JP2011020494A - パワーステアリング機構 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジンに直結された油圧ポンプにおける無駄な動力を削減することが出来て、車両の既存部品を生かして後付けが可能なパワーステアリング機構の提供。
【解決手段】エンジン（１）に直結した油圧ポンプ（２）と、パワーシリンダユニット（３）と、リザーバタンク（５）と、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）をパワーシリンダユニット（３）のバルブユニット（８）と連通する圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）を有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を有し、該バイパスライン（Ｌｂ）には流量調整弁（１６）が介装されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、油圧式の操舵機構であって、操舵力が可変なパワーステアリング機構の改良に関する。

図１０は、大型商用車で前輪２軸の３軸車両で使用されている、いわゆるリンケージタイプのパワーステアリングシステムのブロック図を示し、図１１は当該車両のパワーステアリングシステムの主要部を斜視図として立体的に示している。
図１１において、説明を簡略化するため、前輪の２軸目等は図示を省略している。

図１０のパワーステアリングシステムは、エンジン１で駆動される油圧ポンプ２と、パワーシリンダ３と、ギヤボックス４と、オイルタンク５と、油圧供給ラインＬと、油圧戻りラインＬｒを備えている。
油圧供給ラインＬには、流量制御弁６と圧力制御弁７が介装されており、ともに必要に応じて、油圧供給ラインＬの作動油の一部をオイルポンプ２の吸込み側、或いはオイルタンク５に戻している。

パワーシリンダ３にはバルブユニット８が組込まれている。バルブユニット８は、例えば４ポート３ポジションの流路変換バルブで、図１０は中立状態、例えば、直進走行時の状態を示している。
バルブユニット８は、パワーシリンダ３と一体化された固定部であるハウジング８０内を、第１のポジション（左旋回用流路を有するブロック）８１、第２のポジション（中立ブロック：直進用流路を有するブロック）８２、第３のポジション（右旋回用流路を有するブロック）８３が、切換可能に構成されている。

バルブユニット８の、図１０における左右両端部には、リターンスプリング８ｓｌ、８ｓｒが設けられている。そして、バルブユニット８の一端（第１のポジション８１側の端部）は、接続リンク８９を介してギヤボックス４に係合したピットマンアーム９の先端に接続されている。
また、パワーシリンダ３のシリンダ本体３０において、図１０における左端３１は、第１のリンク１０を介して前輪Ｗｆのナックルアーム１１に接続され、パワーシリンダ３内を摺動するピストン３２は、第２のリンク１２を介して車両のフレーム１３に接続されている。換言すれば、ピストン３２は固定されており、シリンダ本体３０が図１０の左右方向に移動可能に構成されている。

ギヤボックス４は、ステアリングコラム１４を介してステアリングホイール１５に接続され、ドライバがステアリングホイール１５を操舵すると、ギヤボックス４に係合したピットマンアーム９が矢印Ｒで示すように回動する。
ドライバがステアリングホイール１５を右に操舵（矢印Ｒｈの動作）すると、ピットマンアーム９は、図１０において矢印Ｒの反時計方向へ回動する。
ピットマンアーム９が矢印Ｒの反時計方向に回動すると、バルブユニット８はポジション８３の流路に切り換わり、パワーシリンダ３の右室３４に作動油が流入し、右室３４の圧力が昇圧し、左室３３の圧力が減圧する。

上述した様に、パワーシリンダ３内のピストン３２は、第２のリンク１２を介してフレーム１３側に固定されている。そのため、右室３４が昇圧すると、パワーシリンダ本体３０が右側に移動する。
パワーシリンダ本体３０が右側に移動すると、第１のリンク１０に接続されたナックルアーム１１は、前輪ＷｆのキングピンＫの中心軸に関して時計方向（矢印ＲＫＲ）に回動させられ、車両は右に旋回する。
この時、左室３３内のオイルの一部は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。

一方、ドライバがステアリングホイール１５を左に操舵した場合は、ピットマンアーム９は矢印Ｒを時計方向に回動し、バルブユニット８の流路はポジション８１の流路となり、左室３３を昇圧する。そして、パワーシリンダ本体３０を左側に移動して、ナックルアーム１１を反時計方向（矢印ＲＫＬ方向）に回動する。
すなわち、ピットマンアーム９、パワーシリンダ本体３０、ナックルアーム１１の動きの方向は、右操舵の場合とは反対となる。

車両を直進状態に戻す場合は、ドライバがステアリングホイール１５を操舵して、中立状態に戻す。
中立状態に戻ると、バルブユニット８はポジション８２の流路（中立）に切り換わり、油圧ポンプ２からの油圧と、パワーシリンダ３の左右の油室３３、３４内の油圧とが拮抗し、新たに送り込まれる作動油は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。

図１０で示す従来のシステムでは、中立であってもパワーシリンダ３には油圧が作用するので、エンジン１はオイルポンプ４を駆動するために出力の一部を消費しなければならない。
この様に、中立時でもパワーシリンダ３に油圧を作用させることは、直進時のステアリングホイール１５のふらつきの防止や、路面入力（キックバック）の対処、直進から操舵に移る際の腕への過大な入力の防止のために、従来技術においては必須である。

図１２は、図１０で示す従来のシステムにおける、オイルポンプ４の回転数に対する油圧供給量の関係を示している。ここで上述した様に、図１０の従来システムには、油圧供給回路Ｌに流量制御弁６が介装してある。
流量制御弁６は、弁作動のパイロット圧として、図１０のラインＬｐを介して、パワーシリンダ３の入口圧力を用いている。すなわち、パワーシリンダ３の入口圧力が高いほど流量制御弁６におけるリリース量が多くなる。
流量制御弁６は、ポンプ回転数が所定値以上になると動作して、一定割合の圧油をポンプ２の吸込み側、或いはタンク５に戻す。図１２の例では、流量制御弁６が開放することにより、破線（特性Ｑ_０）から実線（特性Ｑ_ｒ）を減算した量（リリーフ量）がポンプ２の吸込み側、或いはタンク５に戻される。

図１３は、図１０のシステムにおいて、オイルポンプ２の回転数に対する油圧供給量（特性Ｑ_ｒ）と、ポンプ駆動力（特性Ｗ）を示している。
供給量特性Ｑ_ｒでは、実線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が低い場合であり、破線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が高い場合である。
一方、駆動力特性Ｑ_ｗでは、実線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が高い場合であり、破線で示す特性がパワーシリンダ３の圧力が低い場合となっている。

前述したように、図１０〜図１３で示すシステムでは中立時（直進時）においても、オイルポンプ２には一定の負荷がかかっている。そのため、ステアリングを操作しない直進時においても、エンジン１は操舵系で出力を消費している。
係る状況は、省エネルギーの観点からは容認し難い。

ここで、パワーシリンダや油圧ポンプを電動化した技術も存在する。
電動化されたパワーシリンダや油圧ポンプであれば、エンジンに直結した油圧ポンプのような無駄な動力の問題はない。
しかし、大型のトラックでは、パワーシリンダの重量が大きくなり、電動モータでは操舵力をアシストすることが困難である。
また、油圧ポンプやパワーシリンダを電動モータで駆動する場合には、それに伴い、各種部品を新たに交換しなければならず、既存の部品が使えなくなる。そのため、導入時のコストが高騰化してしまうという問題がある。すなわち、既存部品をなるべく生かして、後付けが可能なシステムを提供したいという要請に応えることが出来ない。

その他の従来技術としては、例えば、切替えシリンダ内の切替えスプールに受圧室を備え、受圧室に作用する圧力により切替えスプールを摺動して第１ポートと第２ポートの連通・非連通を切り替える切替え弁を設けた容積式ポンプの制御装置が提案されている（特許文献１）。
この技術（特許文献１）は、油圧ポンプの駆動動力を低減できる可能性があるが、新たな弁システムを開発しなければならず、既存の車両に後付けすることが困難である。

また、ハンドルが操作された場合にのみ油圧ポンプを駆動し、操舵負荷圧力の上昇に対応して油圧ポンプから吐出される圧油流量が増大してアクチュエータに供給される動力操取装置が提案されている（特許文献２）。
しかし、この技術（特許文献２）を貨物自動車等の商用車両、特に大型商用車両に適用した場合には、乗用車の様な小型車量に比較して、電動油圧ポンプが巨大で大出力のものが要求され、専用装置となってしまい従来の機器との互換性が期待できない。

さらに、油圧ポンプの吐出口から吸入口に至るバイパスラインを設け、当該バイパスラインに流量調整弁を介装し、当該流量調整弁の開度を制御することにより、操舵力パターンを切替える技術が提案されている（非特許文献１参照）。
しかし、係る技術（非特許文献１）は、車速に対するハンドルの重さの特性を制御して、操舵感覚を変更することを目的としており、上述した様に、油圧ポンプにおける無駄な動力を削減し、且つ、既存部品をなるべく生かして後付けが可能にする、という従来技術における要請に応えるものではない。

特公平６−７１８８９号公報 特公昭６４−６９８４号公報

カヤバ工業株式会社編集、「自動車の操舵系と操安性」、株式会社山海堂、平成８年９月１０日、ｐ．９０−９３

本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、エンジンに直結された油圧ポンプにおける無駄な動力を削減することが出来て、車両の既存部品を生かして後付けが可能なパワーステアリング機構の提供を目的としている。

本発明のパワーステアリング機構は、エンジン（１）に直結した油圧ポンプ（２）と、パワーシリンダユニット（３）と、リザーバタンク（５）と、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）をパワーシリンダユニット（３）のバルブユニット（８）と連通する圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）を有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を有し、該バイパスライン（Ｌｂ）には流量調整弁（１６）が介装されており、該流量調整弁（１６）は前記圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有していることを特徴としている。

本発明において、前記圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の領域と流量調整弁（１６）の信号圧力入力側とを連通する第２の圧油ライン（Ｌｃ）を設け、第２の圧油ライン（Ｌｃ）は、前記圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）のバルブユニット（８）直前の領域の圧力が上昇した際にその圧力上昇を流量調整弁（１６）の信号圧力入力側に伝達する第１の経路（Ｌｃ１、Ｌｃ２、Ｌｃ３）と、前記圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）のバルブユニット（８）直前の領域の圧力が降下した際に流量調整弁（１６）側の高い圧力をバルブユニット（８）直前の領域に時間差を伴って伝達する第２の経路（Ｌｃ３、Ｌｃ４、Ｌｃ１）とを有しているのが好ましい。

ここで、第１の経路（Ｌｃ１、Ｌｃ２、Ｌｃ３）には流量調整弁（１６）に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁（１８１）が介装されており、第２の経路（Ｌｃ３、Ｌｃ４、Ｌｃ１）にはバルブユニット（８）直前の領域に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁（１８２）及び圧損機構（例えばオリフィス１８３）が介装されているのが好ましい。

また、前記バイパスライン（Ｌｂ）には圧損機構（例えばオリフィス１７）が介装されているのが好ましい。

さらに、前記バイパスライン（Ｌｂ）に加えて、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通する第２のバイパスライン（Ｌ６、Ｌ６７）を有し、第２のバイパスライン（Ｌ６、Ｌ６７）には流量制御弁（６）が介装されているのが好ましい。
そして、前記バイパスライン（Ｌｂ）及び第２のバイパスライン（Ｌ６、Ｌ６７）に加えて、油圧ポンプの吐出口と吸入口とを連通する第３のバイパスライン（Ｌ７、Ｌ６７）を有し、第３のバイパスライン（Ｌ７、Ｌ６７）にはリリーフ弁（圧力調整弁７）が介装されているのが好ましい。

上述する構成を具備する本発明によれば、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）を設け、該バイパスライン（Ｌｂ）に流量調整弁（１６）を介装し、バルブユニット（８）直前の圧力（信号圧力）が低い場合には流量調整弁（１６）が開放し、信号圧力が高い場合には閉鎖するので、車両の直進時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が低い場合には流量調整弁（１６）が開放して、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とが連通される。
その結果、油圧ポンプ（２）の消費動力が減少し、パワーシリンダ（３）の負荷が低い場合に無駄な動力消費が削減される。そして、エンジン（１）の補機駆動動力が低減され、燃費も向上する。

一方、操舵時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が高い場合には流量調整弁（１６）は閉鎖するので、油圧ポンプ（２）から吐出される圧油は確実にパワーシリンダユニット（３）のバルブユニット（８）へ供給される。そのため、操舵時には確実に操舵補助力を発生することが出来る。

また本発明によれば、流量調整弁（１６）を介装したバイパスライン（Ｌｂ）と、流量調整弁（１６）に前記圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）のバルブユニット（８）直前の圧力を信号圧力として入力するための圧油ライン（第２の圧油ラインＬｃ）を、既存のパワーステアリング機構に追加すれば良いので、既にパワーステアリング機構を有している車両の既存部品を生かして、いわゆる「後付け」により既存の車両に対して容易に実施することが出来る。
そのため、導入コストを安価に抑えることが出来る。

本発明において、前記圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の領域と流量調整弁（１６）の信号圧力入力側とを連通する第２の圧油ラインを設け、前記圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の領域の圧力が上昇した際にその圧力上昇を流量調整弁（１６）の信号圧力入力側に伝達する第１の経路（Ｌｃ１、Ｌｃ２、Ｌｃ３）と、前記圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の領域の圧力が降下した際に流量調整弁（１６）側の高い圧力をバルブユニット（８）直前の領域に時間差を伴って伝達する第２の経路（Ｌｃ３、Ｌｃ４、Ｌｃ１）を設ければ、操舵時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が高い場合に、バルブユニット（８）直前の領域の高圧が第１の経路（Ｌｃ１、Ｌｃ２、Ｌｃ３）を介して流量調整弁（１６）を直ちに閉鎖する。そのため、操舵時には確実に操舵補助力を発生することが出来る。

一方、操舵時から直進時に移行した場合の様に、パワーシリンダ（３）の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合には、流量調整弁（１６）側の高い圧力は、第２の経路（Ｌｃ３、Ｌｃ４、Ｌｃ１）を介して、バルブユニット（８）直前の領域に時間差を伴って伝達され、バイパスライン（Ｌｂ）の流量調整弁（１６）が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに若干の遅れが存在する。
例えば、車線の変更等では、操舵して、瞬間的に直進する状態となってから、再び逆方向へ操舵することになる。この場合、瞬間的に直進する際に（パワーシリンダ３の負荷が低い状態になった際に）、直ちに流量調整弁（１６）が開放した状態に移行してパワーシリンダ（３）の圧力が減圧して、次に逆方向へ操舵する際に操舵補助力が発生せず、ステアリングが非常に重い状態が生じてしまう。
これに対して、パワーシリンダ（３）の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合に、流量調整弁（１６）が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに若干の遅れが存在すれば、係る瞬間的な直進時にパワーシリンダ（３）の圧力がゼロになってしまうことが無く、ステアリングが非常に重い状態が生じることが防止されるのである。

同様に、本発明において、バイパスライン（Ｌｂ）にオリフィスの様な圧損機構（圧力損失を発生させる機構１７）が介装されていれば、流量調整弁（１６）が開放状態となり、油圧ポンプ（２）の吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とがバイパスされても、圧損機構（１７）で圧力損失が生じる分だけ、前記圧油ライン（第１の圧油ラインＬ）を介してパワーシリンダ（３）へ供給される圧油量を確保することが出来る。そのため、パワーシリンダ（３）内の圧力が無くなり、その後に操舵する際にステアリングが重くなり過ぎてしまうことが防止される。

本発明の実施形態に係るシステム構成を示したブロック図である。 本発明の実施形態におけるポンプ回転数と、パワーシリンダの流量との関係を示した特性図である。 本発明の実施形態におけるポンプ回転数と、パワーシリンダの圧力との関係を示した特性図である。 本発明の実施形態におけるポンプ回転数と、ポンプ消費動力との関係を示した特性図である。 図３の特性において、バイパスラインの流量調整弁の開閉時のパワーシリンダの圧力値を示した特性図である。 レーンチェンジにおけるステアリングホイールの操作角の時間変化を示した特性図である。 図６に対応してバルブユニット入口圧の変化を従来技術と本発明の実施形態とで比較して示した特性図である。 図６に対応して流量調整弁の開度の変化を示した特性図である。 図６に対応してポンプ駆動動力の変化を従来技術と本発明の実施形態とで比較して示した特性図である。 従来技術におけるシステム構成を示したブロック図である。 図１０のシステムを搭載した車両のシステム要部を示した斜視図である。 リンケージタイプのパワーステアリングシステムにおけるポンプ回転数とオイル供給量との関係を示した特性図である。 リンケージタイプのパワーステアリングシステムにおけるポンプ回転数とオイル供給量及び、ポンプ回転数とポンプ駆動力との関係を示した特性図である。

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
図１において、全体を符号１００で示すステアリングシステムは、エンジン１で駆動される油圧ポンプ２と、パワーシリンダ３とギヤボックス４と、オイルタンク５と、油圧供給ラインＬと、油圧戻りラインＬｒを備えている。

油圧供給ラインＬは、ラインＬ１〜ラインＬ５を有している。
ラインＬ１は、オイルポンプ（以下、「ポンプ」と言う）２の吐出側２ｏと、第１の分岐点Ｂ１とを接続している。
ラインＬ２は、第１の分岐点Ｂ１と、流量制御弁６内の第２の分岐点Ｂ２を接続している。
ラインＬ３は、流量制御弁６内の第２の分岐点Ｂ２と、圧力制御弁７内の第３の分岐点Ｂ３を接続している。
ラインＬ４は、圧力制御弁７内の第３の分岐点Ｂ３と、圧力制御弁７には含まれない第４の分岐点Ｂ４を接続している。
ラインＬ５は、第４の分岐点Ｂ４と、バルブユニット８のハウジング８０のポートＰ１を接続している。

流量制御弁６は、ラインＬ２、ラインＬ３の一部、第２の分岐点Ｂ２、流量制御弁本体６１、オリフィス６２、ラインＬ６、パイロット圧ラインＬｐ、第１の合流点Ｇ１、ラインＬ７、ラインＬ６７を有している。
ラインＬ６７の一端は、吸込ラインＬａに設けた第２の合流点Ｇ２に接続されている。
ラインＬ６は、第２の分岐点Ｂ２と第１の合流点Ｇ１とを接続し、流量制御弁本体６１を介装している。
ラインＬ３には、オリフィス６２が介装されている。
流量制御弁本体６１は、外部パイロット方式のシーケンス弁である。
図１において、流量制御弁６は、符号６を付した破線の矩形で囲って示している。

圧力制御弁７は、前記ラインＬ３、ラインＬ４の一部、第３の分岐点Ｂ３、圧力制御弁本体７１、オリフィス７２、ラインＬ７を有している。
ラインＬ７は、第３の分岐点Ｂ３と、流量制御弁６内の第１の合流点Ｇ１とを接続している。そしてラインＬ７に、圧力制御弁本体７１を介装している。
ラインＬ７における第３の分岐点Ｂ３と圧力制御弁本体７１との間の領域には、オリフィス７２が介装されている。
圧力制御弁本体７１は、内部パイロット方式のシーケンス弁である。
図１において、圧力制御弁７は、符号７を付した破線の矩形で囲って示している。

パワーシリンダ３にはバルブユニット８が組込まれている。バルブユニット８は、例えば４ポート３ポジションの流路変換バルブである。
４ポートはハウジング８０に形成されているポートＰ１〜Ｐ４であり、ポートＰ１がラインＬ５に接続され、ポートＰ２がパワーシリンダ３の右室３４に連通し、ポートＰ３がパワーシリンダ３の左室３３に連通し、ポートＰ４がラインＬｒに接続されている。
図１は、中立状態（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３とＰ４とが全て連通している状態：走行時であれば直進状態）を示している。

ラインＬｒの一端は、オイルタンク５に接続されている。
オイルタンク５とポンプ２の吸込側２ｉとは、ラインＬａによって接続されている。
ラインＬａには、第２の合流点Ｇ２が設けられている。

バルブユニット８は、パワーシリンダ３と一体化されたハウジング（固定部）８０内を、第１のポジション（左旋回用流路を有するブロック）８１、第２のポジション（中立ブロック：直進用流路を有するブロック）８２、第３のポジション（右旋回用流路を有するブロック）８３が、切換可能に構成されている。
バルブユニット８において、図１における左右両端部には、リターンスプリング８ｓｌ、８ｓｒが設けられている。そして、バルブユニット８の一端（第１のポジション８１側の端部）は、接続リンク８９を介してギヤボックス４に係合したピットマンアーム９の先端に接続されている。
また、パワーシリンダ３のシリンダ本体３０において、図１における左端３１は、第１のリンク１０を介して前輪Ｗｆのナックルアーム１１に接続され、パワーシリンダ３内を摺動するピストン３２は、第２のリンク１２を介して車両のフレーム１３に接続されている。その結果、ピストン３２は固定され、シリンダ本体３０が図１の左右方向に移動可能に構成される。

ギヤボックス４は、ステアリングコラム１４を介してステアリングホイール１５に接続され、ドライバがステアリングホイール１５を操舵すると、ギヤボックス４に係合したピットマンアーム９が矢印Ｒのように回動する。
ドライバがステアリングホイール１５を右に操舵（矢印Ｒｈの動作）すると、ピットマンアーム９は、図１において矢印Ｒの反時計回りに回動する。
ピットマンアーム９が矢印Ｒの反時計方向に回動すると、バルブユニット８はポジション８３の流路に切り換わり、パワーシリンダ３の右室３４に作動油が流入し、右室３４の圧力が昇圧し、左室３３の圧力が減圧する。

パワーシリンダ３内のピストン３２は、フレーム１３側に第２のリンク１２を介して固定されているため、右室３４が昇圧すると、パワーシリンダ本体３０が右側に移動する。パワーシリンダ本体３０が右側に移動すると、第１のリンク１０に接続されたナックルアーム１１は、前輪ＷｆのキングピンＫの中心軸に関して時計方向（矢印ＲＫＲ方向）に回動させられ、車両は右に旋回する。
この時、左室３３内のオイルの一部は、油圧戻りラインＬｒを介してオイルタンク５に戻される。

一方、ドライバがステアリングホイール１５を左に操舵した場合は、ピットマンアーム９は矢印Ｒの時計回りに回動し、バルブユニット８の流路はポジション８１の流路となり、パワーシリンダ３の左室３３の圧力が昇圧し、パワーシリンダ本体３０が左側に移動する。そして、ナックルアーム１１はキングピンＫの中心軸に関して反時計方向（矢印ＲＫＬ方向）に回動させられ、車両は左に旋回する。
すなわち、ピットマンアーム９、パワーシリンダ本体３０、ナックルアーム１１の動きの方向は右操舵の場合とは反対方向に移動或いは回動する。

図示の実施形態では、従来技術に比較すると、以下に説明する構成が付加されている。
図１において、第１の分岐点Ｂ１と第２の合流点Ｇ２とは、バイパスラインＬｂによって接続されている。バイパスラインＬｂには、流量調整弁１６が介装されている。
流量調整弁１６は、外部パイロット方式のシーケンス弁であり、そのパイロット圧は、ラインＬｃによって与えられる。
ラインＬｃは、ラインＬｃ１〜Ｌｃ４で構成され、第１の経路と第２の経路を有している。

ラインＬｃにおける第１の経路は、ラインＬｃ１、ラインＬｃ２、ラインＬｃ３で構成される。
ラインＬｃ１の一端は、第４の分岐点Ｂ４に接続され、他端は第５の分岐点Ｂ５を介してラインＬｃ２と接続されている。ここで、第５の分岐点Ｂ５は、ラインＬｃ２とラインＬｃ４の分岐点である。
ラインＬｃ２は、逆止弁１８１を介装しており、第５の分岐点Ｂ５の反対側の端部は、第３の合流点Ｇ３を介してラインＬｃ３と接続されている。
ラインＬｃ３において、第３の合流点Ｇ３とは反対側の端部は、流量調整弁１６のパイロット圧入力口１６ｉに接続されている。
ラインＬｃ２の逆止弁１８１は、第４の分岐点Ｂ４側、すなわちバルブユニット８直前の油圧を流量調整弁１６側には供給するが、その逆方向の流れ（圧力伝達）は遮断するように構成されている。

第２の経路は、ラインＬｃ３、ラインＬｃ４と、ラインＬｃ１を有している。
ラインＬｃ４は、逆止弁１８１をバイパスして、第３の合流点Ｇ３と第５の分岐点Ｂ５とを接続している。
ラインＬｃ４には逆止弁１８２が介装され、ラインＬｃ４における第５の分岐点Ｂ５と逆止弁１８２との間の領域には、オリフィス１８３が介装されている。
図１において、符号１８を付して破線で囲った部分は、逆流防止装置としてユニット化することも出来る。

流量調整弁１６は、パイロット圧入力口１６ｉに作用する圧力が所定値以上であれば閉鎖し、所定値未満であれば開放する機能を有している。
車両旋回時には、パワーシリンダ３に作用する負荷が増加し、パワーシリンダ３のパイロット圧入力口１６ｉにおける圧力が昇圧する。パイロット圧入力口１６ｉにおける圧力が昇圧して所定値を超えた場合には、流量調整弁１６は閉鎖する。
流量調整弁１６が閉鎖すれば、油圧ポンプ２から吐出される作動油は、バイパスラインＬｂを流過することなく、確実にパワーシリンダ３に送られ、パワーシリンダ３は十分な操舵補助力を発揮する。
一方、車両直進時には、パワーシリンダ３に作用する負荷は小さく、したがって、流量調整弁１６のパイロット圧入力口１６ｉにおける圧力も所定値以上に昇圧せず、流量調整弁１６を閉鎖するに至らない。そのため、バイパスラインＬｂは開放されたままになる。
バイパスラインＬｂが開放されているので、油圧ポンプ２から吐出された作動油の多くは、バイパスラインＬｂを流れ、油圧ポンプ２の入口側２ｉに戻される。
なお、バイパスラインＬｂにはオリフィス１７が介装されているので、オリフィス１７によって圧力損失が生じる分だけ、圧油ラインＬを介してパワーシリンダ３へ供給される圧油量を確保することが出来る。

図２は、図示の実施形態において、オイルポンプ２の回転数に対するパワーシリンダ３への油圧供給量（流量）を示している。
図２の実線はバイパスラインＬｂの流量調整弁１６を閉じた場合の流量特性を示し、図２の破線は流量調整弁１６を開いた場合の流量特性を示している。
図２によれば、負荷が大きな場合も、小さな場合も、流量調整弁１６を開いた場合（バイパス「開」）の方が、流量調整弁１６を閉じた場合（バイパス「閉」）よりも、パワーシリンダ３への油圧供給量が減少している。

図３は、図示の実施形態におけるオイルポンプ２の回転数に対するパワーシリンダ入口の油圧を示している。
図３の実線はバイパスラインＬｂの流量調整弁１６を閉じた場合（バイパス「閉」）の圧力特性を示し、図３の破線は流量調整弁１６を開いた場合（バイパス「開」）の圧力特性を示している。
図３によれば、流量調整弁１６を閉じた場合も、流量調整弁１６を開いた場合も、パワーシリンダ３に作用する負荷が大きな場合に圧力が高い。
そして、バイパスラインＬｂを開いた場合の方が、バイパスラインＬｂを閉じた場合よりも、パワーシリンダ圧力が低い。

図４は、図示の実施形態におけるオイルポンプ２の回転数に対するオイルポンプ２の消費動力を示している。
図４の実線はバイパスラインＬｂの流量調整弁１６を閉じた場合（バイパス「閉」）のオイルポンプ２の消費動力を示し、図４の破線は流量調整弁１６を開いた場合（バイパス「開」）のオイルポンプ２の消費動力を示している。
図４によれば、流量調整弁１６を閉じた場合も、流量調整弁１６を開いた場合も、パワーシリンダ３に作用する負荷が大きな場合にオイルポンプ２の消費動力が大きい。
そして、バイパスＬｂを開放した場合の方が、バイパスＬｂを閉鎖した場合よりもオイルポンプの消費動力は小さい。

図４において、例えば、ポンプ回転数Ｎｐで車両が直進した場合を仮定する。
直進であるため、ポンプ回転数Ｎｐにおいては当然にパワーシリンダ３に作用する負荷は小さい。そのため、バイパスラインＬｂに介装した流量制御弁１６を開き、破線で示す消費動力特性で運転を行なう。
図４で示す例では、バイパスラインＬｂに介装した流量制御弁１６を開くことによって、ポンプ消費動力は、ポンプ回転数Ｎｐにおける実線で示す消費動力特性と破線で示す消費動力特性との差分ΔＷｐだけ、動力の消費を節約できる。
そしてこのポンプ消費動力の節約は、車両の燃費の削減に直結する。

図５は、バイパスラインＬｂの流量調整弁１６の開閉時におけるパワーシリンダ３入口側の圧力値を示している。図５の例では、流量調整弁１６の開閉タイミングを、オイルポンプの回転数には依存しないで、パワーシリンダ入口側の圧力がＰａになった時点を開閉タイミングとしている。
すなわち、パワーシリンダ入口側の圧力がＰａ以上では流量調整弁１６を閉鎖する。その場合、パワーシリンダ３入口側の圧力特性は、実線で示す特性となる。
一方、パワーシリンダ入口側の圧力がＰａより小さいと、流量調整弁１６を開放する。その場合、パワーシリンダ３入口側の圧力特性は、破線で示す特性となる。

図６〜図９は、例えば、走行中にレーンチェンジ（車線変更）を行う場合の、ステアリングホイールの、操作角の変化の態様（図６：特性Ａ）と、これに伴うバルブユニット８の入口圧（パワーシリンダ入口側の圧力に対応する）の変化（図７：特性Ｂ）、流量調整弁１６の開度変化（図８：特性Ｃ）及び、オイルポンプ２の駆動動力の変化（図９：特性Ｄ）を、従来技術と比較して示している。
なお、図７における特性Ｂｏ（図７の点線で示す特性）、図９における特性Ｄｏ（図９において点線で示す特性であって、特性Ｂ以外のもの）は、ともに従来技術の特性を示している。

図６において、先ず、車両は直進しており（Ａ１の領域）、レーンチェンジを行うべく、一旦ステアリングホイール１５を右に操舵する（Ａ２の領域で右方向の操舵角は暫増する）。
引き続いて中立位置に向かってステアリングホイール１５を戻す（Ａ３の領域で操舵角は減少）。
中立点Ｐｃ（バルブユニット８では８２のポジション）を通過すると、今度は、ステアリングホイール１５を左に操舵する（Ａ４の領域で左方向の操舵角は暫増する）。
次に、中立位置に向かってステアリングホイール１５を戻す（Ａ５の領域で操舵角は減少）。
レーンチェンジが完了したならば、直進状態に戻る（Ａ６の領域）。

図７において、バルブユニット８の入口圧力Ｂは、図６のＡ１に相当する領域（車両直進時）では、きわめて低い圧力である。従来技術の特性Ｂｏでは、図６のＡ１に相当する領域（車両直進時）における圧力の値は、高くは無いが、相当の数値となっている。そして、図６のＡ１に相当する領域（車両直進時）では、図示の実施形態における入口圧力Ｂと、従来技術Ｂｏとの圧力差が、ΔＰである。
図６のＡ２に相当する領域では、圧力Ｂは上昇し始めるが、流量制御弁６や圧力制御弁７の影響で、途中で頭打ちとなり一定の圧力を保つ。

図６のＡ３に相当する領域では、Ａ２の領域における一定の圧力をしばらく維持し、やがては緩やかに圧力を減じる。この時、バイパスラインＬｂに介装されたオリフィス１７の作用により圧力が急激に減少することはない。（後述する図８も参照）。しかも、従来技術のようには降下しきることなく、Ａ４相当の領域で降下の最下点を迎え、再び圧力は上昇に転じる。
やがて特性Ｂにおける圧力は一定値を維持する。Ａ５相当の領域の途中からは、ステアリングホイール１５の切り返しに従って、Ａ５相当の領域からＡ６相当の領域にかけて圧力Ｂは徐々に降下して、直進状態の圧力値に戻る。

図７において、Ａ３、Ａ４、Ａ５領域の一部で実施形態のバルブユニット８の入口側圧力が、従来技術のそれよりも値が高い場合がある。しかし、車両の全走行時間帯における操舵している時間帯は極めて少ない。
そして、圧倒的に多い直進時には、従来技術に対して図示の実施形態では、図７におけるΔＢに相当する圧力だけ低いので、図９で後述するオイルポンプ２の駆動力の消費量を節約することができる。

図８において、Ａ１領域では、直進であるので、バイパス流量調整弁１６は全開しているが、操舵を必要とするＡ２領域では、バイパス流量調整弁１６を一気に閉鎖する。
その後、バイパス流量調整弁１６の開度は、右操舵後の切り返しが終了する中立点Ｐｃ近傍（領域Ａ２とＡ３との境界近傍）では、バイパス回路Ｌｂに介装したオリフィス１７の影響で、特性Ｃｙ１で示すように、遅れ及び開度の抑制が生じている。そのため、オリフィス１７が無い場合の特性Ｃｘ１に比べると、特性Ｃｙ１では、バイパス流量調整弁１６の開度は小さく、バイパス流量調整弁１６は開放状態とはならない。
そのため、領域Ａ４からＡ５において、ハンドルを操舵しようとするときに、バイパス流量調整弁１６は開放されておらず、バルブユニット入口圧は高い状態が維持され、油圧による操舵補助力（アシスト力）が容易に得られる。これに対して、特性Ｃｘ１で示すように、領域Ａ４からＡ５においてバイパス流量調整弁１６を開放してしまうと、ハンドルを操舵しようとするときに、油圧による操舵補助力（アシスト力）が得られ難い状態となってしまう。
レーンチェンジが終了し、直進状態に戻る領域Ａ５から領域Ａ６においても、開度変化の遅れが生じ、従来の特性Ｃｘ２に対して、図示の実施形態の特性Ｃｙ２では、バイパス流量調整弁１６が開放されるのに遅れが生じている。

図９において、直進時である領域Ａ１及びＡ６では、図示の実施形態では、従来技術に対して、オイルポンプ２の駆動動力ＤをΔＷｐだけ減少させることができる。
前述したように、車両の全走行工程における直進状態は極めて長く、削減できるエンジンの消費馬力の積算値は大きい。

図示の実施形態によれば、バイパスラインＬｂに介装した流量調整弁１６は、車両の直進時の様にパワーシリンダ３の負荷が低い場合には開放して、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとが連通される。
その結果、油圧ポンプ２の消費動力が減少し、パワーシリンダ３の負荷が小さい場合に無駄な動力消費が削減される。そして、エンジン１の補機であるオイルポンプの駆動動力が提言され、燃費も向上する。

一方、操舵時の様にパワーシリンダ３の負荷が大きい場合には流量調整弁１６は直ちに閉鎖して、油圧ポンプ２から吐出される圧油は確実にパワーシリンダユニット３のバルブユニット８へ供給される。そのため、操舵時には確実に操舵補助力を発生することが出来る。

図示の実施形態では、既存のパワーステアリング機構に、流量調整弁１６を介装したバイパスラインＬｂと、流量調整弁１６にパイロット圧を送るラインＬｃとを追加すれば良いので、既にパワーステアリング機構を有している車両に対して、いわゆる「後付け」として容易に実施することが出来る。
そのため、導入コストを安価に抑えることが出来る。

図示の実施形態において、操舵時の様にパワーシリンダ３の負荷が大きい場合に、バルブユニット８直前の領域の油圧（パイロット圧）が、ラインＬｃにおける第１の経路（Ｌｃ１、Ｌｃ２、Ｌｃ３）を介して流量調整弁１６を直ちに閉鎖する。そのため、操舵時には確実に操舵補助力を発生することが出来る。
一方、操舵時から直進時に移行した場合の様に、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合には、流量調整弁１６側のそれまで高かった圧力は、第２の経路Ｌｃ３、Ｌｃ４、Ｌｃ１を介して、バルブユニット８直前の領域に時間差を伴って伝達される。そして、バイパスラインＬｂの流量調整弁１６が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに若干の遅れが存在する。

ここで、車線の変更時には、操舵して、瞬間的に直進する状態となってから、再び逆方向へ操舵する、いわゆる切り戻しすることになる。
そのように瞬間的に直進する際、すなわちパワーシリンダ３の負荷が低い状態になった際に、直ちに流量調整弁１６が開放した状態に移行してしまうと、パワーシリンダ３の圧力が減圧してしまうので、次に逆方向へ操舵する（いわゆる切り返しを行なう）際には操舵補助力が発生せず、ステアリングが非常に重い状態が生じてしまう。
これに対して、図示の実施形態では、パワーシリンダ３の負荷が高い状態から負荷が低い状態に移行した場合に、流量調整弁１６が閉鎖した状態から開放した状態に移行するのに、ラインＬｃ４のオリフィス１８によって若干の遅れを設けている。
このため、係る瞬間的な直進時にパワーシリンダ３の圧力がゼロになってしまうことが無く、パワーシリンダ３に油圧が供給されている状態が保持されるので、操舵補助力が確保され、ステアリングが非常に重い状態が生じることが防止されるのである。

同様に、図示の実施形態において、バイパスラインＬｂにオリフィス１７が介装されているので、流量調整弁１６が開放状態となり、油圧ポンプ２の吐出口２ｏと吸入口２ｉとがバイパスされても、オリフィス１７で圧力損失が生じる分だけ、ラインＬを介してパワーシリンダ３へ供給される圧油量を確保することが出来る。
そのため、パワーシリンダ３内の圧力が無くなって、その後に操舵する際にステアリングが重くなり過ぎてしまうことが防止される。

図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない。

１・・・エンジン
２・・・オイルポンプ
３・・・パワーシリンダユニット／パワーシリンダ
４・・・ギヤボックス
５・・・オイルタンク
６・・・流量制御弁
７・・・圧力制御弁
８・・・バルブユニット
９・・・ピットマンアーム
１０・・・第１のリンク
１１・・・ナックルアーム
１２・・・第２のリンク
１３・・・フレーム
１４・・・ステアリングコラム
１５・・・ステアリングホイール
１６・・・バイパス流量調整弁
１７・・・オリフィス
１８・・・逆流防止装置

Claims (4)

1. エンジンに直結した油圧ポンプと、パワーシリンダユニットと、リザーバタンクと、油圧ポンプの吐出口をパワーシリンダユニットのバルブユニットと連通する圧油ラインを有しているパワーステアリング機構において、油圧ポンプの吐出口と吸入口とを連通するバイパスラインを有し、該バイパスラインには流量調整弁が介装されており、該流量調整弁は前記圧油ラインのバルブユニット直前の圧力が信号圧力として入力され、信号圧力が高い場合には閉鎖し、信号圧力が低い場合には開放する機能を有していることを特徴とするパワーステアリング機構。
2. 前記圧油ラインのバルブユニット直前の領域と流量調整弁の信号圧力入力側とを連通する第２の圧油ラインを設け、第２の圧油ラインは、前記圧油ラインのバルブユニット直前の領域の圧力が上昇した際にその圧力上昇を流量調整弁の信号圧力入力側に伝達する第１の経路と、前記圧油ラインのバルブユニット直前の領域の圧力が降下した際に流量調整弁側の高い圧力をバルブユニット直前の領域に時間差を伴って伝達する第２の経路とを有している請求項１のパワーステアリング機構。
3. 第１の経路には流量調整弁に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁が介装されており、第２の経路にはバルブユニット直前の領域に向かってのみ信号圧力を伝達する逆止弁及び圧損機構が介装されている請求項２のパワーステアリング機構。
4. 前記バイパスラインには圧損機構が介装されている請求項１〜４の何れか１項のパワーステアリング機構。

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