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CN109804176B - 具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备 - Google Patents

具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备 Download PDF

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CN109804176B
CN109804176B CN201780062364.4A CN201780062364A CN109804176B CN 109804176 B CN109804176 B CN 109804176B CN 201780062364 A CN201780062364 A CN 201780062364A CN 109804176 B CN109804176 B CN 109804176B
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Abstract

本发明提供具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，可以抑制作用于被施力部件的螺旋弹簧的横向力。在将在将释放阀弹簧37以压缩状态设置于滑阀29的阀孔34时的有效圈数设为N1、将N1的整数值设为n1、将自然长度时的有效圈数设为N0、将N0的整数值设为n0时，释放阀弹簧37满足式1：0≤N1‑n1≤0.25以及式3：N1‑n1<N0‑n0。

Description

具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备
技术领域
本发明涉及具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备。
背景技术
作为这种关联技术，例如专利文献1中记载的可变容量型叶片泵是已知的。该叶片泵具有用于保护液压设备免受压力过度上升的影响的释放阀。释放阀具备以压缩状态设置在阀孔内并对滚珠(被施力部件)向阀座部件侧施力的螺旋弹簧。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2012-82762号公报
发明内容
发明要解决的课题
但是，在上述关联技术中，若作用于阀芯的螺旋弹簧的作用力的横向分量、即螺旋弹簧的横向力大，则存在不能得到稳定的阀芯的动作的问题。
本发明的目的之一在于提供一种具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，可以抑制作用于被施力部件的螺旋弹簧的横向力。
用于解决课题的方案
本发明一实施方式的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备具备设置在收容部内并对被施力部件施力的螺旋弹簧，螺旋弹簧以压缩状态设置在收容部内，在将压缩状态下的螺旋弹簧的有效圈数设为N1、将有效圈数的整数值设为n1、将螺旋弹簧的长度为自然长度时的螺旋弹簧的有效圈数设为N0、将有效圈数的整数值设为n0时，满足
式1：0≤N1-n1≤0.25或
式2：0.75≤N1-n1<1，
在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式1时，满足
式3：N1-n1<N0-n0，
在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式2时，满足
式4：N0-n0<N1-n1。
因此，在本发明一实施方式中，可以抑制作用于被施力部件的螺旋弹簧的横向力。
附图说明
图1是表示实施方式1的可变容量型叶片泵1的轴向剖视图。
图2是图1的S2-S2线向视剖视图。
图3是表示实施方式1的释放阀33的详细情况的放大图。
图4是表示对圆筒压缩螺旋弹簧(以下称为螺旋弹簧)50施加了负荷时的端部的状态的图。
图5是从轴线方向一侧观察螺旋弹簧50的图。
图6是表示螺旋弹簧50中的两个接点相对角[deg]与横向力水平[N]之间的关系的图。
图7是表示压缩了螺旋弹簧50时的一侧的接点53的位置变化的图。
图8是表示压缩了螺旋弹簧50时的另一侧的接点55的位置变化的图。
图9是横向力水平[N]相对于释放阀弹簧37的设置状态下的有效圈数N1的验证数据。
图10是表示实施方式2的齿条齿轮式转向装置60的主要部分剖视图。
图11是表示实施方式3的电动制动器80的主要部分剖视图。
具体实施方式
〔实施方式1〕
图1是表示实施方式1的可变容量型叶片泵(车辆搭载设备)1的轴向剖视图、图2是图1的S2-S2方向剖视图。
可变容量型叶片泵1具有泵主体4以及泵构件5。可变容量型叶片泵1通过利用驱动轴6驱动泵构件5旋转来进行泵作用。泵主体4是将前主体2以及后主体3对接而形成的。泵主体4在收容空间4a内收容泵构件5。泵构件5具有转子7、凸轮环8、接合环9以及压板10。转子7与驱动轴6一体旋转。凸轮环8位于转子7的外周侧，具有大致圆环状。凸轮环8能够向相对于转子7的偏心量变化的方向摆动。接合环9位于凸轮环8的外周侧，具有大致圆环状。接合环9固定在收容空间4a的外周圆筒面。压板10位于收容空间4a的前主体2的内底面2a，具有大致圆盘状。
利用定位销11限制接合环9以及压板10相对于泵主体4的相对旋转。在定位销11的图2中顺时针方向侧(后述的第一流体压力室14a侧)设置有板部件12。板部件12具有凸轮环8的摆动支点功能和将凸轮环8以及接合环9之间密封的密封功能。在接合环9的内周面中的、在径向上与板部件12相向的位置，配置有将接合环9和凸轮环8之间密封的密封部件13。密封部件13以及板部件12在凸轮环8以及接合环9之间形成一对流体压力室14a、14b。即，在凸轮环8的径向一侧形成有第一流体压力室14a，在径向另一侧形成有第二流体压力室14b。凸轮环8因两个流体压力室14a、14b之间的压力差而摆动，由此，凸轮环8相对于转子7的偏心量增减。凸轮环8利用复位弹簧15始终向与转子7的偏心量成为最大的方向被施力。
转子7在其外周部具有沿径向被切开的多个槽7a。各槽7a在周向上以等间距排列。大致平板状的叶片16在转子7的径向上伸缩自如地被收容在各槽7a中。各叶片16在周向上隔开凸轮环8以及转子7之间的环形空间，从而形成有多个泵室17。通过利用驱动轴6沿图2中逆时针方向驱动转子7旋转，由此，各泵室17一边使其容积增减一边环绕移动来进行泵动作。各叶片16利用被导入到在各槽7a的内周侧形成的背压室7b的工作油的压力而压在凸轮环8的内周面上。
在后主体3中的面向收容空间4a的内侧面3a，在与各泵室17的容积随着转子7的旋转而逐渐扩大的吸入区域相当的部分，形成有沿着周向正视时呈大致月牙形的第一吸入端口18。第一吸入端口18与形成于后主体3的吸入通路19a连通。由此，经由与未图示的储液箱连接的吸入管20被导入到了吸入通路19a内的工作油，借助上述吸入区域中的泵吸入作用而被吸入到各泵室17。
在压板10中的与转子7相向的面上，在与第一吸入端口18相向的位置形成有与该第一吸入端口18大致相同形状的第二吸入端口21。第二吸入端口21与形成于前主体2的回流通路22连通。回流通路22与收容有将前主体2中的与驱动轴6之间密封的密封部件的凹部连通。通过利用上述吸入区域中的泵吸入作用向各泵室17供给上述密封部件的剩余油，从而可以防止上述剩余油向外部漏出。
在压板10中的与转子7相向的面上，在与各泵室17的容积随着转子7的旋转而逐渐缩小的排出区域相当的部分，形成有沿着周向正视时呈大致月牙形的第一排出端口23。第一排出端口23经由在前主体2中的与压板10相向的内底面2a上凹陷设置的压力室24与排出通路19b连通。由此，利用上述排出区域中的泵排出作用从各泵室17排出的工作油经过压力室24以及排出通路19b向泵主体4外排出，并输送到未图示的动力转向装置的液压动力缸。压板10通过压力室24内的压力向转子7侧被推压。
在后主体3的内侧面3a中的与第一排出端口23相向的位置，形成有与该第一排出端口23大致相同形状的第二排出端口25。通过将两个吸入端口18、21以及两个排出端口23、25分别隔着各泵室17而轴向对称地配置，从而保持上述各泵室17的轴向两侧的压力平衡。
在前主体2中的上端侧的内部，对泵排出压力进行控制的控制阀26设置在与驱动轴6正交的方向(图2的左右方向)上。控制阀26在图2中从左侧朝向右侧形成于前主体2。控制阀26具有阀孔28、滑阀(壳体部件)29以及控制阀弹簧30。阀孔28的图2中左侧的开口部被塞子(限制部)27堵塞。滑阀29轴向滑动自如地被收容在阀孔28内。滑阀29是具有大致有底圆筒状的滑阀阀芯。控制阀弹簧30对滑阀29朝向塞子27侧施力。控制阀弹簧30是圆筒压缩螺旋弹簧。
在阀孔28内，高压室(第二工作液通路)28a、中压室28b以及低压室(第一工作液通路)28c被滑阀29隔开。形成于排出通路19b的未图示的侧流孔的上游侧的液压、即压力室24的液压被导入到高压室28a。中压室28b收容控制阀弹簧30，上述侧流孔的下游侧的液压被导入到中压室28b。低压室28c形成在滑阀29的外周侧，泵吸入压力经由低压通路31从吸入通路19a被导入到低压室28c。
滑阀29根据中压室28b以及高压室28a之间的压力差在轴向上移动。具体而言，在中压室28b以及高压室28a之间的压力差比较小而使得滑阀29处于与塞子27抵接的状态(第一状态)时，将第一流体压力室14a以及阀孔28之间连通的连通路(第一工作液通路、第二工作液通路)32在低压室28c开口，低压室28c的比较低的液压被导入到第一流体压力室14a。另一方面，在中压室28b以及高压室28a之间的压力差增大而使得滑阀29克服控制阀弹簧30的作用力在轴向上移动(处于第二状态)时，低压室28c以及第一流体压力室14a之间的连通逐渐被截断，高压室28a经由连通路32与第一流体压力室14a连通。由此，高压室28a的比较高的液压被导入到第一流体压力室14a。即，低压室28c或高压室28a的液压选择性地被导入到第一流体压力室14a。
泵吸入压力始终被导入到第二流体压力室14b。在低压室28c的液压被导入到第一流体压力室14a时，凸轮环8通过复位弹簧15的作用力而处于与转子7的偏心量成为最大的位置(图2中左侧的位置)。此时，泵排出量最大。另一方面，在高压室28a的液压被导入到第一流体压力室14a时，通过该第一流体压力室14a的压力，凸轮环8克服复位弹簧15的作用力而摆动以便缩小第二流体压力室14b的容积，该凸轮环8和转子7的偏心量减少。由于偏心量的减少，因此，泵排出量减少。
在滑阀29的内部形成有释放阀33。在中压室28b的压力不足规定值的情况下，释放阀33维持关闭状态(第一状态)。在中压室28b的压力成为规定值以上时、即动力转向装置侧(负荷侧)的压力成为规定值以上时，释放阀33成为开阀状态(第二状态)而进行释放动作，经由低压室28c以及低压通路31使工作油回流到吸入通路19a。换言之，释放阀33对排出通路19b以及吸入通路19a之间的油通路进行开闭。
图3是表示实施方式1的释放阀33的详细情况的放大图。释放阀33具有阀孔(收容部)34、释放孔(工作液通路)29a、滚珠(被施力部件)35、阀座部件(限制部)36、释放阀弹簧37以及保持器38。阀孔34形成在滑阀29的内周侧，具有大致圆筒形状。释放孔29a以将阀孔34以及低压室28c之间连通的方式形成于滑阀29。滚珠35是配置在阀孔34内的球状的阀芯。阀座部件36是供滚珠35抵接的阀座，隔着阀孔34中的滚珠35而固定在轴向一侧。释放阀弹簧37以隔着阀孔34中的滚珠35向另一侧压缩变形的状态配置。释放阀弹簧37是变形特性为非线性的螺旋弹簧，在实施方式1中，设为桶形弹簧。保持器38被夹设在滚珠35以及释放阀弹簧37之间。保持器38利用基于释放阀弹簧37的压缩变形的恢复力朝向阀座部件36侧对滚珠35施力。保持器38具有轴部39以及滚珠保持部40。轴部39被插入到释放阀弹簧37的内周侧。滚珠保持部40在轴部39中的阀座部件36侧的端部形成为扩径状，落座于释放阀弹簧37中的阀座部件36侧的第二座圈部37b。
轴部39形成为朝向滚珠保持部40侧逐渐扩径的锥状。通过轴部39中的相对于滚珠保持部40的根部的外周面与释放阀弹簧37的第二座圈部37b的抵接，第二座圈部37b与保持器38的径向上的相对位移被限制。
滚珠保持部40将滚珠35保持于滚珠保持部40中的在轴部39侧的端面凹陷设置的滚珠保持凹部41。滚珠保持部40的处于滚珠保持部40以及轴部39之间的阶梯状部42落座于释放阀弹簧37的第二座圈部37b。滚珠保持凹部41以保持器38的轴心A2为中心而形成为旋转对称的大致扁平研钵状。通过使滚珠35落座于滚珠保持凹部41，从而该滚珠35和保持器38的径向上的相对位移被限制，滚珠35的中心C位于保持器38的轴心A2上。
另一方面，在阀孔34的底部形成有呈圆形地凹陷的弹簧落座部43。弹簧落座部43的轴心与阀孔34的轴心A1一致。通过使释放阀弹簧37中的阀座部件36侧的第一座圈部37a落座于弹簧落座部43，从而第一座圈部37a的轴心和阀孔34的轴心A1一致。
阀座部件36具有通孔44以及支座面(阀座部)45。通孔44沿着阀孔34的轴心A1形成，经由中压室28b与排出通路19b连通。通孔44位于阀孔34的大致圆形的截面的大致中心。支座面45为环形，形成于通孔44中的在滚珠35侧扩径的开口部的端部。释放阀33通过使滚珠35落座于支座面45而关闭。
支座面45形成为，在释放阀33关闭时、即滚珠35落座于支座面45时，滚珠35的中心C相对于与第一座圈部37a以及通孔44共用的阀孔34的轴心A1在径向上偏移规定的偏移量。其结果是，保持器38的滚珠保持部40相对于阀孔34的轴心A1在径向上偏移，保持器38的轴心A2相对于阀孔34的轴心A1倾斜角度δ1。
另外，在将在比支座面45靠内侧的区域中滚珠35受到的通孔44内的液压中的相对于轴线A1的径向分量设为F1、将因滚珠35相对于轴线A1的倾斜而使F1减少的相对于轴线A1的径向的力设为F2、将释放阀弹簧37的作用力中的使F1减少的相对于轴线A1的径向的力(横向力)设为F3时，支座面45以满足F1>F2+F3的方式形成。若使滚珠35受到的工作液的径向分量F1减少的力的分量的合计F2+F3变得比F1大，则滚珠35变得不稳定，成为从释放阀33产生异常声响的原因，因此，通过以满足F1>F2+F3的方式形成支座面45，从而可以实现释放阀33打开时的滚珠35的稳定化，可以抑制从释放阀33产生异常声响。
在实施方式1的可变容量型叶片泵1中，在释放阀33打开时，滚珠35的中心C相对于阀孔34的轴心A1向径向偏移，保持器38的轴心A2相对于轴心A1倾斜。由此，在释放阀33打开时，滚珠35容易朝向轴心A1的径向一侧打开。因此，在滚珠35的一部分，在开阀时也维持与支座面45的抵接状态，滚珠35被夹在保持器38和支座面45之间的、稳定的开阀状态被保持。其结果是，可以抑制释放阀33打开时的滚珠35的振动，可以抑制从释放阀33产生异常声响。
在此，在释放阀33打开时，在作用于滚珠35的释放阀弹簧37的横向力在使滚珠35从支座面45离开的方向上产生的情况下，该横向力越大，滚珠35越不稳定，导致上述异常声响抑制效果降低。于是，在实施方式1中，以抑制释放阀弹簧37的横向力为目的，以满足下述的式1以及式3的条件的方式设计释放阀弹簧37。
式1：0≤N1-n1≤0.25
式3：N1-n1<N0-n0
在此，N1是将释放阀弹簧37以压缩状态设置于滑阀29的阀孔34时的有效圈数，n1是N1的整数值，N0是自然长度时的有效圈数，n0是N0的整数值。
以下，对满足式1以及式3的条件的释放阀弹簧37可以抑制横向力的理由进行说明。
图4是表示对一般的圆筒压缩螺旋弹簧(以下称为螺旋弹簧)50施加了负荷时的端部的状态的图。螺旋弹簧50具有弹簧部51和座圈部52。弹簧部51是作为弹簧起作用的部分。座圈部52是形成在弹簧部51的两端的平坦部分，是不作为弹簧起作用的部分。在螺旋弹簧50的一侧，若对螺旋弹簧50施加负荷(压缩载荷)，则弹簧部51的弹性力F作用于弹簧部51和座圈部52的接点53。弹性力F相对于螺旋弹簧50的轴线方向仅具有俯仰角β的角度。因此，作用于接点53的弹性力F的轴线方向分量Fy以及轴线正交方向分量Fx1成为Fy＝Fcosβ以及Fx1＝Fsinβ。如图5所示，从轴线方向一侧观察螺旋弹簧50时，轴线正交方向分量Fx1的方向为如下方向，即经过接点53并在螺旋弹簧50的中心轴线O上具有中心的圆的切线方向中的、从座圈部52朝向弹簧部51的方向。关于螺旋弹簧50的另一侧的座圈部54以及接点55也相同。因此，螺旋弹簧50的横向力Fx成为作用于接点53的弹性力F的轴线正交方向分量Fx1和作用于另一侧的接点55的弹性力F的轴线正交方向分量Fx2的合力。
如上所述，理论上，两个接点53、55的轴线正交方向分量Fx1、Fx2为相同的大小，但其朝向根据从轴线方向观察时的两个接点53、55的位置关系而变化。即，螺旋弹簧50的横向力Fx根据两个接点53、55之间的相对角θ而使得大小、朝向发生变化。两个接点相对角θ是通过中心轴线O以及接点53的直线与通过中心轴线O以及接点55的直线所成的角度。
图6是表示螺旋弹簧50中的两个接点相对角θ[deg]与横向力水平(横向力Fx的绝对值)[N]之间的关系的图。如图6所示，横向力水平相对于两个接点相对角θ具有大致正弦波状的特性。在两个接点相对角θ为0°时，两个轴线正交方向分量Fx1、Fx2彼此朝向相反方向，因此，横向力水平最小。另一方面，在两个接点相对角θ为180°时，两个轴线正交方向分量Fx1、Fx2朝向相同方向，因此，横向力水平最大。另外，在两个接点相对角θ为90°以及270°时，两个轴线正交方向分量Fx1、Fx2成为相互正交的朝向，因此，横向力水平取中间值。
因此，为了减小螺旋弹簧50的横向力，将两个接点相对角θ设定在0°≤θ≤90°或270°≤θ≤360°的范围内即可。为此，需要使螺旋弹簧50的有效圈数N的小数点以后的值处在0～0.25或0.75～1的范围内。
另一方面，螺旋弹簧50的有效圈数N在螺旋弹簧50的压缩时变小。即，螺旋弹簧50的两个接点53、55根据压缩状态而变化。如图7所示，在从轴线方向一侧观察螺旋弹簧50时，在对螺旋弹簧50进行压缩时，一侧的接点53从图7的○的位置向△的位置变化。另外，如图8所示，在从轴线方向一侧观察螺旋弹簧50时，在对螺旋弹簧50进行压缩时，另一侧的接点55从图8的○的位置向△的位置变化。因此，在将螺旋弹簧50以压缩状态设置在收容部内并用于对被施力部件施力的施力结构的情况下，相比设置前的自然长度状态下的有效圈数，需要使设置状态下的有效圈数更接近整数，并且，需要使设置状态下的有效圈数的小数点以后的值处在0～0.25或0.75～1的范围内。而且，为了满足上述条件，在将螺旋弹簧50的设置状态下的有效圈数设为N1、将N1的整数值设为n1、将自然长度的状态下的有效圈数设为N0、将N0的整数值设为n0时，以满足下述的式1以及式3的条件或满足下述的式2以及式4的条件的方式设计螺旋弹簧50即可。
式1：0≤N1-n1≤0.25
式2：0.75≤N1-n1<1
式3：N1-n1<N0-n0
式4：N0-n0<N1-n1
由此，能够使螺旋弹簧50的设置状态下的有效圈数N1相比设置前的自然长度的状态下的有效圈数N0接近整数且在整数附近。因此，可以将螺旋弹簧50的横向力抑制得小，所以，可以更笔直地对被施力部件施力，可以提高被施力部件的动作性。
根据以上的理由，在实施方式1的可变容量型叶片泵1中，以满足式1以及式3的方式设计释放阀33的释放阀弹簧37。由此，可以减小释放阀33打开时的螺旋弹簧50的横向力。图9是横向力水平[N]相对于释放阀弹簧37的设置状态下的有效圈数N1的验证数据。由图9可知，在有效圈数N1为整数(10)附近时，横向力水平被抑制得最小。需要说明的是，该验证数据是有效圈数N1为9.3～10.5的范围的验证数据，但在其他范围的情况下也得到同样的结果。
释放阀33的滚珠35在阀孔34内以相对于阀孔34隔开规定的间隙而能够移动的方式设置。因此，滚珠35由于释放阀弹簧37的横向力，其工作状态较大地受到影响。因此，通过抑制释放阀弹簧37的横向力，从而可以提高滚珠35的动作性。另外，作为单向阀的释放阀33在利用工作液的压力而打开时，若因释放阀弹簧37的横向力的影响而倾斜且姿势不稳定，则可能会产生异常声响。因此，通过抑制释放阀弹簧37的横向力，从而可得到稳定的滚珠35的动作。另外，开阀时的滚珠35的振动得到抑制，可以抑制从释放阀33产生异常声响。
并且，在释放阀弹簧37随着滚珠35的动作而从设置状态进一步被压缩时，其压缩状态下的释放阀弹簧37的有效圈数进一步接近整数(小数点以后的值变小)，因此，与释放阀弹簧37满足式2以及式4的条件的情况相比，可以进一步抑制释放阀弹簧37的横向力。
在实施方式1中，将释放阀弹簧37的变形特性设为非线性。非线性的螺旋弹簧与变形特性为线性的螺旋弹簧相比不容易倾倒，因此，可以进一步抑制横向力。并且，释放阀弹簧37采用桶形弹簧。桶形弹簧的两端部的直径比中央部的直径小，因此两端部的刚性比中央部的刚性高。因此，中央部相对于负荷的压缩率比两端部的压缩率高，所以，在释放阀弹簧37从设置状态进一步被压缩了时，可以抑制有效圈数从整数附近的值离开而导致横向力增大。另外，由于释放阀弹簧37设置前后的有效圈数的变化量也是不确定要素，因此，优选尽可能小。因此，通过将桶形弹簧用作释放阀弹簧37，从而在座圈部附近减小卷绕间距，在弹簧部增大卷绕间距，在设置前后主要在有效圈数的区域进行压缩。在卷绕间距大的(俯仰角β大的)区域，伴随着压缩的有效圈数的变化也小，因此，可以减小设置前后的有效圈数的变化。其结果是，可以抑制横向力的增大。
〔实施方式2〕
图10是表示实施方式2的齿条齿轮式转向装置(车辆搭载设备)60的主要部分剖视图。
小齿轮轴61与未图示的方向盘连接。在小齿轮轴61的前端形成有小齿轮61a。齿条杆62沿车宽度方向延伸，其两端与前轮连接。在齿条杆62上形成有与小齿轮61a啮合的齿条齿轮62a。向方向盘的旋转输入通过由小齿轮轴61以及齿条杆62构成的齿条齿轮机构63转换为齿条杆62的轴向移动，从而前轮转向。
壳体(壳体部件)64收容齿条齿轮机构63。小齿轮轴61的下端支承于设置在壳体64内的轴承65。在壳体64的隔着齿条杆62与小齿轮轴61相反的一侧，形成有齿条保持器收容部66。齿条保持器收容部66沿车辆前后方向(图10中左右方向)延伸。齿条保持器收容部(收容部)66收容齿条保持器(被施力部件)67、调节螺杆68以及螺旋弹簧69。齿条保持器67与齿条杆62抵接，可以沿车辆前后方向在齿条保持器收容部66内滑动。调节螺杆68堵塞齿条保持器收容部66的开口端。螺旋弹簧69是圆筒压缩螺旋弹簧，以压缩状态设置在齿条保持器收容部66内的齿条保持器67以及调节螺杆68之间。螺旋弹簧69经由齿条保持器67对齿条杆62向小齿轮轴61侧施力。通过使调节螺杆68在车辆前后方向上进退移动，从而可以调节螺旋弹簧69的设定载荷。调节螺杆68利用防松螺母70相对于壳体64限制向车辆前后方向的移动。在齿条保持器67以及调节螺杆68之间夹设有橡胶圈71。橡胶圈71与螺旋弹簧69一起经由齿条保持器67对齿条杆62向小齿轮轴61侧施力。
实施方式2的螺旋弹簧69以满足实施方式1所示的式1以及式3的条件的方式设计。由此，能够使螺旋弹簧69的设置状态下的有效圈数N1相比设置前的自然长度的状态下的有效圈数N0接近整数且在整数附近。因此，可以将螺旋弹簧69的横向力抑制得小，可以抑制齿条保持器67的倾斜，可以提高齿条保持器67的动作性。
〔实施方式3〕
图11是表示实施方式3的电动制动器(车辆搭载设备)80的主要部分剖视图。
同轴电机81具有固定于壳体(壳体部件)82的定子以及相对于定子隔开气隙地配置的螺母(转子)83。螺母83经由轴承84支承于壳体82。滚珠丝杠机构85将同轴电机81的螺母旋转力转换为轴向的推力并传递到轴(被施力部件)86。在壳体82内(收容部)，在壳体82的内壁82a以及轴86之间以压缩状态设置有螺旋弹簧88。螺旋弹簧88是圆锥形弹簧，对轴86向后退方向(图11中右方向)施力。电动制动器80对同轴电机81进行驱动以使其旋转时，与轴86一体的杆87向前进方向(图11中左方向)移动，将制动钳的制动块压在制动盘转子上，从而对车轮施加制动力。在停止同轴电机81的驱动时，杆87借助螺旋弹簧88的作用力而后退，在制动块以及制动盘转子之间确保规定的间隙。
实施方式3的螺旋弹簧88以满足实施方式1所示的式1以及式3的条件的方式设计。由此，能够使螺旋弹簧88的设置状态下的有效圈数N1相比设置前的自然长度的状态下的有效圈数N0接近整数且在整数附近。因此，可以将螺旋弹簧88的横向力抑制得小，可以抑制螺母83的倾斜，可以提高滚珠丝杠机构85的动作性。
〔实施方式4〕
实施方式4在以满足实施方式1所示的式1以及式3的条件的方式设计实施方式1的控制阀弹簧30这一点与实施方式1不同。由此，能够使控制阀弹簧30的设置状态下的有效圈数N1相比设置前的自然长度的状态的有效圈数N0接近整数且在整数附近。因此，可以将控制阀弹簧30的横向力抑制得小。滑阀(被施力部件)29为了在形成于前主体(壳体部件)2的阀孔(收容部)28内移动而需要径向间隙，若控制阀弹簧30的横向力大，则其倾斜量可能会变大。通过抑制控制阀弹簧30的横向力，从而可得到稳定的滑阀29的动作。
关于从以上说明的实施方式可以掌握的技术思想，记载如下。
具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备在其一个方案中具有：壳体部件，所述壳体部件在内部具有收容部；被施力部件，所述被施力部件能够移动地设置在所述收容部内；以及螺旋弹簧，所述螺旋弹簧设置在所述收容部内并对所述被施力部件施力，所述螺旋弹簧以压缩状态设置在所述收容部内，在将所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数设为N1、将有效圈数的整数值设为n1、将所述螺旋弹簧的长度为自然长度时的所述螺旋弹簧的有效圈数设为N0、将有效圈数的整数值设为n0时，所述螺旋弹簧满足式1：0≤N1-n1≤0.25或式2：0.75≤N1-n1<1，在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式1时，所述螺旋弹簧满足式3：N1-n1<N0-n0，在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式2时，所述螺旋弹簧满足式4：N0-n0<N1-n1。
在更优选的方案中，在上述方案中，所述螺旋弹簧是变形特性是非线性的。
在另一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述螺旋弹簧具有桶形。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述壳体部件具有工作液在内部流通的工作液通路、以及在所述被施力部件的移动方向的一侧限制所述被施力部件的移动的限制部，所述螺旋弹簧设置在所述被施力部件的移动方向的另一侧，所述被施力部件是阀芯，所述被施力部件朝向所述限制部侧被所述螺旋弹簧施力，所述被施力部件从与所述限制部抵接的第一状态移动到克服所述螺旋弹簧的作用力而从所述限制部离开的第二状态，从而切换所述工作液通路的连通状态。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述限制部是供所述被施力部件抵接的阀座，所述被施力部件是在所述第一状态下将所述工作液通路截断、在所述第二状态下使所述工作液通路连通的单向阀。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，在将穿过与沿所述被施力部件的移动方向延伸的轴线正交的所述收容部的正交截面上的所述收容部的中心且与所述轴线平行的假想线设为中心轴线时，作为所述限制部的所述阀座具有：通孔，所述通孔是以在所述轴线的方向上贯穿的方式设置于所述限制部的轴向孔，以所述限制部的与所述轴线的方向正交的正交截面上的形成位置位于所述收容部的截面的大致中心的方式设置；以及阀座部，所述阀座部设置在所述阀座的所述移动方向的另一侧，并以包围所述通孔的方式形成为环形，所述阀座部配置成与所述轴线的方向正交的正交截面上的中心相对于所述中心轴线偏移，作为所述被施力部件的所述阀芯具有进行所述通孔的开闭的球状。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，在所述阀芯与所述阀座部抵接的状态下，在将在比所述环形的阀座部靠内侧的区域中所述阀芯受到的所述通孔内的工作液的压力中的相对于所述中心轴线的径向分量设为F1、将因所述阀芯相对于所述中心轴线的倾斜而使所述F1减少的相对于所述中心轴线的径向的力设为F2、将所述螺旋弹簧的作用力中的使所述F1减少的相对于所述中心轴线的径向的力设为F3时，所述阀座部以满足式5：F1>F2+F3的方式形成。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述工作液通路具有第一工作液通路和第二工作液通路，所述被施力部件是以在所述第一状态时使所述第一工作液通路成为连通状态、在所述第二状态下使所述第二工作液通路成为连通状态的方式进行切换的滑阀阀芯。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述螺旋弹簧满足所述式1。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述螺旋弹簧形成为，所述被施力部件的移动方向上的两端部的卷绕间距比中央部的卷绕间距小。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述被施力部件是滚珠丝杠的螺母。
在又一优选方案中，在上述方案的任一方案中，所述被施力部件是对齿条齿轮的齿条施力的齿条保持器。
另外，本发明并不限于上述实施例，可以包含各种各样的变形例。例如，上述实施例为了容易理解地说明本发明而详细地进行了说明，但并不限定于必须具备已说明的全部结构。另外，可以将某实施例的结构的一部分替换为其他实施例的结构，另外，也可以在某实施例的结构上增加其他实施例的结构。另外，针对各实施例的结构的一部分，可以进行其他结构的追加、删除、替换。
本申请要求2016年11月1日提出的日本专利申请第2016-213973号的优先权。包括2016年11月1日提出的日本专利申请第2016-213973号的说明书、权利要求书、附图以及摘要在内的全部公开内容通过参照而作为整体被引入本申请中。
附图标记说明
1可变容量型叶片泵(车辆搭载设备) 2前主体(壳体部件) 29滑阀(壳体部件) 30控制阀弹簧(螺旋弹簧) 34阀孔(收容部) 35滚珠(被施力部件) 37释放阀弹簧(螺旋弹簧)60齿条齿轮式转向装置(车辆搭载设备) 64壳体(壳体部件) 66齿条保持器收容部(收容部) 67齿条保持器(被施力部件) 69螺旋弹簧 80电动制动器(车辆搭载设备) 82壳体(壳体部件) 86轴(被施力部件) 88螺旋弹簧

Claims (12)

1.一种具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述车辆搭载设备具有：
壳体部件，所述壳体部件在内部具有收容部；
被施力部件，所述被施力部件能够移动地设置在所述收容部内；以及
螺旋弹簧，所述螺旋弹簧设置在所述收容部内并对所述被施力部件施力，所述螺旋弹簧以压缩状态设置在所述收容部内，
在将所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数设为N1、将有效圈数的整数值设为n1、将所述螺旋弹簧的长度为自然长度时的所述螺旋弹簧的有效圈数设为N0、将有效圈数的整数值设为n0时，所述螺旋弹簧满足
式1：0≤N1-n1≤0.25或
式2：0.75≤N1-n1<1，
在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式1时，所述螺旋弹簧满足
式3：N1-n1<N0-n0，
在所述压缩状态下的所述螺旋弹簧的有效圈数N1满足所述式2时，所述螺旋弹簧满足
式4：N0-n0<N1-n1。
2.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述螺旋弹簧是变形特性是非线性的。
3.如权利要求2所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述螺旋弹簧具有桶形。
4.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述壳体部件具有工作液在内部流通的工作液通路、以及在所述被施力部件的移动方向的一侧限制所述被施力部件的移动的限制部，
所述螺旋弹簧设置在所述被施力部件的移动方向的另一侧，
所述被施力部件是阀芯，所述被施力部件朝向所述限制部侧被所述螺旋弹簧施力，所述被施力部件从与所述限制部抵接的第一状态移动到克服所述螺旋弹簧的作用力而从所述限制部离开的第二状态，从而切换所述工作液通路的连通状态。
5.如权利要求4所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述限制部是供所述被施力部件抵接的阀座，
所述被施力部件是在所述第一状态下将所述工作液通路截断、在所述第二状态下使所述工作液通路连通的单向阀。
6.如权利要求5所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
在将穿过与沿所述被施力部件的移动方向延伸的轴线正交的所述收容部的正交截面上的所述收容部的中心且与所述轴线平行的假想线设为中心轴线时，
作为所述限制部的所述阀座具有：
通孔，所述通孔是以在所述轴线的方向上贯穿的方式设置于所述限制部的轴向孔，以所述限制部的与所述轴线的方向正交的正交截面上的形成位置位于所述收容部的截面的大致中心的方式设置；以及
阀座部，所述阀座部设置在所述阀座的所述移动方向的另一侧，并以包围所述通孔的方式形成为环形，所述阀座部配置成与所述轴线的方向正交的正交截面上的中心相对于所述中心轴线偏移，
作为所述被施力部件的所述阀芯具有进行所述通孔的开闭的球状。
7.如权利要求6所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
在所述阀芯与所述阀座部抵接的状态下，在将在比所述环形的阀座部靠内侧的区域中所述阀芯受到的所述通孔内的工作液的压力中的相对于所述中心轴线的径向分量设为F1、将因所述阀芯相对于所述中心轴线的倾斜而使所述F1减少的相对于所述中心轴线的径向的力设为F2、将所述螺旋弹簧的作用力中的使所述F1减少的相对于所述中心轴线的径向的力设为F3时，所述阀座部以满足式5：F1>F2+F3的方式形成。
8.如权利要求4所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述工作液通路具有第一工作液通路和第二工作液通路，
所述被施力部件是以在所述第一状态时使所述第一工作液通路成为连通状态、在所述第二状态下使所述第二工作液通路成为连通状态的方式进行切换的滑阀阀芯。
9.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述螺旋弹簧满足所述式1。
10.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述螺旋弹簧形成为，所述被施力部件的移动方向上的两端部的卷绕间距比中央部的卷绕间距小。
11.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述被施力部件是滚珠丝杠的螺母。
12.如权利要求1所述的具有使用螺旋弹簧的施力结构的车辆搭载设备，其中，
所述被施力部件是对齿条齿轮的齿条施力的齿条保持器。
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