JPH023748B2

JPH023748B2 -

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Publication number: JPH023748B2
Application number: JP57072996A
Authority: JP
Inventors: Ichiro Koike; Takeshi Ooe
Original assignee: Jidosha Kiki Co Ltd
Current assignee: Jidosha Kiki Co Ltd
Priority date: 1982-04-30
Filing date: 1982-04-30
Publication date: 1990-01-24
Also published as: JPS58188756A

Description

【発明の詳細な説明】本発明は、複数のポンプから吐出される圧力流
体を流体機器に選択的に供給する圧力流体供給装
置に関する。

たとえば自動車に搭載され運転者のハンドル操
作を軽減する動力舵取装置において、その油圧発
生源として用いられるポンプは、通常、自動車の
エンジンで回転駆動され、その吐出量はエンジン
の回転数に比例して増減する。したがつて、この
ようなポンプでは、エンジンの低回転域、すなわ
ちポンプ吐出量が小さいときにでも前記動力舵取
装置などの流体機器の作動に支障ない充分な流量
が供給できる容量を有することが要求される。

しかし、このような容量を設定すると、エンジ
ンの高回転域において不必要に大きな流量が供給
されることとなり、無駄であるばかりか、このポ
ンプ駆動のためにエンジンの消費馬力が増大し、
自動車用エンジンの燃費に大きく影響するもの
で、省エネルギ対策上好ましくない。特に、近年
では自動車用エンジンの燃費向上が叫ばれてお
り、上述した動力舵取装置用ポンプに対する消費
馬力を必要最小限とすることが望まれている。

このため従来から、容量の小さい２台のポンプ
と、これら両ポンプからの圧力流体を流体機器に
選択的に供給する制御部とを組合わせることによ
つて、常時は一方のポンプのみを油圧供給用とし
て用い、他方はタンク側に接続しその吐出油を還
流させて無負荷状態とし、その消費馬力の低減化
を図し、必要時にのみ前記制御部を作動させて両
ポンプからの圧力流体を合流して供給することが
考えられている。ここで、このような圧力流体の
供給量を制御する方法としては、たとえば圧力流
体の低回転域、すなわちポンプ吐出量が小さいと
きにその流量を検出して両ポンプからの圧力流体
を合流させる回転数感知式、エンジンの回転数の
大小にかかわらず流体機器側に負荷が加わる作動
時においてのみ供給路中で上昇する流体圧を検出
して両ポンプからの圧力流体を合流させる圧力感
知式、さらにこれら回転数および圧力感知式の長
所を組合わせた回転数・圧力両感知式などが知ら
れており、その用途に応じて選択して採用され
る。また、上述した圧力流体の供給量を制御する
制御部としては、両ポンプからの流路を必要に応
じて選択的に切換える流路切換機能と、流体機器
への供給量を所定量以下に保持する流量制御機能
とが必要であり、これら両機能を一対のスプール
バルブとこれらを適宜組合わせる圧力流体通路を
用いて行なうことが一般に考えられている。

ところで、上述した各感知式の圧力流体供給装
置において、回転数感知式のものは、各ポンプの
吐出量すなわちエンジンの回転数を基準として流
路の切換えを行なう構成であり、自動車の高速走
行時すなわちエンジンの高回転域では消費馬力の
低減化を図ることができるが、一方、エンジンの
低回転域ではそのエネルギロスが避けられず、ま
だまだ改善の余地が残されている。

すなわち、上述した動力舵取装置において、圧
油の供給量が問題となるのはこれに高負荷が加わ
り高出力が要求されるとき、つまり舵取操作時で
あり、それ以外のとき、たとえば停車中や直進走
行時にあつてはたとえエンジンが低回転域にある
場合でも圧油の供給量は少なくてよい。特に、自
動車ではたとえば10モード走行パターンで表わさ
れる市街地走行を行なう場合が最も多く、このよ
うな低速走行時における消費馬力の低減化を図る
必要がある。

このためには、動力舵取装置に負荷が加わつた
ときにこれを感知して作動する圧力感知式流路切
換機構を採用するとよいが、このような機構にお
いて問題となることはエンジンが高速回転し、１
台のポンプからの吐出量で充分な場合でも流路切
換えが行なわれ消費馬力が増大する点で、何らか
の対策を講じることが必要となつている。

また、自動車の走行速度を電気的に検出し、こ
の検出信号を利用して流路切換えを行なう構造の
ものも考えられているが、車速は必ずしもエンジ
ンの回転数すなわちポンプ吐出量に比例しないも
のであり、有効な消費馬力の低減を果すことがで
きるとは言い難く、無駄が多いものである。特
に、過積トラツクなどにおいては、たとえ低速走
行時であつてもエンジンは高速回転域に達してい
る場合が多く、問題であり、また電気的検出手段
やこれによつて作動される電磁弁を用いるといつ
た構造上の問題がある。

したがつて、上述した圧力感知式の流路切換機
能を有する流路切換バルブと各ポンプからの流体
通路とを巧みに組合わせてなる制御部を備えた圧
力感知式または回転数・圧力両感知式の圧力流体
制御装置を構成すればよいものであるが、上述し
た圧力感知タイプの流路切換バルブにおいてはそ
の動作上において若干の問題を生じている。

すなわち、上述した構成では、動力舵取装置に
負荷が加わつたときにこれを検出して流路切換バ
ルブが作動し、両ポンプからの圧油を合流して動
力舵取装置側に供給するわけであるが、上述した
バルブ作動直後において動力舵取装置側への圧油
供給量が急激に上昇し、操蛇力の過大な変化を招
く虞れがあり、運転者にとつての操舵フイーリン
グ上好ましいものではない。したがつて、この種
の圧力流体供給装置においては、前述した消費馬
力の低減化を達成する一方、必要時に適切な流路
切換え動作を行ない、流体機器としての動力舵取
装置を適正に作動させて良好な操舵フイーリング
を得ることができるものであることが望まれてい
る。

本発明はこのような事情に鑑みてなされたもの
であり、流体機器側の負荷の大小に応じて作動す
る圧力感知式の流路切換バルブによる流路切換え
動作を緩和し、流体機器側への圧油供給量の急変
を防ぎ、かつ適正な供給量を確保できるようにす
るという簡単な構成によつて、流体機器の動作に
影響を与えることのない適切な供給量を得て、ポ
ンプに対する消費馬力の低減化を果たし、もつて
省エネルギ効果をより一層向上させることができ
るとともに、流路切換動作時直後における流体機
器側への動作上の悪影響を簡単かつ確実に防止し
てなる圧力流体供給装置を提供するものである。

以下、本発明を図面に示した実施例を用いて詳
細に説明する。

第１図は本発明に係る圧力流体供給装置の一実
施例を示すものであり、本実施例では自動車用動
力舵取装置に適用した回転数・圧力両感知式の装
置の場合について説明する。

図において、符号１，２は圧油をそれぞれ別個
に吐出する第１および第２のポンプで、共に図示
しないエンジンにより回転駆動され、タンク３内
の作動油を流路切換機構４を介して動力舵取装置
５に循環供給する役割を果たす。なお、これらの
ポンプ１，２は必ずしも別体に構成されている必
要はなく、ケーシングおよびポンプ駆動軸を共通
として一体的に構成された１個のポンプカートジ
ツジまたは２個のポンプカートリツジを用いたも
のでよいが、この場合第１のポンプ１の容量は第
２のポンプ２よりも小さいことが省エネルギ効果
を発揮させるうえで望ましいものである。また、
図中１ａ，２ａは各ポンプ１，２の吸込側管路、
１ｂ，２ｂは同じく吐出側管路、３ａは前記吸込
側管路１ａ，２ａに接続されるタンク側管路であ
り、さらに５ａは前記流路切換機構４と動力舵取
装置５間を接続する圧油供給用の管路、５ｂはタ
ンク３への還流用管路である。

さて、本実施例装置によれば、上述した第１お
よび第２のポンプ１，２から吐出される圧油を動
力舵取装置５に選択的に供給するための流路切換
機構４が、以下に詳述する各部材から構成されて
いる。

すなわち、図中符号１０は前記第１のポンプ１
からの圧油を動力舵取装置５に供給するメイン通
路、１１は前記第２のポンプ２からの圧油が導び
かれるサブ通路で、これらのメイン通路１０およ
びサブ通路１１間には前記動力舵取装置５の負荷
の大小に応じたメイン通路１０中の圧油の圧力変
化を感知して作動する圧力感知式の流路切換バル
ブ１２が介在されている。

この流路切換バルブ１２は、前記メイン通路１
０側に一端が開口したバルブ孔１２ａ内に摺動自
在に支持されたスプールバルブ１３を有し、この
スプールバルブ１３は常時はスプリング部材１
４，１４Ａ，１４Ｂより付勢されてメイン通路１
０側（図中左側）に位置し、バルブ孔１２ａの軸
方向中央に開口した前記サブ通路１１はメイン通
路１０から切離されている。そして、この状態に
おいては、サブ通路１１はスプールバルブ１３の
後端側に突出するロツド部１３ａにより形成され
る環状の空間部を介してサブ通路１１に並設され
たドレン通路１５に接続され、さらにドレン管路
１５ａを経てタンク３に連通している。

また、この流路切換バルブ１２は、そのスプー
ルバルブ１３のメイン通路１０側の前端部側に逆
止弁１６を有し、この逆止弁１６はスプールバル
ブ１３が図中右側に移動したときに貫通孔１３ｂ
およびその外周の環状溝１３ｃを介して前記サブ
通路１１に接続される。勿論、この流路切換バル
ブ１２の作動時においてはスプールバルブ１３に
より前記サブ通路１１およびドレン通路１５間は
切離される。そして、この状態において前記逆止
弁１６は後述する流量制御バルブが非作動状態で
ある限り、第２のポンプ２からの圧力により開放
されこれをメイン通路１０中に導びいて第１のポ
ンプ１からの圧油と合流させる役割を果す。（第
２図Ａ参照）なお、この流路切換バルブ１２のス
プリング部材１４，１４Ａ，１４Ｂを配設した低
圧室１７にはタンク３側の圧力が導びかれてお
り、また反対の高圧室１８側にはメイン通路１０
側の圧力が通路１９を介して導入されており、こ
れによりスプールバルブ１３はメイン通路１０側
の流体圧が動力蛇取装置５の負荷の増加により上
昇したときこれを感知して図中右側に移動する。

また、この流路切換バルブ１２と平行してメイ
ン通路１０の下流側には、メイン通路１０内を流
れる流量が所定値以上になつたときにこれを感知
して作動しかつ流路切換機能をも有する流量制御
バルブ２０が配設されている。この流量制御バル
ブ２０は、第１のポンプ１からの吐出量あるいは
これに第２のポンプ２からの吐出量が合流したと
きに、その流量が所定量以上である場合にその一
部をタンク３側に逃がし動力舵取装置５への供給
量を一定量以下に維持する役割を果たす従来周知
の流量制御弁と略同一構成とされている。すなわ
ち、メイン通路１０に対し一端が開口したバルブ
孔２０ａ内で摺動自在に支持されたスプールバル
ブ２１と、前記メイン通路１０の途中に設けられ
たオリフイス２２とを備え、前記スプールバルブ
２１によつて画成される高圧室２３は通路２４を
介してオリフイス２２の上流側に、また低圧室２
５はスプールバルブ２１の発振防止用のオリフイ
ス２６ａを有する通路２６を介して前記オリフイ
ス２２の下流側に接続されている。そして、スプ
ールバルブ２１は低圧室２５内に設けられたスプ
リング２７により常時は高圧室２３側（図中左
側）に位置し、この状態においては高圧室２３お
よび通路２４を介してメイン通路１０とタンク３
側に管路２８ａを介して連通するドレン通路２８
とが接続するのを遮断している。なお、図中２９
はスプールバルブ２１内に付設されたリリーフ弁
である。また、この流量制御バルブ２０側のスプ
リング２７は流路切換バルブ１２側のスプリング
部材１４，１４Ａ，１４Ｂよりも付勢力の弱いも
のが用いられる。

さて、このように構成された流量制御バルブ２
０において、注目すべき点は、流路切換バルブ１
２との間を連通するバイパス通路３０を有し、こ
のバイパス通路３０には前記サブ通路１１を介し
ての第２のポンプ２からの圧油が導びかれること
である。そして、通常は、すなわち流量制御バル
ブ２０の非作動時は、バイパス通路３０は前記ス
プールバルブ２１の低圧室２５側の環状溝２１ａ
に開口しており、ドレン通路２８とは切離されて
いる。したがつて、この状態では、第２のポンプ
２からの圧油は流路切換バルブ１２の流路切換え
動作に応じてタンク３あるいはメイン通路１０に
導びかれている。

一方、流量制御バルブ２０が作動すると、第２
図Ｂに示すように、メイン通路１０を流れる圧油
の一部がタンク３側に戻されるとともに、前記バ
イパス通路３０がスプールバルブ２１の高圧室２
３側の環状溝２１ｂに開口し、これを介してドレ
ン通路２８と連通する。そして、このとき、流路
切換バルブ１２が非作動状態であれば、サブ通路
１１はドレン通路１５，２８によりタンク３に連
通しており、第２のポンプ２からの圧油はタンク
３側に当然に戻り、問題はないが、他方、流路切
換バルブ１２の作動時においては、サブ通路１１
はメイン通路１０に連続する逆止弁１６が設けら
れた貫通孔１３ｂおよび環状溝１３ｃを介してバ
イパス通路３０、さらには流量制御バルブ２０側
の環状溝２１ｂおよびドレン通路２８を介してタ
ンク３側に接続される。したがつて、この状態で
は、逆止弁１６はその両側の圧力差に開放され
ず、その結果サブ通路１１内の第２のポンプ２か
らの圧油はこれら両バルブ１２，２０を介してド
レン通路２８を通り、タンク３側に戻る。この状
態は第２図Ｃに示されている。

このように構成された流路切換機構４の動作
を、各ポンプ１，２の吐出量すなわちエンジンの
回転数と動力舵取装置５との関係において以下に
説明する。

まず、第１図はエンジンの回転数が低速であつ
てしかも動力舵取装置５が非動作状態、すなわち
動力舵取装置５に負荷が加わらずメイン通路１０
中の流体圧が低圧である場合を示している。この
状態では、両バルブ１２，２０は共に非作動状態
を保ち、その結果第１のポンプ１からの圧油はメ
イン通路１０を通り動力舵取装置５に供給される
が、第２のポンプ２はサブ通路１１、ドレン通路
１５を介してタンク３に接続され、圧油は第２の
ポンプ２、タンク３を循環し、無負荷状態を保た
れている。これは、圧油の供給量が小さくとも動
力舵取装置５には何ら影響しないためである。そ
して、この状態における流量特性は第３図中実線
ａで示され、またこれによる消費馬力は第４図中
破線ａで示され従来（同図中ｂで示す二点鎖線参
照）の約半分以下でよい。

なお、第３図中P₁は第１のポンプの吐出量、
P₂は第２のポンプの吐出量、P₁＋P₂はその合計
吐出量と回転数との関係を示す直線である。

また、第１図に示す低速、低圧状態から動力舵
取装置５の作動により負荷が増加し、低速、高圧
状態となると、第２図Ａで示すように、流路切換
バルブ１２が作動して第２のポンプ２、タンク３
間を切離し、第２のポンプ２を逆止弁１６を介し
てメイン通路１０に接続する。したがつて、第２
のポンプ２からの圧油はメイン通路１０内で第１
のポンプ１からの圧油と合流し、動力舵取装置５
に供給され、必要な舵取操作補助力を生じさせ、
作動上は何ら支障ない。この負荷が大きいときの
流量特性を第３図中実線ｂで示し、また消費馬力
は第４図に示すように実線ｃとなりこれは従来
（同図中ｄで示す一点鎖線参照）と同一である。
勿論、この状態では消費馬力を低減することはで
きない。

また、ポンプ吐出量が回転数に伴なつて所定量
以上に増加し、しかも動力舵取装置５が非作動で
ある高速、低圧状態では、第２図Ｂに示されるよ
うに、流量制御バルブ２０が作動してメイン通路
１０中を流れる第１のポンプ１からの圧油の一部
をタンク３側に逃がし、動力舵取装置５への供給
量を一定に制御する。このとき、流路切換バルブ
１２は非作動状態であり、第２のポンプ２からの
圧油はサブ通路１１およびドレン通路１５を経て
タンク３に戻る。勿論、その一部はサブ通路１１
と流量制御バルブ２０を介して連通するドレン通
路２８を経てタンク３に戻る。この状態での流量
特性は第３図において実線ａまたはｂと折点Ｘ，
Ｙで連続する実線ｃで示され、また消費馬力は第
４図中破線ａで示すように充分に小さい。

さらに、この高速回転時において、動力舵取装
置５が作動し、高圧状態となると、第２図Ｃに示
すように、流路切換バルブ１２も第２の切換バル
ブ２０と共に作動状態となり、その結果第２のポ
ンプ２からの圧油が導びかれるサブ通路１１は前
述したようにバイパス通路３０および流量制御バ
ルブ２０を経てドレン通路２８に接続され、タン
ク３側に連通する。そして、この圧油は逆止弁１
６を開放することなくタンク３側に戻り、一方、
メイン通路１０中の第１のポンプ１からの圧油の
一部もこの流量制御バルブ２０によりタンク３側
に戻り、その結果動力舵取装置５へは一定量の圧
油が供給される。このときの流量特性は第３図中
実線ｃで示され、また消費馬力は第４図中実線ｃ
に連続する実線ｅで示され、これは従来（同図中
一点鎖線ｄ）よりも約半分でよい。

なお、第２図ＡないしＣにおいて、P₁は第１
のポンプ１、P₂は第２のポンプ２、Ｔはタンク
３、P.Sは動力舵取装置５をそれぞれ示してい
る。

また、上述した本実施例装置における省エネル
ギ効果は、第５図に示す消費馬力とポンプ吐出圧
力との関係線図からも明らかとなる。

まず、ポンプ回転数が低速回転域である場合、
実線ａで示されるように、無負荷状態では従来
（同図中二点鎖線ｂ参照）よりも約半分の消費馬
力でよく、負荷が増大すると同一となる。

また、高速回転域では、実線ｃで示すように、
従来（同図中一点鎖線ｄ参照）の約半分の消費馬
力でよい。これは高速時には負荷の大小にかかわ
りなく第１のポンプ１のみが動力舵取装置５への
油圧供給に関与し、第２のポンプ２は無関係であ
るためである。

さて、本発明によれば、前述した流路切換バル
ブ１２が作動し、第１および第２のポンプ１，２
からの圧油がメイン通路１０中で合流して動力舵
取装置５側に供給される際の不具合、すなわち圧
油供給量の急激な上昇を防ぐために、流路切換バ
ルブ１２の流路切換え動作を緩やかなものとし、
メイン通路１０中の流量変化を緩和できるように
構成したところに特徴を有している。

すなわち、本実施例によれば、流路切換バルブ
１２のスプールバルブ１３を付勢するスプリング
部材１４として、大径スプリング１４Ａと小径ス
プリング１４Ｂとの２本のスプリングを用い、ス
プリング部材１４によるばね特性を、流体機器で
ある動力舵取装置５側での負荷の大小に対するス
プールバルブ１３の移動量が、負荷の小さいとき
は大きくかつ負荷の増加に伴なつて小さくなるよ
うな非線型特性となるようにし、これにより流路
切換バルブ１２の感知開始圧P₁と感知終了圧P₂
を自由に設定し、圧力感知後の流量変化を圧力上
昇に応じて滑らかに増加させ得るように構成して
いる。

これを第６図を用いて詳述すると、同図Ａに示
すように、スプリング部材１４が１本の場合に
は、そのばね特性が略直線状を呈するため、感知
開始圧P₁を設定すると、その終了圧P₂の上限が
限定されることとなり、開始圧P₁と終了圧P₂と
の差を大きく採れず｛同図Ｂ参照｝、バルブ作動
後の流量変化が大きなものとなつてしまう。すな
わち、ポンプ吐出圧（メイン通路１０側の圧力）
が上昇し、P₁となると、スプールバルブ１３は
右側に移動し（x₁）、第２のポンプ２からタンク
３への流路を絞し、逆止弁１６を開放して合流を
開始する。この状態が同図Ａに示されている。そ
して、さらに圧力が上昇すると、スプールバルブ
１３はさらに右側に移動して第２のポンプ２、タ
ンク３間の流路を切離し、第２のポンプ２からの
圧油は第１のポンプ１からの圧油に合流してメイ
ン通路１０中を供給されることになる。

したがつて、上述した１本のスプリング１４の
場合には、バルブ変化ｘ＝０のときスプリング反
力Ｆ≧０、バルブ変位ｘ＝x₁でスプリング反力Ｆ
＝P₁・Ｓ（Ｓ：バルブ断面積）の条件を満たす必
要があり、第７図に示すように、P₂の上限が存
在する。このため、第３図において、たとえばポ
ンプ回転数がN₁のとき、無負荷状態における第
１のポンプ１からの圧油量Q₁に負荷が加わつて
第２のポンプ２が合流し調整流量Q₂に達する状
態をポンプ圧力（Ｐ）との関係で図示すると第８
図中破線ａで示すように、ポンプ吐出量が急激に
上昇する結果となる。勿論、この状態は第１のポ
ンプ１からの圧油量がQ₂に達しない回転数N₂以
下の場合に生じる。

これに対し、本実施例のように、２本のスプリ
ング１４Ａ，１４Ｂを用いると、これによるばね
特性が非線型特性を呈するため、第９図Ａ，Ｂに
示すように、感知開始圧P₁の選択にかかわらず、
終了圧P₂′を自由に設定することができ、これに
より両者間の圧力差を大きくし、感知後の流量変
化を緩和することができる。

この場合、本実施例では、小径スプリング１４
Ｂとして、自由長が短いものを用いており、無負
荷状態ではスプールバルブ１３に荷重が加わら
ず、第９図Ａ，Ｂに示すように、圧力がP₁に達
したとき、スプールバルブ１３に荷重を与えるよ
うに設定している。そして、このような構成とす
れば、スプールバルブ１３の右側への移動が２本
のスプリング１４Ａ，１４Ｂにより緩和され、１
本の場合に比べより大きな圧力P₂′に達しないと、
第２のポンプ２、タンク３間の流路を遮断しない
こととなり、これにより第８図中実線ｂで示すよ
うに流量変位特性は緩和された滑らかなものとな
る。

したがつて、このような構造によれば、感知開
始圧P₁に無関係に感知終了圧P₂を設定すること
ができ、負荷圧力に応じて滑らかに流量を増加し
得る特性を得ることができる。そして、低流量で
は重く、高流量では軽くなる動力舵取装置５の操
舵特性が原因する流量変化時の操舵力の過大な変
化を緩和し、良好な操舵フイーリングを得ること
が可能となる。

なお、上述した実施例では、２本のスプリング
１４Ａ，１４Ｂにより第９図Ｂに示すようなばね
特性を描くように設定した場合を説明したが、こ
れに限定されず、第１０図ＡないしＥに示すよう
に、そのばね特性を自由に設定し得るものであ
る。また、上述した非線型特性を有する付勢部材
としては、本実施例における２本のスプリング１
４Ａ，１４Ｂを用いた場合にのみ限定されるもの
ではなく、たとえば不等ピツチコイルばね、円す
いコイルばね、つづみ形コイルばね等のように１
本のばね部材により構成してもよいことは勿論で
ある。

第１１図は本発明に係る圧力流体供給装置の別
の実施例を示すものであり、同図において第１図
と同一部分あるいは相当する部分には同一番号を
付してその説明は省略する。

さて、本実施例では、流路切換バルブ１２のス
プールバルブ１３の第２のポンプ２、タンク３間
の流路を切離すランド部１３ｄのスプールバルブ
１３作動方向の一端側つまりメイン通路１０とは
逆の端部側に、該ランド部１３ｄよりも断面積が
小さい異径部として小径部１３ｅを形成し、これ
により第２のポンプ２とタンク３との流路の可変
オリフイスを形成するようにしたところに特徴を
有している。

これを第１２図Ａ，Ｂを用いて詳述すると、前
記小径部１３ｅが存在しない場合、ポンプ吐出圧
がP₁に達し、スプールバルブ１３が右側にx₁量
移動すると、第２のポンプ２からタンク３への流
路が絞られ（開口面積Ａ）、第２のポンプ２から
の圧油は第１のポンプ１側に合流される。さら
に、ポンプ吐出圧が上昇し（P₂）、スプールバル
ブ１３が移動すると（x₂）、第２のポンプ２、タ
ンク３間が切離され、第２のポンプ２からの圧油
はすべて第１のポンプ１側に合流されることにな
る。

そして、このようなスプールバルブ１３はポン
プ吐出圧に比例して移動するため、上述した感知
開始圧P₁から終了圧P₂までの差が小さく、その
バルブストローク量Δxが極めて小さいので、圧
力感知時の流量変化がステツプ状となつていた。
これは、第２のポンプ２、タンク３間の流路が急
速に絞られ、逆止弁１６の開放時とタンク３側の
切離し時点とが極めて接近しているためである。

これに対し、前述したようにスプールバルブ１
３のランド部１３ｄに小径部１３ｅを形成する
と、第１３図および第１４図Ａ，Ｂから明らかな
ように、感知開始圧P₁で第２のポンプ２からの
圧油の第１のポンプ１側への合流開始時点から、
タンク３の切離し時点までのバルブストローク量
Δx′を、小径部１３ｅによる可変オリフイス（開
口面積A′）にて大きくすることができ、感知開
始圧P₁から終了圧P₂′までの差を大きくできる。
したがつて、このような構成によつても、前述し
た実施例と同様に、流量変化を緩和して負荷圧力
に応じて滑らかに増加する流量特性を得ることが
できるものである。これは第１４図Ａにおいて、
小径部１３ｅを設けない場合の特性ａに比べ、緩
やかな特性ｂが得られることから容易に理解され
よう。

なお、上述した可変オリフイスを形成する異径
部としては、本実施例における小径部１３ｅに限
定されず、第１５図ＡないしＨに示されるよう
に、段差形状｛同図Ａ｝、多段差形状｛同図Ｂ，
Ｃ｝、テーパ状｛同図Ｄ｝、多段テーパ状｛同図
Ｅ，Ｆ｝、曲面状｛同図Ｇ，Ｈ｝、さらにこれらの
組合わせでもよいことは勿論である。

第１６図は本発明の他の実施例を示すものであ
つて、この実施例では前述した二つの実施例に示
した非線型特性を有するスプリング部材１４，１
４Ａ，１４Ｂと、小径部１３ｅによる可変オリフ
イスとを組合わせた場合を示している。そして、
このような構成としても前述したと同様の作用効
果を発揮し得ることは明らかであろう。また、こ
のような組合わせによる構成によつて、流路切換
バルブ１２による流路切換えにより自由度を持た
せることができるもので、その利点は大きい。

さらに、第１７図ないし第１９図は本発明の他
の実施例を示したもので、これらの図において、
第１図、第１１図および第１６図と同一部分ある
いは相当する部分には同一番号を付してその説明
は省略する。

第１７図に示す実施例では、流路切換バルブ１
２の構成を簡略化しており、そのスプールバルブ
１３には単にサブ通路１１とドレン通路１５間を
開閉する機能を持たせ、かつ逆止弁１６をサブ通
路１１とメイン通路１０間に別個に設けている。
また、流量制御バルブ２０としては、そのスプー
ルバルブ４０の外周３個所に環状溝４０ａ，４０
ｂ，４０ｃを有し、かつサブ通路１１側の圧油を
タンク３側に戻すドレン通路４１がメイン通路１
０側のドレン通路２８と別個に設けられている。
この場合、上述した環状溝４０ａ，４０ｂはメイ
ン通路１０とドレン通路２８間の開閉動作に開与
し、残りの環状溝４０ｃはサブ通路１１とドレン
通路４１間を接続するためのものである。また、
図中４２はスプールバルブ４０の軸方向に設けら
れメイン通路１０と高圧室２３を接続する通路で
ある。

第１８図に示した実施例は、流路切換バルブ１
２を流量制御バルブ２０内に組込んだ場合を示
し、また第１および第２のポンプ１，２からの圧
油をタンク３側へ戻すドレン通路５０およびドレ
ン管路５ａを共通に用いている。なお、図中５１
ａ，５１ｂは両バルブ１２，２０を接続するバイ
パス孔、５２はサブ通路１１を逆止弁１６を介し
てメイン通路１０に接続する共通通路で、この共
通通路５２はメイン通路１０と流量制御バルブ２
０の高圧室２３を接続する役割も有している。ま
た、図中１３ｆはスプールバルブ１３の環状溝、
１３ｇは低圧室１７にタンク３側の流体圧を導び
く小径通路である。

第１９図に示される実施例では、流量制御バル
ブ２０は二分割されたスプールバルブ６０ａ，６
０ｂを有し、かつ一方のスプールバルブ６０ａの
小径部に流路切換バルブ１２を構成する環状スプ
ール６１が摺動自在に組付けられている。そし
て、逆止弁１６はメイン通路１０とサブ通路１１
間に別個に設けられ、また環状スプール６１はそ
の作動時においてスプールバルブ６０ａ，６０ｂ
が図中右方向に移動することにより共に移動され
て流路を切換えるもので、このときには両バルブ
１２，２０間のバイパス通路は不要となる。

なお、上述した各実施例は第１ないし第３実施
例と以上のような相異点を有するが、その作用効
果は略同一であり、容易に理解されるであろう。

また、前述した各実施例では、第１および第２
のポンプ１，２のみを用いて流体機器５への油圧
供給を行なう場合について説明したが、本発明は
これに限定されず、複数のポンプを用い、１台を
メインポンプとし、残りをサブポンプとして順次
メインポンプ側通路に接続あるいは切離しできる
ように構成したものでもよいことは言うまでもな
い。

以上説明したように、本発明に係る圧力流体供
給装置によれば、流体機器への圧力流体供給用と
しての複数のポンプからの流路を切換える流路切
換バルブを、流体機器側での負荷の大小に対する
スプール移動量が、負荷の小さいときは大きくか
つ負荷の増加に伴なつて小さくなるような非線型
特性を与える付勢部材、スプールランド部のスプ
ール作動方向の一端側つまりメイン通路とは逆の
端部側に該ランド部よりも小さい断面積をもつて
形成された異径部による可変オリフイス、または
これらの組合わせによつて、緩慢にしかも適切に
動作させ得るようにしたので、簡単な構成にもか
かわらず、その作動時における圧力流体供給量の
急変を防ぎ、かつ円滑な流量特性を得て流体機器
への適正な供給量を保障することができ、これに
より流体機器側には何らの影響を与えず、適正か
つ確実な作動状態を得ることができ、また必要に
応じた最小限の圧力流体の供給を行ない、従来エ
ネルギロスとされていた無駄を省き、消費馬力を
より一層低減して省エネルギ化を果すことができ
る等の種々優れた効果がある。また、本発明によ
れば、流路切換バルブのスプールを付勢する付勢
部材として非線型特性を有するものを用い、また
はスプールのランド部に異径部を形成して可変オ
リフイスを構成したものであり、その構造が簡単
で、製造も容易に行なえ、さらに装置全体の軽量
化、コンパクト化を図ることが期待できるといつ
た利点がある。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明に係る圧力流体供給装置を動力
舵取装置に適用した一実施例を示す系統図、第２
図Ａ，Ｂ，Ｃはその作動状態を示す説明図、第３
図は流量特性を示す特性線図、第４図および第５
図は消費馬力とポンプ回転数およびポンプ吐出圧
力の関係を示す特性線図、第６図Ａ，Ｂないし第
９図Ａ，Ｂは本発明を特徴づける非線型特性を有
する付勢部材の作用効果を説明するための図、第
１０図ＡないしＥは上述した付勢部材によるばね
特性の変形例を示す特性線図、第１１図は本発明
の別の実施例を示す系統図、第１２図Ａ，Ｂない
し第１４図はその要部とする小径部による可変オ
リフイスの作用効果を説明するための図、第１５
図ＡないしＨは可変オリフイスを構成する異径部
の変形例を示す図、第１６図ないし第１９図は本
発明の他の実施例を示す系統図である。１……第１のポンプ、２……第２のポンプ、３
……タンク、４……流路切換機構、５……動力舵
取装置（流体機器）、１０……メイン通路、１１
……サブ通路、１２……流路切換バルブ、１２ａ
……バルブ孔、１３……スプールバルブ、１３ｄ
……ランド部、１３ｅ……小径部（異径部）、１
４……スプリング部材（付勢部材）、１４Ａ，１
４Ｂ……大小スプリング、１５……ドレイン通
路、１６……逆止弁、２０……流量制御バルブ、
２２……オリフイス、２８……ドレン通路、２９
……リリーフ弁。３０……バイパス通路。

【特許請求の範囲】

１圧力流体をそれぞれ別個に吐出する第１およ
び第２のポンプと、前記第１のポンプからの圧力
流体を流体機器に供給するメイン通路と、このメ
イン通路の途中に配設され常時は前記第２のポン
プとタンクとを接続しかつ前記流体機器側の負荷
の増加により作動して前記第２のポンプ、タンク
間を切離し前記第２のポンプを前記メイン通路に
接続するスプールを有する流路切換バルブと、前
記メイン通路の途中に接続され前記第１のポンプ
からの圧力流体、または第１および第２のポンプ
からの圧力流体の一部をそれぞれタンク側に還流
させるスプールを有する流量制御バルブとを備
え、前記流量制御バルブのスプールを摺動自在に
保持するバルブ孔には、前記メイン通路をタンク
側に接続するためのスプールの作動ストロークを
規定する機械加工により穿設された小径通路孔
と、この小径通路孔とは相互に独立ししかもバル
ブ孔の軸線方向の同一個所において一部がオーバ
ーラツプする大きな流路断面積をもつ少なくとも
一個の流路穴との組み合わせにより構成されたタ
ンク側への還流路が開口されていることを特徴と
する圧力流体供給装置。２圧力流体をそれぞれ別個に吐出する第１およ
び第２のポンプと、前記第１のポンプからの圧力
流体を流体機器に供給するメイン通路と、このメ

Claims

イン通路に接続されたバルブ孔内でメイン通路側
に付勢されるとともに、その作動時において前記
第２のポンプ、タンク間を切離すランド部のスプ
ール作動方向の一端側に、該ランド部よりも断面
積が小さい異径部が形成され、この異径部にて前
記第２のポンプとタンクとを接続する流路の可変
オリフイスを形成したことを特徴とする圧力流体
供給装置。３圧力流体をそれぞれ別個に吐出する第１およ
び第２のポンプと、前記第１のポンプからの圧力
流体を流体機器に供給するメイン通路と、このメ
イン通路の途中に配設され常時は第２のポンプと
タンクとを接続しかつ前記流体機器側の負荷の増
加により作動して前記第２のポンプ、タンク間を
切断し前記第２のポンプから吐出される圧力流体
を前記メイン通路側に選択的に合流させるように
接続するスプールを有する流路切換バルブとを備
え、前記流路切換バルブのスプールは、前記流体
機器側での負荷の大小に対する移動量が、負荷の
小さいときは大きくかつ負荷の増加に伴なつて小
さくなるような非線型特性を付与する付勢部材に
より、一端がメイン通路に接続されたバルブ孔内
で該メイン通路側に付勢されるとともに、その作
動時において前記第２のポンプ、タンク間を切離
すランド部のスプール作動方向の一端側に、該ラ
ンド部よりも断面積が小さい異径部が形成され、
この異径部にて前記第２のポンプとタンクとを接
続する流路の可変オリフイスを形成してなること
を特徴とする圧力流体供給装置。