JPH06135343A - 油圧パワーステアリング装置用ロータリー式制御バルブ - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【構成】 圧油供給路が形成されている筒状の第１バル
ブ31に第２バルブ32が挿入されている。その第１バルブ
31と第２バルブ32との間の弁間流路27の絞り度が、その
第１バルブ31と第２バルブ32の相対回転および軸方向相
対移動により変更可能である。その第１バルブ31の内周
に凹部が形成され、その第２バルブ32の外周に軸方向に
互いに間隔をおいて主凹部と補助凹部とが形成されてい
る。その第１バルブ側凹部の軸方向に沿う縁と主凹部の
軸方向に沿う縁との周方向間が主絞り部とされ、第１バ
ルブ側凹部の軸方向に沿う縁と補助凹部の軸方向に沿う
縁との周方向間が、主絞り部よりも周方向幅が大きな補
助絞り部とされている。前記圧油供給路は補助凹部に対
し第１バルブ31と第２バルブ32の軸方向相対移動により
開閉される。 【効果】 高速走行時に確実に操舵の安定性を満足さ
せ、低速走行時に確実に操舵の高応答性を満足させ、流
動音が高くなるのを防止できる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、油圧パワーステアリン
グ装置において操舵補助力を制御するために用いられる
ロータリー式制御バルブに関する。

【０００２】

【従来の技術】図１３に示す従来の油圧パワーステアリ
ング装置用ロータリー式制御バルブ１００（特開昭６１
‐４６７６２号、特開昭６４‐６３４７３号参照）は、
ハンドルに連動する入力軸１０１と、この入力軸１０１
にトーションバー１０２を介し連結されると共に操舵用
車輪に連動する出力軸１０３と、その出力軸１０３と同
行回転する筒状の第１バルブ１０４と、その入力軸１０
１と同行回転すると共に第１バルブ１０４に挿入される
第２バルブ１０５と、その第１バルブ１０４の外周を覆
うハウジング１０６とを備えている。その第２バルブ１
０５は入力軸１０１と一体成形されている。そのハウジ
ング１０６に、入口ポート１０８、出口ポート１０９、
操舵補助力付与用の油圧シリンダ（図示省略）の一方の
油室に連通する第１ポート１１０及びその油圧シリンダ
の他方の油室に連通する第２ポート１１１が形成されて
いる。各ポート１０８、１０９、１１０、１１１は、第
１バルブ１０４と第２バルブ１０５との間の弁間流路１
１２を介し連通する。

【０００３】すなわち、図１４、図１５に示すように、
第１バルブ１０４の内周に軸方向に沿う第１凹部１５０
が周方向等間隔に８ケ所形成され、第２バルブ１０５の
外周に第２凹部１５１が周方向等間隔に８ケ所形成され
ている。図１５の（１）（２）は実線により第２バルブ
１０５の展開図を示し、鎖線により第１凹部１５０を示
すもので、第１凹部１５０の周方向間に第２凹部１５１
が位置する。その第１凹部１５０は、前記第１ポート１
１０に連通するものと、前記第２ポート１１１に連通す
るものとが周方向に交互に並列する。その第２凹部１５
１は、第１バルブ１０４に形成された圧油供給路１５５
を介し前記入口ポート１０８に通じるものと、前記出口
ポート１０９に通じるものとが周方向に交互に並列す
る。その第１凹部１５０の軸方向に沿う縁と第２凹部１
５１の軸方向に沿う縁との周方向間が弁間流路１１２の
絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄとされている。

【０００４】その入力軸１０１と出力軸１０３は、路面
から操舵用車輪を介し伝達される抵抗によるトーション
バー１０２の捩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１０４と第２バルブ１０５とが相対回
転することで弁間流路１１２の絞り度が変化し、操舵補
助力を付与する油圧シリンダに操舵方向と操舵抵抗に応
じて圧油が供給される。すなわち、図１４、図１５は操
舵が行なわれていない状態を示し、入口ポート１０８と
出口ポート１０９とが弁間流路１１２を介し連通し、ポ
ンプから制御バルブ１００に流入する油はタンクに還流
し、操舵補助力は発生しない。例えば、その状態から左
右一方へ操舵することによって生じる操舵抵抗により第
１バルブ１０４と第２バルブ１０５とが相対回転する
と、第１凹部１５０と第２凹部１５１との周方向相対位
置が変化し、各絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄにおける流路面積
が変化するので、弁間流路１１２の絞り度が変化する。
すなわち、入口ポート１０８と第１ポート１１０との間
の絞り部Ａの流路面積が大きくなって絞り度が小さくな
り、第１ポート１１０と出口ポート１０９との間の絞り
部Ｂにおいて流路面積が小さくなって絞り度が大きくな
り、入口ポート１０８と第２ポート１１１との間の絞り
部Ｃにおいて流路面積が小さくなって絞り度は大きくな
り、第２ポート１１１と出口ポート１０９との間の絞り
部Ｄにおいて流路面積が大きくなって絞り度は小さくな
る。これにより、油圧シリンダの一方の油室に操舵方向
と操舵抵抗に応じた圧力の圧油が供給され、また、他方
の油室からタンクに油が還流し、車両の左右一方への操
向補助力を油圧シリンダが発生する。また、左右他方へ
操舵すると第１バルブ１０４と第２バルブ１０５とが上
記とは逆方向に相対回転し、車両の左右他方への操向補
助力を油圧シリンダが発生する。

【０００５】また、低速走行時にあっては操舵の高応答
性が満足され、高速走行時にあっては操舵の安定性が満
足される。すなわち、出口ポート１０９に通じる油の流
路に絞り部材１１５が配置され、この絞り部材１１５は
車速に応じ制御されるソレノイド１１６により作動さ
れ、高速になるに従い図中左方に移動する。これによ
り、第１バルブ１０４の下面に作用する油圧は、高速に
なるに従い小さくなる。また、第１バルブ１０４は第２
バルブ１０５に対し軸方向相対移動可能とされ、ハウジ
ング１０６に内蔵されたバネ１１７の弾性力と、通孔１
１８を介し作用する出口ポート１０９における油圧と
が、その上面に作用する。これにより、第１バルブ１０
４は高速走行時にあっては図１４の（１）に示すように
最下方に位置するので、絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面
積は最大となって一定の操舵抵抗の下における弁間流路
１１２の絞り度は最小になる。また、車速の減少に伴い
第１バルブ１０４は上方に移動して弁間流路１１２の絞
り度は次第に大きくなり、停止あるいは低速時に図１４
の（２）に示すように最上方に移動するので、絞り部
Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの流路面積は最小になって一定の操舵抵
抗の下における弁間流路の絞り度は最大になる。この第
１バルブ１０４と第２バルブ１０５との軸方向相対移動
による弁間流路１１２の絞り度の変化によって、図１１
に示す操舵特性が得られる。すなわち、低速走行時や停
車時にあっては操舵入力トルクが少なくても弁間流路の
絞り度は大きく、操舵補助力を発生させる油圧の増加割
合は大きいことから、操舵の高応答性が満足される。一
方、高速走行時にあっては操舵入力トルクを大きくしな
い限り弁間流路の絞り度は小さく、操舵補助力を発生さ
せる油圧の増加割合は小さいことから、操舵の安定性が
満足される。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】図１１に示す操舵特性
を確実に得るため、図１５に示すように、第２凹部１５
１の軸方向に沿う縁は面取部１５１ａ′、１５１ａ″と
され、この面取部の周方向幅は下部側１５１ａ″が上部
側１５１ａ′よりも大きくされている。これにより、弁
間流路１１２の各絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの周方向幅は下
部側が上部側よりも大きくされている。また、図１５の
（１）に示すように、高速走行時には第２凹部１５１は
上部側と下部側とが絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを介し第１凹
部１５０に連通するので、絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは上部
側と下部側の双方が機能して油を絞る。一方、図１５の
（２）に示すように、低速走行時には第２凹部１５１は
上部側のみが絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを介し第１凹部１５
０と連通し、下部側は第１バルブ１０４の内周面により
閉鎖されるので、絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは上部側のみが
機能して油を絞る。

【０００７】これにより高速走行時にあっては、弁間流
路１１２の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの下部側の周方向幅が
大きいため、操舵入力トルクを大きくして入力軸１０１
と出力軸１０３との相対回転量を大きくしない限り、弁
間流路１１２の絞り度が大きくならないので、操舵補助
力を発生させる油圧の増加割合は小さく、確実に操舵の
安定性が満足される。また低速走行時にあっては、弁間
流路１１２の絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは周方向幅の小さい
上部側のみが機能するため、操舵入力トルクが小さく第
１バルブ１０４と第２バルブ１０５との相対回転量が小
さくても、弁間流路１１２の絞り度が大きくなること
で、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合が大きくな
り、確実に操舵の高応答性が満足される。

【０００８】しかし上記従来の構成では、絞り部Ａ、
Ｂ、Ｃ、Ｄの上部側と下部側の双方が機能する場合に、
第１バルブ１０４と第２バルブ１０５との相対回転量が
一定の大きさになると、絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは下部側
が上部側よりも周方向幅が大きいことから、図１６に示
すように絞り部（左右一方への操舵時には絞り部Ｂ及び
Ｃ、左右他方への操舵時には絞り部Ａ及びＤ）の上部側
が第１バルブ１０４の内周面により閉鎖され、下部側の
みにおいて油を絞る状態になる。特に、絞り部Ａ、Ｂ、
Ｃ、Ｄの下部側が絞り機能を開始した直後では、図１２
に示すように第１バルブ１０４と第２バルブ１０５との
相対回転量が一定の大きさＮになると、その下部側の上
端近傍ａのみにおいて油を絞る状態になるため、弁間流
路１１２の流路面積が急激な減少を開始することにな
る。そのような弁間流路１１２の流路面積の急激な減少
により、その絞り部において油の流速が急激に増大し、
大きな流動音が発生するという問題があった。

【０００９】本発明は、上記従来技術の問題を解決する
ことのできる油圧パワーステアリング装置用ロータリー
式制御バルブを提供することを目的とする。

【００１０】

【課題を解決するための手段】本発明の特徴とするとこ
ろは、筒状の第１バルブと、この第１バルブに挿入され
る第２バルブとを備え、その第１バルブに圧油供給路が
形成され、その第１バルブと第２バルブとの間の弁間流
路の絞り度が、その第１バルブと第２バルブの相対回転
および軸方向相対移動により変更可能な油圧パワーステ
アリング装置用ロータリー式制御バルブにおいて、その
第１バルブの内周に凹部が形成され、その第２バルブの
外周に主凹部と補助凹部とが形成され、その主凹部と補
助凹部とは軸方向に互いに間隔をおいて配置され、第１
バルブ側凹部の軸方向に沿う縁と主凹部の軸方向に沿う
縁との周方向間が主絞り部とされ、第１バルブ側凹部の
軸方向に沿う縁と補助凹部の軸方向に沿う縁との周方向
間が補助絞り部とされ、補助絞り部の周方向幅は主絞り
部の周方向幅よりも大きくされ、前記圧油供給路は補助
凹部に対し第１バルブと第２バルブの軸方向相対移動に
より開閉される点にある。

【００１１】

【作用】本発明の構成によれば、主凹部のみを主絞り部
を介し第１バルブ側凹部に連通し、補助凹部を第１バル
ブの内周面により閉鎖することで、周方向幅の小さな主
絞り部のみで油を絞ることができる。これにより、操舵
入力トルクが小さく第１バルブと第２バルブとの相対回
転量が少なくても、弁間流路の絞り度が大きくなること
で、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合を大きく
し、確実に操舵の高応答性を満足させることができる。

【００１２】また、主凹部を主絞り部を介し第１バルブ
側凹部に連通し、第１バルブに形成された圧油供給路を
補助凹部に対し開口させ、補助凹部を補助絞り部を介し
第１バルブ側凹部に連通させることで、周方向幅の小さ
な主絞り部だけでなく周方向幅の大きな補助絞り部によ
っても油を絞ることができる。これにより、操舵入力ト
ルクを大きくして第１バルブと第２バルブとの相対回転
量を大きくしない限り、弁間流路の絞り度が大きくなら
ないので、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合は小
さく、確実に操舵の安定性を満足させることができる。

【００１３】主絞り部と補助絞り部とが機能する場合
に、第１バルブと第２バルブとの相対回転量が一定の大
きさになると、補助絞り部は主絞り部よりも周方向幅が
大きいことから、主絞り部が第１バルブの内周面により
閉鎖され、補助絞り部のみにおいて油を絞る状態にな
る。そのため、補助絞り部が絞り機能を開始した直後に
おいて、第１バルブと第２バルブとの相対回転量が一定
の大きさになると、弁間流路の流路面積が急激な減少を
開始する。しかし、補助絞り部が絞り機能を開始した直
後にあっては、第１バルブに形成された圧油供給路も補
助凹部に対し開口した直後であるため、圧油供給路の補
助凹部に対する開口面積も小さい。そのため、圧油は補
助絞り部においてだけでなく、圧油供給路から補助凹部
に流入する際にも絞られる。そのため、操舵補助力発生
用油圧アクチュエータに供給される油圧は、補助絞り部
における絞り前後の差圧と、圧油供給路から補助凹部へ
の流入部における絞り前後の差圧との和になる。すなわ
ち、圧油が圧油供給路から補助凹部に流入する際に絞ら
れることにより、補助絞り部に作用する油圧が低減され
るため、弁間流路の流路面積が急激に減少しても、補助
絞り部における油の流速増加を緩和することで、大きな
流動音が発生するのを防止できる。

【００１４】

【実施例】以下、図面を参照して本発明の実施例を説明
する。

【００１５】図１に示すラックピニオン式油圧パワース
テアリング装置１は、車両のハンドル（図示省略）に連
結される入力軸２と、この入力軸２にトーションバー６
を介し連結される出力軸３を備えている。そのトーショ
ンバー６は、ピン４を介し入力軸２に連結され、セレー
ション５を介して出力軸３に連結されている。その入力
軸２は、バルブハウジング７によりベアリング８を介し
て又、出力軸３によりベアリング１２を介して回転可能
に支持されている。その出力軸３は、ラックハウジング
９によりベアリング１０、１１を介して回転可能に支持
されている。その出力軸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
力軸２の回転は、トーションバー６を介してピニオン１
５に伝達され、このピニオン１５の回転によりラック１
６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、入出力軸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の弾性力によりラック１６に押し付けられている。

【００１６】操舵補助力を付与する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に操舵方向と操舵抵抗に応じて圧油を供
給するため、ロータリー式制御バルブ３０が設けられて
いる。

【００１７】その制御バルブ３０は、バルブハウジング
７にＯリング等の弾性を有するシール部材２５を介し径
方向変位可能に挿入されている筒部材２６と、この筒部
材２６に軸方向相対移動可能かつ軸中心に相対回転可能
に挿入されている筒状の第１バルブ３１と、この第１バ
ルブ３１に軸方向相対移動可能かつ軸中心に相対回転可
能に挿入されている第２バルブ３２とを備えている。そ
のバルブハウジング７の内周面と筒部材２６の外周面と
の間の隙間は、入出力軸２、３の振れ回りを吸収できる
ように設定する。その筒部材２６の内周面と第１バルブ
３１の外周面との間の隙間は、第１バルブ３１の軸方向
移動を許容できる範囲で可及的に小さくし、油の洩れを
防止できるように設定する。その第１バルブ３１は出力
軸３にピン２９を介して同行回転するよう連結されてい
る。なお、第１バルブ３１の第２バルブ３２に対する軸
方向相対移動が阻害されないように、そのピン２９の第
１バルブ３１への挿入孔は長孔とされている。その第２
バルブ３２は入力軸２と一体的に成形され、入力軸２の
外周部が第２バルブ３２とされ、これにより第２バルブ
３２は入力軸２と同行回転する。

【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、タンク７１に接続される
出口ポート３６と、前記油圧シリンダ２０の一方の油室
２２に接続される第１ポート３７と、他方の油室２３に
接続される第２ポート３８とが設けられている。各ポー
ト３４、３６、３７、３８は、その第１バルブ３１と第
２バルブ３２との間に形成された弁間流路２７を介し互
いに連通する。その弁間流路２７の絞り度は、入力軸２
と出力軸３との相対回転により変化する。

【００１９】すなわち、図２〜図５に示すように、第１
バルブ３１の内周に第１バルブ側凹部５０が周方向に関
し互いに等間隔に８ケ所形成され、第２バルブ３２の外
周に主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとが、それぞれ周方
向に関し互いに等間隔に８ケ所形成されている。その主
凹部５１ａと補助凹部５１ｂとは軸方向（図において上
下方向）に互いに間隔をおいて配置されている。本実施
例では、主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとは周方向に関
し互いに同位置に配置され、主凹部５１ａの図中下方に
補助凹部５１ｂが配置され、また、主凹部５１ａの方が
補助凹部５１ｂよりも軸方向の長さが大きくされてい
る。図４の（１）（２）は実線により第２バルブ３２の
展開図を示し、鎖線により第１バルブ側凹部５０を示
し、第１バルブ側凹部５０の周方向間に主凹部５１ａと
補助凹部５１ｂとが位置する。

【００２０】その第１バルブ側凹部５０は、筒部材２６
と第１バルブ３１とに形成された流路５３を介して前記
第１ポート３７に連通するものと、筒部材２６と第１バ
ルブ３１とに形成された流路５４を介して第２ポート３
８に連通するものとが周方向に沿って交互に並列する。
その主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとは、筒部材２６と
第１バルブ３１とに形成された圧油供給路５５を介して
前記入口ポート３４に連通するものと、前記出口ポート
３６に連通するものとが周方向に沿って交互に並列す
る。その出口ポート３６に連通する主凹部５１ａと補助
凹部５１ｂとは電磁バルブ６０を介し出口ポート３６に
連通する。すなわち、出口ポート３６に連通する主凹部
５１ａは、入力軸２に形成された流路５２ａを介しトー
ションバー６と入力軸２との内外周間の空間に連通し、
出口ポート３６に連通する補助凹部５１ｂは、入力軸２
に形成された流路５２ｃを介しトーションバー６と入力
軸２との内外周間の空間に連通し、そのトーションバー
６と入力軸２との内外周間の空間は、入力軸２に形成さ
れた流路５２ｂを介し第１バルブ３１の下方空間に連通
し、その第１バルブ３１の下方空間は、筒部材２６とバ
ルブハウジング７に形成された流路５７を介し電磁バル
ブ６０に連通し、その電磁バルブ６０はバルブハウジン
グ７に形成された流路５８を介し出口ポート３６に連通
する。

【００２１】その第１バルブ側凹部５０の軸方向に沿う
縁と主凹部５１ａの軸方向に沿う縁との周方向間が主絞
り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄとされ、第１バルブ側凹部５０の軸
方向に沿う縁と補助凹部５１ｂの軸方向に沿う縁との周
方向間が補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′とされてい
る。また、主凹部５１ａと補助凹部５１ｂの軸方向に沿
う縁は面取り部５１ａ′、５１ｂ′とされ、補助凹部５
１ｂの面取り部５１ｂ′の幅は主凹部５１ａの面取り部
５１ａ′の幅よりも大きくされている。これにより、補
助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′の周方向幅は主絞り部
Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの周方向幅よりも大きくされている。

【００２２】第１バルブ３１に形成された前記圧油供給
路５５は、第１バルブ３１の内周面側において軸方向に
沿う溝状とされ、主凹部５１ａに対し常時開口し、第１
バルブ３１と第２バルブ３２との軸方向相対移動により
補助凹部５１ｂに対し開閉される。

【００２３】第１バルブ３１と第２バルブ３２の弁間流
路２７の絞り度は、第１バルブ３１と第２バルブ３２と
の軸方向相対移動により変化する。すなわち、前記電磁
バルブ６０は、車速センサを有するコントローラ６３に
より車速に応じて制御されるソレノイド６１と、そのソ
レノイド６１の電磁力に応じ作動するスプール６２とを
有する。そのスプール６２が図中上下動して電磁バルブ
６０内の絞り部６４の絞り度を制御することで、第１バ
ルブ３１の下方に作用する油圧が変化する。すなわち、
高速になるに従い第１バルブ３１の下面に作用する油圧
が小さくなる。また、第１バルブ３１の上面に、バルブ
ハウジング７に内蔵されたバネ６５の弾性力と、出口ポ
ート３６における油圧とが作用する。これにより、高速
走行時にあっては第１バルブ３１は第１凹部５０と共に
図１、図４の（１）に示すように最下方に位置するの
で、主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄと補助絞り部Ａ′、Ｂ′、
Ｃ′、Ｄ′とが機能して油を絞り、一定の操舵抵抗の下
における弁間流路２７の絞り度は最小になる。車速の減
少に伴い第１バルブ３１は第１凹部５０と共に上方に移
動し、一定の操舵抵抗の下における弁間流路２７の絞り
度は次第に大きくなる。停止あるいは低速時に図４の
（２）に示すように第１バルブ３１は最上方に位置し、
補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′は第１バルブ３１の
内周面により閉鎖されて主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄのみが
機能して油を絞り、一定の操舵抵抗の下における弁間流
路２７の絞り度は最大になる。

【００２４】その入力軸２と出力軸３は、路面から操舵
用車輪を介し伝達される抵抗によるトーションバー６の
捩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３１と第２バルブ３２とが相対回転することで弁間
流路２７の絞り度が変化し、操舵補助力を付与する油圧
シリンダに操舵方向と操舵抵抗に応じて圧油が供給され
る。すなわち、図２〜図４は操舵が行なわれていない状
態を示し、入口ポート３４と出口ポート３６とが弁間流
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。この状態から左右一方へ操舵することによって生
じる操舵抵抗により第１バルブ３１と第２バルブ３２と
が相対回転すると、第１バルブ側凹部５０に対する主凹
部５１ａおよび補助凹部５１ｂの周方向相対位置が変化
し、これにより第１バルブ３１と第２バルブ３２の弁間
流路２７の絞り度が変化する。すなわち、入口ポート３
４と第１ポート３７との間の絞り部（低速走行時には主
絞り部Ａのみ、高速走行時には主絞り部Ａおよび補助絞
り部Ａ′）の流路面積が大きくなって絞り度が小さくな
り、第１ポート３７と出口ポート３６との間の絞り部
（低速走行時には主絞り部Ｂのみ、高速走行時には主絞
り部Ｂおよび補助絞り部Ｂ′）において流路面積が小さ
くなって絞り度が大きくなり、入口ポート３４と第２ポ
ート３８との間の絞り部（低速走行時には主絞り部Ｃの
み、高速走行時には主絞り部Ｃおよび補助絞り部Ｃ′）
において流路面積が小さくなって絞り度が大きくなり、
第２ポート３８と出口ポート３６との間の絞り部（低速
走行時には主絞り部Ｄのみ、高速走行時には主絞り部Ｄ
および補助絞り部Ｄ′）において流路面積が大きくなっ
て絞り度が小さくなる。これにより、油圧シリンダ２０
の一方の油室２２に操舵方向と操舵抵抗に応じた圧力の
圧油が供給され、また、他方の油室２３からタンク７１
に油が還流し、車両の左右一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。また、左右他方
へ操舵すると入力軸２と出力軸３とが逆方向に相対回転
し、入口ポート３４と第１ポート３７との間の絞り部
（低速走行時には主絞り部Ａのみ、高速走行時には主絞
り部Ａおよび補助絞り部Ａ′）において絞り度は大きく
なり、第１ポート３７と出口ポート３６との間の絞り部
（低速走行時には主絞り部Ｂのみ、高速走行時には主絞
り部Ｂおよび補助絞り部Ｂ′）において絞り度は小さく
なり、入口ポート３４と第２ポート３８との間の絞り部
（低速走行時には主絞り部Ｃのみ、高速走行時には主絞
り部Ｃおよび補助絞り部Ｃ′）において絞り度は小さく
なり、第２ポート３８と出口ポート３６との間の絞り部
（低速走行時には主絞り部Ｄのみ、高速走行時には主絞
り部Ｄおよび補助絞り部Ｄ′）において絞り度は大きく
なる。これにより、車両の左右他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。

【００２５】また、前述のように第１バルブ３１と第２
バルブ３２の弁間流路２７の絞り度は、第１バルブ３１
と第２バルブ３２との車速に応じた軸方向相対移動によ
り変化し、低速走行時は主凹部５１ａのみが主絞り部
Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを介し第１バルブ側凹部５０に連通し、
補助凹部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′は第１バルブ３１の内
周面により閉鎖され、周方向幅の小さな主絞り部Ａ、
Ｂ、Ｃ、Ｄのみで油が絞られる。これにより、操舵入力
トルクが小さく第１バルブ３１と第２バルブ３２との相
対回転量が少なくても、弁間流路２７の絞り度が大きく
なることで、操舵補助力を発生させる油圧の増加割合を
大きくし、確実に操舵の高応答性を満足させることがで
きる。

【００２６】また、高速走行時は主凹部５１ａは主絞り
部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを介し第１バルブ側凹部５０に連通さ
れ、第１バルブ３１に形成された圧油供給路５５は補助
凹部５１ｂに対し開口され、補助凹部５１ｂは補助絞り
部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′を介し第１バルブ側凹部５０
に連通され、周方向幅の小さな主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ
だけでなく周方向幅の大きな補助絞り部Ａ′、Ｂ′、
Ｃ′、Ｄ′によっても油が絞られる。これにより、操舵
入力トルクを大きくして第１バルブ３１と第２バルブ３
２との相対回転量を大きくしない限り、弁間流路２７の
絞り度が大きくならないので、操舵補助力を発生させる
油圧の増加割合は小さく、確実に操舵の安定性を満足さ
せることができる。

【００２７】上記構成によれば、主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、
Ｄと補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′とが機能する場
合、第１バルブ３１と第２バルブ３２との相対回転量が
一定の大きさになると、補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、
Ｄ′は主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄよりも周方向幅が大きい
ことから、主絞り部Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄが第１バルブ３１の
内周面により閉鎖され、補助絞り部（左右一方への操舵
時には補助絞り部Ｂ′及びＣ′、左右他方への操舵時に
は補助絞り部Ａ′及びＤ′）のみにおいて油を絞る状態
になる。そのため、走行速度が低速よりも大きくなって
補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′が絞り機能を開始し
た直後において、第１バルブ３１と第２バルブ３２との
相対回転量が一定の大きさになると、弁間流路２７の流
路面積が急激な減少を開始する。しかし、補助絞り部
Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′が絞り機能を開始した直後にあ
っては、図５の（１）（２）に示すように、第１バルブ
３１に形成された圧油供給路５５も補助凹部５１ｂに対
し開口した直後であるため、圧油供給路５５の補助凹部
に対する開口面積ΔＳも小さい。そのため、圧油は補助
絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′においてだけでなく、圧
油供給路５５から補助凹部５１ｂに流入する際にも絞ら
れる。そのため、油圧シリンダ２０に供給される油圧Ｐ
１は、補助絞り部Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′における絞り
前後の差圧Ｐ２と、圧油供給路５５から補助凹部５１ｂ
への流入部における絞り前後の差圧Ｐ３との和になる。
すなわち、圧油が圧油供給路５５から補助凹部５１ｂに
流入する際に絞られることにより、補助絞り部Ａ′、
Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′に作用する油圧が低減されるため、弁
間流路２７の流路面積が急激に減少しても、補助絞り部
Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′における油の流速増加を緩和す
ることで、大きな流動音が発生するのを防止できる。

【００２８】なお、上記構成によれば、ハウジング７に
弾性を有するシール部材２５を介し挿入された筒部材２
６の径方向変位により、入出力軸２、３の振れ回りを吸
収することができる。その筒部材２６に第１バルブ３１
が軸方向移動可能に挿入されるので、車速に応じた第１
バルブ３１の軸方向移動がシール部材２５に阻害される
ことはなく、車速に応じた最適な操舵特性を得ることが
できる。また、第２バルブ３２を軸方向移動させる必要
がないので、スプラインのような長期使用によりがたつ
きを生じる部分は必要とされず、操舵抵抗に応じ適正な
操舵補助力を付与できる。

【００２９】なお、本発明は上記実施例に限定されるも
のではない。

【００３０】例えば、上記実施例では入口ポート３４に
通じる主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとをそれぞれ周方
向に関し９０°間隔で形成し、出口ポート３６に通じる
主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとをそれぞれ周方向に関
し９０°間隔で形成し、主凹部５１ａと補助凹部５１ｂ
とを周方向に関し互いに同位置に配置しているが、図６
〜図９に示すように、入口ポート３４に通じる主凹部５
１ａと補助凹部５１ｂとをそれぞれ周方向に関し１８０
°間隔で形成し、出口ポート３６に通じる主凹部５１ａ
と補助凹部５１ｂとをそれぞれ周方向に関し９０°間隔
で形成し、入口ポート３４に通じる主凹部５１ａと入口
ポート３４に通じる補助凹部５１ｂとを周方向に関し９
０°ずらして配置し、出口ポート３６に通じる主凹部５
１ａと補助凹部５１ｂとを周方向に関し互いに同位置に
配置してもよい。他は上記実施例と同様で同一部分は同
一符号で示す。

【００３１】また、上記実施例では出口ポート３６に通
じる主凹部５１ａを入力軸２に形成された流路５２ａを
介し入力軸２とトーションバー６との間に連通させ、出
口ポート３６に通じる補助凹部５１ｂを入力軸２に形成
された流路５２ｃを介し入力軸２とトーションバー６と
の間に連通させているが、図１０に示すように、その補
助凹部５１ｂ側の流路５２ｃにかえて、出口ポート３６
に通じる主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとを連通する溝
５１ｄを入力軸２の外周に形成し、出口ポート３６に通
じる主凹部５１ａと補助凹部５１ｂとを、主凹部５１ａ
側の流路５２ａを介し入力軸２とトーションバー６との
間に連通させてもよい。他は上記実施例と同様で同一部
分は同一符号で示す。

【００３２】また、上記実施例では第１バルブ３１を車
速に応じ軸方向移動させたが、例えば操舵角のような他
の運転条件に応じ移動させてもよい。また、上記実施例
では本発明をラックピニオン式油圧パワーステアリング
装置に適用したが、例えばボールスクリュー式油圧パワ
ーステアリング装置にも適用することができる。また、
第１バルブが入力軸と同行回転し、第１バルブに挿入さ
れる第２バルブが出力軸と同行回転するようにしてもよ
い。

【００３３】

【発明の効果】本発明のパワーステアリング装置用ロー
タリー式制御バルブによれば、高速走行時に確実に操舵
の安定性を満足させ、低速走行時に確実に操舵の高応答
性を満足させ、且つ、流動音が高くなるのを防止でき
る。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の実施例の油圧パワーステアリング装置
の縦断面図

【図２】図１のＩＩ‐ＩＩ線断面図

【図３】図１のＩＩＩ‐ＩＩＩ線断面図

【図４】本発明の実施例のロータリー式制御バルブの展
開図

【図５】本発明の実施例のロータリー式制御バルブの作
用説明図

【図６】本発明の第２実施例の油圧パワーステアリング
装置の縦断面図

【図７】図６のＶＩＩ‐ＶＩＩ線断面図

【図８】図６のＶＩＩＩ‐ＶＩＩＩ線断面図

【図９】本発明の第２実施例のロータリー式制御バルブ
の展開図

【図１０】本発明の第３実施例のロータリー式制御バル
ブの展開図

【図１１】入力トルクと油圧との関係を示す図

【図１２】従来の油圧パワーステアリング装置の問題点
の説明図

【図１３】従来の油圧パワーステアリング装置の縦断面
図

【図１４】従来のロータリー式制御バルブの平断面図

【図１５】従来のロータリー式制御バルブの展開図

【図１６】従来のロータリー式制御バルブの問題点の説
明図

【符号の説明】

２ 入力軸 ３ 出力軸 ６ トーションバー ２７ 弁間流路 ３０ 油圧制御バルブ ３１ 第１バルブ ３２ 第２バルブ ５０ 第１バルブ側凹部 ５１ａ 主凹部 ５１ｂ 補助凹部 ５５ 圧油供給路 Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ 主絞り部 Ａ′、Ｂ′、Ｃ′、Ｄ′ 補助絞り部

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 筒状の第１バルブと、この第１バルブに
   挿入される第２バルブとを備え、その第１バルブに圧油
   供給路が形成され、その第１バルブと第２バルブとの間
   の弁間流路の絞り度が、その第１バルブと第２バルブの
   相対回転および軸方向相対移動により変更可能な油圧パ
   ワーステアリング装置用ロータリー式制御バルブにおい
   て、その第１バルブの内周に凹部が形成され、その第２
   バルブの外周に主凹部と補助凹部とが形成され、その主
   凹部と補助凹部とは軸方向に互いに間隔をおいて配置さ
   れ、第１バルブ側凹部の軸方向に沿う縁と主凹部の軸方
   向に沿う縁との周方向間が主絞り部とされ、第１バルブ
   側凹部の軸方向に沿う縁と補助凹部の軸方向に沿う縁と
   の周方向間が補助絞り部とされ、補助絞り部の周方向幅
   は主絞り部の周方向幅よりも大きくされ、前記圧油供給
   路は補助凹部に対し第１バルブと第２バルブの軸方向相
   対移動により開閉されることを特徴とする油圧パワース
   テアリング装置用ロータリー式制御バルブ。