JPS5857571A - 圧力補償形流量調整弁 - Google Patents
圧力補償形流量調整弁Info
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- JPS5857571A JPS5857571A JP15609481A JP15609481A JPS5857571A JP S5857571 A JPS5857571 A JP S5857571A JP 15609481 A JP15609481 A JP 15609481A JP 15609481 A JP15609481 A JP 15609481A JP S5857571 A JPS5857571 A JP S5857571A
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- pressure
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- flow rate
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- G—PHYSICS
- G05—CONTROLLING; REGULATING
- G05D—SYSTEMS FOR CONTROLLING OR REGULATING NON-ELECTRIC VARIABLES
- G05D7/00—Control of flow
- G05D7/01—Control of flow without auxiliary power
- G05D7/0126—Control of flow without auxiliary power the sensing element being a piston or plunger associated with one or more springs
- G05D7/0133—Control of flow without auxiliary power the sensing element being a piston or plunger associated with one or more springs within the flow-path
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- General Physics & Mathematics (AREA)
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Automation & Control Theory (AREA)
- Safety Valves (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
本発明はパワーステアリングの操舵力制御装置等圧用い
られる圧力補償形光tlll整弁の改良に関するもので
ある。
られる圧力補償形光tlll整弁の改良に関するもので
ある。
パワーステアリング及びその操舵力制御装置は漿ね第1
図の如くに構成され、エンジン駆動される定流量ポンプ
lと、パワーステアリング作動弁コと、パワーシリンダ
3と、作動流体供給路亭及び作動流体戻し路5間を短絡
するノくイノくス路1に挿入した圧力補償部7及び可変
絞り部tよりなる圧力補償形流量調整弁デとを具える。
図の如くに構成され、エンジン駆動される定流量ポンプ
lと、パワーステアリング作動弁コと、パワーシリンダ
3と、作動流体供給路亭及び作動流体戻し路5間を短絡
するノくイノくス路1に挿入した圧力補償部7及び可変
絞り部tよりなる圧力補償形流量調整弁デとを具える。
上記要素l〜jでパワーステアリングを構成し、ポンプ
lからの定流量告の吐出流体は通路ダより弁コを通流後
退路!を経てポンプ/に一体のリザーノ(タンク10に
戻されている。ここで、ステアリングホイールにより舵
取操作すると、弁コが操舵負荷に応動し、その−上流側
、即ち通路夢中に圧力P1を生ぜしめ、この圧力をパワ
ーシリンダ3の対応する一方の室内に導入して該パワー
シリンダを作動せしめ、操舵力伝達系を舵取方向にパワ
ーアシストし、軽快な動力横向が可能で)る。ところで
、F記要素4〜デで構成される操舵力制御装置1tは、
可変絞り部tがサーボモータを介して車速に応じた開#
にされることから、これを軽てポンプ吐出流体を車速に
応じたitQだけ抜敗り、残余量%””r−Qの流体を
弁コに向かわせ、操舵力を車速に応じた適切な値に制御
することができ、5゜P、の差ΔP ;P2− P3を
一定値に保つために存在し、これにより可変絞り部tを
通る作動油抜取量Qを圧力Pによる変化時も変らず、可
変絞り部1の開度に応じた値に保つよう機能して操舵力
を高精度に制御しようとするものである。
lからの定流量告の吐出流体は通路ダより弁コを通流後
退路!を経てポンプ/に一体のリザーノ(タンク10に
戻されている。ここで、ステアリングホイールにより舵
取操作すると、弁コが操舵負荷に応動し、その−上流側
、即ち通路夢中に圧力P1を生ぜしめ、この圧力をパワ
ーシリンダ3の対応する一方の室内に導入して該パワー
シリンダを作動せしめ、操舵力伝達系を舵取方向にパワ
ーアシストし、軽快な動力横向が可能で)る。ところで
、F記要素4〜デで構成される操舵力制御装置1tは、
可変絞り部tがサーボモータを介して車速に応じた開#
にされることから、これを軽てポンプ吐出流体を車速に
応じたitQだけ抜敗り、残余量%””r−Qの流体を
弁コに向かわせ、操舵力を車速に応じた適切な値に制御
することができ、5゜P、の差ΔP ;P2− P3を
一定値に保つために存在し、これにより可変絞り部tを
通る作動油抜取量Qを圧力Pによる変化時も変らず、可
変絞り部1の開度に応じた値に保つよう機能して操舵力
を高精度に制御しようとするものである。
例えばこのような用途に供される圧力補償形光量調整弁
デはその圧力補償部りを従来例えば第一図の如くに構成
していた。即ち、弁本体ll内にスプールl−を摺動自
在に嵌合し、スプール/−の一端拡大部/コaにばね1
3のばね力及び可変絞り部lの下流圧P、を図中右向き
に作用させ、スプール12の他端ランド部lコb及び拡
大端部lコaに可変絞り部Iの上流圧P を図中左向き
に作用させる。そして、弁本体//のスプールランドガ
イド孔iia K環状溝//bを形成して肩部//cを
設定し、該肩部とスプールランドl−bの角部lコCと
の間に存在する環状の減圧通路/11に、定流量ポンプ
/からの吐出流体の一部を矢2で示すように通流させて
圧力PからP2へと減圧し、その後可変絞り部tを紅て
その開度により決まる流量Qでリザーバタンク/θ′に
抜取り、このようにして流量調整された残余流体を回路
/jを経て流体作動機器(第1図の場合弁コ)に供給す
ることができる。
デはその圧力補償部りを従来例えば第一図の如くに構成
していた。即ち、弁本体ll内にスプールl−を摺動自
在に嵌合し、スプール/−の一端拡大部/コaにばね1
3のばね力及び可変絞り部lの下流圧P、を図中右向き
に作用させ、スプール12の他端ランド部lコb及び拡
大端部lコaに可変絞り部Iの上流圧P を図中左向き
に作用させる。そして、弁本体//のスプールランドガ
イド孔iia K環状溝//bを形成して肩部//cを
設定し、該肩部とスプールランドl−bの角部lコCと
の間に存在する環状の減圧通路/11に、定流量ポンプ
/からの吐出流体の一部を矢2で示すように通流させて
圧力PからP2へと減圧し、その後可変絞り部tを紅て
その開度により決まる流量Qでリザーバタンク/θ′に
抜取り、このようにして流量調整された残余流体を回路
/jを経て流体作動機器(第1図の場合弁コ)に供給す
ることができる。
かかる構成において、スプールl−に作用する力の定常
的な釣合式を考えると、 で表わされ、上式中左辺はばね/Jによるばね力、右辺
第1項は流体力、第一項は流体圧P2.P、による力を
表わす。この式より可変絞り部tの前後差圧ΔPは Δp=p −p 3 となり、上式中右辺第7項は定数項である。しかして、
上式中右辺第コ項及び第3項は夫々変数項であり、 てほぼ一定に保たれ、従来の圧力補償形波量調整弁は可
変絞り部tに流れる流体抜取量をポンプ吐出圧PK影響
されることなく IJf変絞り部tの開度により一義的
に決定される値に保って前記所定の流量調整機能を遂行
することができる。
的な釣合式を考えると、 で表わされ、上式中左辺はばね/Jによるばね力、右辺
第1項は流体力、第一項は流体圧P2.P、による力を
表わす。この式より可変絞り部tの前後差圧ΔPは Δp=p −p 3 となり、上式中右辺第7項は定数項である。しかして、
上式中右辺第コ項及び第3項は夫々変数項であり、 てほぼ一定に保たれ、従来の圧力補償形波量調整弁は可
変絞り部tに流れる流体抜取量をポンプ吐出圧PK影響
されることなく IJf変絞り部tの開度により一義的
に決定される値に保って前記所定の流量調整機能を遂行
することができる。
しかし、それ以外の作動条件下では上記変数項が上述し
たように無視できる程に小さく保たれ得す、大きな値と
なってしまい、これら変数項の影響を受けて差圧ΔPが
一定値に保たれ得なくなる。
たように無視できる程に小さく保たれ得す、大きな値と
なってしまい、これら変数項の影響を受けて差圧ΔPが
一定値に保たれ得なくなる。
このことは差圧ΔPの質化分だけ可変絞り部lによる流
体抜取量Qが同じ可変絞り部開度でも誤差を生ずること
を意味し、正確な流f調整機能を得難かった、 この誤差が、圧力補償形波量調整弁を用いた装置にどの
ような不具合を及ぼすかを、第1図のパワーステアリン
グの例につき次に説明する。先ず、第31y1け可変絞
り部lの開口面積変化に対する流体抜取量Q及び補償圧
力(差圧)ΔPの変化特性を示す、この特性図から明ら
かなように、可変絞り部tの開口面積が増加するにつれ
当然のことながら流体抜取量QはQl、 Q2で示すよ
うに増大するが、これにともなう上記誤差によって差圧
ΔPはΔP 、ΔP で示ずよ5に−9に保たれ得す、
町1 2 変絞り部tが開口面積を増大するにつれ低下してしまう
。この低下丁合は圧力P1が低い場合ΔP1の如き程度
であるものの、圧力Pの増加につれΔP2の如くに大き
くなってゆき、かかる差圧ΔPの低下は流体抜取量Qを
可変絞り部tの開口面積に正確に対応させ得なくし、特
に可変絞り部lの開[1面積が大きくなる領域でQl、
Q2の如く流体抜取fQが可変絞り部jの開口面積に
対応したリニヤ特性から下方(対応した値以下)に大き
くずれる又、この傾向は圧力P1が低い場合(Q、で示
す)より圧力P1が高い場合(Q2で示す)の方が顕著
となる。
体抜取量Qが同じ可変絞り部開度でも誤差を生ずること
を意味し、正確な流f調整機能を得難かった、 この誤差が、圧力補償形波量調整弁を用いた装置にどの
ような不具合を及ぼすかを、第1図のパワーステアリン
グの例につき次に説明する。先ず、第31y1け可変絞
り部lの開口面積変化に対する流体抜取量Q及び補償圧
力(差圧)ΔPの変化特性を示す、この特性図から明ら
かなように、可変絞り部tの開口面積が増加するにつれ
当然のことながら流体抜取量QはQl、 Q2で示すよ
うに増大するが、これにともなう上記誤差によって差圧
ΔPはΔP 、ΔP で示ずよ5に−9に保たれ得す、
町1 2 変絞り部tが開口面積を増大するにつれ低下してしまう
。この低下丁合は圧力P1が低い場合ΔP1の如き程度
であるものの、圧力Pの増加につれΔP2の如くに大き
くなってゆき、かかる差圧ΔPの低下は流体抜取量Qを
可変絞り部tの開口面積に正確に対応させ得なくし、特
に可変絞り部lの開[1面積が大きくなる領域でQl、
Q2の如く流体抜取fQが可変絞り部jの開口面積に
対応したリニヤ特性から下方(対応した値以下)に大き
くずれる又、この傾向は圧力P1が低い場合(Q、で示
す)より圧力P1が高い場合(Q2で示す)の方が顕著
となる。
このように誤差のため流体抜取fQが可変絞り部tの開
口面積に対応し得す、これに対応した値より少なくなる
と、可変絞り部rを構成するスプール等の変位量と流体
抜取量Qとの関係がリニヤでなくなり、これを補正する
ため当該スプール等を駆動して可変絞り部「の開口面積
を決定するサーボモータの制御回路が複雑になってしま
う。又、上述のように流体抜取量が圧力Pi(よっても
誤差を生ずると、可変絞り部lの開口面積を成る車速に
対応した一定値に保っていても、舵取操作中前述したよ
うに圧力Pが遂−変化した場合、これによって同じ操舵
力に保たれなければならない同一車速での走行中である
にもかかわらず、流体抜取量Qが圧力Pの変化により遂
−変化してしまい、結果として弁コに向う流体%が変化
して操舵力が変化し、高精度な操舵力制御が不可能にな
る。
口面積に対応し得す、これに対応した値より少なくなる
と、可変絞り部rを構成するスプール等の変位量と流体
抜取量Qとの関係がリニヤでなくなり、これを補正する
ため当該スプール等を駆動して可変絞り部「の開口面積
を決定するサーボモータの制御回路が複雑になってしま
う。又、上述のように流体抜取量が圧力Pi(よっても
誤差を生ずると、可変絞り部lの開口面積を成る車速に
対応した一定値に保っていても、舵取操作中前述したよ
うに圧力Pが遂−変化した場合、これによって同じ操舵
力に保たれなければならない同一車速での走行中である
にもかかわらず、流体抜取量Qが圧力Pの変化により遂
−変化してしまい、結果として弁コに向う流体%が変化
して操舵力が変化し、高精度な操舵力制御が不可能にな
る。
ここで、上記誤差について考察するに、この誤差の原因
となる前記(2)式中右辺第2項、第3項のX 、 V
lは、減圧1通路/41に流れる流体にベルヌーイの式
を適用して求まる次式 から、 ぃ。ム(p −p ) −−−−−−−−−
、= (4)l ρ 12 で表わされ、これら式を(2)式に代入してが求まる。
となる前記(2)式中右辺第2項、第3項のX 、 V
lは、減圧1通路/41に流れる流体にベルヌーイの式
を適用して求まる次式 から、 ぃ。ム(p −p ) −−−−−−−−−
、= (4)l ρ 12 で表わされ、これら式を(2)式に代入してが求まる。
この(5)式中の変数項(−差項)、即ち右辺第2項及
び第3項についてその影41度を検討するに、Q及び(
Pl−P2)が大きくなると誤差項の和値が大きくなっ
て差圧ΔPに大きな誤差な生じ、しかもこの場合第3項
による誤差が支配的に大きくなることが上記(5)式か
ら判る。このことから差圧ΔPの誤差を小さくして圧力
補償形波量調整弁の流量調整精度を高めるには第3項に
対する対策が有効であること明らかで、この目的のため
には■面積大を大きくすること、■前記(2)式中ρQ
vCO@φ及ヒ(5)式中QCO8φf■r叩1rで表
わされる流体力を小さくすることの一点が必要である。
び第3項についてその影41度を検討するに、Q及び(
Pl−P2)が大きくなると誤差項の和値が大きくなっ
て差圧ΔPに大きな誤差な生じ、しかもこの場合第3項
による誤差が支配的に大きくなることが上記(5)式か
ら判る。このことから差圧ΔPの誤差を小さくして圧力
補償形波量調整弁の流量調整精度を高めるには第3項に
対する対策が有効であること明らかで、この目的のため
には■面積大を大きくすること、■前記(2)式中ρQ
vCO@φ及ヒ(5)式中QCO8φf■r叩1rで表
わされる流体力を小さくすることの一点が必要である。
しかし、■の対策では、面積大を大きくする仕舞が全体
的に大型となり、従って弁を大型にせずに流量調整精度
を高めるには■の対策が最も有効である。
的に大型となり、従って弁を大型にせずに流量調整精度
を高めるには■の対策が最も有効である。
一方、差圧ΔPを高目に設定すれば、前記誤差項による
影響が少ないが、圧力補償形波量調整弁を第1図に示す
ように操舵力制御装[K用いる場合、それも以下の理由
からままならない 即ち、可変絞り部jによる流体抜を
量Qが零の時、弁コでの圧力損失は一般的にコル亭捗−
稈度であるが、流体抜取量Qを大きくすればする程圧力
損失は小さくなるため、この時にも圧力補償部りが前記
所定の圧力補償を行ない得るようにするためには、差圧
ΔPを小さく設定せざるを得ない。従来の圧力補償形波
量調整弁はこのような用途に供する場合、−上述の如く
設定差圧ΔPが小さいこともありて益々流量調整精度が
悪くなり、このことは、パワーステアリング油圧系の圧
力Pがかなり広範囲に変化し、その全領域に亘り圧力補
償機能を要求されることから、一層顕著になっていた。
影響が少ないが、圧力補償形波量調整弁を第1図に示す
ように操舵力制御装[K用いる場合、それも以下の理由
からままならない 即ち、可変絞り部jによる流体抜を
量Qが零の時、弁コでの圧力損失は一般的にコル亭捗−
稈度であるが、流体抜取量Qを大きくすればする程圧力
損失は小さくなるため、この時にも圧力補償部りが前記
所定の圧力補償を行ない得るようにするためには、差圧
ΔPを小さく設定せざるを得ない。従来の圧力補償形波
量調整弁はこのような用途に供する場合、−上述の如く
設定差圧ΔPが小さいこともありて益々流量調整精度が
悪くなり、このことは、パワーステアリング油圧系の圧
力Pがかなり広範囲に変化し、その全領域に亘り圧力補
償機能を要求されることから、一層顕著になっていた。
。
本発明は上述の観点から、圧力補償部のスゾールにかか
る流体力を軽減してこれが流量調整精度に与える影響を
少なくし、全体的に大型にしたり、補償圧力を高くしな
くても高精度な流量w4整機能を果たし得るよう改良し
た圧力補償形流量調整弁を提供しようとするものである
。
る流体力を軽減してこれが流量調整精度に与える影響を
少なくし、全体的に大型にしたり、補償圧力を高くしな
くても高精度な流量w4整機能を果たし得るよう改良し
た圧力補償形流量調整弁を提供しようとするものである
。
以下、図示の実施例により本発明を詳細K 1if28
Aする。
Aする。
械3図は本発明−実施の態様で、図中第一図におけると
同様の部分を同一符号にて示す。
同様の部分を同一符号にて示す。
本発明においては、スプール/コから第一図におけるラ
ンドノコb及びランド角ffti /コCを排除し、ス
プールノコを拡大端部/、2a以外滑らかに構成して、
弁本体//に設けた孔//aにより長手方向に案内する
。そして、スプール12を一端が閉塞された中空にし、
その開口他端にピストン部材を嵌着してこれをスプール
拡大端部lコalcすると共に、スプールノコ内に中空
室16を画成する。
ンドノコb及びランド角ffti /コCを排除し、ス
プールノコを拡大端部/、2a以外滑らかに構成して、
弁本体//に設けた孔//aにより長手方向に案内する
。そして、スプール12を一端が閉塞された中空にし、
その開口他端にピストン部材を嵌着してこれをスプール
拡大端部lコalcすると共に、スプールノコ内に中空
室16を画成する。
中空室/2の周壁にこれを直角方向に貫通する少なくと
も7列(図示例では一列)の透孔/Aaを穿ち、各列の
透孔をスプール/コの長手方向に配列する。なお、透孔
/4aはこれを十分大きくする場合、列にして設ける必
要はなく、1個のみでもよいし、この場合透孔l口をス
プール12の長手方向に細長いスリット型式の透孔にし
てもよい。
も7列(図示例では一列)の透孔/Aaを穿ち、各列の
透孔をスプール/コの長手方向に配列する。なお、透孔
/4aはこれを十分大きくする場合、列にして設ける必
要はなく、1個のみでもよいし、この場合透孔l口をス
プール12の長手方向に細長いスリット型式の透孔にし
てもよい。
該透孔/41はスグール/コの長手方向移動中肩部//
Cに連なるスプール嵌合孔//aの内周面により開口面
積を変化されるよう配置し、これらで第一図における減
圧通路/ゲと同様に機能する減圧通路を構成する。
Cに連なるスプール嵌合孔//aの内周面により開口面
積を変化されるよう配置し、これらで第一図における減
圧通路/ゲと同様に機能する減圧通路を構成する。
中空室160周壁には別に透孔/基すを形成し、これら
透孔を、スプール嵌合孔//aの内周面に形成した環状
溝//dを経て可変絞り部ざに連通させる。又、環状溝
//dの幅はこれを十分大きくして、スプールノコの作
動ストローク中常時透孔16bが該環状1IIlldK
通じているよ5にする。
透孔を、スプール嵌合孔//aの内周面に形成した環状
溝//dを経て可変絞り部ざに連通させる。又、環状溝
//dの幅はこれを十分大きくして、スプールノコの作
動ストローク中常時透孔16bが該環状1IIlldK
通じているよ5にする。
かかる本発明の圧力補償形流量調整弁は定fL′gIk
ポンプ/からの流体を可変絞り部lの開口面積に応じた
所定量だけ透孔/Am、中空室/A、透孔/4bK通過
後、可変絞り部tを経てリザーバタンク10K抜取り、
又透孔/Amの合計開口面積がスプールノコの長手方向
移動により減圧通路/+1 (第一図参照)と同様に加
減されることで、可変絞り部lの前後差圧を設定値に保
って流体抜取量を可変絞り部tの開口面積により決定す
る流量調整機能な従来と同様に果たし得る。ところで本
例においては、透孔/4aを矢aの如く通過する流体が
スプールノコに対し直角方向の指向性を持っていること
から、前記(2)式中のφを90度(coSd=0 )
となし祷・°C1とができ、結果として可変絞り部lの
前後差圧を設定値に保つ圧力補償機能を高精度に果たし
得てこれにより精度を左右される流量調整作用を高精度
に遂行可能である。
ポンプ/からの流体を可変絞り部lの開口面積に応じた
所定量だけ透孔/Am、中空室/A、透孔/4bK通過
後、可変絞り部tを経てリザーバタンク10K抜取り、
又透孔/Amの合計開口面積がスプールノコの長手方向
移動により減圧通路/+1 (第一図参照)と同様に加
減されることで、可変絞り部lの前後差圧を設定値に保
って流体抜取量を可変絞り部tの開口面積により決定す
る流量調整機能な従来と同様に果たし得る。ところで本
例においては、透孔/4aを矢aの如く通過する流体が
スプールノコに対し直角方向の指向性を持っていること
から、前記(2)式中のφを90度(coSd=0 )
となし祷・°C1とができ、結果として可変絞り部lの
前後差圧を設定値に保つ圧力補償機能を高精度に果たし
得てこれにより精度を左右される流量調整作用を高精度
に遂行可能である。
なお、上述した例では透孔/4mを中空室/6の周壁に
直角方向に貫通させて形成したが、該周壁に対しCOB
φ〈Oとなるよう傾斜させれば、前記(2)することも
可能で、一層嵩精度な流量調整作用を期待できる。
直角方向に貫通させて形成したが、該周壁に対しCOB
φ〈Oとなるよう傾斜させれば、前記(2)することも
可能で、一層嵩精度な流量調整作用を期待できる。
かくして本発明圧力補償形光tvI4整弁は一上述の如
く、スプールl−内に中空室14を形成し、該中空室の
周壁にこれを貫通するよう設けた透孔/6aを経てポン
プ/からの吐出流体を中空室16に流入させた後可変絞
り部lに向かわせる構成としたから、上記作用説明の通
り透孔/1aの角度設定次第で前記哄差項を小さくした
り零にすることができ、流量調整作用の誤差をほとんど
な(せ、全体として大型化したり、可変絞り部tの前後
差圧を大きくすることなしに流量調整機能を高精度に行
なわせることができる。
く、スプールl−内に中空室14を形成し、該中空室の
周壁にこれを貫通するよう設けた透孔/6aを経てポン
プ/からの吐出流体を中空室16に流入させた後可変絞
り部lに向かわせる構成としたから、上記作用説明の通
り透孔/1aの角度設定次第で前記哄差項を小さくした
り零にすることができ、流量調整作用の誤差をほとんど
な(せ、全体として大型化したり、可変絞り部tの前後
差圧を大きくすることなしに流量調整機能を高精度に行
なわせることができる。
なお、上述した例ではポンプlからの流体を単一ボート
を経て環状溝11b内に流入させ、その後透孔/4mに
向かわせる構成としたが、第ダ図偵)及び域参図伽)に
示す如く環状溝//bの底部に開口する複数個(図示例
では一個)のポー) /7 、 /lを円周方向等間隔
に配して設け、これらボートを経てポンプlからの流体
を環状#4Ilb内に流入させるようにすれば、この流
入流体がスプール/ユの径方向に及ぼす力が全周に亘り
均等となり、スゲ−ルア、2をこじることがなく、これ
と弁本体/lとの間の摩擦力を減じ得てスプール12の
移動時に生ずるヒステリシスを減らすことができ、流量
調整精度を更に向上させることができる。
を経て環状溝11b内に流入させ、その後透孔/4mに
向かわせる構成としたが、第ダ図偵)及び域参図伽)に
示す如く環状溝//bの底部に開口する複数個(図示例
では一個)のポー) /7 、 /lを円周方向等間隔
に配して設け、これらボートを経てポンプlからの流体
を環状#4Ilb内に流入させるようにすれば、この流
入流体がスプール/ユの径方向に及ぼす力が全周に亘り
均等となり、スゲ−ルア、2をこじることがなく、これ
と弁本体/lとの間の摩擦力を減じ得てスプール12の
移動時に生ずるヒステリシスを減らすことができ、流量
調整精度を更に向上させることができる。
第1図は圧力補償形光量藺整弁の応用例k yNすす操
舵力制御装置付パワーステアリングのシステム図、第一
図は従来の圧力補償形波量調整弁を下す縦断側面図、第
3図は本発明の圧力補償形波量調整弁を示す縦断側面図
、第ダ図(a)は本発明流量−整弁の他の例を示す第3
図と同様の縦断側面図。 第ダ図(b)は第ダ図(a)のI−I断面図、第5図は
第一図に示す従来の流量調整弁の作用特性図である。 l・・・定流量ポンプ、り・・・圧力補償部、t・・・
可賛絞り部、IO・・・リザーバタンク、ii・・・弁
本体、//a・・・スプール嵌合孔、//b、lld・
・・環状溝、//c・・・肩部、/2・・・スプール、
/2a・・・拡大端部、/3・・・ばね、/S・・・流
体作動機器接続回路、/6・・・中空室、/Aa 、
/6b・・・透孔、/7 、 /l・・・流体流入ボー
ト。 特許出願人 日産自動車株式会社
舵力制御装置付パワーステアリングのシステム図、第一
図は従来の圧力補償形波量調整弁を下す縦断側面図、第
3図は本発明の圧力補償形波量調整弁を示す縦断側面図
、第ダ図(a)は本発明流量−整弁の他の例を示す第3
図と同様の縦断側面図。 第ダ図(b)は第ダ図(a)のI−I断面図、第5図は
第一図に示す従来の流量調整弁の作用特性図である。 l・・・定流量ポンプ、り・・・圧力補償部、t・・・
可賛絞り部、IO・・・リザーバタンク、ii・・・弁
本体、//a・・・スプール嵌合孔、//b、lld・
・・環状溝、//c・・・肩部、/2・・・スプール、
/2a・・・拡大端部、/3・・・ばね、/S・・・流
体作動機器接続回路、/6・・・中空室、/Aa 、
/6b・・・透孔、/7 、 /l・・・流体流入ボー
ト。 特許出願人 日産自動車株式会社
Claims (1)
- t 弁本体と、これに摺動自在に嵌合したスプールとを
具え、該スプールの長手方向移動により開度変化する減
圧通路に定流量ポンプからの吐出流体を通流後、可変絞
り部を紅てその開口面積により決まる所定量抜取って残
余吐出流体を前記減圧通路の上流側より流体作動機器に
供給すると共に、前記可変絞り部の前後差圧を一定に保
つよう前記スプールを移動させて前記減圧通路の開度を
加減し得るようにした圧力補償形流量調整弁において、
前記スプール内に前記可変絞り部に連通ずる中空室を形
成し、該中空室の周壁にこれを頁通ずる透孔を穿ち、該
透孔がスプールの長手方向移動中前記弁本体のスプール
′嵌合孔内筒面により開口面積を変化されるようにして
、これらで前記減圧通路を構成したことを特徴とする圧
力補償形流量調整弁。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP15609481A JPS5857571A (ja) | 1981-10-02 | 1981-10-02 | 圧力補償形流量調整弁 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP15609481A JPS5857571A (ja) | 1981-10-02 | 1981-10-02 | 圧力補償形流量調整弁 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS5857571A true JPS5857571A (ja) | 1983-04-05 |
Family
ID=15620172
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP15609481A Pending JPS5857571A (ja) | 1981-10-02 | 1981-10-02 | 圧力補償形流量調整弁 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS5857571A (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2007107677A (ja) * | 2005-10-17 | 2007-04-26 | Komatsu Ltd | 流量制御弁 |
GB2476176A (en) * | 2009-12-11 | 2011-06-15 | Hamilton Sundstrand Corp | Fuel pump stability valve |
-
1981
- 1981-10-02 JP JP15609481A patent/JPS5857571A/ja active Pending
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2007107677A (ja) * | 2005-10-17 | 2007-04-26 | Komatsu Ltd | 流量制御弁 |
GB2476176A (en) * | 2009-12-11 | 2011-06-15 | Hamilton Sundstrand Corp | Fuel pump stability valve |
GB2476176B (en) * | 2009-12-11 | 2012-09-12 | Hamilton Sundstrand Corp | Speed dependant stability valve |
US8348633B2 (en) | 2009-12-11 | 2013-01-08 | Hamilton Sundstrand Corporation | Speed-dependent stability valve |
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