JPH07277209A - 動力舵取装置の作動弁構造 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】通常走行中の操舵時のようにパワーシリンダへ
の供給油圧が小さいときにはテフロンリングの摺動抵抗
による拘束力を小さくして，実転舵の応答遅れを抑制防
止し、据切り時のようにパワーシリンダへの供給油圧が
大きいときにはテフロンリングへの供給油圧も大きくす
ることでその摺動抵抗による拘束力を大きくして，音振
の抑制防止効果を高める。 【構成】ロータ２の供給油溝４ａの隅部Ｃよりも溝幅内
側寄りの所定位相θ₃ を，ロータ２とバルブボディ３と
の相対位相量θ₂ に対するテフロンリング６への供給油
圧のアンダラップ分として、この所定位相θ₃ に相当す
る円弧長さＬ₃ だけ前記隅部Ｃより内側にテーパ溝部７
ａを形成し、このテーパ溝部７ａがバルブボディ３の油
溝５ａ（５ｂ）に開口する開口面から，オリフィス効果
を発現しながら油路７を通ってテフロンリング６に作動
油圧が供給される構成とした。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、所謂パワーステアリン
グ装置等の動力舵取装置に使用される流体圧制御のため
の作動弁構造に関するものであり、特に，操舵時に発生
するステアリングコラムシャフト系への音や振動等の入
力に対して制振効果を発揮するのに好適なものである。

【０００２】

【従来の技術】パワーシリンダ等の操舵力補助装置に供
給される流体圧で操舵補助力を得るパワーステアリング
装置等の動力舵取装置では、操舵角と実転舵角との偏差
に応じた操舵力（操舵トルク）を補うように前記操舵補
助力，つまり流体圧を制御しなければならない。この流
体圧を制御するための作動弁のうち，所謂ロータリバル
ブと称する流体圧制御弁は、例えば図４に示すように構
成されている。即ち、ステアリングコラムシャフト系の
ステアリングホイール側を操舵入力側，タイロッド等の
転舵軸側を操舵出力側と定義すれば、当該ステアリング
コラムシャフト系のうちの操舵入力側部材，即ち操舵入
力軸と操舵出力側部材，即ち操舵出力軸との間にトーシ
ョンバー１が介装されており、これによりステアリング
ホイールに与えられた操舵入力角θが操舵入力軸に入力
されると当該トーションバー１の捩じれ量（θ₂ ）だけ
小さな操舵出力角θ₁ が操舵出力軸に発生する。同図で
は操舵入力軸がスタブシャフト１０に相当し、操舵出力
軸が，ラックアンドピニオン機構のピニオンシャフト１
１に相当するのであるが、このスタブシャフト１０にト
ーションバー１の一端がピン２０等により連結され、ピ
ニオンシャフト１１とトーションバー１の他端とがスプ
ライン嵌合され、このうちスタブシャフト１０には，前
記トーションバー１と同軸で且つ当該トーションバー１
の外周に配設されるロータ２が一体的に連設されてお
り、またピニオンシャフト１１には，前記ロータ２と同
軸で且つ当該ロータ２に外嵌されるバルブボディ部材と
してのバルブボディ（スリーブ等とも称せられる）３が
ピン２１等により固着されている。そして、これらの部
材は，図示されないバルブハウジング内に液密に収納さ
れ、前記ロータ２はトーションバー１の捩じれ量に相当
する相対位相量θ₂ だけバルブボディ３の内側で相対位
相（相対的に回転することを意味する）する。このロー
タの相対位相量θ₂ ，即ちトーションバー１の捩じれ量
は操舵トルクと実転舵トルクとの偏差に依存し、必ずし
もリニアな関係ではないが，実転舵トルクはタイヤと路
面との転がり摩擦力（粘着力及び弾性力）に抗して転舵
輪を転舵する力であって，この転舵に必要な力は車速が
小さいほど及び／又は路面摩擦係数が大きいほど大きく
なり、操舵トルクは操舵角が大きいほど及び／又は操舵
角速度が大きいほど大きくなると考えられる。

【０００３】一方、前記ロータ２の外周面２ａ及びバル
ブボディ３の内周面３ａには，図４及び図５に示すよう
に前記流体圧源（ここでは作動油圧源）からの流体圧
（作動油圧であって，単に油圧とも記す）を，前記パワ
ーシリンダ等の操舵力補助装置に供給するための各種の
流体溝（ここでは油溝に相当する）が形成されている。
このうち、前記ロータ２の外周面２ａには、供給油溝４
ａと排出油溝４ｂとが交互に且つ等ピッチで形成されて
おり、このうち排出油溝４ｂは，当該溝底に形成された
油孔１２を介して，ロータ２の中央部に形成されたドレ
ーン孔１３に連通している。また、前記バルブボディ３
の内周面３ａには、左切り油溝５ａと右切り油溝５ｂと
が交互に且つ等ピッチで形成されており、このうち，左
切り油溝５ａは，図５ａに明示するように，パワーシリ
ンダ２２内でピストン２３により区画されている一方の
油室（同図では左方油室）２２ａに連通され、右切り油
溝５ｂは，同じく他方の油室（同図では右方油室）２２
ｂに連通されている。また、前記パワーシリンダ２２内
のピストン２３は，転舵軸（同図ではラックアンドピニ
オン機構によって操舵を行うので，ラック軸に相当す
る）２４に連結されており、このラック軸２４に連結さ
れたタイロッド２５が，ハブナックル等を介して転舵輪
である前左右輪３０ＦＬ，３０ＦＲに連結されている。
また、前記ロータ２の供給油溝４ａは，組立時，即ちス
テアリングホイールが中庸状態にあるときに、図５に示
す前記バルブボディ３の作動油供給孔３１に対向するよ
うにしてあり、この作動油供給孔３１には，油圧源であ
る油圧ポンプから作動油圧が供給されるようにしてあ
る。なお、この従来例では，前記ロータ２の供給油溝４
ａと排出油溝４１ｂとの間に形成されている外周面２ａ
の幅，即ちランド幅に相当するのであるが、このランド
幅は，前記バルブボディ３に形成されている左切り油溝
５ａ及び右切り油溝５ｂの溝幅より狭く形成されてい
る。そして、このロータ２のランドに相当する供給油溝
４ａと排出油溝４１ｂとの間の各外周面２ａは、組立
時，即ちステアリングホイールが中庸状態にあるとき
に、バルブボディ３の各油溝５ａ，５ｂの溝幅内に納ま
るようにしてある。

【０００４】このパワーステアリング装置の作用につい
て簡潔に説明すると、ステアリングホイールが中庸状態
にあるとき，即ち直進走行時には、図５ａに示すように
前記油圧源である油圧ポンプから前記作動油供給孔３１
を介して，前記バルブボディ３の内周面とロータ２の供
給油溝４ａとの間の油室に供給された作動油は、当該バ
ルブボディ３の左切り油溝５ａ及び右切り油溝５ｂの溝
幅と，ロータ２の供給油溝５ａ及び排出油溝５ｂ間の外
周面２ａのランド幅との隙間を通って，当該ロータ２の
排出油溝５ｂに至り、更に各排出油溝５ｂに形成されて
いる前記油孔１２を介してドレーン孔１３からリザーバ
タンク等に還元される。従って、この状態では，パワー
シリンダ２２の各油室２２ａ，２２ｂに作動油が流入す
ることはなく、また同時にピストン２３に作動油圧が作
用することもないから、ラック軸２４の移動力として発
現する操舵補助力も発生しない。この状態からステアリ
ングホイールを左切りして、図５ｂに示すようにロータ
２が，バルブボディ３に対して相対位相量θ₂ だけ左方
（反時計回り）に相対位相すると（実際にはバルブボデ
ィ３は前記ピニオンシャフト１１と同等の操舵出力角θ
₁ だけ左方に回転している）、前記ロータ２の供給油溝
４ａ及び排出油溝４ｂ間の外周面２ａがランドとしてバ
ルブボディ３の内周面３ａに密接し、結果的にバルブボ
ディ３の左切り油溝５ａと右切り油溝５ｂとの流路（こ
こでは油路である）が遮蔽されると共に、ロータ２の供
給油溝４ａとバルブボディ３の左切り油溝５ａとが連通
状態となり且つバルブボディ３の右切り油溝５ｂとロー
タ２の排出油溝４ｂとが連通状態となる。従って、前記
油圧源である油圧ポンプから前記作動油供給孔３１を介
して，前記バルブボディ３の内周面とロータ２の供給油
溝４ａとの間の油室に供給された作動油は、当該バルブ
ボディ３の左切り油溝５ａの溝幅とロータ２の供給油溝
５ａの溝幅との間に形成される隙間を通って，当該バル
ブボディ３の左切り油溝５ａからパワーシリンダ２２の
左方油室２２ａに供給され、その油圧がピストン２３を
同図の左方に押圧して当該ピストン２３及びラック軸２
４を左方に移動し、このピストン２３の移動により体積
が減少するパワーシリンダ２２の右方油室２２ｂ内の作
動油は前記バルブボディ３の右切り油溝５ｂから，当該
右切り油溝５ｂの溝幅とロータ２の排出油溝４ｂの溝幅
との隙間を通って，当該ロータ２の排出油溝５ｂに至
り、更に各排出油溝５ｂに形成されている前記油孔１２
を介してドレーン孔１３からリザーバタンク等に還元さ
れる。このとき、前記バルブボディ３の左切り油溝５ａ
の溝幅とロータ２の供給油溝５ａの溝幅との間に形成さ
れる隙間は，当該隙間を通過する作動油のオリフィスと
して作用するから、パワーシリンダ２２に供給されてピ
ストン２３を押圧する作動油圧（パワーシリンダ油圧）
Ｐ_S は，ロータ２のバルブボディ３に対する相対位相量
θ₂ の増加に応じて図５ｃのように増加すると考えられ
る。そして、このようにパワーシリンダ２２のピストン
２３に作用する作動油圧が，ラック軸２４を移動して転
舵輪である前左右輪３０ＦＬ，３０ＦＲを左切りするか
ら、このラック軸２４の移動力が操舵補助力として発現
し、その結果，図４のピニオンシャフト１１も次第に左
方に回転されて操舵出力角θ₁ が増大し、結果的にロー
タ２のバルブボディ３に対する相対位相角θ₂ も小さく
なり、これに伴って減少する前記パワーシリンダ油圧Ｐ
_S と共に操舵補助力も小さくなるが、実質的には転舵輪
に対して発生する，サスペンションジオメトリ等から決
まるセルフアライニングトルク等により、前記ロータ２
のバルブボディ３に対する相対位相角θ₂ は零とはなら
ないはずであるから，少なくとも操舵力が付与されてい
る間は操舵補助力が発生し続けることになろう。なお、
ステアリングホイールを右切りしたときの操舵補助力発
生過程については，前記左切り時と左右の記載が異なる
だけで、同等であると考えてよい。また、前述のように
ロータの相対位相量θ₂ ，即ちトーションバー１の捩じ
れ量は操舵トルクと実転舵トルクとの偏差に依存するか
ら、通常の走行時における操舵時には，相対位相量θ₂
が比較的小さいことからパワーシリンダ油圧Ｐ_S も比較
的小さくなって操舵補助力も小さく、所謂据切り時に
は，相対位相量θ₂ が大きいことからパワーシリンダ油
圧Ｐ_S も大きくなって操舵補助力も大きくなろう。

【０００５】さて、このような動力舵取装置の作動弁構
造に関して，例えば実開昭６１−８７７６号公報や実開
昭６４−５２９７８号公報に記載される提案がなされて
いる。このうち、前者に記載される動力舵取装置の作動
弁構造では、例えばシール部材の摺動抵抗を低減するた
めにテフロンリングを用いることが開示されている。ま
た、後者に記載される動力舵取装置の作動弁構造では、
ステアリングコラムシャフト系の前記入出力軸間に、何
れかの軸と共に回転するフランジと，このフランジに当
接するボールと，このボールをフランジ側に押圧するピ
ストンとを備え、このピストンには前記パワーシリンダ
油圧，即ち油圧反力が作用するようにして、前記ロータ
のバルブボディに対する相対位相量の増加に伴って，当
該油圧反力が大きくなるとボールとフランジとの当接力
が大きくなり、このような相対位相量が大きく発生する
状況下ではボールとフランジとの当接力の増大によっ
て，操舵補助力に対して拘束力が発揮されるようにして
スムーズな転舵が実現できるようにすることが開示され
ている。

【０００６】一方、前述のように油圧による動力舵取装
置にあっては，前記ロータとバルブボディとの相対位相
量が大きくなるほど操舵補助力も大きくなるのである
が、この相対位相量が大きくなる端的な事例は前述した
ステアリングホイールの据切り時であろう。このステア
リングホイールの据切り時について子細に考察すると、
一般にタイヤそのものが，その横方向への剛性を高めて
あることに加えて、車速が零である，即ち車輪が回転し
ていないから転がり摩擦力はほぼ静摩擦力（タイヤ粘着
力と考えれば理解し易い）に等しくなって大きい。従っ
て、この据切り時の車輪の転舵に必要な力，即ち実転舵
トルクは前述のように通常走行転舵時に比して非常に大
きく、当該路面が乾燥したアスファルト路面やコンクリ
ート路面等の，所謂高摩擦係数（以下，単にμとも記
す）路面である場合には、当該路面μの増加と共に，こ
の実転舵トルクが更に大きくなる。そこで、操舵トルク
と実転舵トルクとの偏差に応じて，前記ロータとバルブ
ボディの相対位相量が大きくなり、この偏差を補うため
に操舵補助力は大きくなるのであるが、この操舵補助
力，即ちパワーシリンダ２２の推力である油圧がタイヤ
の粘着力や横剛性に抗して車輪を転舵する際にチャタリ
ング等のヒステリシスが発生し、これが騒音や振動（こ
れらを総合して音振とも記す）としてステアリングコラ
ムシャフト系から，更にはステアリングホイールにまで
伝達される可能性がある。

【０００７】このような音振の抑制防止のためには、前
記実開昭６４−５２９７８号公報に記載される拘束力発
生手段が有効であろう。しかも、この拘束力発生手段
は，供給される油圧が大きいほど，即ち前記ロータとバ
ルブボディとの相対位相量が大きいほど拘束力が大きく
なるから、所謂制振効果が大きくなって前記据切り時に
スムーズな転舵が実行されると考えられる。しかしなが
ら、この拘束力発生手段は構造的にやや複雑で、作動弁
全体が大きくなるという問題がある。そこで、前記実開
昭６１−８７７６号公報にも鑑み，図４に示すようにロ
ータ２の外周にテフロンリング６を被嵌し、このテフロ
ンリング６の内周に流体路（ここでは油路に相当する）
Ａから作動油圧を付与して，当該テフロンリング６の外
周面６ａをバルブボディ３の内周面３ａに当接させるこ
とが実施されている。この油路Ａは前記ロータ２の外周
面２ａにあって，前記供給油溝４ａから直接的に連通さ
れる油溝で構成されており、前述のようにロータ２とバ
ルブボディ３との相対位相量θ₂ が大きくなるとパワー
シリンダ油圧Ｐ_S ，即ち前記供給油溝４ａ内の油圧が増
加することから、図５ｃに示すようにテフロンリング６
への供給油圧（テフロンリング油圧）Ｐ_T も同等に増加
すると考えてよい。そして、このように例えばテフロン
リング６の内周面にかかるテフロンリング油圧Ｐ_T が増
加すると、当該テフロンリング６が外側に押し広げられ
て，その外周面６ａとバルブボディ３の内周面３ａとの
当接力が大きくなるから、前述のように操舵補助力によ
ってロータ２とバルブボディ３とが相対位相すると，こ
のテフロンリング６とバルブボディ３との当接力が摺動
抵抗となって当該相対位相に対する拘束力が発現し、前
述のような据切り時の操舵補助力による音振を抑制防止
してスムーズ転舵が実現される。ここで、このテフロン
リング６を摺動抵抗部材とすれば、この摺動抵抗に相当
する摩擦力（テフロンリング摩擦力）Ｆ_T は，図５ｄに
示すようにロータとバルブボディとの相対位相量θ₂ の
増加に伴ってリニアに増加すると考えられる。

【０００８】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前述の
ようにテフロンリング摩擦力Ｆ_T がロータとバルブボデ
ィとの相対位相量θ₂ に対して，その増加直後からリニ
アに増加すると、確かに据切り時等には操舵補助力に対
して大きな摺動抵抗に伴う大きな拘束力が発現して音振
抑制効果が大きいのであるが、通常走行中の操舵時にも
或る程度の摺動抵抗に伴う拘束力が発生して操舵補助力
を拘束してしまうから、このような通常走行中の操舵時
の実転舵に応答遅れが発生する。

【０００９】本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発され
たものであり、通常走行中の操舵時にようにパワーシリ
ンダ等の操舵補助装置に供給される流体圧が小さいとき
にはテフロンリング等の摺動抵抗部材の摺動抵抗による
対操舵補助力拘束力を小さくして，実転舵の応答遅れを
抑制防止し、据切り時のように操舵補助装置に供給され
る流体圧が大きいときには摺動部材の摺動抵抗による対
操舵補助力拘束力を大きくして，音振の抑制防止効果を
高めることのできる動力舵取装置の作動弁構造を提供す
ることを目的とするものである。

【００１０】

【課題を解決するための手段】本発明の動力舵取装置の
作動弁構造は、ステアリングコラムシャフトの入出力軸
間に介装されたトーションバーの入出力軸間捩じり量に
応じて，バルブボディ部材に対して相対位相するロータ
と、前記ロータの相対位相量に応じた流体圧源からの流
体圧を操舵力補助装置に供給するために，ロータ及びバ
ルブボディ部材に形成された流体路と、前記ロータ及び
バルブボディ部材間で，供給される流体圧に応じて増大
する摺動抵抗を発現する摺動抵抗部材とを備えた動力舵
取装置の作動弁構造において、前記流体圧源から操舵力
補助装置への流体圧が供給され始めるロータの相対位相
量よりも大きな当該ロータの相対位相量で，前記摺動抵
抗部材への流体圧が増大し始める流体路を，前記ロータ
及びバルブボディ部材の少なくとも一方に形成したこと
を特徴とするものである。

【００１１】

【作用】本発明の動力舵取装置の作動弁構造では、前記
流体圧源からパワーシリンダ等の操舵力補助装置への流
体圧が供給され始めるロータの相対位相量よりも大きな
当該ロータの相対位相量で，前記テフロンリング等の摺
動抵抗部材への流体圧が増大し始めるように、例えばロ
ータがバルブボディ部材に対して相対位相を開始すると
まずバルブボディ部材に形成された流体路の流体圧が増
大してパワーシリンダ等の操舵力補助装置への流体圧が
増加し、然る後，更にロータの相対位相量が大きくなる
とこのバルブボディ部材の流体路の流体圧が，再びロー
タ側に形成された流体路を介して次第に増大するように
テフロンリング等の摺動抵抗部材に供給される構成とし
たため、通常走行中の小さな操舵角入力であって前記流
体圧がテフロンリング等の摺動抵抗部材に供給されるよ
りもロータの相対位相量が小さい領域では，パワーシリ
ンダ等の操舵力補助装置にのみ作動流体圧が供給されて
操舵補助力が発生し、このときテフロンリング等の摺動
抵抗部材は本来的なバルブボディ部材との摺動抵抗に伴
う摩擦力しか当該操舵補助力に抗する拘束力として発生
しないから実転舵の応答遅れは非常に小さく、通常走行
中の小さな操舵角入力であって前記流体圧がテフロンリ
ング等の摺動抵抗部材に供給され始める程度のロータの
相対位相量が小さい領域でも，パワーシリンダ等の操舵
力補助装置が発生する操舵補助力に対して，テフロンリ
ング等の摺動抵抗部材はバルブボディ部材との間の小さ
な摺動抵抗に伴う小さな摩擦力が拘束力として発生する
のみであるから実転舵の応答遅れは小さく、一方、据切
り時のようにロータの相対位相量が大きくなるとパワー
シリンダ等の操舵力補助装置が発生する操舵補助力も大
きくなるが、テフロンリング等の摺動抵抗部材に供給さ
れる作動流体圧は相当に大きくなり、従って当該摺動抵
抗部材はバルブボディとの間で大きな摺動抵抗に伴う大
きな摩擦力が発生し、この摩擦力が前記大きな操舵補助
力に対する拘束力となって前記チャタリング等に伴う音
振の抑制防止効果を発現する。

【００１２】

【実施例】次に本発明の動力舵取装置の作動弁構造を，
所謂ロータリバルブに適用した一実施例について図１〜
図３を用いて詳細に説明する。なお、従来のロータリバ
ルブと同等の構成については前記図４，図５と同様の符
号を付し、その構成及び作用の詳細な説明を省略するこ
ともある。

【００１３】まず、ステアリングコラム系の操舵入力軸
に相当するスタブシャフト１０からは，それよりも外径
の大きなロータ２が，操舵出力軸側に向けて延設されて
おり、このスタブシャフト１０及びロータ２の中央部に
は，その軸線方向に貫通するドレーン孔１３が形成され
ている。また、ロータ２の外周面２ａには，前記供給油
溝４ａと排出油溝４ｂとが交互に且つ等ピッチで形成さ
れており、このうち，排出油溝４ｂの底部に形成された
油孔１２は前記ロータ２中央部のドレーン孔１３まで貫
通している。

【００１４】前記ドレーン孔１３内にはトーションバー
１が挿入されており、このトーションバー１の操舵入力
側端部にはシール部材４０が被嵌されて当該ドレーン孔
１３内を液密状態に区画し、更にこのトーションバー１
の操舵入力側端部に，スタブシャフト１０の外周面から
ピン２０を打ち込んで両者を固定している。この状態で
トーションバー１の操舵出力側端部に形成されたスプラ
イン部１ａは，前記ロータ２の操舵出力側端部より突出
しており、このトーションバー１のスプライン部１ａ
に，ピニオン１１ａが形成されたピニオン軸１１が同軸
にスプライン嵌合されている。

【００１５】一方、前記ロータ２の外周面２ａに被嵌さ
れるバルブボディ３の内周面３ａは，当該ロータ２が緊
密に収納される内径に形成されており、当該バルブボデ
ィ３の外周面の中央部に形成されている油溝４３の底部
から内周面３ａに貫通する作動油供給孔３１が前記ロー
タ２の各供給油溝４ａに対向する位置で当該バルブボデ
ィ３をロータ２の外周に被嵌し、この状態でバルブボデ
ィ３の操舵出力側端部の外周から，前記ピニオンシャフ
ト１１の操舵入力側端部に形成されたフランジ部１１ｂ
にピン２１を打ち込んで両者を固定している。

【００１６】そして、この状態，即ち前記トーションバ
ー１の捩じれに伴ってロータ２がバルブボディ３に対し
て相対位相していない状態で、前記バルブボディ３の内
周面３ａには、前記ロータ２の供給油溝４ａと排出油溝
４ｂとの間の外周面２ａに対向する位置に，当該油溝４
ａ，４ｂ間の外周面２ａの幅よりも溝幅の広い左切り油
溝５ａと右切り油溝５ｂとが交互に且つ等ピッチで形成
されており、図１ｃ，ｄに明示するように，これらの左
切り油溝５ａ及び右切り油溝５ｂは、少なくとも前記ロ
ータ２の供給油溝４ａ及び排出油溝４ｂの操舵入力側端
部よりも，その操舵入力側端部が更に操舵入力側に位置
するように形成されている。そして、左切り油溝５ａ
は，前記バルブボディ３の外周面中央部の油溝４３の両
隣に隣合って形成された何れか一方の油溝４４と図示さ
れない油孔を介して連通され、右切り油溝５ｂも，何れ
か他方の油溝４５と図示されない油孔を介して連通され
ている。そして、当該バルブボディ３の外周面に形成さ
れた各油溝４３〜４５間にはシール部材４２が取付けら
れている。

【００１７】そして、これらの部材は前記組立状態で図
示されないバルブハウジング内に液密状態に収納され、
前記バルブボディ３の外周面中央部に形成された油溝４
３の相当位置には，図示されない油圧源からの作動油が
供給される供給口が設けられ、前記左切り油溝５ａに連
通された油溝４４の相当位置には，操舵力補助装置であ
るパワーシリンダ２２の左方油室２２ａに連通する連通
口が設けられ、前記右切り油溝５ｂに連通された油溝４
５の相当位置には，同じくパワーシリンダ２２の右方油
室２２ｂに連通する連通口が設けられている。従って、
バルブハウジングに対してバルブボディ３が相対位相し
ても，前記作動油供給孔３１は油圧源に連通し、前記左
切り油溝５ａはパワーシリンダ２２の左方油室２２ａに
連通し、右切り油溝５ｂはパワーシリンダ２２の右方油
室２２ｂに連通していることになる。

【００１８】以上が、動力舵取装置，即ちパワーステア
リング装置の作動弁であるロータリーバルブの主要部で
あり、その作用について簡潔に説明すると、ステアリン
グホイールが中庸状態にあるとき，即ち直進走行時に
は、図２ａに示すように前記油圧源である油圧ポンプか
ら前記作動油供給孔３１を介して，前記バルブボディ３
の内周面とロータ２の供給油溝４ａとの間の油室に供給
された作動油は、当該バルブボディ３の左切り油溝５ａ
及び右切り油溝５ｂの溝幅と，ロータ２の供給油溝５ａ
及び排出油溝５ｂ間の外周面２ａのランド幅との隙間を
通って，当該ロータ２の排出油溝５ｂに至り、更に各排
出油溝５ｂに形成されている前記油孔１２を介してドレ
ーン孔１３からリザーバタンク等に還元される。従っ
て、この状態では，パワーシリンダ２２の各油室２２
ａ，２２ｂに作動油が流入することはなく、また同時に
ピストン２３に作動油圧が作用することもないから、ラ
ック軸２４の移動力として発現する操舵補助力も発生し
ない。

【００１９】この状態からステアリングホイールを左切
りすると、操舵入力角θに対してトーションバー１が捩
じれた結果，ピニオンシャフト１１は操舵入力角θより
も小さい操舵出力角θ₁ だけ回転し、その結果、図１及
び図２ｂに示すようにロータ２が，バルブボディ３に対
して相対位相量θ₂ だけ左方（反時計回り）に相対位相
すると（実際にはバルブボディ３は前記ピニオンシャフ
ト１１と同等の操舵出力角θ₁ だけ左方に回転してい
る）、前記ロータ２の供給油溝４ａ及び排出油溝４ｂ間
の外周面２ａがランドとしてバルブボディ３の内周面３
ａに密接し、結果的にバルブボディ３の左切り油溝５ａ
と右切り油溝５ｂとの流路（ここでは油路である）が遮
蔽されると共に、ロータ２の供給油溝４ａとバルブボデ
ィ３の左切り油溝５ａとが連通状態となり且つバルブボ
ディ３の右切り油溝５ｂとロータ２の排出油溝４ｂとが
連通状態となる。従って、前記油圧源である油圧ポンプ
から前記作動油供給孔３１を介して，前記バルブボディ
３の内周面とロータ２の供給油溝４ａとの間の油室に供
給された作動油は、当該バルブボディ３の左切り油溝５
ａの溝幅とロータ２の供給油溝５ａの溝幅との間に形成
される隙間を通って，当該バルブボディ３の左切り油溝
５ａからパワーシリンダ２２の左方油室２２ａに供給さ
れ、その油圧がピストン２３を同図の左方に押圧して当
該ピストン２３及びラック軸２４を左方に移動し、この
ピストン２３の移動により体積が減少するパワーシリン
ダ２２の右方油室２２ｂ内の作動油は前記バルブボディ
３の右切り油溝５ｂから，当該右切り油溝５ｂの溝幅と
ロータ２の排出油溝４ｂの溝幅との隙間を通って，当該
ロータ２の排出油溝５ｂに至り、更に各排出油溝５ｂに
形成されている前記油孔１２を介してドレーン孔１３か
らリザーバタンク等に還元される。このとき、前記バル
ブボディ３の左切り油溝５ａの溝幅とロータ２の供給油
溝５ａの溝幅との間に形成される隙間は，当該隙間を通
過する作動油のオリフィスとして作用するから、パワー
シリンダ２２に供給されてピストン２３を押圧する作動
油圧（パワーシリンダ油圧）Ｐ_S は，ロータ２のバルブ
ボディ３に対する相対位相量θ₂ の増加に応じて図３ａ
のように増加すると考えられる。そして、このようにパ
ワーシリンダ２２のピストン２３に作用する作動油圧
が，ラック軸２４を移動して転舵輪である前左右輪３０
ＦＬ，３０ＦＲを左切りするから、このラック軸２４の
移動力が操舵補助力として発現し、その結果，図１のピ
ニオンシャフト１１も次第に左方に回転されて操舵出力
角θ₁ が増大し、結果的にロータ２のバルブボディ３に
対する相対位相角θ₂ も小さくなり、これに伴って減少
する前記パワーシリンダ油圧Ｐ_S と共に操舵補助力も小
さくなるが、実質的には転舵輪に対して発生する，コー
ナリングフォースやサスペンションジオメトリ等から決
まるセルフアライニングトルク等により、前記ロータ２
のバルブボディ３に対する相対位相角θ₂ は零とはなら
ないはずであるから，少なくとも操舵トルクが付与され
ている間は操舵補助力が発生し続けることになろう。な
お、ステアリングホイールを右切りしたときの操舵補助
力発生過程については，前記左切り時と左右の記載が異
なるだけで、同等であると考えてよい。また、前述のよ
うにロータの相対位相量θ₂ ，即ちトーションバー１の
捩じれ量は操舵トルクと実転舵トルクとの偏差に依存す
るから、通常の走行時における操舵時には，相対位相量
θ₂ が比較的小さいことからパワーシリンダ油圧Ｐ_S も
比較的小さくなって操舵補助力も小さく、所謂据切り時
には，相対位相量θ₂ が大きいことからパワーシリンダ
油圧Ｐ_S も大きくなって操舵補助力も大きくなろう。

【００２０】一方、前記ロータ２の外周面２ａには，例
えば当該外周面に形成された溝内に収納するようにして
テフロンリング６が被嵌されている。このテフロンリン
グ６の外周面６ａは前記バルブボディ３の内周面３ａに
当接しているが、例えば前記溝内に作動油圧を供給する
などしてこのテフロンリング６の内周面から作動油圧が
付与されると，当該作動油圧の大きさに応じてテフロン
リング６が外側に押し広げられるから、当該テフロンリ
ング６の外周面６ａは前記バルブボディ３の内周面３ａ
に，より強く当接されることになる。そして、このよう
に両者の当接力がある状態で，前述のようにロータ２が
バルブボディ３に対して相対位相するとテフロンリング
６の外周面６ａとバルブボディ３の内周面３ａとの間に
摺動抵抗が発生するから、この摺動抵抗の大きさ，即ち
摩擦力の大きさが，ロータ２とバルブボディ３との相対
位相の拘束力になる。この両者の相対位相の拘束力は、
前記据切り時のように操舵入力によって両者の相対位相
量θ₂ が大きくなり、その結果，パワーシリンダ２２へ
の作動油圧が大きくなって操舵補助力も大きくなるもの
の，実転舵トルクとの相関からパワーシリンダ２２にチ
ャタリングが発生したような場合、この大きな作動油圧
を用いて前記テフロンリング６によるロータ−バルブボ
ディの相対位相の拘束力が大きくなるようにすれば、ロ
ータリバルブ内で制振効果が発現し、この制振効果によ
って前記チャタリングに伴って発生する音振が，ステア
リングコラム系からステアリングホイールにまで伝達す
るのを抑制防止することができよう。

【００２１】しかしながら、このパワーシリンダ２２へ
の供給油圧をそのままテフロンリング６への供給油圧に
用いたのでは、ロータ２とバルブボディ３との相対位相
量θ ₂ が小さいとき，即ち通常走行中の小さな操舵入力
に対しても操舵補助力の拘束力が発生し、その結果，速
やかな実転舵が望まれる通常走行中の操舵時に転舵の応
答遅れが発生してしまう。そこで、本実施例では、前記
テフロンリング６に作動油圧を供給する油路７を以下の
ように形成している。即ち、この油路７は例えば前記テ
フロンリング６の内周面を支持する溝に連通し且つロー
タ２の外周面に形成された油溝で構成され、この油溝か
らなる油路７は，図１ｃ，ｄ，ｅに明示するようにその
中心線Ｇ_CLが，前記ロータ２の供給油溝４ａの中心線Ｂ
_CLに一致するようにして形成されるが、当該供給油溝４
ａには連通していない。そして、前述のようにロータ２
とバルブボディ３とを組立てた状態で，この油溝からな
る油路７の操舵出力側端部の溝幅方向両側には、前記バ
ルブボディ３の左切り油溝５ａ及び右切り油溝５ｂの操
舵入力側端部よりも操舵出力側寄りで且つロータの供給
油溝４ａの操舵入力側端部よりも操舵入力側寄りの位置
に，二つの逆向きのテーパ溝部７ａが連設されている。
これらのテーパ溝部７ａは、図１ｄに明示するように，
前記供給油溝４ａがロータ２の外周面２ａとなす両隅部
Ｃよりも供給油溝４ａの溝幅内側，即ち前記油路７の中
心軸寄りに、当該ロータの外周面２ａの所定円弧長さＬ
₃ だけ離れた位置から，次第に幅が広くなると共に深さ
が深くなるように形成されており、両テーパ溝部７ａの
交差する最大深さが前記油溝からなる油路７の深さにな
るように設定されていると共に、前記所定円弧長さＬ₃
は、図１ｅに明示するように，前記供給油溝４ａがロー
タ２の外周面２ａとなす隅部Ｃよりも供給油溝４ａの溝
幅内側，即ち前記油路７の中心軸Ｇ_CL寄りの所定位相θ
₃ に応じた長さとしてある。なお、説明の便宜上，前記
テーパ溝７ａの鋭角端部を単にテーパ溝７ａの端部と記
す。

【００２２】従って、前記ロータ２とバルブボディ３と
の相対位相量θ₂ が前記所定位相θ ₃ 以下の場合には，
前記テーパ溝部７ａの端部が未だ前記バルブボディ３の
左切り油溝５ａ又は右切り油溝５ｂに開口するに至らな
いから、例え何れかの左右切り油溝５ａ，５ｂに作動油
圧が供給されて当該左右切り油溝５ａ，５ｂ内の油圧が
増加していてもテーパ溝部７ａ，即ち油路７からテフロ
ンリング６に供給される油圧は発生せず、その結果，テ
フロンリング６は，その外周面６ａが単にバルブボディ
３の内周面に摺接する初期摺動抵抗に応じた初期摩擦力
しか発揮しない。そして、前記ロータ２とバルブボディ
３との相対位相量θ₂ が前記所定位相θ ₃ より大きくな
って始めて、図１ｂ又は図２ｃに示すように，例えばス
テアリングホイールを左切りした結果，発生したバルブ
ボディ３の左切り油溝５ａの作動油圧がテーパ溝部７ａ
から油路７を介してテフロンリング６に供給されるが、
このとき当該左切り油溝５ａに開口しているテーパ溝部
７ａの開口面積がオリフィス効果を発現するから、この
テーパ溝部７ａの左切り油溝５ａでの開口面積が小さい
とき，即ちロータ２とバルブボディ３との相対位相量θ
₂ がさほど大きくないときには、油路７を介してテフロ
ンリング６に作用する作動油圧も小さく、その相対位相
量θ₂ の増加に対する増加傾きは小さなものとなろう。
なお、ステアリングホイールを右切りした場合には，テ
フロンリング６への作動油圧はバルブボディ３の右切り
油溝５ｂから供給されることは言うまでもない。しか
し、この状態から，前記ロータ２とバルブボディ３との
相対位相量θ₂ が前記所定位相θ ₃ より相当に大きくな
ると、左右切り油溝５ａ，５ｂに開口しているテーパ溝
部７ａの開口面積によるオリフィス効果は小さくなり、
従って油路７を介してテフロンリング６に作用する作動
油圧が大きくなり、またロータ２とバルブボディ３との
相対位相量θ₂ の増加に対するテフロンリング６への作
動油圧の増加傾きは大きくなる。以上より、テフロンリ
ング６に供給される作動油圧（テフロンリング油圧）Ｐ
_T は図３ｂに示すように、ロータとバルブボディとの相
対位相量θ₂が前記所定位相θ₃ より大きくなって始め
て増加し始め、その増加初期は増加傾きが小さく、当該
相対位相量θ₂ が相当に大きくなると大きく増加するこ
とになる。

【００２３】また、このテフロンリング油圧Ｐ_T の増加
特性曲線に応じて，テフロンリングとバルブボディとの
摩擦力（テフロンリング摩擦力）Ｆ_T がリニアに増加す
るものとすると、当該テフロンリング摩擦力Ｆ_T の特性
曲線は，図３ｃに示すようになる。即ち、パワーシリン
ダ油圧Ｐ_S が作用して操舵補助力が発生するが，未だロ
ータ２とバルブボディ３との相対位相量θ₂ が前記所定
位相θ₃ 以下であるときには，前記テフロンリング油圧
Ｐ_T が発生しないためにテフロンリング摩擦力Ｆ_T は初
期摩擦力Ｆ_T0に維持され、ロータ２とバルブボディ３と
の相対位相量θ ₂ が所定位相θ₃ より大きくなってテフ
ロンリング油圧Ｐ_T が次第に増加するに従って，テフロ
ンリング摩擦力Ｆ_T もリニアに増加する。従って、前記
所定位相θ₃ は、パワーシリンダ油圧Ｐ_S による操舵補
助力に対して，テフロンリング油圧Ｐ_T に相当するテフ
ロンリング摩擦力Ｆ_T が発揮する拘束力のアンダーラッ
プを発現するものであり、これにより通常走行中の小さ
な操舵入力に対してはパワーシリンダ油圧Ｐ_S による操
舵補助力は発生するが，テフロンリング油圧Ｐ_T による
拘束力は発生しない状態とすることで実転舵の応答遅れ
を小さくし、据切り時のような大きな操舵入力に対して
はテフロンリング油圧Ｐ_T による拘束力を大きくして前
記音振の抑制防止効果を高めることができる。

【００２４】なお、据切り状態から急激に中立位置にス
テアリングホイールを戻した場合，油路７に圧油が残っ
てテフロンリング油圧Ｐ_T による拘束力が残ることも考
えられるが、そのような場合には，前記テフロンリング
油圧をリークさせる手段を講じることで、当該テフロン
リング油圧Ｐ_T が低減して，当該ステアリングホイール
中立位置での応答性を悪化させることはない。

【００２５】更に、前記実施例ではロータとバルブボデ
ィとの相対位相に対して摺動抵抗を発現する部材として
テフロンリングを用いた場合について詳述したが、この
摺動抵抗部材は，両者の間に介装されて相対位相によっ
て摺動抵抗を発現すると共に、供給される流体圧によっ
てこの摺動抵抗を可変とする部材であれば，これに限定
されずに各種の部材を用いることができる。

【００２６】また、前記実施例では操舵補助力を発現す
る装置としてパワーシリンダを用いた場合についてのみ
詳述したが、流体圧によって操舵補助力を発現する装置
であれば，その他の操舵補助装置を用いることができ
る。また、前記実施例では油圧源として油圧ポンプを用
いる場合についてのみ詳述したが、この油圧源はその他
のものを適用することができる。

【００２７】また、前記実施例では作動流体として作動
油を用いた場合についてのみ詳述したが、この作動流体
にはその他の流体を用いることもできる。

【００２８】

【発明の効果】以上説明したように本発明の動力舵取装
置の作動弁構造によれば、操舵によるロータとバルブボ
ディ部材との相対位相において，操舵補助装置への流体
圧供給に遅れて摺動抵抗部材への流体圧供給が増加し始
めるように構成したため、通常走行中の小さな操舵入力
に対しては前記操舵補助装置による操舵補助力は発生す
るが，摺動補助部材による拘束力は発生しない状態とす
ることで実転舵の応答遅れを小さくし、据切り時のよう
な大きな操舵入力に対しては摺動補助部材による拘束力
を大きくして前記音振の抑制防止効果を高めることがで
きる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の動力舵取装置の作動弁構造の一実施例
を示すものであり、（ａ）はロータリバルブの組立説明
図，（ｂ）はロータリバルブ主要部により作動油の流れ
の説明図，（ｃ）はバルブボディの内周面の平面図，
（ｄ）はロータの外周面の平面図，（ｅ）はロータの断
面図である。

【図２】図１のロータリバルブによる作動油の流れの説
明図である。

【図３】図１のロータリバルブによる作動油圧及びテフ
ロンリングの摩擦力の特性説明図であり、（ａ）はパワ
ーシリンダ油圧の特性図，（ｂ）はテフロンリング油圧
の特性図，（ｃ）はテフロンリング摩擦力の特性図であ
る。

【図４】従来の動力舵取装置の作動弁構造の一例を示す
ものであり、（ａ）はロータリバルブの組立説明図，
（ｂ）はロータの外周面の平面図である。

【図５】図４のロータリバルブの作用説明図であり、
（ａ），（ｂ）はロータリバルブによる作動油の流れの
説明図，（ｃ）はパワーシリンダ油圧及びテフロンリン
グ油圧の特性図，（ｄ）はテフロンリング摩擦力の特性
図である。

【符号の説明】

１はトーションバー ２はロータ ３はバルブボディ ４ａ，４ｂは油溝 ５ａ，５ｂは油溝 ６はテフロンリング（摺動抵抗部材） ７は油路（流体路） ２２はパワーシリンダ（操舵補助装置）

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 ステアリングコラムシャフトの入出力軸
   間に介装されたトーションバーの入出力軸間捩じり量に
   応じて，バルブボディ部材に対して相対位相するロータ
   と、前記ロータの相対位相量に応じた流体圧源からの流
   体圧を操舵力補助装置に供給するために，ロータ及びバ
   ルブボディ部材に形成された流体路と、前記ロータ及び
   バルブボディ部材間で，供給される流体圧に応じて増大
   する摺動抵抗を発現する摺動抵抗部材とを備えた動力舵
   取装置の作動弁構造において、前記流体圧源から操舵力
   補助装置への流体圧が供給され始めるロータの相対位相
   量よりも大きな当該ロータの相対位相量で，前記摺動抵
   抗部材への流体圧が増大し始める流体路を，前記ロータ
   及びバルブボディ部材の少なくとも一方に形成したこと
   を特徴とする動力舵取装置の作動弁構造。