JP3844147B2

JP3844147B2 - Load-sensitive flow control device for power steering system

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Publication number: JP3844147B2
Application number: JP35008396A
Authority: JP
Inventors: 健三大庭
Original assignee: Showa Corp
Current assignee: Showa Corp
Priority date: 1996-12-27
Filing date: 1996-12-27
Publication date: 2006-11-08
Anticipated expiration: 2016-12-27
Also published as: JPH10181618A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願の発明は、車両の動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置に関し、特にポンプ回転数感応型すなわちエンジン回転数感応型の動力舵取装置用流量制御装置において、ポンプより吐出された圧力流体を操舵負荷に応じても動力舵取装置に供給できるようにして、一層の省エネルギー化を図るとともに、高速域での急転舵時においても、安定した操舵感を得ることができるようにした動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置に関する。
【０００２】
【従来技術】
従来のポンプ回転数感応型動力舵取装置用流量制御装置として、実開平７−２８７７９号公報に記載されたものがある。このものにおいては、図８に図示されるように、流量制御装置01のケーシング02に、図示されないエンジンからベルトによって駆動される油圧ポンプ03が一体に組込まれ、該油圧ポンプ03の吐出流量は、エンジンの回転数に比例して増減するようになっている。
【０００３】
また、ケーシング02には、流量調整用スプール04を摺動自在に嵌挿することができるスプール収納孔05が形成され、該スプール収納孔05に、軸方向へ所定距離だけ離れて開口する吐出通路06とバイパス通路07とが形成され、該吐出通路06は、油圧ポンプ03の吐出口03a に連通されるとともに、該バイパス通路07は、油圧ポンプ03の図示されない吸入口に連通されている。
【０００４】
さらに、図示されない動力舵取装置に圧油を供給するための円筒状の圧油供給孔08は、スプール収納孔05とその中心軸線をずらし、スプール収納孔05と平行に形成され、該圧油供給孔08には、動力舵取装置に連通するパイプを接続するためのコネクタ09が嵌着されている。
【０００５】
さらにまた、スプール収納孔05は、流量調整用スプール04により第１弁室010 と第２弁室011 とに仕切られ、第２弁室011 には、流量調整用スプール04を押圧するスプリング012 が介装され、該スプリング012 のバネ力により流量調整用スプール04の先端がスプール収納孔05の底面に当接した状態では、吐出通路06とバイパス通路07との連通が、第１弁室010 内において流量調整用スプール04により遮断されるようになっている。
【０００６】
また、スプール収納孔05の底部と圧油供給孔08の上側部とは、固定オリフィス013 を有する固定絞り通路014 で連通されるとともに、スプール収納孔05の底部と圧油供給孔08の下側部とは、連通路015 で連通されている。
【０００７】
さらに、圧油供給孔08内には、円筒状のアウタバレル（筒状バルブユニットケーシング）016 が嵌合され、該アウタバレル016 の中心孔017 には、制御サブスプール018 が摺動自在に嵌装され、キャップ019 で中心孔017 が塞がれ、アウタバレル016 の中心孔017 内にて、アウタバレル016 と制御サブスプール018 とにスプリング020 が介装されており、スプリング020 のバネ力により、制御サブスプール018 は、キャップ019 に押付けられるようになっている。
【０００８】
さらにまた、アウタバレル016 の上先端部合流部021 は平面状に欠除され、上基端部022 には、中心孔017 と平行で、スプール収納孔05の第２弁室011 と前記上先端部合流部021 とを連通する連通路024 の延長線に指向した係止孔023 が形成されており、矩形状薄鋼板を円筒状に形成したスプリングピン025 が、該係止孔023 と連通路024 とに嵌挿されており、このスプリングピン025 により、アウタバレル016 は、圧油供給孔08内で位置決めされるようになっている。
【０００９】
しかも、アウタバレル016 の下部には、連通路015 と中心孔017 とを連通させるための連通孔026 が設けられ、アウタバレル016 の上部には、アウタバレル016 の中心孔017 と合流部021 とを連通させるための２個の可変オリフィス孔027 が周方向に並んで形成されている。そして、これらの可変オリフィス孔027 、中心孔017 、連通孔026 により、可変オリフィス通路が形成されるようになっている。
【００１０】
また、アウタバレル016 の中心孔017 内において、制御サブスプール018 とキャップ019 とに挟まれた制御油圧室028 と油圧ポンプ03の吐出口03a とは、油通路029 、油通路03e で連通され、該制御油圧室028 には、第１弁室010 から連通孔026 を経て中心孔017 に導かれる油圧Ｐ₂より高圧の油圧Ｐ₁が導入されるようになっている。
【００１１】
さらに、流量調整用スプール04内には、リリーフ案内弁030 が設けられており、合流部021 の圧力が所定圧以上に上昇した場合、その上昇した圧力は、スプリングピン025 内に形成された絞り油路025aと連通路024 とを経て第２弁室011 へ導かれ、リリーフ案内弁030 が開くことにより、流量調整用スプール04は左方へ移動し、バイパス通路07を開放して、油圧ポンプ03から吐出された油量をその吸入口に戻すことができるようになっている。
【００１２】
前記従来のものは、前記のように構成されているので、油圧ポンプ03が停止して圧油を発生しない状態では、流量調整用スプール04および制御サブスプール018 は、スプリング012 およびスプリング020 のバネ力で、図８に図示された位置に置かれており、吐出通路06とバイパス通路07とは遮断されるとともに、可変オリフィス孔027 は開口されている。
【００１３】
この状態において、油圧ポンプ03が所定の低速回転数Ｎａ以下で回転した場合には、油圧ポンプ03で発生した圧油は、吐出通路06を介してスプール収納孔05の第１弁室010 内に流入し、該第１弁室010 内の圧油の一部は、固定オリフィス013 を有する固定絞り通路014 を介して合流部021 内に流入するとともに、第１弁室010 内の圧油の残部は、連通路015 、連通孔026 、中心孔017 および可変オリフィス孔027 を介して合流部021 内に流入し、その間第１弁室010 内の圧油圧力は上昇して、流量調整用スプール04は、スプリング012 に打勝って左方へ移動するが、吐出通路06とバイパス通路07との連通が遮断されたままとなるので、合流部021 内で合流された圧油は、コネクタ09内の通路031 、図示されないパイプを介して動力舵取装置に供給され、したがって、図９の０−ａに示されるように、油圧ポンプ03の回転数に略比例した油量の圧油が動力舵取装置に供給される。
【００１４】
また、油圧ポンプ03が所定の低速回転数Ｎａを超え、これより大きな所定の回転数Ｎｂに達するまでの中速回転域で回転した場合には、スプール収納孔05の第１弁室010 内の圧油圧力Ｐ₂の上昇で、流量調整用スプール04がさらに左方へ移動し、バイパス通路07が吐出通路06と連通し、その連通開口面積が油圧ポンプ03の吐出流量増加に対応して増大するため、図９のａ−ｂに示されるように、略一定流量の圧油が動力舵取装置に供給される。以上のようにして、低・中速走行時における動力舵取装置の操舵の軽快感が得られるようになっている。
【００１５】
さらに、油圧ポンプ03が所定の中速回転数Ｎｂを越えると、制御油圧室028 内の圧油圧力Ｐ₁と中心孔017 内の圧油圧力Ｐ₂との圧力差が拡大し、その圧力差による制御サブスプール018 の左方向の押圧力がスプリング020 のバネ力に打勝って、制御サブスプール018 が左方に移動すると、可変オリフィス孔027 の開口面積が絞られ、第１弁室010 から連通路015 、連通孔026 、中心孔017 および可変オリフィス孔027 を介して合流部021 に流入する圧油流量が低下するので、図９のｂ−ｃに示されるように、油圧ポンプ03の回転数増加に対応して動力舵取装置への供給油量は減少する。
【００１６】
さらにまた、油圧ポンプ03が所定の高速回転数Ｎｃに達すると、制御油圧室028 内の圧油圧力Ｐ₁と中心孔017 内の圧油圧力Ｐ₂との圧力差の増大で、制御サブスプール018 が左方にさらに移動して、可変オリフィス孔027 が完全に閉塞され、動力舵取装置へは固定絞り通路014 を通過した圧油のみが供給され、しかも、第２弁室011 には、固定オリフィス013 を通過して圧力がＰ₄に低下した合流部021 内の圧油が絞り油路025a、連通路024 を経由して導入されるので、圧油圧力Ｐ₂とＰ₃との圧力差がさらに増大して、流量調整用スプール04がさらに左方へ移動し、バイパス通路07の還流流量が再び増加し、かくして、図９のｃ−ｄに示されるように、動力舵取装置への供給油量は、低水準の一定油量に保持される。以上のようにして、高速走行時における動力舵取装置の操舵の安定感が得られるようになっている。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
前記のとおり、従来のものは、動力舵取装置への圧油の供給が油圧ポンプ03の回転数に依存してなされており、このため、油圧ポンプ03の回転数が中・低速域にある場合においては、動力舵取装置が転舵されて、操舵負荷がかかった状態にあろうと、動力舵取装置が転舵されなくて、操舵負荷がかかっていない状態にあろうと、該流量制御装置からは前記油圧ポンプ03の回転数に依存した比較的高水準の所定量の圧油が動力舵取装置へ供給されており、動力舵取装置が転舵されなくて、操舵負荷がかかっていない状態にあるにもかかわらず、該比較的高水準の所定量の圧油が動力舵取装置へ供給される分、該油圧ポンプ03は、動力を無駄に消費していることになる。
【００１８】
また、油圧ポンプ03の回転数が高速域にある場合においては、低水準の一定量の圧油が動力舵取装置へ供給されているが、この場合においても、動力舵取装置が急転舵されるような状況下においては、該動力舵取装置にかなりの負荷がかかり、その転舵操作にひっかかり感を感じることがある。しかしながら、このような状況下においても、前記低水準の一定量の圧油しか動力舵取装置へ供給されないため、該転舵操作のひっかかり感は、依然として解消されない。
【００１９】
【課題を解決するための手段および効果】
本願の発明は、前記のような問題を解決した動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置であり、その請求項１に記載された発明は、ポンプ回転数増加に応じてポンプ吐出流量が増加するポンプの吐出通路より吐出された圧力流体を、圧力流体供給通路中の固定絞り通路を介して操舵負荷に応じて車両の動力舵取装置に供給し、余剰圧力流体をポンプ吸入側へのバイパス通路の開度を調整する流量調整用スプール弁によりポンプの吸入側に還流するようにした動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置において、
前記ポンプに吐出部と吸入部を設け、該吐出部と吸入部を、前記吐出通路および前記バイパス通路の経路とは別の循環路でつなぎ、前記循環路中に該循環路を通常開放する操舵負荷感知弁を設け、該操舵負荷感知弁を前記固定絞り通路を通った後の圧力流体の操舵負荷による圧力上昇に応動して閉じるようにし、これにより、操舵負荷に応じて前記循環路を閉じるようにしたことを特徴とする動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置である。
【００２０】
請求項１に記載された発明は、前記のように構成されているので、ポンプの吐出部と吸入部とをつなぐ循環路が、固定絞り通路を通った後の圧力流体の圧力により作動する負荷感知弁により開閉調節され、かつ、この固定絞り通路を通った後の圧力流体の圧力は、動力舵取装置において必要とされるパワーアシスト力（操舵負荷）を反映するものであるので、動力舵取装置にパワーアシストのための圧力流体が必要とされるとき（操舵負荷が生じたとき) には、該負荷を圧力流体の圧力変動として感知した負荷感知弁により該循環路が閉じられ、ポンプより吐出され該循環路を循環していた圧力流体が、固定絞り通路を介して動力舵取装置に供給される。
【００２１】
また、動力舵取装置にパワーアシストのための圧力流体が必要とされないとき（操舵負荷が生じないとき) には、負荷感知弁が圧力流体の圧力変動を感じないので、逆に該循環路が開かれ、ポンプより吐出された圧力流体の一部が該循環路を循環し、その分固定絞り通路を介して動力舵取装置に供給される量が減少される。
【００２２】
以上の結果、特にポンプ回転数の中・低速域において、操舵負荷がないときには圧力流体の供給が削減されるので、ポンプ動力の無駄な消費が抑制されて、省エネルギー化が図られる。また、ポンプ回転数の高速域において、動力舵取装置が急転舵されて操舵負荷が生じた時には、必要な圧力流体が供給されるので、操舵のひっかかり感を感じるようなことがなくなり、安定した操舵感が得られるようになる。
【００２３】
さらに、固定絞り通路を通った後の圧力流体の圧力は、動力舵取装置において必要とされるパワーアシスト力（操舵負荷）を直接に反映するものであるので、該圧力流体の圧力により作動する負荷感知弁による動力舵取装置への圧力流体の供給量制御が、固定絞り通路より上流側の圧力流体の圧力により作動する負荷感知弁による同様の制御より、より正確に行われる。
【００２４】
また、請求項２記載のように請求項１記載の発明を構成することにより、動力舵取装置に操舵負荷が生じない場合に、ポンプより吐出された圧力流体の一部を動力舵取装置を迂回して循環させるのに、ポンプの吐出通路を通さずにすみ、短い経路を循環して迂回させることができるようになるので、その分圧力流体が受ける流通管路抵抗が低減され、ポンプ動力が節減される。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、図１ないし図７に図示される本願の請求項１および請求項２記載の発明の一実施形態について説明する。
図１は、本実施形態における動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置の全体構成を説明するための図であって、一部を截断して示す図、図２はその要部拡大図であって、いずれも該装置が静止状態にある場合の図である。
【００２６】
これらの図において、流量制御装置１のケーシング２には、図示されないエンジンからベルトによって駆動される油圧ポンプ３が一体に組込まれ、該油圧ポンプ３の吐出流量は、エンジンの回転数に比例して増減するようになっている。
【００２７】
また、ケーシング２には、流量調整用スプール４を摺動自在に嵌挿することができるスプール収納孔５が形成され、該スプール収納孔５に、軸方向へ所定距離だけ離れて開口する吐出通路６とバイパス通路７とが形成され、該吐出通路６は、油圧ポンプ３の吐出口３a に連通されるとともに、該バイパス通路７は、油圧ポンプ３の吸入口３b に連通されている。
【００２８】
さらに、スプール収納孔５は、流量調整用スプール４により第１弁室10と第２弁室11とに仕切られ、第２弁室11には、流量調整用スプール４を押圧するスプリング12が介装され、該スプリング12のバネ力により流量調整用スプール４の先端がスプール収納孔５の底面に当接した状態では、吐出通路６とバイパス通路７との連通が、第１弁室10内において流量調整用スプール４により遮断されるようになっている。
【００２９】
また、スプール収納孔５の底部と動力舵取装置に圧油を供給する圧油供給管32とは、固定オリフィス13を有する固定絞り通路14で連通されるとともに、スプール収納孔５の第２弁室11と圧油供給管32とは、絞り油路33を有する連通路34で連通されている。
【００３０】
さらに、流量調整用スプール４内には、リリーフ案内弁30が設けられており、圧油供給管32内の圧力が所定の圧力以上に上昇した場合、その上昇した圧力は、連通路34と絞り油路33とを経て第２弁室11に導かれ、リリーフ案内弁30が開くことにより、流量調整用スプール４は左方へ移動し、バイパス通路７を開放して、油圧ポンプ３から吐出された油量をその吸入口３b に戻すことができるようになっている。
【００３１】
さらに、油圧ポンプ３のポンプ室（カム室）３e に直接臨んで形成される吐出部３c と吸入部３d とは循環路35を介して連通されており、該循環路35の途中には、負荷感知弁36が設けられており、これにより、吐出部３c から吐出された加圧された圧油の一部は、吐出口３a 、吐出通路６を経由することなく、循環路35を介して吸入部３d に戻ることができるようになっている。
【００３２】
前記負荷感知弁36は、そのサブスプール収納孔39内にサブスプール弁体40が収納され、該サブスプール弁体40により仕切られたサブスプール収納孔39内の一方の制御油圧室41は、連通路46を介して連通路34に連通され、他方の油圧室42には、吸入ポート43と吐出ポート44とが開口形成され、該吸入ポート43は、前記循環路35の上流側部分であり固定オリフィス37a を有する連通路37を介して油圧ポンプ３の吐出部３c に連通され、該吐出ポート44は、前記循環路35の下流側部分である連通路38を介して油圧ポンプ３の吸入部３d に連通されている。そして、これにより、制御油圧室41内に導入された圧油供給管32内の圧油の圧力Ｐ₄が所定の圧力以上になると、サブスプール弁体40がスプリング45のバネ力に抗して図において下方に移動して、これら吸入ポート43と吐出ポート44との連通が遮断され、油圧ポンプ３の吐出部３c と吸入部３d との連通が遮断されて、これらをつなぐ循環路35を介してのポンプ吐出流体の循環が停止されるようになっている。なお、油圧ポンプ３の吐出口３a と吐出部３c 、吸入口３b と吸入部３d とは、図示されない油圧ポンプ３の側壁に形成された通路により連通されている。
【００３３】
次に、本実施形態の作用について説明する。
先ず、油圧ポンプ３が停止して圧油を発生していない状態では、流量調整用スプール４およびサブスプール弁体40は、スプリング12およびスプリング45のバネ力により、図１および図２に図示された位置に置かれており、吐出通路６とバイパス通路７との連通は遮断されるとともに、油圧ポンプ３の吐出部３c と吸入部３d とは、循環路35を介して連通されている。
【００３４】
この状態において、油圧ポンプ３が回転した場合には、動力舵取装置の操舵状態に応じて、次のように作用は異なってくる。
まず、動力舵取装置が操舵されず、操舵負荷が生じていない状況下においては、動力舵取装置に接続される圧油供給管32内の圧油の圧力Ｐ₄は、油圧ポンプ３の回転数の如何に関わらず、相対的に低い値に止まっているので、該圧油供給管32内の圧油が制御油圧室41内に導かれても、未だスプール弁体40をスプリング45のバネ力に抗して下方に移動させるには至らず、したがって、スプール弁体40は初期の状態を維持し、油圧ポンプ３の吐出部３c と吸入部３d とは循環路35を介して連通されており、油圧ポンプ３で発生して吐出部３c から吐出された圧油の一部は、固定オリフィス37a により略油圧ポンプ３の吸入圧にまで減圧されつつ、該循環路35を介して循環している。
【００３５】
他方、油圧ポンプ３の吐出部３c から吐出された圧油の残部は、吐出通路６を介してスプール収納孔５の第１弁室10内に流入し、次いで、油圧ポンプ３の回転数が所定の低速回転数Ｎａ（略アイドリング回転数）以下である場合には、固定オリフィス13を有する固定絞り通路14を通って圧油供給管32内に流入する。この間、第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂と第２弁室11内の圧油の圧力Ｐ₃（この圧力は、連通路34を介して第２弁室11内に圧油の流れが生じないときには、圧油供給管32内の圧油の圧力Ｐ₄とほとんど等しい。）との圧力差は小さくて、流量調整用スプール４をスプリング12のバネ力に抗して左方向に移動させはするが、吐出通路６とバイパス通路７とを連通させるには至らず、このため、吐出通路６とバイパス通路７とは遮断されたままである（図３参照）。したがって、固定絞り通路14を通る圧油の流量は、図７の０−ａ´に示されるように、油圧ポンプ３の回転数の増大に比例して増大する。
【００３６】
そして、油圧ポンプ３の回転数が増大して、所定の低速回転数Ｎａを越えると、第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂が増大し、該第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂と第２弁室11内の圧油の圧力Ｐ₃との圧力差も増大するので、流量調整用スプール４がスプリング12のバネ力に抗して左方向に移動して、吐出通路６とバイパス通路７とを連通させる（図４参照）。この結果、油圧ポンプ３で発生した圧油の増量分は、バイパス通路７を通って油圧ポンプ３の吸入口３ｂに還流されるので、圧油供給管32を経て動力舵取装置に供給される圧油の量は、図７のａ´−ｄに示されるように、油圧ポンプ３の回転数の増大に関わらず、略一定の低水準に維持される。
【００３７】
次に、動力舵取装置が操舵されて、操舵負荷が生じている状況下においては、動力舵取装置に接続される圧油供給管32内の圧油の圧力Ｐ₄は、油圧ポンプ３の回転数の如何に関わらず、相対的に高い値にあるので、該圧油供給管32内の圧油が制御油圧室41内に導かれると、スプール弁体40がスプリング45のバネ力に抗して下方に移動させられ、この結果、吸入ポート43と吐出ポート44との連通が遮断され、油圧ポンプ３の吐出部３c と吸入部３d との連通が遮断されて、油圧ポンプ３の吐出部３c から吐出された圧油の循環路35を介しての循環は生じない。
【００３８】
したがって、油圧ポンプ３で発生した圧油の全量は、吐出通路６を介してスプール収納孔５の第１弁室10内に流入し、該第１弁室10内に流入した圧油は、油圧ポンプ３の回転数が所定の低速回転数Ｎａ以下である場合には、固定オリフィス13を有する固定絞り通路14を通って圧油供給管32内に流入する。この間、第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂と第２弁室11内の圧油の圧力Ｐ₃との圧力差は小さくて、流量調整用スプール４をスプリング12のバネ力に抗して左方向に移動させはするが、吐出通路６とバイパス通路７とを連通させるには至らず、このため、吐出通路６とバイパス通路７とは遮断されたままである（図５参照）。この結果、固定絞り通路14を通る圧油の流量は、図７の０−ａに示されるように、油圧ポンプ３の回転数の増大に比例して増大する。なお、この流量は、循環路35を介しての循環が生じていない分だけ、動力舵取装置が操舵されず操舵負荷が生じていない状況下における供給油量０−ａ´よりも多くなる。
【００３９】
そして、油圧ポンプ３の回転数が増大して、所定の低速回転数Ｎａを越えると、第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂が増大し、該第１弁室10内の圧油の圧力Ｐ₂と第２弁室11内の圧油の圧力Ｐ₃との圧力差も増大するので、流量調整用スプール４がスプリング12のバネ力に抗して左方向に移動して、吐出通路６とバイパス通路７とを連通させる（図６参照）。この結果、油圧ポンプ３で発生した圧油の増量分は、バイパス通路７を通って油圧ポンプ３の吸入口３ｂに還流されるので、圧油供給管32を経て動力舵取装置へ供給される圧油の量は、図７のａ−ｅに示されるように、油圧ポンプ３の回転数の増大に関わらず、略一定の高水準に維持される。
【００４０】
以上のような動力舵取装置の２つの異なる操舵状況下において、操舵状態に変動が生じたとすると、例えば、動力舵取装置が操舵されず、操舵負荷が生じていない状態から、動力舵取装置が操舵されて、操舵負荷が生じる状態に変動したとすると、その時の動力舵取装置への圧油の供給量は、図７の０−ａ´−ｄに示される量を越えて増大し、また、例えば、動力舵取装置が操舵されて、操舵負荷が生じている状態から、動力舵取装置が操舵されず、操舵負荷が生じない状態に変動したとすると、その時の動力舵取装置への圧油の供給量は、図７の０−ａ−ｅに示される量を越えて減少し、いずれの状態変動の場合にあっても、動力舵取装置への圧油の供給量は、その時の油圧ポンプ３の回転数と操舵負荷の大きさに応じて、図７の０−ａ−ｅに示される量を最大とし、同０−ａ´−ｄに示される量を最小として、０−ａ−ｅ−ｄ−ａ´−０で囲まれる領域中のいずれかの点により与えられることになる。
【００４１】
これに対して、図８に図示される従来のポンプ回転数感応型動力舵取装置用流量制御装置における動力舵取装置への供給油量特性は、操舵負荷の有無に関わらず、図９の０−ａ−ｂ−ｃ−ｄの折れ線により与えられていたから、これを本実施形態における上記のような供給油量特性と比較すると（図７および図９参照）、油圧ポンプ３の回転数が所定の中速回転数Ｎｂ近傍の回転数以下の中・低速域にある場合においては、操舵負荷の減少に応じて、従来のものにおける特性値０−ａ−ｂ−ｃより供給油量が減少することとなり、ポンプ動力の観点からみると、その供給油量の減少分だけ、無駄な消費が抑制されて、省エネルギー化が図られることとなる。
【００４２】
また、油圧ポンプ３の回転数が、高速回転数Ｎｃ近傍の回転数を越えて高速域にある場合においては、動力舵取装置が急転舵されて、操舵負荷が急増したとしても、該負荷の急増に対応して、従来のものにおける特性値ｂ−ｃ−ｄより増大した量の圧油が動力舵取装置に供給されるので、高速域における動力舵取装置の急転舵時の転舵操作のひっかかり感が解消されることとなる。
【００４３】
本実施形態においては、循環路35が、油圧ポンプ３のポンプ室（カム室）３e に直接臨んで形成される吐出部３c と吸入部３d とをつないで構成されるので、動力舵取装置に操舵負荷が生じない場合に、油圧ポンプ３の吐出部３c から吐出された圧油の一部を動力舵取装置を迂回させて循環させるのに、油圧ポンプ３の吐出通路６を通さずに短い経路で循環させることができるようになり、その分圧油が受ける流通管路抵抗が低減されて、ポンプ動力が節減される。
なお、循環路35がつなぐ油圧ポンプ３の吐出部と吸入部とを、吐出口３a と吸入口３b とすることも可能である。
【００４４】
また、本実施形態においては、圧油供給管32内の圧油が制御油圧室41内に導入されるようにしたが、制御油圧室41内に導入される圧油は、圧油供給管32内の圧油に限らず、固定絞り通路14に設けられる固定オリフィス13より後流側の流路内の圧油であればよく、本願の発明の「固定絞り通路を通った後の圧力流体」には、このような圧油も含まれる。いずれの場合においても、これらの流路内の圧油の圧力は、動力舵取装置において必要とされるパワーアシスト力（操舵負荷）を直接に反映するものであるので、該圧油の圧力により作動する負荷感知弁36による動力舵取装置への圧油の供給量の制御は、固定オリフィス13より上流側、例えば、スプール収納孔５の第１弁室10内の圧油の圧力により作動する負荷感知弁36による同様の制御より、より正確に行われる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願の請求項１および請求項２記載の発明の実施形態における動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置の全体構成を説明するための図であって、一部を截断して示す図である。
【図２】図１の要部拡大図である。
【図３】図１の実施形態で、動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置の作動状態を示す図である。
【図４】図１の実施形態で、異なる作動状態を示す図３におけると同様の図である。
【図５】図１の実施形態で、さらに異なる作動状態を示す図３におけると同様の図である。
【図６】図１の実施形態で、さらに異なる作動状態を示す図３におけると同様の図である。
【図７】図１の実施形態で、動力舵取装置用負荷感応型流量制御装置の流量制御特性を従来のものと比較して示す図である。
【図８】従来例を示す図である。
【図９】従来例の流量制御特性を示す図である。
【符号の説明】
１…流量制御装置、２…ケーシング、３…油圧ポンプ、３a …吐出口、３b …吸入口、３c …吐出部、３d …吸入部、３e …ポンプ室（カム室）、４…流量調整用スプール、５…スプール収納孔、６…吐出通路、７…バイパス通路、10…第１弁室、11…第２弁室、12…スプリング、13…固定オリフィス、14…固定絞り通路、30…リリーフ案内弁、32…圧油供給管、33…絞り油路、34…連通路、35…循環路、36…負荷感知弁、37…連通路、37a …固定オリフィス、38…連通路、39…サブスプール収納孔、40…サブスプール弁体、41…制御油圧室、42…油圧室、43…吸入ポート、44…吐出ポート、45…スプリング、46…連通路。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The invention of the present application relates to a load-sensitive flow rate control device for a power steering device of a vehicle, and more particularly, a pressure fluid discharged from a pump in a flow rate control device for a power steering device that is sensitive to a pump speed, that is, an engine speed. Can be supplied to the power steering device even in accordance with the steering load, and further energy saving is achieved, and a stable steering feeling can be obtained even during sudden turning in a high speed range. The present invention relates to a load-sensitive flow control device for a take-up device.
[0002]
[Prior art]
A conventional flow rate control device for a pump speed-sensitive power steering device is described in Japanese Utility Model Publication No. 7-28779. In this case, as shown in FIG. 8, a hydraulic pump 03 driven by a belt from an engine (not shown) is integrally incorporated in the casing 02 of the flow control device 01, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 03 is It increases and decreases in proportion to the engine speed.
[0003]
Further, the casing 02 is formed with a spool housing hole 05 into which the flow rate adjusting spool 04 can be slidably inserted, and a discharge passage that opens to the spool housing hole 05 at a predetermined distance in the axial direction. 06 and a bypass passage 07 are formed. The discharge passage 06 communicates with the discharge port 03a of the hydraulic pump 03, and the bypass passage 07 communicates with a suction port (not shown) of the hydraulic pump 03.
[0004]
Further, a cylindrical pressure oil supply hole 08 for supplying pressure oil to a power steering apparatus (not shown) is formed in parallel with the spool storage hole 05 by shifting the spool storage hole 05 and its central axis, A connector 09 for connecting a pipe communicating with the power steering apparatus is fitted into the supply hole 08.
[0005]
Furthermore, the spool housing hole 05 is partitioned into a first valve chamber 010 and a second valve chamber 011 by a flow rate adjusting spool 04, and a spring 012 that presses the flow rate adjusting spool 04 is provided in the second valve chamber 011. When the tip of the flow rate adjusting spool 04 is in contact with the bottom surface of the spool housing hole 05 by the spring force of the spring 012, the communication between the discharge passage 06 and the bypass passage 07 is performed in the first valve chamber 010. Is blocked by the flow rate adjusting spool 04.
[0006]
Further, the bottom of the spool storage hole 05 and the upper part of the pressure oil supply hole 08 are communicated with each other by a fixed throttle passage 014 having a fixed orifice 013, and the bottom of the spool storage hole 05 and the lower side of the pressure oil supply hole 08 are connected. The section is in communication with a communication path 015.
[0007]
Further, a cylindrical outer barrel (cylindrical valve unit casing) 016 is fitted into the pressure oil supply hole 08, and a control sub spool 018 is slidably fitted into the center hole 017 of the outer barrel 016. The cap 019 closes the center hole 017, and the spring 020 is interposed between the outer barrel 016 and the control sub spool 018 in the center hole 017 of the outer barrel 016. The spring force of the spring 020 controls the control sub spool. 018 can be pressed against the cap 019.
[0008]
Furthermore, the upper tip end joining portion 021 of the outer barrel 016 is removed in a planar shape, and the upper base end portion 022 is parallel to the center hole 017 and the second valve chamber 011 of the spool storage hole 05 and the upper tip end portion. A locking hole 023 directed to an extension line of the communication path 024 communicating with the merge portion 021 is formed, and a spring pin 025 in which a rectangular thin steel plate is formed in a cylindrical shape is connected to the locking hole 023 and the communication path 024. The outer barrel 016 is positioned in the pressure oil supply hole 08 by the spring pin 025.
[0009]
In addition, a communication hole 026 for communicating the communication path 015 and the center hole 017 is provided at the lower part of the outer barrel 016, and the center hole 017 of the outer barrel 016 and the junction part 021 are communicated with the upper part of the outer barrel 016. For this purpose, two variable orifice holes 027 are formed side by side in the circumferential direction. A variable orifice passage is formed by the variable orifice hole 027, the central hole 017, and the communication hole 026.
[0010]
Further, in the center hole 017 of the outer barrel 016, the control hydraulic chamber 028 sandwiched between the control sub spool 018 and the cap 019 and the discharge port 03a of the hydraulic pump 03 are communicated with each other through an oil passage 029 and an oil passage 03e. The control hydraulic chamber 028 has a hydraulic pressure P led from the first valve chamber 010 to the central hole 017 through the communication hole 026. ₂ Higher pressure P ₁ Has been introduced.
[0011]
Further, a relief guide valve 030 is provided in the flow rate adjusting spool 04. When the pressure of the merging portion 021 increases to a predetermined pressure or higher, the increased pressure is reduced by a throttle formed in the spring pin 025. By being guided to the second valve chamber 011 through the oil passage 025a and the communication passage 024 and the relief guide valve 030 is opened, the flow rate adjusting spool 04 is moved to the left, the bypass passage 07 is opened, and the hydraulic pump The amount of oil discharged from 03 can be returned to the suction port.
[0012]
Since the conventional one is configured as described above, the flow rate adjusting spool 04 and the control sub spool 018 are the springs of the spring 012 and the spring 020 when the hydraulic pump 03 is stopped and no pressure oil is generated. 8, the discharge passage 06 and the bypass passage 07 are blocked, and the variable orifice hole 027 is opened.
[0013]
In this state, when the hydraulic pump 03 rotates at a predetermined low speed rotation speed Na or less, the pressure oil generated by the hydraulic pump 03 enters the first valve chamber 010 of the spool housing hole 05 via the discharge passage 06. A part of the pressure oil in the first valve chamber 010 flows into the merging portion 021 through the fixed throttle passage 014 having the fixed orifice 013 and the remaining portion of the pressure oil in the first valve chamber 010. Flows into the merging portion 021 through the communication passage 015, the communication hole 026, the center hole 017, and the variable orifice hole 027, during which the pressure oil pressure in the first valve chamber 010 rises and the flow rate adjusting spool 04 Will overcome the spring 012 and move to the left, but since the communication between the discharge passage 06 and the bypass passage 07 remains blocked, the pressure oil joined in the joining portion 021 The passage 031 is supplied to the power steering device via a pipe (not shown), and therefore FIG. As shown in 0-a, the amount of pressure oil approximately proportional to the rotational speed of the hydraulic pump 03 is supplied to the power steering apparatus.
[0014]
Further, when the hydraulic pump 03 rotates in a medium speed range until it exceeds a predetermined low speed rotation number Na and reaches a predetermined high speed number Nb, the hydraulic pump 03 in the first valve chamber 010 of the spool housing hole 05 Pressure oil pressure P ₂ 9, the flow rate adjusting spool 04 further moves to the left, the bypass passage 07 communicates with the discharge passage 06, and the communication opening area increases corresponding to the increase in the discharge flow rate of the hydraulic pump 03. As shown in a-b, a substantially constant flow rate of pressure oil is supplied to the power steering apparatus. As described above, the light steering feeling of the power steering apparatus during low / medium speed traveling can be obtained.
[0015]
Further, when the hydraulic pump 03 exceeds a predetermined medium speed Nb, the pressure oil pressure P in the control hydraulic chamber 028 is increased. ₁ And pressure oil pressure P in the center hole 017 ₂ When the pressure difference between the control sub-spool 018 and the left-side pressing force of the control sub-spool 018 overcomes the spring force of the spring 020 and the control sub-spool 018 moves to the left, the variable orifice hole 027 opens. Since the area is reduced and the flow rate of pressure oil flowing from the first valve chamber 010 through the communication passage 015, the communication hole 026, the center hole 017, and the variable orifice hole 027 into the merging portion 021 is reduced, bc in FIG. As shown in FIG. 4, the amount of oil supplied to the power steering apparatus decreases in accordance with the increase in the rotational speed of the hydraulic pump 03.
[0016]
Furthermore, when the hydraulic pump 03 reaches a predetermined high speed Nc, the pressure oil pressure P in the control hydraulic chamber 028 is reached. ₁ And pressure oil pressure P in the center hole 017 ₂ The control sub-spool 018 moves further to the left as the pressure difference increases, and the variable orifice hole 027 is completely closed, and only the pressure oil that has passed through the fixed throttle passage 014 is supplied to the power steering device. Moreover, the pressure in the second valve chamber 011 passes through the fixed orifice 013 and P _Four Since the pressure oil in the merged portion 021 that has been reduced to the pressure is introduced via the throttle oil passage 025a and the communication passage 024, the pressure oil pressure P ₂ And P _Three 9 further increases, the flow rate adjusting spool 04 moves further to the left, and the reflux flow rate of the bypass passage 07 increases again. Thus, as shown in FIG. The amount of oil supplied to the take-off device is kept at a low level and constant oil amount. As described above, the steering stability of the power steering apparatus during high-speed traveling can be obtained.
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in the conventional system, the supply of pressure oil to the power steering apparatus is made depending on the rotation speed of the hydraulic pump 03, and therefore, the rotation speed of the hydraulic pump 03 is in the middle / low speed range. In some cases, whether the power steering device is steered and under a steering load, or the power steering device is not steered and under a steering load, the flow control device From the above, a relatively high level of a predetermined amount of pressure oil depending on the rotation speed of the hydraulic pump 03 is supplied to the power steering device, the power steering device is not steered, and no steering load is applied. Despite being in a state, the hydraulic pump 03 wastes power by the amount of the relatively high level of the predetermined amount of pressure oil supplied to the power steering apparatus.
[0018]
In addition, when the rotational speed of the hydraulic pump 03 is in the high speed range, a certain amount of low-level pressure oil is supplied to the power steering device, but in this case also, the power steering device is steered rapidly. Under such circumstances, a considerable load is applied to the power steering apparatus, and the steering operation may be caught. However, even in such a situation, only a certain amount of the low-level pressure oil is supplied to the power steering apparatus, so that the feeling of getting caught in the steering operation is still not solved.
[0019]
[Means for solving the problems and effects]
The invention of the present application is a load-sensitive flow control device for a power steering apparatus that solves the above-mentioned problems, and the invention described in claim 1 increases the pump discharge flow rate as the pump rotational speed increases. Pump Discharge passage The discharged pressure fluid Pressure fluid Through a fixed throttle passage in the supply passage steering Depending on the load, it is supplied to the power steering system of the vehicle, To pump suction side In the load-sensitive flow control device for a power steering apparatus, the flow control spool valve that adjusts the opening degree of the bypass passage returns to the suction side of the pump.
The pump Provided with a discharge part and a suction part, Discharge part and suction part Are connected with a circulation path different from the paths of the discharge passage and the bypass passage, inside Steering that normally opens the circuit Providing a load sensing valve, steering The pressure fluid after passing through the fixed throttle passage through the load sensing valve Depending on steering load pressure Closes in response to ascent, thereby closing the circuit in response to the steering load This is a load-sensitive flow rate control device for a power steering apparatus.
[0020]
Since the invention described in claim 1 is configured as described above, the load in which the circulation path connecting the discharge part and the suction part of the pump is operated by the pressure of the pressure fluid after passing through the fixed throttle passage. The pressure of the pressure fluid after being adjusted by the sensing valve and after passing through the fixed throttle passage reflects the power assist force (steering load) required in the power steering device. When pressure fluid for power assist is required in the take-off device (when a steering load is generated), the circulation path is closed by a load sensing valve that senses the load as pressure fluctuation of the pressure fluid, and the pump The pressure fluid that has been discharged and circulated through the circulation path is supplied to the power steering apparatus via the fixed throttle path.
[0021]
In addition, when pressure fluid for power assist is not required in the power steering device (when no steering load is generated), the load sensing valve does not feel pressure fluctuation of the pressure fluid. A part of the pressure fluid that is opened and discharged from the pump circulates in the circulation path, and the amount supplied to the power steering apparatus through the fixed throttle passage is reduced accordingly.
[0022]
As a result, the supply of pressure fluid is reduced when there is no steering load, particularly in the middle / low speed range of the pump speed, so that wasteful consumption of pump power is suppressed and energy saving is achieved. In addition, when the power steering device is steered suddenly and a steering load is generated in the high speed range of the pump rotation speed, the necessary pressure fluid is supplied, so there is no sense of getting caught in the steering and it is stable. A steering feeling can be obtained.
[0023]
Furthermore, since the pressure of the pressure fluid after passing through the fixed throttle passage directly reflects the power assist force (steering load) required in the power steering apparatus, the pressure fluid operates. The supply amount control of the pressure fluid to the power steering apparatus by the load sensing valve is performed more accurately than the similar control by the load sensing valve operated by the pressure fluid pressure upstream of the fixed throttle passage.
[0024]
Further, by configuring the invention according to claim 1 as described in claim 2, when no steering load is generated in the power steering device, a part of the pressure fluid discharged from the pump is supplied to the power steering device. Since it is not necessary to pass through the discharge passage of the pump to bypass and circulate, it becomes possible to circulate and bypass the short path, thereby reducing the flow line resistance received by the pressure fluid and pump power Is saved.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of the invention described in claim 1 and claim 2 of the present application shown in FIGS. 1 to 7 will be described below.
FIG. 1 is a diagram for explaining the overall configuration of a load-sensitive flow control device for a power steering apparatus according to the present embodiment. FIG. 1 is a partially cutaway view, and FIG. In any case, the apparatus is in a stationary state.
[0026]
In these figures, a casing 2 of the flow rate control device 1 is integrated with a hydraulic pump 3 driven by a belt from an engine (not shown), and the discharge flow rate of the hydraulic pump 3 is proportional to the engine speed. Increase or decrease.
[0027]
Further, the casing 2 is formed with a spool housing hole 5 into which the flow rate adjusting spool 4 can be slidably fitted, and a discharge passage that opens to the spool housing hole 5 at a predetermined distance in the axial direction. 6 and a bypass passage 7 are formed. The discharge passage 6 communicates with the discharge port 3 a of the hydraulic pump 3, and the bypass passage 7 communicates with the suction port 3 b of the hydraulic pump 3.
[0028]
Further, the spool housing hole 5 is partitioned into a first valve chamber 10 and a second valve chamber 11 by a flow rate adjusting spool 4, and a spring 12 that presses the flow rate adjusting spool 4 is interposed in the second valve chamber 11. When the tip of the flow rate adjusting spool 4 is in contact with the bottom surface of the spool housing hole 5 by the spring force of the spring 12, the communication between the discharge passage 6 and the bypass passage 7 is performed in the first valve chamber 10. It is cut off by the flow rate adjusting spool 4.
[0029]
Further, the bottom of the spool storage hole 5 and the pressure oil supply pipe 32 for supplying pressure oil to the power steering apparatus are communicated with each other by a fixed throttle passage 14 having a fixed orifice 13 and the second valve of the spool storage hole 5 is provided. The chamber 11 and the pressure oil supply pipe 32 are communicated with each other through a communication passage 34 having a throttle oil passage 33.
[0030]
Further, a relief guide valve 30 is provided in the flow rate adjusting spool 4, and when the pressure in the pressure oil supply pipe 32 rises above a predetermined pressure, the increased pressure is By being guided to the second valve chamber 11 through the oil passage 33 and opening the relief guide valve 30, the flow rate adjusting spool 4 moves to the left, opens the bypass passage 7, and is discharged from the hydraulic pump 3. It is possible to return the amount of oil to the suction port 3b.
[0031]
Further, the discharge part 3c and the suction part 3d formed directly facing the pump chamber (cam chamber) 3e of the hydraulic pump 3 are communicated with each other via a circulation path 35. A sensing valve 36 is provided, whereby a part of the pressurized pressure oil discharged from the discharge part 3c is sucked through the circulation path 35 without passing through the discharge port 3a and the discharge passage 6. It is possible to return to the part 3d.
[0032]
The load sensing valve 36 has a sub-spool valve body 40 accommodated in the sub-spool storage hole 39, and one control hydraulic chamber 41 in the sub-spool storage hole 39 partitioned by the sub-spool valve body 40 is connected to A suction port 43 and a discharge port 44 are formed in the other hydraulic chamber 42 through the passage 46. The suction port 43 is an upstream portion of the circulation path 35 and is fixed. The discharge port 44 communicates with the discharge portion 3c of the hydraulic pump 3 through a communication passage 37 having an orifice 37a. It is communicated to. Thus, the pressure P of the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 introduced into the control hydraulic chamber 41 _Four When the pressure exceeds a predetermined pressure, the sub-spool valve element 40 moves downward in the figure against the spring force of the spring 45, and the communication between the suction port 43 and the discharge port 44 is cut off. The communication between the discharge part 3c and the suction part 3d is cut off, and the circulation of the pump discharge fluid through the circulation path 35 connecting them is stopped. The discharge port 3a and the discharge portion 3c of the hydraulic pump 3 and the suction port 3b and the suction portion 3d are communicated with each other through a passage formed in the side wall of the hydraulic pump 3 (not shown).
[0033]
Next, the operation of this embodiment will be described.
First, when the hydraulic pump 3 is stopped and pressure oil is not generated, the flow rate adjusting spool 4 and the sub spool valve body 40 are illustrated in FIGS. 1 and 2 by the spring force of the spring 12 and the spring 45. The communication between the discharge passage 6 and the bypass passage 7 is blocked, and the discharge portion 3c and the suction portion 3d of the hydraulic pump 3 are connected via a circulation path 35.
[0034]
In this state, when the hydraulic pump 3 rotates, the action differs as follows according to the steering state of the power steering apparatus.
First, in a situation where the power steering device is not steered and a steering load is not generated, the pressure P of the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 connected to the power steering device. _Four Is kept at a relatively low value regardless of the number of rotations of the hydraulic pump 3, so that even if the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 is led into the control hydraulic chamber 41, the spool valve is still The body 40 does not move downward against the spring force of the spring 45. Therefore, the spool valve body 40 maintains the initial state, and the discharge part 3c and the suction part 3d of the hydraulic pump 3 are connected to the circulation path. 35, a part of the pressure oil generated by the hydraulic pump 3 and discharged from the discharge part 3c is reduced to the suction pressure of the hydraulic pump 3 by the fixed orifice 37a while being connected to the circulation path. Circulate through 35.
[0035]
On the other hand, the remaining portion of the pressure oil discharged from the discharge portion 3c of the hydraulic pump 3 flows into the first valve chamber 10 of the spool housing hole 5 through the discharge passage 6, and then the rotational speed of the hydraulic pump 3 is predetermined. When the rotation speed is less than or equal to the low rotation speed Na (substantially idling rotation speed), the oil flows into the pressure oil supply pipe 32 through the fixed throttle passage 14 having the fixed orifice 13. During this time, the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 ₂ And the pressure P of the pressure oil in the second valve chamber 11 _Three (This pressure is the pressure P of the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 when no flow of pressure oil occurs in the second valve chamber 11 via the communication passage 34. _Four Is almost equal. ) And the flow rate adjusting spool 4 is moved to the left against the spring force of the spring 12, but the discharge passage 6 and the bypass passage 7 do not communicate with each other. Therefore, the discharge passage 6 and the bypass passage 7 remain blocked (see FIG. 3). Therefore, the flow rate of the pressure oil passing through the fixed throttle passage 14 increases in proportion to the increase in the rotational speed of the hydraulic pump 3, as indicated by 0-a ′ in FIG.
[0036]
When the rotational speed of the hydraulic pump 3 increases and exceeds a predetermined low speed rotational speed Na, the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 ₂ Increases, and the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 increases. ₂ And the pressure P of the pressure oil in the second valve chamber 11 _Three Therefore, the flow rate adjusting spool 4 moves to the left against the spring force of the spring 12 to connect the discharge passage 6 and the bypass passage 7 (see FIG. 4). As a result, the increased amount of pressure oil generated in the hydraulic pump 3 is returned to the suction port 3b of the hydraulic pump 3 through the bypass passage 7, and is thus supplied to the power steering apparatus via the pressure oil supply pipe 32. As shown in a′-d of FIG. 7, the amount of pressure oil is maintained at a substantially constant low level regardless of the increase in the rotational speed of the hydraulic pump 3.
[0037]
Next, under the situation where the power steering device is steered and a steering load is generated, the pressure P of the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 connected to the power steering device _Four Is at a relatively high value regardless of the rotational speed of the hydraulic pump 3, so that when the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 is introduced into the control hydraulic chamber 41, the spool valve body 40 is spring-loaded. As a result, the communication between the suction port 43 and the discharge port 44 is blocked, and the communication between the discharge part 3c and the suction part 3d of the hydraulic pump 3 is blocked. Circulation of the pressure oil discharged from the discharge part 3c of the hydraulic pump 3 through the circulation path 35 does not occur.
[0038]
Accordingly, the total amount of pressure oil generated by the hydraulic pump 3 flows into the first valve chamber 10 of the spool housing hole 5 through the discharge passage 6, and the pressure oil flowing into the first valve chamber 10 When the rotation speed of the pump 3 is equal to or lower than a predetermined low speed rotation speed Na, the pump 3 flows into the pressure oil supply pipe 32 through the fixed throttle passage 14 having the fixed orifice 13. During this time, the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 ₂ And the pressure P of the pressure oil in the second valve chamber 11 _Three And the flow rate adjusting spool 4 is moved to the left against the spring force of the spring 12, but the discharge passage 6 and the bypass passage 7 do not communicate with each other. The discharge passage 6 and the bypass passage 7 remain blocked (see FIG. 5). As a result, the flow rate of the pressure oil passing through the fixed throttle passage 14 increases in proportion to the increase in the rotational speed of the hydraulic pump 3, as indicated by 0-a in FIG. Note that this flow rate is greater than the amount of oil supply 0-a ′ in a situation where the power steering device is not steered and no steering load is generated, as the circulation through the circulation path 35 does not occur.
[0039]
When the rotational speed of the hydraulic pump 3 increases and exceeds a predetermined low speed rotational speed Na, the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 ₂ Increases, and the pressure P of the pressure oil in the first valve chamber 10 increases. ₂ And the pressure P of the pressure oil in the second valve chamber 11 _Three Therefore, the flow rate adjusting spool 4 moves to the left against the spring force of the spring 12 to connect the discharge passage 6 and the bypass passage 7 (see FIG. 6). As a result, the increased amount of pressure oil generated in the hydraulic pump 3 is returned to the suction port 3b of the hydraulic pump 3 through the bypass passage 7, and is thus supplied to the power steering apparatus via the pressure oil supply pipe 32. The amount of pressure oil is maintained at a substantially constant high level regardless of an increase in the rotational speed of the hydraulic pump 3, as shown in ae of FIG.
[0040]
If the steering state fluctuates under the two different steering situations of the power steering apparatus as described above, for example, the power steering apparatus can be operated from a state where the power steering apparatus is not steered and no steering load is generated. Is steered and fluctuates to a state in which a steering load is generated, the amount of pressure oil supplied to the power steering device at that time increases beyond the amount indicated by 0-a′-d in FIG. Further, for example, if the power steering device is steered and the steering load is generated, the power steering device is not steered and the steering load is not generated. The amount of pressure oil supplied decreases beyond the amount indicated by 0-ae in FIG. 7, and the amount of pressure oil supplied to the power steering device is 7 according to the number of rotations of the hydraulic pump 3 and the magnitude of the steering load at that time. Is given by any point in the region surrounded by 0-ae-da-0, with the quantity shown in 0-a'-d as the maximum and the quantity shown in 0-a'-d as the minimum. Become.
[0041]
On the other hand, the characteristic of the amount of oil supplied to the power steering device in the flow rate control device for the conventional pump rotation speed-sensitive power steering device shown in FIG. Since this is given by the broken line of 0-abc-d, when this is compared with the supply oil quantity characteristic as described above in the present embodiment (see FIGS. 7 and 9), the rotational speed of the hydraulic pump 3 is predetermined. When the engine speed is in the middle or low speed range near the middle speed Nb or less, the amount of supplied oil decreases from the characteristic value 0-abc in the conventional system in accordance with the decrease in the steering load. Thus, from the viewpoint of pump power, wasteful consumption is suppressed and energy saving is achieved by the amount of decrease in the amount of supplied oil.
[0042]
Further, when the rotational speed of the hydraulic pump 3 exceeds the rotational speed near the high speed rotational speed Nc and is in the high speed range, even if the power steering device is steered suddenly and the steering load increases rapidly, Corresponding to the sudden increase, the amount of pressure oil increased from the characteristic value b-cd in the conventional one is supplied to the power steering device, so that the steering operation at the time of sudden turning of the power steering device in the high speed range The feeling of catching will be eliminated.
[0043]
In the present embodiment, the circulation path 35 is configured by connecting the discharge portion 3c and the suction portion 3d formed directly facing the pump chamber (cam chamber) 3e of the hydraulic pump 3, so that the power steering apparatus When no steering load occurs, a part of the pressure oil discharged from the discharge part 3c of the hydraulic pump 3 is bypassed through the power steering device and circulated without passing through the discharge passage 6 of the hydraulic pump 3. It becomes possible to circulate along the path, the flow line resistance received by the partial pressure oil is reduced, and the pump power is saved.
It should be noted that the discharge part and the suction part of the hydraulic pump 3 connected by the circulation path 35 can be replaced with the discharge port 3a and the suction port 3b.
[0044]
Further, in this embodiment, the pressure oil in the pressure oil supply pipe 32 is introduced into the control hydraulic chamber 41, but the pressure oil introduced into the control hydraulic chamber 41 is the pressure oil supply pipe 32. The pressure oil is not limited to the pressure oil inside, but may be any pressure oil in the flow path on the downstream side of the fixed orifice 13 provided in the fixed throttle passage 14, and the “pressure fluid after passing through the fixed throttle passage” of the invention of the present application. Includes such pressure oil. In any case, the pressure oil pressure in these flow paths directly reflects the power assist force (steering load) required in the power steering device. Control of the supply amount of the pressure oil to the power steering apparatus by the operating load sensing valve 36 is performed on the upstream side of the fixed orifice 13, for example, by the pressure of the pressure oil in the first valve chamber 10 of the spool housing hole 5. This is more accurately performed by the same control by the load sensing valve 36.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram for explaining an overall configuration of a load-sensitive flow control device for a power steering apparatus according to an embodiment of the present invention as set forth in claim 1 and claim 2, and is partially cut off; FIG.
FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG.
FIG. 3 is a diagram showing an operating state of the load-sensitive flow control device for a power steering apparatus in the embodiment of FIG. 1;
4 is a view similar to FIG. 3 showing different operating states in the embodiment of FIG.
FIG. 5 is a view similar to FIG. 3 showing a further different operating state in the embodiment of FIG. 1;
6 is a view similar to FIG. 3 showing a further different operating state in the embodiment of FIG. 1;
7 is a diagram showing a flow control characteristic of a load-sensitive flow control device for a power steering apparatus in comparison with a conventional one in the embodiment of FIG.
FIG. 8 is a diagram showing a conventional example.
FIG. 9 is a diagram showing a flow rate control characteristic of a conventional example.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Flow control apparatus, 2 ... Casing, 3 ... Hydraulic pump, 3a ... Discharge port, 3b ... Suction port, 3c ... Discharge part, 3d ... Suction part, 3e ... Pump chamber (cam chamber), 4 ... Spool for flow rate adjustment 5 ... Spool housing hole, 6 ... Discharge passage, 7 ... Bypass passage, 10 ... First valve chamber, 11 ... Second valve chamber, 12 ... Spring, 13 ... Fixed orifice, 14 ... Fixed throttle passage, 30 ... Relief guide Valve, 32 ... Pressure oil supply pipe, 33 ... Throttle oil passage, 34 ... Communication passage, 35 ... Circulation passage, 36 ... Load sensing valve, 37 ... Communication passage, 37a ... Fixed orifice, 38 ... Communication passage, 39 ... Sub spool Storage hole, 40 ... sub-spool valve element, 41 ... control hydraulic chamber, 42 ... hydraulic chamber, 43 ... suction port, 44 ... discharge port, 45 ... spring, 46 ... communication passage.

Claims

Pressure fluid discharged from the pump discharge passage whose pump discharge flow rate increases as the pump rotation speed increases is supplied to the vehicle power steering device according to the steering load via the fixed throttle passage in the pressure fluid supply passage. In the load-sensitive flow control device for a power steering apparatus, the excess pressure fluid is returned to the suction side of the pump by a flow rate adjusting spool valve that adjusts the opening of the bypass passage to the pump suction side .
The suction portion and a discharge portion provided in the pump, the suction portion and the discharge portion, the connecting in another circulation path to the path of the discharge passage and the bypass passage is normally open the circulation path in the circulation path steering the load sensing valve is provided, the steering load sensing valve to close in response to pressure rise by the steering load pressure fluid after passing through the fixed throttle passage, thereby closing the circulation path according to the steering load A load-sensitive flow rate control device for a power steering apparatus, characterized in that it is configured as described above.

The load-sensitive flow control device for a power steering apparatus according to claim 1, wherein the discharge portion and the suction portion of the pump are a discharge portion and a suction portion that directly face the pump chamber of the pump.