(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
油圧ポンプと、該油圧ポンプに送油路を介して連通する操舵補助用の油圧シリンダと、前記送油路中に設けられる流量制御弁と、操舵に基づいて前記流量制御弁からの圧油を前記油圧シリンダの室へ切換えて供給するサーボ弁とを備え、該サーボ弁には、バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられている動力舵取装置において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とする動力舵取装置。
【請求項２】
駆動源に変速手段を介して連動する油圧ポンプと、該油圧ポンプに送油路を介して連通する操舵補助用の油圧シリンダと、前記送油路中に設けられる流量制御弁と、操舵に基づいて前記流量制御弁からの圧油を前記油圧シリンダの室へ切換えて供給するサーボ弁と、操舵に基づいて前記変速手段に変速の動作を行わせる切換クラッチとを備え、前記サーボ弁には、バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられている動力舵取装置において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とする動力舵取装置。
【請求項３】
バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられているサーボ弁において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とするサーボ弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、操舵に基づいて油圧ポンプからの圧油を操舵補助用の油圧シリンダの室へ切換えて供給するサーボ弁を備えた動力舵取装置及びこれに用いるサーボ弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年の自動車は、動力舵取装置、自動変速装置等、油圧により作動する多くの装置を備えており、これらの油圧作動装置に作動油を供給するための油圧ポンプが搭載されている。この種の油圧ポンプの多くは、エンジンの出力の一部を利用して駆動され、例えば、該エンジンの出力端に取り付けた動力取り出し用のプーリを介してのベルト伝動によりロータを回転駆動し、該ロータの回転に応じた油圧を発生する構成となっているが、このような単純な伝動構成を採用した場合、エンジンの回転速度が高い高速走行時に、油圧ポンプの駆動のための動力損失が大きく、燃費の低下を招き、また、この動力損失を軽減すべく油圧ポンプの仕様を決定した場合、エンジンの回転速度が低い低速走行時又は停車時に油圧ポンプの能力が不足し、油圧作動装置に十分な量の作動油を送給し得ないという問題がある。
【０００３】
このように自動車用の油圧ポンプにおいては、必要時に十分な作動油量を確保しつつ、駆動源となるエンジンの無為な動力損失を軽減することが要求されており、この要求に応えるべく本願出願人は、エンジンからロータへの伝動系の中途に、高低２段に切換え可能な変速手段と、前記ロータの回転に応じて吐出油路内に発生する油圧の作用により前記変速手段に切換え動作を行なわせる切換クラッチとを備え、舵輪の操舵によって操舵補助用の油圧シリンダが動作しているときには、これに伴って上昇する送油路内の油圧の作用により前記変速手段を高速側に切換え、操舵されることなく油圧シリンダが非動作のときには、前記変速手段を低速側に切換えるように構成した油圧ポンプユニットを特願平10-10770号に提案した。
【０００４】
ところがこのように構成された油圧ポンプユニットが組込された動力舵取装置にあっては、切換クラッチの動作により変速手段が低速側から高速側へ切換えられたとき、これに応じて油圧ポンプの回転速度が急変し、送油路内の油圧が急上昇することになり、この結果、操舵に基づいて前記油圧ポンプからの圧油を切換えて前記油圧シリンダへ供給するサーボ弁から油圧シリンダへの供給流量が急変し、油圧シリンダが発生する操舵補助力が急変し、舵輪の操作感覚が急変して、舵輪を把持するドライバに違和感を与えるという不具合がある。
【０００５】
このような問題を解消するため、本願出願人は、特願平10-10770号に提案したものを改良し、油圧ポンプに連通する前記送油路の中間をドレン油路に分岐する分岐部と、前記油圧シリンダへの供給流量に応じた差圧を発生する絞り手段と、前記分岐部に配してあり、前記差圧の作用により前記ドレン油路を開閉して、前記供給流量を制御する流量制御弁とを備えた油圧ポンプユニットを特願平10-126470 号に提案した。
【０００６】
この特願平10-126470 号にあっては、操舵されることなく油圧シリンダが非動作のときには、流量制御弁がドレン油路を開放し、油圧ポンプから送られる圧油の一部を分岐部を経てドレン油路に排出させた状態にあり、操舵によって油圧シリンダが動作し、送油路の内部の油圧が上昇し、切換クラッチの動作により変速手段が高速側に切換えられたとき、これに伴って生じる絞り手段の前後の差圧の増大に応じて流量制御弁が動作し、ドレン油路が閉止し、該ドレン油路への排油流量を徐々に減じられて油圧シリンダへの供給流量が漸増し、この供給油圧の急変を抑制することができるため、前記違和感を少なくすることができる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、以上の如く油圧ポンプの回転速度が高速と低速とに切換られるものにあっては、操舵されていないとき、油圧ポンプは低速で回転し、該油圧ポンプから油圧シリンダへ送られる供給流量よりもドレン油路への排油流量の方が多いため、入力トルク−圧力特性線が裾広がりの曲線を描くことになる。
【０００８】
従って、本願出願人が先に提案したように、操舵に伴って上昇する送油路内の油圧の作用により切換クラッチを動作させるように構成したものにあっては、操舵中立点から操舵され、送油路内の圧油が切換クラッチを動作させるために必要な所定値に上昇するまでの操舵角が所定の角度以上に大きくなり、操舵中立点から操舵されて油圧シリンダが動作するまでの操舵角が大となるため、操舵初期において操舵が重くなり過ぎることが懸念される。
【０００９】
本発明は斯かる事情に鑑みてなされたものであり、油圧ポンプから流量制御弁を経て圧油が供給されるサーボ弁の排油孔及び送油孔に絞り部を設けることによって、小流量の状態で操舵中立点から操舵が始まったとき、排油孔及び該排油孔に連通する送油孔による排油流量を早期に少なくすることができるとともに、サーボ弁から油圧シリンダへの供給流量を早期に多くでき、その油圧力を早期に所定値に上昇させることができ、操舵初期において油圧シリンダが動作するまでの操舵角を小さくでき、操舵を軽くすることができる動力舵取装置、及びサーボ弁を提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
第１発明に係る動力舵取装置は、油圧ポンプと、該油圧ポンプに送油路を介して連通する操舵補助用の油圧シリンダと、前記送油路中に設けられる流量制御弁と、操舵に基づいて前記流量制御弁からの圧油を前記油圧シリンダの室へ切換えて供給するサーボ弁とを備え、該サーボ弁には、バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられている動力舵取装置において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とする。
【００１１】
第２発明に係る動力舵取装置は、駆動源に変速手段を介して連動する油圧ポンプと、該油圧ポンプに送油路を介して連通する操舵補助用の油圧シリンダと、前記送油路中に設けられる流量制御弁と、操舵に基づいて前記流量制御弁からの圧油を前記油圧シリンダの室へ切換えて供給するサーボ弁と、操舵に基づいて前記変速手段に変速の動作を行わせる切換クラッチとを備え、前記サーボ弁には、バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられている動力舵取装置において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とする。
【００１２】
第３発明に係るサーボ弁は、バルブボディに相対角変位を可能として嵌合されるバルブスプール及び前記バルブボディの間に、給油孔に連通する給油室、第１中間圧室、第２中間圧室及び第１中間圧室がこの順序で複数個設けられているサーボ弁において、前記第２中間圧室は、少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通されており、該絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室は絞り部を有する送油孔に連通されており、該第１中間圧室を除く残りの第１中間圧室は送油孔に連通していることを特徴とする。
【００１３】
第１発明、第２発明及び第３発明にあっては、操舵されていないとき、油圧シリンダに加わる負荷の大きさは小さいため、流量制御弁を経てサーボ弁へ供給された圧油は、その全流量が絞り部を有する排油孔及び有しない排油孔から油タンク等へ還流される。この小流量の状態で操舵中立点から操舵が始まったとき、油圧シリンダに加わる負荷の大きさが漸増し、流量制御弁からサーボ弁への供給流量が漸増するとともに、サーボ弁のバルブスプールが回転し、その弁開度が漸増してサーボ弁へ供給される流量が漸増する。
【００１４】
このとき、第２中間圧室の少なくとも１つが排油孔に連通し、他の少なくとも一つが絞り部を有する排油孔に連通しているとともに、絞り部を有する排油孔に連通する第２中間圧室の両側で隣り合う第１中間圧室が絞り部を有する送油孔に連通しているため、全ての排油孔の開口面積及び送油孔の開口面積が同じとされた既存のサーボ弁を備えたものに比較して排油孔及び該排油孔に連通する送油孔による排油流量を早期に少なくすることができるとともに、サーボ弁から油圧シリンダへの供給流量を早期に多くでき、その油圧力を早期に所定値に上昇させることができる。従って、小流量の状態で操舵中立点から操舵されて油圧シリンダが動作を開始するまでの操舵角を小さくでき、操舵初期において操舵を軽くすることができる。
【００１５】
また、第１発明及び第２発明にあっては、サーボ弁から油圧シリンダへ供給する圧油の油圧力が所定値に上昇した後、流量制御弁の弁特性に従って流量が増加することになるのであり、従って、油圧シリンダが動作を開始するとき、油圧力の不連続部をなくすことができ、操舵を行なっている運転者に違和感を与えることをなくし得るのである。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下本発明をその実施例を示す図面に基づいて詳述する。
実施の形態１
図１は動力舵取装置の油圧系統図、図２は油圧ポンプの回転速度を切換える切換え部分の断面図である。
【００１７】
本発明の動力舵取装置は、自動車のエンジンである駆動源１に変速手段２を介して連動する油圧ポンプ３と、該油圧ポンプ３の吐出部に送油路４を介して連通する操舵補助用の油圧シリンダ５と、前記送油路４の中間に設けられ、前記油圧シリンダ５に加わる負荷の大きさに応じて前記油圧シリンダ５へ送る圧油の流量を制御する流量制御弁６と、操舵に基づいて前記流量制御弁６からの圧油を前記油圧シリンダ５の室へ切換えて供給するサーボ弁７と、操舵に基づいて前記変速手段２に変速の動作を行わせる切換クラッチ８とを備えている。
【００１８】
変速手段２は、例えば遊星歯車変速機、遊星ローラ変速機等、油圧ポンプ３の回転速度を例えば高速と低速とに変速するものである。
【００１９】
流量制御弁６は、送油路４の中途に、これと交叉する態様に円形断面を有するスプール室６０が形成されており、該スプール室６０の内部に流量制御弁６が構成されている。
【００２０】
図３は流量制御弁６部分の概略構成を示す断面図である。スプール室６０は、図２、図３に示す如く、切換クラッチ８の圧油室９への導圧のために設けられた導油路１０よりも上流側において、その長手方向の一側を送油路４の中途に連通させて形成してある。またスプール室６０の他側は、これと分岐部との間において、送油路４の中間に設けられた絞り手段、詳しくは固定絞り６１の下流側に導圧路６２を介して連通させてあり、更にスプール室６０の中間部は、該位置に開口するドレン油路６３を介して低圧に保たれた油圧ポンプ３の吸込油路１１（図２参照）に連通させてある。
【００２１】
流量制御弁６は、以上の如きスプール室６０の内部に、軸長方向への摺動可能に嵌挿された有底円筒形をなす第１のスプール６ａと、該第１のスプール６ａの内側に軸長方向への摺動自在に嵌挿された円柱形をなす第２のスプール６ｂとを備えてなる。第１のスプール６ａの底部には、所定の内径を有する貫通孔が形成されており、この貫通孔には、第２のスプール６ｂの一側に同軸的に突設された連結ロッド６ｃが内嵌され、第１のスプール６ａの外側に突出する連結ロッド６ｃの端部には、第２のスプール６ｂと等しい外径を有する受圧板６ｄが同軸的に固定されている。
【００２２】
第１のスプール６ａと第２のスプール６ｂとは、前者の内底面と、これに対向する後者の端面との間に介装された付勢ばね６４により互いに離反する方向に付勢して一体化され、第１のスプール６ａの開口側を送油路４との連通側に向け、同じく底面側を前記導圧路６２との連通側に向けてスプール室６０の内部に装着されており、前記受圧板６ｄと、これに対向するスプール室６０の端面との間に介装された制御ばね６５により、前記端面から離反する方向、即ち、送油路４との連通側に向けて付勢され、第１のスプール６ａの開口側周縁部が前記ドレン油路６３を塞ぐように位置決めされている。
【００２３】
即ち、スプール室６０の内部は、第１のスプール６ａの開口側に面し、前記送油路４に連通された第１圧力室６０ａと、第１のスプール６ａの底部側に面し、前記導圧路６２が連通された第２圧力室６０ｂとに分割されており、前記ドレン油路６３は、第１のスプール６ａの開口側周縁部により、第１圧力室６０ａとの連通を遮断された状態にある。
【００２４】
また第１のスプール６ａ内側の前記付勢ばね６４の配設室は、該第１のスプール６ａの周面を貫通する貫通孔６６によりドレン油路６３の開口部に連通されており、第１のスプール６ａに対して後述の如く生じる第２のスプール６ｂの摺動が、前記貫通孔６６を経て生じる油の出入りにより支障なく行なわれるようになしてある。
【００２５】
図４及び図５は以上の如く構成された流量制御弁６の動作説明図である。油圧ポンプ３の動作により吐出される圧油は、これらの図中に矢符により示す如く、送油路４を経てスプール室６０の一側の第１圧力室６０ａに流入し、スプール室６０の下流側の送油路４の中間に配した前記固定絞り６１を経て油圧シリンダ５に送給される。
【００２６】
このとき前記第１圧力室６０ａの内部には、油圧Ｐ1 の圧油が導入され、スプール室６０の他側の第２圧力室６０ｂには、前記導圧路６２を介して固定絞り６１の下流側の油圧Ｐ2 が導入される。この油圧Ｐ2 は、油圧Ｐ1 を有して送油路４に送り出される圧油が固定絞り６１の通過により減圧されて生じ、この減圧量は、固定絞り６１を通過する圧油量、即ち、油圧シリンダ５への供給流量の増加に応じて大となるから、第１圧力室６０ａと第２圧力室６０ｂとの間には、前記供給流量の増加に伴って増大する差圧ΔＰ（＝Ｐ1 −Ｐ2 ）が発生する。
【００２７】
ここで第２のスプール６ｂは、第１圧力室６０ａの油圧Ｐ1 を第１のスプール６ａの開口側に露出する一側端面に受圧し、また第２圧力室６０ｂの油圧Ｐ2 を同側に一体化された前記受圧板６ｄの端面に受圧するが、この受圧板６ｄは、前述の如く、第２のスプール６ｂと略等しい外径を有しており、第１圧力室６０ａ及び第２圧力室６０ｂ側の受圧面積は相等しい。従って第２のスプール６ｂは、前記差圧ΔＰの増大に伴って第１圧力室６０ａから第２圧力室６０ｂに向けて押圧され、この押圧力と前記制御ばね６５のばね力との力バランスに応じて第２圧力室６０ｂの側に向けて移動する。
【００２８】
これに対し第１のスプール６ａは、第１圧力室６０ａの油圧Ｐ1 を開口側の周縁に受圧し、また第２圧力室６０ｂの油圧Ｐ2 を底面に受圧することとなり、これらの受圧面積は後者の方が大きい。従って第１のスプール６ａは、前記差圧ΔＰの作用ではなく、底面側に加わる第２圧力室６０ｂの油圧Ｐ2 、即ち、固定絞り６１の下流側の油圧Ｐ2 の作用により第２圧力室６０ｂから第１圧力室６０ａに向けて押圧され、この押圧力と前記付勢ばね６４のばね力との力バランスに応じて、前記第２のスプール６ｂに対して第１圧力室６０ａの側に向けて相対移動する。
【００２９】
操舵されることなく油圧シリンダ５が非動作のとき等、固定絞り６１の下流側に発生する油圧Ｐ2 が十分に小さい場合、第１圧力室６０ａの油圧Ｐ1 、第２圧力室６０ｂの油圧Ｐ2 、及びこれらの間の差圧ΔＰのいずれもが小さいことから、第１のスプール６ａ及び第２のスプール６ｂは、図３に示す組み立て位置から左方に一体をなして移動し、ドレン油路６３がわずかに開放された状態となり、油圧ポンプ３から送油路４内に送出される圧油は、その大部分が固定絞り６１を経て油圧シリンダ５に送給される。
【００３０】
この状態から操舵によって油圧シリンダ５が動作し、油圧Ｐ2 が上昇した場合、固定絞り６１の前後の差圧ΔＰもまた増大する結果、第２のスプール６ｂは、前記差圧ΔＰの作用による押圧力が制御ばね６５のばね力を上回ると共に、このばね力に抗して外側の第１のスプール６ａと一体をなして移動を開始し、図４に示す如く、この移動に応じてスプール室６０の内部へのドレン油路６３の開口面積が大きくなり、油圧ポンプ３から送油路４内に供給される供給流量の大部分がドレン油路６３を経て低圧側に排油せしめられるようになる。
【００３１】
このときの排油流量は、固定絞り６１の前後の差圧ΔＰの増加、即ち、供給流量の増加に伴って増すから、油圧シリンダ５への供給流量は、油圧ポンプ３の回転速度の上昇に拘わらず略一定に保たれる。
【００３２】
一方、前述した如く、第２圧力室６０ｂの油圧Ｐ2 の作用により押圧されている第１のスプール６ａは、該油圧Ｐ2 による押圧力が付勢ばね６４のばね力を上回ると共に第２のスプール６ｂに対する前述した相対移動を開始する。これにより図５に示す如く、スプール室６０の内部へのドレン油路６３の開口面積が減少せしめられ、該ドレン油路６３を経て低圧側に排油される排油流量が減少し、油圧シリンダ５への供給流量は、油圧Ｐ2 の上昇に応じて増加するようになる。
【００３３】
図６は、流量制御弁６の下流側圧油の圧力とその流量との関係を示す流量特性図である。図示の如く油圧ポンプ３からの供給油量は、下流側の油圧Ｐ2 が小さく、流量制御弁６において図３〜図４に示す状態変化が生じている間にはイの如く略一定に保たれ、前記油圧Ｐ2 が所定の限界圧力Ｐs を超え、流量制御弁６において図４〜図５に示す状態変化が生じている間は、前記油圧Ｐ2 の上昇に伴ってロの如く増加し、前記油圧Ｐ2 が所定の油圧力Ｐに上昇したとき前記下流側の流量がハの如く大流量に復帰する。従って、前記限界圧力ＰS を、切換クラッチ８の動作により変速手段２が高速側に切換えられる回転速度と略一致するように設定することにより、この切換えの前後に生じる油圧の急変を防止することができる。なお、限界圧力ＰS の前述した設定は、第１のスプール６ａの両側の受圧面積差、及び付勢ばね６４のばね力を適正に選定することにより実現できる。
【００３４】
サーボ弁７は、入力軸を介して舵輪に繋がるバルブスプール７ａと、該バルブスプール７ａの周りに挿嵌され、出力軸に繋がるバルブボディ７ｂとを備える。これらバルブスプール７ａ及びバルブボディ７ｂの基本的な構成は既存のものと同じであり、実施の形態１では８等配のサーボ弁を用いている。円筒形をなすバルブボディ７ｂの内周面には、夫々等しい幅を有する８個の第１の油溝７０…が周方向に等配をなして並設され、また、バルブボディ７ｂ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７ａの外周面には、同様に、夫々等しい幅を有する８個の第２の油溝７１…が周方向に等配をなして並設されている。
【００３５】
バルブスプール７ａはバルブボディ７ｂの内側に同軸上での相対回転を可能として嵌合し、これら両者を、バルブスプール７ａの内側に挿通されたトーションバー１２により相互に連結して構成されている。第１の油溝７０…と第２の油溝７１…とは、前記トーションバー１２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。
【００３６】
以上の構成により、バルブボディ７ｂの第１の油溝７０…の夫々は、バルブスプール７ａの第２の油溝７１…間のランドに対向し、また、バルブスプール７ａの第２の油溝７１…の夫々は、バルブボディ７ｂの第１の油溝７０…間のランドに対向して、バルブボディ７ｂとバルブスプール７ａとの嵌合周上には、第１の油溝７０…の内側（幅方向両側の溝縁間）の８つの油室と、第２の油溝７１…の外側（幅方向両側の溝縁間）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。
【００３７】
バルブボディ７ｂとバルブスプール７ａとは、これらを連結するトーションバー１２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、即ち、油溝７０…，７１…の幅方向両側の溝縁間は、前記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ａ，ｂとして作用する。
【００３８】
バルブスプール７ａの第２の油溝７１…により形成された８つの油室の内、１つおきに位置する４つは、バルブボディ７ｂの周壁を貫通し、夫々の油溝７１…の外側に開口を有する各別の給油孔７２…を介して前記流量制御弁６の下流側に前記固定絞り６１を介して接続され、油圧ポンプ３から圧油の供給がなされる給油室７３…を構成している。これに対し、残りの４つの油室は、バルブスプール７ａを半径方向に貫通し、夫々の油溝７１…の底部に開口を有する各別の排油孔７４…及びバルブスプール７ａ内側の中空部を介して排油先となる油タンク１３に接続され、該油タンク１３への排出油の通路となる第２中間圧室（以下排油室という）７５…を構成している。
【００３９】
一方、第１の油溝７０…の内側に形成された８つの油室の内、前記給油室７３…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７ｂの周壁を貫通し、夫々の油溝７０…の底部に開口を有する各別の送油孔７６…を介して圧油の送給先である油圧シリンダ５の一方のシリンダ室５R に接続され、このシリンダ室５R への第１中間圧室（以下第１の送油室という）７７…を構成しており、残りの４つは、同様の送油孔７８…を介して前記油圧シリンダ５の他方のシリンダ室５L に接続され、該シリンダ室５L への第１中間圧室（以下第２の送油室という）７９…を構成している。従って、給油室７３…の両側には、第１の送油室７７又は第２の送油室７９を経て排油室７５に至る油路が夫々形成され、給油室７３と送油室７７及び排油室７５と送油室７９とが絞り部ａを介して連通し、また、給油室７３と送油室７９及び排油室７５と送油室７７とが絞り部ｂを介して連通される。
【００４０】
以上の如く構成されたサーボ弁７は既存の８等配タイプの基本的な構成であり、本発明は前記した如く偶数個の排油孔７４の１つ置きに絞り部８０を設け、各給油孔７２…に対し一側に絞り部８０を有する第１の排油孔７４ａが、他側に絞り部８０を有しない第２の排油孔７４ｂが夫々配設された構成とし、さらに、絞り部８０を有する第１の排油孔７４ａに連通する排油室７５の両側で隣り合う第１及び第２の送油室７７，７９に連通する送油孔７６，７８に絞り部８１，８１を設けてこれを第１の送油孔７６ａ，７８ａとし、絞り部８０を有しない第２の排油孔７４ｂに連通する排油室７５の両側で隣り合う第１及び第２の送油室７７，７９に連通する送油孔７６，７８に絞り部を設けなくてこれを第２の送油孔７６ｂ，７８ｂとし、全ての給油孔７２…へ供給された圧油の排油流量が、第１及び第２の排油孔７４ａ，７４ｂによる排油流量及びこれら排油孔７４ａ，７４ｂに連通する送油孔７６ａ，７６ｂ又は送油孔７８ａ，７８ｂを平均した平均排油流量となるようにした。
【００４１】
絞り部８０，８１は、パイプ等の筒部材を用いてなり、絞り部８０を既存のサーボ弁７の排油孔７４に挿嵌し、該絞り部８０を設けた第１の排油孔７４ａの排油流量を、絞り部８０を設けない第２の排油孔７４ｂの排油流量に比較して少なくする。また、絞り部８１を既存のサーボ弁７の送油孔７６又は送油孔７８に挿嵌し、該絞り部８１を設けた第１の送油孔７６ａ，７８ａの排油流量を、絞り部８１を設けない第２の送油孔７６ｂ，７８ｂの排油流量に比較して少なくする。
【００４２】
図７は操舵角とサーボ弁７の排油孔及び送油孔の開口面積との関係を示す油圧特性図であって、(a) の破線は本発明の構成であり、(b) 及び(a) の実線イは既存の構成であり、(c) 及び(a) の実線ロは既存の構成の排油孔の全てに絞り部８０を設けるとともに、送油孔の全てに絞り部８１を設けた構成である。全ての排油孔７４及び全ての送油孔７６，７８に絞り部８０，８１を有しない場合、図７(b) 及び(a) の実線イの如く操舵初期時における開口面積の減少量は比較的多いのであり、また、全ての排油孔７４及び送油孔７６，７８に絞り部８０，８１が設けられた場合、図７(c) 及び(a) の実線ロの如く操舵初期時における開口面積の減少量は一定であり、何ら変わらないのに対し、少なくとも１つの排油孔７４に絞り部８０を設けて第１及び第２の排油孔７４ａ，７４ｂとし、さらに、絞り部８０を有する第１の排油孔７４ａに連通する排油室７５の両側で隣り合う第１及び第２の送油室７７，７９に連通する送油孔７６，７８に絞り部８１，８１を設けて第１の送油孔７６ａ，７８ａ、第２の送油孔７６ｂ，７８ｂとした本発明にあっては、図７(a) の破線の如く前記(b) 及び(c) を平均化した開口面積に変えることができる。
【００４３】
図８は操舵角とサーボ弁によって制御される油圧力との関係を示す油圧特性図である。
このように全ての給油孔７２に対する排油孔７４ａ，７４ｂ及び送油孔７６ａ，７６ｂ又は送油孔７８ａ，７８ｂを平均化した開口面積に変えることによって、流量制御弁６によってその下流側の流量が所定の油圧力Ｐに上昇するために必要な操舵角をθとした場合、操舵角がθになったときの排油孔７４ａ，７４ｂ及び送油孔７６ａ，７６ｂ又は送油孔７８ａ，７８ｂの開口面積を前記絞り部８０，８１の開口面積に近付けることによって、操舵角がθ度未満では絞り部８０，８１の影響を受けて排油され、小流量に対応した油圧特性が得られ、操舵角がθ度以上では絞り部８０，８１の影響を受けずに排油され、既存の８等配サーボ弁の油圧特性、すなわち図６のハに示すような大流量が得られる。
【００４４】
図９、図１０は操舵が始まったときのサーボ弁７の動作説明図である。
例えば、図９に示す如く操舵中立点から右方向へ操舵されたとき、バルブスプール７ａがバルブボディ７ｂに対し時計方向へ回転し、絞り部ａが漸次開放されるとともに、絞り部ｂが漸次閉じられ、全ての給油孔７２の両側に配置されている排油孔７４ａ，７４ｂから直接排油されるとともに、全ての給油孔７２に対し反時計方向側に配置されている送油孔７８ａ，７８ｂを介して前記排油孔７４ａ，７４ｂから排油されながら送油孔７６ａ，７６ｂへ供給されることになるため、前記絞り部ａ，ｂによる絞り量を変えることによって操舵角がθになったときの排油孔７４ａ，７４ｂ及び送油孔７８ａ，７８ｂの開口面積を前記絞り部８０，８１の開口面積に近付けることができる。
【００４５】
また、図１０に示す如く操舵中立点から左方向へ操舵されたとき、バルブスプール７ａがバルブボディ７ｂに対し反時計方向へ回転し、絞り部ｂが漸次開放されるとともに、絞り部ａが漸次閉じられ、全ての給油孔７２の両側に配置されている排油孔７４ａ，７４ｂから直接排油されるとともに、全ての給油孔７２に対し時計方向側に配置されている送油孔７６ａ，７６ｂを介して前記排油孔７４ａ，７４ｂから排油されながら送油孔７８ａ，７８ｂへ供給されることになるため、前記絞り部ａ，ｂによる絞り量を変えることによって操舵角がθになったときの排油孔７４ａ，７４ｂ及び送油孔７６ａ，７６ｂの開口面積を前記絞り部８０，８１の開口面積に近付けることができる。
【００４６】
次に以上の如く構成された動力舵取装置の動作について説明する。
アイドリング時など舵輪が操舵されていないとき、油圧シリンダ５に加わる負荷の大きさは小さいため、切換クラッチ８によって変速手段２が低速回転側へ切換えられ、油圧ポンプ３は低速回転であり、該油圧ポンプ３から送油路４へ供給される圧油の流量は図６イの如く少量である。従って、流量制御弁６を経てサーボ弁７へ供給された圧油は、その全流量が絞り部８０を有する第１の排油孔７４ａ及び絞り部８０を有しない第２の排油孔７４ｂから油タンク１３等へ還流される。
【００４７】
給油孔７２から給油室７３に導油される流量は小流量であり、この小流量の圧油が４等配されることになり、４個所の給油室７３に分配された圧油は、４個所の給油室７３の両側の油路に均等に配分され、第１の送油室７７及び第２の送油室７９を経て排油室７５に達し、これら夫々に開口する第１及び第２の排油孔７４ａ，７４ｂを経てバルブスプール７ａ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１３に排油される。従って、前記送油室７７，７９間及びこれら夫々に接続された油圧シリンダ５の両シリンダ室ＳR ，ＳL 間に圧力差は発生せず、該油圧シリンダ５はなんらの力も発生しない。
【００４８】
この小流量の状態で操舵中立点から操舵されたとき、油圧シリンダ５に加わる負荷の大きさが漸増することになり、これに伴い流量制御弁６によってサーボ弁７へ供給される圧油の流量が漸増することになるとともに、図９又は図１０の如くサーボ弁７のバルブスプール７ａが回転し、その弁開度が漸増して給油孔７２へ供給される流量が漸増する。このとき、少なくとも一つの排油孔７４には絞り部８０が、また、この絞り部８０を有する排油孔７４ａの両側に配置される１組の送油孔７６，７８には絞り部８１が夫々設けられているため、全ての排油孔７４の開口面積及び全ての送油孔７６，７８の開口面積が同じとされた既存のサーボ弁を備えたものに比較して排油孔７４による排油流量を早期に少なくすることができるとともに、送油孔７６又は送油孔７８への供給流量を早期に多くでき、その油圧力を油圧シリンダ５を動作させるのに必要な所定値Ｐｓに早期に上昇させることができる。
【００４９】
従って、小流量の状態で操舵中立点から操舵されて油圧シリンダ５が動作を開始するまでの操舵角を小さくでき、操舵初期において操舵を軽くすることができる。
【００５０】
このように送油孔７６又は送油孔７８内の油圧力が所定値ＰＳに上昇したとき、切換クラッチ８が動作し、変速手段２が高速側に切換えられると共に流量制御弁６の前述した動作が行なわれるから、油圧シリンダ５へ供給される圧油の油圧力は、図６ロの如く前記切換え前の回転速度での変化状態から、切換え後の回転速度での変化状態に連続して漸近する特性を示し、不連続部をなくすことができる。また、小流量の状態で操舵中立点から操舵されて油圧シリンダ５が動作を開始するまでの操舵角を小さくできるため、少流量曲線Ａから多流量曲線Ｂへの移行長さＨを本発明出願人が先に提案した移行長さＨ１に比較して短くでき、油圧シリンダ５が発生する操舵補助力は、前記所定値Ｐｓの前後において急変することがなく、操舵を行なっている運転者に違和感を与えることがない。
【００５１】
実施の形態２（参考例）
図１１は動力舵取装置の油圧系統図である。
この実施の形態２の動力舵取装置及びこれに用いるサーボ弁７は参考例であり、前記送油孔７６，７８に絞り部８１を設ける代わりに、絞り部８０を有する排油孔７４ａに連通する排油室７５の両側で隣り合う１組の送油室７７，７９の送油孔７６，７８との連通を遮断、換言すれば実施の形態１の送油孔７６ａ，７８ａをなくし、全ての給油孔７２…へ供給された圧油の排油流量が、第１及び第２の排油孔７４ａ，７４ｂによる排油流量を平均した平均排油流量となるようにしたものであり、その他の構成及び作用は実施の形態１と同じであるため、共通部品については同じ符号を付し、その詳細な説明及び構造、作用、効果を省略する。
【００５２】
送油室７７，７９の送油孔７６，７８との連通を遮断するのは、例えば既存の前記バルブボディ７ｂに少なくとも１組の送油孔７６，７８を穿設しないか、又は、既存の前記バルブボディ７ｂに穿設された、絞り部８０を有する排油孔７４ａに連通する排油室７５の両側で隣り合う送油孔７６，７８に埋体を挿嵌して閉鎖するのである。
【００５３】
この実施の形態２にあっては、全ての給油孔７２…へ供給された圧油は、絞り部８０を有する排油孔７４ａに連通する排油室７５の両側で隣り合う１組の送油室７７，７９から送油孔７６，７８を経て排油孔７４ａ，７４ｂへ排油されず、全ての給油孔７２…へ供給された圧油は、直接排油孔７４ａ，７４ｂへ排油されることになり、実施の形態１と同様の作用効果が得られる。
【００５４】
実施の形態３（参考例）
図１２は動力舵取装置の油圧系統図である。
この実施の形態３の動力舵取装置及びこれに用いるサーボ弁７は参考例であり、前記排油孔７４に絞り部８０を設ける代わりに、少なくとも一つの前記排油室７５の排油孔７４との連通を遮断、換言すれば実施の形態１において絞り部８０を設けた前記排油孔７４ａをなくし、該排油孔７４との連通を遮断した排油室７５の両側で隣り合う１組の送油室７７，７９を、絞り部８１を有する前記送油孔７６ａ，７８ａに連通させ、全ての給油孔７２…へ供給された圧油の排油流量が、前記排油孔７４及び前記送油孔７６ａ，７６ｂ又は前記送油孔７８ａ，７８ｂによる排油流量を平均した平均排油流量となるようにしたものであり、その他の構成及び作用は実施の形態１と同じであるため、共通部品については同じ符号を付し、その詳細な説明及び構造、作用、効果を省略する。
【００５５】
排油室７５の排油孔７４との連通を遮断するのは、例えば既存の前記バルブスプール７ａに少なくとも一つの排油孔７４を穿設しないか、又は、既存の前記バルブスプール７ａに穿設された、絞り部８１を有する送油孔７６ａ，７８ａに連通する送油室７７，７９の間にある排油室の排油孔７４に埋体を挿嵌して閉鎖するのである。
【００５６】
この実施の形態３にあっては、全ての給油孔７２…へ供給された圧油は、排油孔７４から直接排油されるとともに、排油孔７４との連通が遮断された排油室７５の両側で隣り合う１組の送油室７７，７９から送油孔７６ａ，７６ｂ又は送油孔７８ａ，７８ｂを経て排油孔７４へ排油されることになり、実施の形態１と同様の作用効果が得られる。
【００５７】
実施の形態４
この実施の形態４の動力舵取装置及びこれに用いるサーボ弁７は、図示していないが、実施の形態１，２の排油孔７４にバルブスプール７ａと別個に形成された絞り部８０を挿嵌して設けるとともに、実施の形態１，３の送油孔７６，７８にバルブボディ７ｂと別個に形成された絞り部８１を挿嵌して設ける代わりに、絞り部８０がバルブスプール７ａと一体に形成され、さらに、絞り部８１がバルブボディ７ｂと一体に形成された構成としたものであり、その他の構成及び作用は実施の形態１，２，３と同じであるため、その詳細な説明及び構造、作用、効果を省略する。この実施の形態４にあっては、既存のサーボ弁を用いて安価に構成することができる。
【００５８】
なお、本発明に係る動力舵取装置は、変速手段２に代えて、例えば小流量タイプの油圧ポンプ及び大流量タイプの油圧ポンプ３を備えた構成とし、舵輪が操舵されていないときは小流量タイプの油圧ポンプを選定し、操舵中立点から操舵されて油圧シリンダ５を動作させるのに必要な所定値に上昇したとき、大流量タイプの油圧ポンプを選定する如く構成してもよいのであり、要は小流量と大流量とに変えることができればよい。
【００５９】
また、以上の実施の形態１〜４において、サーボ弁７は、複数個の排油孔７４を有する４等配以上、例えば６等配、１２等配、１４等配、１６等配等の偶数個の排油孔、好ましくは８等配以上が好ましいのであるが、その他、奇数個の排油孔を有するサーボ弁であってもよいのであり、要は排油孔の少なくとも１つが排油孔７４に連通し、他の少なくとも一つが排油孔７４との連通を遮断又は絞り部８０を有する排油孔７４ａに連通されており、該遮断された排油室（第２中間圧室）７５又は絞り部８１を有する排油孔に連通する排油室（第２中間圧室）７５の両側で隣り合う１組の送油室（第１中間圧室）７７，７９は送油孔７６，７８との連通を遮断又は絞り部８１を有する送油孔７６ａ，７８ａに連通されており、該送油室を除く残りの送油室は送油孔７６，７８に連通している構成であればよい。
【００６０】
【発明の効果】
以上詳述した如く第１発明、第２発明及び第３発明によれば、全ての排油孔の開口面積が同じであり、さらに、全ての送油孔の開口面積が同じとされた既存のサーボ弁を備えたものに比較して排油孔による排油流量を早期に少なくすることができるとともに、サーボ弁から油圧シリンダへの供給流量を早期に多くでき、その油圧力を早期に所定値に上昇させることができるため、小流量の状態で操舵中立点から操舵されて油圧シリンダが動作を開始するまでの操舵角を小さくでき、操舵初期において操舵を軽くすることができる。
【００６１】
しかも、第１発明及び第２発明によれば、油圧シリンダが動作を開始するとき、油圧力の不連続部をなくすことができ、舵輪操作を行なっている運転者に違和感を与えることをなくし得るのである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る動力舵取装置の実施の形態１の油圧系統図である。
【図２】本発明に係る動力舵取装置の油圧ポンプの回転速度を切換える切換え部分の断面図である。
【図３】本発明に係る動力舵取装置の流量制御弁部分の概略構成を示す断面図である。
【図４】本発明に係る動力舵取装置の流量制御弁の動作説明図である。
【図５】本発明に係る動力舵取装置の流量制御弁の動作説明図である。
【図６】本発明に係る動力舵取装置の流量制御弁の下流側圧油の圧力とその流量との関係を示す流量特性図である。
【図７】本発明に係る動力舵取装置の操舵角とサーボ弁の排油孔の開口面積との関係を示す油圧特性図である。
【図８】本発明に係る動力舵取装置の操舵角とサーボ弁によって制御される油圧力との関係を示す油圧特性図である。
【図９】本発明に係る動力舵取装置の操舵が始まったときのサーボ弁の動作説明図である。
【図１０】本発明に係る動力舵取装置の操舵が始まったときのサーボ弁の動作説明図である。
【図１１】  参考例に係る動力舵取装置の実施の形態２の油圧系統図である。
【図１２】  参考例に係る動力舵取装置の実施の形態３の油圧系統図である。
【符号の説明】
１    駆動源
２    変速手段
３    油圧ポンプ
４    送油路
５    油圧シリンダ
６    流量制御弁
７    サーボ弁
７ａ  バルブスプール
７ｂ  バルブボディ
７２  給油孔
７３  給油室
７４  排油孔
７５  排油室
７６，７８  送油孔
７７，７９  送油室
８    切換クラッチ
８０  絞り部
８１  絞り部
【図１】
0003810232.tif 000002
【図２】
0003810232.tif 000003
【図３】
0003810232.tif 000004
【図４】
0003810232.tif 000005
【図５】
0003810232.tif 000006
【図６】
0003810232.tif 000007
【図７】
0003810232.tif 000008
【図８】
0003810232.tif 000009
【図９】
0003810232.tif 000010
【図１０】
0003810232.tif 000011
【図１１】
0003810232.tif 000012
【図１２】
0003810232.tif 000013