技術 動力舵取装置

0001

本発明は自動車等に使用される油圧式の動力舵取装置に関するものである。

0002

油圧式の動力舵取装置に用いられる制御弁に要求される圧力特性としては、図６に示すように、ハンドルトルクが小さいうちは油圧アシストが働かない領域があり、ハンドルトルクが所定以上になると緩やかにアシストがかかり、さらにハンドルトルクが大きくなるとアシスト力が増大するものが好適であり、このような特性を満足するものとして、例えば特公平４−１７８１７号公報に記載されているものが知られている。かかる特公平４−１７８１７号公報に記載のものは、バルブランドに形成した複数種類の面取りを組み合せることにより、上記した特性を具現化したものである。

0003

ところで、油圧式の動力舵取装置に用いられる制御弁において発生するシュー音は、図１０に示すように、負荷圧力の上昇に伴ってシュー音レベルｄＢは徐々に増大し、高圧時、つまり、レリーフ圧Ｐt 近くまで負荷圧力が上昇するハンドル操舵のすえ切り時（負荷圧力ＰB ）にシュー音が最も大きくなる。ここで、シュー音とは油の流れを抑制して必要な油圧を得る絞り部で高圧の圧力流体が通過する際に発生するキャビテーションに起因して発生する絞り部特有の騒音のことである。

0004

上記した構成の制御弁で、例えば、ロータリ式の制御弁を構成するスリーブ弁部材とロータ弁部材が各々周方向に８個のランド部を有する場合においては、図１１に示すように、ロータ弁部材４２がスリーブ弁部材４１に対して右回りに相対回転すると、各ランド部間において円周方向に、点線の円で囲った６箇所で絞り部が形成される。

0005

これに対して、図１２に示すノーマルタイプのロータリ式制御弁で、同様に、スリーブ弁部材４１０とロータ弁部材４２０が各々周方向に８個のランド部を有する場合においては、ロータ弁部材４２０がスリーブ弁部材４１０に対して右回りに相対回転すると、各ランド部間において円周方向に、点線の円で囲った８箇所で絞り部が形成される。

0006

したがって、図１１に示す制御弁では、図１２に示すノーマルタイプに比べて絞り部が少なくなるため、絞り部の一箇所当たりに流れる流量が多くなり、シュー音が発生し易いという問題がある。このため、特に、レリーフ圧Ｐt 近くまで負荷圧力が上昇するハンドル操舵のすえ切り時（負荷圧力ＰB ）においてシュー音レベルｄＢの高いシュー音が発生するという問題があった。

0007

本発明は、上述した問題を解決するためになされたもので、請求項１の発明では、ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとにそれぞれ接続する流路に可変絞りをそれぞれ設けた制御弁と、前記ポンプの吐出通路中に設けられた計量オリフィスの前後差圧に応じてバイパス通路を開閉し前記制御弁に供給する流量を所定流量に制御する流量制御弁とを備えた動力舵取装置において、前記制御弁の上流側と前記リザーバとを接続する流路中に設けられハンドル操舵のすえ切り時の負荷圧力より小さい負荷圧力で作動して前記制御弁への供給流量の一部を前記リザーバ側にバイパスするシュー音対策用レリーフ弁を設けたことを特徴とするものである。

0008

また、請求項２の発明では、請求項１に記載の動力舵取装置において、前記制御弁を互いに相対回転可能に嵌合するスリーブ弁部材およびロータ弁部材から構成し、前記スリーブ弁部材の内周には円周上複数の凹溝とランド部とを交互に設け、前記ロータ弁部材の外周には前記凹溝およびランド部にそれぞれ対応する円周上複数のランド部と凹溝とを交互に設け、これら両弁部材のいずれか一方のランド部には、中立時にアンダラップする圧力制御用ランド部分と、中立時にオーバラップする圧力特性調整用ランド部分とを形成し、これら圧力制御用ランド部分および圧力特性調整用ランド部分に圧力流体を供給する一対の供給孔を形成し、これら一対の供給孔の各間に排出孔を形成し、前記圧力制御用ランド部分には、前記両弁部材の相対回転に伴って前記供給孔と前記排出孔との連通面積を漸次縮小するように絞り制御する第１の面取りを形成し、前記圧力特性調整用ランド部分には、前記両弁部材の相対回転に伴って前記供給孔と前記排出孔との連通面積を漸次増大するように絞り制御する第２の面取りと、この第２の面取りの作用に引き続いて前記供給孔と前記排出孔との連通面積を漸次縮小するように絞り制御する第３の面取りとを形成したことを特徴とするものである。

0009

上記の構成により、請求項１の発明では、高圧時、ハンドル操舵のすえ切り時より低い負荷圧力からシュー音対策用レリーフ弁が作動され、制御弁への供給流量の一部をリザーバへバイパスする。シュー音対策用レリーフ弁からリザーバへバイパスされるバイパス流量はさらなる負荷圧力の上昇に伴って増加するため、制御弁への供給流量が減少され、制御弁において形成される絞り部１箇所当たりに流れる流量が減少される。これによって、キャビテーションの発生量が少なくなり、ハンドル操舵のすえ切り時に発生するシュー音のシュー音レベルを低減することができる。

0010

また、請求項２の発明では、圧力制御用ランド部分および圧力特性調整用ランド部分に形成した第１，第２および第３の面取りにより、前述した負荷圧感応バルブによる省エネルギ作用および電磁弁による高速安定性作用に加えて、回転角に対するロータリバルブの絞り面積の変化をハンドルトルクの小さい中立位置近辺では油圧アシストが働かず、ハンドルトルクがある値以上になると油圧アシストがゆるやかに増大し、さらにハンドルトルクが大きくなると油圧アシストが急増する操舵感覚にとって好適な圧力特性とすることができる。

0011

以下本発明の実施例を図面に基づいて説明する。図１は油圧式の動力舵取装置の全体構成を示し、この動力舵取装置は、主として、図略の自動車エンジンによって駆動されるポンプ１０と、リザーバ１１と、ステアリング操作をパワーアシストするパワーシリンダ１２と、ステアリングホイール１３の回転に応じて作動して前記ポンプ１０からパワーシリンダ１２に供給される作動油を絞り制御するロータリ式の制御弁１４とによって構成されている。

0012

前記ポンプ１０の吐出通路１６中には計量オリフィス１７が設けられ、この計量オリフィス１７の前後差圧に応動する流量制御弁１８が設けられている。流量制御弁１８は、計量オリフィス１７の前後差圧を一定に維持するようにリザーバ１１に通ずるバイパス通路１９を開閉し、制御弁１４に供給する作動油の流量を一定に制御するようになっており、流量制御弁１８はばね２０によって前記バイパス通路１９を閉止する方向に付勢されている。なお、流量制御弁１８のばね室２２には、ダンピング用の制御オリフィス２１を介して前記計量オリフィス１７通過後の作動油が導かれるようになっている。

0013

前記制御弁１４は、図２に示すように、ステアリングホイール１３に連結されて一体的に回転するロータ弁部材４２と、このロータ弁部材４２の外周に同軸的に配設されてパワーシリンダ１２によってパワーアシストされるステアリングケージに連結されるスリーブ弁部材４１と、これらロータ弁部材４２とスリーブ弁部材４１を相対回転可能に連結するトーションバー４５と、これらを収納する図略のバルブハウジング等によって構成されている。

0014

前記スリーブ弁部材３１の内周には、複数（実施例においては８個）の凹溝４７が形成され、これら凹溝４７のランド部４８が形成されている。また、前記ロータ弁部材４２の外周には、スリーブ弁部材４１の各凹溝４７にそれぞれ対応する複数のランド部５５が形成され、これらランド部５５の各間に凹溝５６が形成されている。

0015

スリーブ弁部材４１のランド部４８の１つ飛びには供給孔４９が開口され、これら供給孔４９はポンプ１０の供給ポートに接続されている。これら供給孔４９が開口されたランド４８のうち、直径方向に対向する一対のランド部（以下これを調整ランド部４８１と称す）は幅広に形成され、ロータ弁部材４２の２つのランド部５５に跨がってオーバラップしている。また、供給孔４９が開口された残りの一対のランド部４８（以下これを制御ランド部４８２と称す）およびその他のランド部４８はロータ弁部材４２のランド部５５に各々アンダラップして対応している。

0016

かかる一対の制御ランド部４８２の両横に連設された凹溝４７，４７には一対の分配孔５１，５２が開口され、これら一対の分配孔５１，５２は前記パワーシリンダ１２の左右室１２ａ，１２ｂに各々接続されている。また、ロータ弁部材４２の凹溝５６には排出孔５７が開口され、これら排出孔５７はロータ弁部材４２とトーションバー４５との間に形成された通路５８を介してリザーバ１１に接続されている。

0017

次に、前記両弁部材４１，４２の各ランド部４８，５５の位置関係ならびにランド部５５に施される面取りにつき、図３，図４に基づいて説明する。なお、以下の説明においては、両弁部材４１，４２の中立状態における位置関係を述べることとし、バルブ最大回転角をθ１で示す。前記制御ランド部４８２の両横に位置するロータ弁部材４２の２つのランド部５５は、図４の（Ａ）に示すように制御ランド部４８２およびその両側のランド部４８に角度θ２を存してアンダラップされており、それらランド部５５の両端エッジにはゆるやかに傾斜した第１の面取り６１が角度範囲θ３（θ３＝θ１−θ２）にわたって形成されている。また、前記調整ランド部４８１の両横に位置するロータ弁部材４２の２つのランド部５５の各一端は、図４の（Ｂ）に示すように調整ランド部４８１に角度θ４（θ４＞θ２）だけオーバラップされており、そのエッジにはゆるやかに傾斜した第２の面取り６２が角度範囲θ５（θ５＝θ４−θ２）にわたって形成されている。さらに第２の面取り６２が形成されたランド部５５の各他端は、図４の（Ｃ）に示すようにランド部４８に前記角度θ４を存してアンダラップされており、そのエッジにはゆるやかに傾斜した第３の面取り６３が角度範囲θ６（θ６＝θ３−θ５）にわたって形成されている。すなわち、前記第２および第３の面取り６２，６３が形成されたランド部５５の角度幅、調整ランド部４８１の両横に連設された凹溝４７の角度幅と等しくなっており、ランド部５５が凹溝４７に完全に一致したとき、ランド部５５の両端における第２および第３の面取り６２，６３による開口面積はほぼ等しくなるように定められている。

0018

このように制御弁１４は、図３に示すように、形状の異なる圧力制御用ランド部分Ｚ１と、圧力特性調整用ランド部分Ｚ２とが円周上交互に配列された構成となっている。したがって、ロータ弁部材４２とスリーブ弁部材４１との間には、作動油を絞り制御する２種類の制御部７１，７２が周方向に各々９０度の間隔で交互に形成されることになり、前記圧力制御用ランド部分Ｚ１は第１の制御部７１に，前記圧力特性調整用ランド部分Ｚ２は第２の制御部７２に各々対応している。

0019

前記第１の制御部７１は、図１に示すように、ポンプ１０とパワーシリンダ１２の左右室１２ａ，１２ｂとリザーバ１１とに各々接続する４つの流路Ｌ１，Ｌ２，Ｌ３，Ｌ４に各々可変絞りＶ１，Ｖ２，Ｖ３，Ｖ４を設けたブリッジ回路にて簡略図示することができる。これら可変絞りＶ１，Ｖ２，Ｖ３，Ｖ４は各々前記面取り６１における可変絞りであり、これら可変絞りＶ１，Ｖ２，Ｖ３，Ｖ４の絞り開口面積は、ロータ弁部材４２とスリーブ弁部材４１の相対回転角（バルブ回転角）に応じて図５に示すように変化する。

0020

前記第２の制御部７２は、前記第１の制御部７１のブリッジ回路に並列接続されて、ポンプ１０とリザーバ１１とに各々接続する４つの流路Ｌ５，Ｌ６，Ｌ７，Ｌ８に各々可変絞りＶ５，Ｖ６，Ｖ７，Ｖ８を設けたブリッジ回路にて簡略図示することができる。これら可変絞りのうち、ポンプ１０側に接続する可変絞りＶ５，Ｖ６は前記面取り６２における可変絞りであり、リザーバ１１側に接続する可変絞りＶ７，Ｖ８は前記面取り６３における可変絞りであり、これら可変絞りＶ５，Ｖ６および可変絞りＶ７，Ｖ８の開口面積は、ロータ弁部材４２とスリーブ弁部材４１の相対回転角（バルブ回転角）に応じて図５に示すように変化する。

0021

なお、図１中２５は、前記流量制御弁１８のばね室２２の圧力が設定圧（レリーフ圧Ｐt ）以上になった時に作動して圧力を低圧側（バイパス通路１７）に逃す第１レリーフ弁で、この第１レリーフ弁２５は前記流量制御弁１８内に組み込まれている。上記構成に加えて、本発明では、前記制御弁１４の上流側とリザーバ１１とを接続する流路７３に、シュー音対策用第２レリーフ弁７４が設けられている。なお、シュー音対策用第２レリーフ弁７４の下流側には、フェールセーフ用の固定絞り７５が設けられている。

0022

図７は前記シュー音対策用第２レリーフ弁７４の一例を詳細図示したもので、この例において第２レリーフ弁７４は、前記制御弁１４を収納するバルブハウジング１４ａに形成された嵌挿孔３０に設けられており、嵌挿孔３０の開口端は詰栓３６にて液密的に閉塞されている。即ち、第２レリーフ弁７４は、嵌挿孔３０内に液密的に摺動可能に設けられた弁体３３と、この弁体３３の一端によって開閉される開口３１ａを有し前記嵌挿孔３０に嵌挿された略リング状のシート部材３１と、前記弁体３３を前記シート部材３１側に付勢するばね３４とから構成されている。

0023

ここで、前記シート部材３１側であって前記弁体３３の一端には、前記シート部材３１の開口３１ａを開閉するボール３２が設けられており、このボール３２は弁体３３に形成されたボール保持孔３３ａに保持されている。即ち、前記弁体３３はボールポペットタイプとなっている。第２レリーフ弁７４は、前記第１レリーフ弁２５の設定圧Ｐt に比べて低く、さらにはハンドル操舵のすえ切り時の負荷圧力ＰB より低い設定圧ＰA で作動するようになっている。ここで、第１レリーフ弁２５は設定圧Ｐt （レリーフ圧）で作動され、リザーバ１１側へ回路中の圧力を逃すことによって負荷圧力Ｐをレリーフ圧Ｐt に維持するものであるのに対し、第２レリーフ弁７４は負荷圧力Ｐが設定圧ＰA に達したとしても回路中の負荷圧力Ｐが設定圧ＰA に維持されるものではなく、図８に示すように負荷圧力ＰA をクラッキング点として負荷圧力の上昇に伴ってリザーバ１１へのバイパス流量ｑが増加され、図９に示すように、制御弁１４への供給流量Ｑ１を負荷圧力がＰA からＰt まで上昇する間に供給流量Ｑ２まで流量降下させるといった圧力オーバライド特性を備えたものである。言い換えれば、第２レリーフ弁７４が作動したとしても制御弁１４への供給流量の一部がリザーバ１１へバイパスされるだけで図９に示すように制御弁１４へは流量Ｑ２以上、つまり所定以上の流量が確保される。

0024

次に上記した構成に基づいて作動を説明する。図略の自動車エンジンによりポンプ１０が駆動されると、作動油がポンプ１０の吐出ポートから吐出通路１６に吐出される。吐出通路１６に吐出された作動油は計量オリフィス１７を経て制御弁１４に供給される。操舵の中立状態においては、制御弁１４に供給された作動油は、可変絞りＶ１、Ｖ２より可変絞りＶ３，Ｖ４を介してリザーバ１１に等分的に排出され、即ち、制御ランド部４８２に開口された供給孔４９より排出孔５７を介して殆ど抵抗なくリザーバ１１に排出され、パワーシリンダ１２の左右室１２ａ，１２ｂには圧力差が発生せず、低圧状態に保持される。

0025

この状態より、ステアリングホイール１３が回転操作されると、ステアリングホイール１３の回転方向に応じて、可変絞りＶ１，Ｖ３と可変絞りＶ２，Ｖ４のいずれか一方が拡大され、他方が縮小されるため、負荷圧が徐々に上昇してパワーシリンダ１２の左右室１２ａ，１２ｂに差圧が生じる。この時、ロータ弁部材４２がスリーブ弁部材４１に対して相対回転されると、第１の面取り６１部分における可変絞りＶ１，Ｖ３（Ｖ２，Ｖ４）の絞り開口面積は、図５の点線に示すように、ロータ弁部材４２がスリーブ弁部材４１に対してＸ０からＸ１まで相対回転するアンダラップの区間（θ２）では急激に減少し、Ｘ１からＸ２およびＸ３までの区間（θ３）では、面取り６１の作用により減少割合が小さくなる。一方、第２の面取り６２部分における可変絞りＶ５（Ｖ６）においては、図５の一点鎖線に示すように、ロータ弁部材４２がスリーブ弁部材４１に対してＸ０からＸ１まで相対回転する区間（θ２）では、オーバラップによって閉止されているが、Ｘ１を過ぎると面取り６２の作用により開口し始め、その絞り開口面積はＸ２までの区間（θ５）において漸次増大し、Ｘ２を過ぎると急激に増大する。さらに、第３の面取り６３部分においては、図５の２点鎖線に示すように、ロータ弁部材４２がスリーブ弁部材４１に対してＸ０からＸ２まで相対回転するアンダラップの区間（θ４）では、絞り開口面積が急激に減少し、Ｘ２からＸ３までの区間（θ６）では、面取り６３の作用によりその減少割合が小さくなってほぼ０に至る。

0026

これにより回転角に対する制御弁１４全体としての絞り面積の変化は図５の実線に示すようになり、図６に示すように、ハンドルトルクの小さい中立位置近辺では油圧アシストが働かず、ハンドルトルクがある値以上になると油圧アシストがゆるやかに増大し、さらにハンドルトルクが大きくなると油圧アシストが急増する圧力特性となる。

0027

ところで、上記した構成のロータリ式の制御弁１４においては、ロータ弁部材４２及びスリーブ弁部材４１ともに円周方向にランド部が８個形成されているにもかかわらず、中立状態では、可変絞りＶ５（Ｖ６）においては、ロータ部材４２及びスリーブ弁部材４１のランド部がオーバラップして閉止されているため、ハンドル操舵によりロータ部材４２とスリーブ弁部材４１が相対回転されると、円周方向に絞り部が６個しか形成されない。なお、この絞り部は、可変絞りＶ１，Ｖ４，Ｖ８において各々形成される。

0028

この場合、上記した制御弁では、ハンドル操舵時に形成される絞り部の数が少ないため、絞り部の一箇所当たりに流れる流量が多くなり、シュー音が発生し易く、ハンドル操舵のすえ切り時に、つまり、高圧時に発生するシュー音のシュー音レベルｄＢが大きくなってしまうという問題があった。しかしながら、本発明では、前記制御弁１４の上流側とリザーバ１１とを接続する流路７３に、ハンドル操舵のすえ切り時の負荷圧力ＰB より低い設定圧ＰAで作動する第２レリーフ弁７４が設けられているため、高圧である負荷圧力がＰA 以上となると、第２レリーフ弁７４が作動し、制御弁１４の上流側からリザーバ１１側へバイパス流量ｑがバイパスされる。このバイパス流量ｑはさらなる負荷圧力Ｐの上昇に伴って図８に示すように増加されるため、制御弁１４への供給流量Ｑは負荷圧力が第２レリーフ弁７４の設定圧ＰA から第１レリーフ弁２５の設定圧Ｐt まで増大するに伴って、図９に示すように、減少される。

0029

したがって、高圧時に制御弁１４へ流れていた流量の一部をリザーバ１１側へバイパスさせることにより、絞り部１箇所当たりに流れる流量を減少させることができるので、キャビテーションの発生量が少なくなり、図１０の点線に示すように負荷圧力Ｐに対するシュー音レベルｄＢを低減することができる。上記実施例においては、３種類の面取りの組み合わせにより所望の圧力特性を得られる制御弁を用いて説明したが、本発明が適用できる制御弁は上記した構成のものに限定されるものではなく、高圧時に制御弁への供給流量の一部を低圧側にバイパスさせ、制御弁にて形成される絞り部１箇所当たりに流れる流量を減少させ、シュー音を低減させるといった技術思想に逸脱しない限り、種々の制御弁に適用できるものである。

0030

以上述べたように本発明の動力舵取装置によれば、請求項１の発明においては、制御弁の上流側とリザーバとを接続する流路中にハンドル操舵のすえ切り時の負荷圧力より小さい負荷圧力で作動して前記制御弁への供給流量の一部を前記リザーバ側にバイパスするシュー音対策用レリーフ弁を設けたので、すえ切り時の高圧時に制御弁へ供給流量の一部がリザーバ側へバイパスされ、制御弁において形成される絞り部の１箇所当たりに流れる流量を少なくできる。これによって、キャビテーションの発生量が少なくなり、シュー音を低減することができる。

0031

また、請求項２の発明によれば、上記した効果に加えて、圧力制御用ランド部分および圧力特性調整用ランド部分に形成した第１，第２および第３の面取りの相互作用に回転角に対する制御弁の絞り面積の変化をハンドルトルクの小さい中立位置近辺では油圧アシストが働かず、ハンドルトルクがある値以上になると油圧アシストがゆるやかに増大し、さらにハンドルトルクが大きくなると油圧アシストが急増する操舵感覚にとって好適な圧力特性とすることができる効果がある。

0032

図１本発明の実施例を示す動力舵取装置の全体構成図である。
図２ロータリ式制御弁の断面図である。
図３図２の展開図である。
図４図３の部分拡大断面図である。
図５バルブ回転角に対する絞り面積の関係を示すグラフである。
図６ハンドルトルクに対するシリンダ差圧の関係を示す特性図である。
図７シュー音対策用第２レリーフ弁の詳細図である。
図８負荷圧力に対する第２レリーフ弁のバイパス流量の関係を示す図である。
図９負荷圧力に対する制御弁への供給流量の関係を示す図である。
図１０負荷圧力に対するシュー音レベルの関係を示す図である。
図１１図２におけるハンドル操舵時の作動状態図である。
図１２ノーマルタイプのロータリ式制御弁の断面図である。

0033

１０ポンプ
１１リザーバ
１２パワーシリンダ
１４制御弁
１６吐出通路
１７計量オリフィス
１８流量制御弁
１９バイパス通路
２２ ばね室
７３流路
７４シュー音対策用第２レリーフ弁