JP2009024748A - スプール弁 - Google Patents

Abstract

【課題】 スプールには、流体力Ｆによる閉弁力が発生する。この流体力Ｆに抗する反力Ｆ’をスプール弁の内部に供給される油圧を用いて発生させ、流体力Ｆによる閉弁力を抑えることのできるスプール弁を提供する。
【解決手段】 第１、第２大径ランド２１、２２の中間位置に中間ランド２７を設けて、分配室を第１、第２副室α、βに分ける。そして、第１、第２副室α、βを絞り機能を果たす連通手段２８（環状隙間）によって連通する。この結果、第１副室αの圧力Ｐ１が高まり、第２副室βの圧力Ｐ２が相対的に下がる。これにより、第１大径ランド２１の軸方向面積をＡ１、第２大径ランド２２の軸方向面積をＡ２、中間ランド２７の軸方向面積をＡ３とした場合、スプール４には、流体力Ｆとは逆向きの
反力Ｆ’＝Ｐ１×（Ａ１−Ａ３）−Ｐ２×（Ａ２−Ａ３）
を発生させることができ、流体力Ｆを弱めることができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、バルブボディの内部をスプールが軸方向へ移動して流体流路の開閉、切替、調圧、調量等を行うスプール弁に関し、特に流体（例えば、オイルなど）の調圧、調量に用いて好適な技術に関する。

（従来の技術）
オイルの調圧、調量に用いられるスプール弁の背景技術の一例として、車両用の自動変速機の油圧制御装置に搭載されるスプール弁が知られている。
自動変速機に搭載される油圧制御装置には、油圧制御を行うスプール弁が搭載されている。このスプール弁は、バルブボディに形成された中空円筒状の摺動穴の内部にスプールを配置したものである。なお、スプールは、電磁アクチュエータやパイロットバルブの発生する油圧により軸方向へ駆動されるものであり、スプールの軸方向位置に応じて出力油圧がコントロールされる（例えば、特許文献１、２参照）。

従来技術におけるスプール弁の具体例を図１（ａ）を参照して説明する。なお、後述する実施例と同一機能物には共通符号を付して説明する。
スプール弁１は、軸方向へ伸びる摺動穴６、この摺動穴６の中心軸に対して垂直方向に形成された入力ポート１１、出力ポート１２、排出ポート１３を備えたバルブボディ３と、摺動穴６によって摺動自在に支持される第１、第２大径ランド２１、２２を少なくても有し、この第１、第２大径ランド２１、２２の間に小径部２３が設けられたスプール４とを備える。
このスプール弁１は、入力ポート１１にオイルが供給されて使用されるものであり、スプール４の軸方向位置に応じて第１大径ランド２１が入力ポート１１を閉塞可能に設けられ、第１大径ランド２１が入力ポート１１を開いた状態において、入力ポート１１に供給されたオイルが、第１大径ランド２１と第２大径ランド２２の間の分配室を通って出力ポート１２へ導かれる。

（従来技術の問題点）
入力ポート１１から分配室へ流入するオイルは、入力ポート１１と第１大径ランド２１とによる絞りを成す通路形状、分配室の容積の拡大、オイルの流れ方向等により、入射角θが生じる。このオイルの入射角θによるオイルの流れにより、スプール４には流体力Ｆが作用することが知られている。この流体力Ｆは、次式で求められる。
Ｆ＝ρ・Ｑ・Ｖ・ｃｏｓθ
なお、上記式中、
ρ：密度
Ｑ：流量
Ｖ：流速
θ：入力ポート１１から分配室へ流入するオイルの入射角
である。

上記流体力Ｆは、第１大径ランド２１が入力ポート１１を閉じる側（図中、Ｌ１を小さくする側）に作用する。
このため、入力ポート１１が開かれた状態では、スプール４に入力ポート１１の開度が小さくなる側へ移動する力（流体力Ｆ）が作用し、その結果、出力油圧の低下を招く不具合が生じる。
なお、上記では、自動変速機に用いられるスプール弁１を例に従来技術の問題点を説明したが、使用される流体の種類（気体、液体、気液混合ガス等）に関わらず、また圧力制御、流量制御に関わらず、上記と同様の不具合が生じてしまう。
特開２００２−１８１２２２号公報 特開２００６−３０７９７７号公報

本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、入力ポートの開度が小さくなる側に作用する流体力Ｆに抗する反力Ｆ’を、流体を用いて発生させることのできるスプール弁の提供にある。

［請求項１の手段］
請求項１の手段を採用するスプール弁は、スプールの小径部に、第１大径ランドと第２大径ランドの間の空間を軸方向へ区画する中間ランドを備えている。この中間ランドは、第１大径ランドとの間に第１副室を形成し、第２大径ランドとの間に第２副室を形成する。そして、第１副室と第２副室は、流体流路の絞りとしての機能を果たす連通手段によって連通している。
これによって、第１大径ランドと第２大径ランドの間の空間のうち、第１大径ランド側の圧力（第１副室の圧力Ｐ１）を高め、第２大径ランド側の圧力（第２副室の圧力Ｐ２）を下げることができる（Ｐ１＞Ｐ２）。

スプールには、圧力Ｐ１による軸力Ｆ１と、圧力Ｐ２による軸力Ｆ２とが発生する。
ここで、第１大径ランドの軸方向面積をＡ１、第２大径ランドの軸方向面積をＡ２、中間ランドの軸方向面積をＡ３とした場合、
軸力Ｆ１、軸力Ｆ２は、次式で求められる。
Ｆ１＝Ｐ１×（Ａ１−Ａ３）
Ｆ２＝Ｐ２×（Ａ２−Ａ３）

そして、スプールには、軸力Ｆ１と軸力Ｆ２との差による反力Ｆ’が発生する。
反力Ｆ’は、次式で求められる。
Ｆ’＝Ｆ１−Ｆ２
＝Ｐ１×（Ａ１−Ａ３）−Ｐ２×（Ａ２−Ａ３）
この反力Ｆ’は、入力ポートの開度を小さくする流体力Ｆとは逆方向の力（入力ポートの開度を大きくする力）である。
このように、請求項１を採用することにより、入力ポートから第１大径ランドと第２大径ランドの間の空間に供給される流体を用いて反力Ｆ’を生じさせることができ、入力ポートの開度を小さくさせる流体力Ｆを相殺、あるいは弱めることができる。この結果、流体力Ｆにより入力ポートの開度が小さくなる不具合を抑えることができ、スプール弁による流体のコントロール性能（例えば、出力圧制御性能、出力流量制御性能など）を高めることができる。

［請求項２の手段］
請求項２の手段を採用するスプール弁の中間ランドは、入力ポートから第１副室へ流入する流体の最大入射角の直線上から外れた位置に設けられる。
これにより、入力ポートから第１副室へ流入する流体が直接的に中間ランドに当たる不具合を回避でき、流体が直接的に中間ランドに当たることにより生じる力（入力ポートの開度を小さくする力）の発生を回避することができる。

［請求項３の手段］
請求項３の手段を採用するスプール弁における中間ランドは、第１大径ランドおよび第２大径ランドより小径で、且つ小径部より大径のフランジであり、連通手段は、フランジの外周と摺動穴の内周との間に形成される環状隙間である。

［請求項４の手段］
請求項４の手段を採用するスプール弁は、三方切替弁構造を有し、バルブボディは、入力ポートおよび出力ポートの他に、低圧側に通じる排出ポートを備え、第２大径ランドは、第１大径ランドが入力ポートを開いた状態で、排出ポートを閉塞可能に設けられているものである。

最良の形態で示すスプール弁は、三方切替弁構造を有した油圧制御弁であり、軸方向へ伸びる摺動穴、この摺動穴の中心軸に対して垂直方向に形成された入力ポート、出力ポート、排出ポートを備えたバルブボディと、摺動穴によって摺動自在に支持される第１、第２大径ランドを少なくても有し、この第１、第２大径ランドの間に小径部が設けられたスプールとを備える。
このスプール弁は、入力ポートにオイル（流体の一例）が供給されて使用されるものであり、スプールの軸方向位置に応じて第１大径ランドが入力ポートを閉塞可能に設けられ、第１大径ランドが入力ポートを開いた状態において、入力ポートに供給されたオイルが、第１大径ランドと第２大径ランドの間の分配室（空間の一例）を通って出力ポートへ導かれる。

小径部は、第１大径ランドと第２大径ランドの間の分配室を軸方向へ区画して、第１大径ランドとの間に第１副室を形成し、第２大径ランドとの間に第２副室を形成する中間ランドを備える。この中間ランドは、例えば、第１大径ランドおよび第２大径ランドより小径で、且つ小径部より大径のフランジであり、フランジの外周と摺動穴の内周との間に形成される環状隙間（連通手段の一例）が、流体流路の絞りとしての機能を果たすとともに、第１副室と第２副室とを連通する。

本発明を自動変速機の油圧制御装置に搭載されるスプール弁に適用した実施例１を、図１、図２を参照して説明する。
先ず、油圧制御装置の要部を説明する。
自動変速機は、車両走行用の出力を発生するエンジンの出力回転比の変更、回転方向の変更、トルクコンバータのロックアップ、車種に応じて２輪と４輪の切換等を行うものであり、これらを行うために複数の摩擦係合装置（油圧クラッチ、油圧ブレーキ等）を搭載するとともに、各摩擦係合装置の係脱を車両走行状態（乗員の運転状況を含む）に応じてコントロールする油圧制御装置を搭載する。なお、各摩擦係合装置は、摩擦係合部（多板等）と、この摩擦係合部の係脱を行う油圧アクチュエータとから構成される。
油圧制御装置は、油圧回路と、この油圧回路を制御する図示しない電子制御装置（以下、ＡＴ−ＥＣＵ）とから構成される。

油圧回路は、各油圧アクチュエータの供給油圧を制御するためにスプール弁１を搭載する。
スプール弁１は、電磁アクチュエータ２、あるいはパイロットバルブの発生する油圧により駆動されるものであり、以下では具体的な一例としてスプール弁１が電磁アクチュエータ２により駆動される電磁油圧制御弁を説明する。

（電磁油圧制御弁の説明）
電磁油圧制御弁の具体的な一例を、図２を参照して説明する。なお、以下では、電磁油圧制御弁の具体的な一例として、電磁アクチュエータ２の通電停止時に出力油圧が低下（もしくは停止）するＮ／Ｌ（ノーマリ・ロー、ノーマリ・クローズ）タイプを用いて説明する。

電磁油圧制御弁は、スプール弁１と、電磁アクチュエータ２とから構成される。
スプール弁１は、油圧回路を成すバルブボディ３（油圧サーキットを成す油路が形成されたサーキットハウジング）と、油圧ポートの切換を行うスプール４と、スプール４を閉弁方向（図２右側）へ付勢するリターンスプリング５とを備える。
なお、この実施例では、バルブボディ３の一例として、油圧回路を成すサーキットハウジングを例に示すが、サーキットハウジングに挿入配置される円筒状のスリーブであっても良い。

（バルブボディ３の説明）
バルブボディ３の内部には、スプール４を軸方向へ摺動自在に支持する中空円筒状の摺動穴６が形成されている。
バルブボディ３には、摺動穴６の他に、入力ポート１１、出力ポート１２、排出ポート１３、Ｆ／Ｂ（フィードバック）ポート１４、前方呼吸ポート１５、後方呼吸ポート１６が形成されている。これら入力ポート１１、出力ポート１２、排出ポート１３、Ｆ／Ｂポート１４、前方呼吸ポート１５、後方呼吸ポート１６は、バルブボディ３の径方向（摺動穴６の中心軸に対して垂直方向）より摺動穴６内に向けて形成された径方向に伸びる油路であり、図２の左側から右側へ向けて、前方呼吸ポート１５、Ｆ／Ｂポート１４、入力ポート１１、出力ポート１２、排出ポート１３、後方呼吸ポート１６の順序で形成されている。

入力ポート１１の外側は、自動変速機内のオイルポンプの吐出口と油路、切替弁等を介して連通する。
出力ポート１２の外側は、自動変速機内の摩擦係合装置（具体的には、油圧アクチュエータの油圧サーボ室）と油路を介して連通する。
排出ポート１３の外側は、自動変速機の内部空間（オイルパン内など）に油路を介して連通する。

Ｆ／Ｂポート１４の内側は、後述するＦ／Ｂ室２５と連通する。Ｆ／Ｂポート１４の外側は、バルブボディ３内に形成されたオリフィス（図示しない）を介して出力ポート１２と連通する。これにより、出力油圧をＦ／Ｂ室２５に発生させることができる。なお、バルブボディ３にＦ／Ｂポート１４を形成するのを止め、代わりにスプール４に「後述する分配室とＦ／Ｂ室２５とをオリフィスを介して連通する連通ポート」を形成しても良い。 前方呼吸ポート１５の内側は、リターンスプリング５が配置されたバネ室（容積変動室）１７と連通する。この前方呼吸ポート１５の外側は、バルブボディ３内に形成された油路（図示しない）を介して排出ポート１３と連通し、バネ室１７の容積変動を可能にしている。
後方呼吸ポート１６の内側は、スプール４と電磁アクチュエータ２の間のドレン空間（容積変動室）１８と連通する。この後方呼吸ポート１６の外側は、前方呼吸ポート１５の外側と同様、バルブボディ３内に形成された油路（図示しない）を介して排出ポート１３と連通し、ドレン空間１８の容積変動（電磁アクチュエータ２内の呼吸を含む）を可能にしている。

（スプール４の説明）
スプール４は、摺動穴６の内部において軸方向へ摺動自在に配置されるものであり、入力ポート１１を閉塞（シール）可能な第１大径ランド２１、排出ポート１３を閉塞（シール）可能な第２大径ランド２２を有する。そして、第１大径ランド２１と第２大径ランド２２の間の小径部（軸部）２３の周囲の空間（第１大径ランド２１と第２大径ランド２２の間の空間）により、出力ポート１２と常時連通する分配室が形成される。
また、スプール４は、第１大径ランド２１の図２左側に、第１大径ランド２１より小径のＦ／Ｂランド２４を備え、第１大径ランド２１とＦ／Ｂランド２４の間の軸周囲の空間によりＦ／Ｂ室２５が形成される。

Ｆ／Ｂ室２５は、上述したように、図示しないオリフィスを介して出力ポート１２に連通しており、出力圧に応じたＦ／Ｂ油圧をスプール４に発生させる。
出力圧が上昇すると、出力圧の上昇に伴ってＦ／Ｂ室２５に印加されるＦ／Ｂ油圧が大きくなり、第１大径ランド２１とＦ／Ｂランド２４のランド差による差圧が大きくなるに従って、スプール４に「Ｆ／Ｂ閉弁力（閉弁方向の力）」が発生する。これによって、出力圧の発生時においてスプール４の変位が安定し、入力圧の変動により出力圧が変動するのを防ぐことができる。

（リターンスプリング５の説明）
リターンスプリング５は、スプール４に閉弁方向（入力ポート１１を閉塞させる方向）の力（バネ閉弁力）を与える筒状に螺旋形成されたコイルスプリングであり、摺動穴６の図２左側のバネ室１７内に圧縮された状態で配置される。このリターンスプリング５は、一端が摺動穴６の図２左端を閉塞する調整ネジ２６の下面に当接し、他端がスプール４の端部に当接するものであり、調整ネジ２６の螺合量（ねじ込み量）により「バネ閉弁力」が調整できるようになっている。

（電磁アクチュエータ２の説明）
電磁アクチュエータ２は、通電による磁力の発生によって、スプール４を開弁方向（入力ポート１１が開く方向）へ駆動する力（駆動開弁力）を発生する周知のリニアソレノイドであり、この「駆動開弁力」はＡＴ−ＥＣＵから与えられる駆動電流が増加するに従い大きくなる。
ＡＴ−ＥＣＵは、デューティ制御によって電磁アクチュエータ２へ与える駆動電流を制御するものであり、電磁アクチュエータ２へ与える駆動電流を制御することによって、リターンスプリング５の「バネ閉弁力」およびＦ／Ｂ室２５による「Ｆ／Ｂ閉弁力」に抗する「駆動開弁力」をスプール４に与え、スプール４の軸方向の位置を変位させることで、出力ポート１２の出力油圧をコントロールする。

（電磁油圧制御弁の作動）
摩擦係合装置の係合時は、ＡＴ−ＥＣＵから電磁アクチュエータ２に与えられる駆動電流がデューティ制御により増加し、スプール４を開弁方向へ変位させる。スプール４の開弁方向のストローク量が増加するに伴い、第１大径ランド２１が入力ポート１１を閉塞する軸方向の入力シール長が短くなるとともに、第２大径ランド２２が排出ポート１３を閉塞する軸方向の排出シール長が長くなり、出力ポート１２の出力油圧が上昇して摩擦係合装置（具体的には摩擦係合部）の係合がなされる。
ＡＴ−ＥＣＵは、摩擦係合装置の係合が完了したタイミングで、電磁アクチュエータ２に与える駆動電流を急増して、スプール４の移動速度を速めることで、出力ポート１２の出力油圧を高め、係合が完了した摩擦係合装置の係合を強固にする。
摩擦係合装置の係合解除時は、上記と逆の作動により、摩擦係合装置の係合の解除を行う。

〔実施例１の特徴〕
ＡＴ−ＥＣＵから電磁アクチュエータ２に駆動電流が与えられて、第１大径ランド２１が入力ポート１１を開くと、図１（ａ）に示すように、入力ポート１１から分配室へオイルが流入する。入力ポート１１から分配室へ流入するオイルは、入力ポート１１と第１大径ランド２１とによる絞り通路形状、分配室の容積の拡大、オイルの流れ方向等により、入射角θが生じる。このオイルの入射角θによるオイルの流れによって、スプール４には流体力Ｆが作用する（Ｆ＝ρ・Ｑ・Ｖ・ｃｏｓθ：「背景技術」参照）。
この流体力Ｆは、第１大径ランド２１が入力ポート１１を閉じる側（図中、Ｌ１を小さくする側）に作用する。このため、入力ポート１１が開かれた状態では、スプール４に入力ポート１１の開度が小さくなる側へ移動する力（流体力Ｆ）が作用することになり、出力油圧の低下を招く不具合が生じる。

そこで、この実施例１のスプール弁１は、上記の不具合を回避するために、次に示す技術的手段を採用している。
第１大径ランド２１と第２大径ランド２２を結合する小径部２３には、図１（ｂ）に示すように、第１大径ランド２１と第２大径ランド２２の間の分配室を軸方向へ区画して、第１大径ランド２１との間に第１副室αを形成し、第２大径ランド２２との間に第２副室βを形成する中間ランド２７が設けられている。
また、第１副室αと第２副室βとは、流体流路の絞りとしての機能を果たす連通手段２８によって連通して設けられている。これにより、入力ポート１１から第１副室αへ供給されたオイルが、連通手段２８を介して第２副室βへ導かれるとともに、入力ポート１１から第１副室αへオイルが供給された際に、第１副室αの圧力Ｐ１が、第２副室βの圧力Ｐ２より高まる。

上記を具体的に説明する。
この実施例における中間ランド２７は、第１大径ランド２１および第２大径ランド２２より小径で、且つ小径部２３より大径の円盤形状のフランジであり、切削加工等によりスプール４と一体に設けられている。
流体流路の絞りとしての機能を果たす連通手段２８は、中間ランド２７の外周と摺動穴６の内周との間に形成される環状隙間である。
なお、この実施例では、中間ランド２７の外周と摺動穴６の内周との間の環状隙間を連通手段２８として用いるが、中間ランド２７の外形寸法を第１、第２大径ランド２１、２２と同一径に設け、中間ランド２７に軸方向に貫通するスリットや穴を設けて、スリットや穴を絞り機能を果たす連通手段２８として用いても良い。また、スリットや穴を斜めに形成することで、オイルが通過する際にスプール４に回転力が与えられることを利用して、スプール４の摺動性を向上させても良い。

ここで、連通手段２８は、第１副室αと第２副室βの圧力差（Ｐ１−Ｐ２）を大きくする「絞り機能」と、入力ポート１１から第１副室αへ流入したオイルを第２副室β、出力ポート１２へ導く「流路機能」とを果たすものであり、「絞り機能」と「流路機能」とは相反するものである。具体的に、第１、第２大径ランド２１、２２の外径寸法と中間ランド２７の外径寸法との径差Ｌ３を小さくすると、第１副室αと第２副室βの圧力差（Ｐ１−Ｐ２）を大きくできるが、小さい径差Ｌ３によってオイルの流れが抑制されて、出力ポート１２へ供給されるオイルの流速が遅くなってしまう。逆に、径差Ｌ３を大きくすると、出力ポート１２へ供給されるオイルの流速を速めることはできるが、大きな径差Ｌ３によって第１副室αと第２副室βの圧力差（Ｐ１−Ｐ２）が小さくなってしまう。

そこで、連通手段２８は、「絞り機能」と「流路機能」の両立を図るべく、出力ポート１２へ供給されるオイルの流速が実用上問題が生じない範囲で、極力径差Ｌ３を小さくするように設けている。
具体的な一例を示すと、連通手段２８を成す環状隙間の面積と、出力ポート１２から摩擦係合部の油圧アクチュエータに通じるオイル油路における最小流路面積とが、略同じとなるように径差Ｌ３を設定している。さらに具体的に示すと、出力ポート１２から自動変速機の摩擦係合部の油圧アクチュエータへ係合油圧を供給するオイル通路の最小内径寸法が６ｍｍの場合（φ６ｍｍ）、径差Ｌ３を１ｍｍ程に設けている（Ｌ３≒１ｍｍ）。

また、この実施例では、入力ポート１１の最大開度時（使用範囲においてスプール４が最も図示左側に駆動されている状態の時）に、中間ランド２７の位置が、入力ポート１１から第１副室αへ流入するオイルの最大入射角の直線上から外れた位置に設けられている。
分配室に流入するオイルの入射角θは、理論上最大６９°であるが、例えばこの実施例のスプール弁１におけるオイルの入射角θは、５０〜６３°の範囲内であった。
一方、電磁油圧制御弁の使用範囲におけるスプール４の移動範囲は、予めわかっている。
そこで、スプール４の移動範囲において、入力ポート１１から入射するオイルが直接当たらない位置を求めることができ、そのオイルが直接当たらない位置に中間ランド２７を設けている。
具体的に、この実施例では、第１、第２大径ランド２１、２２の外径寸法と小径部２３の外径寸法との径差をＬ２、第１副室αが形成される第１大径ランド２１と中間ランド２７との間の軸方向距離をＬ４とした場合に、Ｌ２≦Ｌ４の関係を満足するように設けられている。

さらに、中間ランド２７の軸方向寸法Ｌ５は、オイルの流れの抵抗として作用するため、薄く設けることが望ましい。そこで、中間ランド２７の軸方向寸法Ｌ５は、中間ランド２７に加わる力（応力等）、使用される材料強度等を考慮して、製造可能な範囲で薄く設けられるものである。

（実施例１の効果）
自動変速機の油圧制御に用いられるスプール弁１は、上述したように、スプール４の小径部２３に中間ランド２７を設けて、第１大径ランド２１と第２大径ランド２２の間の分配室を軸方向に区画し、第１大径ランド２１との間に第１副室αを形成し、第２大径ランド２２との間に第２副室βを形成している。そして、第１副室αと第２副室βは、流体流路の絞りとしての機能を果たす連通手段２８（環状隙間）によって連通している。
このように設けられることにより、入力ポート１１が開かれて、入力ポート１１から第１副室αへオイルが供給されることと、連通手段２８による絞り効果とにより、第１副室αの圧力Ｐ１を高め、第２副室βの圧力Ｐ２を相対的に下げることができる（Ｐ１＞Ｐ２）。

これによって、スプール４には、圧力Ｐ１による軸力Ｆ１と、圧力Ｐ２による軸力Ｆ２とが発生する。
ここで、第１大径ランド２１の軸方向面積（軸方向へ油圧が加わる面積）をＡ１、第２大径ランド２２の軸方向面積をＡ２、中間ランド２７の軸方向面積をＡ３とした場合、
軸力Ｆ１、軸力Ｆ２は、次式で求められる。
Ｆ１＝Ｐ１×（Ａ１−Ａ３）
Ｆ２＝Ｐ２×（Ａ２−Ａ３）

そして、スプール４には、軸力Ｆ１と軸力Ｆ２との差による反力Ｆ’が発生する。
反力Ｆ’は、次式で求められる。
Ｆ’＝Ｆ１−Ｆ２
＝Ｐ１×（Ａ１−Ａ３）−Ｐ２×（Ａ２−Ａ３）
この反力Ｆ’は、入力ポート１１の開度を小さくする流体力Ｆとは逆方向の力（入力ポート１１の開度を大きくする力）である。

このように、第１、第２大径ランド２１、２２の中間部位に中間ランド２７を設けることにより、第１副室αと第２副室βに生じる油圧差（Ｐ１−Ｐ２）を利用して反力Ｆ’を生じさせることができ、入力ポート１１の開度を小さくする流体力Ｆを反力Ｆ’で打ち消して弱めることができる。この結果、流体力Ｆにより入力ポート１１の開度が小さくなる不具合を抑えることができ、スプール弁１による油圧のコントロール性能を高めることができる。即ち、自動変速機における油圧制御の精度を高めることができる。

また、この実施例における中間ランド２７は、入力ポート１１の最大開度時（スプール４が最も図示左側に駆動されている状態）であっても、入力ポート１１から第１副室αへ流入するオイルの最大入射角の直線上から外れた位置に設けられる。
これにより、スプール４の全使用範囲内において入力ポート１１から第１副室αへ流入するオイルが直接的に中間ランド２７に当たる不具合を回避でき、オイルが直接的に中間ランド２７に当たることにより生じる力（入力ポート１１の開度を小さくする方向へ移動させる力）の発生を回避することができる。
即ち、オイルが直接的に中間ランド２７に当たることによる油圧のコントロール性能の劣化を回避することができる。

〔変形例〕
上記の実施例では、Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁を示したが、電磁アクチュエータ２の通電停止時に出力油圧が高まるＮ／Ｈ（ノーマリ・ハイ、ノーマル・オープン）タイプの電磁油圧制御弁を用いても良い。
上記の実施例では、スプール４に駆動力を与える手段として電磁アクチュエータ２を用いる例を示したが、ピエゾアクチュエータ、モータなど他の電動アクチュエータを用いても良いし、流体圧アクチュエータを用いても良い。
上記の実施例では、スプール弁１を電磁アクチュエータ２で駆動する電磁油圧制御弁を示したが、スプール弁１をパイロット弁（電磁三方弁）の出力油圧により駆動するものであっても良い。

上記の実施例では、自動変速機に搭載されるスプール弁１に本発明を適用する例を示したが、自動変速機以外のスプール弁に本発明を適用しても良い。
上記の実施例では、三方弁構造のスプール弁１を示したが、二方弁（開閉弁）や四方弁構造など、他の構造のスプール弁であっても良い。
上記の実施例では、油圧の制御を行う電磁油圧制御弁を示したが、油量をコントロールするオイルフローコントロールバルブであっても良い。
上記の実施例では、流体の一例としてオイルが用いられる例を示したが、オイル以外の流体（気体、液体、気液混合ガス等）の圧力制御、流量制御に用いられるスプール弁に本発明を適用しても良い。

スプール弁の要部断面図である。 電磁アクチュエータが設けられたスプール弁の断面図である。

符号の説明

１ スプール弁
３ バルブボディ
４ スプール
６ 摺動穴
１１ 入力ポート
１２ 出力ポート
１３ 排出ポート
２１ 第１大径ランド
２２ 第２大径ランド
２３ 小径部
２７ 中間ランド（フランジ）
２８ 連通手段（環状隙間）
α 第１副室
β 第２副室

Claims (4)

1. 軸方向へ伸びる摺動穴、この摺動穴の中心軸に対して垂直方向に形成された入力ポートおよび出力ポートを備えたバルブボディと、
   前記摺動穴によって摺動自在に支持される第１、第２大径ランドを少なくても有し、この第１、第２大径ランドの間に小径部が設けられたスプールとを備え、
   前記入力ポートに流体が供給されて使用され、
   前記スプールの軸方向位置に応じて前記第１大径ランドが前記入力ポートを閉塞可能に設けられ、
   前記第１大径ランドが前記入力ポートを開いた状態で、前記入力ポートに供給された流体が、前記第１大径ランドと前記第２大径ランドの間の空間を通って前記出力ポートへ導かれるスプール弁において、
   前記小径部は、前記第１大径ランドと前記第２大径ランドの間の空間を軸方向へ区画して、前記第１大径ランドとの間に第１副室を形成し、前記第２大径ランドとの間に第２副室を形成する中間ランドを備え、
   前記第１副室と前記第２副室とは、流体流路の絞りとしての機能を果たす連通手段によって連通して設けられることを特徴とするスプール弁。
2. 請求項１に記載のスプール弁において、
   前記中間ランドは、前記入力ポートから前記第１副室へ流入する流体の最大入射角の直線上から外れた位置に設けられることを特徴とするスプール弁。
3. 請求項１または請求項２に記載のスプール弁において、
   前記中間ランドは、前記第１大径ランドおよび前記第２大径ランドより小径で、且つ前記小径部より大径のフランジであり、
   前記連通手段は、前記フランジの外周と前記摺動穴の内周との間に形成される環状隙間であることを特徴とするスプール弁。
4. 請求項１〜請求項３のいずれかに記載のスプール弁において、
   このスプール弁は、三方切替弁構造を有し、
   前記バルブボディは、前記入力ポートおよび前記出力ポートの他に、低圧側に通じる排出ポートを備え、
   前記第２大径ランドは、前記第１大径ランドが前記入力ポートを開いた状態で、前記排出ポートを閉塞可能に設けられていることを特徴とするスプール弁。

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