(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハンドルと一体に回転するスタブシャフトと、操舵機構に連係する出力シャフトと、これら両シャフトを連結するトーションバーと、スタブシャフトに設けたロータリースプールと、出力シャフトに設けたスリーブとを備え、ロータリースプールとスリーブとを相対回転自在に嵌合してロータリーバルブを構成し、ロータリースプールには、ポンプに連通する供給凹部と、供給凹部の隣に配置した戻り凹部とを形成し、スリーブには、制御溝を形成し、しかも、ロータリースプールにおける供給凹部と戻り凹部との間に形成される制御凸部のエッジ部には面取り部を形成するとともに、各エッジ部を制御溝に対してそれぞれ所定量だけアンダーラップさせ、これら制御凸部のエッジ部と制御溝とが相まって所定の合成開度特性線Ｓを有し、上流側可変絞り及び下流側可変絞りとからなる可変絞りを構成する一方、この合成開度特性線Ｓは、ロータリーバルブの作動角がゼロからθ１、θ２、θ３に変位する過程で、ゼロからθ１の範囲でゲインを大きくし、θ１〜θ３までの範囲でゲインを小さくする特性を有するパワーステアリング装置において、上記ロータリーバルブの作動角がθ１〜θ２の範囲では、上流側に位置する可変絞りよりも、下流側に位置する可変絞りの開度が緩やかに小さくなる構成とし、上記作動角がθ２になったとき上流側に位置する可変絞りが閉じるとともに、上記作動角がθ２〜θ３の範囲では、下流側に位置する可変絞りのゲインを合成開度特性線Ｓのゲインと一致させ、上記両可変絞りが相まって、上記作動角がθ１〜θ３の範囲で、上記合成開度特性線Ｓを維持する構成にしたことを特徴とするパワーステアリング装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、ロータリーバルブを有するパワーステアリング装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ロータリーバルブを備えたパワーステアリング装置としては、例えば、本出願人が特願平７−１２０,５１２号として出願したものがある。
図４〜８に、この従来例のパワーステアリング装置を示す。
図４に示すように、ケーシング１に、出力シャフト２とスタブシャフト３とを同軸上に挿入し、両シャフト２、３をトーションバー４で連結している。
そして、出力シャフト２にはピニオン５を形成するとともに、このピニオン５を、操舵ロッド６に形成したラック７にかみ合わせている。したがって、図示しないハンドルを切って出力シャフト２が回転すると、ピニオン５→ラック７を介して操舵ロッド６が軸方向に移動し、図示しない車輪を転舵することになる。
【０００３】
上記スタブシャフト３の外周面には、ロータリースプール８を一体的に設けている。また、スリーブ９を、ピン１０によって出力シャフト２に固定している。そして、これらロータリースプール８とスリーブ９とを相対回転自在に嵌合して、ロータリーバルブＶを構成している。
いま、ハンドルを切ると、スタブシャフト３が回転し、その回転力がトーションバー４を介して出力シャフト２に伝えられる。しかし、出力シャフト２は、車輪側の負荷によってその回転が妨げられるので、その分トーションバー４がねじれる。したがって、このねじれ角度分だけスタブシャフト３が出力シャフト２よりも余分に回転し、ロータリーバルブＶが切換わることになる。
【０００４】
図５に示すように、スリーブ９には、ポンプＰに接続する一対の第１ポンプポート１１、１２を形成し、これら第１ポンプポート１１、１２をスリーブ９の径方向に互いに対向させている。
さらに、第１ポンプポート１１、１２の時計回り方向側にシリンダ制御溝１３、１５を形成し、これらシリンダ制御溝１３、１５を、パワーシリンダ１７の室１７ａに連通させている。また、第１ポンプポート１１、１２の反時計回り方向側にシリンダ制御溝１４、１６を形成し、これらシリンダ制御溝１４、１６を、パワーシリンダ１７の室１７ｂに連通させている。
ロータリスプール８には、その径方向に互いに対向させた一対の第１供給凹部１８、１９を形成している。
さらに、これら第１供給凹部１８、１９の両隣には、４つの戻り凹部２１〜２４を形成し、ロータリースプール８に形成した戻り孔２０に連通させている。
【０００５】
ロータリーバルブＶが図５の中立状態にあれば、第１ポンプポート１１、１２が、第１供給凹部１８、１９を介して、シリンダ制御溝１３〜１６に連通している。そして、これらシリンダ制御溝１３〜１６は、それぞれ戻り凹部２１〜２４に連通している。
この中立状態から、例えば、ロータリースプール８がスリーブ９に対して時計回り方向に回転すれば、その作動角に応じて、ポンプ吐出流体が、第１ポンプポート１１、１２→第１供給凹部１８、１９→シリンダ制御溝１３、１５を介して、パワーシリンダ１７の室１７ａに導かれる。同時に、パワーシリンダ１７の室１７ｂの流体は、シリンダ制御溝１４、１６→戻り凹部２２、２４を介して、戻り孔２０に排出される。したがって、パワーシリンダが作動し、アシスト力を付与することになる。
なお、ロータリースプール８がスリーブ９に対して反時計回り方向に回転したときも同様なので、その説明を省略する。
【０００６】
第１供給凹部１８、１９と戻り凹部２１〜２４との間には制御凸部２５〜２８が形成されるが、これら制御凸部２５〜２８に、図６に示すような面取り加工を施している。
つまり、制御凸部２５〜２８のエッジ部に面取り部２９を形成するとともに、その長さをＬ1としている。そして、ロータリーバルブＶの中立状態で、これらエッジ部をシリンダ制御溝１３〜１６の端部に対してアンダーラップさせるとともに、このアンダーラップ量をＵ1としている。
このようにしたロータリーバルブＶには、図７に示すように、制御凸部２５〜２８のエッジ部とシリンダ制御溝１３〜１６とが相まって、可変絞りＡ〜Ｄが構成される。そして、これら可変絞りＡ〜Ｄによって、パワーシリンダ１７に供給される流体を制御する第１制御部Ｉを構成している。
【０００７】
スリーブ９には、ポンプＰに接続する第２ポンプポート４９、５０を形成し、これら第２ポンプポート４９、５０をスリーブ９の径方向に互いに対向させるとともに、第１ポンプポート１１、１２とほぼ９０度位相をずらして配置している。そして、これら第２ポンプポート４９、５０のロータリースプール８側の開口端に、供給制御溝３０、３１を形成している。
さらに、これら供給制御溝３０、３１の両隣には、戻り制御溝３２〜３５を形成し、タンクポート５１〜５４を介して、タンク通路３６に連通させている。
ロータリースプール８には、第２連絡凹部３７〜４０を形成している。
【０００８】
ロータリーバルブＶが図５の中立状態にあれば、第２ポンプポート４９、５０が、供給制御溝３０、３１を介して、第２連絡凹部３７〜４０に連通している。そして、これら第２連絡凹部３７〜４０は、それぞれ戻り制御溝３２〜３５に連通している。
この中立状態から、例えば、ロータリースプール８がスリーブ９に対して時計回り方向に相対回転すれば、その作動角に応じて、供給制御溝３０、３１と第２連絡凹部３７、３９とを連通する開度が大きくなるが、第２連絡凹部３７、３９と戻り制御溝３２、３４とを連通する開度が小さくなる。同時に、第２連絡凹部３８、４０と戻り制御溝３３、３５とを連通する開度が大きくなるが、供給制御溝３０、３１と第２連絡凹部３８、４０と連通する開度を小さくする。
このように、いずれの経路でもタンクに連通する開度が小さくなるので、ロータリーバルブＶの作動角が大きくなれば、それだけポンプ吐出流量のうちタンクに戻る流量を少なくできる。
なお、ロータリースプール８がスリーブ９に対して反時計回り方向に回転したときも同様なので、その説明を省略する。
【０００９】
第２連絡凹部３７〜４０の間には制御凸部４１、４２が形成され、また、第２連絡凹部３７〜４０と戻り凹部２１〜２４との間には制御凸部４３〜４６が形成されるが、これら制御凸部４１〜４６には、図６に示すような面取り加工を施している。
つまり、制御凸部４１〜４６のエッジ部に面取り部５５を形成するとともに、その長さをＬ2としている。そして、ロータリーバルブＶの中立状態で、これらエッジ部を供給制御溝３０、３１の端部及び戻り制御溝３２〜３５の端部に対してアンダーラップさせるとともに、このアンダーラップ量をＵ2としている。
【００１０】
ただし、面取り部５５の長さＬ2を、面取り部２９の長さＬ1に対して十分小さくし、かつ、アンダーラップ量Ｕ2をアンダラップ量Ｕ1に対して十分大きくしている。
なお、制御凸部４３〜４６の上記戻り凹部２１〜２４側におけるエッジ部には、面取り部５５を形成していない。そして、そこをブロック部４７として、ロータリーバルブＶが切換わっても、第２制御部IIの戻り制御溝３２〜３５が、第１制御部Ｉの戻り凹部２１〜２４に連通しないようにしている。
このようにしたロータリーバルブＶには、図７に示すように、制御凸部４１〜４６のエッジ部と第２連絡凹部３７〜４０とが相まって、可変絞りＥ〜Ｈが構成される。そして、これら可変絞りＥ〜Ｈによって、タンクＴに還流する流体を制御する第２制御部IIを構成している。
【００１１】
さらに、第２制御部IIの下流側、すなわちタンク通路３６の途中には、固定絞り部４８を設けている。そして、この固定絞り部４８によって、第３制御部IIIを構成している。
図８に、この従来例のパワーステアリング装置の回路図を示す。この回路図からもわかるように、ポンプＰには、第１制御部Ｉと第２制御部IIとを並列に接続するとともに、第２制御部IIの下流側には、固定絞り部４８からなる第３制御部IIIを配置している。
【００１２】
次に、この従来例のパワーステアリング装置の作用について説明する。
ロータリーバルブＶが図５に示す中立状態、あるいは作動角がほぼゼロの状態では、ポンプ吐出流体のほとんどがタンクに還流される。したがって、図９の特性線ａに示すように、パワーシリンダ１７の圧力はほとんど発生しない。
この状態から、図示しないハンドルを切ったとする。
例えば、車両の中・高速走行時であれば、ロータリーバルブＶの作動角は小さくなっている。したがって、大きなアンダラップ量Ｕ2によって、第２制御部IIはほとんど絞り効果を発揮しない。
つまり、このときは、第１制御部Ｉと第３制御部IIIとによって流量が制御されることになる。そして、固定絞り部４８からなる第３制御部IIIからは所定の流量がタンクに戻されるので、ロータリーバルブの作動角に応じて、パワーシリンダ１７の圧力は、図９の特性線ｂのように緩やかに上昇する。
【００１３】
それに対して、車両の低速走行時などは、ロータリーバルブＶの作動角も大きくなる。したがって、第２制御部IIも絞り効果を発揮することになる。
つまり、このときは、第１制御部Ｉと第２制御部IIとによって、流量が制御されることになる。したがって、タンクＴに戻される流量が少なくなり、ロータリーバルブの作動角に応じて、図９の特性線ｃのように急上昇する。
以上述べたように、この従来例のパワーステアリング装置によれば、理想的なアシスト力制御をおこなうことができる。
つまり、ロータリーバルブＶの作動角が小さな範囲では、パワーシリンダ１７の圧力が緩やかに上昇するので、アシスト力は小さく、中・高速走行時におけるハンドル操舵を安定させることができる。
それに対して、ロータリーバルブＶの作動角が大きくなる範囲では、パワーシリンダ１７の圧力が急上昇するので、大きなアシスト力を付与し、低速走行時におけるハンドリングを快適なものにすることができる。
【００１４】
しかも、この従来例のパワーステアリング装置によれば、第２制御部IIの下流側に第３制御部IIIを配置したので、不快な流体音を抑えることができる。
つまり、特に、遅れて絞り効果を発揮する第２制御部IIでは、その開口面積が急に変化するので、渦流が発生しやすい。
そこで、この第２制御部IIの下流側に固定絞り４８からなる第３制御部IIIを配置し、第２制御部IIの下流側の圧力を高く保っている。そして、第２制御部IIの下流側の圧力を高く保てれば、開口面積が急に変化しても渦流の発生を防止することができ、不快な流体音を抑えることができる。
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来例のパワーステアリング装置では、第２制御部IIで発生する流体音の発生を抑えることができる。
しかし、第１制御部Ｉにおいても流体音が発生しないわけではなく、それを抑える手当がなんらなされていない。
この発明は、不快な流体音の発生を抑えることのできるパワーステアリング装置を提供することである。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
この発明は、ハンドルと一体に回転するスタブシャフトと、操舵機構に連係する出力シャフトと、これら両シャフトを連結するトーションバーと、スタブシャフトに設けたロータリースプールと、出力シャフトに設けたスリーブとを備え、ロータリースプールとスリーブとを相対回転自在に嵌合してロータリーバルブを構成し、ロータリースプールには、ポンプに連通する供給凹部と、供給凹部の隣に配置した戻り凹部とを形成し、スリーブには、制御溝を形成し、しかも、ロータリースプールにおける供給凹部と戻り凹部との間に形成される制御凸部のエッジ部には面取り部を形成するとともに、各エッジ部を制御溝に対してそれぞれ所定量だけアンダーラップさせ、これら制御凸部のエッジ部と制御溝とが相まって所定の合成開度特性線Ｓを有し、上流側可変絞り及び下流側可変絞りとからなる可変絞りを構成する一方、この合成開度特性線Ｓは、ロータリーバルブの作動角がゼロからθ１、θ２、θ３に変位する過程で、ゼロからθ１の範囲でゲインを大きくし、θ１〜θ３までの範囲でゲインを小さくする特性を有するパワーステアリング装置を前提とする。
そして、上記ロータリーバルブの作動角がθ１〜θ２の範囲では、上流側に位置する可変絞りよりも、下流側に位置する可変絞りの開度が緩やかに小さくなる構成とし、上記作動角がθ２になったとき上流側に位置する可変絞りが閉じるとともに、上記作動角がθ２〜θ３の範囲では、下流側に位置する可変絞りのゲインを合成開度特性線Ｓのゲインと一致させ、上記両可変絞りが相まって、上記作動角がθ１〜θ３の範囲で、上記合成開度特性線Ｓを維持する構成にした点に特徴を有する。
【００１７】
【発明の実施の形態】
図にしたがって、この発明の実施例のパワーステアリング装置を説明する。ただし、この実施例では、第１制御部Ｉの構成を変更しただけなので、以下ではその相違点を中心として説明するとともに、従来例と同一の構成要素については同一の符号を付し、その詳細な説明を省略する。
図１に示すように、第１制御部Ｉの制御凸部２５〜２８のエッジ部には面取り部を形成するが、その第１供給凹部１８、１９側におけるエッジ部の面取り部２９ａ、２９ｂの長さを、Ｌ1よりも小さなＬ3とし（図１(ａ)参照）、戻り凹部２１〜２４側におけるのエッジ部の面取り部２９ｃ、２９ｄの長さを、Ｌ1としている（図１(ｂ)参照）。
【００１８】
ただし、面取り部２９ｃ、２９ｄでは、後述する二段折れ特性を持たせるため、異なる角度を有する２つの面取り部５６、５７を連続させている。
なお、これら面取り部２９ａ〜２９ｄのエッジ部をシリンダ制御溝１３〜１６に対してアンダーラップさせ、そのアンダーラップ量をＵ1とすることは従来例と同じである。
このようにしたロータリーバルブＶには、制御凸部２５〜２８のエッジ部とシリンダ制御溝１３〜１６とが相まって、可変絞りＡ〜Ｄではなく、可変絞りａ〜ｄが構成される。
【００１９】
ここで、可変絞りＡ〜Ｄの開度特性と、可変絞りａ〜ｄの開度特性とを比較してみる。
可変絞りＡ〜Ｄは、そのすべてのエッジ部で同じ面取り加工をおこなっているので、同一の開度特性を有する。
図２の特性線ｓ(Ａ、Ｂ)、ｓ(Ｃ、Ｄ)に示すように、ロータリーバルブＶが作動すると、可変絞りＡ（Ｂ）及びＣ（Ｄ）の開度が小さくなり、その作動角がθ1に達すると、アンダーラップ量がゼロとなる。そして、ロータリーバルブの作動角がθ1を超えてからは、面取り部２９に応じた開度特性で開度が小さくなり、作動角がθ3になると完全に閉じきることになる。
このようにした可変絞りＡ〜Ｄの合成開度特性は、図２の合成開度特性線Ｓのように、開度特性線ｓ(Ａ、Ｂ)とｓ(Ｃ、Ｄ)とを足し合わせたものになる。
【００２０】
それに対して、可変絞りａ〜ｄでは、上流側に位置する可変絞りａ、ｂと、下流側に位置する可変絞りｃ、ｄとで、異なった開度特性を有する。
可変絞りａ、ｂでは、そのエッジ部に形成した面取り部２９ａ、２９ｂの長さを短くしている。したがって、図２の特性線ｓ(ａ、ｂ)に示すように、ロータリーバルブの作動角がθ1を超えると、面取り部２９ａ、２９ｂに応じた開度特性で開度が小さくなり、作動角がθ3よりも小さなθ2に達すると完全に閉じきることになる。
【００２１】
また、可変絞りｃ、ｄでは、図２の開度特性線ｓ(ｃ、ｄ)に示すように、ロータリーバルブＶの作動角がθ1を超えると、面取り部５６に応じた開度特性で開度が緩やかに小さくなる。そして、その作動角がθ2に達したときの開度が、作動角θ2に達したときの可変絞りＡ〜Ｄの合成開度に一致するようにしている。さらに、その作動角がθ2を超えてからは、面取り部５７に応じた開度特性で開度が小さくなるが、この開度特性が、可変絞りＡ〜Ｄの合成開度特性と一致するようにしている。
このようにした可変絞りａ〜ｄの合成開度特性も、開度特性線ｓ(ａ、ｂ)とｓ(ｃ、ｄ)とを足し合わせたものとなるが、それが図２の合成開度特性線Ｓと一致している。
【００２２】
このパワーステアリング装置によれば、第１制御部Ｉにおいても不快な流体音の発生を抑えることができる。
その理由は、次のとおりである。
例えば、図３に示す絞りが構成されているとき、この絞りでは２つの流体の流れＸ、Ｙが考えられる。
流れＸでは、いわゆる縮流角がφ2に該当し、いわゆる拡大角がφ1に該当することになる。逆に、流れＹでは、いわゆる縮流角がφ1に該当し、いわゆる拡大角がφ2に該当することになる。
そして、この流れＸ、Ｙを可視化解析した結果、拡大角が大きい場合、つまり、流れＸのほうが、大きな流体音が発生することが判明した。これは、拡大角が大きい方が、絞り前後の差圧が同じでも、流れ方向の圧力減少勾配が大きくなり、キャビテーションが激しくなるためだと考えられる。
【００２３】
このことを可変絞りＡ〜Ｄにあてはめて考えると、制御凸部２５〜２８のエッジ部では、それほど大きな面取り角度を持たせることができないこともあり、ロータリースプール８側からスリーブ９側に流れる方向、すなわち上流側に位置する可変絞りＡ、Ｂにおける流体の流れが、流体音の発生しやすい流れＸに該当することになる。
そこで、この実施例では、流体音の発生しやすい上流側に位置する可変絞りａ、ｂを相対的に早く閉じきるようにして、圧力の低い範囲でだけ流体を制御するようにしている。そして、圧力の高い範囲における流体の制御を、流体音がそれほど発生しない下流側に位置する可変絞りｃ、ｄだけで制御するようにしている。
したがって、全体として、第１制御部Ｉにおける不快な流体音の発生を抑えることができ、より静粛なパワーステアリング装置を提供することができる。
【００２４】
もちろん、これら可変絞りａ〜ｄが、可変絞りＡ〜Ｄと同じ合成開度特性を有するので、従来例と同様に理想的なアシスト力制御をおこなうことができる。
なお、ロータリーバルブＶとしては、特願平７−１２０,５１２号のものに限るものではない。つまり、ロータリースプール８には、ポンプＰに連通する供給凹部と、供給凹部の隣に配置した戻り凹部とを形成し、スリーブ９には、制御溝を形成し、上記凹部間の制御凸部と制御溝とが相まって可変絞りを構成するロータリーバルブであれば、どのようなものであってもよい。
また、図１に示すものはほんの一例であり、面取り部の長さや角度、あるいはアンダーラップ量を適宜決めて、合成開度特性を保ちながらも、ロータリーバルブＶが作動したとき、上流側に位置する可変絞りａ、ｂが、下流側に位置する可変絞りｃ、ｄよりもはやく閉じきる構成にすればよい。
【００２５】
【発明の効果】
この発明によれば、流体音が発生しやすい上流側に位置する可変絞りを、流体音がそれほど発生しない下流側に位置する可変絞りよりもはやく閉じきるようにしたので、全体として流体音の発生を抑えることができる。
しかも、所定の開度特性を保ったままなので、アシスト力の制御特性になんら影響はない。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の実施例のパワーステアリング装置の第１制御部Ｉの相対関係を示す図で、（ａ）が上流側に位置する可変絞りａ、ｂで、（ｂ）下流側に位置する可変絞りｃ、ｄを示している。
【図２】可変絞りＡ〜Ｄの開度特性と可変絞りａ〜ｄの開度特性とを示す図である。
【図３】絞りにおける流れＸ、Ｙを示す図である。
【図４】ロータリーバルブＶを備えたパワーステアリング装置の断面図である。
【図５】従来例のパワーステアリング装置のロータリーバルブＶを示す図である。
【図６】従来例のロータリーバルブＶの第１〜３制御部の相対関係を示す図である。
【図７】図５のロータリーバルブＶで可変絞りＡ〜Ｄ、Ｅ〜Ｆを示す図である。
【図８】従来例のパワーステアリング装置の回路図である。
【図９】ロータリーバルブＶの作動角とパワーシリンダ１７の圧力との理想的な特性を示す図である。
【符号の説明】
２          出力シャフト
３          スタブシャフト
４          トーションバー
８          ロータリースプール
９          スリーブ
１３〜１６  シリンダ制御溝
１８、１９  第１供給凹部
２１〜２４  戻り凹部
２５〜２８  制御凸部
ａ、ｂ      上流側に位置する可変絞り
ｃ、ｄ      下流側に位置する可変絞り
【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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