JP3894704B2 - Hydraulic power steering device - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、操舵補助力発生用油圧アクチュエータに作用する油圧をロータリータイプ制御弁によって制御する油圧パワーステアリング装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
油圧パワーステアリング装置においては、油圧アクチュエータに作用する油圧を制御弁により制御することで操舵補助力を発生している。その制御弁として、バルブハウジングと、このバルブハウジングに相対回転可能に挿入される筒状の第1バルブ部材と、この第1バルブ部材に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第2バルブ部材とを有するロータリータイプのものが用いられている。
【0003】
そのロータリータイプの制御弁において、車両の高速走行時における安定性と低速走行時における旋回性を向上するため、高速走行時において操舵補助力を低減し、低速走行時において操舵補助力を増大する構成を有するものがある。そのため、その第1バルブ部材の外周に、複数の周溝が軸方向の間隔をおいて並列するように形成され、その第1バルブ部材の内周と第2バルブ部材の外周とに、複数の軸方向溝が互いに周方向の間隔をおいて形成される。その第1バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁と、第2バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部とされる。各絞り部の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、その制御弁を介して前記アクチュエータがポンプとタンクに接続される。その周溝として、そのアクチュエータの右操舵補助力発生用油室に接続される右操舵用周溝と、そのアクチュエータの左操舵補助力発生用油室に接続される左操舵用周溝と、そのポンプに接続される圧油供給用周溝と、そのタンクに運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部を介して接続される圧油排出用周溝とを有する。その軸方向溝として、その右操舵用周溝に通じる右操舵用軸方向溝と、その左操舵用周溝に通じる左操舵用軸方向溝と、その圧油供給用周溝に通じる圧油供給用軸方向溝と、そのタンクに接続される第1圧油排出用軸方向溝と、その圧油排出用周溝に通じる第2圧油排出用軸方向溝とを有する。
【0004】
右操舵時においては、そのポンブから吐出された圧油は、制御弁の圧油供給用周溝、圧油供給用軸方向溝、右操舵用軸方向溝、右操舵用周溝を介して油圧アクチュエータの右操舵補助力発生用油室に供給され、左操舵補助力発生用油室の油は、左操舵用軸方向溝から一部が制御弁の第1圧油排出用軸方向溝からタンクに至り、残部が第2圧油排出用軸方向溝および圧油排出用周溝から可変絞り部を介してタンクに至る。
また、左操舵時においては、そのポンブから吐出された圧油は、制御弁の圧油供給用周溝、圧油供給用軸方向溝、左操舵用軸方向溝、左操舵用周溝を介して油圧アクチュエータの左操舵補助力発生用油室に供給され、右操舵補助力発生用油室の油は、右操舵用軸方向溝から一部が制御弁の第1圧油排出用軸方向溝からタンクに至り、残部が第2圧油排出用軸方向溝および圧油排出用周溝から可変絞り部を介してタンクに至る。
【0005】
その可変絞り部の開度は、高速走行時に大きくされ、低速走行時に小さくされる。これにより、高速走行時においては、操舵抵抗が小さい間は操舵補助力発生用油圧の増加は小さく走行安定性が向上し、低速走行時においては、操舵抵抗が小さくても操舵補助力発生用油圧の増加が大きく旋回性能が向上する。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
従来の油圧パワーステアリング装置においては、右操舵時と左操舵時とで操舵フィーリングに差を感じたり、左操舵時に発生する音が大きくなる場合があり、操舵フィーリングと静粛性の一層の向上が要望されている。
【0007】
本発明は、上記問題を解決することのできる油圧パワーステアリング装置を提供することを目的とする。
【0008】
【課題を解決するための手段】
本発明は、操舵補助力発生用油圧アクチュエータと、そのアクチュエータに作用する油圧の制御弁とを有し、その制御弁は、バルブハウジングと、このバルブハウジングに相対回転可能に挿入される筒状の第1バルブ部材と、この第1バルブ部材に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第2バルブ部材とを有し、その第1バルブ部材の外周に、複数の周溝が互いに軸方向の間隔をおいて並列するように形成され、その第1バルブ部材の内周と第2バルブ部材の外周とに、複数の軸方向溝が互いに周方向の間隔をおいて形成され、その第1バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁と、第2バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部とされ、各絞り部の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、その制御弁を介して前記アクチュエータがポンプとタンクに接続され、その周溝として、そのアクチュエータの右操舵補助力発生用油室に接続される右操舵用周溝と、そのアクチュエータの左操舵補助力発生用油室に接続される左操舵用周溝と、そのポンプに接続される圧油供給用周溝と、そのタンクに運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部を介して接続される圧油排出用周溝とを有し、その軸方向溝として、その右操舵用周溝に通じる右操舵用軸方向溝と、その左操舵用周溝に通じる左操舵用軸方向溝と、その圧油供給用周溝に通じる圧油供給用軸方向溝と、そのタンクに接続される第1圧油排出用軸方向溝と、その圧油排出用周溝に通じる第2圧油排出用軸方向溝とを有する油圧パワーステアリング装置において、その右操舵用周溝と左操舵用周溝との間に、その圧油供給用周溝と圧油排出用周溝とが配置されていることを特徴とする。
【0009】
上記従来の油圧パワーステアリング装置において、右操舵時と左操舵時とで操舵フィーリングに差がある原因を探究したところ、図11の(1)に示すように、第1バルブ部材101の外周における圧油排出用周溝101Tと左操舵用周溝101Lとの間に、右操舵用周溝101Rと圧油供給用周溝101Pとが配置されていることが原因であることが究明された。すなわち、右操舵時においては、右操舵用周溝101Rと圧油供給用周溝101Pと圧油排出用周溝101Tとにおいて油圧が上昇すると共に左操舵用周溝101Lでは油圧が背圧まで低下し、左操舵時においては、左操舵用周溝101Lと圧油供給用周溝101Pと圧油排出用周溝101Tとにおいて油圧が上昇すると共に右操舵用周溝101Rでは油圧が背圧まで低下する。そうすると、各周溝における油圧の作用による第1バルブ部材101の変形量が、右操舵時と左操舵時とで大きく相異する。すなわち、図11の(2)は右操舵時、図11の(3)は左操舵時において、第1バルブ部材101の中心O上の各位置から外周までの距離の、その油圧の作用による直進状態からの変形方向と変形量を示し、右操舵時よりも左操舵時の方が油圧による変形が大きくなる。これは、右操舵時は油圧上昇が生じる3つの周溝101R、101P、101Tは互いの中の何れかと隣接するのに対して、左操舵時は油圧上昇が生じる二つの周溝101L、101Pと一つの周溝101Tとの間に油圧低下が生じる周溝101Rが位置することから、右操舵時と左操舵時とで油圧の分布態様が相異するためである。
【0010】
また、上記従来の油圧パワーステアリング装置においては、互いに隣接する周溝相互の間と、圧油排出用周溝101Tよりも軸方向外方位置と、左操舵用周溝101Lよりも軸方向外方位置とに、バルブハウジング102と第1バルブ部材101との間に介在する第1〜第5シールリング103a、103b、103c、103d、103eが配置されている。その圧油排出用周溝101Tよりも軸方向外方位置の第1シールリング103aは、第1バルブ部材101の軸方向外方位置においてタンクに通じる油流路104と圧油排出用周溝101Tとの間をシールし、その左操舵用周溝101Lよりも軸方向外方位置の第5シールリング103eは、第1バルブ部材101の軸方向外方位置においてタンクに通じる油流路105と左操舵用周溝101Lとの間をシールする。各シールリング103a、103b、103c、103d、103eにより隔てられる隣接領域間に油圧差が生じる時、その油圧差の作用で各シールリング103a、103b、103c、103d、103eはバルブハウジング102の内周に押し付けられる。従来の構成では、シールリング103a、103b、103c、103d、103eの中で油圧差の作用を受けるものの数が左操舵時では右操舵時よりも多くなる。すなわち図10の(2)は、操舵がなされていない直進時(図中N)と、右操舵時(図中R)と、左操舵時(図中L)とにおいて、各シールリング103a、103b、103c、103d、103eが油圧差を受ける場合を〇、受けない場合を×で示す。直進時は、圧油供給用周溝103Pは圧油供給により高圧状態となり、圧油排出用周溝101Tの圧油は可変絞り部により絞られることで高圧状態となり、左右操舵用周溝101L、101Rは第1バルブ部材101の軸方向外方位置においてタンクに通じる油流路104、105と同様に背圧が作用する低圧状態となる。よって、第1〜第4シールリング103a、103b、103c、103dが油圧差を受け、第5シールリング103eは油圧差を受けない。右操舵時は、圧油供給用周溝103P、右操舵用周溝101Rは高圧状態となり、圧油排出用周溝101Tの圧油は可変絞り部により絞られることで高圧状態となり、左操舵用周溝101Lは背圧が作用する低圧状態となる。よって、第1、第4シールリング103a、103dが油圧差を受け、第2、第3、第5シールリング103b、103c、103eは油圧差を受けない。左操舵時は、圧油供給用周溝103P、左操舵用周溝101Lは高圧状態となり、圧油排出用周溝101Tの圧油は可変絞り部により絞られることで高圧状態となり、右操舵用周溝101Rは背圧が作用する低圧状態となる。よって、第1〜第3シールリング103a、103b、103cと第5シールリング103eが油圧差を受け、第4シールリング103dは油圧差を受けない。
【0011】
上記のように、右操舵時と左操舵とにおいて第1バルブ部材101の変形状態や油圧差を受けるシールリングの数が相異することで、第1バルブ部材101とバルブハウジング102との接触状態も相異し、操舵フィーリングの相異や発生音の増大を生じていた。
【0012】
本発明の構成によれば、右操舵用周溝と左操舵用周溝との間に、その圧油供給用周溝と圧油排出用周溝とが配置されているので、右操舵時と左操舵時の何れの場合にも、油圧上昇が生じる3つの周溝は互いの中の何れかと隣接する。これにより、右操舵時と左操舵時とで、各周溝における油圧の作用による第1バルブ部材の変形量の差を低減し、第1バルブ部材とバルブハウジングとの接触状態の相異を低減できる。
【0013】
さらに本発明においては、互いに隣接する周溝相互の間と、前記右操舵用周溝よりも軸方向外方位置と、前記左操舵用周溝よりも軸方向外方位置とに、前記バルブハウジングと前記第1バルブ部材との間に介在する第1〜第5シールリングが配置され、前記右操舵用周溝よりも軸方向外方位置の前記第1シールリングにより、前記第1バルブ部材の一端の軸方向外方位置において前記タンクに通じる油流路と前記右操舵用周溝との間がシールされ、前記左操舵用周溝よりも軸方向外方位置の前記第5シールリングにより、前記第1バルブ部材の他端の軸方向外方位置において前記タンクに通じる油流路と前記左操舵用周溝との間がシールされ、直進時は、前記圧油供給用周溝と前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記左右操舵用周溝が低圧状態となることで、前記右操舵用周溝と前記圧油排出用周溝との間の前記第2シールリングと、前記左操舵用周溝と前記圧油供給用周溝との間の前記第4シールリングが各シールリングにより隔てられる隣接領域間の油圧差を受けると共に、前記第1シールリング、前記圧油排出用周溝と前記圧油供給用周溝との間の前記第3シールリング、および前記第5シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされ、右操舵時は、前記圧油供給用周溝、前記右操舵用周溝、前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記左操舵用周溝が低圧状態となることで、前記第1、第4シールリングが前記油圧差を受けると共に前記第2、第3、第5シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされ、左操舵時は、前記圧油供給用周溝、前記左操舵用周溝、前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記右操舵用周溝が低圧状態となることで、前記第2、第5シールリングが前記油圧差を受けると共に前記第1、第3、第4シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされている。
この構成によれば、各シールリングにより隔てられる隣接領域間の油圧差の作用で、バルブハウジングの内周に押し付けられるシールリングの数は、右操舵時と左操舵と直進時とで等しくなり、また、左操舵時と直進時にバルブハウジングの内周に押し付けられるシールリングの数は従来よりも少なくなる。
【0014】
その圧油供給用軸方向溝の数は少なくとも2つとされ、その軸方向溝として少なくとも2つの連絡用軸方向溝を含み、その右操舵用軸方向溝と左操舵用軸方向溝の間に第1圧油排出用軸方向溝が配置され、その連絡用軸方向溝の間に第2圧油排出用軸方向溝が配置され、右操舵用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間および左操舵用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間に圧油供給用軸方向溝が配置され、その左右操舵用軸方向溝と第1圧油排出用軸方向溝との間の絞り部と左右操舵用軸方向溝と圧油供給用軸方向溝との間の絞り部とは第1の組に属し、圧油供給用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間の絞り部と連絡用軸方向溝と第2圧油排出用軸方向溝との間の絞り部とは第2の組に属するものとされ、その第2の組に属する絞り部の閉鎖角度は第1の組に属する絞り部の閉鎖角度よりも大きくされ、その第2の組に、互いに閉鎖角度が異なる2種類の絞り部が属し、その第2の組に属する絞り部とタンクとの間の油路に前記可変絞り部が設けられているのが好ましい。これにより、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、より操舵フィーリングの向上を図ることができる。
【0015】
【発明の実施の形態】
図1に示す本発明の実施形態の車両の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に操舵用車輪(図示省略)が連結される。これにより、操舵による入力シャフト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、このピニオン15の回転によりラック16は車両幅方向に移動し、このラック16の移動により車両の操舵がなされる。なお、入出力シャフト2、3とハウジング7との間にはオイルシール42、43が介在する。また、ラック16を支持するサポートヨーク40がバネ41の弾力によりラック16に押し付けられている。
【0016】
操舵補助力発生用油圧アクチュエータとして油圧シリンダ20が設けられている。この油圧シリンダ20は、ラックハウジング9により構成されるシリンダチューブと、ラック16に一体化されるピストン21を備えている。そのピストン21により仕切られる油室22、23に操舵抵抗に応じて圧油を供給することで、その油圧シリンダ20に作用する油圧を制御するロータリー式油圧制御弁30が設けられている。
【0017】
その制御弁30は、バルブハウジング7に相対回転可能に挿入される筒状の第1バルブ部材31と、この第1バルブ部材31に同軸中心に相対回転可能に挿入される第2バルブ部材32とを備える。その第1バルブ部材31は出力シャフト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、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弾性的に相対回転する。
【0018】
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の右操舵補助力発生用油室22に接続される第1ポート37と、左操舵補助力発生用油室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、後述の運転条件に応じて開度が変化する可変絞り弁60の可変絞り部67を介しタンク71に接続される第2出口ポート61とが設けられている。各ポート34、36、37、38、61は、その第1バルブ部材31と第2バルブ部材32との内外周間の流路を介し互いに接続されている。
【0019】
すなわち、図9の(1)に示すように、その第1バルブ部材31の外周に、複数の周溝31R、31L、31P、31Tが互いに軸方向の等間隔をおいて並列するように形成されている。その周溝31R、31L、31P、31Tは、上記右操舵補助力発生用油室22に上記第1ポート37を介して接続される右操舵用周溝31Rと、上記左操舵補助力発生用油室23に上記第2ポート38を介して接続される左操舵用周溝31Lと、上記ポンプ70に上記入口ポート34を介して接続される圧油供給用周溝31Pと、上記タンク71に第2出口ポート61と上記可変絞り弁60を介して接続される圧油排出用周溝31Tとから構成される。そして、その右操舵用周溝31Rと左操舵用周溝31Lとの間に、その圧油供給用周溝31Pと圧油排出用周溝31Tとが配置されている。本実施形態では、その右操舵用周溝31Rは圧油排出用周溝31Tに隣接し、左操舵用周溝31Lは圧油供給用周溝31Pに隣接するように配置されているが、右操舵用周溝31Rが圧油供給用周溝31Pに隣接し、左操舵用周溝31Lが圧油排出用周溝31Tに隣接するように配置されてもよい。
【0020】
互いに隣接する上記周溝31R、31L、31P、31T相互の間と、右操舵用周溝31Rよりも軸方向外方位置と、左操舵用周溝31Lよりも軸方向外方位置とに、バルブハウジング7と第1バルブ部材31との間に介在する第1〜第5シールリング39a、39b、39c、39d、39eが配置されている。その右操舵用周溝31Rよりも軸方向外方位置の第1シールリング39aは、第1バルブ部材31の一端の軸方向外方位置においてタンク71に通じる油流路81と右操舵用周溝31Rとの間をシールし、その左操舵用周溝31Lよりも軸方向外方位置の第5シールリング39eは、第1バルブ部材31の他端の軸方向外方位置においてタンク71に通じる油流路82と左操舵用周溝31Lとの間をシールする。各シールリング39a、39b、39c、39d、39eにより隔てられる隣接領域間に油圧差が生じる時、その油圧差の作用で各シールリング39a、39b、39c、39d、39eはバルブハウジング7の内周に押し付けられる。
【0021】
図3、図4に示すように、第1バルブ部材31の内周に軸方向溝50a、50b、50cが、周方向に等間隔をおいた12箇所に形成されている。第2バルブ部材32の外周に軸方向溝51a、51b、51cが、周方向に等間隔をおいた12箇所に形成されている。図4は実線により第2バルブ部材32の展開図を示し、鎖線により第1バルブ部材31に形成された軸方向溝50a、50b、50cを示す。第1バルブ部材31に形成された軸方向溝50a、50b、50cの間に第2バルブ部材32に形成された軸方向溝51a、51b、51cが位置する。
【0022】
その第1バルブ部材31の軸方向溝は、3つの右操舵用軸方向溝50aと、3つの左操舵用軸方向溝50bと、6つの連絡用軸方向溝50cとを構成する。その右操舵用軸方向溝50aは、第1バルブ部材31に形成された流路53を介して右操舵用周溝31Rに通じることで、第1ポート37から右操舵補助力発生用油室22に接続され、互いに周方向に120°離れて配置される。その左操舵用軸方向溝50bは、第1バルブ部材31に形成された流路54を介して左操舵用周溝31Lに通じることで、第2ポート38から左操舵補助力発生用油室23に接続され、互いに周方向に120°離れて配置される。
【0023】
その第2バルブ部材32の軸方向溝は、6つの圧油供給用軸方向溝51aと、3つの第1圧油排出用軸方向溝51bと、3つの第2圧油排出用軸方向溝51cとを構成する。その圧油供給用軸方向溝51aは、第1バルブ部材31に形成された圧油供給路55を介して圧油供給用周溝31Pに通じることで、入口ポート34からポンプ70に接続され、互いに周方向に60°離れて配置される。その第1圧油排出用軸方向溝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とから直接にタンク71に接続され、互いに周方向に120°離れて配置される。その第2圧油排出用軸方向溝51cは、第1バルブ部材31に形成された流路59を介して圧油排出用周溝31Tに通じることで、第2出口ポート61から可変絞り弁60に接続され、互いに周方向に120°離れて配置される。
【0024】
各第1圧油排出用軸方向溝51bは右操舵用軸方向溝50aと左操舵用軸方向溝50bの間に配置され、各第2圧油排出用軸方向溝51cは連絡用軸方向溝50cの間に配置され、右操舵用軸方向溝50aと連絡用軸方向溝50cとの間および左操舵用軸方向溝50bと連絡用軸方向溝50cとの間に圧油供給用軸方向溝51aは配置される。
【0025】
その第1バルブ部材31に形成された軸方向溝50a、50b、50cの軸方向に沿う縁と第2バルブ部材32に形成された軸方向溝51a、51b、51cの軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材31、32の相対回転角度に応じて開度が変化する絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′を構成する。これにより、各絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′はポンプ70とタンク71と油圧シリンダ20とを接続する油路27に配置されている。
【0026】
図5に示すように、その第2バルブ部材32に形成された軸方向溝51a、51b、51cの軸方向に沿う縁は面取り部とされている。各面取り部の周方向幅は、各絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′を全閉するのに要する両バルブ部材の相対回転角度である閉鎖角度に応じて定められている。すなわち、その圧油供給用軸方向溝51aと連絡用軸方向溝50cとの間の絞り部A′、C′における圧油供給用軸方向溝51aの軸方向に沿う縁(図3において□で囲む)の面取り部の周方向幅をW、連絡用軸方向溝50cと第2圧油排出用軸方向溝51cとの間の絞り部B′、D′における第2圧油排出用軸方向溝51cの軸方向に沿う縁(図3において△で囲む)の面取り部の周方向幅をW′、その他の絞り部A、B、C、Dにおける第2バルブ部材32に形成された軸方向溝の軸方向に沿う縁(図3において○で囲む)の面取り部の周方向幅をW″として、図4、図5に示すように、W>W′>W″とされている。操舵抵抗のない状態(図4、図5の状態)から各絞り部A、A′、B、B′、C、C′、D、D′を全閉するのに要する両バルブ部材31、32の相対回転角度(すなわち閉鎖角度)を互いに比較すると、絞り部A′、C′の閉鎖角度θrは絞り部B′、D′の閉鎖角度θsよりも大きく、両閉鎖角度θr、θsは、他の各絞り部A、B、C、Dの閉鎖角度θtよりも大きい。これにより、第1バルブ部材31と第2バルブ部材32との間の各絞り部は、複数の絞り部A、B、C、Dからなる第1の組と、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dよりも閉鎖角度の大きな複数の絞り部A′、B′、C′、D′からなる第2の組とに組分けされる。また、第2の組に属する絞り部は、絞り部B′、D′と、この絞り部B′、D′よりも閉鎖角度の大きな絞り部A′、C′の2種類とされる。
【0027】
その入力シャフト2と出力シャフト3は、路面から操舵用車輪を介し伝達される操舵抵抗によるトーションバー6のねじれによって相対回転する。その相対回転により第1バルブ部材31と第2バルブ部材32とが相対回転することで、各絞り部A、B、C、D、A′、B′、C′、D′の流路面積すなわち開度が変化する。各絞り部A、B、C、D、A′、B′、C′、D′の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、制御弁30を介して油圧シリンダ20がポンプ70とタンク71に接続され、油圧シリンダ20が操舵抵抗に応じた操舵補助力を発生する。
【0028】
すなわち、図4は操舵が行なわれていない状態を示し、両バルブ部材31、32の間の絞り部A、B、C、D、A′、B′、C′、D′は全て開かれ、入口ポート34と各出口ポート36、61とは弁間流路27を介し連通し、ポンプ70から制御バルブ30に流入する油はタンク71に還流し、操舵補助力は発生しない。
【0029】
この状態から右方へ操舵することによって生じる操舵抵抗により両バルブ部材31、32が相対回転すると、図3に示すように、絞り部A、A′の開度が大きくなり、絞り部B、B′の開度が小さくなり、絞り部C、C′の開度が小さくなり、絞り部D、D′の開度が大きくなる。これにより、図中矢印で示す圧油の流れにより油圧シリンダ20の右操舵補助力発生用油室22に操舵抵抗に応じた圧力の圧油が供給され、また、左操舵補助力発生用油室23からタンク71に油が還流し、車両の右方への操向補助力が油圧シリンダ20からラック16に作用する。
【0030】
左方へ操舵すると第1バルブ部材31と第2バルブ部材32とが右方に操舵した場合と逆方向に相対回転し、絞り部A、A′の開度が小さくなり、絞り部B、B′の開度が大きくなり、絞り部C、C′の開度が大きくなり、絞り部D、D′の開度が小さくなるので、車両の左方への操舵補助力が油圧シリンダ20からラック16に作用する。
【0031】
図1、図6に示すように、その第2出口ポート61に連通する可変絞り弁60は、バルブハウジング7に接続される第2バルブハウジング7′と、この第2バルブハウジング7′に形成された挿入孔66に軸方向(図1、図6において上下方向)に移動可能に挿入されたスプール62と、そのスプール62にねじ合わされるネジ部材64とを有する。その挿入孔66の一端はプラグ68により閉鎖され、他端はカバー94′により閉鎖されている。そのスプール62とプラグ68との間に圧縮コイルバネ90が配置されている。そのネジ部材64にステッピングモータ80が接続され、そのステッピングモータ80にコントローラ(図示省略)が接続される。そのコントローラは車速センサ(図示省略)に接続され、そのステッピングモータ80を車速に応じ制御する。すなわち、高速になるとネジ部材64は一方向に回転してスプール62は図中上方に変位し、低速になるとネジ部材64は他方向に回転してスプール62は図中下方に変位する。
【0032】
そのスプール62の外周に周溝62aが形成され、その挿入孔66の内周に周溝66aが形成され、両周溝62a、66aの間が可変絞り部67とされている。すなわち、その可変絞り部67は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′とタンク71との間の油路に設けられている。その可変絞り部67の開度は、高速になってスプール62が図中上方に変位すると大きくなり、低速になってスプール62が下方に変位すると小さくなる。
【0033】
その挿入孔66の内周の周溝66aと第2出口ポート61とを連通する連絡流路58が、スプール62の径方向外方において第2バルブハウジング7′に形成されている。そのスプール62の外周の周溝62aとスプール62の通孔62dとを連通する径方向孔62cがスプール62に形成されている。そのスプール62の通孔62dは、その挿入孔66におけるスプール62の下方空間に連絡する。そのスプール62の下方空間と第1出口ポート36とを連通する連絡流路76が、スプール62の径方向外方においてバルブハウジング7と第2バルブハウジング7′とに亘り形成されている。
【0034】
これにより、ポンプ70から供給される圧油は、前記圧油供給用周溝31P、弁間流路27、圧油排出用周溝31Tおよび第2出口ポート61から連絡流路58に導かれ、この連絡流路58から可変絞り部67に至り、この可変絞り部67から連絡流路76、第1出口ポート36を介しタンク71に至る。なお、スプール62には通孔62dと平行にドレン流路62hが形成され、スプール62の上方空間と下方空間とを接続する。
【0035】
その可変絞り部67の開度に対応する流路面積の最大値は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の開度に対応する流路面積の最大値(両バルブ部材31、32の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最大値である。すなわち、右操舵時は絞り部B′、C′の合計流路面積の最大値をいい、左操舵時は絞り部A′、D′の合計流路面積の最大値をいう。以下「流路面積の最大値」という場合は同旨)以上、若しくは絞り機能を奏さなくなるまで大きくされている。その可変絞り部67の流路面積の最小値は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の最小値(両バルブ部材31、32の相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性における最小値である。すなわち、右操舵時は絞り部B′、C′の合計流路面積の最小値をいい、左操舵時は絞り部A′、D′の合計流路面積の最小値をいい、全閉状態を含む。以下「流路面積の最小値」という場合は同旨)以下とされる。
【0036】
これにより、図2に示す油圧回路が構成され、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′とタンク71との間の油路に、車速に応じて開度が変化する可変絞り部67が可変絞り弁60により設けられる。
【0037】
図7において、実線Xは両バルブ部材31、32の相対回転角に対する第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの開度に対応する流路面積の変化特性(その相対回転角が大きくなる程に流路面積が小さくなる特性である。この場合、右操舵時は絞り部B、Cの合計流路面積の変化特性をいい、左操舵時は絞り部A、Dの合計流路面積の変化特性をいう。以下「流路面積の変化特性」という場合は同旨)を示す。1点鎖線Uは、その相対回転角に対する第2の組に属する絞り部A′、C′の流路面積の変化特性を示す。1点鎖線Vは、その相対回転角に対する第2の組に属する絞り部B′、D′の流路面積の変化特性を示す。実線Yは、その絞り部A′、C′の流路面積の変化特性と絞り部B′、D′の流路面積の変化特性を合成した特性を示す。破線Rは可変絞り部67の中速走行時における流路面積を示す。
【0038】
低速走行時においては、スプール62は図1、図6において下方に変位し、このスプール62の変位により可変絞り部67は全閉状態になる。よって、油圧シリンダ20に作用する油圧は、第1の組の絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性線Xに応じ制御される。この場合、図8において実線αで示すように、操舵抵抗に対応する操舵トルクが小さく、両バルブ部材31、32の相対回転角が小さくても、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの開度は小さいので、操舵トルクの変化に対して油圧変化が少ない領域を小さくし、操舵の高応答性を満足させて旋回性能を向上できる。
【0039】
高速走行時においては、スプール62は図1、図6において上方に変位し、このスプール62の変位によって可変絞り部67の流路面積は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の最大値以上になる。よって、油圧シリンダ20に作用する油圧は、第2の組の絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の変化特性線Y及び第1の組の絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性線Xの合成特性に応じ制御される。この場合、図8において実線βで示すように、操舵トルクが大きく、両バルブ部材31、32の相対回転角が大きくても、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の開度は大きいので、操舵トルクの変化に対して油圧変化が少ない領域を大きくし、高速走行時における走行安定性を満足させることができる。
【0040】
中速走行時においては、スプール62の変位により可変絞り部67の流路面積は、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の最小値よりも大きく最大値よりも小さくなる。これにより、図7に示すように、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの流路面積が最小値(本実施形態では全閉状態)になるまでの間(図7において両バルブ部材の相対回転角がθaになるまでの間)は、その第1の組に属する絞り部A、B、C、Dの流路面積の変化特性線Xに可変絞り部67の流路面積の特性線Rを合成した特性に応じて、油圧シリンダ20に作用する油圧が制御される。第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になった時点から、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積が可変絞り部67の流路面積よりも小さくなるまでの間(図7において両バルブ部材の相対回転角がθaとθbとの間)では、可変絞り部67の流路面積により定まる一定値になり、油圧シリンダ20に作用する油圧は操舵抵抗に応じて制御できない。しかる後に、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積が可変絞り部67の流路面積よりも小さくなると、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の変化特性線Yに応じた操舵補助力が付与される。この場合、図8において実線γで示すように、操舵トルクの変化に対する油圧変化は、低速走行時と高速走行時の中間の特性を示す。
【0041】
その第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になった後に、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積が可変絞り部67の流路面積よりも小さくなるまでの間(θa〜θbの間)は、その第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′が全閉状態になる点と、第1の組に属する絞り部A、B、C、Dが全閉状態になる点との差(θc−θa)を小さくすることなく、小さくされている。すなわち、絞り部B′、D′が絞り部A′、C′と同様に図中1点鎖線Uで示す相対回転角に対する流路面積変化特性を有すると仮定すると、相対回転角に対する第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積の変化特性は、図7において2点鎖線Mで示すものになる。そうすると、第2の組に属する絞り部A′、B′、C′、D′の流路面積が可変絞り部67の流路面積よりも小さくなるまでの間(両バルブ部材の相対回転角がθaとθdとの間)は大きくなるので、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域が大きくなる。これに対し、上記実施形態では、絞り部B′、D′の閉鎖角度θsは絞り部A′、C′の閉鎖角度θrよりも小さいので、中速走行時において操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できない領域を小さくできる。しかも、絞り部B′、D′が全閉状態になる点(図7において両バルブ部材の相対回転角がθeの点)では、絞り部A′、C′は未だ閉じていないので、操舵補助力を操舵抵抗に応じ制御できる領域は小さくなることはない。
【0042】
上記構成によれば、第1バルブ部材31の外周において右操舵用周溝31Rと左操舵用周溝31Lとの間に圧油供給用周溝31Pと圧油排出用周溝31Tが配置されている。また、右操舵時においては、右操舵用周溝31Rと圧油供給用周溝31Pと圧油排出用周溝31Tとにおいて油圧が上昇すると共に左操舵用周溝31Lでは油圧が背圧まで低下し、左操舵時においては、左操舵用周溝31Lと圧油供給用周溝31Pと圧油排出用周溝31Tとにおいて油圧が上昇すると共に右操舵用周溝31Rでは油圧が背圧まで低下する。これにより、各周溝31R、31L、31P、31Tにおける油圧の作用による第1バルブ部材31の変形量が、右操舵時と左操舵時とで大きく相異するのを防止できる。すなわち、図9の(2)は右操舵時、図9の(3)は左操舵時において、第1バルブ部材31の中心O上の各位置から外周までの距離の、その油圧の作用による直進状態からの変形方向と変形量を示し、右操舵時と左操舵時とで変形量に差が生じるのを防止できる。これは、右操舵時に油圧上昇が生じる3つの周溝31R、31P、31Tは互いの中の何れかと隣接し、左操舵時に油圧上昇が生じる周溝31L、31P、31Tも互いの中の何れかと隣接することから、右操舵時と左操舵時とで油圧の分布態様を等しくできるためである。右操舵時と左操舵時とで、各周溝31R、31L、31P、31Tにおける油圧の作用による第1バルブ部材31の変形量の差を低減することで、第1バルブ部材31とバルブハウジング7との接触状態の相異を低減できる。
【0043】
また、上記構成においては、シールリング39a、39b、39c、39d、39eの中で油圧差の作用を受けるものの数が、左操舵時と右操舵時と直進時とで等しくなる。すなわち図10の(1)は、操舵がなされていない直進時(図中N)と、右操舵時(図中R)と、左操舵時(図中L)とにおいて、各シールリング39a、39b、39c、39d、39eが油圧差を受ける場合を〇、受けない場合を×で示す。直進時は、圧油供給用周溝31Pは圧油供給により高圧状態となり、圧油排出用周溝31Tの圧油は可変絞り弁60により絞られることで高圧状態となり、左右操舵用周溝31L、31Rは第1バルブ部材31の軸方向外方位置においてタンク71に通じる油流路81、82と同様に背圧が作用する低圧状態となる。よって、第2、第4シールリング39b、39dが油圧差を受け、第1、第3、第5シールリング39a、39c、39eは油圧差を受けない。右操舵時は、圧油供給用周溝31P、右操舵用周溝31Rは高圧状態となり、圧油排出用周溝31Tの圧油は可変絞り弁60により絞られることで高圧状態となり、左操舵用周溝31Lは背圧が作用する低圧状態となる。よって、第1、第4シールリング39a、39dが油圧差を受け、第2、第3、第5シールリング39b、39c、39eは油圧差を受けない。左操舵時は、圧油供給用周溝31P、左操舵用周溝31Lは高圧状態となり、圧油排出用周溝31Tの圧油は可変絞り弁60により絞られることで高圧状態となり、右操舵用周溝31Rは背圧が作用する低圧状態となる。よって、第2、第5シールリング39b、39eが油圧差を受け、第1、第3、第4シールリング39a、39c、39dは油圧差を受けない。これにより、各シールリング39a、39b、39c、39d、39eにより隔てられる隣接領域間の油圧差の作用で、バルブハウジング7の内周に押し付けられるシールリング39a、39b、39c、39d、39eの数は、右操舵時と左操舵と直進時とで等しくなり、また、左操舵時と直進時にバルブハウジング7の内周に押し付けられるシールリングの数は従来よりも少なくなる。これにより、右操舵時と左操舵時とにおいて操舵フィーリングに差が生じることがなく、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ことと相まって良好な操舵フィーリングと静粛性を得ることができ、さらにシールリングの寿命向上を図ることができる。
【0044】
本発明は上記実施形態に限定されない。例えば、各バルブ部材における軸方向溝の数は限定されない。
【0045】
【発明の効果】
本発明によれば、右操舵時と左操舵時とにおいて操舵フィーリングに差が生じることがなく良好な操舵フィーリングと静粛性を得ることができ、さらにシールリングの寿命向上を図ることができる油圧パワーステアリング装置を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の縦断面図
【図2】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の油圧回路を示す図
【図3】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置における制御弁の横断面構造の説明図
【図4】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の制御弁の展開図
【図5】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の制御弁の部分拡大図
【図6】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置の可変絞り弁の縦断面図
【図7】本発明の実施形態の油圧パワーステアリング装置における制御弁の絞り部の開度とバルブ部材の相対回転角との関係を示す図
【図8】油圧パワーステアリング装置における操舵トルクと油圧との関係を示す図
【図9】本発明の実施形態の第1バルブ部材の(1)は正面図、(2)は右操舵時における油圧の作用による変形方向と変形量を示す図、(3)は左操舵時における油圧の作用による変形方向と変形量を示す図
【図10】(1)は本発明の実施形態の第1バルブ部材におけるシールリングの配置と油圧差の作用状態を示す図、(2)は従来の第1バルブ部材におけるシールリングの配置と油圧差の作用状態を示す図
【図11】従来の油圧パワーステアリング装置における第1バルブ部材の(1)は正面図、(2)は右操舵時における油圧の作用による変形方向と変形量を示す図、(3)は左操舵時における油圧の作用による変形方向と変形量を示す図
【符号の説明】
7 バルブハウジング
20 油圧シリンダ
30 制御弁
31 第1バルブ部材
31R 右操舵用周溝
31L 左操舵用周溝
31P 圧油供給用周溝
31T 圧油排出用周溝
32 第2バルブ部材
39a、39b、39c、39d、39e シールリング
50a、50b、50c、51a、51b、51c 軸方向溝
67 可変絞り部
70 ポンプ
71 タンク
A、B、C、D 第1の組に属する絞り部
A′、B′、C′、D′ 第2の組に属する絞り部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic power steering apparatus that controls a hydraulic pressure acting on a hydraulic actuator for generating a steering assist force by using a rotary type control valve.
[0002]
[Prior art]
In the hydraulic power steering apparatus, the steering assist force is generated by controlling the hydraulic pressure acting on the hydraulic actuator with a control valve. As the control valve, a valve housing, a cylindrical first valve member inserted into the valve housing so as to be relatively rotatable, and a second valve inserted into the first valve member so as to be relatively rotatable according to a steering resistance. A rotary type having a member is used.
[0003]
The rotary type control valve is configured to reduce the steering assist force at high speeds and increase the steering assist force at low speeds in order to improve the stability of the vehicle at high speeds and the turning performance at low speeds. Some have. Therefore, a plurality of circumferential grooves are formed on the outer periphery of the first valve member so as to be parallel to each other at an axial interval, and a plurality of circumferential grooves are formed on the inner periphery of the first valve member and the outer periphery of the second valve member. Axial grooves are formed at circumferential intervals. The opening degree changes between the edge along the axial direction of the axial groove of the first valve member and the edge along the axial direction of the axial groove of the second valve member according to the relative rotation angle of both valve members. A plurality of apertures. The actuator is connected to the pump and the tank through the control valve so that a steering assist force can be applied according to the opening degree change of each throttle part. As the circumferential groove, a right steering circumferential groove connected to the right steering assist force generating oil chamber of the actuator, a left steering circumferential groove connected to the left steering assist force generating oil chamber of the actuator, It has a pressure oil supply circumferential groove connected to the pump, and a pressure oil discharge circumferential groove connected to the tank via a variable throttle portion whose opening degree changes according to operating conditions. As the axial groove, the right steering axial groove that leads to the right steering circumferential groove, the left steering axial groove that leads to the left steering circumferential groove, and the pressure oil supply that leads to the pressure oil supply circumferential groove And a first pressure oil discharging axial groove connected to the tank, and a second pressure oil discharging axial groove communicating with the pressure oil discharging circumferential groove.
[0004]
At the time of right steering, the pressure oil discharged from the pump is hydraulically supplied via the pressure oil supply circumferential groove, pressure oil supply axial groove, right steering axial groove, and right steering circumferential groove of the control valve. The oil in the left steering assist force generating oil chamber is supplied to the right steering assist force generating oil chamber of the actuator, and a part of the oil in the left steering assist force generating oil chamber is tanked from the first pressure oil discharging axial groove of the control valve. Thus, the remaining part reaches the tank from the second pressure oil discharging axial groove and the pressure oil discharging circumferential groove through the variable restrictor.
During left steering, the pressure oil discharged from the pump passes through the pressure oil supply circumferential groove, the pressure oil supply axial groove, the left steering axial groove, and the left steering circumferential groove of the control valve. Is supplied to the oil chamber for generating the left steering assist force of the hydraulic actuator, and the oil in the oil chamber for generating the right steering assist force is partially fed from the right steering axial groove to the first pressure oil discharge axial groove of the control valve. From the second axial groove for discharging pressure oil and the peripheral groove for discharging pressure oil to the tank through the variable restrictor.
[0005]
The opening of the variable throttle is increased during high-speed travel and decreased during low-speed travel. As a result, during high speed running, the steering assist force generating hydraulic pressure is small and the driving stability is improved while the steering resistance is small. When driving at low speed, the steering assist force generating hydraulic pressure is increased even when the steering resistance is small. Is greatly increased, and the turning performance is improved.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional hydraulic power steering system, there may be a difference in steering feeling between right steering and left steering, or the noise generated during left steering may increase, which further improves steering feeling and quietness. Is desired.
[0007]
An object of the present invention is to provide a hydraulic power steering device that can solve the above-described problems.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The present invention has a steering assist force generating hydraulic actuator and a hydraulic control valve acting on the actuator, and the control valve is a tubular housing inserted into the valve housing so as to be relatively rotatable. A first valve member, and a second valve member inserted into the first valve member so as to be relatively rotatable in accordance with a steering resistance, and a plurality of circumferential grooves are axially arranged on an outer periphery of the first valve member. A plurality of axial grooves are formed on the inner circumference of the first valve member and the outer circumference of the second valve member at intervals in the circumferential direction. Between the edge along the axial direction of the axial groove of the valve member and the edge along the axial direction of the axial groove of the second valve member, a plurality of opening degrees change according to the relative rotation angle of both valve members. It is a throttle part, and it is The steering actuator is connected to the pump and the tank through the control valve so that the steering assist force can be applied, and the peripheral groove is connected to the oil chamber for generating the right steering assist force of the actuator. A circumferential groove, a left steering circumferential groove connected to the oil chamber for generating the left steering assist force of the actuator, a pressure oil supply circumferential groove connected to the pump, and an opening degree in the tank according to operating conditions A pressure oil discharge circumferential groove connected via a variable throttle portion that changes, and as its axial groove, a right steering axial groove that leads to the right steering circumferential groove, and a left steering circumference A left steering axial groove that communicates with the groove, a pressure oil supply axial groove that communicates with the pressure oil supply circumferential groove, a first pressure oil discharge axial groove that is connected to the tank, and a pressure oil discharge Hydraulic power steering having a second pressure oil discharging axial groove communicating with the circumferential groove In the ring system, between its right steering circumferential groove and a left steering circumferential groove, characterized in that the pressure oil supply circumferential groove and the pressure oil discharge circumferential grooves are disposed.
[0009]
In the above-described conventional hydraulic power steering device, the cause of the difference in steering feeling between the right steering and the left steering was investigated. As shown in FIG. 11 (1), in the outer periphery of the
[0010]
Further, in the conventional hydraulic power steering apparatus described above, between the adjacent circumferential grooves, an axially outward position from the
[0011]
As described above, the deformation state of the
[0012]
According to the configuration of the present invention, the pressure oil supply circumferential groove and the pressure oil discharge circumferential groove are disposed between the right steering circumferential groove and the left steering circumferential groove. In any case during left steering, the three circumferential grooves in which the hydraulic pressure rises are adjacent to one another. This reduces the difference in deformation amount of the first valve member due to the action of hydraulic pressure in each circumferential groove between right steering and left steering, and reduces the difference in the contact state between the first valve member and the valve housing. it can.
[0013]
Furthermore, in the present invention,Between adjacent circumferential grooves,SaidAn axially outer position than the right steering circumferential groove,SaidIn the axially outer position than the left steering circumferential groove,SaidWith valve housingSaidIntervening between the first valve member1st to 5thA seal ring is placed,SaidThe axially outer position than the right steering circumferential grooveThe firstWith seal ring,SaidAt the axially outward position of one end of the first valve memberSaidThe oil flow path leading to the tankSaidThe space between the right steering circumferential groove is sealed,SaidAn axially outward position from the left steering grooveThe fifthWith seal ring,SaidAt the axially outward position of the other end of the first valve memberSaidThe oil flow path leading to the tankSaidThe space between the left steering groove is sealedDuring straight travel, the pressure oil supply circumferential groove and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state and the left and right steering circumferential grooves are in a low pressure state, so that the right steering circumferential groove and the pressure oil are Hydraulic pressure between adjacent regions in which the second seal ring between the discharge circumferential groove and the fourth seal ring between the left steering circumferential groove and the pressure oil supply circumferential groove are separated by each seal ring. The first seal ring, the third seal ring between the pressure oil discharge circumferential groove and the pressure oil supply circumferential groove, and the fifth seal ring are subjected to the hydraulic pressure difference. During right steering, the pressure oil supply circumferential groove, the right steering circumferential groove, and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state, and the left steering circumferential groove is in a low pressure state. The first and fourth seal rings receive the hydraulic pressure difference and the second and third The fifth seal ring is not subjected to the hydraulic pressure difference, and during left steering, the pressure oil supply circumferential groove, the left steering circumferential groove, and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state. When the right steering circumferential groove is in a low pressure state, the second and fifth seal rings receive the hydraulic pressure difference and the first, third, and fourth seal rings do not receive the hydraulic pressure difference. AndHaveThe
According to this configuration, the number of seal rings pressed against the inner periphery of the valve housing by the action of the hydraulic pressure difference between adjacent regions separated by each seal ring becomes equal between right steering, left steering, and straight traveling, In addition, the number of seal rings pressed against the inner periphery of the valve housing during left steering and straight traveling is smaller than in the prior art.
[0014]
The number of the axial grooves for supplying pressure oil is at least two, including at least two connecting axial grooves as the axial grooves, and between the right steering axial groove and the left steering axial groove. A pressure oil discharge axial groove is disposed, a second pressure oil discharge axial groove is disposed between the communication axial grooves, and between the right steering axial groove and the communication axial groove; A pressure oil supply axial groove is disposed between the left steering axial groove and the communication axial groove, and a throttle portion between the left and right steering axial grooves and the first pressure oil discharge axial groove. And the throttle part between the left and right steering axial grooves and the pressure oil supply axial groove belong to the first set, and the throttle part between the pressure oil supply axial groove and the communication axial groove The throttle part between the communication axial groove and the second pressure oil discharging axial groove belongs to the second group, and the closing angle of the throttle part belonging to the second group is the first angle. An oil passage between the throttle part and the tank belonging to the second group, the two kinds of throttle parts having different closure angles belong to the second group. It is preferable that the variable throttle portion is provided in the main body. As a result, the region in which the steering assist force cannot be controlled according to the steering resistance can be reduced, and the steering feeling can be further improved.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
A vehicle rack and pinion type hydraulic
[0016]
A
[0017]
The
[0018]
The
[0019]
That is, as shown in (1) of FIG. 9, a plurality of
[0020]
Valves between the
[0021]
As shown in FIGS. 3 and 4,
[0022]
The axial grooves of the
[0023]
The axial grooves of the
[0024]
Each first pressure oil discharging
[0025]
The edge along the axial direction of the
[0026]
As shown in FIG. 5, the edges along the axial direction of the
[0027]
The
[0028]
That is, FIG. 4 shows a state in which steering is not performed, and the throttle portions A, B, C, D, A ′, B ′, C ′, D ′ between the
[0029]
When the
[0030]
When steered to the left, the
[0031]
As shown in FIGS. 1 and 6, the
[0032]
A
[0033]
A
[0034]
Thus, the pressure oil supplied from the
[0035]
The maximum value of the channel area corresponding to the opening of the
[0036]
Accordingly, the hydraulic circuit shown in FIG. 2 is configured, and the opening degree is set in the oil passage between the throttle portions A ′, B ′, C ′, D ′ belonging to the second group and the
[0037]
In FIG. 7, a solid line X represents a change characteristic of the flow path area corresponding to 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
[0038]
During low-speed travel, the
[0039]
During high-speed travel, the
[0040]
During medium speed running, the flow path area of the
[0041]
After the throttle portions A, B, C, and D belonging to the first group are fully closed, the flow passage areas of the throttle portions A ′, B ′, C ′, and D ′ belonging to the second group are variable. The throttle portions A ′, B ′, C ′, and D ′ belonging to the second set are fully closed until the flow passage area of the
[0042]
According to the above configuration, the pressure oil
[0043]
In the above configuration, the number of
[0044]
The present invention is not limited to the above embodiment. For example, the number of axial grooves in each valve member is not limited.
[0045]
【The invention's effect】
According to the present invention, there is no difference in steering feeling between right steering and left steering, good steering feeling and quietness can be obtained, and the life of the seal ring can be improved. A hydraulic power steering device can be provided.
[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 an exploded view of a control valve of the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a partially enlarged view of a control valve of the hydraulic power steering apparatus according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a longitudinal sectional view of a variable throttle valve of 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 diagram showing a relationship between steering torque and hydraulic pressure in a hydraulic power steering apparatus.
9A is a front view of the first valve member according to the embodiment of the present invention, FIG. 9B is a diagram showing a deformation direction and a deformation amount due to the action of hydraulic pressure during right steering, and FIG. Of deformation direction and amount of deformation due to hydraulic action
FIGS. 10A and 10B are views showing the arrangement of the seal ring in the first valve member and the action state of the hydraulic pressure difference in the first embodiment of the present invention, and FIG. Diagram showing the action state of the difference
11 is a front view of a first valve member in a conventional hydraulic power steering device, FIG. 11 is a diagram showing a deformation direction and a deformation amount due to the action of hydraulic pressure during right steering, and FIG. Of deformation direction and amount of deformation caused by hydraulic action
[Explanation of symbols]
7 Valve housing
20 Hydraulic cylinder
30 Control valve
31 First valve member
31R Circumferential groove for right steering
31L Circumferential groove for left steering
31P Circumferential groove for pressure oil supply
31T Circumferential groove for pressure oil discharge
32 Second valve member
39a, 39b, 39c, 39d, 39e Seal ring
50a, 50b, 50c, 51a, 51b, 51c Axial groove
67 Variable aperture
70 pump
71 tanks
A, B, C, D Apertures belonging to the first group
A ′, B ′, C ′, D ′ Apertures belonging to the second set
Claims (2)
その制御弁は、バルブハウジングと、このバルブハウジングに相対回転可能に挿入される筒状の第1バルブ部材と、この第1バルブ部材に操舵抵抗に応じて相対回転可能に挿入される第2バルブ部材とを有し、
その第1バルブ部材の外周に、複数の周溝が互いに軸方向の間隔をおいて並列するように形成され、
その第1バルブ部材の内周と第2バルブ部材の外周とに、複数の軸方向溝が互いに周方向の間隔をおいて形成され、
その第1バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁と、第2バルブ部材の軸方向溝の軸方向に沿う縁との間が、両バルブ部材の相対回転角度に応じて開度が変化する複数の絞り部とされ、
各絞り部の開度変化に応じた操舵補助力を付与できるように、その制御弁を介して前記アクチュエータがポンプとタンクに接続され、
その周溝として、そのアクチュエータの右操舵補助力発生用油室に接続される右操舵用周溝と、そのアクチュエータの左操舵補助力発生用油室に接続される左操舵用周溝と、そのポンプに接続される圧油供給用周溝と、そのタンクに運転条件に応じて開度が変化する可変絞り部を介して接続される圧油排出用周溝とを有し、
その軸方向溝として、その右操舵用周溝に通じる右操舵用軸方向溝と、その左操舵用周溝に通じる左操舵用軸方向溝と、その圧油供給用周溝に通じる圧油供給用軸方向溝と、そのタンクに接続される第1圧油排出用軸方向溝と、その圧油排出用周溝に通じる第2圧油排出用軸方向溝とを有する油圧パワーステアリング装置において、
その右操舵用周溝と左操舵用周溝との間に、その圧油供給用周溝と圧油排出用周溝とが配置され、
互いに隣接する周溝相互の間と、前記右操舵用周溝よりも軸方向外方位置と、前記左操舵用周溝よりも軸方向外方位置とに、前記バルブハウジングと前記第1バルブ部材との間に介在する第1〜第5シールリングが配置され、
前記右操舵用周溝よりも軸方向外方位置の前記第1シールリングにより、前記第1バルブ部材の一端の軸方向外方位置において前記タンクに通じる油流路と前記右操舵用周溝との間がシールされ、
前記左操舵用周溝よりも軸方向外方位置の前記第5シールリングにより、前記第1バルブ部材の他端の軸方向外方位置において前記タンクに通じる油流路と前記左操舵用周溝との間がシールされ、
直進時は、前記圧油供給用周溝と前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記左右操舵用周溝が低圧状態となることで、前記右操舵用周溝と前記圧油排出用周溝との間の前記第2シールリングと、前記左操舵用周溝と前記圧油供給用周溝との間の前記第4シールリングが各シールリングにより隔てられる隣接領域間の油圧差を受けると共に、前記第1シールリング、前記圧油排出用周溝と前記圧油供給用周溝との間の前記第3シールリング、および前記第5シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされ、
右操舵時は、前記圧油供給用周溝、前記右操舵用周溝、前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記左操舵用周溝が低圧状態となることで、前記第1、第4シールリングが前記油圧差を受けると共に前記第2、第3、第5シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされ、
左操舵時は、前記圧油供給用周溝、前記左操舵用周溝、前記圧油排出用周溝が高圧状態となると共に前記右操舵用周溝が低圧状態となることで、前記第2、第5シールリングが前記油圧差を受けると共に前記第1、第3、第4シールリングが前記油圧差を受けることがないものとされていることを特徴とする油圧パワーステアリング装置。A steering assist force generation hydraulic actuator, and a hydraulic control valve acting on the actuator,
The control valve includes a valve housing, a cylindrical first valve member inserted into the valve housing in a relatively rotatable manner, and a second valve inserted into the first valve member in a relatively rotatable manner in accordance with a steering resistance. And having a member
On the outer periphery of the first valve member, a plurality of circumferential grooves are formed in parallel with each other at an axial interval,
On the inner periphery of the first valve member and the outer periphery of the second valve member, a plurality of axial grooves are formed at intervals in the circumferential direction.
The opening degree changes between the edge along the axial direction of the axial groove of the first valve member and the edge along the axial direction of the axial groove of the second valve member according to the relative rotation angle of both valve members. A plurality of aperture parts to be
The actuator is connected to the pump and the tank via the control valve so that a steering assist force can be applied according to the opening change of each throttle part,
As the circumferential groove, a right steering circumferential groove connected to the right steering assist force generating oil chamber of the actuator, a left steering circumferential groove connected to the left steering assist force generating oil chamber of the actuator, A pressure oil supply circumferential groove connected to the pump, and a pressure oil discharge circumferential groove connected to the tank through a variable throttle that changes in opening according to operating conditions;
As the axial groove, the right steering axial groove that leads to the right steering circumferential groove, the left steering axial groove that leads to the left steering circumferential groove, and the pressure oil supply that leads to the pressure oil supply circumferential groove In the hydraulic power steering apparatus having an axial groove for use, a first pressure oil discharge axial groove connected to the tank, and a second pressure oil discharge axial groove connected to the pressure oil discharge circumferential groove,
Between the right steering circumferential groove and the left steering circumferential groove, the pressure oil supply circumferential groove and the pressure oil discharge circumferential groove are arranged ,
The valve housing and the first valve member are located between adjacent circumferential grooves, at an axially outward position from the right steering circumferential groove, and at an axially outward position from the left steering circumferential groove. The first to fifth seal rings interposed between and are arranged,
An oil flow path communicating with the tank at an axially outer position of one end of the first valve member, and a right steering circumferential groove by the first seal ring at a position axially outward from the right steering circumferential groove. Is sealed
Due to the fifth seal ring in the axially outward position from the left steering circumferential groove, an oil flow path communicating with the tank in the axially outward position at the other end of the first valve member and the left steering circumferential groove Is sealed
When traveling straight, the pressure oil supply circumferential groove and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state and the left and right steering circumferential grooves are in a low pressure state, so that the right steering circumferential groove and the pressure oil discharge are Hydraulic pressure difference between adjacent regions in which the second seal ring between the circumferential grooves and the fourth seal ring between the left steering circumferential groove and the pressure oil supply circumferential groove are separated by the respective seal rings The first seal ring, the third seal ring between the pressure oil discharge circumferential groove and the pressure oil supply circumferential groove, and the fifth seal ring do not receive the hydraulic pressure difference. It is assumed
When the right steering is performed, the pressure oil supply circumferential groove, the right steering circumferential groove, and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state, and the left steering circumferential groove is in a low pressure state. The fourth seal ring receives the hydraulic pressure difference, and the second, third, and fifth seal rings are not subjected to the hydraulic pressure difference.
At the time of left steering, the pressure oil supply circumferential groove, the left steering circumferential groove, and the pressure oil discharge circumferential groove are in a high pressure state, and the right steering circumferential groove is in a low pressure state. A hydraulic power steering device, wherein the fifth seal ring receives the hydraulic pressure difference and the first, third, and fourth seal rings do not receive the hydraulic pressure difference .
その軸方向溝として少なくとも2つの連絡用軸方向溝を含み、
その右操舵用軸方向溝と左操舵用軸方向溝の間に第1圧油排出用軸方向溝が配置され、その連絡用軸方向溝の間に第2圧油排出用軸方向溝が配置され、右操舵用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間および左操舵用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間に圧油供給用軸方向溝が配置され、
その左右操舵用軸方向溝と第1圧油排出用軸方向溝との間の絞り部と左右操舵用軸方向溝と圧油供給用軸方向溝との間の絞り部とは第1の組に属し、圧油供給用軸方向溝と連絡用軸方向溝との間の絞り部と連絡用軸方向溝と第2圧油排出用軸方向溝との間の絞り部とは第2の組に属するものとされ、
その第2の組に属する絞り部の閉鎖角度は第1の組に属する絞り部の閉鎖角度よりも大きくされ、
その第2の組に、互いに閉鎖角度が異なる2種類の絞り部が属し、
その第2の組に属する絞り部とタンクとの間の油路に前記可変絞り部が設けられている請求項1に記載の油圧パワーステアリング装置。 The number of axial grooves for supplying pressure oil is at least two,
Including at least two connecting axial grooves as its axial grooves;
A first pressure oil discharging axial groove is disposed between the right steering axial groove and a left steering axial groove, and a second pressure oil discharging axial groove is disposed between the connecting axial grooves. A pressure oil supply axial groove is disposed between the right steering axial groove and the communication axial groove and between the left steering axial groove and the communication axial groove;
The throttle portion between the left and right steering axial grooves and the first pressure oil discharge axial groove and the throttle portion between the left and right steering axial grooves and the pressure oil supply axial groove are the first set. And the throttle part between the pressure oil supply axial groove and the communication axial groove and the throttle part between the communication axial groove and the second pressure oil discharge axial groove are the second set. Belonging to
The closing angle of the throttle part belonging to the second group is made larger than the closing angle of the throttle part belonging to the first group,
In the second set, there are two types of throttles with different closing angles,
The hydraulic power steering apparatus according to claim 1 , wherein the variable throttle portion is provided in an oil passage between the throttle portion and the tank belonging to the second set .
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