(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハウジングと、
このハウジングに形成された挿入孔に軸中心に回転可能に挿入されるスプールと、
そのスプールを回転駆動するモータと、
そのスプールの回転によって開度が変化する絞り部と、
そのスプールを、軸方向に離れた２位置において支持する軸受とを備え、
そのスプールの内部に圧油室が形成され、
そのスプールの外周に、その圧油室に通じる開口が形成され、
その挿入孔の内周に、そのスプールの外周に対向する圧油排出用の凹部が形成され、
その圧油排出用凹部と前記開口との間が前記絞り部とされ、
そのハウジングに、その開口に通じる圧油導入路と、その圧油排出用凹部に通じる圧油排出路とが形成されている可変絞り弁。
【請求項２】
前記スプールの外周の開口と挿入孔の内周の圧油排出用凹部は、前記スプールの周方向に間隔をおいた複数位置に形成されている請求項１に記載の可変絞り弁。
【請求項３】
そのハウジングにねじ合わされる基準位置設定部材を備え、その基準位置設定部材と前記スプールとの接触位置を基準位置として、そのスプールの回転角度に応じて前記絞り部の開度が制御可能とされ、その基準位置設定部材のハウジングに対するねじ込み量を変化させることで、その基準位置は変更可能とされている請求項１または２に記載の可変絞り弁。
【請求項４】
その絞り部の開度は車両の運転条件に応じて変化可能とされ、その絞り部の開度変化により、その車両の油圧パワーステアリング装置の操舵補助力発生用油圧アクチュエータに作用する油圧を制御可能な請求項１〜３の中の何れか１項に記載の可変絞り弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
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】
【従来の技術と発明が解決しようとする課題】
油圧パワーステアリング装置においては、車速等の運転条件に応じて開度が変化する絞り部を有する可変絞り弁を用い、運転条件に応じて操舵補助力発生用油圧アクチュエータに作用する油圧を制御している。
【０００３】
例えば、ハウジングに軸方向移動可能に挿入されるスプールにねじ合わされるネジ部材をモータにより回転駆動し、そのネジ部材の回転によるスプールの軸方向移動によって開度が変化する絞り部を備える可変絞り弁が用いられている。
【０００４】
その絞り部の開度制御を精密に行なうため、スプールのハウジングに対する相対回転を阻止する必要がある。その相対回転を阻止するため、回り止め部材を設けたり、スプールとハウジングとに相対回転しないように互いに接する部分を形成したり、スプールの軸心とネジ部材の軸心とを偏心させることが行われている。
【０００５】
しかし、その相対回転阻止のために回り止め部材を設けたり、スプールとハウジングとに互いに接する部分を形成すると、コストおよび加工、組み立て工数を増大させる。スプールの軸心とネジ部材の軸心とを偏心させると、ねじ部材の回転によりスプールの外周を挿入孔の内周に押し付ける力が作用する。その押し付け力に基づく摩擦によりスプールの変位が阻害されるという問題がある。
【０００６】
また、ハウジングに形成された挿入孔内におけるスプールの回転により、その挿入孔の内周とスプールの外周との間の絞り部の開度を変更可能な可変絞り弁が用いられている。そのような回転スプールを用いる場合、ネジ部材やスプールのネジ加工が不要になる。
【０００７】
しかし、従来の回転スプールはモータの回転シャフトにより一点で支持されるか、若しくはシールリングを介して挿入孔の内面により支持されている。そのように一点で支持されるスプールは振れ回り易く、挿入孔の内面との間の摩擦により回転が阻害されるという問題がある。また、シールリングを介して挿入孔の内面により支持さるスプールは、シールリングの締め付け力により回転が阻害されたり、シールリングが変形して振れ回りが生じて挿入孔の内面との間の摩擦により回転が阻害されるという問題がある。
【０００８】
その回転スプールとして貫通孔を有するものを用いる場合、その挿入孔の内周に圧油導入用の凹部を形成し、スプールの外周に圧油排出用の凹部を形成し、その圧油排出用凹部と貫通孔とを通孔を介して連絡し、その圧油導入用凹部と圧油排出用凹部との間を絞り部としている。この場合、圧油は、その貫通孔からスプールの軸方向外方に導かれるため、圧油の排出路をスプールの軸方向外方に形成する必要がある。そのため、可変絞り弁の軸方向寸法が大きくなるという問題がある。
【０００９】
その回転スプールとして中実のものを用いる場合、その挿入孔の内周に圧油導入用の凹部と、圧油排出用の凹部とを形成し、その圧油導入用凹部と圧油排出用凹部との中間においてスプールの外周に凹部を形成し、その圧油導入用凹部と圧油排出用凹部との間を絞り部としている。この場合、絞り部の数に対して必要とされる挿入孔の内周とスプールの外周とに形成される凹部の数が多くなるため、可変絞り弁の周方向寸法が大きくなるという問題がある。また、その周方向寸法を小さくするために絞り部の数を少なくすると、各絞り部における圧油流量が多くなり、キャビテーション気泡発生に起因する流動音が大きくなるという問題がある。
【００１０】
その回転スプールを用いる場合、絞り部の開度制御を精密に行うためには、スプールの基準位置を精密に設定する必要がある。しかし、スプールの回転により絞り部の開度を変更可能な従来の可変絞り弁においては、スプールの基準位置を調節する手段は開示されていない。
【００１１】
本発明は、上記問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。
【００１２】
【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、このハウジングに形成された挿入孔に軸中心に回転可能に挿入されるスプールと、そのスプールを回転駆動するモータと、そのスプールの回転によって開度が変化する絞り部と、そのスプールを、軸方向に離れた２位置において支持する軸受とを備えることを特徴とする。
本発明の構成によれば、スプールを回転させることで絞り部の開度を変化させるので、モータの出力軸の回転運動を直線運動に変換するためのネジ部材やスプールのネジ加工を必要としない。そのスプールは軸方向に離れた２位置において軸受により支持されるので、振れ回りが抑制される。これにより、スプールの外周が挿入孔の内周に押し付けられることにより発生する摩擦を抑制し、スプールの作動不良やロックを防止できる。
【００１３】
そのスプールの内部に圧油室が形成され、そのスプールの外周に、その圧油室に通じる開口が形成され、その挿入孔の内周に、そのスプールの外周に対向する圧油排出用の凹部が形成され、その圧油排出用凹部と前記開口との間が前記絞り部とされ、そのハウジングに、その開口に通じる圧油導入路と、その圧油排出用凹部に通じる圧油排出路とが形成されているのが好ましい。
この構成によれば、スプールの両端間において圧油の導入と排出とを行えるので、可変絞り弁の軸方向寸法を小さくすることができる。
【００１４】
そのスプールの外周の開口と挿入孔の内周の圧油排出用凹部は、前記スプールの周方向に間隔をおいた複数位置に形成されているのが好ましい。
この構成によれば、絞り部の数に対して必要とされる開口と圧油排出用凹部の数を可及的に少なくできるので、可変絞り弁の周方向寸法を小さくでき、しかも、絞り部の数を多くすることで、各絞り部における圧油流量を少なくし、キャビテーション気泡発生に起因する流動音を低減できる。
【００１５】
そのハウジングにねじ合わされる基準位置設定部材を備え、その基準位置設定部材と前記スプールとの接触位置を基準位置として、そのスプールの回転角度に応じて前記絞り部の開度が制御可能とされ、その基準位置設定部材のハウジングに対するねじ込み量を変化させることで、その基準位置は変更可能とされているのが好ましい。
この構成によれば、基準位置設定部材とスプールとの接触位置を基準として、絞り部の開度制御を行うことができる。その基準位置は、基準位置設定部材のハウジングに対するねじ込み量を変化させることで調節できる。これにより、その絞り部の開度を精密に制御できる。
【００１６】
その絞り部の開度は車両の運転条件に応じて変化可能とされ、その絞り部の開度変化により、その車両の油圧パワーステアリング装置の操舵補助力発生用油圧アクチュエータに作用する油圧を制御可能であるのが好ましい。
これにより、車速等の運転条件に応じてスプールを回転させ、絞り部の開度を変化させることで、操舵補助力発生用油圧アクチュエータに作用する油圧を制御し、所望の操舵特性を得ることができる油圧パワーステアリング装置を構成できる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施形態を説明する。
【００１８】
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、ステアリングホイール（図示省略）に連結される入力シャフト２と、この入力シャフト２にトーションバー６を介し連結される出力シャフト３とを備えている。そのトーションバー６は、ピン４により入力シャフト２に連結され、セレーション５により出力シャフト３に連結されている。その入力シャフト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、ブッシュ１２を介して出力シャフト３により支持されている。その出力シャフト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。その出力シャフト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に車輪（図示省略）が連結される。これにより、操舵による入力シャフト２の回転は、トーションバー６を介してピニオン１５に伝達される。そのピニオン１５の回転により、ラック１６は車両幅方向に移動する。このラック１６の移動により車両の操舵がなされる。なお、入出力シャフト２、３とバルブハウジング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の弾力によりラック１６に押し付けられている。
【００１９】
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とを備えている。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と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。
【００２０】
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は出力シャフト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、入力シャフト２と一体的に成形されている。すなわち、入力シャフト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は入力シャフト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とは、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。
【００２１】
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。
【００２２】
上記各接続ポート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を介し互いに接続される。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。
【００２３】
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。
【００２４】
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、入力シャフト２に形成された流路５２ａから入力シャフト２とトーションバー６との間を通り、入力シャフト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。なお、第１バルブ部材３１に形成された圧油供給路５５と流路５９は、径方向外方側において周溝状とされている。
【００２５】
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との間に配置され、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。
【００２６】
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とを接続する弁間流路２７に配置されている。
【００２７】
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。
【００２８】
その入力シャフト２と出力シャフト３は、路面から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′の開度が変化し、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。第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′よりも、閉鎖角度が小さいので、その操舵抵抗の変化に対する油圧変化割合は大きくなる。
【００２９】
図４は操舵が行なわれていない状態を示す。この状態では両バルブ部材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を介し連通するので、ポンプ７０から制御弁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。
【００３０】
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′の開度が大きくなり、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′の開度が小さくなり、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′の開度が小さくなり、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′の開度が大きくなる。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、車両の右方への操舵補助力が油圧シリンダ２０からラック１６に作用する。
【００３１】
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とは、右方に操舵した場合と逆方向に相対回転し、絞り部Ａ、Ａ′の開度が小さくなり、絞り部Ｂ、Ｂ′の開度が大きくなり、絞り部Ｃ、Ｃ′の開度が大きくなり、絞り部Ｄ、Ｄ′の開度が小さくなる。よって、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。
【００３２】
図１、図８に示すように、上記第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に着脱可能な第２バルブハウジング７′と、この第２バルブハウジング７′に形成された挿入孔６６に軸中心に回転可能に挿入される円柱状スプール６２とを備える。
【００３３】
その挿入孔６６の一端にプラグ６８がシールリング６９を介してねじ合わされる。そのプラグ６８には工具挿入用六角孔６８ａが形成され、その外周にロックナット７９がねじ合わされる。その挿入孔６６の他端はカバー９０により閉鎖されている。そのカバー９０にステッピングモータ８０が取り付けられられ、そのステッピングモータ８０の出力軸８０ａにスプール６２の一端が連結されている。そのステッピングモータ８０にコントローラ（図示省略）が接続される。そのコントローラは車速センサ（図示省略）に接続され、そのステッピングモータ８０を車速に応じ制御する。これにより、スプール６２は、車速零の状態で待機位置に位置するものとされ、高速になる程に待機位置から一方向への回転角度が大きくなるように回転駆動される。なお、ステッピングモータ８０として減速機構を内蔵するものを用いたり、ステッピングモータ８０とスプール６２との間に減速機構を介在させてもよい。
【００３４】
図８、図９に示すように、そのスプール６２の内部に圧油室６２ａが形成される。この圧油室６２ａは、スプール６２の一端側と多端側とにおいて閉鎖される。そのスプール６２の外周に、その圧油室６２ａに通じる開口６２ｂが、そのスプール６２の周方向に等間隔をおいた４位置に形成されている。
【００３５】
その挿入孔６６の内周に、そのスプール６２の外周に対向する圧油排出用の凹部６６ａが、そのスプール６２の周方向に等間隔をおいた４位置に形成されている。
【００３６】
その開口６２ｂにおけるスプール６２の軸方向に沿う一縁と、圧油排出用凹部６６ａにおけるスプール６２の軸方向に沿う一縁との間が、スプール６２の回転によって開度が変化する絞り部６７とされている。なお、その絞り部６７を構成する各開口６２ｂの一縁は、スプール６２の軸方向に沿った面取り部６２ｃとされている。上記のように、そのスプール６２は車両の運転条件である車速に応じて回転駆動されることから、その絞り部６７の開度は車速に応じて変化する。本実施形態では、その絞り部６７の開度は、高速になってスプール６２が図９において矢印Ｐ方向に回転すると大きくなり、低速になってスプール６２が矢印Ｑ方向に回転すると小さくなる。図９に示す状態は、絞り部６７の開度が最小の状態を示し、本実施形態ではスプール６２の外周と挿入孔６６の内周との間の隙間に対応する開度とされ、実質的に流路面積は零とされる。
【００３７】
その４つの開口６２ｂの中の一つに通じる圧油導入路５８が第２バルブハウジング７′に形成されている。その圧油導入路５８は、上記第２出口ポート６１に接続される。
【００３８】
図８、図１０に示すように、各圧油排出用凹部６６ａに通じると共にスプール６２の外周に対向する周溝６６ｂが、挿入孔６６の内周に形成されている。その周溝６６を介して各圧油排出用凹部６６ａに通じる圧油排出路７６が、バルブハウジング７と第２バルブハウジング７′に亘り形成されている。その圧油排出路７６は上記第１出口ポート３６に通じる。
これにより、ポンプ７０から供給される圧油は、上記制御弁３０の第２出口ポート６１から圧油導入路５８を介して開口６２ｂに至り、この開口６２ｂから圧油室６２ａを介して絞り部６７に至り、この絞り部６７から圧油排出用凹部６６ａ、周溝６６ｂ、圧油排出路７６および第１出口ポート３６を介してタンク７１に至る。
【００３９】
図８に示すように、そのスプール６２は、軸方向に離れた２位置においてボールベアリング９１、９２により支持されている。なお、ボールベアリング９１、９２以外の転がり軸受や、ブッシュのような滑り軸受を用いて支持してもよい。一方のボールベアリング９１の内輪９１ａはスプール６２の外周に嵌め合わされ、外輪９１ｂは挿入孔６６の内周の段差６６ｃと止め輪９３とにより軸方向移動が阻止されている。他方のボールベアリング９２の内輪９２ａはスプール６２の外周の小径部６２ｄに嵌め合わされ、外輪９２ｂは挿入孔６６にシールリング９５を介して嵌め合わされた環状ブロック９４に嵌め合わされている。その環状ブロック９４とモータ８０の出力軸８０ａとの間にオイルシール９６が設けられている。
【００４０】
前記プラグ６８は基準位置設定部材を兼用する。すなわち、図１１の（１）、（２）に示すように、そのプラグ６８の一端に形成された突出部６８ｂに、一対の互いに平行な平坦な受け面６８ｃ、６８ｄが、挿入孔６６の軸方向に平行に形成されている。
また、図１２の（１）、（２）に示すように、スプール６２の一端に、そのプラグ６８の突出部６８ｂが挿入される二股部６２ｄが形成されている。その二股部６２ｄの一方の内面は、挿入孔６６の軸方向に平行な第１、第２平坦面６２ｅ、６２ｆから構成され、その二股部６２ｄの他方の内面は、第１平坦面６２ｅに平行な第３平坦面６２ｇと第２平坦面６２ｆに平行な第４平坦面６２ｈとから構成される。
その第１平坦面６２ｅと第３平坦面６２ｇとの距離（ａ＋α）および第２平坦面６２ｆと第４平坦面６２ｈとの距離（ａ＋α）は、互いに等しく、両受け面６８ｃ、６８ｄの間隔ａよりも大きくされる。
その第１平坦面６２ｅと第４平坦面６２ｈとのなす各θおよび第２平坦面６２ｆと第３平坦面６２ｇとのなす各θは、互いに等しく、突出部６８ｂに対するスプール６２の相対回転を所定角度だけ許容するように定められる。その突出部６８ｂに対するスプール６２の相対回転角度は、その相対回転により上記絞り部６７の開度を少なくとも必要とされる最小開度から最大開度の範囲で変化させることができるように定められる。
そのプラグ６８の両受け面６８ｃ、６８ｄの一方と、第１〜第４平坦面６２ｅ、６２ｆ、６２ｇ、６２ｈの中の一つとの接触位置を基準位置として、そのスプール６２の回転角度に応じて上記絞り部６７の開度が制御される。そのプラグ６８の第２バルブハウジング７′に対するねじ込み量を変化させることで、その基準位置は変更可能とされている。
【００４１】
その絞り部６７の開度の変化により、上記油圧シリンダ２０に作用する油圧が制御される。すなわち、その絞り部６７の開度の最大値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の合計開度の最大値（両バルブ部材３１、３２の相対回転角が大きくなる程に開度が小さくなる特性における最大値である。すなわち、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の合計開度の最大値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の合計開度の最大値をいう。以下「合計開度の最大値」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ている。その絞り部６７の開度の最小値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の合計開度の最小値（両バルブ部材３１、３２の相対回転角が大きくなる程に開度が小さくなる特性における最小値である。すなわち、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の合計開度の最小値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の合計開度の最小値をいい、全閉状態を含む。以下「合計開度の最小値」という場合は同旨）以下とされる。
【００４２】
これにより、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との間の油路の開度が、車速に応じた可変絞り弁６０の作動により変化する。すなわち、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄにより制御される圧油流量の、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′により制御される圧油流量に対する割合が、可変絞り弁６０の作動により変化する。
【００４３】
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の開度の変化特性を示す。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′の開度の変化特性を示す。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′の開度の変化特性を示す。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′の開度の合成した変化特性を示す。なお、図７における各開度の変化特性は、その相対回転角が大きくなる程に小さくなることから明らかなように、右操舵時は絞り部Ｂ、Ｂ′、Ｃ、Ｃ′の変化特性を示し、左操舵時は絞り部Ａ、Ａ′、Ｄ、Ｄ′の変化特性を示している。破線Ｒは、可変絞り弁６０により設定される可変絞り弁自身の絞り部６７の中速走行時における開度を示す。なお、図７において開度は流路面積として示す。
【００４４】
低速走行時においては、スプール６２の回転により可変絞り弁６０の絞り部６７の開度が最小になる。よって、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の開度の変化特性線Ｘに応じ制御される。この場合、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の開度を小さくし、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。
【００４５】
高速走行時においては、スプール６２の回転により可変絞り弁６０の絞り部６７の開度は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の合計開度の最大値以上になる。よって、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′の開度の変化特性線Ｙ及び第１の組の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの開度の変化特性線Ｘの合成特性に応じ制御される。この場合、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、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′の開度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。
【００４６】
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の絞り部６７の開度は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の合計開度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の合計開度が最小値になるまでの間（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の合計開度の変化特性線Ｘに絞り部６７の開度の特性線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′の合計開度が可変絞り弁６０の絞り部６７の開度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６７の開度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′の合計開度が可変絞り弁６０の絞り部６７の開度よりも小さくなると、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の合計開度の変化特性線Ｙに応じた操舵補助力が付与される。
【００４７】
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′の合計開度が可変絞り弁６０の絞り部６７の開度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開度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′の合計開度の合成変化特性は、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′の開度が、可変絞り弁６０の自身の絞り部６７の開度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、上記実施形態では、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小さくなることはない。
【００４８】
上記構成の可変絞り弁６０によれば、スプール６２を回転させることで絞り部６７の開度を変化させるので、モータ８０の出力軸８０ａの回転運動を直線運動に変換するためのネジ部材やスプール６２のネジ加工を必要としない。そのスプール６２は軸方向に離れた２位置においてボールベアリング９１、９２より支持されるので、振れ回りが抑制される。これにより、スプール６２の外周が挿入孔６６の内周に押し付けられることにより発生する摩擦を抑制し、スプール６２の作動不良やロックを防止できる。
また、そのスプール６２の両端間において圧油導入路５８と圧油排出路７６とを介して圧油の導入と排出とを行えるので、可変絞り弁６０の軸方向寸法を小さくすることができる。また、絞り部６７の数に対して必要とされる開口６２ｂと圧油排出用凹部６６ａの数を可及的に少なくできるので、可変絞り弁６０の周方向寸法を小さくでき、しかも、絞り部６７の数を多くすることで、各絞り部６７における圧油流量を少なくし、キャビテーション気泡発生に起因する流動音を低減できる。
さらに、プラグ６８とスプール６２との接触位置を基準として絞り部６７の開度制御を行うことができ、その基準位置は、プラグ６８の第２バルブハウジング７′に対するねじ込み量を変化させることで調節できる。これにより、その絞り部６７の開度を精密に制御できる。
これにより、車速等の運転条件に応じてスプール６２を回転させ、絞り部６７の開度を変化させることで、操舵補助力発生用油圧シリンダ２０に作用する油圧を制御し、所望の操舵特性を得ることができる油圧パワーステアリング装置１を構成できる。
【００４９】
なお、本発明は上記実施形態に限定されない。例えば、上記実施形態ではスプールを車速に応じて回転させたが、舵角等の他の運転条件に応じて回転させてもよい。本発明の可変絞り弁を油圧パワーステアリング装置以外の油圧機器の油圧回路において使用してもよい。
【００５０】
【発明の効果】
本発明によれば、動作が確実で、コンパクトで、圧油の流動に伴う音の発生を低減でき、絞り部の開度を精密に制御でき、油圧パワーステアリング装置の制御に適した可変絞り弁を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図２】本発明の実施形態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】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置における制御弁の横断面構造の説明図
【図４】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置における制御弁の展開図
【図５】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の制御弁の要部の拡大図
【図６】本発明の実施形態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】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置における制御弁の絞り部の開度とバルブ部材の相対回転角との関係を示す図
【図８】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の可変絞り弁の縦断面図
【図９】図８のＩＸ‐ＩＸ線断面図
【図１０】図８のＸ‐Ｘ線断面図
【図１１】本発明の実施形態のプラグの（１）は断面図、（２）は底面図
【図１２】本発明の実施形態のスプールの（１）は平面図、（２）は部分側面図
【符号の説明】
１  油圧パワーステアリング装置
７′  第２バルブハウジング
２０  油圧シリンダ
５８  圧油導入路
６０  可変絞り弁
６２  スプール
６２ａ  圧油室
６２ｂ  開口
６６  挿入孔
６６ａ  圧油排出用凹部
６７  絞り部
６８  プラグ（基準位置設定部材）
７６  圧油排出路
８０  モータ
９１、９２  ボールベアリング
【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】
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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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