KR19990030251A

KR19990030251A - 유압식 스티어링 장치 및 그 유압밸브

Info

Publication number: KR19990030251A
Application number: KR1019980040597A
Authority: KR
Inventors: 마사노리 이카리
Original assignee: 안자키 사토루; 고마쓰 세사쿠쇼(주)
Priority date: 1997-09-30
Filing date: 1998-09-29
Publication date: 1999-04-26
Also published as: KR100556570B1; JP3695909B2; JPH11105723A; DE19845814C2; DE19845814A1; US6179082B1

Abstract

미묘하고 원활하게 제어할 수 있는 소조작각방식이고 또한 적은 조작회수의 유압식 스티어링 장치 및 그 유압밸브의 제공을 목적으로 한다.

목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 중립위치(Np)로부터 스티어링 위치(Lp),(Rp)로 변환하는 파일럿밸브(C3)와, 파일럿밸브(C3)로부터의 유압을 받아서 중립위치(NM)로부터 스티어링 위치(LM),(RM)로 변환하고, 압력유를 유압 액츄에이터(A2)에 출력하여 실제 스티어링각(θfb)을 얻는 메인 스티어링 밸브(D2)를 보유하여 자주차량에 탑재되는 유압식 스티어링 장치에 있어서, 목표 스티어링각(θin) 및 그 조작력에 반항하는 실제 스티어링각(θfb) 및 그 스티어링 힘을 받아서 작동하는 파일럿밸브(C3)와, 목표 및 실제 스티어링각(θin),(θfb)의 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 전자식 가변감압밸브(C2)에 출력하는 여자전류 출력수단(B)을 보유한다.

Description

유압식 스티어링 장치 및 그 유압밸브

본 발명은 유압식 스티어링 장치 및 그 유압밸브에 관한 것이다.

유압식 스티어링 장치는 여러 가지 존재하지만, 핸들방식과 조이스틱레버방식으로 대별할 수 있다.

(1) 핸들방식은 이전부터 공지되어, 플로업연동식과 전체유압식으로 대별할 수 있다. 이 방식은, 오퍼레이터가 운전석에 설치한 핸들을 회전 조작함으로써, 회전 조작각에 비례한 스티어링각이 얻어진다. 회전 조작각의 최대는 예컨대 좌우로 각각 2∼3회전 정도이다. 상세하게는 다음과 같다.

플로업연동식은, 오퍼레이터가 핸들을 우측으로 회전 조작하면, 핸들에 직결된 스티어링 밸브가 중립위치로부터 우측 스티어링 위치로 변환한다. 이것에 의해 유압펌프로부터의 압력유가 스티어링 밸브를 경유하여 유압실린더로 흐르며, 이것을 작동시킨다. 유압실린더는, 차체와 지지봉 등에 양단이 연결되어 잇다. 이 때문에 유압실린더가 작동하면, 차량은 우측 스티어링을 개시한다. 또한, 지지봉 등과 스티어링 밸브 사이에는, 차량이 스티어링 되면, 스티어링 밸브를 중립위치로 되돌리게 하는 링크기구(소위, 플로업연동장치)가 가설되어 있다. 이 때문에 오퍼레이터가 우회전조작을 중지하면, 그것에 추종하여 스티어링 밸브가 우측 스티어링 위치로부터 중립위치로 복귀하고, 유압실린더로의 압력유의 공급을 정지한다. 즉, 스티어링각이 회전 조작각에 대응하여 우측 스티어링을 완료한다. 좌측 스티어링도 상기한 우측 스티어링과 마찬가지이다.

전체유압식은, 오퍼레이터가 핸들을 우측으로 회전 조작하면, 로터리식 스티어링 밸브(소위, 오비트롤식 스티어링 밸브(상품명))가 중립위치에서 우측 스티어링 위치로 변환한다. 이것에 의해 제1유압펌프로부터의 압력유가 로터리식 스티어링 밸브를 거쳐 이 로터리식 스티어링 밸브의 로터리축에 일체적으로 설치된 제2유압펌프를 거쳐 유압실린더로 흐르고, 그것을 작동시킨다. 유압실린더는, 차체와 지지봉 등에 양단이 연결되어 있다. 이 때문에 유압실린더가 작동하면, 차량은 우측 스티어링을 개시한다. 또한, 오퍼레이터가 우회전조작을 정지하면, 로터리식 스티어링 밸브에 설치된 제2유압펌프가 로터리식 스티어링 밸브를 우측 스티어링 위치에서 중립위치로 자동 복귀시키며, 그것에 의해 유압실린더로의 압력유의 공급을 정지한다. 또한, 제2유압펌프는 회전조작각만큼 회전되고, 회전조작각에 따른 유량만큼을 유압실린더에 공급한다. 따라서 스티어링각은 회전조작각과 대략 동등하여 우측 스티어링을 완료한다. 좌측 스티어링도 상기한 우측 스티어링과 마찬가지이다.

(2) 조이스틱레버방식은 근래에 많이 사용된다. 이 방식은, 오퍼레이터가 운전석에 설치된 조이스틱레버를 기울임 조작함으로써, 그 기울임 조작각에 대략 비례하는 스티어링 속도가 얻어진다. 기울임 조작각의 최대는 좌우로 각각 손목의 회전각이고(즉, 소(小)조작각 제어이고), 상기한 핸들식과 같이, 예컨대 좌우로 각각 2∼3회전이라고 하는 광범위(즉, 대(大)조작각 제어)는 바라지 않는다. 따라서 이 방식은, 다음과 같은 구성으로 되어 있다.

오퍼레이터가 조이스틱레버를 우측으로 기울임 조작하면, 스티어링 밸브가 중립위치로부터, 기울임 조작각에 대략 비례하는 양만큼 우측 스티어링 위치로 된다. 즉, 스티어링 밸브에 있어서의 유압펌프로부터 유압실린더로의 유체통로 개구(開口)가 기울임 조작각에 비례하여 증감한다.

이것에 의해 유압펌프로부터의 압력유가 기울임 조작각에 대략 비례된 단위당의 유량으로 스티어링 밸브를 거쳐서 유압실린더로 흐르고, 그것을 작동시킨다. 유압실린더는, 상기한 핸들식과 마찬가지로, 차체와 지지봉 등에 양단이 연결되어 있다. 이 때문에 유압실린더가 작동하면, 차량은 우측 스티어링을 개시한다. 다음에 오퍼레이터가 눈으로 살피거나 숙련에 의해, 「차량의 실제 스티어링각이 목표 스티어링각으로 되었다」고 판단했을 때, 또는 소망시에 조이스틱레버를 중앙위치로 복귀한다. 이것에 의해 스티어링 밸브는 우측 스티어링 위치로부터 중립위치로 복귀하고, 유압실린더로의 압력유의 공급을 정지한다. 즉, 스티어링 속도가 기울임 조작각에 대략 비례하고, 오퍼레이터에 의한 조이스틱레버의 중앙위치로의 복귀에 의해 우측 스티어링을 완료한다. 좌측 스티어링도 상기한 우측 스티어링과 마찬가지이다.

그런지만, 상기한 종래 기술에는, 다음과 같은 문제가 있다.

(1) 핸들방식은, 오퍼레이터가 회전조작을 정지하면, 스티어링 밸브가 중립위치로 자동 복귀한다. 이 때문에 조이스틱레버방식과 같이, 오퍼레이터가 스티어링 밸브를 중립위치로 차례로 복귀시키는 조작이 불필요하게 된다. 게다가 핸들방식은 회전조작각에 대응하는 스티어링각이 얻어지며, 또 단위 회전조작각당의 스티어링각도 크기 때문에, 미묘한 스티어링각에서도 그것을 순조롭게 제어할 수 있는 이점을 가진다. 그런데 이 이점은, 큰 스티어링각을 얻기에는 큰 회전조작각을 필요로 한다는 것이고, 예컨대 좌우 스티어링의 변환이 빈번하게 요구되는 휠로더나, 3∼4회전의 회전조작이 요구되는 포크리프트 등의 차량에서는 조작이 번잡하게 된다. 또 오퍼레이터에 대한 숙련이 요청된다. 그리고 오퍼레이터의 피로원인으로 되어 있다.

(2) 조이스틱레버방식은, 실제 스티어링각이 목표 스티어링각으로 될 때마다 조이스틱레버를 중앙위치로 되돌려 스티어링 밸브를 스티어링 위치로부터 중립위치로 복귀시킬 필요가 있다. 즉, 조작회수가 핸들방식의 2배로 되어, 오펴레이터의 피로원인이 된다. 또한, 기울임 조작각이 최대에서도 예컨대 좌우로 각각 손목의 회전각이다. 따라서, 오퍼레이터가 리스트조작을 할 수 있다는 이점은 있지만, 기울임 조작각을 크게 할수록 스티어링 속도가 커지게 된다. 그 때문에, 다음(a)∼(c)와 같은 문제도 있다.

(a) 기울임 조작각을 갑자기 크게 하면, 기울임을 개시할 때 및 기울임 완료시에 차체가 요동할 정도의 쇼크가 발생한다. 한편, 기울임 조작각을 작게 하면, 실제 스티어링각이 목표 스티어링각으로 될 때까지에 시간이 걸리고, 핸들방식과 같은 조작감각을 얻지 못하게 된다. 어느 것을 증가시켜도 기울임 조작각과 스티어링각이 무관계이므로, 조타륜이 보이지 않는 차량에 이 조이스틱레버방식을 채용하는 것은 바람직하지 않다.

(b) 도로상에서의 고속주행시에는, 공지되어 있듯이, 저속주행시에 비하여 스티어링각을 미묘 또한 빈번하게 제어할 필요가 있다. 그런데 긴급할 때에, 오퍼레이터는 당황하여 큰 기울임 조작각으로 하는 것이 보통이다. 이와 같이 되면, 급스티어링이 발생한다. 즉 이 방식을 그대로 고속주행차량에 채용하는 것은 바람직하지 않다.

(c) 긴급시가 아니라도 항상, 좌우 스티어링을 재빠르게, 또한 크게 변환하는 것이 요구되는 휠로더나, 큰 스티어링각이 요구되는 포크리프트에서는, 아무리 해도 기울임 조작각을 크게 하여 버린다. 이 경우도, 급스티어링이 발생한다. 따라서, 오퍼레이터의 피로원인으로 된다. 그 대응책으로서, 가령 스티어링 밸브의 최대 개구면적을 작게 하면, 핸들방식에 비하여 실제작업의 작업효율이 뒤떨어지게 되어 바람직하지 않다.

본 발명은, 상기한 종래 기술의 문제점을 감안하여, 소조작각 방식이면서도, 조작회수가 적고, 또 미묘한 스티어링에서도 빈번하게 제어할 수 잇는 유압식 스티어링 장치 및 그 유압밸브를 제공하는 것을 목적으로 한다.

상기한 목적을 달성하기 위하여, 본 발명에 관한 유압식 스티어링 장치의 제1은,

(a) 목표 스티어링각(θin)을 입력하는 목표 스티어링각 입력수단(A3)과,

(b) 중립위치(Np)와 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp)를 보유하고, 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 중립위치(Np)로부터 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중의 어느 한쪽으로 변환하여 제1유압원(C1)에서의 압력유를 출력하는 파일럿밸브(C3)와,

(c) 중립위치(NM)와 좌우 스티어링 위치(NM),(RM)를 보유하고, 파일럿밸브(C3)에서의 출력유압을 받아서 중립위치(NM)로부터 좌우 스티어링 위치(LM),(RM) 중의 어느 한쪽으로 변환하여 제2유압원(D1)에서의 압력유를 출력하는 메인 스티어링 밸브(D2)와,

(d) 메인 스티어링 밸브(D2)에서의 압력유를 받아서 작동하는 유압 액츄에이터(A2)를 보유하고, 유압 액츄에이터(A2)의 작동에 의해 실제 스티어링각(θfb)을 얻는 자주(自走)차량에 탑재되는 유압식 스티어링 장치에 있어서,

(e) 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아 작동하는 제1슬리브(C33)와, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(Np) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(Np)측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과, 제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B1)과, 제2슬리브(C32)의 실제 스티어링각(θfb)을 검출하는 실제 스티어링각 검출수단(B2)을 보유하는 파일럿밸브(C3)와,

(f) 목표 스티어링각 검출수단(B1)으로부터 목표 스티어링각(θin)을, 실제 스티어링각 검출수단(B2)으로부터 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 이들의 편차각(△θ)을 연산하여, 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 출력하는 여자전류 출력수단(B)과,

(g) 여자전류 출력수단(B)으로부터 여자전류(I)를 받아서 파일럿밸브(C3)로부터 메인 스티어링 밸브(D2)로의 압력유를 변경 가능하게 이루어진 전자식 가변감압밸브(C2)를 보유하고, 실제 스티어링각(θfb)을 목표 스티어링각(θin)에 추종하여 얻는 구성을 특징으로 하고 있다.

상기한 제1구성에 의하면, 파일럿밸브(C3)는, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)가 제1스프링(C35)에 의해 중립위치(Np)측으로 힘을 가하게 되어 있다. 또한, 제1슬리브(C33)는 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 작동하며, 한편, 제2슬리브(C32)는 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동한다. 그리고, 스티어링시에는, 목표 스티어링각(θin)이 먼저 발생하고, 이것에 실제 스티어링각(θfb)이 추종한다. 단, 중립위치에서는「θin＝θfb」로 되어 이들의 편차각△θ(＝θin－θfb)은 제로(△θ＝0)로 된다. 그런데 스티어링시에는, 상기한 바와 같이, 목표 스티어링각(θin)이 먼저 발생하고, 이것에 실제 스티어링각(θfb)이 추종한다. 따라서, 편차각△θ(＝θin－θfb≒0)이 발생한다. 그리고, 편차각(△θ)의 최대치는 제1스프링(C35)의 휘는 각을 초과하는 일이 없다(예컨대 10∼20도의 미소한 각이다). 즉, 목표 스티어링각 입력수단(A3)이 핸들식이던지, 조이스틱레버방식이던지, 스티어링시에 편차각(△θ)을 유지 계속하도록 회전조작 또는 기울임 조작을 계속하면, 회전 조작각(θin) 또는 기울임 조작각(θin)에 대응한 실제 스티어링각(θfb)이 얻어진다. 스티어링 정지는, 회전조작 또는 기울임 조작을 정지함으로써(즉, 회전 조작각(θin) 또는 기울임 조작각(θin)을 어느 일정 값으로 고정함으로써), 제1스프링(C35)의 가하는 힘에 의해 중립위치(Np)측으로 점차 복귀한다. 따라서 목표 스티어링각 입력수단(A3)이 조이스틱레버방식으로 되어 있더라도, 또 가령 조타륜이 보이지 않아도, 오퍼레이터는 스티어링각(θfb)을 조이스틱레버(A3)의 리스트각(즉, 기울임 조작각(θin))이나 눈으로 살펴 체감하면서, 스티어링 할 수 있다. 즉, 작은 기울임 조작각 방식이면서도, 핸들이나 조이스틱레버에서도 채용할 수 있고, 게다가 대회전각 조작인 핸들방식보다도 오히려 보다 적절한 스티어링 감각이 얻어진다. 물론, 좌우 스티어링을 재빨리, 또한 크게 변환하는 것을 요구하는 휠로더나, 큰 스티어링각을 요구하는 포크리프트에 적절하게 채용할 수 있다.

덧붙여서, 상기한 제1구성에 의하면, 여자전류 출력수단(B)이 편차각(△θ)을 연산하고, 또한 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 전자식 가변감압밸브(C2)로 출력한다. 전자식 가변감압밸브(C2)는 여자전류(I)에 의해 파일럿밸브(C3)의 출력유압을 변경한다. 즉, 잘 알려진 바와 같이, 유압이 높을수록 유량이 많아진다. 이런 점에서 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 여러 가지로 준비하여 둠으로써(예컨대 편차각(△θ) 자체의 대소나 편차각(△θ)의 변화 비율f'(△θ) 등으로 파악하는 것에 의해), 스티어링 개시할 때 및 정지할 때에 유압을 작게 하거나, 또한 유압의 변화를 작게 함으로써, 종래의 조이스틱레버방식에서 보여진 쇼크발생을 저지할 수 있다.

제2로, 상기한 제1구성에 있어서,

(a) 차속(車速)(V)을 검출하는 차속검출수단(B3)과,

(b) 목표 스티어링각 검출수단(B1)으로부터 목표 스티어링각(θin)을, 실제 스티어링각 검출수단(B2)으로부터 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 이들의 편차각(△θ)을 연산하고, 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 생성하는 동시에,

차속검출수단(B3)으로부터 차속(V)을 받아, 차속(V)이 고차속(VH)인 때는 여자전류(I)의 최대치를 작게 하고, 한편, 차속(V)이 저차속(VL)인 때는 여자전류(I)의 최대치를 크게 하여 출력하는 여자전류 출력수단(B)을 보유하는 것을 특징으로 하고 있다.

상기한 제2구성은, 상기한 제1구성에서의 여자전류(I)의 제어 구현화의 예이기도 하다. 즉, 제2구성에 의하면, 여자전류 출력수단(B)은, 자주차량이 고차속(VH)인 때에 여자전류(I)의 최대치를 작게 하고, 한편, 차속(V)이 저차속(VL)인 때 여자전류(I)의 최대치를 크게 하여 출력한다. 따라서, 고차속시의 스티어링을 미묘하게 제어할 수 있고, 그것에 의해 고속주행시의 스티어링을 안정적으로 행하게 하여 안전주행에 기여할 수 있다.

제3으로, 상기한 제1 또는 제2구성에 있어서, 전자식 가변감압밸브(C2)는, 최저압(Pmin)이 보상된 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)인 것을 특징으로 하고 있다.

상기한 제3구성에 의하면, 전자식 가변감압밸브(C2)는 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)이다. 이와 같이 구성하면, 상기한 제1 또는 제2구성에 있어서 파일럿밸브(C3)에 대한 공급유압을 여자전류(I)로 가변화 한다고 하여도, 그 기준유압이 최저압(Pmin)으로 된다. 따라서 제1구성에서, 최저압(Pmin)에 의해 스티어링 개시할 때의 쇼크발생을 억제할 수 있다. 제2구성에서, 여자전류(I)에 의한 유압의 가변화를 최저압(Pmin)으로부터 연속하여 일으킬 수 있다. 따라서, 순조롭고, 또한 재빠른 응답성이 얻어진다. 제3으로, 기준유압인 최저압(Pmin)에 있어서의 스티어링 제어가 주행시에 필요충분한 제어성을 부여하므로, 가령 전기계통에 고장이 발생하여도 최저압(Pmin)에 기초한 스티어링을 확보할 수 있다(즉, 최저압(Pmin)이 풀세이프 기능을 지니고 있다).

제4로, 상기한 제1, 제2 또는 제3구성에 있어서, 파일럿밸브(C3)는,

(a) 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 작동하는 제1슬리브(C33)와, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(Np) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(Np)측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과, 제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B1)과, 제2슬리브(C32)의 실제 스티어링각(θfb)을 검출하는 실제 스티어링각 검출수단(B2)을 보유하는 동시에,

(b) 자주차량과 제2슬리브(C32)의 사이에 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco) 보다도 강한 초기탄성력(FLo)으로 가설되어, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 제2슬리브(C32)에 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하는 것을 특징으로 하고 있다.

상기한 제4구성에 의하면, 다음과 같은 효과를 나타낸다. 긴급시에, 오퍼레이터는 제1스프링(C35)의 스프링정수가 다소 크더라도, 보다 큰 조작력(Fin)으로 목표 스티어링각 입력수단(A3)을 더욱 크게 조작하려고 한다. 이때, 제1스프링(C35)이 구부러지고, 목표 스티어링각 입력수단(A3)의 조작력(Fin)을 자주차량에 직접 전파하려고 한다. 그런데, 제4구성에서는, 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 강한 초기탄성력(FLo)으로 자주차량과 제2슬리브(C32) 사이에 가설되고, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 제2슬리브(C32)에 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하고 있다. 따라서 오퍼레이터는, 제1스프링(C35)이 구부러진 후, 큰 조작력(Fin)이 제2스프링(C39)으로 완충되므로, 과대한 조작력(Fin)이 발생된 것을 체감할 수 있고, 조작력(Fin)을 적정화 할 수 있다. 또한, 과대한 조작력(Fin)에 의한 제1스프링(C35) 등의 파손도 저지할 수 있다. 또 제2스프링(39)을 실제 스티어링각 검출수단(B2)과 제2슬리브(C32) 사이에 설치함으로써 여자전류 출력수단(B)에서 오퍼레이터의 과대조작력(Fin)을 인식 가능하게 되고, 여자전류(I)의 출력치를 임의로 제어할 수 있도록 하게도 된다.

한편, 유압밸브는,

(a) 제1회전각(θin)을 받아서 작동하는 제1슬리브(C33)와,

(b) 제2회전각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와,

(c) 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(Np) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(Np)측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과,

(d) 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 강한 초기탄성력(FLo)을 보유하여 제2회전각(θfb)을 제2슬리브(C32)로 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하는 것을 특징으로 하고 있다.

상기한 유압밸브는, 상기한 제4구성에서의 파일럿밸브(C3)의 주요부이다.

그것은, 상기한 제4구성에서의 작용효과의 근간임에도 불구하고, 극히 간단한 구조이다. 게다가, 자주차량으로 한정되는 일이 없고, 각종 유압회전기구에 채용되어, 그 소정 회전각의 위치결정부재로 할 수 있다.

도 1은 실시예의 전체회로도이다.

도 2는 로터리식 파일럿밸브의 단면도이다.

도 3은 제1, 제2스프링의 설치 및 작동도이고, 도 3a는 중립상태, 도 3b는 좌우 스티어링 상태를 나타내는 도면이다.

도 4는 제1, 제2스프링의 탄성력특성도이다.

도 5는 차속을 파라미터로 하는 편차각마다의 스티어링용 유압실린더로의 유량특성도이다.

도 6은 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브의 다른 예의 회로도이다.

- 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명-

A2 : 유압 액츄에이터(스티어링용 유압실린더)

A3 : 목표 스티어링각 입력수단(조이스틱레버)

B : 여자전류 출력수단(제어기)

B1 : 목표 스티어링각 검출수단(제1회전각검출기)

B2 : 실제 스티어링각 검출수단(제2회전각검출기)

B3 : 차속검출수단(차속검출기)

C1 : 제1유압원

C2 : 전자식 가변감압밸브(최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브)

C3 : 파일럿밸브(로터리식 파일럿밸브)

C32 : 제2슬리브(외측 슬리브)

C33 : 제1슬리브(내측 슬리브)

C35 : 제1스프링 C39 : 제2스프링

D1 : 제2유압원 D2 : 메인 스티어링 밸브

Fco, FLo : 초기탄성력 Np, NM : 중립위치

Lp, LM : 좌측 스티어링 위치 Rp, RM : 우측 스티어링 위치

Pmin : 최저압 V : 차속

VH : 고차속시 VL : 저차속시

θin : 목표 스티어링각, 제1회전각(기울임 조작각)

θfb : 실제 스티어링각, 제2회전각(스티어링각)

△θ : 편차각 I : 여자전류

실시예를 도 1 ∼ 도 6을 참조하여 설명한다. 도 1은 전체회로도이다. 실시예를 탑재하는 기계의 예는, 앞부분에 버킷을 기복 가능하게 보유하고, 또한 자주자재로 되어서 건설형장이나 광산에 있어서 버킷으로 떠올린 자갈, 토사, 광석 등을 덤프트럭 등에 적재하는 휠로더이다. 그리고 기계의 예는, 이와 같은 휠로더 중에서도, 차체(A)를 전후(AF),(AB)로 2분할되고, 이들이 세로축(A1)에 의해 핀으로 연결된 관절식(articulate) 휠로더로 하였다.

후측 차체(AB)는 운전석(도시하지 않음)을 보유하고, 전후 차체(AF),(AB) 사이에 스티어링용 유압실린더(A2)를 가설하고 있다. 운전실은 스티어링 조작용의 조이스틱레버(A3)를 보유한다. 조이스틱레버(A3)는, 중앙위치로부터 좌우로 기울임 조작이 자유롭게 되어, 그 최대 기울임 조작각은 좌우로 각각 손목의 회전각으로 되어 있다. 그리고 조이스틱레버(A3) 측과 앞측 차체(AF)와의 사이에는, 차체(AF, AB) 사이의 관절각(θfb)(즉, 스티어링각(θfb))을 조이스틱레버(A3)에 피드백 가능하게 하는 링크(A4)가 가설되어 있다. 그리고, 기계 예는 스티어링용의 스티어링 유압회로, 제1, 제2회전각검출기(B1),(B2), 차속검출기(B3) 및 마이컴 등으로 이루어지는 제어기(B)를 보유한다.

스티어링 유압회로는, 파일럿유압원(C1), 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2) 및 로터리식 파일럿밸브(C3)를 보유하는 파일럿유압회로와, 메인유압원(D1), 메인 스티어링 밸브(D2) 및 상기한 스티어링용 유압실린더(A2)를 보유하는 주(主)유압회로로 구성된다.

파일럿유압원(C1)은, 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)에 대하여 이 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)의 최대출력 유압보다도 더욱 높은 압력유를 공급 가능하게 되고, 예컨대 파일럿용 유압펌프나 릴리프밸브 등으로 구성된다.

최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)는, 파일럿유압원(C1)에서의 압력유를 최저압으로 보상하면서 조정 가능하게 감압하고, 그 조정유압을 로터리식 파일럿밸브(C3)로 공급한다. 본 실시예에서는, 최저압(Pmin)을 보상하는 제1감압밸브(C21)와, 최저압(Pmin)보다도 높은 유압(P1)(P1＞Pmin, 또한 유압(P1)은 당연히 파일럿유압원(C1)의 유압보다도 저압이다)을 조정 가능하게 감압하고 로터리식 파일럿밸브(C3)에 공급하는 제2가변감압밸브(C22)를, 파일럿유압원(C1)과 로터리식 파일럿밸브(C3) 사이에 병렬 접속한 것이다. 여기서 제2가변감압밸브(C22)는 감압설정용 스프링의 가하는 힘을 전자력에 의해 변경이 자유롭게 이루어진 전자식 감압밸브이다. 제2가변감압밸브(C22)로의 여자전류(I)는 제어기(B)로부터 받는다.

로터리식 파일럿밸브(C3)는, 펌프포트(PP1), 드레인포트(PD1) 및 좌우 출력포트(PL1),(PR1)를, 중립위치(Np), 좌측 스티어링 위치(Lp) 및 우측 스티어링 위치(Rp)의 각각에 보유하는 4포트 3위치 방향변환밸브이다. 또한, 중립위치(Np)는 4포트를 서로 연통시킨 플로트식으로 되어 있다. 상세하게는 도 2를 참조하여 설명한다.

도 2는 로터리식 파일럿밸브(C3)의 단면도이다. 밸브보디(C31)는 외측 슬리브(C32)를 안으로 끼우고, 외측 슬리브(C32)는 내측 슬리브(C33)를 안으로 끼운다.

내측 슬리브(C33)의 도시한 좌측은 투입(input)샤프트(C34)이다. 투입샤프트(C34)의 도시한 좌단은 조이스틱레버(A3)에 감속기구 없이 연결되어 있다. 따라서, 오퍼레이터가 조이스틱레버(A3)를 우측으로 기울임 조작각(θin)만큼 기울임 조작하면, 내측 슬리브(C33)도 기울임 조작각(θin)과 동일한 각(θin)만큼 우회전한다. 또 내측 슬리브(C33)는 도시한 좌단에 직경방향의 4각형 구멍(지면에 수직방향이고 도시하지 않음)을 보유하고, 한편, 외측 슬리브(C32)는 도시한 좌단에 직경방향의 대향벽의 각각에 4각형 홈(지면과 수직방향이고 도시하지 않음)을 보유한다. 그리고, 양측 슬리브(C32),(C33)는 이들 4각형 구멍 및 4각형 홈에 제1스프링(C35)을 관통시킴으로써 연결되어 있다.

즉, 제1스프링(C35)은, 도 3(a)에 도시하듯이, 복수 장의 볼록형 판스프링을 같은 수의 장씩 중합시켜, 또한 X형으로 중합시킨 것이고, 같은 도 3(a)에 도시하듯이, 내측 슬리브(C33)의 4각형 구멍을 관통하여 양단이 외측 슬리브(C32)의 양쪽 4각형 홈에 각각 관입(貫入)되어 있다. 결국 양측 슬리브(C32),(C33)는, 상기와 같이, 제1스프링(C35)에 의해 연결된다.

더욱이, 양측 슬리브(C32),(C33) 각각의 직경방향의 대향벽 각각에는 다른 구멍이 설치되어 있다. 그리고, 1개의 핀(C36)이 이들 4개의 다른 구멍을 관통하고 있다. 외측 슬리브(C32)의 다른 구멍의 내경은 핀(C36)의 외경과 대략 동일한 직경으로 되어 있지만, 내측 슬리브(C33)의 다른 구멍의 내경은 핀(C36)의 외경보다도 큰 직경으로 되어 있다. 그리고, 핀(C36)의 중앙부가 제2피드백샤프트(C37)의 도시한 좌단면에 설치된 홈에 관입하여 있다. 즉 외측 슬리브(C32)는 핀(C36)에 의해 제2피드백샤프트(C37)에 일체화되어 있다.

제2피드백샤프트(C37)의 도시한 우단은, 제1피드백샤프트(C38)의 도시 좌단에 형성된 슬리브(C381)내에 관입하여 있다. 그리고 제2피드백샤프트(C37)의 도시우단으로 설치된 직경방향의 4각형 구멍(지면과 수직방향이고 도시하지 않음)과, 슬리브(C381)의 밑부분에서 직경방향의 대향벽에 각각 설치된 4각형 구멍(지면과 수직방향이고 도시하지 않음)을, 상기한 제1스프링(C35)과 동일한 요령으로 제2스프링(C39)이 관입하여 있다. 즉, 외측 슬리브(C32)와 제1피드백샤프트(C38)는 핀(C36), 제2피드백샤프트(C37) 및 제2스프링(C39)을 통해 연결되어 있다. 또한, 도 4에 도시하듯이, 제2스프링(C39)의 초기탄성력(FLo)은 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 크게 설정되어 있다.

제1피드백샤프트(C38)의 도시 우단은 전기한 링크(A4)에 감속기구 없이 직결되어 있다. 따라서, 차체(A)가 가령 우측으로 스티어링각(θfb) 만큼 스티어링 되면(단, 스티어링 힘(θfb)과 조이스틱레버(A3)로의 기울임 조작력(Fin)의 편차각(△F)(＝Fin－Ffb)이 제2스프링(C39)의 초기탄성력(FLo)이하인 때), 외측 슬리브(C32)는 스티어링각(θfb)과 동일한 각(θfb)만큼 우회전한다. 이하, 설명을 도 1로 되돌린다.

메인 유압원(D1)은, 메인 스티어링 밸브(D2)에 대하여 작동유를 공급 가능하게 되고, 예컨대 메인 유압펌프나 릴리프밸브 등으로 구성된다.

메인 스티어링 밸브(D2)는, 펌프포트(PP2), 드레인포트(PD2), 좌우 출력포트(PL2),(PR2) 및 파일럿유압연통포트(P1),(P2)를, 중심위치(NM), 좌측 스티어링 위(LM) 및 우측 스티어링 위치(RM) 각각에 보유하는 6포트 3위치 방향제어밸브이다. 또한, 파일럿유압연통포트(P1),(P2)는, 각 위치(NM),(LM),(RM)에 있어서, 도시하는 바와 같이, 그 메인 스티어링 밸브(D2)의 작동시에 개구면적이 변화하는 가변교축을 보유하여 서로 연통한다. 그리고, 메인 스티어링 밸브(D2)의 도시 좌단은 로터리식 파일럿밸브(C3)의 좌측 출력포트(PL1)에 접속되는 한편, 도시 우단은 로터리식 파일럿밸브(C3)의 우측 출력포트(PR1)에 접속되어, 로터리식 파일럿밸브(C3)의 좌우 출력포트(PL1),(PR1)로부터 파일럿유압(Pa),(Pb)을 받아 변환 가능하게 되어 있다. 또한, 메인 스티어링 밸브(D2)는 스풀의 이동량에 따라 그 메인 스티어링 밸브(D2) 자체의 개구면적이 변화되고, 스티어링용 유압실린더(A2)로의 유량(Q)이 증감한다. 또 스풀의 이동량에 따라서 각 위치(NM),(LM),(RM)의 가변교축의 개구면적도 변화한다.

스티어링용 유압실린더(A2)는, 메인 스티어링 밸브(D2)의 좌우 출력포트(PL2),(PR2)로부터 압력유를 받아서 신축되고, 차체(A)를 분절(즉, 스티어링)시킨다.

제1회전각검출기(B1)는 투입샤프트(C34)의 회전각(θin)을, 제2회전각검출기(B2)는 제1피드백샤프트(C38)의 회전각(θfb)을, 차속검출기(B3)는 기계 예의 차속(V)을 검출 가능하게 설치되고, 각각의 검출정보(θin),(θfb),(V)는 제어기(B)에 입력된다.

제어기(B)는, 각 검출기(B1∼B3)로부터 검출정보(θin),(θfb),(V)를 받아, 편차각 △θ(＝θin－θfb) 및 그 변화의 비율 f'(△θ)를 연산한다. 또한, 제어기(B)는, 메인 스티어링 밸브(D2)가 도 5에 도시되는「차속(V)을 파라미터로 하는 편차각(△θ)마다의 유량(Q)」을 스티어링용 유압실린더(A2)에 공급하기 위한「차속(V)을 파라미터로 하는 편차각(△θ)마다의 여자전류(I)」를, 미리 실시한 측정 데이터를 근거로 관련 수나 매트릭스로 미리 기억하고 있다. 다음에 도 5를 설명한다.

도 5는 도시된 좌측에 좌측 스티어링을, 도시된 우측에 우측 스티어링을 도시하고 있다. 또한, 좌우 스티어링은 동일하므로, 이하, 우측 스티어링에 대하여 설명한다.

스티어링용 유압실린더(A2)로의 유량(Q)(세로축)과 편차각(△θ)의 관계를, 예컨대 저차속시, 중차속시, 고차속시의 3단계로, 또한 다단계로 분리한다, 본 실시예에서는, 도 5에 도시한대로, 저차속시(VL)와 고차속시(VH)의 2단계로 분리하고 있다. 그리고, 각 특성(VL),(VH)은 각각에 있어서, 같은 도 5에 도시한대로, 편차각(△θ)의 변화 비율 f'(△θ)가 양(f'(△θ)＞0)이고 (편차각(△θ)이 증가하는 방향이다. 즉, 스티어링의 기동측을 나타낸다), 또한 편차각(△θ)이 작을 때(0∼△θ1) 및 그후의 f'(△θ)가 0(f'(△θ)＝0)을 거쳐서 음(f'(△θ)＜0)으로 변화했을 때(편차각(△θ)이 감소하는 방향이다. 즉, 스티어링의 정지측을 나타낸다)로부터 소정의 범위(△θ2∼△θ3)에서 유량(Q)이 변화가 작아져 있다. 결국 기동측과 정지측에서의 유량(Q)의 게인에 이력현상(hysteresis)이 발생하고 있다. 그리고, 이와 같은 유량(Q)의 최대치는, 도 5에 도시한대로, 저차속(VL)이 고차속시(VH)보다도 크다. 즉, 제어기(B)는, 상기와 같은 이력현상을 가지는 특성(VL),(VH)이 얻어지도록 한「차속(V)을 파라미터로 하는 편차각(△θ)마다의 여자전류(I)」를 기억하여, 그 여자전류(I)를 출력 가능하도록 되어 있다.

이하에서, 상기한 실시예의 작용효과를 설명한다. 또한 설명을 용이하게 하기 위하여 조이스틱레버(A3)의 여유기울임 조작각은 0으로 한다.

(1) 조이스틱레버(A3)가 중앙위치일 때, 기울임 조작각(θin)도 스티어링각(θfb)도 함께 0(θin＝θfb＝0)이다. 즉, 제1스프링(C35)에 외력이 가해지지 않으므로, 양측 슬리브(C32),(C33)와 제1스프링(C35)의 위치관계는 도 3a의 상태이다. 따라서, 로터리식 파일럿밸브(C3)는 중립위치(Np)이다. 상세하게는, 제1스프링(C35)이 도 3a의 상태에서 양측 슬리브(C32),(C33)를 연결하고, 양측 슬리브(C32), (C33)의 각 통로가 연통하여 플로트 상태의 중립위치(Np)를 유지하고 있다. 여기서, 로터리식 파일럿밸브(C3)의 좌우 출력포트(PL1),(PR1)에서의 파일럿유압(Pa), (Pb)은 동일하므로(Pa＝Pb), 메인 스티어링 밸브(D2)도 또한 중립위치(NM)를 유지한다. 이때에 유의해야 할 것은, 좌우 출력포트(PL1),(PR1)로부터 파일럿유압연통포트(P1),(P2)에 걸쳐서, 제1감압밸브(C21)에 의해 보상된 최저압(Pmin)의 파일럿유가 충만하여 있는 점이다.

(2) 다음에 조이스틱레버(A3)에 우측으로 기울이는 조작력(Fin)을 가한다. 또한, 이때 메인 스티어링 밸브(D2)는 아직 중립위치(NM)이다. 따라서, 링크(A4)는 동작하지 않고(즉, 스티어링각 θfb＝0), 그 때문에 외측 슬리브(C32)는 고정상태이다. 다음에, 조작력(Fin)이 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)을 초과하면, 조이스틱레버(A3)가 중앙위치로부터 조작각(θin)만큼 기울고, 그것에 따라 내측 슬리브(C33)가 회전각(θin)만큼 회전한다. 즉, 제1스프링(C35)이 도 4의 스프링특성(S1)에 따라서 휘고, 도 3a의 중립위치(Np) 상태로부터 도 3b의 우측 스티어링 위치(Rp)상태로 이행하기 시작하고, 편차각 △θ(＝θin, θfb＝0)가 발생한다. 여기서, 조작력(fin)을 더욱 증가시켜 조이스틱레버(A3)를 더욱 기울이면, 도 4에 도시하듯이, 편차각(△θ)도 점차 증가하고, 점차 증가함에 따라 로터리식 파일럿밸브(C3)는 중립위치(Np)로부터 우측 스티어링 위치(Rp)로 더욱 이행한다. 즉, 펌프포트(PP1)와 우측 출력포트(PR1)가 연통하면서 개구를 확대하는 한편, 드레인포트(PD1)와 좌측 출력포트(PL1)가 연통하면서 개구를 확대해 간다. 이때, 제어기(B)는 연산치인 편차각(△θ)을 근거로, 차속(V)을 파라미터로 하는 여자전류(I)를 제2가변감압밸브(C22)에 부여한다. 여자전류(I)는, 차속검출기(B3)로부터의 차속(V)이 저차속이면 도 5의 특성(VL)(점선)의 기동측 특성(VL1)을, 고차속이면 도 5의 특성(VH)(실선)의 기동측 특성(VH1)을 얻게 되도록, 제어기(B)로 조정된다. 또한, 도 4에 있어서의 세로축(△F)은 조작력(Fin)과, 링크(A4)에서의 반력(Ffb)의 편차력이다. 즉, 스티어링각(θfb)이 발생하는 그 부분에, 조작력(Fin)을 경감하려고 하는 반력(Ffb)이 조작력(Fin)에 가해진다.

(3) 계속하여 오퍼레이터가 조이스틱레버(A3)의 기울임을 정지하면(즉, 기울임 조작각 θin＝일정), 유량(Q)에 의해 스티어링각(θfb)이 기울임 조작각(θin)으로 될 때까지 점차 증가하고, 그것까지의 양의 편차각(△θ)의 변화 비율 f'(△θ)＞0)가, 0(f'(△θ)＝0)을 거쳐서 음(f'(△θ)＜0)으로 된다. 그리고, 그 직후로부터 소정의 범위(△θ2∼△θ3) 사이의 유량(Q)의 변화를 작게, 그후 범위(△θ3∼θ)의 유량(Q)의 변화를 크게 하고 있다. 이 때도 제어기(B)는 연산치인 편차각(△θ)을 근거로, 차속(V)을 파라미터로 하는 여자전류(I)를 제2가변감압밸브(C22)에 부여한다. 여자전류(I)는, 차속검출기(B3)로부터의 차속(V)이 저차속일 때면 도 5의 특성(VL)의 정지측 특성(VL2)을, 고차속일 때(VH)면 도 5의 특성(VH)의 정지측특성(VH2)을 얻게 되도록, 제어기(B)로 조정된다.

상기한 실시예에 의하면, 다음과 같은 효과를 나타낸다.

(a) 로터리식 파일럿밸브(C3)가 중립위치인 때, 그 좌우 출력포트(PL1), (PR1)로부터 파일럿유압연통포트(P1),(P2)에 걸쳐서 제1감압밸브(C21)에 의해 보상된 최저압(Pmin)의 파일럿유가 충만하여 있다. 그 때문에, 기울임 조작개시로부터 실제 스티어링 개시까지의 응답성이 개선된다. 특히 오일의 점도가 높아지는 저온시나 극한시에서의 기계 예의 시동 당초의 스티어링 응답성이 좋아진다. 따라서, 예컨대 점도지수(V1)가 작은 오일에서도 채용할 수 있다. 또한, 최저압(Pmin)이 여자전류(I)에 의한 제2가변감압밸브(C22)에 의한 감압변화에 대해 원활하게 연속한다. 결국 급격한 파일럿압 변화를 억제할 수 있고, 따라서, 스티어링 개시할 때 및 종료시의 쇼크발생을 억제할 수 있다.

(b) 기동측 당초에서의 편차각(△θ)이 작을 때, 정지측 당초에서의 편차각(△θ)이 클 때, 유량(Q)의 변화를 작게 하였으므로 스티어링 기동시, 정지시의 쇼크를 저지할 수 있다.

(c) 상기한 기울임 조작각(θin)은, 종래의 조이스틱레버방식과 마찬가지로 한 번에 최대기울임 조작각까지 기울일 수 있는 기울임 조작각으로 오해되기 쉽지만, 그렇지는 않다. 즉, 상기한 기울임 조작각(θin)은, 편차각(△θ)과 스티어링각(θfb)의 가산치(θin＝△θ＋θfb)이고, 게다가 편차각(△θ)의 최대치가 제1스프링(C35)의 휘어지는 최대량으로 얻어지는 도 3b의 양측 슬리브(C32),(C33)의 최대 상대회전각이다. 다시 말해서, 기울임 조작각(θin)은 스티어링각(θfb)에 대응하는 값이다. 알기 쉽게 말하면, 예컨대 조이스틱레버(A3)를 30도까지 기울여 계속하면, 스티어링각(θfb)이 추종하여 최후에 30도(단, 상기한 실시예의 경우)에서 정지하고, 또한, 예컨대 조이스틱레버(A3)를 20도 기울여 계속하면, 스티어링각(θfb)이 추종하여 예컨대 20도(단, 상기한 실시예의 경우)에서 정지한다. 게다가 오퍼레이터는, 조이스틱레버(A3)의 리스트각(즉, 기울임 조작각 θin)이나 눈으로 살피는 것에 의해 스티어링각(θfb)을 체감하면서, 스티어링 할 수 있으므로, 작은 기울임 조작각 방식이면서도, 대회전각 조작방식인 핸들방식 보다도 더욱 적절한 스티어링 감각을 얻게 된다. 구체적으로는 좌우 스티어링을 재빨리, 또한 크게 변환하는 것이 요구되는 휠로더나, 큰 스티어링각이 요구되는 포크리프트에 적절하게 사용될 수 있다.

(d) 조이스틱레버(A3)를 어떤 기울임 조작각(θin)에서 정지하고, 그후, 링크(A4)에 의해 편차각(△θ)이 0으로 되면(△θ＝0, θin＝θfb), 로터리식 파일럿밸브(C3)도 메인 스티어링 밸브(D2)도 중립위치(Np, NM)로 복귀한다. 따라서 종래의 조이스틱레버방식과 같이, 조이스틱레버를 스티어링 할 때마다, 중앙위치로 되돌리는 2배 조작이 불필요하게 된다. 구체적으로는 좌우 스티어링을 재빨리 변환하는 것을 요구하는 휠로더에 적용할 수 있다.

(e) 통상의 조작은 본래보다 특히 긴급시는 빠른 스티어링 속도(즉 편차각(△θ)을 빠르게 0(θfb＝0)으로 하는 것)가 요청된다. 예컨대 긴급시에, 오퍼레이터는 제1스프링(C35)의 스프링정수가 다소 크더라도, 보다 큰 조작력(Fin)으로 조이스틱레버(A3)를 크게 기울이려고 한다. 이때, 도 5에 도시한대로, 편차각(△θ)이「△θ1∼△θ2」 및「△θ3∼0」의 영역에 있어서, 큰 유량(Q)을 확보하고 있다. 그 때문에 빠른 스티어링 속도가 얻어지고, 긴급시에 대처할 수 있다.

(f) 긴급시, 상기한 (e)에서 설명한 바와 같이, 오퍼레이터는 제1스프링(C35)의 스프링정수가 다소 크더라도, 보다 큰 조작력(Fin)에서 조이스틱레버(A3)를 더욱 크게 기울이려고 한다. 이때, 제1스프링(C35)이 구부러지고, 조이스틱레버(A3)의 기울임 조작력(Fin)이 링크(A4)에 직접 전파되려고 한다. 그런데 상기한 실시예는, 도 4에 도시하듯이, 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 큰 초기탄성력(FLo)의 제2스프링(C39)을 제1, 제2피드백샤프트(C38),(C37) 사이에 보유하고 있다. 따라서 오퍼레이터는, 제1스프링(C35)이 구부러진 후, 큰 조작력(Fin)이 제2스프링(C39)으로 완충되므로, 과대한 조작력(Fin)을 발생시킨 것을 체감할 수 있어, 조작력(Fin)을 자제할 수 있다. 또한, 제2스프링(C39)의 스프링특성은 도 4의 특성(S2)으로 나타낸다. 또한, 과대한 조작력(Fin)에 의해 제1스프링(C35) 등이 파손되는 일도 없다. 또, 상기한 실시예에서의 제어기(B)는, 제1스프링(C35)에 있어서의 편차각(△θ)에 의거하는 여자전류(I)를 생성하여 제2가변감압밸브(C22)에 입력했지만, 제2스프링(C39)의 휘어짐도 고려하며, 예컨대 이 제2스프링(C39)의 휘어지는 영역에서는 유량(Q)을 일정비율로 증가시키도록 하여, 차량의 안정성을 확보하여도 무관하다.

(g) 고차속시, 제어기(B)는 차속검출기(B3)로부터 차속(V)을 검출하고, 도 5에 도시되는 특성(VH)을 채용한다. 이 특성(VH)에서의 유량(Q)의 최대치는, 저차속시의 특성(VL)에서의 유량(Q)의 최대치보다도 작게 하고 있다. 따라서 고차속시의 스티어링을 보다 안정적으로 행하여, 안전주행에 기여할 수 있다.

(h) 로터리식 파일럿밸브(C3)는, 상기한 실시예 및 그 작용효과의 기본으로 되어 있다. 그런데, 이 로터리식 파일럿밸브(C3)는, 도 2의 시공품(試供品)에서 설명한 대로, 구조가 극히 간단하다. 따라서 제조가 용이하다. 게다가 기계 예에 한정되는 것은 아니고, 각종 유압회전기구에 채용하여, 그 소정 회전각의 위치결정부재로 할 수 있다.

다른 실시예를 항목 열거하여 기재한다.

(1) 상기한 실시예에서는, 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)를, 최저압(Pmin)을 보상하는 제1감압밸브(C21)와, 제2가변감압밸브(C22)로 구성했지만, 도 6에 도시하듯이, 제2가변감압밸브(C22)만으로 구성하여도 무관하다. 또한 이 경우에, 여자전류(I)가 O(I＝0)인 때에 있어서, 제2가변감압밸브(C22)는 최저압(Pmin)의 출력을 보상하는 초기탄성력을 보유한다.

(2) 상기한 실시예에서는, 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)를 제1유압원(C1)과 로터리식 파일럿밸브(C3) 사이에 설치했지만, 로터리식 파일럿밸브(C3)와 메인 스티어링 밸브(D2) 사이에 설치하여도 무관하다. 요컨대, 로터리식 파일럿밸브(C3)의 출력유압(Pa),(Pb)(즉, 메인 스티어링 밸브(D2)로의 입력파일럿유압)을 가변할 수 있으면 된다.

(3) 상기한 실시예에서의 제어기(B)는, 메인 스티어링 밸브(D2)가 도 5에 도시되는 「차속(V)을 파라미터로 하는 편차각(Δθ)마다의 유량(Q)」을 스티어링용 유압실린더(A2)에 공급하기 위한 「차속(V)을 파라미터로 하는 편차각(Δθ)마다의 여자전류(I)」를, 미리 실시한 측정 데이터를 근거로 관련 수나 매트릭스로 미리 기억하고 있다. 그런데 이것을 다음과 같이 구성하여도 무관하다. 즉 「차속(V)을 파라미터로 하기」위한 여자전류(I)의 게인 제어는, 상기한 실시예대로 한다. 그리고, 「편차각(Δθ)마다의 여자전류(I)」는 「편차각(Δθ)에 비례한 여자전류(I)」로 한다. 그 위에, 로터리식 파일럿밸브(C3)의 각 위치(Np),(Lp),(Rp)에 있어서의 개구부의 잘려나간(切缺) 형상, 메인 스티어링 밸브(D2)의 각 위치(MN),(LM), (RM)의 내부 유로에 있어서의 개구부의 잘려나간 형상 및 메인 스티어링 밸브(D2)의 파일럿유압연통포트(P1),(P2) 사이의 가변교축의 형상을 최적으로 선정하는 것만으로, 메인 스티어링 밸브(D2)가 도 5에 도시되는 「편착각(△θ)마다의 유량(Q)」을 스티어링용 유압실린더(A2)로 공급할 수 있도록 된다. 이 경우에, 제어기(B)는, 상기한 실시예와 같이, 측정데이터를 근거로 한 관련 수나 매트릭스를 미리 기억할 필요는 없다.

(4) 상기한 실시예에서의 로터리식 파일럿밸브(C3)는, 중립위치(Np)를 4포트를 서로 연통시킨 플로트식으로 하고, 상기한 효과 (a)를 얻었지만, 보통의 오픈센터식이나 클로즈드센터식이라도 무관하다. 이 경우에, 플로트식과 다르게 되며, 펌프포트(PP1)와, 좌우 출력포트(PL1),(PR1)가 중립위치(Np)에 있어서 차단되므로, 스티어링 기동측의 당초에 있어서 유압변화에 의한 쇼크가 발생한다. 단, 유압변화는 최저압(Pmin)에 의거하므로, 쇼크는 근소하다.

(5) 상기한 실시예에서는, 제어기(B)가 편차각(Δθ)을 연산하기 위하여, 제1, 제2회전각검출기(B1),(B2)를 설치했지만, 예컨대 토크검출기라도 무관하다. 이 경우에, 토크검출기는, 투입샤프트(C34) 또는 제1피드백샤프트(C38)의 토크를 검출하는 것이라면 좋고, 또 상기한 실시예와 같이 2개의 회전각검출기(B1),(B2)가 아니고 1개라도 좋다. 즉, 토크검출기의 검출치 자체가 편차각(Δθ)에 대응하는 편차토크(△T)로 된다. 그리고 편차각(Δθ)의 변화 비율 f'(△θ)는 편차토크(△T)의 변화 비율 f'(△T)로서 연산하면 된다. 따라서 이 경우에, 하기한 「특허청구범위」에 기재된 「제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B1)과, 제2슬리브(C32)의 실제 스티어링각(θfb)을 검출하는 실제 스티어링각 검출수단(B2)」는 1개의 토크검출기도 포함하는 것으로 한다.

(6) 상기한 실시예의 로터리식 파일럿밸브(C3)는, 도 2의 시공품에 의거하여, 핀(C36) 및 제2피드백샤프트(C37)를 설치했지만, 이들을 없애고, 외측 슬리브(C32)에 제2스프링(C39)을 통해 제1피드백샤프트(C38)를 연결하여도 좋다. 이와 같이 하여도, 상기한 실시예에서의 로터리식 파일럿밸브(C3)와 동일한 효과가 얻어진다.

(7) 상기한 실시예에서는 파일럿밸브를 로터리식 파일럿밸브(C3)로 했지만, 조이스틱레버(A3)의 기울임 조작각(θin) 및 스티어링각(θfb)을 링크기구를 해제하여 직선운동으로 변환하여, 이 직선운동을 입력하는 스트로크식 파일럿밸브로 해도 무관하다.

(8) 상기한 실시예의 로터리식 파일럿밸브(C3)는, 도 2의 시공품에 의거하여 설명했지만, 양측 슬리브(C32),(C33)를 다르게 읽어 구성하여도 무관하다. 이와 같이 해도, 상기한 실시예에서의 로터리식 파일럿밸브(C3)와 동일한 효과가 얻어진다.

(9) 상기한 실시예에서는 조이스틱레버(A3)를 사용했지만, 핸들이라도 무관하다. 요컨대, 파일럿밸브(C3)에 스티어리용 조작각을 입력할 수 있는 것이라면 무엇이라도 무관하다.

(10) 상기한 실시예를 탑재한 기계 예는 관절식 휠로더이지만, 지지봉이나 너클암을 보유하여 스티어링 되는 형식인 휠로더라도 무관하다. 물론, 휠로더에 한정될 필요는 없고, 스티어링 가능한 자주식 차량이라면 제한이 없다.

(11) 상기한 실시예는, 휠로더의 유압식 스티어링 장치로서 적용했지만, 차량뿐만 아니라 각종 유압회전기구에 있어서, 소정의 회전각으로 위치 결정되는 것이라면, 예컨대 공작기계 등이라도 무관하다. 이 경우에, 하기한 「특허청구범위」에 기재된 「자주차량」은 「유압회전기구」로 한다.

Claims

(a) 목표 스티어링각(θin)을 입력하는 목표 스티어링각 입력수단(A3)과,

(b) 중립위치(Np)와 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp)를 보유하고, 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 중립위치(Np)로부터 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp)의 어느 한쪽으로 변환하여 제1유압원(C1)에서의 압력유를 출력하는 파일럿밸브(C3)와,

(c) 중립위치(NM)와 좌우 스티어링 위치(NM),(RM)를 보유하고, 파일럿밸브(C3)에서의 출력유압을 받아서 중립위치(NM)로부터 좌우 스티어링 위치(LM),(RM) 중의 어느 한쪽으로 변환하여 제2유압원(D1)에서의 압력유를 출력하는 메인 스티어링 밸브(D2)와,

(d) 메인 스티어링 밸브(D2)에서의 압력유를 받아서 작동하는 유압 액츄에이터(A2)를 보유하고, 유압 액츄에이터(A2)의 작동에 의해 실제 스티어링각(θfb)을 얻는 자주(自走)차량에 탑재되는 유압식 스티어링 장치에 있어서,

(e) 목표 스티어링각 입력수단(A3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아 작동하는 제1슬리브(C33)와, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(Np) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(Np) 측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과, 제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B1)과, 제2슬리브(C32)의 실제 스티어링각(θfb)을 검출하는 실제 스티어링각 검출수단(B2)을 보유하는 파일럿밸브(C3)와,

(f) 목표 스티어링각 검출수단(B1)으로부터 목표 스티어링각(θin)을, 실제 스티어링각 검출수단(B2)으로부터 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 이들의 편차각(△θ)을 연산하여, 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 출력하는 여자전류 출력수단(B)과,

(g) 여자전류 출력수단(B)으로부터 여자전류(I)를 받아서 파일럿밸브(C3)로부터 메인 스티어링 밸브(D2)로의 압력유를 변경 가능하게 이루어진 전자식 가변감압밸브(C2)를 보유하고, 실제 스티어링각(θfb)을 목표 스티어링각(θin)에 추종하여 얻는 구성인 것을 특징으로 하는 유압식 스티어링 장치.
제1항에 있어서,

(a) 차속(V)을 검출하는 차속검출수단(B3)과

(b) 목표 스티어링각 검출수단(B1)으로부터 목표 스티어링각(θin)을, 실제 스티어링각 검출수단(B2)으로부터 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 이들의 편차각(△θ)을 연산하고, 편차각(△θ)에 따른 여자전류(I)를 생성하는 동시에,

차속검출수단(B3)으로부터 차속(V)을 받아서, 차속(V)이 고차속(VH)인 때는 여자전류(I)의 최대치를 작게 하는 한편, 차속(V)이 저차속(VL)인 때는 여자전류(I)의 최대치를 크게 하여 출력하는 여자전류 출력수단(B)을 보유하는 것을 특징으로 하는 유압식 스티어링 장치.
제1항 또는 제2항에 있어서, 전자식 가변감압밸브(C2)가, 최저압(Pmim)이 보상된 최저압 보상을 갖춘 가변감압밸브(C2)인 것을 특징으로 하는 유압식 스티어링 장치.
제1항 또는 제2항에 있어서, 파일럿밸브(C3)가,

(a) 목표 스티어링각 입력수단(3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 작동하는 제1슬리브(C33)와, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(NP) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(NP) 측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과, 제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B2)을 보유하는 동시에,

(b) 자주차량과 제2슬리브(C32)의 사이에 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 강한 초기탄성력(FLo)으로 가설되며, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 제2슬리브(C32)로 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하는 것을 특징으로 하는 유압식 스티어링 장치.
제3항에 있어서, 파일럿밸브(C3)가,

(a) 목표 스티어링각 입력수단(3)으로부터 목표 스티어링각(θin)을 받아서 작동하는 제1슬리브(C33)와, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와, 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(NP) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp) 중에서, 중립위치(NP) 측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과, 제1슬리브(C33)의 목표 스티어링각(θin)을 검출하는 목표 스티어링각 검출수단(B2)을 보유하는 동시에,

(b) 자주차량과 제2슬리브(C32)의 사이에 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 강한 초기탄성력(FLo)으로 가설되며, 자주차량의 실제 스티어링각(θfb)을 제2슬리브(C32)로 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하는 것을 특징으로 하는 유압식 스티어링 장치.
(a) 제1회전각(θin)을 받아서 작동하는 제1슬리브(C33)와,

(b) 제2회전각(θfb)을 받아서 작동하는 제2슬리브(C32)와,

(c) 제1, 제2슬리브(C33),(C32)의 상대위치로 결정된 중립위치(Np) 및 좌우 스티어링 위치(Lp),(Rp)중에서, 중립위치(Np) 측으로 제1, 제2슬리브(C33),(C32)에 힘을 가하는 제1스프링(C35)과,

(d) 제1스프링(C35)의 초기탄성력(Fco)보다도 강한 초기탄성력(FLo)을 보유하여 제2회전각(θfb)을 제2슬리브(C32)로 전달하는 제2스프링(C39)을 보유하는 것을 특징으로 하는 유압밸브.