(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ハウジングと、
そのハウジングに形成された挿入孔に軸方向変位可能に挿入されるスプールとを備え、
その挿入孔の内周に、そのスプールの外周に対向する第１の周溝が形成され、
そのスプールの外周に第２の周溝が形成され、
その第２の周溝の一方の外周縁は、他方の外周縁に近接するに従い小径となるテーパー面とされ、
その第２の周溝の一方の外周縁と、前記第１の周溝の一方の内周縁との間が、圧油の絞り部とされ、
その第１の周溝に連なる圧油の流出路が形成され、
その第２の周溝に連なる圧油の流入路が形成され、
その絞り部の開度は、そのスプールの軸方向変位により変化する可変絞り弁において、
前記絞り部におけるスプールの軸方向に対する圧油の進行方向角度を、その絞り部の出口に向かうに従い次第に大きくする流動方向変更部が、前記テーパー面の下流側に連なってスプールの外周に形成され、
前記スプールの軸方向に対する前記テーパー面の傾斜角度は一定とされ、
前記流動方向変更部は、前記スプールの軸方向に対する傾斜角度が次第に大きくなる環状段差面により構成されていることを特徴とする可変絞り弁。
【請求項２】
その絞り部の開度は車両の運転条件に応じて変化するものとされ、その絞り部の開度の変化により、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が制御される請求項１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】
例えば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】
その可変絞り弁は、ハウジングと、そのハウジングに形成された挿入孔に軸方向変位可能に挿入されるスプールとを備える。その挿入孔の内周に、そのスプールの外周に対向する第１の周溝が形成され、そのスプールの外周に第２の周溝が形成されている。その第２の周溝の一方の外周縁は、他方の外周縁に近接するに従い小径となるテーパー面とされ、その第２の周溝の一方の外周縁と、前記第１の周溝の一方の内周縁との間が、圧油の絞り部とされている。その絞り部の開度は、車両の運転条件に応じて制御されるアクチュエータによりスプールを軸方向変位させることで変化する。
【０００４】
その第１の周溝に連なるように圧油の流入路を形成し、その第２の周溝に連なるように圧油の流出路を形成した場合、その絞り部におけるキャビテーション気泡発生量が増大するため、圧油の流動に伴う音が増大する。そこで、その第１の周溝に連なるように圧油の流出路を形成し、その第２の周溝に連なるように圧油の流入路を形成することで、その絞り部において油圧が徐々に低下するようにし、キャビテーション気泡の発生を抑制して圧油流動音を低減している（特開平１０−３１８３８２号公報参照）。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし上記従来の構成では、前記絞り部における圧油の流れに基づく運動量変化により発生する流体力により、その絞り部の閉鎖方向への軸方向力がスプールに作用する。その絞り部の開度が小さくなって流体力が大きくなると、そのスプールを軸方向変位させるアクチュエータの出力トルクが不足し、そのスプールの軸方向変位が阻害される場合がある。
【０００６】
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。
【０００７】
【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、そのハウジングに形成された挿入孔に軸方向変位可能に挿入されるスプールとを備える。その挿入孔の内周に、そのスプールの外周に対向する第１の周溝が形成され、そのスプールの外周に第２の周溝が形成される。その第２の周溝の一方の外周縁は、他方の外周縁に近接するに従い小径となるテーパー面とされ、その第２の周溝の一方の外周縁と、前記第１の周溝の一方の内周縁との間が、圧油の絞り部とされる。その第１の周溝に連なる圧油の流出路が形成され、その第２の周溝に連なる圧油の流入路が形成される。その絞り部の開度は、そのスプールの軸方向変位により変化する。
【０００９】
本件発明の特徴は、前記絞り部におけるスプールの軸方向に対する圧油の進行方向角度を、その絞り部の出口に向かうに従い次第に大きくする流動方向変更部が、前記テーパー面の下流側に連なってスプールの外周に形成され、前記スプールの軸方向に対する前記テーパー面の傾斜角度は一定とされ、前記流動方向変更部は、前記スプールの軸方向に対する傾斜角度が次第に大きくなる環状段差面により構成されている点にある。
この構成によれば、その絞り部における圧油のスプールの軸方向に対する進行方向角度を出口に向かうに従い次第に大きくすることで、その絞り部における圧油の流れに基づく運動量変化により発生するスプールの変位を阻害する流体力を抑制できる。さらに、その流動方向変更部は絞り部を構成するテーパー面の下流側に位置し、その圧油の進行方向角度を次第に変化させるので、絞り部における圧油の進行方向を流速に影響を与えることなく円滑に変更でき、絞り特性そのものが影響を受けることはない。
【００１０】
本発明の可変絞り弁における絞り部の開度は車両の運転条件に応じて変化するものとされ、その絞り部の開度の変化により、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するのが好ましい。これにより、スプールの円滑な変位を確保して操舵フィーリングの低下を防止できる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図１〜図９を参照して本発明の比較例を説明する。
図１に示す本発明の比較例の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、ブッシュ１２を介して出力軸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を介してラックハウジング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の弾力によりラック１６に押し付けられている。
【００１２】
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。
【００１３】
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る第２バルブ部材３２とを備える。その第１バルブ部材３１は出力軸３にピン２９を介して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の外周部と一体的に成形され、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、操舵抵抗に応じて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。
【００１４】
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を介してタンク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との内外周間の流路を介して互いに接続されている。
【００１５】
すなわち、図３、図４に示すように、第１バルブ部材３１の内周に溝５０ａ、５０ｂ、５０ｃが、周方向に等間隔をおいた１２箇所に形成されている。また、第２バルブ部材３２の外周に溝５１ａ、５１ｂ、５１ｃが、周方向に等間隔をおいた１２箇所に形成されている。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に形成された溝５０ａ、５０ｂ、５０ｃを示す。第１バルブ部材３１に形成された溝５０ａ、５０ｂ、５０ｃの間に第２バルブ部材３２に形成された溝５１ａ、５１ｂ、５１ｃが位置する。
【００１６】
その第１バルブ部材３１に形成された溝は、３つの右操舵用溝５０ａと、３つの左操舵用溝５０ｂと、６つの連絡用溝５０ｃとを構成する。その右操舵用溝５０ａは、第１バルブ部材３１に形成された流路５３と第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１２０°離れて配置される。その左操舵用溝５０ｂは、第１バルブ部材３１に形成された流路５４と第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１２０°離れて配置される。
【００１７】
その第２バルブ部材３２に形成された溝は、６つの圧油供給用溝５１ａと、３つの第１圧油排出用溝５１ｂと、３つの第２圧油排出用溝５１ｃとを構成する。その圧油供給用溝５１ａは、第１バルブ部材３１に形成された圧油供給路５５と入口ポート３４とを介しポンプ７０に接続され、互いに周方向に６０°離れて配置される。その第１圧油排出用溝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１２０°離れて配置される。その第２圧油排出用溝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１２０°離れて配置される。
【００１８】
各第１圧油排出用溝５１ｂは右操舵用溝５０ａと左操舵用溝５０ｂの間に配置され、各第２圧油排出用溝５１ｃは連絡用溝５０ｃの間に配置され、右操舵用溝５０ａと連絡用溝５０ｃとの間および左操舵用溝５０ｂと連絡用溝５０ｃとの間に圧油供給用溝５１ａは配置される。その第１バルブ部材３１に形成された溝５０ａ、５０ｂ、５０ｃの軸方向に沿う縁と第２バルブ部材３２に形成された溝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。
【００１９】
図５に示すように、その第２バルブ部材３２に形成された溝５１ａ、５１ｂ、５１ｃの軸方向に沿う縁は面取り部とされている。その圧油供給用溝５１ａと連絡用溝５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′における圧油供給用溝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、連絡用溝５０ｃと第２圧油排出用溝５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′における第２圧油排出用溝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′、その他の第２バルブ部材３２に形成された溝の軸方向に沿う縁（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）から各絞り部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（すなわち閉鎖角度）を互いに比較すると、絞り部Ａ′、Ｃ′の閉鎖角度θｒは絞り部Ｂ′、Ｄ′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、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′を閉鎖するのに要する操舵抵抗は第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを閉鎖するのに要する操舵抵抗よりも大きくされる。また、第２の組に属する絞り部は、絞り部Ｂ′、Ｄ′と、この絞り部Ｂ′、Ｄ′よりも閉鎖角度の大きな絞り部Ａ′、Ｃ′の２種類とされる。
【００２０】
その入力軸２と出力軸３は、路面から車輪を介して伝達される操舵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′の流路面積すなわち開度が変化する。すなわち、操舵抵抗に応じて複数の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の開度が変化する。その開度変化に応じて油圧シリンダ２０に作用する油圧が変更されることで、操舵抵抗に応じた操舵補助力が発生する。
【００２１】
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。
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、絞り部Ａ、Ａ′の開度が大きくなり、絞り部Ｂ、Ｂ′の開度が小さくなり、絞り部Ｃ、Ｃ′の開度が小さくなり、絞り部Ｄ、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。
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。
【００２２】
図１、図８に示すように、上記可変絞り弁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に軸方向（図１、図８において上下方向）に移動可能に挿入されたスプール６２と、そのスプール６２にねじ合わされるネジ部材６４とを備える。そのスプール６２の中心とネジ部材６４の中心とは、そのスプール６２の回り止めのために偏心される。
【００２３】
その挿入孔６６の一端はプラグ６８により閉鎖され、他端はカバー９４′により閉鎖されている。そのスプール６２とプラグ６８との間に、スプール６２のがたつき防止用の圧縮コイルバネ９０が配置されている。そのネジ部材６４にステッピングモータ８０が接続され、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。すなわち、高速になるとネジ部材６４は一方向に回転してスプール６２は図中上方に変位し、低速になるとネジ部材６４は他方向に回転してスプール６２は図中下方に変位する。これにより、後述の絞り部６７の開度は車両の運転条件である車速に応じて変化する。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。
【００２４】
図８、図９の（１）、（２）に示すように、その挿入孔６６の内周に、スプール６２の外周に対向する第１の周溝６６ａが形成される。そのスプール６２の外周に第２の周溝６２ａが形成される。その第２の周溝６２ａの一方の外周縁６２ａ′、すなわちスプール６２のランド端部は面取りされることで、他方の外周縁６２ａ″に近接するに従い小径となるテーパー面とされている。その第２の周溝６２ａの一方の外周縁６２ａ′と、第１の周溝６６ａの一方の内周縁６６ａ′との間が、圧油の絞り部６７とされる。その絞り部６７の開度は、そのスプール６２の軸方向変位により変化する。本比較例では、その絞り部６７の開度は、車速が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。
【００２５】
その第１の周溝６６ａに連なる圧油の流出路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。その流出路７６は上記第１出口ポート３６に接続される。その第２の周溝６２ａに連なる圧油の流入路５８が第２バルブハウジング７′に形成されている。その流入路５８は上記第２出口ポート６１に接続される。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から流入路５８を介して第２の周溝６２ａに至り、この第２の周溝６２ａから絞り部６７を介して第１の周溝６６ａに至り、この第１の周溝６６ａから流出路７６、上記第１出口ポート３６を介してタンク７１に至る。なお、そのスプール６２にドレン通路７５が、そのスプール６２の一端面に対向する挿入孔６６の内部空間８５、そのスプール６２の他端面に対向する挿入孔６６の内部空間８６、および、その第１の周溝６６ａに連なるように形成されている。
【００２６】
その絞り部６７を構成するテーパー面を通過した圧油の、スプール６２の軸方向への流れを阻止する阻止部６２ｂが、そのスプール６２の外周に形成されている。本比較例では、そのテーパー面よりも下流における上記第１の周溝６６ａに対向する位置で、そのスプール６２の外周円筒面に環状の段差が形成され、その段差が阻止部６２ｂを構成する。図９において一点鎖線矢印で示す圧油の流れを、その阻止部６２ｂにより阻止することにより、そのスプール６２は反動で絞り部６７の開き方向に変位しようとするので、そのスプール６２に絞り部６７の開き方向の軸方向力が作用する。その絞り部６７の開度が小さくなると、阻止部６２ｂにより阻止される圧油の流れは噴流状になるのでその軸方向力は大きくなり、その絞り部６７が全閉または大きくなると、その軸方向力は零または小さくなる。
【００２７】
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。
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。
【００２８】
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。
【００２９】
上記パワーステアリング装置１によれば、車両の低速走行時においては、スプール６２は図１、図８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の絞り部６７は全閉状態になる。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。
【００３０】
高速走行時においては、スプール６２は図１、図８において上方に変位し、このスプール６２の変位によって可変絞り弁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。
【００３１】
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（本比較例では全閉状態）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。
【００３２】
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、上記比較例では、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小さくなることはない。
【００３３】
上記構成の可変絞り弁６０によれば、圧油は第２の周溝６２ａから絞り部６７を介して第１の周溝６６ａに至る。その第２の周溝６２ａの一方の外周縁６２ａ′は、他方の周縁６２ａ″に近接するに従い小径となるテーパー面とされている。そのため、その絞り部６７の流路面積は下流に向かうに従い小さくなる。よって、絞り部６７の開度が小さい場合でも、その絞り部６７において圧油の圧力は徐々に低下する。これにより、その圧油内でのキャビテーション気泡の発生を抑制し、圧油の流動に伴う音を低減できる。
そして、スプール６２に形成された阻止部６２ｂによる圧油の流れの阻止により、そのスプール６２に絞り部６７ｂの開き方向（図１、８、９において上方向）の軸方向力が作用し、そのスプール６２は反動で絞り部６７ｂの開き方向に変位しようとする。これにより、その絞り部６７ｂにおける圧油の流れに基づきスプール６２に作用する絞り部６７ｂの閉鎖方向（図１、８、９において下方向）の流体力を打ち消す補償力を発生することができる。よって、そのスプール６２を駆動するステッピングモータ８０の出力トルク不足が生じるのを防止できる。しかも、その流体力の大きさと補償力の大きさは共に絞り部６７における圧油の運動量に対応することから、その流体力の大きさに応じた補償力を発生させてスプール６２の変位が阻害されるのを確実に防止することができる。また、その流体力の大きさが小さい時は補償力も小さくなるので、その補償力によりスプール６２の変位が阻害されることもない。さらに、その圧油の流れは絞り部６７ｂを構成するテーパー面を通過した後に阻止されるので、圧油の絞り特性そのものが影響を受けることはない。これにより、スプール６２の円滑な変位を確保して操舵フィーリングの低下を防止できる。
【００３４】
以下、図１０を参照して本発明の実施形態を説明する。上記比較例と同一部分は同一符号で示し、相違点を説明する。本実施形態においては、比較例の阻止部６２ｂに代えて、絞り部６７におけるスプール６２の軸方向に対する圧油の進行方向角度を、その絞り部６７の出口に向かうに従い次第に大きくする流動方向変更部６２ｃが、その絞り部６７を構成するテーパー面の下流側に連なってスプール６２の外周に形成されている。図１０においては一点鎖線矢印により圧油の流れを示す。本実施形態では、その絞り部６７を構成するテーパー面のスプール６２の軸方向に対する傾斜角度θａに比べて、そのスプール６２の軸方向に対する傾斜角度が次第に大きくなる環状段差面が、その流動方向変更部６２ｃを構成する。
【００３５】
その圧油の粘度をρ、絞り部６７の出口での圧油流量をＱ、絞り部６７での圧油流速をＶ、絞り部６７でのスプール６２の軸方向に対する圧油の進行方向角度をφとすると、その絞り部６７における圧油の流れに基づく運動量変化によりスプール６２に作用する絞り部６７の閉鎖方向への軸方向流体力Ｆは次式により近似的に表される。
Ｆ＝ρＱＶｃｏｓφ
【００３６】
すなわち、その絞り部６７でのスプール６２の軸方向に対する圧油の進行方向角度φが９０度に近い程に、その流体力Ｆを低減できる。よって、上記実施形態によれば、その絞り部６７における圧油のスプール６２の軸方向に対する進行方向角度を出口に向かうに従い次第に大きくすることで、そのスプール６２の軸方向変位を阻害する流体力を抑制できる。これにより、そのスプール６２を駆動するステッピングモータ８０の出力トルク不足によりスプール６２の変位が阻害されるのを防止することができる。さらに、その流動方向変更部６２ｃは絞り部６７を構成するテーパー面の下流側に位置し、その圧油の進行方向角度を次第に変化させるので、絞り部６７における圧油の進行方向を流速に影響を与えることなく円滑に変更でき、圧油の絞り特性そのものが影響を受けることはない。他は比較例と同様である。
【００３７】
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変位させたが、舵角等の他の運転条件に応じて変位させてもよい。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。
【００３８】
【発明の効果】
本発明によれば、絞り部における圧油の流動音を低減するに場合に、スプールの変位が流体力により阻害されて制御不能になるのを、絞り特性に影響を与えることなく防止できる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】本発明の比較例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】本発明の比較例の油圧パワーステアリング装置の可変絞り弁の（１）は要部の断面図、（２）は要部の部分拡大断面図
【図１０】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（１）は要部の断面図、（２）は要部の部分拡大断面図
【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
５８  流入路
６０  可変絞り弁
６２  スプール
６２ａ  第２の周溝
６２ａ″  外周縁
６２ｂ  阻止部
６２ｃ  流動方向変更部
６６  挿入孔
６６ａ  第１の周溝
６６ａ′  内周縁
６７  絞り部
７６  流出路
【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】
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【図９】
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【図１０】
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