。その結果、システムの高圧側が部分的にまたは完全に低圧ラインに「短絡」され、システムの圧力差が緩和される。
【００１０】
システムの圧力差が緩和される結果、ポンプを駆動するトルクも著しく低くなり、したがって、全流体が主ラインの高い背圧にさらされるわけではないので、かなりの馬力の削減が実現される。実際は、流量制御弁は、ポンプ出力がシステム需要を甚だしく超える高速ポンプ動作条件下（例えば毎秒２５００回転を超える場合）において動作される。ポンプの全能力が必要とされる低速ポンプ動作条件下では、流量制御弁は作動されず、第２吐出流路からの全流体が高圧側に導かれる。
【００１１】
本発明の上述したおよび他の特徴と利点は、以下の詳細な説明、図面および添付の特許請求の範囲をもとに、当業者により認識および理解されるだろう。
【００１２】
【発明の実施の形態】
図１を参照すると、ベーン式ポンプ２０がシステムの高圧側すなわちライン２と流体連通する吐出口８６を有する液圧ステアリング・システムが示されている。高圧ライン２は、動力ステアリング・ユニット３または他の負荷に対する供給を行う。図には動力ステアリング・システムを描いたが、本発明の教示は液圧動力を必要とするいかなるシステムにも当てはまり、また、その点において動力ステアリング・ユニット３はいかなるシステム負荷に置き換えることも可能であるということが、理解されるべきである。流体は、負荷３を出て、リザーバ５と流体連通するシステム低圧側４に入る。低圧ライン４は、ポンプ２０の１つまたは複数の入口６に流れ込む。
【００１３】
ベーン・ポンプ２０は、通常のベーン式ポンプの様式で動作する。楕円形カム４４が設けられ、その内部にはロータ４６が回転可能に取り付けられる。ロータ４６は複数のスロットを有し、それらの内部には複数の径方向ベーン９がスライド可能に取り付けられていて、各ベーン組間の間隔が流体チャンバ６０を画定する。ベーンには、径方向外向きにばねでバイアスをかけることもできるし、単純に遠心力によってその向きに付勢させてもよい。ともかく、ベーン９はカム４４の輪郭に追随するように強制され、これによりベーン間のチャンバ６０が、膨張や収縮をする。流体を低圧ライン４から膨張中のチャンバに引き込むことが可能なようにチャージング・ポートが配置される。収縮中のチャンバから液体を受け取り吐出口８６を経由して高圧ライン２に転送するために、吐出ポートが配置される。連続性と対称性を維持するために、ロータ４６の中心軸のまわりでそれぞれが互いに１８０度の位置になるような２つのチャージング・ポートおよび２つの吐出ポートがあることが望ましい。示された実施形態では、吐出口８６がただ１つであるが、これはそれによって、カムからのそれらの吐出ポートは以下で図３と図５に関しより詳細に説明するようにポンプ内で流体連結されているということを示している、と留意されたい。また、この図面では、低圧ラインが分岐し２つの別々の入口でポンプに入るので、チャージング・ポートがたぶん別々に分かれていて区別可能なものである、ということも明らかである。これは設計選択上の問題である。両方のチャージング・ポートに内部流体連通する単一の取入口をポンプに設けることも同程度容易に可能である。
【００１４】
図１に示した本発明のシステムは、図２に示した通常の先行技術のシステムと比較可能である。ここで、システムの高圧側２に挿入された先行技術の流量制御機構１５が示されている。この外部ユニットは、ポンプ１０が高ＲＰＭで運転されているときに見られるような高作動圧の際にバイパス・ライン１４０によって高圧側２をシステムの低圧側４に「短絡」し、ポンプと負荷をさし渡って（すなわち、高圧側と低圧側の間で）過度の圧力差を防止するように構成される。本発明のバイパス・システムはポンプ２０と統合されるので、バイパス・ライン１４０は、図２と対照される図１内のポンプ２０に直結される。
【００１５】
図３は、図２に示したような通常の従来型のベーン式ポンプの断面図である。ベーン式ポンプは、１０で全体的に示してあり、共通吐出口１６で合流する複式の内部吐出ポートを有するポンプを備える。技術的に知られているように、図示していないカム・リングとロータ内のベーンとが、ポンピング・チャンバを画定する。より詳細には、ロータとリングとどの隣り合う２つのベーンも、単一のポンピング・チャンバを画定する。ロータは、駆動軸１１で駆動される。通常卵形（楕円形）カム・リングの形状のゆえ、ロータの回転およびベーンの動作は、各ポンピング・キャビティの容積をたえず変化させる。ベーンがカム・リングの「上昇」部分を通って動く間、各ポンピング・キャビティの容積は増大し、その結果、流体がポンプのチャージング・ポートを通して引き込まれる。逆に、ベーンがリング輪郭のうちの「下降」部分に移ると、各ポンピング・キャビティの容積は減少する。ポンピング・キャビティ内の容積が減少すると、各ポンピング・キャビティ内の圧力上昇が起こり、その結果、流体がポンプの吐出ポート１２、１４を通ってポンピング・キャビティから押し出される。
【００１６】
図３に表された例示のベーン式ポンプ１０は、第１の吐出ポート１２および第２の吐出ポート１４を含む。この設計では、第１および第２の吐出ポート１２および１４は、共通の吐出口１６に通される。第１および第２の吐出ポート１２および１４からの流体流路は、方向を示す矢印１８で概して示す。この例では、ポンプ１０は、共通の吐出口１６を通して流体を押し出すために必要であり、流体は、システムの背圧に逆らって動く。システム内に見られる背圧のせいで、ポンプ１０が流体をシステム全体にわたって効果的に分配させるためには、ポンプ１０は、流体がシステムの背圧に打ち勝って効果的にシステム全体にわたってするような流量で流体を押し出さなければならない。このタイプのポンプ設計では、第１および第２の吐出ポート１２および１４の両方を通り抜ける流体が、システムの背圧に逆らって動かなければならない。ポンプ１０を使用している運転システムは、その妥当な動作のためにシステム全体を通じて充分量の流体がポンプされるような、このデザイン設計ではポンプ１０が全流体をシステム全体に分配させるような、特定の流体流速を必要とする。知られているように、ポンプのエネルギー消費はユニットを駆動するのに必要なトルク量に関係があり、トルクが上昇するにつれ馬力上昇も同様に続きエネルギー消費が増大する。このタイプのポンプ設計では、より高い動作条件では、特定の流量でシステムまで流体を押し出す観点でポンプ出力は、システム需要を上回る。このようなポンプは、ポンプ速度が上昇するにつれ対応して流量が増大するので、定容量形ポンプと称される。その結果、ポンプ速度が高のとき、流量は不必要に高くしたがって流体の流量がシステムの需要を超える。それゆえポンプ１０は効果的とは言い難い条件で動作している。なぜなら、全吐出流体がシステムの作動ライン圧にさらされるからである。
【００１７】
ポンプによってなされる有効仕事は、システムの高圧側と低圧側の間の圧力差に関係することにも留意されたい。自動車における用途では、高ＲＰＭは多くの場合車両が高速走行していることを示す。しかし高速では、動力ステアリング・システムといった特定のシステムに必要とされる液圧仕事は減少する。高ＲＰＭでは、高圧ラインと低圧ラインの間のそのような余分な圧力差はそれゆえ不必要であり、システムの負担やポンプのトルク増大に打ち勝つために消費されたエネルギーも無駄になる。
【００１８】
図１、図４〜図７を参照すれば、本発明によると、液圧システムのライン圧力にさらされる例えばオイルである吐出流体の体積を制限することで、定容量形複式ポート液圧ポンプが、より効率的になる。換言すれば、高圧側からの吐出流の一部は、ポンプを横断する圧力差を減らすために、低圧側に「短絡」される。より詳細には、本発明は、ピストン・ポンプやベーン式ポンプやギア・ポンプを含め、いくつかの型式のポンプ・アセンブリに組み込むことが可能である。しかし、本発明は、明確化という目的に限って、例示的なベーン式定容量形複式ポート液圧ポンプに関して説明される。言うまでもなく、技術者であれば本発明の高効率複式ポート設計は、例示されたベーン式ポンプに限らずこうした他のポンプ・アセンブリにも組み込み可能と認識するだろう。例示的なベーン式ポンプは、図１、図４、図５では、概して参照番号２０で示す。前述したように、用語「定容量形ポンプ」は、ポンプ速度増大に対応する吐出流体の流量増大が起こるようなポンプのことを意味する。
【００１９】
図４を参照すると、ベーン式ポンプ２０は、一端に大開口２６があり他端に小開口２８があるような内部ハウジング・キャビティ２４を有するポンプ・ハウジング２２を含む。駆動軸３０は、小開口２８を通って延び、開口２８内に固定された軸受５１で回転可能に支持され、また開口２８内に固定された軸封３２に接触する。ポンプ２０が低燃費モードで動作中のときの不安定な条件により生じる曲げ負荷に対処するため、適当なシャフト・サポートをアセンブリ内に配置する。軸封３２は、大気の空気がポンプ２０に入ったりポンプ２０から流体が漏れたりするのを防止する機能を果たす。
【００２０】
概して４０で示され、圧力プレート４２とカム・リング４４とロータ４６と複数ベーン（図示せず）とエンド・カバー４９と推圧プレート５０とを含むベーン・ポンプ・アセンブリが、ハウジング・キャビティ２４内にある。大開口２６をふさぐために、エンド・カバー４９は、環状シール・リング５２およびロッキング・リング５４と協働する。
【００２１】
ロータ４６は、複数ベーンが既知技術同様にスライド可能に配設される複数スロットを含む。複数ベーンは、ロータ４６が駆動軸３０で駆動されるときのロータ４６の回転に従い膨張や収縮をする複数の周辺ポンピング・チャンバ６０を設けるようにカムリング４４の内側表面に接触する。ベーン・アセンブリ４０から押し出される流体を、その流体をシステムの他のコンポーネントに分配するように作用するポンプ２０の出口および吐出流路に効果的に導くために、推圧プレート５０は、これから詳述するような吐出ポーティング・アレンジメントを含む。ベーン・アセンブリ４０のポンピング・チャンバ６０からの吐出流体は、推圧プレート５０を通り過ぎ、第１の吐出ポート８０および第２の吐出ポート８２それぞれに進む。第１の吐出ポート８０および第２の吐出ポート８２は、ポンプ２０内に形成されたポンプ吐出流路口（図４には示さず）に流体連通する。
【００２２】
図５を参照すると、図４からの例示的なポンプ２０の断面図が示されている。図５は、ポンプ２０の複式流体吐出ポート設計を例示している。第１の吐出ポート８０は、吐出流体をシステムの高圧側２に送るように働く吐出口８６に流体連通する。図３で示した従来のポンプ１０においてと同様に、第１の吐出ポート８０は、流体がポンプ動作に応答して流れる主吐出流路９０の一部分である。図５では、第１の吐出ポート８０からの流体が中を流れるものである主吐出経路が、方向を示す矢印９２で示されている。第１の吐出ポート８０がポンプ吐出口８６に直結されているので、この主吐出流路９０は、ポンプの全動作条件下でシステムのライン作動圧にさらされる。言い換えると、低速動作条件下でも高速動作条件下でも、流体がシステム全体に分配されるときに主吐出経路９２によって効果的に流体を分配するためには、ポンプ２０はシステムの高圧側に逆らって動作しなければならない。
【００２３】
本発明によれば、第２吐出ポート８２が部分的に第２吐出経路を画定し、これにより流体はポンプ２０の動作に応答して流れる。例示し図示した実施例では、第２吐出ポート８２が第２吐出流路１１０に流体連通し、第２吐出ポート８２を通って流れている流体は、第２吐出流路１１０におよび電気弁の取入口１２５上に導かれる。電気弁は、流体の流れ先として切替可能な２つの出力ポートを有する。これから詳述するように、この第１切換ポートは、システムの低圧側と流体連通し、第２切換ポートは、第１の吐出ポート８０と流体連通し、これにより、第２吐出流路１１０からの吐出流体が、選択的な動作条件下で吐出出口８６を通って外へ出たり第１の吐出ポート８０から流れる流体に合流したりすることができる。
【００２４】
第２吐出流路１１０は、流量制御弁１２０を含む。流量制御弁１２０は、吐出ポート８２から流れる流体を弁１２０の弁共通ポート１２５内に導くため取り付けられる。この弁によって、流れは、第１弁切換ポートを通り抜けてバイパス・ライン１４０内に行くように導かれるか、あるいは、方向を示す矢印１３０で示された流れ経路に従って第２弁切換ポートを通り抜けて高圧連結管１１４内を通り吐出口８６に抜けそして流れ経路９２に合流するように導かれる。言い換えると、流量制御弁１２０は、第２吐出ポートから流れる流体がシステムの高圧側２に行くか或いはバイパス・ライン１４０を経由して低圧側４に分流されるかを支配する。弁１２０は１つの吐出ポートのみを制御するので、２つの吐出ポート８０および８２が同等と仮定した場合、分流可能な流体流量の最大値は全体の５０％であると留意されたい。
【００２５】
図６および図７を参照すると、流量制御弁１２０は、例えばシステムを流れる流体が所定速度を超えるとき或いはポンプを横断する圧力差が所定レベルを超えるとき或いはポンプや自動車のエンジンが所定のＲＰＭを超えたときのような或いはその他の兆候やそれらの何らかの適当な組み合わせの発生のような、所定の事象発生と同時に起こされるように設計されることが好ましい電子的信号が加えられ次第に作動するように設計された適当な弁をいくつ含むことも可能である。そのような条件の検出は当技術分野で公知のセンサおよび回路で行うことができる。図６を参照すると、好ましい制御弁１２０は、アクチュエータ１２１およびアクチュエータ１２１を制御するための電気信号を受け取るための入力端子１２２を有する。また、少なくとも１つの共通ポート１２５と２つの切換ポート、第１切換ポート１２３および第２切換ポート１２４が設けられている。アクチュエータが第１条件にあるとき、第１切換ポート１２３が共通ポート１２５に流体連通する。アクチュエータが第２条件にあるとき、第２切換ポート１２４が共通ポート１２５に流体連通する。好ましい実施形態では、アクチュエータ１２１は、流体の流れが全て一方の切換ポートを通されるかそうでなければ残りのポートを通されるように第１の条件と第２の条件のみを有するソレノイド式のアクチュエータである。これは最も単純な実施形態であり、おそらく最も高信頼性かつ安価であろう。他の一実施形態では、アクチュエータは、アクチュエータが第１の条件と第２の条件の間で動くときに流体の流れが２つの切換ポート間で分割されるような電動モータ式アクチュエータである。したがって、流体流れの全体は、両方の切換ポートを通って流れる比率の和が合計１００％となる限り、２つの切換ポート間でいかなる比率で分け合われることも可能である。この実施形態は、システムの圧力および性能についての制御性が最高になるが、比較的高価で故障しやすいとも言える。
【００２６】
図７を参照すると、流量制御弁１２０は、第２吐出流路１１０内を流れる流体が所定の流量になったときに動作するように設計された電子的に制御される弁を備える。その事象に先立ってアクチュエータ１２１が第１条件にあるので、第２吐出ポート８２（この図に図示せず）からの流体は、弁共通ポート１２５に入りそれから流れ矢印１３０で示したように第２弁切換ポート１２４を通り抜ける。この状態では、ポンプは、図３に表されたようないかなる先行技術の複式ポート・ポンプと同様にも機能する。
【００２７】
流量制御弁１２０を第２条件へ駆動すると、弁を通って流れる流体は、システムの低圧側に流体連通するバイパス・ライン１４０に分流される。弁の入力端子１２２に制御線を装着するためにケーブル管１２６が設けられる。
【００２８】
流体の流れがシステムの低圧側に分流または「短絡」する結果、ポンプを横切る（すなわち、システムの低圧側と高圧側の間の）圧力差が軽減される。その軽減の度合いは、完全に設計者のコントロール下にある流体の分流比率に依存する。圧力低下の結果、ポンプ２０を駆動するのに必要とされるトルクは著しく減らされ、所要馬力の削減が大いに達成され、効率改善および安い運転コストや修理コストが実現される。また、動作温度や騒音の低減ととも自動車の燃費節約も実現される。
【００２９】
弁の制御を電子的に行うので、システムの設計者は、どのような第１セットの動作条件によって弁を第１条件にしておきどのような第２セットの動作条件によって弁を第２条件に向けて切り替わるようにトリガーするのかを決定するにあたり大きな自由度を持つ。その切換は、例えば、高圧側と低圧側の間の過度の圧力差や高すぎるポンプ回転速度（ＲＰＭ）或いは高速過ぎる流体流れ、といったような動作条件に応答して行うことが可能である。設計者は、第１条件から第２条件へ変化が円滑に且つ連続的に起こるように連続的な弁を選択することも可能である。したがって設計者は、システムについて非常に細かく采配を有し、システムの動作条件の変更に応じた調整を非常に的確に行うことが可能である。
【００３０】
当業者が本明細書に示した好ましい実施形態について特許請求の範囲の意図および趣旨の範囲内で変更を行うことが可能だと理解されたい。本発明は、その詳細な一実施形態について説明を行われたが、それによって限定されることを意図したものではなく、本発明を広く特許請求の範囲の意図および精神内で保護するように解釈される。
【図面の簡単な説明】
【図１】
本発明の例示的な液圧システム、この場合液圧ステアリング・システムの略図である。
【図２】
ここでは複式出力ポンプとともに示した、通常の先行技術の液圧ステアリング・システムの略図である。
【図３】
ポンプの吐出ポートの設計を例示した、従来型の単式出力ポンプの断面図である。
【図４】
本発明に従った例示的なベーン式ポンプの断面立面図である。
【図５】
図４の線５−５に沿った断面図である。
【図６】
例示的な電子弁の前部平面図および側面透視図である。
【図７】
ポンプ内に装着された図６の例示的な流量制御弁の側断面図である。
【国際公開パンフレット】
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【国際調査報告】
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