JP3596151B2

JP3596151B2 - Power steering device

Info

Publication number: JP3596151B2
Application number: JP7444896A
Authority: JP
Inventors: 幹夫鈴木; 健一福村; 勝鈴木
Original assignee: Toyoda Koki KK
Current assignee: Toyoda Koki KK
Priority date: 1996-03-28
Filing date: 1996-03-28
Publication date: 2004-12-02
Anticipated expiration: 2016-03-28
Also published as: JPH09263252A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、低負荷圧時にポンプから制御弁に供給される流量を低減して省エネルギ化を図った動力舵取装置、特に低速時においては低負荷圧時であっても流量低減作用を無効にできるようにした動力舵取装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ハンドルを操作していない低負荷圧時にポンプから制御弁に供給される流量を低減して省エネルギ化を図った動力舵取装置は、例えば特開平６−８８４０号公報に記載されているように公知である。
かかる動力舵取装置においては、流量調整弁のばね室と低圧側との間に、負荷圧に応じて絞り開度が変化される負荷圧感応弁を設け、低負荷圧時においては、負荷圧感応弁を開口して流量調整弁のばね室を低圧側に開放し、制御弁に供給される流量を低減して省エネルギ化を達成している。またハンドル操作により負荷圧が上昇すると負荷圧感応弁が閉止され、制御弁に供給される流量を増大復帰させるようになっている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
この種の動力舵取装置によれば、車の走行状態の大半を占める直進走行時において、ポンプ駆動に必要な動力損失が低減され、省エネルギ化に大きな効果を発揮できるようになっている。
しかしながら、上記したように、ハンドル操作による負荷圧の上昇によって制御弁に供給される流量を増大復帰する構成であるため、低速、据切時においては、ハンドルを操作して負荷圧をある程度まで上昇させないことにはアシストに十分必要な流量まで復帰せず、低速、据切時においてはハンドル切り始めの操舵力が重くなる問題があった。
【０００４】
【課題を解決するための手段】
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、ポンプとパワーシリンダの両油室とリザーバとに接続する流路にハンドル操舵に応じて制御される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メータリング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調整弁とを備えた動力舵取装置において、負荷圧に応じて制御され低負荷圧時は開口され高負荷圧時は閉止される第１の可変絞りを備えた負荷圧感応弁と、この負荷圧感応弁の下流側に接続され、車速に応じて制御され低速走行時は閉止され高速走行時は開口される第２の可変絞りを備えた電磁弁とを設け、これら負荷圧感応弁および電磁弁の第１および第２の可変絞りを直列に介して流量調整弁のばね室を低圧側に連通させたものである。
【０００５】
上記した構成により、操舵の中立状態においては負荷圧が低いので、負荷圧感応弁の第１の可変絞りが開かれているが、低速走行時においては電磁弁の第２の可変絞りが閉じられているため、流量調整弁のばね室は低圧側に開放されず、制御弁に供給される作動油の供給流量は最大流量に維持され、低速、据切時の操舵が軽快に行える。
【０００６】
これに対し、中速、高速走行時における操舵の中立状態においては、第１および第２の可変絞りが開かれているので、これら可変絞りを介して流量調整弁のばね室が低圧側に開放されて圧力が低下する。従ってポンプより吐出された作動油はより多くポンプの吸入側に還流され、制御弁に供給される作動油の供給流量が減少され、エネルギ損失を低減できる。
【０００７】
しかして中速、高速走行状態において、ステアリングが操作されて負荷圧が上昇すると、負荷圧感応弁が作動して第１の可変絞りが縮小し、ついには閉止されるに至る。これにより制御弁に供給される作動油の供給流量が増加され、アシスト作用に寄与する。
【０００８】
【実施の形態】
以下本発明の実施の形態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、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の回転により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１３とによって構成されている。
【０００９】
前記ポンプ１０のポンプハウジング１４には、図２に示すように弁収納穴１５が形成され、この弁収納孔１５にポンプ１０の吐出ポートに連通する供給通路１６とポンプ１０の吸入ポートに連通するバイパス通路１７が弁収納孔１５の軸線方向に離間して開口されている。
前記弁収納孔１５の一端にはユニオン１８が液密的に螺着され、このユニオン１８に前記制御弁１３の入口ポートに通ずる送出口１９が開口されている。またユニオン１８には、前記供給通路１６と送出口１９との間にメータリングオリフィス２２が形成されている。
【００１０】
前記弁収納穴１５には流量調整用のバイパスバルブ２４が摺動可能に嵌装され、このバイパスバルブ２４はばね室２５に介挿したばね２６の弾発力により供給通路１６とバイパス通路１７との連通を閉止する方向に付勢されている。
前記ポンプハウジング１４には、前記メータリングオリフィス２２通過後の作動油を前記弁収納穴１５のばね室２５に導く連通路２７が形成されている。連通路２７の途中には制御オリフィス２９が形成され、この制御オリフィス２９を介してメータリングオリフィス２２の下流側の作動油が前記ばね室２５に導かれる。これによりバイパスバルブ２４の両端にはメータリングオリフィス２２の前後差圧が導入され、この差圧に応じてバイパスバルブ２４が軸方向へ移動し、上記差圧を一定にするようにバイパス通路１７の開度を調整するようになっている。上記したメータリングオリフィス２２、バイパスバルブ２４およびばね２６により、流量調整弁３０を構成している。
【００１１】
また前記ポンプハウジング１４には、弁収納孔１５と平行に嵌挿穴３１が形成され、この嵌挿穴３１に負荷圧感応弁３２が収納されている。かかる負荷圧感応弁３２は、前記嵌挿穴３１に摺動可能に嵌挿されたスプールバルブ３３と、このスプールバルブ３３の先端に固着されたボール３４と、このボール３４が着座する弁座３５に開口する内孔３６と、前記スプールバルブ３３を弁座３５から離間する方向に付勢するばね３７とから構成されている。
【００１２】
前記スプールバルブ３３の一端には、ポンプハウジング１４に形成した第１の導入路４０を介して前記制御オリフィス２９を通過する前の作動油が導入されるようになっている。また前記内孔３６の一端には、ポンプハウジング１４に形成した第２の導入路４１を介して前記制御オリフィス２９を通過した後の作動油が導入されるようになっている。
【００１３】
ここで前記スプールバルブ３３の外径（ＤＡ）と、弁座３５に形成した内孔３６の内径（ＤＢ）との関係は、スプールバルブ３３の外径の方が内孔３６の内径より僅かに大きくなっており、これにより制御オリフィス２９の上流側の圧力が導入されるスプールバルブ３３一端側の受圧面積ＳＡ（＝π／４・ＤＡ^２）を大とし、制御オリフィス２９の下流側の圧力が導入されるスプールバルブ３３他端（ボール３４）側の受圧面積ＳＢ（＝π／４・ＤＢ^２）を小としている。そして、前記スプールバルブ３３に固着されたボール３４と弁座３５との間で第１の可変絞り４３が形成され、この第１の可変絞り４３の下流側はポンプハウジング１４に形成した排出路４４の一端に連通され、この排出路４４の他端は前記バイパス通路１７に連通されている。
【００１４】
前記排出路４４の途中には第２の可変絞り４５が設けられ、この第２の可変絞り４５を車速に応じて制御する電磁弁４６が前記ポンプハウジング１４に取付けられている。かかる電磁弁４６はソレノイドに印加される電流に応じて変位される制御ロッド４８を備え、この制御ロッド４８によって第２の可変絞り４５の開度を制御するようになっている。
【００１５】
前記電磁弁４６には車速センサ５０からの車速信号が入力される電子制御装置５１によって車速に応じた電流がソレノイド駆動回路５２を介して印加され、第２の可変絞り４５の開度を車速に応じて図４に示すように制御するようになっている。すなわち、車速が低い低速走行時及び停車時には、第２の可変絞り４５の開度を閉止し、車速の上昇に従って第２の可変絞り４５の開度を増大し、高速走行時においては最大開度Ａ２に保つようにしている。
【００１６】
上記した構成により、負荷圧感応弁３２は通常（低負荷圧時）ばね３７の付勢力により摺動端に保持され、第１の可変絞り４３を全開している。一方、高速走行時においては電磁弁４６の作用により第２の可変絞り４５が全開されている。これにより前記流量調整弁３０のばね室２５は、第１および第２の可変絞り４３を直列に介して低圧側のバイパス通路１７に連通される。
【００１７】
この状態においては、メータリングオリフィス２２を通過した作動油は制御オリフィス２９を介してばね室２５に導入されるとともに、内孔３６、第１および第２の可変絞り４３、４５を介して低圧側（バイパス通路１７）に排出される。従って負荷圧感応弁３２には、制御オリフィス２９通過前の圧力Ｐｂによって発生する右方向の油圧推力と、制御オリフィス２９通過後の圧力Ｐａによって発生する左方向の油圧推力とが作用する。
【００１８】
この場合、負荷圧感応弁３２を右方向油圧推力として作用する受圧面積がＳＡであり、左方向油圧推力として作用する受圧面積がＳＢであるので、負荷圧感応弁２４を右方向に押圧する推力Ｆ１は、Ｆ１＝ＳＡ・Ｐｂ、反対に左方向に押圧する推力Ｆ２は、Ｆ２＝ＳＢ・Ｐａ＋Ｆｓとなる。ここでＦｓはばね３７のばね力を示す。
【００１９】
そして、負荷圧が低圧の状態においては、負荷圧感応弁３２に作用する左右の油圧推力差が小さいため、ばね３７によるバイアス作用により、Ｆ１＜Ｆ２の関係が成り立つ。しかしながら、負荷圧が高くなると、左右の油圧推力差が増大し、Ｆ１＞Ｆ２の関係に変化する。従って負荷圧感応弁３２はばね３７に抗して変位し始め、第１の可変絞り４３が縮小され、遂には閉止されるに至る。
【００２０】
前記制御弁１３は、図１に簡略図示するように、ポンプ１０とパワーシリンダ１２の両油室とリザーバ１１とにそれぞれ接続する４つの流路にセンタオープン形の可変絞りＶ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４を設けた構成からなっている。
なお、図１中６０は、前記流量調整弁３０のバイパスバルブ２４内に組み込まれたレリーフ弁で、このレリーフ弁６０は前記バイパスバルブ２４のばね室２５の圧力が設定圧以上になったときに作動して、圧力を前記バイパス通路１７に逃がすようになっている。
【００２１】
次に上述した実施の形態に基づいて作動を説明する。
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の吐出ポートから供給通路１９に吐出される。供給通路１９に吐出された作動油はメータリングオリフィス２２を通過して送出口２１から送出され、制御弁１３に供給される。また、メータリングオリフィス２２を通過した作動油は、連通路２７を介してばね室２５に導入される。従ってバイパスバルブ２４にはメータリングオリフィス２２前後の差圧が作用し、この差圧を一定に維持するようにバイパス通路１７の開度を制御し、制御弁１３に供給する流量を一定に制御する。
【００２２】
ところで、操舵の中立状態においては、制御弁１３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、パワーシリンダ１２の両油室は均等な低圧状態に保持される。
この状態においては負荷圧が低いので、負荷圧感応弁３２の両端に作用する油圧推力差は小さく、ばね３７によるバイアス作用により負荷圧感応弁３２はボール３４が弁座３５より離間する方向の摺動端に保持される。これにより第１の可変絞り４３が全開されて流量調整弁３０のばね室２５に通ずる第２の導入路４１と排出路４４とが互いに連通状態に保持される。
【００２３】
しかしながら、車の停車状態ないしは低速走行状態においては、電磁弁４６の制御ロッド４８が第２の可変絞り４５を閉止しているため、前記第１の可変絞り４３が全開された状態においても、流量調整弁３０のばね室２５とバイパス通路１７との連通は遮断されている。
従って車の停車状態ないしは低速走行状態においては、図５のＡに示すように、操舵の中立状態（低負荷圧時）においても供給弁１３に供給される供給流量は最大流量Ｑ２に維持され、低速、据切時にハンドル切り始めの操舵力が重くなることはなく、軽快なステアリング操作を行い得る。
【００２４】
これに対し、中速ないしは高速走行時には、電磁弁４６の制御ロッド４８が第２の可変絞り４５を開口するので、中速ないしは高速走行時における操舵の中立状態においては、流量調整弁３０のばね室２５が第１および第２の可変絞り４３、４５を介してバイパス通路１７に連通される。これによりばね室２５から低圧側にパイロット流量がリークされてばね室２５の圧力が低下するため、バイパスバルブ２４がバイパス通路１７をより開く方向に変位され、ポンプ１０より吐出された作動油はより多くバイパス通路１７にバイパスされ、ポンプ１０の吸入側に還流される。従って、制御弁１３に供給される作動油の供給流量は、中速走行時においては図５のＢに示すように流量Ｑ１〜Ｑ２の間に低減され、また、高速走行時においては図５のＣに示すように最低流量Ｑ１まで低減される。これにより、ポンプ動力のエネルギ損失を低減できる。
【００２５】
また、中速ないしは高速走行時において、ハンドルが操作されると負荷圧が上昇し、この負荷圧がある圧力Ｐ１まで上昇すると、負荷圧感応弁３２の受圧面積差により、負荷圧感応弁３２の両端に作用する油圧推力差が増大する。しかしてその油圧推力差がばね３７のバイアス以上になると、負荷圧感応弁３２がばね３７に抗して変位され、第１の可変絞り４３の絞り面積が制限される。従って流量調整弁３０のばね室２５から低圧側にリークされる流量が減少されるため、ばね室２５の圧力が増大されてバイパスバルブ２４がバイパス通路１７を絞る方向に変位され、制御弁１３に供給される作動油の供給流量は、図５に示すように負荷圧の上昇に従って流量Ｑ２まで増加され、アシスト作用に寄与する。
【００２６】
【発明の効果】
以上述べたように本発明は、負荷圧に応じて制御され低負荷圧時は開口され高負荷圧時は閉止される第１の可変絞りを備えた負荷圧感応弁と、この負荷圧感応弁の下流側に接続され、車速に応じて制御され低速走行時は閉止され高速走行時は開口される第２の可変絞りを備えた電磁弁とを設け、これら第１および第２の可変絞りを直列に介して流量調整弁のばね室を低圧側に連通させた構成であるので、車の停車状態ないしは低速走行状態においては、操舵の中立状態においても供給弁に供給される供給流量は最大流量に維持され、低速、据切時における軽快なステアリング操作を行い得る効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す動力舵取装置の全体構成図である。
【図２】ポンプの詳細を示す断面図である。
【図３】負荷圧に対する第１の可変絞りの絞り面積の関係を示すグラフである。
【図４】車速に対する第２の可変絞りの絞り面積の関係を示すグラフである。
【図５】負荷圧に対する供給流量特性を示すグラフである。
【符号の説明】
１０ポンプ
１１リザーバ
１２パワーシリンダ
１３制御弁
１４ポンプハウジング
１６供給通路
１７バイパス通路
２２メータリングオリフィス
２４バイパスバルブ
２５ばね室
２６ばね
３０流量調整弁
３２負荷圧感応弁
４３、４５可変絞り
４６電磁弁
５０車速センサ
Ｖ１〜Ｖ４可変絞り[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention is directed to a power steering apparatus that saves energy by reducing the flow rate supplied from a pump to a control valve at low load pressure, and in particular, at low speeds, invalidates the flow rate reduction effect even at low load pressure. The present invention relates to a power steering device that can be used.
[0002]
[Prior art]
A power steering apparatus that reduces the flow rate supplied from the pump to the control valve at a low load pressure when the steering wheel is not operated to save energy is disclosed in, for example, JP-A-6-8840. It is known.
In such a power steering device, a load pressure sensitive valve whose throttle opening is changed in accordance with the load pressure is provided between the spring chamber of the flow control valve and the low pressure side. The sensitive valve is opened to open the spring chamber of the flow control valve to the low pressure side, thereby reducing the flow supplied to the control valve to achieve energy saving. When the load pressure is increased by operating the handle, the load pressure sensitive valve is closed, and the flow rate supplied to the control valve is increased and returned.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
According to this type of power steering device, the power loss required for driving the pump is reduced during straight running, which occupies most of the running state of the vehicle, and it is possible to exert a great effect on energy saving.
However, as described above, since the flow rate supplied to the control valve is increased and returned by an increase in the load pressure due to the operation of the handle, the handle is operated to increase the load pressure to a certain extent at low speed and when the vehicle is stationary. Otherwise, there is a problem that the flow rate does not return to a level sufficient for assisting, and the steering force at the start of turning the steering wheel becomes heavy at low speed and when the vehicle is stationary.
[0004]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has been made in order to solve the above-described problems, and has a control valve provided with a variable throttle controlled in accordance with steering wheel steering in a flow path connected to both the oil chamber of the pump and the power cylinder and the reservoir. And a flow control valve for opening and closing a bypass passage in accordance with a pressure difference between a metering orifice provided in a discharge passage of the pump and controlling a flow supplied to the control valve to a predetermined flow. A load pressure-sensitive valve having a first variable throttle that is controlled according to the load pressure and is opened at a low load pressure and closed at a high load pressure, and connected to a downstream side of the load pressure-sensitive valve; A solenoid valve having a second variable throttle which is controlled according to the vehicle speed and is closed during low-speed running and opened during high-speed running, and the first and second variable valves of the load pressure sensitive valve and the solenoid valve are provided. flow through the aperture to the series The spring chamber of the control valve is obtained communicated with the low pressure side.
[0005]
With the above-described configuration, the load variable is low in the neutral state of steering, so that the first variable throttle of the load pressure sensitive valve is open, but the second variable throttle of the solenoid valve is closed during low-speed running. Therefore, the spring chamber of the flow control valve is not opened to the low pressure side, the supply flow rate of the hydraulic oil supplied to the control valve is maintained at the maximum flow rate, and steering at low speed and at the time of stationary operation can be performed lightly.
[0006]
On the other hand, in the neutral state of steering at the time of middle-speed and high-speed running, the first and second variable throttles are opened, so that the spring chamber of the flow control valve is opened to the low pressure side via these variable throttles. The pressure drops. Accordingly, more hydraulic oil discharged from the pump is returned to the suction side of the pump, and the supply flow rate of hydraulic oil supplied to the control valve is reduced, so that energy loss can be reduced.
[0007]
When the steering is operated to increase the load pressure in the middle-speed and high-speed driving states, the load-pressure-sensitive valve is actuated, the first variable throttle is reduced, and finally the valve is closed. Thereby, the supply flow rate of the working oil supplied to the control valve is increased, which contributes to the assist operation.
[0008]
Embodiment
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 shows an overall configuration of a hydraulic power steering device. The power steering device mainly includes a pump 10 driven by an automobile engine, a reservoir 11, a power cylinder 12 for power assisting a steering operation, and A rotary control valve 13 that operates by rotation of a steering wheel to throttle and control hydraulic oil supplied from the pump 10 to the power cylinder 12.
[0009]
As shown in FIG. 2, a valve housing hole 15 is formed in the pump housing 14 of the pump 10. The valve housing hole 15 communicates with a supply passage 16 communicating with a discharge port of the pump 10 and a suction port of the pump 10. The bypass passage 17 is opened apart from the valve housing hole 15 in the axial direction.
A union 18 is screwed to one end of the valve housing hole 15 in a liquid-tight manner, and a delivery port 19 communicating with an inlet port of the control valve 13 is opened in the union 18. A metering orifice 22 is formed in the union 18 between the supply passage 16 and the outlet 19.
[0010]
A bypass valve 24 for adjusting a flow rate is slidably fitted in the valve storage hole 15. The bypass valve 24 is connected between the supply passage 16 and the bypass passage 17 by the elastic force of a spring 26 inserted into a spring chamber 25. It is urged in the direction to close the communication.
A communication passage 27 is formed in the pump housing 14 for guiding the hydraulic oil after passing through the metering orifice 22 to the spring chamber 25 of the valve housing hole 15. A control orifice 29 is formed in the middle of the communication passage 27, and hydraulic oil downstream of the metering orifice 22 is guided to the spring chamber 25 via the control orifice 29. As a result, a differential pressure across the metering orifice 22 is introduced to both ends of the bypass valve 24, and the bypass valve 24 moves in the axial direction according to the differential pressure, and the bypass passage 17 is controlled so as to keep the differential pressure constant. The opening is adjusted. The metering orifice 22, the bypass valve 24 and the spring 26 constitute a flow regulating valve 30.
[0011]
A fitting hole 31 is formed in the pump housing 14 in parallel with the valve housing hole 15, and a load pressure sensitive valve 32 is housed in the fitting hole 31. The load pressure sensitive valve 32 includes a spool valve 33 slidably fitted in the fitting hole 31, a ball 34 fixed to the tip of the spool valve 33, and a valve seat 35 on which the ball 34 is seated. And a spring 37 for urging the spool valve 33 in a direction away from the valve seat 35.
[0012]
The operating oil before passing through the control orifice 29 is introduced into one end of the spool valve 33 via a first introduction passage 40 formed in the pump housing 14. Further, at one end of the inner hole 36, the working oil after passing through the control orifice 29 is introduced through a second introduction passage 41 formed in the pump housing 14.
[0013]
Here, the relationship between the outer diameter (DA) of the spool valve 33 and the inner diameter (DB) of the inner hole 36 formed in the valve seat 35 is such that the outer diameter of the spool valve 33 is slightly smaller than the inner diameter of the inner hole 36. As a result, the pressure receiving area SA (= π / 4 · DA ² ) on one end side of the spool valve 33 into which the pressure on the upstream side of the control orifice 29 is introduced is increased, and the pressure on the downstream side of the control orifice 29 is increased. The pressure receiving area SB (= π / 4 · DB ² ) on the other end (ball 34) side of the introduced spool valve 33 is small. A first variable throttle 43 is formed between the ball 34 fixed to the spool valve 33 and the valve seat 35, and a downstream side of the first variable throttle 43 is a discharge passage 44 formed in the pump housing 14. The other end of the discharge path 44 is connected to the bypass passage 17.
[0014]
A second variable throttle 45 is provided in the middle of the discharge path 44, and an electromagnetic valve 46 for controlling the second variable throttle 45 according to the vehicle speed is attached to the pump housing 14. The solenoid valve 46 includes a control rod 48 that is displaced in accordance with a current applied to the solenoid, and controls the opening of the second variable throttle 45 by the control rod 48.
[0015]
A current corresponding to the vehicle speed is applied to the solenoid valve 46 via a solenoid drive circuit 52 by an electronic control unit 51 to which a vehicle speed signal from a vehicle speed sensor 50 is input, and the opening of the second variable throttle 45 is adjusted to the vehicle speed. In response, control is performed as shown in FIG. That is, the opening of the second variable throttle 45 is closed when the vehicle is running at a low speed and the vehicle is stopped at a low speed, and the opening of the second variable throttle 45 is increased as the vehicle speed increases. I keep it at A2.
[0016]
With the above-described configuration, the load pressure sensitive valve 32 is normally held at the sliding end by the urging force of the spring 37 (at a low load pressure), and the first variable throttle 43 is fully opened. On the other hand, during high-speed traveling, the second variable throttle 45 is fully opened by the action of the solenoid valve 46. Thereby, the spring chamber 25 of the flow regulating valve 30 is communicated with the low-pressure side bypass passage 17 via the first and second variable throttles 43 in series.
[0017]
In this state, the hydraulic oil that has passed through the metering orifice 22 is introduced into the spring chamber 25 through the control orifice 29, and at the same time through the inner hole 36, the first and second variable throttles 43 and 45, (Bypass passage 17). Therefore, a rightward hydraulic thrust generated by the pressure Pb before passing through the control orifice 29 and a leftward hydraulic thrust generated by the pressure Pa after passing through the control orifice 29 act on the load pressure sensitive valve 32.
[0018]
In this case, the pressure receiving area that acts on the load pressure sensitive valve 32 as a rightward hydraulic thrust is SA, and the pressure receiving area that acts as a leftward hydraulic thrust is SB, so that the thrust that presses the load pressure sensitive valve 24 rightward is used. F1 is F1 = SA · Pb, and conversely, the thrust F2 pressing leftward is F2 = SB · Pa + Fs. Here, Fs indicates the spring force of the spring 37.
[0019]
When the load pressure is low, the difference between the right and left hydraulic thrusts acting on the load pressure sensitive valve 32 is small, so that the relationship of F1 <F2 is established by the bias action of the spring 37. However, when the load pressure increases, the difference between the left and right hydraulic thrusts increases, and the relationship changes to F1> F2. Therefore, the load pressure-sensitive valve 32 starts to be displaced against the spring 37, and the first variable throttle 43 is reduced and finally closed.
[0020]
As shown in FIG. 1, the control valve 13 is provided with center-open variable throttles V 1, V 2, V 3 in four flow paths respectively connected to the oil chambers of the pump 10 and the power cylinder 12 and the reservoir 11. V4 is provided.
In FIG. 1, reference numeral 60 denotes a relief valve incorporated in the bypass valve 24 of the flow control valve 30. This relief valve 60 is used when the pressure of the spring chamber 25 of the bypass valve 24 becomes higher than a set pressure. In operation, pressure is released to the bypass passage 17.
[0021]
Next, the operation will be described based on the above-described embodiment.
When the pump 10 is driven by the automobile engine, hydraulic oil is discharged from the discharge port of the pump 10 to the supply passage 19. The hydraulic oil discharged into the supply passage 19 passes through the metering orifice 22, is sent out from the outlet 21, and is supplied to the control valve 13. The hydraulic oil that has passed through the metering orifice 22 is introduced into the spring chamber 25 through the communication passage 27. Therefore, a differential pressure across the metering orifice 22 acts on the bypass valve 24, and the opening of the bypass passage 17 is controlled so as to maintain this differential pressure constant, and the flow rate supplied to the control valve 13 is controlled constant. .
[0022]
By the way, in the neutral state of steering, the hydraulic oil supplied to the control valve 13 is equally discharged from the variable throttles V1 and V2 to the reservoir 11 via the variable throttles V3 and V4. Are maintained in a uniform low pressure state.
In this state, since the load pressure is low, the difference in hydraulic thrust acting on both ends of the load pressure sensitive valve 32 is small, and the load pressure sensitive valve 32 slides in the direction in which the ball 34 is separated from the valve seat 35 by the biasing action of the spring 37. It is held at the moving end. As a result, the first variable throttle 43 is fully opened, and the second introduction path 41 and the discharge path 44 communicating with the spring chamber 25 of the flow control valve 30 are maintained in communication with each other.
[0023]
However, when the vehicle is stopped or running at a low speed, the control rod 48 of the solenoid valve 46 closes the second variable throttle 45. Therefore, even when the first variable throttle 43 is fully opened, the flow rate can be reduced. The communication between the spring chamber 25 of the regulating valve 30 and the bypass passage 17 is shut off.
Therefore, when the vehicle is stopped or running at a low speed, the supply flow rate supplied to the supply valve 13 is maintained at the maximum flow rate Q2 even in the neutral steering state (at low load pressure), as shown in FIG. The steering force at the start of turning the steering wheel does not become heavy at low speed and stationary, and a light steering operation can be performed.
[0024]
On the other hand, the control rod 48 of the solenoid valve 46 opens the second variable throttle 45 at the time of middle speed or high speed running. The chamber 25 is connected to the bypass passage 17 via the first and second variable throttles 43 and 45. As a result, the pilot flow is leaked from the spring chamber 25 to the low-pressure side, and the pressure in the spring chamber 25 is reduced, so that the bypass valve 24 is displaced in a direction to open the bypass passage 17 more, and the hydraulic oil discharged from the pump 10 becomes less. Many are bypassed to the bypass passage 17 and returned to the suction side of the pump 10. Therefore, the supply flow rate of the hydraulic oil supplied to the control valve 13 is reduced between the flow rates Q1 and Q2 as shown in FIG. 5B at the time of medium speed running, and the flow rate of FIG. As shown in C, the flow rate is reduced to the minimum flow rate Q1. Thereby, the energy loss of the pump power can be reduced.
[0025]
When the steering wheel is operated at a middle speed or a high speed, the load pressure rises. When the load pressure rises to a certain pressure P1, the load receiving area of the load pressure sensitive valve 32 increases. The difference in hydraulic thrust acting on both ends increases. When the difference in hydraulic thrust exceeds the bias of the spring 37, the load pressure sensitive valve 32 is displaced against the spring 37, and the throttle area of the first variable throttle 43 is limited. Accordingly, since the flow rate leaked from the spring chamber 25 of the flow control valve 30 to the low pressure side is reduced, the pressure of the spring chamber 25 is increased, and the bypass valve 24 is displaced in a direction to narrow the bypass passage 17. The supply flow rate of the supplied working oil is increased to the flow rate Q2 as the load pressure increases, as shown in FIG. 5, and contributes to the assisting action.
[0026]
【The invention's effect】
Above mentioned manner, the present invention, low load pressure time is controlled according to the load pressure and the load pressure responsive valve opening by a high load pressure time is provided with a first variable throttle being closed, the load pressure responsive valve And a solenoid valve having a second variable throttle which is controlled in accordance with the vehicle speed and is closed during low-speed running and opened during high-speed running. Since the spring chamber of the flow control valve is connected in series to the low pressure side via the series connection, the supply flow rate supplied to the supply valve is the maximum flow rate even in the neutral state of steering when the vehicle is stopped or running at low speed. , And there is an effect that a light steering operation can be performed at low speed and when the vehicle is stationary.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a power steering device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view showing details of a pump.
FIG. 3 is a graph showing a relationship between a load pressure and a throttle area of a first variable throttle.
FIG. 4 is a graph showing a relationship between a vehicle speed and a stop area of a second variable stop.
FIG. 5 is a graph showing a supply flow rate characteristic with respect to a load pressure.
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 10 pump 11 reservoir 12 power cylinder 13 control valve 14 pump housing 16 supply passage 17 bypass passage 22 metering orifice 24 bypass valve 25 spring chamber 26 spring 30 flow regulating valve 32 load pressure sensitive valve 43, 45 variable throttle 46 solenoid valve 50 vehicle speed Sensors V1 to V4 Variable aperture

Claims

A control valve provided with a variable throttle controlled in accordance with steering of a handle in a flow path connected to both oil chambers and a reservoir of a pump and a power cylinder, and before and after a metering orifice provided in a discharge passage of the pump. In a power steering apparatus having a flow regulating valve that opens and closes a bypass passage according to a differential pressure and controls a flow rate supplied to the control valve to a predetermined flow rate, the power steering apparatus is controlled according to a load pressure and is opened at a low load pressure. A load pressure sensitive valve having a first variable throttle that is closed at the time of high load pressure, and connected downstream of the load pressure sensitive valve and controlled according to the vehicle speed to be closed at low speed travel and closed at high speed travel; an electromagnetic valve having a second variable throttle to be opened provided, communicating the spring chamber of load pressure responsive valve and the first and second variable throttle solenoid valve through the series flow control valve to the low pressure side Motion characterized by having Steering apparatus.

The load pressure sensitive valve has a pressure receiving area difference at both ends thereof, and is biased by a spring toward a large diameter side of the pressure receiving area to open the first variable throttle at a low load pressure. The power steering device according to claim 1.