JP4697043B2 - 流体圧制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、制御対象室の流体圧力を制御する流体圧制御装置に関する。
なお、以下における「閉弁」とは入力ポートが閉じられることであり、「開弁」とは入力ポートが開かれることである。

（従来技術）
この種の流体圧制御装置の一例として、特許文献１に開示された電磁油圧制御弁を用いたものが知られている。
特許文献１に開示される電磁油圧制御弁を図８を参照して説明する。なお、実施例と同一機能物は同一符号を付して説明する。
図８（ａ）に示す電磁油圧制御弁１０は、Ｎ／Ｌ（ノーマリ・ロー：正論理：ノーマリ・クローズ）タイプであり、リターンスプリング１４によって閉弁方向に付勢されるスプール１２を備えたスプール弁１３と、リターンスプリング１４の付勢力に抗してスプール１２を開弁方向へ移動させる電磁アクチュエータ１５とを組み合わせたものである。
なお、Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０では、リターンスプリング１４が閉弁方向駆動手段に相当し、電磁アクチュエータ１５が開弁方向駆動手段に相当する。

図８（ｂ）に示す電磁油圧制御弁１０は、Ｎ／Ｈ（ノーマリ・ハイ：負論理：ノーマリ・オープン）タイプであり、リターンスプリング１４によって開弁方向に付勢されるスプール１２を備えたスプール弁１３と、リターンスプリング１４の付勢力に抗してスプール１２を閉弁方向へ移動させる電磁アクチュエータ１５とを組み合わせたものである。
なお、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０では、リターンスプリング１４が開弁方向駆動手段に相当し、電磁アクチュエータ１５が閉弁方向駆動手段に相当する。

Ｎ／Ｌタイプ、Ｎ／Ｈタイプに関わらず、入力シールランド２３またはバルブハウジング１１の少なくても一方は、入力ポート１７を微小に開くノッチ部（切欠部）３９を備える。
なお、図８、図９では、ノッチ部３９がスプール１２の入力シールランド２３に設けられた例を示すが、ノッチ部３９がバルブハウジング１１に設けられる場合もある。

（従来技術の問題点）
従来技術の問題点を、Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０を参照して説明する。
スプール１２は、リターンスプリング１４から与えられる力（以下、バネ閉弁力と称す）と、Ｆ／Ｂ（フィードバック）室２７の昇圧により与えられる力（以下、Ｆ／Ｂ閉弁力と称す）とを受ける。ここで、閉弁時は、Ｆ／Ｂ室２７に出力油圧が発生していない。また、開弁直後は、制御対象室の油圧上昇途中であり、Ｆ／Ｂ室２７に出力油圧があまり発生していない。

閉弁状態から入力シールランド２３が移動して入力ポート１７が出力室２５内に連通すると、先ずノッチ部３９が開口して、図９（ａ）の矢印αに示すように、ノッチ部３９（入力シールランド２３と入力ポート１７による微小隙間）を高速流のオイルが通過する。 この矢印αに示す流れ方向は、軸方向において閉弁方向に向かうため、ノッチ部３９を通過する高速流のオイルが、図９中のＸ部においてスプール１２に閉弁力となる「流体反力（図８中、矢印β参照）」を与えてしまう。
また、ノッチ部３９を通過して出力室２５内に流入した高速流のオイルは、排出シールランド２４に衝突して、図９中のＹ部においてスプール１２に閉弁力となる「流体反力（図８中、矢印β参照）」を与えてしまう。
このように、開弁直後はスプール１２に「流体反力（β）」が加わってスプール１２が閉弁側に押し戻されるため、出力ポート１８の昇圧が抑制されてしまい、優れた応答性が得られない。

また、優れた応答性を得ようとする場合、電磁アクチュエータ１５は、開弁直後に、「流体反力（β）」に打ち勝つ「反力打消用駆動力（図８中、矢印β’参照）」を発生する必要がある。
このため、電磁アクチュエータ１５に求められる「駆動開弁力（図８中、矢印γ参照）」が大きくなり、電磁アクチュエータ１５の磁気回路を大型化させる必要があるとともに、電磁アクチュエータ１５の省電力化が妨げられる。
特に近年では、供給油圧の高圧仕様化が進む環境にあり、高圧化に伴って「流体反力（閉弁力）」も大きくなるため、電磁アクチュエータ１５の大型化が進むとともに、消費電力が大きくなる傾向にある。

なお、上記ではＮ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０を例に不具合を説明したが、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０においても、開弁直後においてスプール１２に「流体反力（閉弁力）」が加わるという同様の不具合が生じる。
特開２００６−４６６４０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、入力ポートが開いた開弁直後にスプールに作用する「流体反力（閉弁力）」を小さくできる流体圧制御装置の提供にある。

［請求項１の手段］
請求項１の手段を採用する流体圧制御装置は、入力ポートから制御対象室に至る流体経路において流速により負圧を生じさせる負圧発生手段を備え、この負圧発生手段にて生じる負圧をＦ／Ｂ室へ導く負圧導入通路を備える。
これにより、入力ポートが開いた開弁直後において入力ポートから制御対象室に至る流体経路に流速が生じると、負圧がＦ／Ｂ室に作用する。
ここで、Ｆ／Ｂ室は、流体圧の上昇によりスプールに「閉弁方向の力」を与えるものであるため、Ｆ／Ｂ室に流体圧の昇圧とは逆の負圧が与えられると、スプールに「開弁方向の力（以下、負圧開弁力と称す）」を発生させる。

このように、入力ポートが開いた開弁直後にスプールに作用する「流体反力（閉弁力）」を、Ｆ／Ｂ室に負圧を与えることによる「負圧開弁力」が打ち消す方向に作用するため、開弁直後にスプールが「流体反力（閉弁力）」によって閉弁側に押し戻されることによる出力応答性の劣化を防ぐことができる。
また、「流体反力（閉弁力）」を「負圧開弁力」で打ち消すため、流体圧制御装置に搭載されるスプール駆動用のアクチュエータ（Ｎ／Ｌタイプでは開弁方向駆動手段、Ｎ／Ｈタイプでは閉弁方向駆動手段：例えば、電磁アクチュエータ等）の大型化および消費エネルギー（例えば、消費電力等）が大きくなる不具合を回避できる。

特に、負圧発生手段は、スプールが開弁位置に達した際に入力ポートを微小に開く絞り部と、この絞り部の下流で入力シールランドの端面に軸線に対して傾斜させて形成され、絞り部にて流速が高められた流体を導く流路と、この流路を流れる高速流体の流れ方向に対し略直角（９０°前後）の方向に開口する負圧ポートとを備える。また、負圧導入通路は、負圧ポートとＦ／Ｂ室とを連通する通路である。
このように、流路面積を絞る絞り部によるベンチュリ効果によって、負圧ポート内に負圧を生じさせるものであるため、流体の流れによって負圧を効率良く発生させることができ、「負圧開弁力」を効率良く発生させることができる。

［請求項２の手段］
請求項２の手段を採用する流体圧制御装置は、絞り部が、入力ポートとノッチ部との微小連通により形成され、この絞り部の下流に位置する流路が、ノッチ部により形成され、負圧ポートが、ノッチ部から出力ポートに向かう流体の流れのノッチ部の直下において開口する。
このように、既設の入力ポートとノッチ部とを、絞り部およびこの絞り部に続く流路として利用するため、絞り部およびこの絞り部に続く流路として新たな部品を追加しなくて済み、コストの上昇を抑えることができる。

最良の形態１の流体圧制御装置は、
バルブハウジング（例えば、スリーブや、流体のサーキットハウジング等）とスプール（棒状弁体）を備えたスプール弁と、
スプールに開弁方向の力を与える開弁方向駆動手段（Ｎ／Ｌタイプではアクチュエータ、Ｎ／Ｈタイプではリターンスプリング）と、
スプールに閉弁方向の力を与える閉弁方向駆動手段（Ｎ／Ｌタイプではリターンスプリング、Ｎ／Ｈタイプではアクチュエータ）とを具備する。

スプール弁は、出力ポートに生じる流体圧（例えば、油圧等）の上昇により、スプールに閉弁方向の力を与えるＦ／Ｂ室を備える。
さらに、流体圧制御装置は、入力ポートから制御対象室（例えば、自動変速機の摩擦係合装置における油圧アクチュエータのサーボ室等）に至る流体経路における流速により負圧を生じさせる負圧発生手段を備えるとともに、この負圧発生手段にて生じる負圧をＦ／Ｂ室へ導く負圧導入通路を備える。
これにより、入力ポートが開いた開弁直後に、入力ポートから制御対象室に至る流体経路に生じる流体の流れにより生じる負圧がＦ／Ｂ室に導かれて、スプールに「負圧開弁力」が発生し、入力ポートが開いた開弁直後にスプールに作用する「流体反力（閉弁力）」を「負圧開弁力」によって打ち消すことができる。
以下、具体的な実施の形態を、５つの実施例について図を参照しながら説明する。ただし、実施例１、２は、本発明が適用された例を示し、実施例３〜５は、本発明が適用されていない例を示す参考例である。

本発明の流体圧制御装置を自動変速機において油圧制御を実施する油圧制御装置に適用した実施例１を図１〜図４を参照して説明する。
以下の実施例１では、先ず「油圧制御装置の基本構造」を説明し、その後で「実施例１の特徴」を説明する。

〔油圧制御装置の基本構造〕
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、回転方向の変更等を行う複数の摩擦係合装置（多板式油圧クラッチ、多板式油圧ブレーキ等）を搭載するとともに、各摩擦係合装置の係脱をコントロールする油圧制御装置を搭載する。
各摩擦係合装置は、摩擦要素（多板等）と、この摩擦要素の係脱を行う油圧アクチュエータ１とから構成される。

摩擦係合装置における油圧アクチュエータ１は、シリンダ室が形成されたハウジング２と、シリンダ室内で移動可能に支持されて摩擦要素の係脱を行うピストン３と、このピストン３を摩擦要素が離脱する方向に付勢するリターンバネ４とから構成される。
そして、シリンダ室内においてピストン３で区画される油圧サーボ５（制御対象室の一例）の油圧が高まることでピストン３が摩擦要素を係合（締結）させる。逆に、油圧サーボ５の油圧が下がることでピストン３による摩擦要素の係合が解除され、摩擦要素が離脱（開放）される。
各油圧サーボ５の供給油圧は、出力通路６を介して電磁油圧制御弁１０によってコントロールされる。

（電磁油圧制御弁１０の説明）
実施例１に示す電磁油圧制御弁１０は、Ｎ／Ｌタイプであり、バルブハウジング１１（筒状のスリーブ、油圧サーキットを形成するハウジング等）とスプール１２を備えるスプール弁１３と、スプール１２を閉弁方向（図示右側）へ付勢するリターンスプリング１４（Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０において閉弁方向駆動手段に相当する）と、スプール１２に開弁方向の軸力を与える電磁アクチュエータ１５（Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０において開弁方向駆動手段に相当する）とから構成される。

（バルブハウジング１１の説明）
バルブハウジング１１は、油圧サーキットを形成するサーキットハウジングである場合と、サーキットハウジング内に挿入される略円筒形状を呈するスリーブである場合とがある。なお、この実施例１及び後述する実施例３、４では、バルブハウジング１１がサーキットハウジングによって設けられる例を示すが、後述する実施例２では、バルブハウジング１１がサーキットハウジングに挿入されるスリーブによって設けられる例を示す。

バルブハウジング１１には、スプール１２を軸方向へ摺動自在に支持する挿通穴１６、オイルポンプ（図示しない油圧発生手段）に油路等を介して連通して入力油圧（オイル）が供給される入力ポート１７、油圧サーボ５と出力通路６を介して連通する出力ポート１８、低圧側（オイルパン等）に連通する排出ポート１９が形成されている。
入力ポート１７、出力ポート１８、排出ポート１９等のオイルポートは、挿通穴１６の側面に形成されており、挿通穴１６の側面には図１左側から図１右側に向けて、バネ室側のドレーンポート２１、入力ポート１７、出力ポート１８、排出ポート１９、電磁アクチュエータ１５側のドレーンポート２２が形成されている。

（スプール１２の説明）
スプール１２は、挿通穴１６内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１７をシールする入力シールランド２３、排出ポート１９をシールする排出シールランド２４を有する。そして、入力シールランド２３と排出シールランド２４の間に出力ポート１８と常時連通する出力室（分配室）２５が形成される。
また、スプール１２は、入力シールランド２３の図１左側に、入力シールランド２３より小径のＦ／Ｂランド２６を備え、入力シールランド２３とＦ／Ｂランド２６の間にＦ／Ｂ室２７が形成される。

スプール１２内には、出力室２５とＦ／Ｂ室２７を連通するＦ／Ｂポート２８が形成されており、出力圧に応じたＦ／Ｂ油圧をスプール１２に発生させる。なお、Ｆ／Ｂポート２８の途中には、Ｆ／Ｂオリフィスが設けられており、Ｆ／Ｂ室２７内に適切なＦ／Ｂ油圧が発生するように設けられている。
出力圧の発生時、Ｆ／Ｂ室２７に印加される油圧（出力圧）が大きくなり、入力シールランド２３とＦ／Ｂランド２６のランド差による差圧が大きくなるに従って、スプール１２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１２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１４の説明）
リターンスプリング１４は、スプール１２に「バネ閉弁力（閉弁方向の力）」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、挿通穴１６の図１左側のバネ室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１４は、一端が挿通穴１６の図１左端を閉塞する調整ネジ２９の底面に当接し、他端がスプール１２の端部に当接するものであり、調整ネジ２９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。
なお、スプール１２は、リターンスプリング１４による「バネ閉弁力」と、Ｆ／Ｂ室２７の圧力によって生じる「Ｆ／Ｂ閉弁力」と、電磁アクチュエータ１５による「駆動開弁力」とが釣り合う位置で静止するものである。

（電磁アクチュエータ１５の説明）
電磁アクチュエータ１５の一例を図１を参照して説明する。
電磁アクチュエータ１５は、コイル３１、プランジャ３２、ステータ３３、ヨーク３４および図示しないコネクタを備える。
コイル３１は、通電されると磁力を発生して、プランジャ３２と磁気固定子（ステータ３３、ヨーク３４）を通る磁束ループを形成させるものであり、樹脂性のボビン３１ａの周囲に、絶縁被覆が施された導線（エナメル線等）を多数巻回したものである。

プランジャ３２は、略円柱形状を呈した磁性体金属（例えば、鉄などの強磁性材料）であり、ステータ３３の内周面（具体的には、後述する摺動ステータ３８の内周面）と直接摺動するものである。
また、プランジャ３２は、ステータ３３の軸心（具体的には、後述する吸引ステータ３６の軸心）において軸方向へ摺動自在に支持されたシャフト３５を介してスプール１２と当接するものであり、スプール１２に付与される「バネ閉弁力」によってスプール１２とともにプランジャ３２も図１右側（閉弁方向）に付勢される。
なお、プランジャ３２の内部には、軸方向に貫通する呼吸孔３２ａが形成されている。

ステータ３３は、コイル３１の内側を通る磁束を流す磁性体金属（例えば、鉄などの強磁性材料）であり、図１左側から右側に向かって、吸引ステータ３６、磁気抵抗部３７、摺動ステータ３８から構成され、吸引ステータ３６、磁気抵抗部３７、摺動ステータ３８は一体に設けられている。

吸引ステータ３６は、ヨーク３４の開口端と磁気的に結合されるフランジ部と、プランジャ３２と軸方向に対向する吸引部とを有し、吸引部とプランジャ３２との間に磁気吸引部（メイン磁気ギャップ）を形成する。
吸引ステータ３６の一部には、プランジャ３２の端部が侵入可能な吸引凹部が設けられ、吸引ステータ３６とプランジャ３２の一部が軸方向に交差するように設けられている。吸引凹部の外周面にはテーパ面が形成されており、プランジャ３２のストローク量に対して磁気吸引力が変化しない特性に設けられている。また、吸引ステータ３６の内部には、軸方向に貫通する呼吸孔３６ａが形成されている。

磁気抵抗部３７は、吸引ステータ３６と摺動ステータ３８との間で直接磁束が流れるのを阻害する溝であり、この溝は吸引ステータ３６と摺動ステータ３８との間において全周に亘って形成されている。
摺動ステータ３８は、プランジャ３２の外周を覆う筒形状を呈するものであり、ヨーク３４の底部と磁気的に結合されている。この摺動ステータ３８は、プランジャ３２と直接摺動してプランジャ３２を軸方向へ摺動自在に支持するとともに、プランジャ３２と径方向の磁束の受け渡しを行うものである。
ヨーク３４は、コイル３１の周囲を覆って磁束を流す略カップ形状に形成された磁性体金属（例えば、鉄などの強磁性材料）であり、開口端部に形成された爪部をカシメることでバルブハウジング１１と強固に結合される。

コネクタ（図示しない）は、出力ポート１８の出力油圧を制御することにより摩擦係合装置の係脱を制御する電子制御装置（図示しない）と接続線を介して電気的な接続を行う接続手段である。
電子制御装置は、デューティ比制御によって電磁アクチュエータ１５のコイル３１へ供給する通電量（電流値）を制御するものであり、コイル３１への通電量を制御することによって、リターンスプリング１４の「バネ閉弁力」およびＦ／Ｂ室２７による「Ｆ／Ｂ閉弁力」に抗する「駆動開弁力」をプランジャ３２に発生させて、スプール１２の軸方向の位置をリニアに変位させることで、出力ポート１８の出力油圧をコントロールするものである。

（電磁油圧制御弁１０の作動）
電磁アクチュエータ１５の通電停止状態から、電磁アクチュエータ１５に駆動電流を徐々に印加して、電磁アクチュエータ１５の「駆動開弁力」を徐々に大きくしていくと、スプール１２が通電停止位置（閉弁位置）から開弁方向へ徐々にストロークを開始する。そして、スプール１２のストローク量の増加に伴い、入力シールランド２３が入力ポート１７を閉塞する軸方向の入力シール長が短くなるとともに、排出シールランド２４が排出ポート１９を閉塞する軸方向の排出シール長が長くなる。

スプール１２の開弁方向の移動に伴い、スプール１２の位置が閉弁位置から開弁位置に達すると、入力ポート１７から出力室２５内にオイルが流入する。
スプール１２の位置が出力開始位置に達すると、入力ポート１７から出力室２５内に導かれるオイル量と、出力室２５から排出ポート１９へ排出されるオイル量とが釣り合う。 スプール１２の位置が出力開始位置よりさらに開弁方向へ移動すると、入力ポート１７から出力室２５内に導かれるオイル量が、出力室２５から排出ポート１９へ排出されるオイル量を上回り、出力ポート１８から油圧出力を行う。
さらにスプール１２の位置が開弁方向へ移動すると、スプール１２のストローク量の増加に伴い出力ポート１８の油圧出力が大きくなる。

ここで、入力シールランド２３には、図２（ａ）に示すように、スプール１２が開弁位置に達した際に、入力ポート１７を微小に開いてスプール１２のハンチングを防ぐためのノッチ部３９が形成されている。
このノッチ部３９は、入力シールランド２３の出力室２５側に形成された切欠部（窪み）であり、ノッチ部３９を通過するオイルによりスプール１２に偏心力が生じないように、軸対称の位置に複数（実施例では軸対称に２つ）設けられている。

〔実施例１の特徴〕
実施例１の電磁油圧制御弁１０は、次の技術を採用している。
（ａ）スプール弁１３は、オイルの供給を受ける入力ポート１７および油圧サーボ５（制御対象室）に連通する出力ポート１８を有するバルブハウジング１１、およびこのバルブハウジング１１内において移動可能に支持されて入力ポート１７を開閉可能な入力シールランド２３を有するスプール１２を備え、入力シールランド２３の移動により入力ポート１７が開かれると、この入力ポート１７から出力室２５内にオイルが流入する。
（ｂ）スプール弁１３は、圧力の上昇により、スプール１２に閉弁方向の力を与えるＦ／Ｂ室２７を備える。

（ｃ）電磁アクチュエータ１５は、Ｎ／Ｌタイプにおいてスプール１２に「駆動開弁力（開弁方向の力）を与える開弁方向駆動手段に相当する。
（ｄ）リターンスプリング１４は、Ｎ／Ｌタイプにおいてスプール１２に「バネ閉弁力（閉弁方向の力）を与える閉弁方向駆動手段に相当する。
（ｅ）電磁油圧制御弁１０は、入力ポート１７から油圧サーボ５に至るオイル経路の流速により負圧を生じさせる負圧発生手段４１を備える。
（ｆ）電磁油圧制御弁１０は、負圧発生手段４１にて生じる負圧をＦ／Ｂ室２７へ導く負圧導入通路４２を備える。

上記（ｅ）、（ｆ）を具体的に説明する。
（負圧発生手段４１の説明）
上記（ｅ）の負圧発生手段４１を説明する。
この実施例１および後述する実施例２は、負圧発生手段４１がスプール弁１３の内部に設けられる例であり、後述する実施例３、４は、負圧発生手段４１がスプール弁１３の外部に設けられる例である。
実施例１および後述する実施例２、３の負圧発生手段４１は、入力ポート１７から油圧サーボ５に至る流体経路において流路面積を絞る絞り部（ベンチュリ部）４３と、絞り部４３により流速が速くなる部分においてオイルの流れ方向に対して鉛直方向に開口する負圧ポート４４とを備える。

（絞り部４３の説明）
実施例１および後述する実施例２の絞り部４３は、入力ポート１７とノッチ部３９との微小連通により形成される。
ここで、入力ポート１７の閉弁状態から入力ポート１７が開弁して、油圧サーボ５の油圧を上昇させる際、充填油圧の増加に伴って入力ポート１７から油圧サーボ５へ大きなオイル流量が過渡的に流れる。
この時、入力ポート１７とノッチ部３９の絞り部４３にも過渡的に大きな流量が流れ、入力ポート１７とノッチ部３９との間、およびノッチ部３９の直下に高速のオイル流が生じる。

（負圧ポート４４の説明）
実施例１および後述する実施例２の負圧ポート４４は、上述したＦ／Ｂポート２８を利用したものである。このように、Ｆ／Ｂポート２８における出力室２５内の開口は、負圧ポート４４の開口を兼ねるものであり、以下にこの開口をＦ／Ｂ導入口４５と称す。
Ｆ／Ｂ導入口４５は、Ｆ／Ｂポート２８およびＦ／Ｂ室２７内に大きな負圧を発生させることを目的として、開弁直後にノッチ部３９を通過した高速のオイルが流れるノッチ部３９の下流直下に設けられることが望まれる。

具体的に、Ｆ／Ｂ導入口４５の開口位置は、図２（ｂ）に示されるように、ノッチ部３９の下流側範囲θ1 内で、下流側範囲θ1 の中心に近いことが望ましい。
また、Ｆ／Ｂ導入口４５の開口位置は、図２（ｂ）に示されるように、ノッチ部３９の頂部（入力ポート１７を最初に開く部分）との距離Ｌが短いことが望ましい。
さらに、ノッチ部３９の斜面（軸線に対して傾斜したノッチ面）に対するＦ／Ｂポート２８の対向角度θ2 は、図２（ｃ）に示されるように、ノッチ部３９の下流に生じる流速によってＦ／Ｂポート２８内に負圧が生じる例えば１２０°〜３０°の範囲内に設けられるものであり、好ましくはＦ／Ｂポート２８内に負圧が効率良く発生する例えば９０°前後の範囲内に設けられるものである。

（負圧発生の説明）
負圧ポート４４内に負圧Δｐが生じることを、図３を参照して説明する。
流路の途中に絞り部４３を設けることにより、絞り部４３の流速が高まる。そして、絞り部４３の流速が速い部分に、流れ方向に対して鉛直の負圧ポート４４を設けると、その負圧ポート４４内には、次式（１）により求められる負圧Δｐが発生する。
Δｐ＝（１／２）・ρ・（υ₂ ²−υ₁ ²） ・・・（１）
ρ：流体密度
Ａ₁ ：絞り部４３上流の通路面積
Ａ₂ ：絞り部４３の通路面積
υ₁ ：絞り部４３上流の流速
υ₂ ：絞り部４３の流速
Ｑ：流量
流速υ₁ ：Ｑ／Ａ₁
流速υ₂ ：Ｑ／Ａ₂
なお、この実施例のように、入力ポート１７の通路面積Ａ₁ が絞り部４３の通路面積Ａ₂ に対して非常に大きい場合（υ₁ ²がυ₂ ²に対して無視できる程小さい場合）に生じる負圧Δｐは次式（２）により求められる。
Δｐ＝（１／２）・ρ・υ₂ ² ・・・（２）

（負圧導入通路４２の説明）
次に、上記（ｆ）の負圧導入通路４２を説明する。
この実施例１および後述する実施例２は、負圧導入通路４２がスプール１２の内部（具体的には入力シールランド２３の内部）に設けられる例であり、後述する実施例３、４は、負圧導入通路４２がスプール１２の外部の部材に設けられる例である。
具体的に、実施例１および後述する実施例２の負圧導入通路４２は、Ｆ／Ｂポート２８を利用したものである。即ち、Ｆ／Ｂポート２８は、出力室２５の圧力をＦ／Ｂ室２７に導く既存の通路機能の他に、負圧ポート４４の機能を果たし、さらに、負圧ポート４４内に生じた負圧をＦ／Ｂ室２７に導く負圧導入通路４２の機能を果たすものである。

（実施例１の効果１）
実施例１の電磁油圧制御弁１０は、上述したように、入力ポート１７から油圧サーボ５に至るオイルの流れにより負圧を生じさせる負圧発生手段４１として「ノッチ部３９と入力ポート１７による絞り部４３」を備えるとともに、絞り部４３の直下の流速によって負圧を生じさせる「負圧ポート４４」を備える。そして、Ｆ／Ｂポート２８は、負圧ポート４４と負圧導入通路４２の機能を果たすものである。
これにより、入力ポート１７が開いた開弁直後に、「ノッチ部３９と入力ポート１７による絞り部４３の直下」に高速のオイル流が生じると、「負圧ポート４４内に生じた負圧」がＦ／Ｂポート２８を介してＦ／Ｂ室２７に作用する。
Ｆ／Ｂ室２７は、油圧の上昇によりスプール１２に「閉弁方向の力」を与えるものであるため、Ｆ／Ｂ室２７に昇圧とは逆の負圧が与えられると、スプール１２には「負圧開弁力」が発生する。

ここで、Ｆ／Ｂ室２７はＦ／Ｂポート２８を介して「出力室２５内の出力油圧」が作用するものであるため、開弁直後、Ｆ／Ｂ室２７には「出力油圧＋負圧」が生じる。しかるに、開弁直後は油圧サーボ５の供給油圧が低く「出力油圧」は小さい。
このように、入力ポート１７が開いた開弁直後にスプール１２に作用する「流体反力（閉弁力）」を「負圧開弁力」が打ち消すため、開弁直後にスプール１２が「流体反力（閉弁力）」によって閉弁側に押し戻されることによる出力応答性の劣化を防ぐことができる。

また、入力ポート１７の開弁直後においてスプール１２に作用する「流体反力」を「負圧開弁力」が打ち消すため、入力ポート１７の開弁直後における電磁アクチュエータ１５の「駆動開弁力」を下げることができ、電磁アクチュエータ１５を大型化する必要がなく、また開弁直後における電磁アクチュエータ１５の消費電力を下げることができる。

ここで、上記効果を具体的に説明する。
先ず、図８、図９を参照して、本発明が適用されていない電磁油圧制御弁１０を例に「流体反力」を説明する。
閉弁状態から入力シールランド２３が移動して入力ポート１７が出力室２５内に連通すると、先ずノッチ部３９が開口して、図９（ａ）の矢印αに示すように、ノッチ部３９（入力シールランド２３とバルブハウジング１１による微小隙間）を高速流のオイルが通過する。
この矢印αに示す流れ方向は、軸方向において閉弁方向に向かうため、ノッチ部３９を通過する高速流のオイルがスプール１２に閉弁力となる「流体反力（図８中、矢印β参照）」を与えてしまう。
また、ノッチ部３９を通過して出力室２５内に流入した高速流のオイルは、排出シールランド２４に衝突してスプール１２に閉弁力となる「流体反力（図８中、矢印β参照）」を与えてしまう。
この結果、開弁直後のスプール１２は、「バネ閉弁力（図４中符号Ａ参照）」に「流体反力（図４中矢印Ｂ参照）」が加えられた合力（図４中符号Ｃ参照）によって閉弁側に押し戻される。

本発明が適用されていない電磁油圧制御弁１０のＦ／Ｂ導入口４５を図９（ｂ）、（ｃ）に示す。このように、本発明が適用されていない電磁油圧制御弁１０のＦ／Ｂ導入口４５は、ノッチ部３９から離れた位置（具体的にはノッチ部３９から回転方向に９０°異なった位置）で開口しており、ノッチ部３９において高速流が生じてもＦ／Ｂポート２８内に負圧は発生しないため、スプール１２が押し戻されて油圧サーボ５を素早く充填させるだけの流量が得られず、図４（ｂ）の実線Ｄで示すように、応答時間が遅れることになり、望ましくない出力応答性となる。
また、本発明が適用されていない電磁油圧制御弁１０で優れた出力応答性を得ようとすると、電磁アクチュエータ１５には、「バネ閉弁力」に加えて、開弁直後に生じる大きな「流体反力（閉弁力）」に打ち勝つ「駆動開弁力」が要求されることになる。この結果、「流体反力の最大値」において図４（ｃ）の実線Ｈに示すように、電磁アクチュエータ１５の作動電力が大きいものとなる。

これに対し、本発明を適用した実施例１の電磁油圧制御弁１０の場合、ノッチ部３９の直下の高速流によってＦ／Ｂポート２８内に負圧を生じさせて、その負圧をＦ／Ｂ室２７に導くことでスプール１２に「負圧開弁力（図４中矢印Ｅ参照）」が発生する。これによって、「流体反力（閉弁力）」が「負圧開弁力」により打ち消されるため、結果的に図４（ａ）の一点鎖線Ｆに示すように、スプール１２に作用する「流体反力」が見かけ上小さくなる。これにより、図４（ｂ）の一点鎖線Ｇで示すように応答時間が早く、優れた出力応答性を得ることができる。
このように、実施例１では「負圧開弁力」によって「流体反力」を小さくできるため、開弁直後における所要の出力応答性を得るための「駆動開弁力」を小さくでき、「流体反力の最大値」において図４（ｃ）の一点鎖線Ｉに示すように、電磁アクチュエータ１５の作動電力を小さくすることができ、電磁アクチュエータ１５の省電力化を図ることができる。

一方、近年では、入力ポート１７に与えられる供給油圧の高圧仕様化が進む環境にあり、高圧化に伴って「流体反力」も大きくなるため、電磁アクチュエータ１５が大型化したり、電力消費が大きくなる傾向にある。
しかるに、実施例１の電磁油圧制御弁１０は、上述したように「負圧開弁力」によって「流体反力」を抑えることができるため、供給圧の高圧化が進んでも、電磁アクチュエータ１５に求められる「駆動開弁力」を抑えることができ、電磁アクチュエータ１５の大型化および電力消費の悪化を回避することができる。

（実施例１の効果２）
この実施例１では、流路面積を絞る絞り部４３を採用して負圧を生じさせるものであるため、オイルの流れによって絞り部４３において負圧を効率良く発生させることができ、「負圧開弁力」を効率良く得ることができる。
また、この実施例１では、絞り部４３を入力ポート１７とノッチ部３９の微小開口によって構成させるため、絞り部４３として新たな部品の追加がなく、コストの上昇を抑えることができる。

さらに、Ｆ／Ｂポート２８と負圧導入通路４２とを別々に設けると、負圧導入通路４２からＦ／Ｂ室２７に導かれた負圧の一部がＦ／Ｂポート２８から抜けてしまうが、この実施例１ではスプール１２に設けられるＦ／Ｂポート２８が負圧導入通路４２を兼ねるため、負圧導入通路４２からＦ／Ｂ室２７に導かれた負圧がＦ／Ｂポート２８から抜けることがなく、Ｆ／Ｂ室２７に導かれた負圧によって「負圧開弁力」を効率良く発生させることができる。

実施例２を図５を参照して説明する。なお、以下の実施例において実施例１と同一符号は同一機能物を示すものである。
上記実施例１では、Ｎ／Ｌタイプの電磁油圧制御弁１０に本発明を適用する例を示した。
これに対し、この実施例２では、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０に本発明を適用したものである。なお、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０においては、電磁アクチュエータ１５が「駆動閉弁力（閉弁方向の力）」をスプール１２に与える閉弁方向駆動手段に相当し、リターンスプリング１４が「バネ開弁力（開弁方向の力）」をスプール１２に与える開弁方向駆動手段に相当するものである。

Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０においても、実施例１と同様、入力ポート１７の開弁直後にノッチ部３９と入力ポート１７の間の微小開口から出力室２５内に高速のオイル流が流れ込むため、スプール１２に「流体反力」が発生する。
このように、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０であっても、開弁直後のスプール１２には「流体反力」が加わるため、出力応答性が悪化する。
また、出力応答性の悪化を緩和する目的で、「流体反力」に打ち勝つようにリターンスプリング１４の「バネ開弁力」を大きくすると、その大きな「バネ開弁力」に打ち勝つ「駆動閉弁力」を電磁アクチュエータ１５で発生させる必要が生じるため、結果的に電磁アクチュエータ１５が大型化するとともに、作動電力が大きくなってしまう。

そこで、Ｎ／Ｈタイプの電磁油圧制御弁１０においても、実施例１と同様、ノッチ部３９の直下にＦ／Ｂ導入口４５を設け、ノッチ部３９と入力ポート１７よりなる絞り部４３の直下に流れる高速流によって生じる負圧をＦ／Ｂポート２８を介してＦ／Ｂ室２７へ導くものである。
このように設けることで、Ｆ／Ｂ室２７は、実施例１と同様に、油圧の上昇によりスプール１２に「閉弁方向の力」を与えるものであるため、Ｆ／Ｂ室２７に昇圧とは逆の負圧が与えられると、スプール１２には「負圧開弁力」が発生する。
これによって、入力ポート１７が開いた開弁直後にスプール１２に作用する「流体反力（閉弁力）」が「負圧開弁力」によって打ち消されるため、開弁直後にスプール１２が「流体反力（閉弁力）」によって閉弁側に押し戻されることによる出力応答性の劣化を防ぐことができる。
また、入力ポート１７の開弁直後においてスプール１２に作用する「流体反力」を「負圧開弁力」によって打ち消すことができるため、「バネ開弁力」を大きくする必要がなく、その結果「駆動閉弁力」を小さくすることができ、電磁アクチュエータ１５の小型化および省電力化を図ることができる。

実施例３を図６を参照して説明する。
上記実施例１、２では、負圧発生手段４１および負圧導入通路４２がスプール弁１３の内部に設けられる例を示した。
これに対し、この実施例３では、負圧発生手段４１および負圧導入通路４２をスプール弁１３の外部に設けたものである。

この実施例３の絞り部４３は、出力ポート１８と油圧サーボ５とを連通する出力通路６に設けられ、負圧導入通路４２は、絞り部４３内とＦ／Ｂ室２７とを連通するスプール１２の外部に形成された外部通路である。
具体的に、実施例３の絞り部４３は、出力通路６の途中に設けられて、出力通路６の通路面積を絞るものであり、この絞り部４３の内部には、流れ方向に対して鉛直方向に伸びる小径の負圧ポート４４が設けられている。ここで、絞り部４３の内径面に対する負圧ポート４４の対向角度θ2 は、実施例１のＦ／Ｂポート２８の対向角度θ2 と同様、絞り部４３に生じる流速によって負圧ポート４４内に負圧が生じる例えば１２０°〜３０°の範囲内に設けられるものであり、好ましくは負圧が効率良く発生する例えば９０°前後の範囲内に設けられるものである。

一方、負圧導入通路４２は、Ｆ／Ｂ室２７と負圧ポート４４とを連通するものであり、バルブハウジング１１に形成されてＦ／Ｂ室２７に連通するＦ／Ｂポート２８と、油圧サーキットを形成するハウジングに設けられてＦ／Ｂポート２８と負圧ポート４４とを連通する外部通路とからなる。もちろん、この負圧導入通路４２は、出力油圧をＦ／Ｂ室２７に導くＦ／Ｂポート２８としても機能するものである。

この実施例３のように絞り部４３をスプール弁１３の外部に設けても、油圧ポートの開弁直後に絞り部４３に生じる高速流により負圧ポート４４内に負圧を発生させて、その負圧をＦ／Ｂ室２７に導いてスプール１２に「負圧開弁力」を与えることができるため、実施例１と同様の効果を得ることができる。
また、この実施例３では、出力ポート１８と油圧サーボ５とを連通する出力通路６に絞り部４３を設けるため、絞り部４３および負圧ポート４４の制約が小さい。このため、絞り部４３の形状、および負圧ポート４４の配置が自由になり、負圧ポート４４内において適切な負圧を発生させることが可能になる。これにより、「流体反力（閉弁力）」を打ち消すのに適した大きさの「負圧開弁力」をスプール１２に発生させることができる。

ここで、この実施例３では、絞り部４３と並列にオイルが流れる並列流路４６を設け、この並列流路４６に、油圧サーボ５側から出力ポート１８側のみへオイルを流す逆止弁４７を設ける例を示す。
このような逆止弁４７を設けることにより、排出ポート１９が開かれて油圧サーボ５の充填油圧を排出する際のオイルの流れ抵抗が小さくなり、油圧サーボ５の油圧を低下させる際の油圧下降特性が向上する。なお、この逆止弁４７および並列流路４６は設けられないものであっても良い。
この実施例３では、電磁油圧制御弁１０にＮ／Ｌタイプを例示したが、Ｎ／Ｈタイプであっても良い。

実施例４を図７を参照して説明する。
上記実施例１〜３の負圧発生手段４１は、絞り部４３を用いる例を示した。
これに対し、この実施例４の負圧発生手段４１は、絞り部４３を用いないものである。 この実施例４の負圧発生手段４１は、出力ポート１８から油圧サーボ５に向かう出力通路６において流路面積が拡がる拡張部（または曲がり部）４８と、この拡張部（または曲がり部）４８において流体の剥離現象により負圧が発生する流路面に対して鉛直方向に開口する負圧ポート４４とを備えるものであり、負圧導入通路４２は、上記実施例３と同様、スプール１２の外部に形成されて、負圧ポート４４とＦ／Ｂ室２７とを連通する外部通路である。

この実施例４に示すように絞り部４３が無くても負圧をＦ／Ｂ室２７に導くことができるため、開弁時にスプール１２に対して「負圧開弁力」を与えることができ、実施例１と同様の効果を得ることができる。
また、この実施例４では、絞り部４３を出力通路６に設けないため、出力通路６の流路抵抗を往復流（出力ポート１８から油圧サーボ５に向かう流れと、油圧サーボ５から出力ポート１８に向かう流れの両方）において低く抑えることができる。これによって、油圧サーボ５の油圧を上昇させる際の油圧昇圧特性、および油圧サーボ５の油圧を低下させる際の油圧下降特性が向上する。
なお、この実施例４でも電磁油圧制御弁１０にＮ／Ｌタイプを例示したが、Ｎ／Ｈタイプであっても良い。

実施例５は図面を参照せずに説明する。
上記実施例１〜４の負圧発生手段４１は、流速によって負圧を発生させる手段として負圧ポート４４を用いる例を示した。
これに対し、この実施例５は、出力通路６の形状とオイルの流れによって発生する負圧を利用するものであり、例えば出力通路６の「通路窪み部」あるいは「流路曲がり」を用い、その「通路窪み部」あるいは「流路曲がり」に生じる負圧を負圧導入通路４２（Ｆ／Ｂポート２８）を介してＦ／Ｂ室２７に導くものである。ここで、「通路窪み部」あるいは「流路曲がり」は、既存の出力通路６に存在するものをそのまま利用しても良いし、新たに出力通路６に設けるものであっても良い。

〔変形例〕
上記の実施例では、Ｆ／Ｂポート２８と負圧導入通路４２とを共通にした例を示したが、別々に設けても良い。即ち、Ｆ／Ｂポート２８を有する既存の電磁油圧制御弁１０に、本発明を追加しても良い。なお、Ｆ／Ｂポート２８とは別に負圧導入通路４２を設ける場合、負圧導入通路４２からＦ／Ｂ室２７に導かれた負圧がＦ／Ｂポート２８から抜け出るのを抑えるために、Ｆ／Ｂポート２８にオリフィス等を設けることが望ましい。
上記の実施例では、制御対象室の一例として自動変速機の油圧サーボ５を示したが、油圧作動バルブの油圧作動室など、油圧により容積が変動する他の制御対象室であっても良い。
上記実施例３〜５のように、負圧発生部４１を出力通路６に設ける場合、ノッチ部３９はバルブハウジング１１に設けられるものであっても良い。

上記の実施例では、油圧の制御を行う例を示したが、他の液体圧の制御であっても良いし、気体圧の制御に本発明を用いても良い。
上記の実施例では、スプール弁１３の一例として三方弁構造を示したが、二方弁（開閉弁）構造や四方弁構造など、他の構造のスプール弁でも良い。
上記の実施例では、スプール１２に駆動力を与える手段として電磁アクチュエータ１５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、自動変速機において油圧制御を実施する油圧制御装置に本発明を適用する例を示したが、自動変速機以外の流体圧制御装置に本発明を適用しても良い。

油圧制御装置の概略図である（実施例１）。 スプールの側面図である（実施例１）。 負圧発生の説明図である（実施例１）。 作動説明のためのグラフである（実施例１）。 電磁油圧制御弁の断面図である（実施例２）。 油圧制御装置の概略図である（実施例３）。 油圧制御装置の概略図である（実施例４）。 電磁油圧制御弁の断面図である（従来例）。 電磁油圧制御弁の要部断面図である（従来例）。

符号の説明

５ 油圧サーボ（制御対象室）
６ 出力通路
１１ バルブハウジング
１２ スプール
１３ スプール弁
１４ リターンスプリング（Ｎ／Ｌタイプでは閉弁方向駆動手段：Ｎ／Ｈタイプでは開弁方向駆動手段）
１５ 電磁アクチュエータ（Ｎ／Ｌタイプでは開弁方向駆動手段：Ｎ／Ｈタイプでは閉弁方向駆動手段）
１７ 入力ポート
１８ 出力ポート
２３ 入力シールランド
２７ Ｆ／Ｂ室
２８ Ｆ／Ｂポート
３９ ノッチ部
４１ 負圧発生手段
４２ 負圧導入通路
４３ 絞り部
４４ 負圧ポート
４８ 拡張部あるいは曲がり部

Claims (2)

1. （ａ）流体の供給を受ける入力ポートおよび制御対象室に連通する出力ポートを有するバルブハウジング、およびこのバルブハウジング内において移動可能に支持されて前記入力ポートを開閉可能な入力シールランドを有するスプールを備えるとともに、
   圧力の上昇により、前記スプールに前記入力ポートが閉じる閉弁方向の力を与えるフィードバック室を備えるスプール弁と、
   （ｂ）前記スプールに前記入力ポートが開く開弁方向の力を与える開弁方向駆動手段と、（ｃ）前記スプールに前記入力ポートが閉じる閉弁方向の力を与える閉弁方向駆動手段と、
   を具備する流体圧制御装置において、
   前記入力ポートから前記制御対象室に至る流体経路における流速により負圧を生じさせる負圧発生手段と、
   前記負圧発生手段にて生じる負圧を前記フィードバック室へ導く負圧導入通路と、
   を備えており、
   前記負圧発生手段は、前記スプールが開弁位置に達した際に前記入力ポートを微小に開く絞り部と、この絞り部の下流で前記入力シールランドの端面に軸線に対して傾斜させて形成され、前記絞り部にて流速が高められた流体を導く流路と、この流路を流れる高速流体の流れ方向に対し略直角（９０°前後）の方向に開口する負圧ポートとから構成され、
   前記負圧導入通路は、前記負圧ポートと前記フィードバック室とを連通する通路であることを特徴とする流体圧制御装置。
2. 請求項１に記載の流体圧制御装置において、
   前記入力シールランドは、前記入力ポートを微小に開くノッチ部を備え、
   前記絞り部は、前記入力ポートと前記ノッチ部との微小連通により形成され、
   前記流路は、前記ノッチ部により形成され、
   前記負圧ポートは、前記ノッチ部から前記出力ポートに向かう流体の流れの前記ノッチ部の直下において開口することを特徴とする流体圧制御装置。

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