JP2011020495A - 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を提供する。
【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と連通する第１の圧油ラインＬと、バルブユニット８をリザーバタンク５と連通する第２の圧油ラインＬｒを有しているパワーステアリング機構において、第１の圧油ラインＬのバルブユニット８近傍の位置から分岐して第２の圧油ラインＬｒに合流するバイパスラインＬｂを設け、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６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７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７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６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６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６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６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６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６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６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８は、図６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６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６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におけるリリーフ量が多くなる。
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８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９は、図６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６〜図９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）と連通する第１の圧油ライン（Ｌ）と、バルブユニット（８）をリザーバタンク（５）と連通する第２の圧油ライン（Ｌｒ）を有しているパワーステアリング機構において、第１の圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）近傍の位置から分岐して第２の圧油ライン（Ｌｒ）に合流するバイパスライン（Ｌｂ）を設け、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）は第１の圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の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。

ここで、前記バイパスライン（Ｌｂ）には圧損機構（例えばオリフィス１６２）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）には流量制御弁（６１）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７１）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、第１の圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）近傍の位置から分岐して第２の圧油ライン（Ｌｒ）に合流するバイパスライン（Ｌｂ）を設け、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）は第１の圧油ライン（Ｌ）のバルブユニット（８）直前の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ので、車両の直進時の様にパワーシリンダ（３）の負荷が小さい場合には流量調整弁（１６）が開放して、バイパスライン（Ｌｂ）により第１の圧油ライン（Ｌ）と第２の圧油ライン（Ｌｒ）とが連通するので、油圧ポンプの吐出口（２ｏ）と吸入口（２ｉ）とがバルブユニット（８）をバイパスして連通される。
その結果、バルブユニット（８）をバイパスすることにより、圧油を吐出して吸い込む油圧ポンプ（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。すなわち、エンジン（１）の補機駆動動力の低減によって、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、操舵時には十分な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、第１の圧油ライン（Ｌ）と第２の圧油ライン（Ｌｒ）とを連通するバイパスライン（Ｌｂ）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活かして、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、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１６２）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（１６２）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）内の圧力が無くなることによるその後の操舵力の増大が防止できる。

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係り、第１の油圧ラインと第２の油圧ラインにかけて流量調整弁を介装したバイパスラインを「後付け」で既存車両に装備する状態を示した態様図。 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。 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６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Ｌ４を有している。
ラインＬ１は、油圧ポンプ（以下、「ポンプ」と言う）２の吐出側２ｏと、流量制御弁６内の第１の分岐点Ｂ１とを接続している。
ラインＬ２は、第２の分岐点Ｂ１と、圧力制御弁７内の第２の分岐点Ｂ２を接続している。
ラインＬ３は、圧力制御弁７内の第２の分岐点Ｂ２と、圧力制御弁７には含まれない第３の分岐点Ｂ３を接続している。
ラインＬ４は、第３の分岐点Ｂ３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、前記ラインＬ１、ラインＬ２の一部、第１の分岐点Ｂ１、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の一部、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１の分岐点Ｂ１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Ｌ２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Ｌ２、ラインＬ３の一部、第２の分岐点Ｂ２、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２の分岐点Ｂ２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２の分岐点Ｂ２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Ｌ４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が形成されている。

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（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、以下に説明する構成が、付加される。
ラインＬ側の第３の分岐点Ｂ３と、油圧戻りラインＬｒに形成された第３の合流点Ｇ３とは、バイパスラインＬｂによって接続されている。そして、流量調整弁１６が設けられている。
ここで、流量調整弁１６は、図１においては、符号１６を付した破線の矩形で囲って示している。
バイパスラインＬｂには、流量調整弁本体１６１が介装されている。そして、バイパスラインＬｂにおいて、流量調整弁本体１６１と第３の合流点Ｇ３との間の領域には、オリフィス１６２が介装されている。

流量調整弁本体１６１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Ｌ４を流れる圧油によって与えられる。そして、上述した様に、ラインＬ４は、第３の分岐点Ｂ３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。
流量調整弁本体１６１は、ラインＬ４側（バルブユニット８の入口側）の圧力が所定値以上になった場合に閉じて、バイパスラインＬｂを閉鎖する。
一方、例えば直進時のように、パワーシリンダ３に作用する力が小さく、ラインＬ４側（バルブユニット８の入口側）の圧力が低ければ、流量調整弁本体１６１は開き、バイパスラインＬｂを開放する。その際には、ポンプ２の作動油はバイパスラインＬｂを介して、タンク５或いは油圧ポンプ２の入口側２ｉに戻される。
但し、バイパスラインＬｂが開放されても、バイパスラインＬｂにはオリフィス１６２が介装されているので、作動油の一部はパワーシリンダ３側に供給される。

図示の実施形態では、図６の従来技術のステアリングシステムに対して、図１の流量調整弁１６を、図２で示すように、いわゆる「後付け」で簡単に追加装備することが出来る。
この追加装備は、改修工事に要する時間も短く、その費用も最小限に留めることが出来る。
そして図２のように、ラインＬ３、Ｌ４と、戻しラインＬｒとの間に、バイパスラインＬｂ（流量調整弁１６内に含まれる）を介装すれば、バイパスラインＬｂを短くすることが出来る。
また、バルブユニット８の間近に流量調整弁１６が配置されることにより、流量調整弁１６のパイロット圧がパイロット圧入口に至る途中で圧力降下を起こすことが無く、流量調整弁１６の開閉動作が正確に行われる。

図３は、図示の実施形態における油圧ポンプ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３の実線は、パワーシリンダ３の負荷が「中」或いは「大」で、バイパスラインＬｂの流量調整弁１６が閉じている場合（バイパス「閉」）の流量特性を示している。
図３の破線は、直進時のようにパワーシリンダ３の負荷が小さく、流量調整弁１６が開いている場合（バイパス「開」）の流量特性を示している。
図３において、流量Ｑａは、流量調整弁１６の「開閉作動点」における流量である。流量Ｑａ以上の場合に流量調整弁１６は閉鎖し（バイパス「閉」）、流量Ｑａよりも少ないと流量調整弁１６は開放される（バイパス「開」）。
なお、図３において、流量調整弁１６を閉じた場合には、同一回転数であれば、パワーシリンダの負荷が大きな方が流量は少ない。

図４は、図示の実施形態において、油圧ポンプ２の回転数に対するパワーシリンダ入口の油圧特性を示している。
図４の実線は、パワーシリンダ３の入口圧が「中（付加「中」）」或いは「大（付加「大」）」で、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」）の特性を示している。
図４の破線は、直進時のようにパワーシリンダ３の入口圧が低く、流量調整弁１６が開いた状態（バイパス「開」）の特性を示している。
図４において、圧力Ｐａは、流量調整弁１６の「開閉作動点」における圧力である。パワーシリンダ３の圧力がＰａ以上であれば流量調整弁１６は閉鎖し（バイパス「閉」）、Ｐａよりも圧力が低いと流量調整弁１６は開放される（バイパス「開」）。

図５は、図示の実施形態における油圧ポンプ２の回転数に対する油圧ポンプ２の消費動力特性を示している。
図５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」）の油圧ポンプ２の消費動力特性を示し、図５の破線は流量調整弁１６を開いた場合（バイパス「開」）の油圧ポンプ２の消費動力特性を示している。
図５によれば、バイパスラインＬｂを開放した場合（バイパス「開」）が、バイパスラインＬｂを閉じた場合（バイパス「閉」）よりも、油圧ポンプの消費動力は明らかに小さい。
図５から明らかなように、車両が直進している状態のように、パワーシリンダ３に作用する負荷が小さければ、流量調整弁１６は開き、バイパスラインＬｂは開放された状態を維持するので、油圧ポンプ２の消費動力は低い。
従来システムのように、流量調整弁１６を介装したバイパスラインＬｂを有していない場合には、図５において実線で示す特性（バイパス「閉」の特性）となるので、例えばポンプ回転数がＮｐの場合は、少なくともΔＷｐだけ油圧ポンプの消費駆動力が節約できる。

図示の実施形態によれば、車両の直進時の様にパワーシリンダ３の負荷が小さい場合には流量調整弁１６が開放して、バイパスラインＬｂによりラインＬ３とラインＬｒとが連通するので、バルブユニット８をバイパスして、油圧ポンプの吐出口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の補機駆動動力が低減するので、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及びバイパスラインＬｂは閉鎖し、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、操舵時には十分な操舵補助力を発生することが出来る。

また図示の実施形態は、圧油ラインＬと戻りラインＬｒとを連通する流量調整弁１６を介装したバイパスラインＬｂを、例えば図２で示す態様で既存のパワーステアリング機構に追加することで実施することが出来る。
そのため、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活かして、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。すなわち、導入コストを安価に抑えることが出来る。

図示の実施形態では、バイパスラインＬｂにオリフィス１６２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１６２で圧力損失が生じる分だけ、油圧供給ライン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、流量調整弁１６が開放状態になっても、パワーシリンダ３内の圧力が喪失してしまうことはなく、その直後に操舵に必要な力が増大してしまうことが防止できる。

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・・・油圧ポンプ
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
Ｌｂ・・・バイパスライン

Claims (2)

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第１の圧油ラインと、バルブユニットをリザーバタンクと連通する第２の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、第１の圧油ラインのバルブユニット近傍の位置から分岐して第２の圧油ラインに合流するバイパスラインを設け、該バイパスラインには流量調整弁が介装されており、該流量調整弁は第１の圧油ラインのバルブユニット直前の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のパワーステアリング機構。

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