(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
操舵補助力発生用油圧アクチュエータ（２０）と、そのアクチュエータ（２０）に作用する油圧の制御弁（３０）とを備え、
その制御弁（３０）は、筒状の第１バルブ部材（３１）と、この第１バルブ部材（３１）に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第２バルブ部材（３２）とを有し、
その第１バルブ部材（３１）の内周に複数の軸方向に沿う溝（５０ａ、５０ｂ、５０ｃ）が互いに周方向の間隔をおいて形成され、その第２バルブ部材（３２）の外周に複数の軸方向に沿う溝（５１ａ、５１ｂ、５１ｃ）が互いに周方向の間隔をおいて形成され、
その第１バルブ部材（３１）の溝（５０ａ、５０ｂ、５０ｃ）の軸方向に沿う縁と、第２バルブ部材（３２）の溝（５１ａ、５１ｂ、５１ｃ）の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材（３１、３２）の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′）とされ、
各絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′）の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、その制御弁（３０）を介して前記アクチュエータ（２０）がポンプ（７０）とタンク（７１）に接続され、
前記第２バルブ部材（３２）における各溝（５１ａ、５１ｂ、５１ｃ）の軸方向に沿う縁は面取り部とされ、この面取り部の周方向幅は、各絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′）を全閉するのに要する両バルブ部材（３１、３２）の相対回転角度である閉鎖角度に応じて定められ、
各絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′）は第１の組と第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′）の閉鎖角度は第１の組に属する絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ）の閉鎖角度よりも大きくされ、
第２の組に属する絞り部（Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′）とタンク（７１）との間の油路に、運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部（６７）が設けられている油圧パワーステアリング装置において、
その第１の組に属する絞り部（Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ）における前記面取り部は、周方向に並列する複数の平坦面（Ｓ１、Ｓ２）から構成され、
その第２バルブ部材（３２）の外接円の径方向に対して、前記各平坦面（Ｓ１、Ｓ２）に直角な方向の傾き角は互いに相異するものとされ、
前記第２バルブ部材（３２）の溝（５１ａ、５１ｂ、５１ｃ）に近い方の平坦面（Ｓ１）に直角な方向は、その溝（５１ａ、５１ｂ、５１ｃ）から遠い方の平坦面（Ｓ２）に直角な方向よりも、前記傾き角が大きくされていることを特徴とする油圧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】
本発明は、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ロータリータイプ制御弁によって制御するラックピニオン式油圧パワーステアリング装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧パワーステアリング装置においては、油圧アクチュエータに作用する油圧を制御弁により制御することで操舵補助力を発生している。その制御弁として、筒状の第１バルブ部材と、この第１バルブ部材に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第２バルブ部材とを有するロータリータイプのものが用いられている。
【０００３】
そのロータリータイプの制御弁においては、第１バルブ部材の内周に複数の軸方向に沿う溝が互いに周方向の間隔をおいて形成され、その第２バルブ部材の外周に複数の軸方向に沿う溝が互いに周方向の間隔をおいて形成されている。その第１バルブ部材の溝の軸方向に沿う縁と、第２バルブ部材の溝の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部とされている。その制御弁を介して前記アクチュエータがポンプとタンクに接続されることで、各絞り部の開度変化に応じた操舵補助力を付与できる。
【０００４】
また、車両の高速走行時における安定性と低速走行時における旋回性を向上するため、高速走行時において操舵補助力を低減し、低速走行時において操舵補助力を増大している。そのため、運転条件に応じて操舵補助力を変更する構成が採用されている。すなわち、各絞り部は第１の組と第２の組とに組分けされ、第２の組に属する絞り部の閉鎖角度は第１の組に属する絞り部の閉鎖角度よりも大きくされ、第２の組に属する絞り部とタンクとの間の油路に、運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部が設けられている。その可変絞り部の開度は、高速走行時に大きくされ、低速走行時に小さくされる。これにより、操舵補助力を発生させる油圧は、高速走行時においては第１の組と第２の組の双方の絞り部の開度に応じて変化し、速度が低下するに伴って第２の組の絞り部の開度の影響が小さくなる。これにより、高速走行時においては、操舵抵抗に応じた操舵トルク変化に対する油圧変化の少ない領域が大きくなり、低速走行時においては、その操舵トルク変化に対する油圧変化の少ない領域が小さくなる。
【０００５】
上記各絞り部の閉鎖角度の設定のため、その第２バルブ部材における各溝の軸方向に沿う縁は面取り部とされ、この面取り部の周方向幅は、各絞り部を全閉するのに要する両バルブ部材の相対回転角度である閉鎖角度に応じて定められている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記可変絞り部が開かれている中速走行状態では、第１の組に属する絞り部が閉鎖された後に、第２の組に属する絞り部の開度が可変絞り部の開度よりも小さくなるまでの間においては、その可変絞り部の開度は一定になるため、油圧アクチュエータに作用する油圧を操舵抵抗に応じて制御できない。すなわち、その間においては操舵トルク変化に対して操舵補助力発生用の油圧が追従しなくなるため、操舵フィーリングが低下する。
【０００７】
そこで、第１の組に属する絞り部の閉鎖タイミングをできるだけ遅らせることで、第１の組に属する絞り部が閉鎖された後に、第２の組に属する絞り部の開度が可変絞り部の開度よりも小さくなるまでの間を小さくすることが考えられる。
【０００８】
しかし、従来の上記各面取り部は単一の平坦面により構成されていた。そのため、第１の組に属する絞り部の閉鎖タイミングを遅らせるには、第１の組に属する絞り部の面取り部の周方向幅を大きくする必要がある。この場合、絞り機能を確保するため、第２バルブ部材の外接円の径方向に対して、第１の組に属する絞り部の面取り部を構成する平坦面に直角な方向の傾き角を小さくする必要がある。そうすると、第１の組に属する絞り部において閉鎖開始初期の流路面積が急激に小さくなる。そのため、低中速走行時の操舵開始初期に操舵補助力発生用油圧が急上昇し、操舵トルクに対する操舵補助力発生用油圧の変化割合が急変するために操舵フィーリングが低下する。また、中速走行時に操舵トルクが小さくても操舵補助力発生用油圧が大きくなることで走行安定性が低下する。さらに、高速走行時に操舵補助力発生用油圧を十分に大きくするのに必要な操舵トルクが過大になり、必要な操舵補助を行うことができないという問題がある。
【０００９】
本発明は、上記問題を解決することのできる油圧パワーステアリング装置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】
本発明は、操舵補助力発生用油圧アクチュエータと、そのアクチュエータに作用する油圧の制御弁とを備え、その制御弁は、筒状の第１バルブ部材と、この第１バルブ部材に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第２バルブ部材とを有し、その第１バルブ部材の内周に複数の軸方向に沿う溝が互いに周方向の間隔をおいて形成され、その第２バルブ部材の外周に複数の軸方向に沿う溝が互いに周方向の間隔をおいて形成され、その第１バルブ部材の溝の軸方向に沿う縁と、第２バルブ部材の溝の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部とされ、各絞り部の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、その制御弁を介して前記アクチュエータがポンプとタンクに接続され、前記第２バルブ部材における各溝の軸方向に沿う縁は面取り部とされ、この面取り部の周方向幅は、各絞り部を全閉するのに要する両バルブ部材の相対回転角度である閉鎖角度に応じて定められ、各絞り部は第１の組と第２の組とに組分けされ、第２の組に属する絞り部の閉鎖角度は第１の組に属する絞り部の閉鎖角度よりも大きくされ、第２の組に属する絞り部とタンクとの間の油路に、運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部が設けられている油圧パワーステアリング装置に適用される。
本発明の油圧パワーステアリング装置において、その第１の組に属する絞り部における前記面取り部は、周方向に並列する複数の平坦面から構成され、その第２バルブ部材の外接円の径方向に対して、前記各平坦面に直角な方向の傾き角は互いに相異するものとされ、前記第２バルブ部材の溝に近い方の平坦面に直角な方向は、その溝から遠い方の平坦面に直角な方向よりも、前記傾き角が大きくされていることを特徴とする。
本発明の構成によれば、第１の組に属する絞り部における面取り部を構成する複数の平坦面の中で、第２バルブ部材の溝から遠い方の平坦面に直角な方向の前記外接円の径方向に対する傾き角を小さくすることで、その第１の組に属する絞り部における絞り機能を確保しつつ上記面取り部の周方向幅を大きくできる。これにより、第１の組に属する絞り部の流路面積が最小になった後に、第２の組に属する絞り部の開度が可変絞り部の開度よりも小さくなるまでの間を小さくできる。よって、第１の組に属する絞り部の閉鎖タイミングを遅らせ、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し、操舵トルク変化に対する操舵補助力発生用の油圧の追従性を向上できる。
しかも、第１の組に属する絞り部における面取り部を構成する複数の平坦面の中で、第２バルブ部材の溝に近い方の平坦面に直角な方向の前記外接円の径方向に対する傾き角を大きくすることで、第１の組に属する絞り部において閉鎖開始初期の流路面積が急激に小さくなるのを防止できる。これにより、低中速走行時の操舵開始初期に操舵補助力発生用油圧が急上昇することはなく、操舵トルクに対して略一定割合で操舵補助力発生用油圧を増加させて操舵フィーリングを向上できる。また、中速走行時において、操舵補助力発生用油圧が過大になるのを防止して走行安定性を向上できる。さらに、高速走行時に操舵補助力発生用油圧を十分に大きくするのに必要な操舵トルクが過大になることはなく、必要な操舵補助を行うことができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
図１に示す本発明の実施形態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、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。
【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の溝は、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の溝は、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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。各面取り部の周方向幅は、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の相対回転角度である閉鎖角度に応じて定められている。すなわち、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）の面取り部の周方向幅を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）の面取り部の周方向幅をＷ′、その他の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄにおける第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）の面取り部の周方向幅を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、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。
【００２１】
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し、油圧シリンダ２０が操舵抵抗に応じた操舵補助力を発生する。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
図１、図６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に接続される第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６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とを有する。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。
【００２６】
そのスプール６２の外周に周溝６２ａが形成され、その挿入孔６６の内周に周溝６６ａが形成され、両周溝６２ａ、６６ａの間が可変絞り部６７とされている。その可変絞り部６７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。
【００２７】
その挿入孔６６の内周の周溝６６ａと第２出口ポート６１とを連通する連絡流路５８が、スプール６２の径方向外方において第２バルブハウジング７′に形成されている。そのスプール６２の外周の周溝６２ａとスプール６２の通孔６２ｄとを連通する径方向孔６２ｃがスプール６２に形成されている。そのスプール６２の通孔６２ｄは、その挿入孔６６におけるスプール６２の下方空間に連絡する。そのスプール６２の下方空間と第１出口ポート３６とを連通する連絡流路７６が、スプール６２の径方向外方においてバルブハウジング７と第２バルブハウジング７′とに亘り形成されている。
【００２８】
これにより、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から可変絞り部６７に至り、この可変絞り部６７から連絡流路７６、第１出口ポート３６を介しタンク７１に至る。なお、スプール６２には通孔６２ｄと平行にドレン流路６２ｈが形成され、スプール６２の上方空間と下方空間とを接続する。
【００２９】
その可変絞り部６７の開度に対応する流路面積の最大値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の開度に対応する流路面積の最大値（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る。すなわち、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の合計流路面積の最大値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の合計流路面積の最大値をいう。以下「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ている。その可変絞り部６７の流路面積の最小値は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積の最小値（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る。すなわち、右操舵時は絞り部Ｂ′、Ｃ′の合計流路面積の最小値をいい、左操舵時は絞り部Ａ′、Ｄ′の合計流路面積の最小値をいい、全閉状態を含む。以下「流路面積の最小値」という場合は同旨）以下とされる。
【００３０】
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との間の油路に、車速に応じて開度が変化する可変絞り部６７が可変絞り弁６０により設けられる。
【００３１】
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の開度に対応する流路面積の変化特性（そ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である。この場合、右操舵時は絞り部Ｂ、Ｃの合計流路面積の変化特性をいい、左操舵時は絞り部Ａ、Ｄの合計流路面積の変化特性をいう。以下「流路面積の変化特性」という場合は同旨）を示す。１点鎖線Ｕは、その相対回転角に対する第２の組に属する圧油供給用溝５１ａと連絡用溝５０ｃとの間の絞り部Ａ′、Ｃ′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の組に属する連絡用溝５０ｃと第２圧油排出用溝５１ｃとの間の絞り部Ｂ′、Ｄ′の流路面積の変化特性を示す。実線Ｙは、その絞り部Ａ′、Ｃ′の流路面積の変化特性と絞り部Ｂ′、Ｄ′の流路面積の変化特性を合成した特性を示す。破線Ｒは可変絞り部６７の中速走行時における流路面積を示す。
【００３２】
低速走行時においては、スプール６２は図１、図６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の流路面積の変化特性線Ｘに応じ制御される。この場合、図８において実線αで示すように、操舵抵抗に対応する操舵トルクが小さく、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の開度は小さいので、操舵トルクの変化に対して油圧変化が少ない領域を小さくし、操舵の高応答性を満足させて旋回性能を向上できる。
【００３３】
高速走行時においては、スプール６２は図１、図６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部６７の流路面積は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積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。この場合、図８において実線βで示すように、操舵トルクが大きく、両バルブ部材３１、３２の相対回転角が大きくても、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の開度は大きいので、操舵トルクの変化に対して油圧変化が少ない領域を大きくし、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。
【００３４】
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部６７の流路面積は、第２の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の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の流路面積が最小値（本実施形態では全閉状態）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の流路面積の変化特性線Ｘに可変絞り部６７の流路面積の特性線Ｒを合成した特性に応じて、油圧シリンダ２０に作用する油圧が制御される。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′の流路面積が可変絞り部６７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、可変絞り部６７の流路面積により定まる一定値になり、油圧シリンダ２０に作用する油圧は操舵抵抗に応じて制御できない。しかる後に、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部６７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。この場合、図８において実線γで示すように、操舵トルクの変化に対する油圧変化は、低速走行時と高速走行時の中間の特性を示す。
【００３５】
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′の流路面積が可変絞り部６７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、絞り部Ｂ′、Ｄ′が絞り部Ａ′、Ｃ′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の組に属する絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の流路面積の変化特性は、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部６７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、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域が大きくなる。これに対し、上記実施形態では、絞り部Ｂ′、Ｄ′の閉鎖角度θｓは絞り部Ａ′、Ｃ′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、絞り部Ｂ′、Ｄ′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、絞り部Ａ′、Ｃ′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。
【００３６】
図９は、その第２バルブ部材３２の軸方向視の要部を示し、その第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄそれぞれにおける上記面取り部は、周方向に並列する複数（本実施形態では２つ）の平坦面Ｓ１、Ｓ２から構成されている。その第２バルブ部材３２の外接円の径方向に対して、前記各平坦面Ｓ１、Ｓ２に直角な方向の傾き角Φ１、Φ２は互いに相異するものとされている。その第２バルブ部材３２の溝５１ａ、５１ｂに近い方の平坦面Ｓ１に直角な方向の上記傾き角Φ１は、その溝５１ａ、５１ｂから遠い方の平坦面Ｓ２に直角な方向の上記傾き角Φ２よりも大きくされている。なお、図９において破線は面取り部の形成前の状態を示す。
【００３７】
上記構成によれば、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄそれぞれにおける上記面取り部を構成する２つの平坦面Ｓ１、Ｓ２の中で、第２バルブ部材３２の溝５１ａ、５１ｂから遠い方の平坦面Ｓ２に直角な方向の上記傾き角Φ２を小さくすることで、その第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄにおける絞り機能を確保しつつ面取り部の周方向幅Ｗ″を大きくできる。これにより、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′の流路面積が可変絞り部６７の流路面積よりも小さくなるまでの間（図７においてθａ〜θｂの間）を小さくできる。よって、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの閉鎖タイミングを遅らせ、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し、操舵トルク変化に対する操舵補助力発生用の油圧の追従性を向上できる。
【００３８】
しかも、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄそれぞれにおける上記面取り部を構成する２つの平坦面Ｓ１、Ｓ２の中で、第２バルブ部材３２の溝５１ａ、５１ｂに近い方の平坦面Ｓ１に直角な方向の上記傾き角Φ１を大きくすることで、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄにおいて閉鎖開始初期の流路面積が急激に小さくなるのを防止できる。すなわち、図９において２点鎖線で示すように、仮に第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを第２バルブ部材３２の溝５１ａ、５１ｂから遠い方の平坦面Ｓ２のみで構成した場合、その絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの閉鎖開始初期の平坦面Ｓ２と第１バルブ部材３１の溝５０ａ、５０ｂの縁との距離Ｌ１が小さくなる。そうすると、低中速走行時の操舵開始初期に操舵補助力発生用油圧が急上昇し、図８において破線α′、γ′で示すように、操舵トルクに対する操舵補助力発生用油圧の変化割合が急変するために操舵フィーリングが低下する。また、中速走行時には破線γ′で示すように、操舵補助力発生用油圧の実用域（図９において油圧Ｐａ以下）で、操舵トルクが小さくても操舵補助力発生用油圧が大きくなることで走行安定性が低下する。さらに、図８において破線β′で示すように、高速走行時に操舵補助力発生用油圧を十分に大きくするのに必要な操舵トルクが過大になり、必要な操舵補助を行うことができない。これに対して、上記構成によれば、第１の組に属する絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの閉鎖開始初期の平坦面Ｓ１と第１バルブ部材３１の溝５０ａ、５０ｂ、５０ｃの縁との距離を図９においてＬ２だけ大きくできる。よって、低中速走行時の操舵開始初期に操舵補助力発生用油圧が急上昇することはなく、操舵トルクに対して略一定割合で操舵補助力発生用油圧を増加させて操舵フィーリングを向上できる。また、中速走行時において、操舵補助力発生用油圧が過大になるのを防止して走行安定性を向上できる。また、高速走行時に操舵補助力発生用油圧を十分に大きくするのに必要な操舵トルクが過大になることはなく、必要な操舵補助を行うことができる。
【００３９】
図１０は上記ステッピングモータ８０の第１変形例を示す。上記実施形態ではモータ８０の回転を減速することなくネジ部材６４に伝達しているが、この第１変形例ではトラクションドライブ型減速機構１０１により減速している。すなわち、そのモータ８０の出力シャフト８０ａはネジ部材６４にブッシュ１０９を介して相対回転可能に挿入される。その減速機構１０１は、そのネジ部材６４に一体化される支持シャフト１０２と、この支持シャフト１０２に回転可能に嵌め合わされる遊星ローラ１０３と、第２バルブハウジング７′に一体化されるリング１０４とを有する。その遊星ローラ１０３が出力シャフト８０ａの外周とリング１０４の内周とに接触する。これにより、その出力シャフト８０ａの回転が摩擦により遊星ローラ１０３に伝達され、その遊星ローラ１０３がリング１０４との間の摩擦により出力シャフト８０ａの周りを周回することでネジ部材６４が回転駆動される。これにより、モータ８０を大型化することなく、出力シャフト８０ａとネジ部材６４とを同軸心に配置したままで、平歯車を用いた減速機構に比べてコンパクトな構成で、ギヤを用いる場合のようなバックラッシによる回転伝達ロスなしに、モータ８０の出力トルクを増加したのと同様の効果を得られ、高低温時における作動を確実に行える。他は上記実施形態と同様である。
【００４０】
図１１は上記ステッピングモータ８０の第２変形例を示す。上記実施形態ではモータ８０の回転を減速することなくネジ部材６４に伝達しているが、この第２変形例では遊星歯車機構２０１により減速している。すなわち、そのモータ８０の出力シャフト８０ａはネジ部材６４にブッシュ２０９を介して相対回転可能に挿入される。その遊星歯車機構２０１は、そのネジ部材６４に一体化される支持シャフト２０２と、この支持シャフト２０２に回転可能に嵌め合わされる遊星ギア２０３と、第２バルブハウジング７′に一体化されるリングギア２０４と、その出力シャフト８０ａに一体化されるサンギア２０５とを有する。その遊星ギア２０３がリングギア２０４とサンギア２０５とに噛み合う。これにより、その出力シャフト８０ａの回転がサンギア２０５から遊星ギア２０３に伝達され、その遊星ギア２０３がリングギア２０４との噛み合いにより出力シャフト８０ａの周りを周回することでネジ部材６４が回転駆動される。これにより、モータ８０を大型化することなく、出力シャフト８０ａとネジ部材６４とを同軸心に配置したままで、平歯車を用いた減速機構に比べてコンパクトな構成で、モータ８０の出力トルクを増加したのと同様の効果を得られ、高低温時における作動を確実に行える。他は上記実施形態と同様である。
【００４１】
本発明は上記実施形態に限定されない。例えば、上記実施形態では第１の組に属する絞り部における面取り部は、周方向に並列する２つの平坦面から構成したが、３つ以上の平坦面から構成してもよい。また、上記実施形態では第２の組に属する絞り部の閉鎖角度は互いに異なるものとしたが、同一であってもよい。また、各バルブ部材における溝の数は限定されない。
【００４２】
【発明の効果】
本発明によれば、操舵フィーリング、走行安定性を向上し、高速走行時でも必要な操舵補助を行うことができる油圧パワーステアリング装置を提供できる。
【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の制御弁の展開図
【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部分拡大図
【図６】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の可変絞り弁の縦断面図
【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】油圧パワーステアリング装置における操舵トルクと油圧との関係を示す図
【図９】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１０】本発明の第１変形例のモータの部分断面図
【図１１】本発明の第２変形例のモータの部分断面図
【符号の説明】
２０  油圧シリンダ
３０  制御弁
３１  第１バルブ部材
３２  第２バルブ部材
５０ａ、５０ｂ、５０ｃ、５１ａ、５１ｂ、５１ｃ  溝
６７  可変絞り部
７０  ポンプ
７１  タンク
Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ  第１の組に属する絞り部
Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′  第２の組に属する絞り部
Ｓ１、Ｓ２  平坦面
【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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