JPH0618149U

JPH0618149U - 油圧制御弁

Info

Publication number: JPH0618149U
Application number: JP6366992U
Authority: JP
Inventors: 学高岡
Original assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Current assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Priority date: 1992-08-18
Filing date: 1992-08-18
Publication date: 1994-03-08

Abstract

(57)【要約】【目的】動力舵取装置における操舵補助力の増加特性
として望ましい２段折れ特性を損なうことなく、油圧制
御弁内部の絞り部での実質的な同時締切りを可能とし、
流動音及びキャビテーションの発生を抑制する。【構成】バルブボディー１側の油溝４における絞り部
６を臨む側縁に切欠き部７を、また、バルブスプール２
側の油溝５における絞り部６を臨む側縁に面取り部８を
夫々形成する。切欠き部７は、バルブボディー１の周面
と略平行をなす第１の部分7aと、第１の部分7a及びバル
ブボディー１の周面に略直角をなして交叉する第２の部
分7bとからなり、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て絞り部６の絞り面積を一定に保
つ作用をなす。面取り部８は、バルブスプール２の周面
及び油溝５の側壁の夫々に所定の交叉角を有して傾斜す
る直線状をなし、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絞り部６の絞り面積を一定に保
つ作用をなす。これら両者の相乗作用により２段折れ特
性を実現する。

Description

【考案の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】

本考案は、送油先への送給油圧を同軸上にて生じるバルブボディーとバルブスプールとの相対角変位に応じて制御する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、操舵補助力を発生する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、舵輪の回転を直接的に利用する回転式の油圧制御弁が一般的に用いられている。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、一方の連結端に一体的に形成したバルブスプールを、他方の連結端に係合された筒形のバルブボディーに同軸上での相対回転自在に内嵌してなり、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上には、各複数の油溝が等配されており、これらは前記トーションバーに捩れが生じない状態で周方向に千鳥配置され、前記油圧源及び排油先に夫々連通された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、送油先となる前記パワーシリンダの両シリンダ室に各別に連通された一対の送油室とを構成している。これらの各室は、夫々の油溝の側縁間に形成された絞り部を介して互いに相隣する室と連通させてあり、これらの絞り部の絞り面積がバルブボディーとバルブスプールとの間の前記相対角変位に応じて増減し、前述した給排制御に寄与するようになっている。

【０００５】即ち、バルブボディーとバルブスプールとの間に相対角変位が生じていない場合、油圧源から給油室に供給される油圧は、該給油室両側の絞り部（制御絞り）を経て両側の送油室に均等に振り分けられ、パワーシリンダに送給されることなく各送油室の他側の絞り部（還流絞り）を経て排油室に導入されて、該排油室内に一端を開口させた排油孔を経て油タンクに還流するのみであり、前記パワーシリンダは何らの力も発生しないが、舵輪に操舵トルクが加えられ、バルブボディーとバルブスプールとの間に相対角変位が生じている場合、給油室両側の制御絞りの絞り面積が、一方においては増加し、他方においては減少する結果、給油室への供給油圧は、一側（絞り面積が増した側）の制御絞りを経て一方の送油室に主として導入され、該送油室と他方の送油室との間、及びこれら夫々に連通させてある前記パワーシリンダの両シリンダ室間に圧力差が生じ、該パワーシリンダはこの圧力差に相当する油圧力を発生する。

【０００６】このとき生じる圧力差は、他側（絞り面積を減じた側）の制御絞りでの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油圧力（操舵補助力）は、舵輪の操作方向に対応する向きと、舵輪に加わる操舵トルクの大きさに対応する強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、前記パワーシリンダの動作に伴って他方のシリンダ室から押出される油は、前記油圧制御弁の他方の送油室に還流し、該送油室の一側にて絞り面積が増した還流絞りを経て相隣する排油室に導入され、該排油室に一端を開口させた排油孔を経て前記油タンクに排出される。

【０００７】さて、自動車の舵取りに要する力の大小は、車輪に作用する路面反力の大小に依存し、停止時及び低速走行時等、路面反力が大きい走行状態においては、舵取りに多大の力を要する一方、高速走行時等、路面反力が小さい走行状態においては、比較的小さい力にて舵取りを行い得る。このことから、動力舵取装置における望ましい操舵補助力の増加特性は、図７に示す如く、操舵トルクの増加に対する操舵補助力の増加程度が２段階に変化する特性、所謂２段折れ特性であると言われている。

【０００８】このような２段折れ特性が得られた場合、舵輪に加わる操舵トルクが小さく、所定値Ｔ₁に達するまでの間（一定域）においては、略一定の小なる操舵補助力が得られるのみであり、舵輪に適度の剛性が付与されて、高速走行時における直進安定性を高めることができる。また、舵輪に加わる操舵トルクが大きく所定値Ｔ₂に達した後（急増域）においては、操舵トルクの増大に応じて急激に増大する舵補助力が得られ、舵取りのための舵輪操作に要する力を可及的に低減することができる。更に、前記Ｔ₁とＴ₂との間（漸増域）においては、操舵トルクの増大に応じて比例的に漸増する操舵補助力が得られ、舵輪操作の程度に応じて比例的に増す抵抗が体感されて、自然な操舵感覚が得られることになる。

【０００９】動力舵取装置における操舵補助力は、パワーシリンダの両油室間に生じる圧力差に対応し、この圧力差は、油圧制御弁の絞り部における絞り面積の変化に応じて発生する。従って、前述した２段折れ特性を実現するためには、絞り部の絞り面積が、バルブボディーとバルブスプールとの間の相対角変位の増加に応じて所定の変化態様、即ち、前記相対角変位が所定の大きさに達するまでは略一定に維持され、その後急激に変化するという変化態様を示す必要がある。

【００１０】そこで従来から、絞り部を臨む前記油溝の側縁の角部に切欠き部を形成し、所望の絞り面積の変化状態を得て、動力舵取装置における２段折れ特性を実現しようとした油圧制御弁が従来から種々提案されている。これらの内、前述した変化態様を比較的忠実に実現できるものとして、例えば、図８に示す切欠き部を備えたものがある。

【００１１】図において４は、バルブボディー１に形成された油溝、５は、バルブスプール２に形成された油溝である。バルブボディー１及びバルブスプール２は、共に円筒形をなし、同軸上での相対回転自在に嵌合されているが、図８は、これらを直線上に展開した図となっている。図示の如く油溝４，５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場合、夫々の幅方向両側の等面積の絞り部６，６を介して相互に連通するように位置決めされている。

【００１２】前記絞り部６を臨むバルブボディー１側の油溝４の側縁には、前述した如き絞り面積の変化態様を実現する切欠き部40が形成されている。この切欠き部40は、図示の如く、油溝４の側壁に基端を発し、バルブボディー１の内周面に略平行をなして延設された第１の部分 40aと、該部分 40aの先端とバルブボディー１の内周面とを、夫々に交叉して連結する第２の部分 40bとを備えてなる。

【００１３】図９は、前記切欠き部40を有する絞り部６における絞り面積の変化状態の説明図である。バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位は、前記図８に示す中立位置と、図９（ｃ）に示す如く、第２の部分 40bとバルブボディー１の内周との交叉部にバルブスプール２側の前記油溝５の側縁が達した位置、所謂、締切り位置との間にて生じる。

【００１４】この間、絞り部６の絞り面積は、図９（ａ）に示す如く、前記油溝５の側縁がバルブボディー１側の油溝４の側縁に整合するまでは急減するが、その後、図９（ｂ）に示す如く、第１，第２の部分 40a,40bの交叉部近傍に前記油溝５の側縁が達するまでの間には、第１の部分 40aの深さ寸法ａに支配されるようになり、第１の部分 40aがバルブボディー１の外周面と略平行であることから、前記絞り面積は相対角変位の増大に拘わらず略一定に維持され、図７における操舵補助力の漸増域が得られる。

【００１５】更に大なる相対角変位が生じ、図９（ｃ）に示す締切り位置に至るまでの間には、絞り部６の絞り面積は、油溝５の側縁と第２の部分 40bとの間の周方向の隙間ｓに支配されるようになり、この隙間ｓは、相対角変位の増大に応じて急激な減少を示すことから、図７における操舵補助力の急増域が得られる。なお、前記急増域に適宜の傾斜を与え、舵輪操作に際しての急激な抵抗感の変化を緩和するために、バルブボディー１の内周と第２の部分 40bとの間には、45°前後の交叉角θ（図10参照）が確保されている。

【００１６】

【考案が解決しようとする課題】

さて、以上の如き形状を有する切欠き部40は、絞り部６を臨むバルブスプール２側の油溝５の側縁に形成してもよいが、実際には、加工上の制約により、バルブボディー１側の油溝４の側縁に形成されることが多い。即ち、バルブボディー１側の油溝４，４…の形成は、従来から、各油溝４，４…の形状に夫々対応する複数の刃を周方向に等配をなして備えたブローチをバルブボディー１の材料となる筒体の内側に貫入せしめるブローチ加工によって行われており、これらの油溝４，４…側での切欠き部40の形成は、対応する刃の角部に切欠き部40の形状に対応する突起を有するブローチを用いることにより、油溝４，４…の形成と同時になし得るのに対し、バルブスプール２側の油溝５，５…は、バルブスプール２の外周への溝加工により形成されるのが一般的であり、このような油溝５，５…の側縁に前述した形状をなす切欠き部40，40…を形成するためには、夫々の側縁での各別の溝加工が必要であり、多大の手間を要するためである。

【００１７】ところが、バルブボディー１の内周面は、バルブスプール２との嵌合のために高精度の仕上げ加工を必要とし、この仕上げ加工は、ブローチ加工による油溝４及び切欠き部40の形成後に行われることから、両加工時における芯ずれにより、バルブボディー１の内周面と切欠き部40の第２の部分 40bとの交叉線の位置が、周方向にずれる不都合が生じる。

【００１８】この様子を図10に示す。図示の油溝４の形成部位において、実線にて示す位置にあるべきバルブボディー１の内周面が、加工時に生じたαなる芯ずれにより、破線にて示す位置に変位した場合、バルブボディー１の内周面と切欠き部40の第２の部分 40bとの交叉線は、バルブボディー１及びバルブスプール２の周方向に、図中にβにて示す距離だけ変位することになる。

【００１９】更に、油溝４はバルブボディー１の内周に複数個等配してあり、図示の油溝４と半径方向に対向する位置にある油溝４においては、前記αなる大きさの芯ずれが半径方向逆向きに生じていることから、これら夫々における切欠き部40の第２の部分 40bとバルブボディー１の内周面との交叉線は、周方向に相対的に２βなる距離だけずれる。

【００２０】即ち、従来の油圧制御弁においては、バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位により一部の絞り部６に前述した締切り状態が得られたとき、他の絞り部６に前記芯ずれに伴う隙間が残存している虞がある、周方向に並ぶ複数の絞り部６，６…での同時締切りを達成することが困難であり、作動油の流れが一部の絞り部６に集中し、該絞り部６における油の通流に伴って耳障りな流動音が発生し、運転者に不快感を与えるのみならず、前記絞り部６前後での急激な減圧によりキャビテーションが発生し、一部の絞り部６のみが早期に損傷し、油圧制御弁の正常な動作が阻害される虞があった。

【００２１】本考案は斯かる事情に鑑みてなされたものであり、前述の如き形状の切欠き部の形成により得られる２段折れ特性を損なうことなく、各絞り部での実質的な同時締切りが可能となり、作動油の通流に伴う流動音及びキャビテーションの発生を抑制し得る油圧制御弁を提供することを目的とする。

【００２２】

【課題を解決するための手段】

本考案に係る油圧制御弁は、同軸上にて相対角変位する筒形のバルブボディーとバルブスプールとの嵌合周上に形成された各複数の油溝を千鳥配置し、油圧源に連なる給油室と、排油先に連なる排油室と、両室間にて送油先に連なる送油室とを並設してなり、これら各室を連通する絞り部の絞り面積を前記相対角変位に応じて増減させ、前記送油先への送給油圧を制御する油圧制御弁において、前記絞り部を臨むバルブボディー側の油溝の側縁に、前記相対角変位が所定の大きさに達するまでの間、前記絞り面積を略一定に保つ形状を有する切欠き部を備え、該切欠き部に対向するバルブスプール側の油溝の側縁に、周方向に所定の幅を有する面取り部を備えることを特徴とする。

【００２３】

【作用】

本考案においては、バルブボディー側の油溝の側縁には、絞り面積を一定に保つ作用をなす部分のみからなる切欠き部を設け、バルブボディーの内周と切欠き部との交叉線が周方向の位置ずれすることを防ぐと共に、前記切欠き部に対向するバルブスプール側の油溝の側縁に所定幅の面取り部を形成し、この面取り部により、前記第２の部分の作用、即ち、締切り前における絞り面積の急減作用を行わせ、切欠き部と面取り部との相乗作用により２段折れ特性を実現する。

【００２４】

【実施例】

以下本考案をその実施例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考案に係る油圧制御弁の横断面図である。

【００２５】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、互いに等しい所定の幅を有する８本の油溝４，４…が、周方向に等配をなして形成されている。また、バルブボディー１の内径と略等しい外径を有する厚肉の円筒形をなすバルブスプール２の外周面には、同様に、互いに等しい所定の幅を有する８本の油溝５，５…が、周方向に等配をなして形成されている。

【００２６】バルブスプール２は、同軸上での相対回転自在にバルブボディー１に内嵌してあり、両者は、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により相互に連結されている。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、前記トーションバー３に捩れが生じていない中立状態において、図示の如く周方向に千鳥配置され、夫々の両側の等幅の間隙を介して相隣するものと連通するように位置決めされている。

【００２７】以上の構成により、バルブボディー１側の油溝４，４…とバルブスプール２の外周面との間、及びバルブスプール２側の油溝５，５…とバルブボディー１の内周面との間に夫々形成された各８つの油室がバルブボディー１とバルブスプール２との嵌合周上に交互に並設されたことになり、これら各室を連通する前記間隙は、トーションバー３の捩れに伴って生じるバルブボディー１とバルブスプール２との間の相対角変位に応じて、その絞り面積を変化する絞り部６，６…として機能する。

【００２８】前記油溝５，５…外側の前記８つの油室の内、１つおきに位置する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。また、残りの４つの油室の内、半径方向に対向して位置する２つは、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 11a,11aを構成しており、残りの２つは、油圧ポンプＰ、油タンクＴ、及び後述するパワーシリンダＳのシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_Lのいずれにも接続されておらず、単に油の通路として機能する通油室 11b,11bを構成している。

【００２９】なお、このような通油室 11b,11bを備えた油圧制御弁は、内部流動音の低減を図るべく本願出願人により提案されたものであり、実開平２-26974号に開示されているが、本考案の適用は、これらの通油室 11b,11bを備えない一般的な油圧制御弁においても可能である。

【００３０】一方、前記油溝４，４…内側の前記８つの油室の内、周方向の同側から前記給油室10，10…の相隣する４つは、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、該シリンダ室Ｓ_Rへの送油室12，12…を構成しており、残りの４つの油室は、同じくパワーシリンダＳの他方のシリンダ室Ｓ_Lに連なる送油室13，13… を構成している。

【００３１】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前記各室を直線展開して示す説明図である。前述した構成により給油室10の一側には、送油室12（又は送油室13）を経て排油室 11aに至る油路が、また他側には、送油室13 （又は送油室12）を経て通油室 11bに至り、更に、該通油室 11bの他側に相隣する送油室12（又は送油室13）を経て他の給油室10に至る油路が、各室間を各別の絞り部６，６…により連通して形成される。

【００３２】各室両側の絞り部６，６は、夫々の形成位置の関係上、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互いに逆向きの開閉動作をなす。即ち、一方の送油室12（又は送油室13）と、給油室10、排油室 11a又は通油室 11bとの間の絞り部６の絞り面積が減少する場合、他方の送油室13（又は送油室12）における同種の絞り部６の絞り面積は増加する。

【００３３】さて本考案に係る油圧制御弁においては、通油室 11bと送油室12，13との間の絞り部６，６を臨むバルブボディー１側の油溝４の側縁に切欠き部７が、この切欠き部７に対向する油溝５の側縁に面取り部８が夫々形成してあり、残りの絞り部６，６…を臨むバルブスプール２側の油溝５の側縁に切欠き部９が形成してある。

【００３４】図３は、切欠き部７の拡大図である。図示の如く切欠き部７は、従来の油圧制御弁における切欠き部40と同様、油溝４の側壁に基端を発し、バルブボディー１の内周面に略平行をなして延設された第１の部分7aと、該部分7aの先端とバルブボディー１の内周面とを夫々に交叉して連結する第２の部分7bとを備えてなる。バルブボディー１の内周と第２の部分7bとの間の交叉角θは、従来の切欠き部40 とは異なり、直角に近い角度、具体的には、75°前後の角度としてある。

【００３５】以上の如き切欠き部７の形成は、従来と同様、ブローチ加工による油溝４，４ …の形成と同時に行われ、前述の如くこの後、バルブスプール２との嵌合のためにバルブボディー１の内周面に仕上げ加工が施される。従って、本考案に掛かる油圧制御弁においてもまた、図３に示す如く、両加工時に生じたαなる芯ずれにより、バルブボディー１の内周面と第２の部分7bとの交叉線に、周方向にβなる大きさの位置ずれが生じる。

【００３６】ところが、切欠き部７の第２の部分7bは、直角に近い交叉角θを有してバルブボディー１の内周に交叉しているから、前述した位置ずれ量βを極めて小さく保つことができる。このことは図３と図10との比較から明らかである。なお、前記位置ずれ量βの極小化のためには、前記交叉角θを直角（＝90°）とするのが望ましいが、実際の交叉角θは、加工上の制約により直角よりも小さい角度とせざるを得ず、前述した如く75°前後とする。

【００３７】一方、切欠き部７に対向して油溝５の側縁に形成された面取り部８は、周方向に所定の幅ｂを有し、油溝５の側壁とバルブスプール２の外周面とに夫々45°前後の角度をなして交叉する直線状の切欠きであり、また、切欠き部７を有しない絞り部６を臨む油溝５の側縁に形成された切欠き部９は、切欠き部７と面取り部８とを合わせた深さ及び周方向幅Ｂを有する直線状又は円弧状の切欠きであって、このような面取り部８及び切欠き部９は、バルブスプール２の外周に油溝５，５…を穿設した後、これらの両側の角部を研削することにより、周方向の幅寸法ｂ及びＢを精度良く管理しつつ容易に形成し得る。

【００３８】図１及び図２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。この場合、前記各室間の絞り部６，６…は相等しい絞り面積を有して図示の如く開放された状態にあり、油圧ポンプＰから給油室10に供給される圧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 11a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の中空部内に流れ込み、該中空部内にて合流して油タンクＴに還流する。

【００３９】従ってこのとき、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、油圧ポンプＰから油タンクＴに至る油路中に大なる通流抵抗を発する部分が存在しないから、前記油圧ポンプＰの駆動負荷は小さく保たれる。

【００４０】一方、バルブボディー１に対してバルブスプール２が、例えば、図１における時計回りに相対回転した場合、両者の相対角変位の増加に応じて、一方の送油室 12と給油室10との間の絞り部６、及び他方の送油室13と排油室 11aとの間の絞り部６の絞り面積が夫々増大し、給油室10と送油室13との間、及び送油室12と排油室 11aとの間の絞り部６，６の絞り面積が夫々減少する。更に、送油室12，13と通油室 11bとの間においては、排油室 11aの両側と同様に、送油室13側の絞り部６の絞り面積が増大し、送油室12側の絞り部６の絞り面積が減少する。

【００４１】このとき、給油室10への供給油の大部分は、絞り面積を増した側の絞り部６を経て送油室12内に導入され、残りの一部が絞り面積を減じた側の絞り部６を経て送油室13に漏れ出す。また一方、送油室12への導入油の一部は、これの他側において絞り面積を減じた絞り部６を経て、通油室 11b及び送油室13に漏れ出す。従って、送油室12の内圧は給油室５と略等圧に保たれるのに対し、送油室13の内圧は、該送油室13と給油室10との間、及び送油室12と通油室 11bとの間にて、夫々の絞り面積を減じた絞り部６の通油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間には、絞り面積を減じた絞り部６，６…での減圧量に相当する圧力差が生じ、パワーシリンダＳは、シリンダ室Ｓ_RからＳ_Lに向かう油圧力を発生する。

【００４２】パワーシリンダＳが発生する油圧力は、前記各絞り部６において生じる絞り面積の減少程度に依存し、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る一方、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加えられた力の大きさに対応する。従って、トーションバー３に舵輪（ステアリングホィール）に加わる操舵トルクを作用させた場合、パワーシリンダＳが発生する操舵補助力は、舵輪に加わる操舵トルクの方向及び大きさに対応することになる。

【００４３】なお、パワーシリンダＳの前述した動作に伴って、一方のシリンダ室Ｓ_L内の封入油が押し出されるが、この油は、前記シリンダ室Ｓ_Lに連通する送油室13に還流し、前記給油室10からの漏出し油と合流して、該送油室13の他側において絞り面積を増した状態にある絞り部６を経て前記排油室 11aに抵抗なく流入し、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。

【００４４】以上の如き動作中における絞り部６の絞り面積の変化状態を、図２と同様に直線展開して図４、図５及び図６に示す。なお、各図中の白抜矢符は、バルブボディー１に対するバルブスプール２の移動方向を示している。

【００４５】バルブボディー１とバルブスプール２との相対角変位は、図１及び図２に示す中立位置から、図４に示す第１中間位置、図５に示す第２中間位置を経て、図６に示す如く、送油室13と給油室10との間の絞り部６、及び給油室12と通油室 11b との間の絞り部６が閉止する位置（締切り位置）に至るまでの間にて生じる。そしてこの間、切欠き部９を備えた送油室13と給油室10との間の絞り部６の絞り面積は、相対角変位の増加に応じて略比例的に減少するのに対し、バルブボディー１側の切欠き部７とバルブスプール２側の面取り部８とを備えた給油室12と通油室 11bとの間の絞り部６の絞り面積は、前記相対角変位に応じて次の如き変化態様を示す。

【００４６】図４に示す第１中間位置は、バルブスプール２側の油溝５の側壁がバルブボディー１側の油溝４の側壁と周方向に略整合した位置であり、また、図５に示す第２中間位置は、バルブスプール２側の油溝５の側壁が、前記切欠き部７における第１の部分7aと第２の部分7bとの交叉線に整合した位置である。中立位置から第１中間位置に至るまでの間においては、絞り部６の絞り面積は急減するが、第１中間位置から第２中間位置に至るまでの間においては、絞り部６の絞り面積は、切欠き部７の第１の部分7aの深さ寸法ａに支配されるようになり、第１の部分7a がバルブボディー１の外周と略平行をなすことから、相対角変位の増大に拘わらず絞り面積が略一定に維持される。

【００４７】更に相対角変位が増し、第２中間位置を超えて締切り位置に達するまでの間においては、絞り部６の絞り面積は、切欠き部７の第２の部分7bとバルブボディー１の内周面との交叉線と、油溝５側縁の面取り部８とバルブスプール２の外周との交叉線との間の周方向の隙間ｓに支配されるようになり、相対角変位の増大に応じて急激な減少を示す。

【００４８】パワーシリンダＳの左右のシリンダ室Ｓ_R，Ｓ_L間の圧力差は、給油室12と通油室 11bとの間の絞り部６でのこのような絞り面積の減少と、送油室13と給油室 10との間の絞り部６での略比例的な絞り面積の減少とにより支配されるから、第１の中間位置と第２の中間位置との間では、操舵トルクの増大に対して小なる増加率を示し、図７における操舵補助力の漸増域が得られ、第２の中間位置と締切り位置との間では、給油室12と通油室 11bとの間の絞り部６での絞り面積の急減に応じて、大なる増加率を示すようになり、図７における操舵補助力の急増域が得られる。

【００４９】本考案に係る油圧制御弁においては、バルブボディー１側に形成される切欠き部７の第２の部分7bとバルブボディー１の内周とが略直角をなして交叉しており、この交叉線の周方向位置に切欠き部７及びバルブボディー１の内周面の加工時における芯ずれの影響が殆ど生じず、またバルブスプール２側の面取り部８及び切欠き部９は、夫々の周方向幅ｂ及びＢを精度良く管理して形成し得る。従って、バルブボディー１及びバルブスプール２の嵌合周上に図１に示す如く並設された全ての絞り部６，６…において、図６に示す如き締切り状態を略同時的に得ることができる。

【００５０】また、前記切欠き部７に対向するバルブスプール２側の油溝５の側縁に面取り部８が設けてあることから、締切り位置前の絞り面積に適度の変化率を付与でき、この間に得られる操舵補助力の急増域に所定の傾斜を確保して、舵輪操作に際しての急激な抵抗感の変化を緩和することが可能である。

【００５１】つまり本考案に係る油圧制御弁においては、絞り部６に臨ませて設けられた切欠き部７と面取り部８との相乗作用により、図７に示す如き２段折れ特性を達成できると共に、バルブスプール２側の面取り部８の作用により前記急増域での傾斜を確保できることから、切欠き部７の第２の部分7bをバルブボディー１の内周に略直角をなしてに交叉させることにより、両者の交叉線においてバルブボディー１の内周加工の影響により生じる位置ずれを未然に回避でき、複数か所の絞り部６，６…での同時締切りが達成されて、締切り前に一部の絞り部６に流れが集中することがなく、この集中に起因する流動音の発生及びキャビテーションの発生の虞を緩和できる。

【００５２】なお本実施例においては、バルブボディー１の油溝４，４…により、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に連通する送油室12，13を構成し、バルブスプール２側の油溝５，５…により、油圧ポンプＰと油タンクＴとに夫々連通する給油室10及び排油室 11a、並びに通油室 11bを構成したが、逆に、油溝４，４…により給油室10、排油室 11a及び通油室 11bを構成し、油溝５，５ …により送油室12，13を構成してもよい。

【００５３】また本実施例においては、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６，６…の内、一部の絞り部６，６…、具体的には通油室 11bの両側の絞り部６，６…にのみ切欠き部７及び面取り部８を設けたが、全ての絞り部６，６…に切欠き部７及び面取り部８を設けてもよい。

【００５４】更に本実施例においては、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について述べたが、本考案に係る油圧制御弁は、図７に示す如き油圧力の増加特性が要求される用途に適用し得ることは言うまでもない。

【００５５】

【考案の効果】

以上詳述した如く本考案に係る油圧制御弁においては、絞り部を臨むバルブボディー側の油溝の側縁に設けた切欠き部が、バルブボディーとバルブスプールとの相対角変位が所定の大きさに達するまでの間に絞り部の絞り面積を一定に保つ作用のみを行い、また、前記絞り部を臨むバルブスプール側の油溝の側縁に設けた面取り部が、締切り前に絞り面積を急減させる作用をなすから、望ましい特性である２段折れ特性を損なうことなく、面取り部の幅管理により各絞り部での実質的な同時締切りが可能となり、作動油の通流に伴って発生する耳障りな流動音を低減でき、またキャビテーションの発生を抑制して、一部の絞り部の損傷による特性変化を未然に防止できる等、本考案は優れた効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本考案に係る油圧制御弁の模式的横断面図であ
る。

【図２】本考案に係る油圧制御弁内部の油路を直線展開
して示す図である。

【図３】本考案に係る油圧制御弁における切欠き部の拡
大図である。

【図４】本考案に係る油圧制御弁の動作説明図である。

【図５】本考案に係る油圧制御弁の動作説明図である。

【図６】本考案に係る油圧制御弁の動作説明図である。

【図７】動力舵取装置における操舵補助力の望ましい増
加特性を示すグラフである。

【図８】従来の油圧制御弁における切欠き部の形成態様
を示す図である。

【図９】従来の油圧制御弁の動作説明図である。

【図１０】従来の油圧制御弁の問題点の説明図である。

【符号の説明】

１バルブボディー２バルブスプール４油溝５油溝６絞り部７切欠き部８面取り部 10 給油室 11 排油室 12 送油室 13 送油室 50 切欠き部Ｐ油圧ポンプＳパワーシリンダ

Claims

【実用新案登録請求の範囲】

【請求項１】同軸上にて相対角変位する筒形のバルブ
ボディーとバルブスプールとの嵌合周上に形成された各
複数の油溝を千鳥配置し、油圧源に連なる給油室と、排
油先に連なる排油室と、両室間にて送油先に連なる送油
室とを並設してなり、これら各室を連通する絞り部の絞
り面積を前記相対角変位に応じて増減させ、前記送油先
への送給油圧を制御する油圧制御弁において、前記絞り
部を臨むバルブボディー側の油溝の側縁に、前記相対角
変位が所定の大きさに達するまでの間、前記絞り面積を
略一定に保つ形状を有する切欠き部を備え、該切欠き部
に対向するバルブスプール側の油溝の側縁に、周方向に
所定の幅を有する面取り部を備えることを特徴とする油
圧制御弁。