JP3762531B2 - Variable throttle valve - Google Patents
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Description
【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[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable throttle valve including a throttle portion whose opening degree changes with axial displacement of a spool.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
In a hydraulic power steering device, a variable throttle valve having a throttle portion whose opening degree changes according to driving conditions such as a vehicle speed is used, and the hydraulic pressure acting on the steering assist force generating hydraulic actuator is controlled according to the driving conditions. Yes.
[0003]
For example, a variable throttle valve having a throttle portion that is driven by a motor to rotate a screw member that is screwed into a spool that is inserted into the housing so as to be axially movable, and whose opening is changed by the axial movement of the spool by the rotation of the screw member Is used.
[0004]
In order to precisely control the opening of the throttle portion, it is necessary to prevent relative rotation of the spool with respect to the housing. In order to prevent the relative rotation, an anti-rotation member is provided, a portion in contact with the spool and the housing so as not to rotate relative to each other is formed, and the shaft center of the spool and the shaft center of the screw member are eccentric. It has been broken.
[0005]
However, if a rotation preventing member is provided to prevent the relative rotation, or if a portion in contact with the spool and the housing is formed, the cost, processing, and assembly man-hour are increased. When the shaft center of the spool and the shaft center of the screw member are decentered, a force is applied to press the outer periphery of the spool against the inner periphery of the insertion hole by the rotation of the screw member. There is a problem that the displacement of the spool is hindered by friction based on the pressing force.
[0006]
Further, there is used a variable throttle valve that can change the opening degree of the throttle portion between the inner periphery of the insertion hole and the outer periphery of the spool by rotation of the spool in the insertion hole formed in the housing. When such a rotating spool is used, screw processing of a screw member or a spool becomes unnecessary.
[0007]
However, the conventional rotating spool is supported at one point by the rotating shaft of the motor, or is supported by the inner surface of the insertion hole via a seal ring. Such a spool supported at one point easily swings, and there is a problem that rotation is hindered by friction with the inner surface of the insertion hole. In addition, the spool supported by the inner surface of the insertion hole via the seal ring is hindered from rotating by the tightening force of the seal ring, or the seal ring is deformed and swung to cause friction with the inner surface of the insertion hole. There is a problem that rotation is inhibited.
[0008]
When a rotary spool having a through hole is used, a recess for introducing pressure oil is formed on the inner periphery of the insertion hole, and a recess for discharging pressure oil is formed on the outer periphery of the spool. And the through hole are communicated via a through hole, and a narrowed portion is formed between the pressure oil introduction recess and the pressure oil discharge recess. In this case, since the pressure oil is guided from the through hole to the outside in the axial direction of the spool, it is necessary to form a discharge passage for the pressure oil outside in the axial direction of the spool. Therefore, there exists a problem that the axial direction dimension of a variable throttle valve becomes large.
[0009]
When a solid spool is used as the rotary spool, a pressure oil introduction recess and a pressure oil discharge recess are formed on the inner periphery of the insertion hole, and the pressure oil introduction recess and the pressure oil discharge recess are formed. A recess is formed in the outer periphery of the spool in the middle, and a portion between the pressure oil introduction recess and the pressure oil discharge recess is used as a throttle portion. In this case, the number of recesses formed in the inner circumference of the insertion hole and the outer circumference of the spool is increased with respect to the number of throttle parts, and there is a problem that the circumferential dimension of the variable throttle valve is increased. . Further, if the number of throttle parts is reduced in order to reduce the circumferential dimension, there is a problem that the flow rate of pressure oil at each throttle part increases and the flow noise caused by the generation of cavitation bubbles increases.
[0010]
When the rotary spool is used, it is necessary to precisely set the reference position of the spool in order to precisely control the opening degree of the throttle portion. However, in the conventional variable throttle valve in which the opening degree of the throttle portion can be changed by the rotation of the spool, no means for adjusting the reference position of the spool is disclosed.
[0011]
An object of this invention is to provide the variable throttle valve which can solve the said problem.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
The variable throttle valve according to the present invention includes a housing, a spool that is rotatably inserted into an insertion hole formed in the housing, a motor that rotates the spool, and a degree of opening that varies depending on the rotation of the spool. And a bearing that supports the spool at two positions separated in the axial direction.
According to the configuration of the present invention, since the opening degree of the throttle portion is changed by rotating the spool, a screw member for converting the rotational motion of the output shaft of the motor into a linear motion and screw processing of the spool are not required. . Since the spool is supported by the bearing at two positions separated in the axial direction, swinging is suppressed. Thereby, the friction which generate | occur | produces when the outer periphery of a spool is pressed on the inner periphery of an insertion hole can be suppressed, and the malfunction of a spool and a lock | rock can be prevented.
[0013]
A pressure oil chamber is formed inside the spool, an opening leading to the pressure oil chamber is formed on the outer periphery of the spool, and a pressure oil discharge recess facing the outer periphery of the spool is formed on the inner periphery of the insertion hole. Is formed between the recess for pressure oil discharge and the opening, and the throttle portion, the pressure oil introduction path leading to the opening in the housing, and the pressure oil discharge path leading to the pressure oil discharge recess Is preferably formed.
According to this configuration, since the pressure oil can be introduced and discharged between both ends of the spool, the axial dimension of the variable throttle valve can be reduced.
[0014]
The opening on the outer periphery of the spool and the pressure oil discharging recesses on the inner periphery of the insertion hole are preferably formed at a plurality of positions spaced in the circumferential direction of the spool.
According to this configuration, the number of openings required for the number of throttle parts and the number of pressure oil discharge recesses can be reduced as much as possible, so that the circumferential dimension of the variable throttle valve can be reduced, and the throttle parts By increasing the number, the flow rate of pressure oil in each throttle part can be reduced, and the flow noise caused by the generation of cavitation bubbles can be reduced.
[0015]
A reference position setting member screwed to the housing is provided, and the contact position between the reference position setting member and the spool is used as a reference position, and the opening of the throttle portion can be controlled according to the rotation angle of the spool. It is preferable that the reference position can be changed by changing the screwing amount of the reference position setting member with respect to the housing.
According to this configuration, the opening degree control of the throttle portion can be performed with reference to the contact position between the reference position setting member and the spool. The reference position can be adjusted by changing the screwing amount of the reference position setting member with respect to the housing. Thereby, the opening degree of the throttle part can be controlled precisely.
[0016]
The opening of the throttle can be changed according to the driving conditions of the vehicle, and the hydraulic pressure acting on the hydraulic actuator for generating the steering assist force of the hydraulic power steering device of the vehicle can be controlled by changing the opening of the throttle Is preferred.
As a result, by rotating the spool according to the driving conditions such as the vehicle speed and changing the opening of the throttle portion, the hydraulic pressure acting on the hydraulic actuator for generating the steering assist force can be controlled and desired steering characteristics can be obtained. A hydraulic power steering device can be configured.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0018]
A rack and pinion type hydraulic
[0019]
A
[0020]
The
[0021]
The
[0022]
The
[0023]
The recesses formed in the
[0024]
The recesses formed in the
[0025]
Each first pressure
[0026]
A constriction is defined between the edges along the axial direction of the
[0027]
As shown in FIG. 5, the edges along the axial direction of the
[0028]
The
[0029]
FIG. 4 shows a state where steering is not performed. In this state, the throttle portions A, B, C, D, A ′, B ′, C ′, and D ′ between the
[0030]
When the two
[0031]
When steered to the left, the
[0032]
As shown in FIGS. 1 and 8, the
[0033]
A
[0034]
As shown in FIGS. 8 and 9, a
[0035]
On the inner periphery of the
[0036]
A throttle portion 67 whose opening is changed by the rotation of the
[0037]
A pressure
[0038]
As shown in FIGS. 8 and 10, a
As a result, the pressure oil supplied from the
[0039]
As shown in FIG. 8, the
[0040]
The
As shown in (1) and (2) of FIG. 12, a
The distance (a + α) between the first flat surface 62e and the third flat surface 62g and the distance (a + α) between the second
Each θ formed by the first flat surface 62e and the fourth
The contact position between one of the receiving surfaces 68c and 68d of the
[0041]
The hydraulic pressure acting on the
[0042]
As a result, the hydraulic circuit shown in FIG. 2 is configured, and the opening of the oil passage between the throttle portions A ′, B ′, C ′, D ′ belonging to the second group and the
[0043]
In FIG. 7, a solid line X indicates a change characteristic of the opening degree of the throttle portions A, B, C, and D belonging to the first group with respect to the relative rotation angle of both the
[0044]
During low speed travel, the opening of the throttle portion 67 of the
[0045]
During high speed travel, the opening of the throttle portion 67 of the
[0046]
During medium speed travel, the opening of the throttle portion 67 of the
[0047]
After the throttle parts A, B, C, D belonging to the first group are fully closed, the total opening of the throttle parts A ′, B ′, C ′, D ′ belonging to the second group is variable. Until the opening of the throttle portion 67 of the
[0048]
According to the
Further, since the pressure oil can be introduced and discharged between the both ends of the
Further, the opening degree of the throttle portion 67 can be controlled based on the contact position between the
Thereby, the
[0049]
In addition, this invention is not limited to the said embodiment. For example, in the above embodiment, the spool is rotated according to the vehicle speed, but may be rotated according to other operating conditions such as a steering angle. The variable throttle valve of the present invention may be used in a hydraulic circuit of a hydraulic device other than the hydraulic power steering device.
[0050]
【The invention's effect】
According to the present invention, the variable throttle valve that is reliable in operation, compact, can reduce the generation of sound due to the flow of pressure oil, can precisely control the opening of the throttle portion, and is suitable for control of a hydraulic power steering device Can provide.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a hydraulic power steering apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a hydraulic circuit of the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram of a cross-sectional structure of a control valve in the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a development view of a control valve in the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 5 is an enlarged view of a main part of a control valve of the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between input torque and hydraulic pressure and the relationship between the relative rotation angle of both valve members and hydraulic pressure in the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the opening degree of the throttle portion of the control valve and the relative rotation angle of the valve member in the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view of a variable throttle valve of the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
9 is a sectional view taken along line IX-IX in FIG.
10 is a sectional view taken along line XX in FIG.
11 is a cross-sectional view of a plug according to an embodiment of the present invention, and FIG.
12A is a plan view of the spool of the embodiment of the present invention, and FIG. 12B is a partial side view thereof.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic power steering system
7 'Second valve housing
20 Hydraulic cylinder
58 Pressure oil introduction path
60 Variable throttle valve
62 spool
62a Pressure oil chamber
62b opening
66 Insertion hole
66a Pressure oil discharge recess
67 Diaphragm
68 Plug (reference position setting member)
76 Pressure oil discharge passage
80 motor
91, 92 Ball bearing
Claims (4)
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。A housing;
A spool that is inserted into an insertion hole formed in the housing so as to be rotatable about an axis;
A motor that rotationally drives the spool;
A throttle part whose opening degree changes due to rotation of the spool,
A bearing that supports the spool at two axially separated positions ;
A pressure oil chamber is formed inside the spool,
An opening leading to the pressure oil chamber is formed on the outer periphery of the spool,
On the inner periphery of the insertion hole, a recessed portion for discharging pressure oil that faces the outer periphery of the spool is formed,
Between the recess for pressure oil discharge and the opening is the throttle part,
A variable throttle valve in which a pressure oil introduction path that leads to the opening and a pressure oil discharge path that leads to the pressure oil discharge recess are formed in the housing .
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