(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハウジングと、
このハウジングに軸方向変位可能に挿入されるスプールと、
そのスプールの外周とハウジングの内周との間にスプールの軸方向変位に伴い開度が変化するように形成される複数の絞り部と、
一つの流体流れを分流して各絞り部に分配する流路とを備え、
そのスプールは軸方向に振動可能とされると共に筒状であって内周孔を有するものとされ、
そのスプールの外周に、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面と、そのスプールを軸方向他方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面とが、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなる面積で形成され、
両絞り部の下流それぞれにおいて、そのスプールの周壁に通孔が形成され、
一方の絞り部を通過した圧油は、この一方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、他方の絞り部を通過した圧油は、この他方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、
そのスプールの上端に開放口が形成され、その開放口から前記内周孔は前記タンクに通じるものとされ、
そのスプールに、そのスプールの下方空間と前記内周孔とを連絡する流路が形成され、前記ハウジングに、そのスプールの下方空間に通じるドレン流路が形成されている可変絞り弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、スプールの軸方向変位に伴い開度が変化する絞り部を備える可変絞り弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１２の（１）に示す可変絞り弁１０１は、ハウジング１０２と、このハウジング１０２に軸方向変位可能に挿入されるスプール１０３とを備える。そのスプール１０３の外周に形成される周溝１０３ａとハウジング１０２の内周に形成される周溝１０２ａとの間が、スプール１０３の軸方向変位に伴い開度が変化する絞り部１０４とされている。そのスプール１０３の周溝１０３ａの内側面は軸方向に対し傾斜され、その内側面の一方が絞り部１０４における受圧面１０３ａ′とされている。そのハウジング１０２の内周の周溝１０２ａを高圧側に接続する流路１０５と、そのスプール１０３の外周の周溝１０３ａを低圧側に接続する流路１０６とが、そのハウジング１０２に形成されている。これにより、その高圧側から可変絞り弁１０１に流入する流体は絞り部１０４において絞られて低圧側に流出する。そのスプール１０３を軸方向変位させる電磁力を制御装置１０７からの電磁力発生信号に応じ発生するソレノイド１０８と、その電磁力に釣り合う弾性力をスプール１０３に作用させるバネ１０９とが設けられている。その絞り部１０４の開度をソレノイド１０８が発生する電磁力により制御することで、流体の圧力制御がなされる。その制御装置１０７からソレノイド１０８に送られる電磁力発生信号はスプール１０３を微小振動させるためのディザを含み、静摩擦を防止してスプール１０３の動きの円滑化を図っている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の可変絞り弁１０１では、絞り部１０４において高い流動音が発生し、静粛性を得るための対策が必要とされている。
【０００４】
また、上記従来の可変絞り弁１０１においては、スプール１０３に作用する電磁力とバネ１０９の弾性力と流体圧力に基づくスプール１０３の推力とが釣り合った状態では、スプール１０３は振動可能な状態にある。この場合において、絞り部１０４に流入する流体に圧力変動があるとスプール１０３が自励振動し、流体を適正に圧力制御できないおそれがあることが判明した。すなわち、図１２の（２）に示すように、スプール１０３の最大外径をＤ、絞り部１０４において流路面積が最小となる部分におけるスプール１０３の受圧面１０３ａ′でのスプール外径をｄ、絞り部１０４の上流側流体圧力の変動分をΔＰとすると、その圧力変動分ΔＰに基づいてスプール１０３を軸方向一方（図において下方）に変位させる推力Ｆは以下の式で表される。
【０００５】
Ｆ＝（Ｄ2 −ｄ2 ）×π×ΔＰ／４
【０００６】
よって、流体圧力が大きくなると、推力Ｆが増加してスプール１０３が図において下方に変位する。すると、絞り部１０４の流路面積が大きくなってΔＰが小さくなるため推力Ｆが低下し、スプール１０３が図において上方に変位する。すると、絞り部１０４の流路面積が小さくなってΔＰが大きくなるため推力Ｆが増加し、スプール１０３が下方に変位する。これが繰り返されることでスプール１０３の自励振動が発生し、適正な流体の圧力制御ができなくなる。特に、その自励振動の振動数がディザによるスプール１０３の振動数と一致する場合、振幅が大きくなってしまう。
【０００７】
本発明は、上記課題を解決することのできる可変絞り弁を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明の可変絞り弁は、ハウジングと、このハウジングに軸方向変位可能に挿入されるスプールと、そのスプールの外周とハウジングの内周との間にスプールの軸方向変位に伴い開度が変化するように形成される複数の絞り部と、一つの流体流れを分流して各絞り部に分配する流路とを備え、そのスプールは軸方向に振動可能とされると共に筒状であって内周孔を有するものとされ、そのスプールの外周に、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面と、そのスプールを軸方向他方に変位させる推力が発生するように各絞り部の上流に配置される流体圧力を受ける受圧面とが、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなる面積で形成され、両絞り部の下流それぞれにおいて、そのスプールの周壁に通孔が形成され、一方の絞り部を通過した圧油は、この一方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、他方の絞り部を通過した圧油は、この他方の絞り部の下流に形成された前記通孔を介して前記内周孔からタンクに至るものとされ、そのスプールの上端に開放口が形成され、その開放口から前記内周孔は前記タンクに通じるものとされ、そのスプールに、そのスプールの下方空間と前記内周孔とを連絡する流路が形成され、前記ハウジングに、そのスプールの下方空間に通じるドレン流路が形成されている。
【０００９】
【作用】
本発明は、絞り部における流動音は、その絞り部における単位ぬれ口長さ（すなわち絞り部におけるスプール外周及びハウジング内周の単位長さ）あたりの流量を少なくすることにより低減されることに着目したことに基づく。その単位ぬれ口長さあたりの流量は、スプールの外径とハウジングの内径を大きくすることでも少なくできるが、その場合は可変絞り弁が大型化してしまう。これに対し本発明の可変絞り弁によれば、スプールの外周とハウジングの内周との間に形成される複数の絞り部において、一つの流れから分配された流体を絞ることができるので、スプールの外径とハウジングの内径を大きくすることなく、絞り部における単位ぬれ口長さあたりの流量を少なくすることができる。
【００１０】
また、スプールが軸方向に振動可能とされる場合に、そのスプールの外周に各絞り部の上流側圧力を受ける受圧面を、そのスプールを軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなるように形成することで、流体圧力の変動があってもスプールが自励振動するのを防止できる。
【００１１】
【実施例】
以下、図１〜図８を参照して第１実施例を説明する。
【００１２】
図１に示すラックピニオン式油圧パワーステアリング装置１は、車両のハンドル（図示省略）に連結される入力軸２と、この入力軸２にトーションバー６を介し連結される出力軸３を備えている。そのトーションバー６は、ピン４により入力軸２に連結され、セレーション５により出力軸３に連結されている。その入力軸２は、ベアリング８を介しバルブハウジング７により支持され、また、ベアリング１２を介し出力軸３により支持されている。その出力軸３はベアリング１０、１１を介しラックハウジング９により支持されている。その出力軸３にピニオン１５が形成され、このピニオン１５に噛み合うラック１６に操舵用車輪（図示省略）が連結される。これにより、操舵による入力軸２の回転は、トーションバー６を介してピニオン１５に伝達され、このピニオン１５の回転によりラック１６は車両幅方向に移動し、このラック１６の移動により車両の操舵がなされる。なお、入出力軸２、３とハウジング７との間にはオイルシール４２、４３が介在する。また、ラック１６を支持するサポートヨーク４０がバネ４１の弾性力によりラック１６に押し付けられている。
【００１３】
操舵補助力発生用油圧アクチュエータとして油圧シリンダ２０が設けられている。この油圧シリンダ２０は、ラックハウジング９により構成されるシリンダチューブと、ラック１６に一体化されるピストン２１を備えている。そのピストン２１により仕切られる油室２２、２３に操舵方向と操舵抵抗に応じて圧油を供給するため、ロータリー式油圧制御弁３０が設けられている。
【００１４】
その制御弁３０は、バルブハウジング７に相対回転可能に挿入されている筒状の第１バルブ部材３１と、この第１バルブ部材３１に同軸中心に相対回転可能に挿入されている第２バルブ部材３２とを備えている。その第１バルブ部材３１は出力軸３にピン２９により同行回転するよう連結されている。その第２バルブ部材３２は入力軸２と一体的に成形されている。すなわち入力軸２の外周部により第２バルブ部材３２が構成され、第２バルブ部材３２は入力軸２と同行回転する。よって、第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２は、操舵抵抗に応じ前記トーションバー６がねじれることで同軸中心に相対回転する。
【００１５】
そのバルブハウジング７に、ポンプ７０に接続される入口ポート３４と、前記油圧シリンダ２０の一方の油室２２に接続される第１ポート３７と、他方の油室２３に接続される第２ポート３８と、直接にタンク７１に接続される第１出口ポート３６と、後述の可変絞り弁６０を介しタンク７１に接続される第２出口ポート６１とが設けられている。各ポート３４、３６、３７、３８、６１は、その第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２との内外周間の弁間流路２７を介し互いに接続されている。
【００１６】
すなわち、図３、図４に示すように、第１バルブ部材３１の内周に８ケの凹部５０ａ、５０ｂ、５０ｃが周方向に関し互いに等間隔に形成され、第２バルブ部材３２の外周に８ケの凹部５１ａ、５１ｂ、５１ｃが周方向に関し互いに等間隔に形成されている。図４は実線により第２バルブ部材３２の展開図を示し、鎖線により第１バルブ部材３１に形成された凹部５０ａ、５０ｂ、５０ｃを示す。第１バルブ部材３１に形成された凹部５０ａ、５０ｂ、５０ｃの間に第２バルブ部材３２に形成された凹部５１ａ、５１ｂ、５１ｃが位置する。
【００１７】
その第１バルブ部材３１に形成された凹部は、２ケの右操舵用凹部５０ａと、２ケの左操舵用凹部５０ｂと、４ケの連絡用凹部５０ｃとを構成する。その２ケの右操舵用凹部５０ａは、第１バルブ部材３１に形成された流路５３と前記第１ポート３７とを介し油圧シリンダ２０の右操舵補助力発生用油室２２に接続され、互いに周方向に１８０°離れて配置される。その２ケの左操舵用凹部５０ｂは、第１バルブ部材３１に形成された流路５４と前記第２ポート３８とを介し油圧シリンダ２０の左操舵補助力発生用油室２３に接続され、互いに周方向に１８０°離れて配置される。
【００１８】
その第２バルブ部材３２に形成された凹部は、４ケの圧油供給用凹部５１ａと、２ケの第１圧油排出用凹部５１ｂと、２ケの第２圧油排出用凹部５１ｃとを構成する。その４ケの圧油供給用凹部５１ａは、第１バルブ部材３１に形成された圧油供給路５５と前記入口ポート３４とを介しポンプ７０に接続され、互いに周方向に９０°離れて配置される。その２ケの第１圧油排出用凹部５１ｂは、入力軸２に形成された流路５２ａから入力軸２とトーションバー６との間を通り、入力軸２に形成された流路５２ｂ（図１参照）と第１出口ポート３６とを介しタンク７１に接続され、互いに周方向に１８０°離れて配置される。その２ケの第２圧油排出用凹部５１ｃは、第１バルブ部材３１に形成された流路５９と第２出口ポート６１とを介し可変絞り弁６０に接続され、互いに周方向に１８０°離れて配置されている。
【００１９】
各第１圧油排出用凹部５１ｂは右操舵用凹部５０ａと左操舵用凹部５０ｂの間に配置され、各第２圧油排出用凹部５１ｃは連絡用凹部５０ｃの間に配置され、右操舵用凹部５０ａと連絡用凹部５０ｃとの間および左操舵用凹部５０ｂと連絡用凹部５０ｃとの間に圧油供給用凹部５１ａは配置される。
【００２０】
その第１バルブ部材３１に形成された凹部５０ａ、５０ｂ、５０ｃの軸方向に沿う縁と第２バルブ部材３２に形成された凹部５１ａ、５１ｂ、５１ｃの軸方向に沿う縁との間が絞り部Ａ、Ａ′、Ｂ、Ｂ′、Ｃ、Ｃ′、Ｄ、Ｄ′を構成する。これにより、各絞り部Ａ、Ａ′、Ｂ、Ｂ′、Ｃ、Ｃ′、Ｄ、Ｄ′はポンプ７０とタンク７１と油圧シリンダ２０とを接続する油路２７に配置されている。
【００２１】
図５に示すように、その第２バルブ部材３２に形成された凹部５１ａ、５１ｂ、５１ｃの軸方向に沿う縁は面取り部とされている。その連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′における第２圧油排出用凹部５１ｃの軸方向に沿う縁（図３において△で囲む）の面取り部の幅をＷ、圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′における圧油供給用凹部５１ａの軸方向に沿う縁（図３において□で囲む）の面取り部の幅をＷ′、その他の第２バルブ部材３２に形成された凹部の軸方向に沿う縁（図３において○で囲む）の面取り部の幅をＷ″として、図４、図５に示すように、Ｗ＞Ｗ′＞Ｗ″とされている。操舵抵抗のない状態（図４、図５の状態）にある各絞り部Ａ、Ａ′、Ｂ、Ｂ′、Ｃ、Ｃ′、Ｄ、Ｄ′を全閉するのに要する両バルブ部材３１、３２の相対回転角度（以下、「閉鎖角度」という）を互いに比較すると、連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′の閉鎖角度θｒは圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′の閉鎖角度θｓよりも大きく、両閉鎖角度θｒ、θｓは、他の各絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの閉鎖角度θｔよりも大きい。これにより、第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２との間の各絞り部は、複数の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄからなる第１の組と、第１の組に属する各絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄよりも閉鎖角度の大きな複数の絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′からなる第２の組とに組分けされる。また、第２の組に属する絞り部は、圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′と、この絞り部Ａ′、Ｃ′よりも閉鎖角度の大きな連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′の２種類とされる。
【００２２】
その入力軸２と出力軸３は、路面から操舵用車輪を介し伝達される抵抗によるトーションバー６のねじれによって相対回転する。その相対回転により第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２とが相対回転することで、各絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積が変化し、油圧シリンダ２０が操舵方向と操舵抵抗に応じた操舵補助力を発生する。
【００２３】
すなわち、図４は操舵が行なわれていない状態を示し、両バルブ部材３１、３２の間の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′は全て開かれ、入口ポート３４と各出口ポート３６、６１とは弁間流路２７を介し連通し、ポンプ７０から制御バルブ３０に流入する油はタンク７１に還流し、操舵補助力は発生しない。
【００２４】
この状態から右方へ操舵することによって生じる操舵抵抗により両バルブ部材３１、３２が相対回転すると、図３に示すように、圧油供給用凹部５１ａと右操舵用凹部５０ａとの間の絞り部Ａおよび左操舵用凹部５０ｂに隣接する圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′の流路面積が大きくなり、右操舵用凹部５０ａと第１圧油排出用凹部５１ｂとの間の絞り部Ｂおよび左操舵用凹部５０ｂに隣接する圧油供給用凹部５１ａに隣接する連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′の流路面積が小さくなり、圧油供給用凹部５１ａと左操舵用凹部５０ｂとの間の絞り部Ｃおよび右操舵用凹部５０ａに隣接する圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ｃ′の流路面積が小さくなり、左操舵用凹部５０ｂと第１圧油排出用凹部５１ｂとの間の絞り部Ｄおよび右操舵用凹部５０ａに隣接する圧油供給用凹部５１ａに隣接する連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｄ′の流路面積が大きくなる。これにより、図中矢印で示す圧油の流れにより油圧シリンダ２０の右操舵補助力発生用油室２２に操舵方向と操舵抵抗に応じた圧力の圧油が供給され、また、左操舵補助力発生用油室２３からタンク７１に油が還流し、車両の右方への操向補助力が油圧シリンダ２０からラック１６に作用する。
【００２５】
左方へ操舵すると第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２とが右方に操舵した場合と逆方向に相対回転し、絞り部Ａ、Ａ′の流路面積が小さくなり、絞り部Ｂ、Ｂ′の流路面積が大きくなり、絞り部Ｃ、Ｃ′の流路面積が大きくなり、絞り部Ｄ、Ｄ′の流路面積が小さくなるので、車両の左方への操舵補助力が油圧シリンダ２０からラック１６に作用する。
【００２６】
図１に示すように、その第２出口ポート６１に連通する可変絞り弁６０は、バルブハウジング７に形成された挿入孔６６に図中上下方向に変位可能に挿入された筒状のスプール６２を有する。その挿入孔６６の各端はプラグ６８ａ、６８ｂにより閉鎖され、一方のプラグ６８ａにねじ込まれたバネ圧調節ネジ７９とスプール６２の上端との間に圧縮コイルバネ６９が挿入されている。そのスプール６２に電磁力を作用させるソレノイド６４と、このソレノイド６４の電磁力を車速に応じ制御する車速センサを有するコントローラ６３が設けられている。これにより、高速になるとスプール６２に作用する電磁力が小さくなりスプール６２は図中下方に変位し、低速になるとスプール６２に作用する電磁力が大きくなりスプール６２は図中上方に変位する。そのスプール６２に作用する電磁力とバネ６９の弾性力とが釣り合った状態で、スプール６２は軸方向に振動可能な状態になる。なお、そのコントローラ６３からソレノイド６４に送られる電磁力発生信号はスプール６２を微小振動させるためのディザを含み、静摩擦を防止してスプール６２の動きの円滑化を図っている。
【００２７】
そのスプール６２の外周に軸方向に間隔をおいて第１周溝６２ａと第２周溝６２ｂが形成され、その挿入孔６６の内周に軸方向に間隔をおいて第３周溝６６ａと第４周溝６６ｂが形成され、その第３周溝６６ａは第１周溝６２ａと第２周溝６２ｂとの軸方向間に配置され、第４周溝６６ｂは第２周溝６２ｂの図中下方に配置されている。図８に示すように、その第１周溝６２ａと第３周溝６６ａとの間が第１絞り部６７ａとされ、その第２周溝６２ｂと第４周溝６６ｂとの間が第２絞り部６７ｂとされている。この可変絞り弁６０自身の絞り部である第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの開度は、高速になってスプール６２が図中下方に変位すると大きくなり、低速になってスプール６２が上方に変位すると小さくなる。また、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂとは同一形状とされ、スプール６２の位置に拘らず開度は等しくされている。その第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの流路面積の和の最大値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の最大値（両バルブ部材３１、３２の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最大値であり、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の全流路面積の最大値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の全流路面積の最大値をいう。以下「全流路面積の最大値」という場合は同旨）以上、若しくは絞り機能を奏さなくなるまで大きくされ、その最小値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の最小値（両バルブ部材３１、３２の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最小値であり、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の全流路面積の最小値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の全流路面積の最小値をいい、全閉状態を含む。以下「全流路面積の最小値」という場合は同旨）以下とされる。
【００２８】
その可変絞り弁６０の第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂとの軸方向間において、スプール６２の外周とバルブハウジング７の内周との間は第２周溝６２ｂと第３周溝６６ａとから構成される圧油導入用流路７２とされている。この圧油導入用流路７２はバルブハウジング７に形成される連絡流路５８を介し前記第２出口ポート６１に接続されている。これにより、可変絞り弁６０の第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂは高圧側に接続され、ポンプ７０から供給される圧油は前記弁間流路２７および第２出口ポート６１から連絡流路５８に導かれ、この連絡流路５８における一つの圧油流れは図８において矢印で示すように圧油導入用流路７２において分流され、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂとに分配される。
【００２９】
その第１絞り部６７ａの下流側においてスプール６２の内周孔７５と第１周溝６２ａとを連絡する通孔６２ｃと、その第２絞り部６７ｂの下流側においてスプール６２の内周孔７５と第４周溝６６ｂとを連絡する通孔６２ｄとが形成され、そのスプール６２の内周孔７５は、図１に示すように、そのスプール６２の上方空間と前記第１出口ポート３６とを連絡するバルブハウジング７に形成された流路７６を介しタンク７１に通じる。これにより、可変絞り弁６０の第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂは低圧側に接続され、図２に示す油圧回路が構成され、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′とタンク７１との間の油路の流路面積が、車速に応じた可変絞り弁６０の作動により変化する。なお、スプール６２の下方空間と内周孔７５とを連絡する流路７８がスプール６２に形成され、そのスプール６２の下方空間と前記ロータリー式油圧制御弁３０の下方空間とを連絡するドレン流路７７がバルブハウジング７に形成されている。
【００３０】
図８に示すように、その可変絞り弁６０の第１周溝６２ａの一方の内側面は軸方向に対し傾斜され、その傾斜面により第１絞り部６７ａの上流側における油圧を受ける第１受圧面６７ａ′が構成され、また、第２周溝６２ｂの一方の内側面は軸方向に対し傾斜され、その傾斜面により第２絞り部６７ｂの上流側における油圧を受ける第２受圧面６７ｂ′が構成され、両受圧面６７ａ′、６７ｂ′は同一形状とされている。これにより、油圧の変動があっても、その油圧変動によりスプール６２を軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくされる。すなわち、スプール６２の最大外径をＤ、第１絞り部６７ａにおいて流路面積が最小となる部分における第１受圧面６７ａ′と第２絞り部６７ｂにおいて流路面積が最小となる部分における第２受圧面６７ｂ′とでのスプール外径をｄ１、第２周溝６２ｂの底面６２ｂ′におけるスプール外径をｄ２、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの上流側流体圧力の変動分をΔＰとすると、その圧力変動分ΔＰに基づいてスプール６２を軸方向一方（図において下方）に変位させる第１受圧面６７ａ′における推力Ｆ１と第２受圧面６７ｂ′における推力Ｆ２はそれぞれ以下の式で表される。
【００３１】
Ｆ１＝（Ｄ2 −ｄ１2 ）×π×ΔＰ／４
Ｆ２＝（ｄ１2 −ｄ２2 ）×π×ΔＰ／４
【００３２】
また、スプール６２の第２周溝６２ｂの他方の内側面６２ｂ″にも第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの上流側流体圧力の変動分ΔＰが作用し、その圧力変動分ΔＰに基づいてスプール６２を軸方向他方（図において上方）に変位させる推力が発生する。その推力Ｆ３は以下の式で表される。
【００３３】
Ｆ３＝（Ｄ2 −ｄ２2 ）×π×ΔＰ／４
【００３４】
すなわち、スプール６２を軸方向一方に変位させる推力（Ｆ１＋Ｆ２）と他方に変位させる推力Ｆ３とは等しくされている。
【００３５】
図７において、実線Ｘは両バルブ部材３１、３２の相対回転角に対する第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面積の変化特性を示す。１点鎖線Ｕはその相対回転角に対する第２の組に属する連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′の流路面積の変化特性を示す。１点鎖線Ｖはその相対回転角に対する第２の組に属する圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′の流路面積の変化特性を示す。実線Ｙはその相対回転角に対する第２の組に属する全ての絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積の合成した変化特性を示す。破線Ｒは可変絞り弁６０により設定される自身の絞り部６７ａ、６７ｂの中速走行時における流路面積を示す。
【００３６】
上記構成によれば、低速走行時においては、スプール６２は図１において上方に変位し、このスプール６２の変位により可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂは全閉状態になるので、油圧シリンダ２０に作用する油圧は、第１の組の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面積の変化特性線Ｘに応じ制御される。よって、図６において一点鎖線で示すように、操舵入力トルクが小さく両バルブ部材３１、３２の相対回転角が小さくても、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面積を小さくし、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合を大きくし、低速走行時における操舵の高応答性を満足させることができる。
【００３７】
高速走行時においては、スプール６２は図１において下方に変位し、このスプール６２の変位により可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の最大値以上になるので、油圧シリンダ２０に作用する油圧は、第２の組の絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積の変化特性線Ｙ及び第１の組の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面積の変化特性線Ｘの合成特性に応じ制御される。よって、図６において実線で示すように、操舵入力トルクを大きくして両バルブ部材３１、３２の相対回転角を大きくしない限り、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積は小さくなることなく大きく保持され、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合は小さいので、高速走行時における操舵の安定性を満足させることができる。
【００３８】
中速走行時においては、スプール６２の変位により可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の最小値よりも大きく最大値よりも小さくなる。これにより、図７に示すように、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが最小値（本実施例では全閉状態）になるまでの間（図７において両バルブ部材の相対回転角がθａになるまでの間）は、その第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの全流路面積の変化特性線Ｘに絞り部６７の流路面積の特性線Ｒを合成した特性に応じた操舵補助力が付与される。第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが全閉状態になった時点から、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積が可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積よりも小さくなるまでの間（図７において両バルブ部材の相対回転角がθａとθｂとの間）では、操舵補助力は絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積により定まる一定値になる。しかる後に、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積が可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積よりも小さくなると、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の変化特性線Ｙに応じた操舵補助力が付与される。
【００３９】
その第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが全閉状態になった後に、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積が可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積よりも小さくなるまでの間（θａ〜θｂの間）は、その第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′が全閉状態になる点と、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが全閉状態になる点との差（θｃ−θａ）を小さくすることなく、小さくされている。すなわち、仮に、第２の組に属する圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′が、連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′と同様に図中１点鎖線Ｕで示す相対回転角に対する流路面積変化特性を有すると仮定すると、相対回転角に対する第２の組に属する全ての絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の全流路面積の合成変化特性は、図７において２点鎖線Ｍで示すものになる。そうすると、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積が可変絞り弁６０の自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積よりも小さくなるまでの間（両バルブ部材の相対回転角がθａとθｄとの間）は大きくなるので、図６において２点鎖線で示すように、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域Ｌが大きくなる。これに対し、上記第１実施例では、第２の組に属する圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′の閉鎖角度θｓは、連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′の閉鎖角度θｒよりも小さいので、中速走行時において操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域を小さくできる。しかも、圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′が全閉状態になる点（図７において両バルブ部材の相対回転角がθｅの点）では、連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′は未だ閉じていないので、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できる領域は大きくなる。
【００４０】
上記可変絞り弁６０によれば、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂにおいて一つの流れから分配された圧油を絞ることができるので、単一の絞り部において圧油を絞る従来の可変絞り弁に比べ、単位ぬれ口長さあたりの流量を少なくすることができる。これによって、絞り部６７ａ、６７ｂにおいて発生する流動音を低減できる。また、スプール６２の外周に各絞り部６７ａ、６７ｂの上流側圧力を受ける受圧面６７ａ′、６７ｂ′を、そのスプール６２を軸方向一方に変位させる推力と他方に変位させる推力とが等しくなるように形成することで、油圧の変動があってもスプール６２の自励振動を防止でき、操舵補助力を発生させるための油圧を適正に制御することができる。
【００４１】
さらに、上記第１実施例によれば、車速等の運転条件に応じ自身の絞り部６７ａ、６７ｂの流路面積を変化させる可変絞り弁６０を、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′とタンク７１との間の油路に設けることで、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′が設けられている油路における油圧と、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが設けられている油路における油圧との差が大きくなることはないので、第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２が横断面が楕円形状に変形するのを防止できる。この場合に、第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２に形成する凹部はそれぞれ８ケでよい。これにより、作動不良を防止し、加工コストを低減し、バルブ部材３１、３２の径と軸方向寸法を小さくして装置を小型化できる。また、４つの圧油供給用凹部５１ａと各２つの左右操舵用凹部５０ａ、５０ｂとを等間隔に配置し、圧油供給用凹部５１ａを左操舵用凹部５０ｂおよび右操舵用凹部５０ａに隣接して配置することで、操舵補助力発生用の高圧油を第１バルブ部材３１と第２バルブ部材３２とに周方向に等間隔に離れた２位置から作用させることができる。これにより、第２バルブ部材３２が第１バルブ部材３１に偏った油圧の作用により押し付けられるのを防止でき、両バルブ部材３１、３２のこじれによる作動不良を防止できる。さらに、圧油供給用凹部５１ａと連絡用凹部５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′が全閉状態になる点（図７において両バルブ部材の相対回転角がθｅの時点）では、連絡用凹部５０ｃと第２圧油排出用凹部５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′は未だ閉じていないので、圧油の流量が急激に変化することはなく、圧油の流動音を低減することができる。
【００４２】
図９は第２実施例の可変絞り弁６０′を示し、上記第１実施例と対応する部分は同一符号で示す。上記第１実施例との相違は、まず、第１周溝６２ａが第３周溝６６ａと第４周溝６６ｂとの軸方向間に配置され、第２周溝６２ｂが第４周溝６６ｂの図中下方に配置される。また、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの開度は、高速になってスプール６２が図中上方に変位すると大きくなり、低速になってスプール６２が下方に変位すると小さくなる。また、連絡流路５８を介し第２出口ポート６１に接続される圧油導入用流路７２は、第１周溝６２ａと第４周溝６６ｂとから構成されている。その第１絞り部６７ａの下流側においてスプール６２の内周孔７５は通孔６２ｃを介し第３周溝６６ａに連絡され、その第２絞り部６７ｂの下流側においてスプール６２の内周孔７５は通孔６２ｄを介し第２周溝６２ｂに連絡される。また、スプール６２の最大外径をＤ、第１絞り部６７ａにおいて流路面積が最小となる部分における第１受圧面６７ａ′と第２絞り部６７ｂにおいて流路面積が最小となる部分における第２受圧面６７ｂ′とでのスプール外径をｄ１、第１周溝６２ａの底面６２ａ′におけるスプール外径をｄ２、第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの上流側流体圧力の変動分をΔＰとすると、その圧力変動分ΔＰに基づいてスプール６２を軸方向一方（図において上方）に変位させる第１受圧面６７ａ′における推力Ｆ１と第２受圧面６７ｂ′における推力Ｆ２はそれぞれ以下の式で表される。
【００４３】
Ｆ１＝（ｄ１2 −ｄ２2 ）×π×ΔＰ／４
Ｆ２＝（Ｄ2 −ｄ１2 ）×π×ΔＰ／４
【００４４】
また、スプール６２の第１周溝６２ａの他方の内側面６２ａ″に第１絞り部６７ａと第２絞り部６７ｂの上流側流体圧力の変動分ΔＰが作用し、その圧力変動分ΔＰに基づいてスプール６２を軸方向他方（図において下方）に変位させる推力が発生する。その推力Ｆ３は以下の式で表される。
【００４５】
Ｆ３＝（Ｄ2 −ｄ２2 ）×π×ΔＰ／４
【００４６】
すなわち、この変形例においてもスプール６２を軸方向一方に変位させる推力（Ｆ１＋Ｆ２）と他方に変位させる推力Ｆ３とは等しくされている。他の構成は上記第１実施例と同様で、第１実施例と同様の効果を奏することができる。
【００４７】
図１０、図１１は第３実施例の可変絞り弁６０″を示し、上記第１実施例と対応する部分は同一符号で示す。上記第１実施例との相違は、まず、スプール６２をソレノイドではなくステッピングモータ８０により変位させる点にある。そのステッピングモータ８０は減速機構を介しバルブハウジング７に取り付けられている。すなわち、そのステッピングモータ８０の出力軸に取り付けられるピニオンギヤ８１に第１減速ギヤ８２が噛み合い、その第１減速ギヤ８２と一体かつ同心の第２減速ギヤ８３に第３減速ギヤ８４が噛み合う。その第３減速ギヤ８４に、回転中心から偏心した位置においてピン８５が取り付けられている。そのピン８５は、バルブハウジング７に形成された通孔８６を介しバルブハウジング７の内部に挿入され、スプール６２の外周に形成された周溝８７に嵌合されている。その通孔８６は、第３減速ギヤ８４の回転によるピン８５の動きを許容する大きさとされている。これにより、ステッピングモータ８０の回転によりピン８５は第３減速ギヤ８４の回転中心まわりの円弧軌跡上を変位し、この変位によりスプール６２はバネ８８の弾性力に抗し軸方向変位する。またステッピングモータ８０は制御装置９０により車速に応じ制御され、車速に応じたステップ信号の数に対応する角度だけステッピングモータ８０の出力軸は回転し、その回転によりスプール６２が軸方向に変位する。また、スプール６２はステッピングモータ８０により変位させられることから振動することはない。また、バネ圧調節ネジ７９は設けられていない。他の構成は第１実施例と同様で、スプール６２の自励振動防止効果は必要がないので奏することはないが、それ以外は第１実施例と同様の効果を奏することができる。
【００４８】
なお、本発明は上記各実施例に限定されるものではない。例えば、上記実施例では本発明をラックピニオン式油圧パワーステアリング装置に適用したが、例えばボールスクリュー式油圧パワーステアリング装置にも適用することができ、また、パワーステアリング装置以外の油圧装置にも適用できる。また、上記実施例では可変絞り弁の開度を車速に応じ変化させたが、例えば操舵角のような他の条件に応じ変化させてもよい。また、上記実施例では可変絞り弁の絞り部の数は２つとされたが、複数であれば特に限定されない。
【００４９】
【発明の効果】
本発明によれば、可変絞り弁を大型化することなく絞り部における流動音を低減することができ、自励振動を防止して流体圧力を適正に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図２】第１実施例の油圧パワーステアリング装置の油圧回路を示す図
【図３】第１実施例の制御弁の横断面構造の説明図
【図４】第１実施例の制御弁の展開図
【図５】第１実施例の制御弁の要部の拡大図
【図６】第１実施例の油圧パワーステアリング装置における入力トルクと油圧との関係及び両バルブ部材の相対回転角と油圧との関係を示す図
【図７】第１実施例の制御弁の絞り部の流路面積とバルブ部材の相対回転角との関係を示す図
【図８】第１実施例の可変絞り弁の要部の縦断面図
【図９】第２実施例の可変絞り弁の縦断面図
【図１０】第３実施例の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図１１】第３実施例の油圧パワーステアリング装置の部分側面図
【図１２】従来の可変絞り弁の（１）は構成説明図、（２）は作用説明図
【符号の説明】
７  バルブハウジング
６０  可変絞り弁
６２  スプール
６７ａ、６７ｂ  絞り部
６７ａ′、６７ｂ′  受圧面
７２  圧油導入用流路
【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】
0004003889.tif 000009
【図９】
0004003889.tif 000010
【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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