JPH09142323A

JPH09142323A - 油圧制御弁

Info

Publication number: JPH09142323A
Application number: JP30167195A
Authority: JP
Inventors: Yoshiyuki Saito; 善之斎藤; Masanori Kobayashi; 正典小林
Original assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Current assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Priority date: 1995-11-20
Filing date: 1995-11-20
Publication date: 1997-06-03
Anticipated expiration: 2015-11-20
Also published as: JP3622063B2

Abstract

(57)【要約】【課題】回転式の油圧制御弁において、バルブボディ
ーとバルブスプールとの嵌合周上に並ぶ絞り部を作動油
が通流する際に生じるキャビテーションを、加工の困難
さを伴うことなく効果的に抑制し、流動音の低減を図
る。【解決手段】内周に油溝４，４…を備えるバルブボデ
ィー１の内側に、外周に深底の油溝5a，5a…と浅底の油
溝5b，5b…とを交互に備えるバルブスプール２を嵌め合
わせ、両者の嵌合周上に、油溝４，４…と油溝5a，5a…
及び油溝5b，5b…とを千鳥配置して、夫々の間に、バル
ブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に応じ
て絞り面積を変える絞り部6a，6a…及び絞り部6b，6bを
形成し、これらを臨むバルブスプール２側の角部に絞り
面積調整用のチャンファを形成する。バルブスプール２
外周の深底の油溝5a，5a…を、油圧ポンプＰから作動油
が供給される給油室10とし、浅底の油溝5b，5b…を、油
タンクＴに連なる排油室11とし、バルブボディー１側の
油溝４，４…を、送油先となるパワーシリンダＳの両シ
リンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lに連なる送油室12，13とする。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、バルブボディーと
バルブスプールとの同軸上での相対角変位により油圧の
制御動作をなす回転式の油圧制御弁に関し、特に、油圧
式の動力舵取装置において、操舵補助用のパワーシリン
ダへの送給油圧を舵輪操作に応じて制御すべく用いられ
る油圧制御弁に関する。

【０００２】

【従来の技術】油圧式の動力舵取装置は、舵取機構中に
配した複動式の油圧シリンダ（パワーシリンダ）が発生
する油圧力により舵取りを補助し、舵輪（ステアリング
ホィール）の操作に要する労力負担を軽減して、快適な
操舵感覚を得ようとするものであり、前記パワーシリン
ダの両シリンダ室（送油先）と、エンジンにて駆動され
る油圧ポンプ（油圧源）及び作動油を収納する油タンク
（排油先）との間に、舵輪に加わる操舵トルクの方向及
び大きさに応じて油圧の給排制御を行う油圧制御弁を介
装してなる。

【０００３】前記油圧制御弁としては、一般的に、舵輪
の回転を直接的に利用する回転式の油圧制御弁が用いら
れている。これは、舵輪に連なる入力軸と舵取機構に連
なる出力軸とをトーションバーを介して同軸的に連結
し、一方の連結端に係合された筒形のバルブボディーの
内側に、他方の連結端に一体的に形成したバルブスプー
ルを同軸上での相対回転自在に嵌め合わせて、舵輪に操
舵トルクが加えられたとき、前記トーションバーの捩れ
に伴ってバルブボディーとバルブスプールとの間に相対
角変位を生ぜしめる構成となっている。

【０００４】バルブボディーとバルブスプールとの嵌合
周（前者の内周と後者の外周）上には、軸長方向に延び
る各複数の油溝が周方向に並設してあり、バルブボディ
ーとバルブスプールとは、夫々の油溝が周方向に千鳥配
置され、両側に相隣するもの同士が相互に連通するよう
に位置決めされており、これらの油溝の夫々は、油圧源
及び排油先に夫々連なる給油室及び排油室と、給油室の
両側にて排油室との間に夫々位置し、送油先となるパワ
ーシリンダの両シリンダ室に各別に連なる一対の送油室
とを構成している。

【０００５】図６は、この種の油圧制御弁の動作説明図
である。本図は、バルブボディー１及びバルブスプール
２の嵌合部を直線展開したものであり、バルブボディー
１の内周に並ぶ油溝４，４…は、パワーシリンダの両シ
リンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lに各別の送油孔を介して接続され、
一対の送油室12，13を交互に構成しており、またバルブ
スプール２の外周に並ぶ油溝５，５…は、油圧源たる油
圧ポンプＰに導油孔を介して接続された給油室10と、排
油先たる油タンクＴに排油孔を介して接続された排油室
11とを交互に構成している。なお、図とは逆の構成、即
ち、バルブボディー１側の油溝４，４…を給油室10及び
排油室11とし、バルブスプール２側の油溝５，５…を送
油室12，13とした構成もまた可能である。

【０００６】バルブボディー１側の油溝４，４…と、バ
ルブスプール２側の油溝５，５…とは、夫々の両側にて
等しい面積を有して連通せしめてあり、これらの連通部
が前記相対角変位に応じて絞り面積を変える絞り部６，
６…としての作用をなし、この絞り面積の変化により、
前記送油室12，13を経てシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lに送給さ
れる油圧が制御されるようになしてある。

【０００７】図６（ａ）は、バルブボディー１とバルブ
スプール２との間に相対角変位が生じていない状態を示
している。このとき、油圧ポンプＰから給油室10に供給
される油圧は、該給油室10の両側の絞り部６，６が等面
積を有することから、相隣する送油室12，13に均等に振
り分けられ、他側の絞り部６，６を経て排油室11，11に
導かれて、これらに連なる油タンクＴに還流する経路を
辿ることになり、給油室10への供給油圧は、前記シリン
ダ室Ｓ_R，Ｓ_Lのいずれにも送給されず、パワーシリン
ダは何らの力も発生しない。

【０００８】図６（ｂ）は、舵輪に操舵トルクが加わ
り、バルブボディー１とバルブスプール２との間に、白
抜矢符にて示す向きの相対角変位が生じた状態を示して
いる。このとき、給油室10の両側の絞り部６，６の内、
一方（本図においては送油室12側）の絞り面積が増大
し、他方（本図においては送油室13側）の絞り面積が減
少する結果、前記給油室10への供給油圧は、絞り面積を
増した絞り部６を経て、主として送油室12に導入される
ようになり、該送油室12と他方の送油室13との間、及び
これら夫々に連なるシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_L間に圧力差が
生じ、前記パワーシリンダは、この圧力差に相当する油
圧力（操舵補助力）を、シリンダ室Ｓ_Rからシリンダ室
Ｓ_Lに向けて発生する。

【０００９】この際に生じる圧力差は、他側（送油室13
側）の絞り部６における絞り面積の減少程度に依存し、
この減少程度は前記相対角変位の大きさ、即ち、舵輪に
加わる操舵トルクの大きさに対応する。従って、前記パ
ワーシリンダが発生する操舵補助力は、舵輪に加わる操
舵トルクに対応する向きと大きさとを有することにな
り、舵取りを補助することができる。なお、パワーシリ
ンダの動作に伴って他方のシリンダ室Ｓ_Lから押し出さ
れる油は、他方の送油室13に還流し、該送油室13の一側
（排油室11側）にて絞り面積を増した絞り部６を経て相
隣する排油室11に導入され、該排油室11に接続された油
タンクＴに排出される。

【００１０】各絞り部６を臨むバルブスプール２側の角
部には、面取り部（チャンファ７）が形成してある。こ
のチャンファ７は、バルブスプール２側の油溝５の側面
と油溝５，５間のランドの周面とが交叉する角部を、ラ
ンドの周面に対して所定の傾斜角度を有して斜めに切欠
き、周方向に所定の幅を有して形成されており、バルブ
ボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対し、
各絞り部６の絞り面積を緩やかに変化せしめる作用をな
す。

【００１１】動力舵取装置における望ましい特性は、油
圧制御弁からの送給油圧により油圧シリンダが発生する
操舵補助力が、舵輪に加わる操舵トルクに対して比例的
に増加する特性ではなく、操舵トルクが小さい範囲では
漸増し、所定の限界を超えると共に急増する特性であ
り、このような特性は、前記チャンファ７，７…の作用
により達成される。このようなチャンファ７，７…は、
各絞り部６，６…を臨むバルブボディー１側の角部、即
ち、バルブボディー１側の油溝４の側面と、油溝４，４
間のランドの周面とが交叉する角部に形成してあっても
よい。

【００１２】以上の如き動作をなす油圧制御弁において
は、特に、バルブボディー１とバルブスプール２との相
対角変位が大きい場合、絞り面積を減じた絞り部６を作
動油が通流する際に、耳障りな流動音を伴ってキャビテ
ーションが発生する問題があり、この流動音は、車室の
内部が比較的静かな停止又は低速走行中に舵輪が大きく
操作された場合に発生し、車室内部の静粛性を阻害する
のみならず、運転者に無用な不安を与える不都合を招来
することから、動力舵取装置用の油圧制御弁において
は、前記流動音を低減することが重要な課題となってい
る。

【００１３】前述した如く、絞り部６の絞り面積の増減
は、給油室10の両側と排油室11の両側とにおいて、送油
室12，13に対して逆に生じる。即ち、図６（ｂ）に示す
動作状態にあるとき、給油室10の両側においては、送油
室12側の絞り部６の絞り面積が増加し、送油室13側の絞
り部６の絞り面積が減少するのに対し、排油室11の両側
においては、逆に送油室13側の絞り部６の絞り面積が増
加し、送油室12側の絞り部６の絞り面積が減少する。

【００１４】このとき、前記流動音の原因となる作動油
の流れは、絞り面積を減じた側の絞り部６，６、即ち、
給油室10と送油室13との間の絞り部６、及び排油室11と
送油室12との間の絞り部６において夫々生じるが、これ
らの流れにおけるキャビテーションの発生挙動には差異
があるとされており、このような知見に従って流動音の
低減を図った油圧制御弁が、米国特許 3022772号、特開
昭60−203580号公報、実公平１-43974号公報及び特開平
6-206555号公報等に提案されている。

【００１５】これらはいずれも、各絞り部６におけるチ
ャンファ７の形成態様を変え、キャビテーションの発生
に対して有利となる側の絞り部６に油流を集中させて流
動音の低減を図る構成となっており、米国特許 3022772
号及び特開昭60−203580号公報においては、一部の絞り
部６，６…にのみチャンファ７，７…を形成して、ま
た、実公平１-43974号公報においては、一部の絞り部
６，６…におけるチャンファ７，７…の傾斜角度を他の
絞り部におけるそれよりも大として、更に、特開平6-20
6555号公報においては、一部の絞り部６，６…における
チャンファ７，７…をバルブスプール２側に、他の絞り
部６，６…におけるチャンファ７，７…をバルブボディ
ー１側に形成して、前述した油流の集中を夫々実現して
いる。

【００１６】

【発明が解決しようとする課題】ところが、以上の如き
従来の提案においては、給油室10の両側の絞り部６，６
と、排油室11の両側の絞り部６，６とのいずれがキャビ
テーションの発生に対して有利であるかという考え方が
異なる。本発明者等は、キャビテーションの発生挙動を
明らかにすべく、給油室10と排油室11との間を直線展開
した模擬油路を外部からの観察可能に構成し、給油室10
側の絞り面積を減じた場合と、排油室11側の絞り面積を
減じた場合とにおけるキャビテーションの発生挙動を、
流動音の測定データと目視での観察とにより比較する実
験を行った。

【００１７】図７及び図８は、この実験の結果を示す図
表であり、図７には、図６に示す如く、給油室10及び排
油室11をバルブスプール２側に設けた場合の結果が、ま
た図８には、給油室10及び排油室11をバルブボディー１
側に設けた場合の結果が夫々示されている。流動音の測
定結果は、絞り面積の減少に伴って増加する絞り部の上
流側油圧（kgf/cm²）を横軸とし、測定された流動音の
音圧レベル（dB）を縦軸として示してあり、またキャビ
テーションの観察結果は、目視での観察による相対評価
となっている。

【００１８】図７においては、給油室10側の絞り面積を
減じた場合の結果が（ａ）に、排油室11側の絞り面積を
減じた場合の結果が（ｂ）に夫々示されている。両者に
おける流動音の測定データには、絞り部の上流側油圧が
60kgf/cm²以下の領域において顕著な差異があり、特
に、（ａ）の場合に、上流側油圧が40kgf/cm²以下での
流動音の音圧レベルが20dB程度の低レベルに保たれるの
に対し、（ｂ）の場合には、上流側油圧が20kgf/cm²を
超える領域において、高圧域と同等の音圧レベル（40dB
前後）を有する流動音が発生している。

【００１９】また目視での観察においても、（ａ）の場
合には、絞り部６の絞り面積が十分に小さく上流側の油
圧が高圧となるまでキャビテーションが生じないのに対
し、（ｂ）の場合には、絞り部６の絞り面積が比較的大
きい段階にてキャビテーションが生じることが確認され
た。これらのことから、給油室10及び排油室11をバルブ
スプール２側に設けた図７に示す構成においては、給油
室10側の絞り部６での流れがキャビテーションの発生に
対して有利であることがわかる。

【００２０】一方図８においては、図７とは逆に、排油
室11側の絞り面積を減じた場合の結果が（ａ）に、給油
室10側の絞り面積を減じた場合の結果が（ｂ）に夫々示
されている。両者における流動音の測定データを比較し
た場合、図７の場合ほど顕著ではないが、上流側油圧が
30kgf/cm²以下の領域において差異があり、（ａ）の場
合に流動音を低レベルに保ち得ることがわかる。また、
目視によるキャビテーションの発生状態の観察において
も、（ａ）の場合に（ｂ）の場合よりも良好であること
が確認された。これらのことから、バルブボディー１側
に給油室10及び排油室11を設けた図８に示す構成におい
ては、排油室11側の絞り部での流れがキャビテーション
の発生に対して有利であることがわかる。

【００２１】また、以上の結果は、絞り面積調整用のチ
ャンファ７がバルブスプール２側の角部に形成された場
合についての結果であるが、前記チャンファ７は、前述
の如く、バルブボディー１側の角部に形成される場合も
ある。このような場合のキャビテーションの発生挙動
は、図７及び図８に示された絞りの状態の図を天地を逆
にして見た場合に相当し、給油室10及び排油室11をバル
ブスプール２側に設けた構成においては、図８の結果か
ら、排油室11側の絞り部６がキャビテーションの発生に
対して有利であり、給油室10及び排油室11をバルブボデ
ィー１側に設けた構成においては、図７の結果から、給
油室10側の絞り部６がキャビテーションの発生に対して
有利であることがわかる。

【００２２】以上の如き実験結果から明らかな如く、給
油室10の両側と排油室11の両側とのいずれがキャビテー
ションの発生に対して有利であるかは、バルブボディー
１及びバルブスプール２の嵌合周上に並ぶ油溝４，５
と、油圧源、排油先及び送油先との連通態様と、各油溝
４，５間の絞り部６におけるチャンファ７の形成位置と
の組み合わせによって定まるものであり、流動音の低減
を図るべく前述の如く構成された油圧制御弁は、夫々に
開示された固有の構成、即ち、油溝４，５の連通態様
と、チャンファ７の形成位置との所定の組み合わせに対
してのみ通用するに過ぎず、種々の構成の油圧制御弁全
体に適用し得るものではない。

【００２３】更に、従来の提案の多くは、絞り部６に設
けられるチャンファ７の寸法（幅、傾斜角度）の変更を
強いるものであるが、実際に必要となる寸法差はわずか
なものであり、このような寸法差を有する二種類のチャ
ンファ７，７を交互に形成するために、多大の工数と高
度の加工技術とを要する難点があった。また、特開平6-
206555号公報に開示された油圧制御弁は、バルブボディ
ー１及びバルブスプール２の双方に対してチャンファ
７，７…の形成を強いるものであり、加工工数の増大を
招くという不都合がある。

【００２４】本発明は斯かる事情に鑑みてなされたもの
であり、バルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上
に並ぶ絞り部におけるキャビテーションを有効に抑制し
て、流動音を大幅に低減し得る油圧制御弁を、構成の如
何に拘わらず、また加工の困難さを伴うことなく提供す
ることを目的とする。

【００２５】

【課題を解決するための手段】本発明の第１発明に係る
油圧制御弁は、筒形をなすバルブボディーの内側に同軸
上での相対角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、
両者の嵌合周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置
し、バルブスプール側の油溝を油圧源と排油先とに交互
に連通させる一方、これらの間のバルブボディー側の油
溝を相異なる送油先に交互に連通させ、周方向に相隣す
る夫々の油溝間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変
える絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブスプ
ール側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧
制御弁において、前記バルブスプール側の油溝の内、前
記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油
溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする。

【００２６】また本発明の第２発明に係る油圧制御弁
は、筒形をなすバルブボディーの内側に同軸上での相対
角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、両者の嵌合
周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置し、バルブボ
ディー側の油溝を油圧源と排油先とに交互に連通させる
一方、これらの間のバルブスプール側の油溝を相異なる
送油先に交互に連通させ、周方向に相隣する夫々の油溝
間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変える絞り部を
構成してなり、各絞り部を臨むバルブボディー側の角部
に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧制御弁におい
て、前記バルブボディー側の油溝の内、前記排油先に連
なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油溝の深さより
も浅くしてあることを特徴とする。

【００２７】この発明は、バルブボディーとバルブスプ
ールとの嵌合周上に並ぶ油溝間の絞り部における絞り面
積調整用のチャンファが、給油室及び排油室となる油溝
を備える側に設けてある構成を対象とし、給油室及び排
油室となる油溝の内、後者、即ち、動作状態において油
流の流れ込み側となる油溝の深さを減じ、前者の油溝の
深さよりも浅くして、バルブボディーとバルブスプール
との相対角変位が生じたとき、図７に示す実験結果から
キャビテーションに対して有利とされる給油室の両側の
絞り部に作動油の流れを集中させて流動音を低減する。

【００２８】

【発明の実施の形態】以下本発明をその実施の形態を示
す図面に基づいて詳述する。図１は、動力舵取装置の油
圧回路と共に示す本発明の第１発明に係る油圧制御弁の
横断面図である。

【００２９】図中１はバルブボディー、２はバルブスプ
ールである。円筒形をなすバルブボディー１の内周面に
は、相互に略等しい深さを有する８本の油溝４，４…
が、周方向に等配をなして並設されており、バルブボデ
ィー１の内径と略等しい外径を有する厚肉円筒形のバル
ブスプール２の外周面には、相互に略等しい深さを有す
る４本の油溝5a，5a…と、これらよりも浅く、相互に略
等しい深さを有する４本の油溝5b，5b…とが、夫々周方
向に等配をなして交互に位置するように並設されてい
る。なお、バルブスプール２における油溝5aと油溝5bと
の間の深さの差は、１mm前後のわずかな差である。

【００３０】第１発明に係る油圧制御弁は、油溝４，４
…を備えるバルブボディー１の内側に、油溝5a，5a…及
び油溝5b，5b…を備えるバルブスプール２を同軸上での
相対回転自在に嵌め合わせ、これらを、バルブスプール
２の内側に挿通されたトーションバー３により相互に連
結し、該トーションバー３に捩れが生じていない中立状
態において前記油溝４，４…と前記油溝5a，5a…及び油
溝5b，5b…とが、図示の如く周方向に千鳥配置され、夫
々の両側に相隣するものと連通するように位置決めして
構成されている。

【００３１】以上の構成により、バルブボディー１側の
油溝４，４…は、バルブスプール２側の油溝5a，5b間の
ランドに対向し、また、バルブスプール２側の油溝5a，
5a…及び油溝5b，5b…は、バルブボディー１側の油溝
４，４間のランドに対向して、バルブボディー１とバル
ブスプール２との嵌合周上には、油溝４，４…の内側の
８つの油室と、油溝5a，5a…及び油溝5b，5b…の外側の
８つの油室とが、夫々の間に連通部を有して交互に並ん
だ状態となる。

【００３２】バルブボディー１とバルブスプール２と
は、これらを連結するトーションバー３の捩れの範囲内
での相対角変位が可能であり、前記各油室間の連通部
は、この相対角変位に応じて夫々の連通面積（絞り面
積）を増減する絞り部として作用する。本発明に係る油
圧制御弁は、バルブスプール２の外周に、深底の油溝5
a，5a…と浅底の油溝5b，5b…とが形成されている。

【００３３】以下の説明においては、深底の油溝5a，5a
…と両側の油溝４，４との連通部を絞り部6a，6a…と
し、浅底の油溝5b，5b…と両側の油溝４，４との連通部
を絞り部6b，6b…として行われるが、油溝４，４…は、
バルブボディー１の内周に等配をなして形成され、また
油溝5a，5a…及び油溝5b，5b…は、バルブスプール２の
外周に夫々等配をなして形成されており、絞り部6a，6a
…及び絞り部6b，6b…における絞り面積の変化は、バル
ブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対し
て均等に生じる。

【００３４】これらの絞り部6a，6a…及び絞り部6b，6b
…の夫々を臨むバルブボディー２側の角部、即ち、バル
ブスプール２側の油溝5a又は油溝5bの側面と油溝5a，5b
間のランドの周面とが交叉する角部には、ランドの周面
に対して所定の傾斜角度を有して斜めに切欠き、周方向
に所定の幅を有してチャンファ７，７…（図２参照）が
形成されている。これらのチャンファ７，７…は、バル
ブボディー１とバルブスプール２との相対角変位に対す
る絞り面積の変化を緩やかに生ぜしめる作用をなすもの
であり、全ての絞り部6a，6a…及び絞り部6b，6b…にお
けるチャンファ７，７…の形成態様（幅及び傾斜角度）
は同一であり、絞り部6a，6a…と絞り部6b，6b…とにお
ける絞り面積の変化の均等性を妨げないようになしてあ
る。

【００３５】バルブスプール２側の深底の油溝5a，5a…
の外側に形成された４つの油室は、バルブボディー１の
周壁を貫通する各別の導油孔を介して油圧源たる油圧ポ
ンプＰの吐出側に接続され、該油圧ポンプＰの発生油圧
が供給される給油室10，10…を構成している。一方、浅
底の油溝5b，5b…の外側に形成された４つの油室は、バ
ルブスプール２を半径方向に貫通する各別の排油孔及び
バルブスプール２内側の中空部を介して排油先となる油
タンクＴに接続され、該油タンクＴへの排出油の通路と
なる排油室11，11…を構成している。

【００３６】一方、バルブボディー１側の油溝４，４…
の内側に形成された油室は、前記給油室10，10…に周方
向の同側にて相隣する４つが、バルブボディー１の周壁
を貫通する各別の導油孔を介して、油圧の送給先である
パワーシリンダＳの一方のシリンダ室Ｓ_Rに接続され、
このシリンダ室Ｓ_Rへの送油室12，12…を構成してお
り、残りの４つが、前記パワーシリンダＳの他方のシリ
ンダ室Ｓ_Lに接続され、該シリンダ室Ｓ_Lへの送油室1
3，13…を構成している。

【００３７】このように本発明に係る油圧制御弁におい
ては、バルブスプール２側の４つの浅底の油溝5b，5b…
に囲まれて排油室11が構成されており、これらの容積
は、残りの４つ、即ち、深底の油溝5a，5a…により構成
された給油室10，10…の容積よりも小さく、また、バル
ブボディー１側の油溝４，４…により構成された送油室
12，12…、及び送油室13，13…の容積よりも小さくなっ
ている。

【００３８】図２は、バルブボディー１とバルブスプー
ル２との嵌合周上に並ぶ各室を直線展開して示す動作説
明図である。前述した構成により、図の中央に示す給油
室10の両側には、送油室12又は送油室13を経て排油室11
に至る油路が夫々形成され、給油室10と送油室12，13と
は絞り部6a，6aを介して連通し、送油室12，13と排油室
11，11とは絞り部6b，6bを介して連通している。

【００３９】図２（ａ）は、バルブボディー１とバルブ
スプール２との間に相対角変位が生じていない状態（中
立状態）を示している。このとき、給油室10の両側の絞
り部6a，6aは、相互に等しい絞り面積を有し、これらの
絞り部6a，6aを介して連通する送油室12，13の他側の絞
り部6b，6bもまた、相互に等しい絞り面積を有してい
る。従って、油圧ポンプＰから給油室10に供給される作
動油は、両側の油路に均等に配分され、送油室12又は13
を経て排油室11に達し、これら夫々に開口する排油孔を
経てバルブスプール２内側の中空部に流れ込み、該中空
部内にて合流して油タンクＴに還流する。

【００４０】このとき、前記送油室12，13間、及びこれ
ら夫々に接続されたパワーシリンダＳの両シリンダ室Ｓ
_R，Ｓ_L間に圧力差は発生せず、該パワーシリンダＳは
なんらの力も発生しない。またこのとき、前記油路の中
途に介在する絞り部6a，6bは大なる絞り面積を保ってお
り、油圧ポンプＰと油タンクＴとの間に大なる通流抵抗
を有する部分が存在しないことから、前記油圧ポンプＰ
の駆動負荷は小さく保たれる。

【００４１】これに対し、図示しない舵輪に操舵トルク
が加えられ、バルブボディー１とバルブスプール２との
間にトーションバー３の捩れを伴って相対角変位が生じ
た場合、給油室10と送油室12，13との間の絞り部6a，6
a、及び送油室12，13と排油室11との間の絞り部6b，6b
の絞り面積が変化する。

【００４２】この変化は、送油室12，13の両側において
互いに逆向きに生じる。例えば、バルブボディー１に対
するバルブスプール２の相対回転が図１における時計回
りに生じた場合、バルブスプール２は、図２（ｂ）中に
白抜矢符にて示す向きに相対移動し、一方の送油室12の
両側においては、給油室10側の絞り部6aの絞り面積が増
大し、排油室11側の絞り部6bの絞り面積が減少するのに
対し、他方の送油室13の両側においては、逆に、給油室
10側の絞り部6aの絞り面積が減少し、排油室11側の絞り
部6bの絞り面積が増大する。

【００４３】従って、給油室10に供給された作動油の大
部分は、絞り面積を増した絞り部6aを経て送油室12に導
入されて、該送油室12に連通するシリンダ室Ｓ_Rに送給
されることとなり、送油室12への導入油の一部は、他側
において絞り面積を減じた絞り部6bを経て排油室11に流
出する。また、給油室10への供給油の一部は、絞り面積
を減じた絞り部6aを経て送油室13に流出し、この流出油
は、送油室13の他側において絞り面積を増した絞り部6b
を経て排油室11に導入される。

【００４４】以上の如き動作状態においては、送油室12
の内圧は給油室10と略等圧に保たれるのに対し、送油室
13の内圧は、給油室10との間にて絞り面積を減じた絞り
部6aの通流に伴う減圧分だけ低下することになり、送油
室12，13間、及びこれら夫々に連通されたシリンダ室Ｓ
_R，Ｓ_L間に圧力差が生じ、パワーシリンダＳは、シリ
ンダ室Ｓ_RからＳ_Lに向かう油圧力（操舵補助力）を発
生する。パワーシリンダＳのこの動作に伴って、シリン
ダ室Ｓ_L内の封入油は押し出され、この押出し油は、該
シリンダ室Ｓ_Lに接続された送油室13に還流し、前記給
油室10からの流入油と合流して、送油室13の他側におい
て絞り面積を増した絞り部6bを経て排油室11に導入さ
れ、バルブスプール２の中空部を経て油タンクＴに排出
される。

【００４５】パワーシリンダＳが発生する操舵補助力
は、給油室10と送油室13との間の絞り部6a、及び排油室
11と送油室12との間の絞り部6bにおける絞り面積の減少
程度に依存する。この絞り面積の減少は、バルブボディ
ー１とバルブスプール２との間の相対角変位に応じて生
じ、この相対角変位は、バルブボディー１とバルブスプ
ール２とを連結するトーションバー３に捩れを生ぜしめ
るべく舵輪に加わえられた操舵トルクの大きさに対応す
る。

【００４６】一方、バルブボディー１に対するバルブス
プール２の相対回転が図１における反時計回りに生じた
場合、給油室10の両側の絞り部6a，6aと、排油室11の両
側の絞り部6b，6bとに前述の場合と逆の面積変化が生
じ、パワーシリンダＳは、シリンダ室Ｓ_LからＳ_Rに向
かう操舵補助力を発生し、この大きさもまた舵輪に加わ
る操舵トルクの大きさに対応する。このようにして、舵
輪に加わる操舵トルクの方向及び大きさに応じた操舵補
助力が得られる。

【００４７】絞り部6a又は絞り部6bを臨むバルブスプー
ル２側の角部には、チャンファ７，７…が形成してあ
る。これらのチャンファ７，７…は、前述した如く、バ
ルブスプール２側の深底の油溝5a又は浅底の油溝5bの側
面とこれらの間のランドの周面とが交叉する角部を、ラ
ンドの周面に対して所定の傾斜角度を有し、周方向に所
定の幅を有して斜めに切欠いて形成され、バルブボディ
ー１とバルブスプール２との相対角変位に対し、各絞り
部６の絞り面積を緩やかに変化せしめるべく設けてあ
り、動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増加特
性、即ち、舵輪に加わる操舵トルクが小さい範囲におい
ては操舵補助力が漸増し、操舵トルクが所定値を超える
と共に急増する特性を実現せしめる作用をなす。

【００４８】さて、図２（ｂ）に示す動作状態におい
て、給油室10に供給される作動油は、該給油室10の一側
において絞り面積を減じた絞り部6aを経て一方の送油室
13に流出し、また、他方の送油室12の他側にて絞り面積
を減じた絞り部6bを経て排油室11に流出することにな
り、これらの流れにおいてキャビテーションが発生し、
耳障りな流動音を伴う。

【００４９】図１及び図２に示す油圧制御弁は、バルブ
ボディー１側の油溝４，４…を送油室12，13とし、また
バルブスプール２側の油溝5a，5b…を給油室10及び排油
室11とする一方、絞り部6a又は絞り部6bを臨むバルブス
プール２側の角部にチャンファ７，７…を備えた構成と
なっており、この構成におけるキャビテーションの発生
挙動は、前記図７に示す如くであり、油圧源たる油圧ポ
ンプＰに連なる給油室10の両側の絞り部6a，6a…での流
れが、排油先たる油タンクＴに連なる排油室11の両側の
絞り部6b，6b…での流れよりもキャビテーションの発生
に対して有利である。

【００５０】そして、本発明に係る油圧制御弁におい
て、バルブボディー１側の油溝４，４…は周方向に等配
されており、また、バルブスプール２側の油溝5a，5a…
及び油溝5b，5b…も周方向に等配されており、更に、絞
り部6a，6a…及び絞り部6b，6b…におけるチャンファ
７，７…の形成態様は同一であるから、図２（ｂ）に示
す動作状態において、キャビテーションが発生する虞れ
のある絞り部6a，6bの絞り面積は等しい。

【００５１】ところが一方、絞り部6bを経て油流が流れ
込むことになる排油室11は、浅底の油溝5b，5b…により
構成されており、該排油室11の容積は、絞り部6aを経て
油流が流れ込むことになる送油室12又は送油室13（図２
（ｂ）においては送油室13）の容積よりも小さい。従っ
て、給油室10から排油室11への作動油の流れは、図中に
実線の矢符により示す如く、キャビテーションに対して
好条件となる給油室10と送油室13との間の絞り部6aに集
中することになり、キャビテーションの発生が有効に抑
制され、該キャビテーションに伴う流動音を大幅に低減
することができる。

【００５２】図３は、以上の如く構成された油圧制御弁
による流動音の低減効果を実証する実験の結果を示すグ
ラフである。本図は、絞り面積の減少に伴って増加する
絞り部の上流側油圧（kgf/cm²）を横軸とし、測定され
た流動音の音圧レベル（dB）を縦軸として、動作状態に
おいて発生する流動音を測定した結果を示すものであ
り、（ａ）は、本発明に係る油圧制御弁における結果
が、（ｂ）は、比較例として、バルブスプール２側の油
溝の全てを等深とした油圧制御弁における結果が夫々示
されている。

【００５３】両者における流動音の測定データには、絞
り部の上流側油圧が60kgf/cm²以下の領域において顕著
な差異があり、比較例としての（ｂ）における流動音
は、上流側油圧が略40kgf/cm²となる動作位置にて60dB
前後のピークを有し、上流側油圧の上昇に伴って一旦減
少した後に徐々に増大して、上流側油圧が 100kgf/cm²
前後となる締め切り位置において、50dBをわずかに超え
る音圧レベルを有するのに対し、（ａ）における流動音
は、前記締め切り位置での同程度の音圧レベルに至るま
での間、上流側油圧の上昇に伴って徐々に増大するのみ
であり、上流側油圧が略40kgf/cm²となる動作位置での
両者の流動音の最大差は、10dB前後にも達する。この結
果から、本発明に係る油圧制御弁における流動音の低減
効果は明らかである。

【００５４】図４は、本発明の第２発明に係る油圧制御
弁の動作説明図であり、図２におけると同様に、バルブ
ボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に並ぶ各室
を直線展開して示してある。

【００５５】本図に示す油圧制御弁は、図２に示す油圧
制御弁とは異なり、バルブボディー１側の油溝を給油室
10及び排油室11とし、またバルブスプール２側の油溝を
送油室12，13とする一方、給油室10の両側の絞り部6a，
6a及び排油室11の両側の絞り部6b，6bにおける絞り面積
調整用のチャンファ７，７…を、バルブボディー１側の
角部に備えた構成となっている。この構成における各絞
り部6a，6bでの流れの形態は、前記図７に示す絞り部の
状態を天地を逆として見た場合に対応し、キャビテーシ
ョンの発生挙動は、図７に示す結果に相当するものとな
り、給油室10の両側の絞り部6a，6a…での流れが、排油
室11の両側の絞り部6b，6bでの流れよりもキャビテーシ
ョンの発生に対して有利となる。

【００５６】図４に示す油圧制御弁においては、排油室
11を構成するバルブボディー１側の油溝4b，4b…の深さ
が、給油室10を構成するバルブボディー１側の油溝4a，
4a…の深さよりも浅くしてあり、図４（ｂ）に示す如く
バルブボディー１とバルブスプール２との間に相対角変
位が生じた動作状態において、給油室10から排油室11へ
の油流は、キャビテーションに対して好条件となる給油
室10と送油室13との間の絞り部6aに集中することにな
り、キャビテーションの発生が有効に抑制され、該キャ
ビテーションに伴う流動音を低減することができる。

【００５７】同様の構成は、バルブボディー１とバルブ
スプール２との嵌合周上に並ぶ絞り部6a，6bにおける絞
り面積調整用のチャンファ７が、送油室12，13とされた
油溝を備える側、即ち、図１及び図２においてバルブボ
ディー１側、図４においてバルブスプール２側に夫々設
けてある場合においても可能である。但しこの場合に
は、対象となる油溝、即ち、チャンファ７を設けた側の
油溝の全てが動作状態において油流の流れ込み側とな
り、同側（バルブボディー１側又はバルブスプール２
側）の油溝の全ての深さを浅くすることが必要であり、
他側（バルブスプール２側又はバルブボディー１側）の
油溝の深さとの間の相対評価となるため本発明の範囲か
ら外してある。

【００５８】以上の如く本発明に係る油圧制御弁は、バ
ルブボディー１側又はバルブスプール２側の油溝の一
部、具体的には、排油室11となる油溝の深さを給油室10
となる油溝の深さよりも浅くすることにより流動音の低
減効果が得られるものであり、チャンファ７，７…の寸
法調整を必要とする従来の油圧制御弁に比較した場合、
加工の困難さが大幅に改善される。

【００５９】ところが、図１及び図２における深底の油
溝5aと浅底の油溝5bとの間の深さの差、及び図４におけ
る深底の油溝4aと浅底の油溝4bとの間の深さの差は、実
際上わずかな差であり、バルブボディー１又はバルブス
プール２における油溝の加工時における芯出し誤差の影
響を受ける。従って、例えば、図１に示す構成におい
て、バルブボディー１とバルブスプール２との嵌合部の
全周に亘って見た場合、給油室10，10…となる深底の油
溝5a，5a…の一部が、排油室11，11…を構成する浅底の
油溝5b，5b…の一部よりも浅くなる場合があり得る。

【００６０】本発明に係る油圧制御弁は、以上の如き芯
出し誤差の影響が生じている場合においても、従来の油
圧制御弁との差別化が可能である。図５は、両者の相違
点の説明図である。これらの図は、横軸に展開されたバ
ルブスプール２の周上に並ぶ油溝の深さ分布を図示する
ものであり、図中の○印は、従来の油圧制御弁における
深さ分布を、△印及び□印は、本発明に係る油圧制御弁
における深さ分布を夫々示している。

【００６１】図５（ａ）は、芯出し誤差が存在しない理
想的なバルブの場合を示しており、このとき、従来の油
圧制御弁においては、バルブボディー２の周上に等しい
深さを有する油溝が並ぶのに対し、本発明に係る油圧制
御弁においては、深底の油溝（△印）と浅底の油溝（□
印）とが交互に並ぶことになる。

【００６２】図５（ｂ）及び（ｃ）は、芯出し誤差が存
在する場合を示している。芯出し誤差が存在する場合、
直線展開されたバルブスプール２の外周は、図中に破線
にて示す如く、周上に各一か所の小径部及び大径部を有
する周期的な変化を示し、従来の油圧制御弁における油
溝の深さは、外周の変化線に沿って大小に変化する分布
を示す。

【００６３】一方、本発明の油圧制御弁における油溝の
深さは、バルブスプール２の外周の変化線の両側に交互
に偏倚させた分布となり、図５（ｃ）に示す如く芯出し
誤差が大きい場合には、△印にて示す深底の油溝の一部
が、□印にて示す浅底の油溝よりも浅くなることがある
が、この場合においても、相隣する油溝の深さに着目す
ると、交互に浅深となる深さ分布が周期的に現出してお
り、従来の油圧制御弁における絞り面積の分布とは明ら
かに異なる。このように本発明に係る油圧制御弁は、バ
ルブスプール２側又はバルブボディー１側において相隣
する油溝が交互に浅深となる深さ分布を示し、芯出し誤
差の影響により現出する油溝の深さ分布との区別が可能
である。

【００６４】なお以上の実施の形態においては、動力舵
取装置のパワーシリンダへの送給油圧を制御する油圧制
御弁としての使用例について述べたが、本発明の適用範
囲はこれに限るものではなく、各種の油圧回路において
油圧制御のために用いられる回転式の油圧制御弁全般へ
の適用が可能であることは言うまでもない。

【００６５】

【発明の効果】以上詳述した如く本発明に係る油圧制御
弁においては、バルブボディーとバルブスプールとの嵌
合周上に並ぶ複数の油溝により、油圧源に連なる給油
室、排油先に連なる排油室、及びこれらの間にて送油先
に連なる送油室を形成し、給油室及び排油室を形成する
油溝の側に絞り面積調整用のチャンファを備えた構成に
おいて、排油室となる油溝の深さを給油室となる油溝の
深さよりも浅くするという簡素構成により、給油室から
排油室に向かう作動油の流れがキャビテーションの発生
に対して有利な絞り部に集中するようになり、煩雑な加
工を要することなくキャビテーションの発生に伴う流動
音を大幅に低減することができる等、本発明は優れた効
果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１発明に係る油圧制御弁の模式的横
断面図である。

【図２】第１発明に係る油圧制御弁の動作説明図であ
る。

【図３】第１発明に係る油圧制御弁による流動音の低減
効果を実証する実験の結果を示すグラフである。

【図４】第２発明に係る油圧制御弁の動作説明図であ
る。

【図５】本発明に係る油圧制御弁と従来の油圧制御弁と
における油溝の深さ分布の相違点の説明図である。

【図６】従来の油圧制御弁の動作説明図である。

【図７】キャビテーションの発生挙動を調べた実験の結
果を示す図表である。

【図８】キャビテーションの発生挙動を調べた実験の結
果を示す図表である。

【符号の説明】

１バルブボディー２バルブスプール 4a 深底の油溝 4b 浅底の油溝 5a 深底の油溝 5b 浅底の油溝 6a 絞り部 6b 絞り部７チャンファ 10 給油室 11 排油室 12 送油室 13 送油室Ｐ油圧ポンプＳパワーシリンダ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】筒形をなすバルブボディーの内側に同軸
上での相対角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、
両者の嵌合周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置
し、バルブスプール側の油溝を油圧源と排油先とに交互
に連通させる一方、これらの間のバルブボディー側の油
溝を相異なる送油先に交互に連通させ、周方向に相隣す
る夫々の油溝間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変
える絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブスプ
ール側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧
制御弁において、前記バルブスプール側の油溝の内、前
記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油
溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする油圧制御
弁。
【請求項２】筒形をなすバルブボディーの内側に同軸
上での相対角変位可能にバルブスプールを嵌め合わせ、
両者の嵌合周上に並設された各複数の油溝を千鳥配置
し、バルブボディー側の油溝を油圧源と排油先とに交互
に連通させる一方、これらの間のバルブスプール側の油
溝を相異なる送油先に交互に連通させ、周方向に相隣す
る夫々の油溝間に前記相対角変位に応じて絞り面積を変
える絞り部を構成してなり、各絞り部を臨むバルブボデ
ィー側の角部に絞り面積調整用の面取り部を備える油圧
制御弁において、前記バルブボディー側の油溝の内、前
記排油先に連なる油溝の深さを、前記油圧源に連なる油
溝の深さよりも浅くしてあることを特徴とする油圧制御
弁。