JP4775362B2

JP4775362B2 - Spool valve

Info

Publication number: JP4775362B2
Application number: JP2007292007A
Authority: JP
Inventors: 宏八十島
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2007-11-09
Filing date: 2007-11-09
Publication date: 2011-09-21
Anticipated expiration: 2027-11-09
Also published as: JP2009115289A

Description

本発明は、オイルの切替えや、流量調整、圧力調整を行うスプール弁に関し、排出ポートと容積変動室とを排出シールランドが区画する構造を採用するスプール弁に関するものである。 The present invention relates to a spool valve that performs oil switching, flow rate adjustment, and pressure adjustment, and relates to a spool valve that employs a structure in which a discharge seal land defines a discharge port and a volume variation chamber.

〔従来の技術〕
従来技術の一例として、排出ポートと容積変動室とを排出シールランドが区画する構造を採用するスプール弁と、このスプール弁を駆動する電磁アクチュエータとを結合してなる電磁油圧制御弁が知られている（例えば、特許文献１参照）。
従来技術の電磁油圧制御弁を、図４を参照して説明する。なお、各名称の符号は、後述する実施例と共通符号としている。 [Conventional technology]
As an example of the prior art, there is known an electromagnetic hydraulic control valve formed by combining a spool valve that adopts a structure in which a discharge seal land defines a discharge port and a volume variation chamber, and an electromagnetic actuator that drives the spool valve. (For example, refer to Patent Document 1).
A conventional electromagnetic hydraulic control valve will be described with reference to FIG. In addition, the code | symbol of each name is made into the common code | symbol with the Example mentioned later.

図４の電磁油圧制御弁は、自動変速機の油圧制御を行うＮ／Ｏ（ノーマリ・オープン）タイプの三方電磁弁である。具体的に、スプール弁１は、三方弁構造を採用しており、先端側容積変動室Ａにはスプール４を開弁方向（入力シールランド１４が入力ポート７を開き、排出シールランド１５が排出ポート９を閉じる方向：図示右側）へ付勢するリターンスプリング５が配置されている。そして、電磁アクチュエータ２のＯＦＦ時には、リターンスプリング５の付勢力によりスプール４が開弁方向（図示右側）に位置して排出シールランド１５が排出ポート９を閉塞し、入力ポート７と出力ポート８が連通する。 The electromagnetic hydraulic control valve in FIG. 4 is an N / O (normally open) type three-way electromagnetic valve that performs hydraulic control of an automatic transmission. Specifically, the spool valve 1 employs a three-way valve structure, and the spool 4 is opened in the tip side volume fluctuation chamber A (the input seal land 14 opens the input port 7 and the discharge seal land 15 discharges). A return spring 5 is disposed to urge the port 9 in the closing direction (right side in the figure). When the electromagnetic actuator 2 is OFF, the spool 4 is positioned in the valve opening direction (right side in the figure) by the urging force of the return spring 5, the discharge seal land 15 closes the discharge port 9, and the input port 7 and the output port 8 Communicate.

〔従来技術の不具合〕
スプール４は、入力シールランド１４、排出シールランド１５、Ｆ／Ｂ（フィードバック）ランド１６を備えており、各ランド１４〜１６はバルブハウジング３（スリーブ等）の内周面において軸方向へ摺動する。
各ランド１４〜１６とバルブハウジング３との摺動面は、摺動隙間を介してオイルが導かれることで潤滑される。具体的に、入力シールランド１４とバルブハウジング３との摺動面、およびＦ／Ｂランド１６とバルブハウジング３との摺動面には、油圧差によってオイルが導かれて積極的に潤滑される。
しかし、排出シールランド１５は、外部に連通する排出ポート９と、先端側ドレンポート１１を介して外部に連通する先端側容積変動室Ａとを区画シールするものであるため、この区画シール範囲における排出シールランド１５とバルブハウジング３の摺動面には油圧差が生じない（あるいは油圧差が生じても油圧差が小さい）。そのため、上記区画シール範囲における排出シールランド１５とバルブハウジング３との摺動面には積極的なオイル供給がなされず、結果的に潤滑不足になり易い。
なお、以下では、排出ポート９と先端側容積変動室Ａとを区画する排出シールランド１５とバルブハウジング３との摺動面（上記区画シール範囲における摺動面）を「無圧差摺動面α」と称して説明する。 [Problems with conventional technology]
The spool 4 includes an input seal land 14, a discharge seal land 15, and an F / B (feedback) land 16. The lands 14 to 16 slide in the axial direction on the inner peripheral surface of the valve housing 3 (sleeve or the like). To do.
The sliding surfaces between the lands 14 to 16 and the valve housing 3 are lubricated by introducing oil through the sliding gap. Specifically, oil is guided and actively lubricated to the sliding surface between the input seal land 14 and the valve housing 3 and the sliding surface between the F / B land 16 and the valve housing 3 due to a hydraulic pressure difference. .
However, the discharge seal land 15 partitions and seals the discharge port 9 communicating with the outside and the tip side volume fluctuation chamber A communicating with the outside via the tip side drain port 11. There is no difference in hydraulic pressure between the sliding surfaces of the discharge seal land 15 and the valve housing 3 (or the hydraulic pressure difference is small even if the hydraulic pressure difference occurs). Therefore, no positive oil is supplied to the sliding surface between the discharge seal land 15 and the valve housing 3 in the partition seal range, and as a result, lubrication is likely to be insufficient.
In the following description, the sliding surface (the sliding surface in the partition seal range) between the discharge seal land 15 and the valve housing 3 that partitions the discharge port 9 and the tip side volume variation chamber A is referred to as “no-pressure difference sliding surface α. "And will be described.

具体的に、各ランド１４〜１６の外周面には、環状溝２２が形成されており、各ランド１４〜１６の移動により環状溝２２に溜まったオイルを各摺動面に供給して油膜を発生させ、摺動抵抗を低減させることが行われている。しかし、上述したように、無圧差摺動面αには油圧差が生じないため、排出シールランド１５の環状溝２２へのオイルが積極的に供給されない。この結果、排出シールランド１５に環状溝２２を設けても、潤滑性の向上が期待できない。 Specifically, an annular groove 22 is formed on the outer peripheral surface of each land 14-16, and oil accumulated in the annular groove 22 by the movement of each land 14-16 is supplied to each sliding surface to form an oil film. It is generated to reduce sliding resistance. However, as described above, there is no hydraulic pressure difference on the non-pressure differential sliding surface α, so that oil is not actively supplied to the annular groove 22 of the discharge seal land 15. As a result, even if the annular groove 22 is provided in the discharge seal land 15, improvement in lubricity cannot be expected.

特に、図４に示すように、先端側容積変動室Ａにリターンスプリング５が配置される構造では、排出シールランド１５がリターンスプリング５から偏荷重（径方向に向かう荷重：リターンスプリング５はスプール４を軸方向へ付勢するように設計されるが偏荷重はゼロになることはない）を受ける。これによって、排出シールランド１５は、偏荷重を受けて摺動することになって無圧差摺動面αにおいて油膜切れが発生し易くなるとともに、偏荷重によって摺動抵抗が大きくなる。
そこで、無圧差摺動面αには、他のランド１４、１６の摺動面より大きな潤滑性が求められるが、上述したように無圧差摺動面αには油圧差が生じず、積極的なオイルの供給がなされないため、偏荷重による摺動抵抗の増加を抑えることができず、その結果、スプール４の動きがスムーズでなくなり、応答性の悪化、ヒステリシスの増加、油圧スティックの発生などの不具合が生じてしまう。 In particular, as shown in FIG. 4, in the structure in which the return spring 5 is arranged in the front end side volume fluctuation chamber A, the discharge seal land 15 is offset from the return spring 5 (load in the radial direction: the return spring 5 is the spool 4 Is designed to be biased in the axial direction, but the offset load is never zero). As a result, the discharge seal land 15 is slid by receiving an uneven load, so that the oil film is easily cut off on the non-pressure difference sliding surface α, and the sliding resistance is increased by the uneven load.
Therefore, the non-pressure difference sliding surface α is required to have greater lubricity than the sliding surfaces of the other lands 14 and 16, but as described above, there is no difference in hydraulic pressure between the non-pressure difference sliding surface α and positively. Since the oil is not supplied properly, the increase in the sliding resistance due to the uneven load cannot be suppressed. As a result, the movement of the spool 4 is not smooth, the response is deteriorated, the hysteresis is increased, the hydraulic stick is generated, etc. This will cause problems.

さらに近年では、自動変速機の変速応答性を高める目的で、電磁アクチュエータ２の駆動力を高める要求があり、それに伴いリターンスプリング５の付勢力（バネ荷重）も大きくなっている。このため、排出シールランド１５に掛かる偏荷重がさらに大きくなる傾向にある。
しかし、上述したように無圧差摺動面αには油圧差が生じず、積極的なオイルの供給がなされないため、リターンスプリング５の強化に伴う偏荷重の増加によってさらに油膜切れと、摺動抵抗の増加を招くことになり、応答性の悪化、ヒステリシスの増加、油圧スティックの発生を招いてしまう。
特開２００３−３２９１６４号公報 Furthermore, in recent years, there has been a demand for increasing the driving force of the electromagnetic actuator 2 for the purpose of improving the shift response of the automatic transmission, and accordingly, the urging force (spring load) of the return spring 5 has also increased. For this reason, the unbalanced load applied to the discharge seal land 15 tends to be further increased.
However, as described above, there is no hydraulic pressure difference on the non-pressure differential sliding surface α, and no positive oil is supplied. Therefore, an increase in the offset load accompanying the strengthening of the return spring 5 further causes the oil film to break. As a result, the resistance is increased, and the response is deteriorated, the hysteresis is increased, and the hydraulic stick is generated.
JP 2003-329164 A

本発明は、上記の問題点を解決するためになされたものであり、その目的は、無圧差摺動面の潤滑性を、シンプルな構造によって高めることのできるスプール弁の提供にある。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a spool valve that can enhance the lubricity of the non-pressure difference sliding surface with a simple structure.

〔請求項１の手段〕
請求項１に記載のスプール弁は、排出ポートのオイルがオイル溝を通じて無圧差摺動面の内部に積極的に導かれる。あるいは、容積変動室のオイルがオイル溝を通じて無圧差摺動面の内部に積極的に導かれる。
このように、無圧差摺動面にオイル溝を設けるというシンプルな構造を追加するだけで、無圧差摺動面の潤滑性が高まり、排出シールランドの摺動抵抗を小さくできる。この結果、スプールの動きをスムーズにすることができ、スプール弁の応答性を向上させることができるとともに、ヒステリシスを減少させることができ、さらには油圧スティックの発生を防ぐことができる。 [Means of Claim 1]
In the spool valve according to the first aspect, the oil in the discharge port is positively guided to the inside of the non-pressure difference sliding surface through the oil groove. Alternatively, the oil in the volume variation chamber is positively guided into the non-pressure difference sliding surface through the oil groove.
Thus, by simply adding an oil groove on the non-pressure difference sliding surface, the lubricity of the non-pressure difference sliding surface can be increased and the sliding resistance of the discharge seal land can be reduced. As a result, the movement of the spool can be made smooth, the responsiveness of the spool valve can be improved, the hysteresis can be reduced, and the occurrence of a hydraulic stick can be prevented.

〔請求項２の手段〕
請求項２に記載のスプール弁の容積変動室には、排出シールランドが排出ポートを閉じる方向へスプールを付勢するリターンスプリングが配置されている。これにより、排出シールランドがリターンスプリングから偏荷重を受けて、排出シールランドが無圧差摺動面に押し付けられる力が発生する。
しかるに、無圧差摺動面の内部には、オイル溝により積極的にオイルが導かれるため、排出シールランドが偏荷重を受けて摺動しても無圧差摺動面における油膜切れの発生が防がれ、偏荷重による摺動抵抗の増加が抑えられる。
特に、リターンスプリングのバネ荷重の増加に伴う偏荷重の増加を受けても、オイル溝によって無圧差摺動面にオイルが積極的に導かれることで、無圧差摺動面における油膜切れの発生が防がれ、偏荷重による摺動抵抗の増加を抑えることができる。
このように、リターンスプリングの偏荷重が与えられても、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加を抑えることができ、スプールの動きをスムーズにすることができる。即ち、スプール弁の応答性を向上させることができるとともに、ヒステリシスを減少させることができ、さらには油圧スティックの発生を防ぐことができる。 [Means of claim 2]
A return spring that biases the spool in a direction in which the discharge seal land closes the discharge port is disposed in the volume variation chamber of the spool valve according to claim 2. As a result, the discharge seal land receives an offset load from the return spring, and a force is generated that presses the discharge seal land against the non-pressure difference sliding surface.
However, since oil is actively guided inside the non-pressure differential sliding surface by the oil groove, oil film breakage on the non-pressure differential sliding surface is prevented even if the discharge seal land slides under an uneven load. It is possible to suppress an increase in sliding resistance due to peeling and uneven load.
In particular, even when the unbalanced load increases due to the increase in the spring load of the return spring, oil is actively guided to the non-pressure differential sliding surface by the oil groove, so that an oil film breakage occurs on the non-pressure differential sliding surface. Thus, an increase in sliding resistance due to an uneven load can be suppressed.
In this way, even if an uneven load is applied to the return spring, an increase in sliding resistance on the non-pressure difference sliding surface can be suppressed, and the spool can be moved smoothly. That is, the responsiveness of the spool valve can be improved, the hysteresis can be reduced, and the occurrence of a hydraulic stick can be prevented.

〔請求項３の手段〕
請求項３に記載のスプール弁は、リターンスプリングの付勢力により排出ポートを閉じるＮ／Ｏタイプの三方弁である。
これにより、Ｎ／Ｏタイプの三方弁を成すスプール弁において、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加を抑えることができ、スプールの動きをスムーズにすることができる。 [Means of claim 3]
The spool valve according to claim 3 is an N / O type three-way valve that closes the discharge port by the biasing force of the return spring.
Thereby, in the spool valve which constitutes an N / O type three-way valve, an increase in sliding resistance on the non-pressure difference sliding surface can be suppressed, and the movement of the spool can be made smooth.

〔請求項４の手段〕
請求項４に記載のスプール弁の排出シールランドは、無圧差摺動面の移動範囲における外周面に全周に亘る環状溝を備え、オイル溝が環状溝と連通する。
これにより、オイル溝により導かれたオイルが無圧差摺動面を摺動する排出シールランドの全周に供給されることになり、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加をより確実に抑えることができる。 [Means of claim 4]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a discharge seal land for a spool valve including an annular groove on the outer peripheral surface in the movement range of the non-pressure differential sliding surface, and the oil groove communicates with the annular groove.
As a result, the oil guided by the oil groove is supplied to the entire circumference of the discharge seal land that slides on the non-pressure differential sliding surface, and the increase in sliding resistance on the non-pressure differential sliding surface is more reliably suppressed. be able to.

〔請求項５の手段〕
請求項５に記載のスプール弁におけるオイル溝は、バルブハウジングの内周面または排出シールランドの外周面の少なくとも一方に形成される。 [Means of claim 5]
The oil groove in the spool valve according to claim 5 is formed on at least one of the inner peripheral surface of the valve housing or the outer peripheral surface of the discharge seal land.

〔請求項６の手段〕
請求項６に記載のスプール弁におけるオイル溝は、螺旋状に形成される。
これにより、排出シールランドに例え環状溝が設けられていなくても、無圧差摺動面を摺動する排出シールランドの全周にオイルが供給されることになり、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加をより確実に抑えることができる。 [Means of claim 6]
The oil groove in the spool valve according to claim 6 is formed in a spiral shape.
As a result, even if the discharge seal land is not provided with an annular groove, oil is supplied to the entire circumference of the discharge seal land that slides on the non-pressure difference sliding surface. The increase in dynamic resistance can be suppressed more reliably.

〔請求項７の手段〕
請求項７に記載のスプール弁におけるオイル溝は、排出ポートと容積変動室とを連通する。
これにより、排出ポートのオイル、または容積変動室のオイルの少なくとも一方が、オイル溝を通じて無圧差摺動面の内部に積極的に導かれることになり、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加をより確実に抑えることができる。 [Means of Claim 7]
The oil groove in the spool valve according to claim 7 communicates the discharge port and the volume variation chamber.
As a result, at least one of the oil in the discharge port or the oil in the volume variation chamber is actively guided to the inside of the non-pressure differential sliding surface through the oil groove, and the sliding resistance on the non-pressure differential sliding surface is increased. Can be suppressed more reliably.

〔請求項８の手段〕
請求項８に記載のスプール弁のスプールは、磁力を発生するコイル、軸方向へ摺動自在に支持されたプランジャ、コイルの発生する磁力によりプランジャを軸方向に磁気吸引する吸引ステータを備える電磁アクチュエータによって駆動される。
これにより、電磁スプール弁において、無圧差摺動面における摺動抵抗の増加を抑えることができ、スプールの動きをスムーズにすることができる。 [Means of Claim 8]
The spool of the spool valve according to claim 8, comprising: a coil that generates magnetic force; a plunger that is slidably supported in the axial direction; and an attraction stator that magnetically attracts the plunger in the axial direction by the magnetic force generated by the coil. Driven by.
Thereby, in the electromagnetic spool valve, an increase in sliding resistance on the non-pressure difference sliding surface can be suppressed, and the movement of the spool can be made smooth.

最良の形態のスプール弁は、外部にオイルを排出するための排出ポートが形成されたバルブハウジングと、このバルブハウジングの内周面において軸方向へ摺動自在に支持され、排出ポートの開閉を行う円柱形状を呈した排出シールランドを有したスプールとを備え、このスプールは、アクチュエータにより直接、あるいはスプール弁の内部の油圧室に与えられる油圧によって駆動される。
このスプール弁は、バルブハウジング内に形成されて外部と呼吸路を介して連通する容積変動室と、排出ポートとを、排出シールランドが区画するものであり、排出ポートと容積変動室とを区画する無圧差摺動面は、排出ポートのオイルを無圧差摺動面の内部に導く、あるいは容積変動室のオイルを無圧差摺動面の内部に導くオイル溝を備える。 The best form spool valve is supported by a valve housing in which a discharge port for discharging oil to the outside is formed, and is slidably supported in the axial direction on the inner peripheral surface of the valve housing, and opens and closes the discharge port. And a spool having a discharge seal land having a cylindrical shape. The spool is driven directly by an actuator or by hydraulic pressure applied to a hydraulic chamber inside the spool valve.
This spool valve is formed in a valve housing and communicates with the outside through a breathing path and a volume change chamber, and a discharge port, and a discharge seal land defines the discharge port and the volume change chamber. The non-pressure differential sliding surface includes an oil groove that guides oil in the discharge port to the inside of the non-pressure differential sliding surface or guides oil in the volume changing chamber to the inside of the non-pressure differential sliding surface.

自動変速機の油圧制御装置に搭載される電磁油圧制御弁に、本発明を適用した実施例１を、図１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輪の切替等を行うものであり、これらの切替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。 A first embodiment in which the present invention is applied to an electromagnetic hydraulic control valve mounted on a hydraulic control device of an automatic transmission will be described with reference to FIG.
First, the main part of the hydraulic control device will be described.
The automatic transmission changes the output rotation ratio of the engine that generates the output for driving the vehicle, changes the rotation direction, locks up the torque converter, switches between two wheels and four wheels depending on the vehicle type, etc. In order to perform these switching operations, a plurality of friction engagement devices (hydraulic clutch, hydraulic brake, etc.) are installed, and the engagement / disengagement of each friction engagement device is controlled according to the vehicle running state (including the driving situation of the occupant). A hydraulic control device is installed.

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ものであり、油圧制御装置は、各油圧アクチュエータの供給油圧を制御するために複数の油圧制御弁を搭載する。
ここで、油圧制御弁は、調圧弁と電磁アクチュエータを組み合わせた１つの電磁油圧制御弁によって油圧アクチュエータの供給油圧を制御するダイレクト制御タイプと、メイン調圧弁と、メイン調圧弁をパイロットバルブ（メイン調圧弁を油圧駆動する電磁油圧制御弁）で制御するパイロット制御タイプとがある。以下では、説明のための一例としてダイレクト制御タイプに本発明を適用する例を示すが、本発明をパイロットバルブ（ダイレクト制御タイプの電磁油圧制御弁と基本構造が同じタイプのもの）に適用するものであっても良い。 Each friction engagement device is composed of a friction engagement portion (multi-plate, etc.) and a hydraulic actuator that engages and disengages the friction engagement portion. The hydraulic control device is a hydraulic pressure supplied to each hydraulic actuator. A plurality of hydraulic control valves are installed to control the engine.
Here, the hydraulic control valve is a direct control type in which the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator is controlled by one electromagnetic hydraulic control valve that combines the pressure regulating valve and the electromagnetic actuator, the main pressure regulating valve, and the main pressure regulating valve as a pilot valve (main regulating valve). There is a pilot control type that is controlled by an electromagnetic hydraulic control valve that hydraulically drives the pressure valve. In the following, an example in which the present invention is applied to a direct control type is shown as an example for explanation, but the present invention is applied to a pilot valve (the same type as the direct control type electromagnetic hydraulic control valve). It may be.

実施例１に示す電磁油圧制御弁は、調圧弁の機能を果たすスプール弁１と、電磁アクチュエータ２とを組み合わせたものであり、通電停止時に出力油圧が最大となるＮ／Ｏタイプである。
スプール弁１は、バルブハウジング３（筒状のスリーブ、あるいは油圧サーキットを形成するサーキットハウジング）と、油圧ポートの切替えを行うスプール４と、スプール４を開弁方向（図示右側）へ付勢するリターンスプリング５とを備える。
電磁アクチュエータ２は、図示しない電子制御装置（ＡＴ−ＥＣＵ）から与えられる駆動電流（通電量）に応じてスプール４に閉弁方向（図示左側）の軸力を与える。 The electromagnetic hydraulic control valve shown in the first embodiment is a combination of a spool valve 1 that functions as a pressure regulating valve and an electromagnetic actuator 2, and is an N / O type in which the output hydraulic pressure becomes maximum when energization is stopped.
The spool valve 1 includes a valve housing 3 (a cylindrical sleeve or a circuit housing that forms a hydraulic circuit), a spool 4 that switches a hydraulic port, and a return that biases the spool 4 in the valve opening direction (right side in the drawing). And a spring 5.
The electromagnetic actuator 2 applies an axial force in the valve closing direction (left side in the figure) to the spool 4 in accordance with a drive current (energization amount) given from an electronic control unit (AT-ECU) (not shown).

バルブハウジング３には、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り、この実施例では、バルブハウジング３がサーキットハウジングに挿入される独立したスリーブとして設けられる例を示すが、バルブハウジング３がサーキットハウジングによって設けられるものであっても良い。 The valve housing 3 includes a circuit housing that forms a hydraulic circuit and a sleeve that has a substantially cylindrical shape that is inserted into the circuit housing. In this embodiment, the valve housing 3 is a circuit housing. Although the example provided as an independent sleeve to be inserted is shown, the valve housing 3 may be provided by a circuit housing.

バルブハウジング３には、スプール４を軸方向へ摺動自在に支持する挿通穴６、オイルポンプ（図示しない油圧発生手段）から油路等を介してオイルの供給を受ける入力ポート７、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）に油路等を介して連通する出力ポート８、低圧側（オイルパン内）に連通する排出ポート９が形成されている。
ここで、バルブハウジング３の内部両端には、スプール４の移動により容積が変動する容積変動室が形成され、図１左側（反電磁アクチュエータ２側）の容積変動室を先端側容積変動室Ａと称し、図１右側（電磁アクチュエータ２側）の容積変動室を後端側容積変動室Ｂと称して説明する。
先端側容積変動室Ａは、後述する調整ネジ２１の中心部に形成された先端側ドレンポート１１を介して低圧側（オイルパン内）に連通し、後端側容積変動室Ｂはバルブハウジング３に形成された後端側ドレンポート１２を介して低圧側（オイルパン内）に連通する。 The valve housing 3 has an insertion hole 6 that supports the spool 4 so as to be slidable in the axial direction, an input port 7 that receives oil supply from an oil pump (hydraulic generating means not shown) via an oil passage, and the like, and friction engagement An output port 8 that communicates with the device (specifically, a hydraulic servo chamber of the hydraulic actuator) via an oil passage and the like, and a discharge port 9 that communicates with the low pressure side (in the oil pan) are formed.
Here, a volume fluctuation chamber whose volume fluctuates due to the movement of the spool 4 is formed at both ends of the valve housing 3, and the volume fluctuation chamber on the left side (the anti-electromagnetic actuator 2 side) in FIG. The volume fluctuation chamber on the right side of FIG. 1 (on the electromagnetic actuator 2 side) will be referred to as a rear end side volume fluctuation chamber B.
The front end side volume fluctuation chamber A communicates with the low pressure side (in the oil pan) via a front end side drain port 11 formed at the center of an adjusting screw 21 described later, and the rear end side volume fluctuation chamber B is provided with the valve housing 3. Communicating to the low pressure side (in the oil pan) through the rear end side drain port 12 formed in

入力ポート７、出力ポート８、排出ポート９、後端側ドレンポート１２等のオイルポートは、バルブハウジング３の側面に形成されており、図１左側から右側に向けて、排出ポート９、出力ポート８、入力ポート７、Ｆ／Ｂ（フィードバック）ポート１３、後端側ドレンポート１２が形成されている。ここで、Ｆ／Ｂポート１３は、出力ポート８と連通して、出力圧に応じたＦ／Ｂ油圧をスプール４に発生させるものである。なお、この実施例１では、先端側ドレンポート１１を後述する調整ネジ２１の中心に形成する例を示すが、先端側ドレンポート１１をバルブハウジング３の側面に形成するものであっても良い。 Oil ports such as the input port 7, the output port 8, the discharge port 9, and the rear end side drain port 12 are formed on the side surface of the valve housing 3, and the discharge port 9 and the output port are directed from the left side to the right side in FIG. 8, an input port 7, an F / B (feedback) port 13, and a rear end drain port 12 are formed. Here, the F / B port 13 communicates with the output port 8 and generates an F / B hydraulic pressure corresponding to the output pressure in the spool 4. In the first embodiment, the tip side drain port 11 is formed at the center of an adjustment screw 21 described later. However, the tip side drain port 11 may be formed on the side surface of the valve housing 3.

スプール４は、挿通穴６内において軸方向へ摺動自在に支持されるものであり、入力ポート７の開度調整を行う入力シールランド１４、排出ポート９の開度調整を行う排出シールランド１５、および入力シールランド１４より小径のＦ／Ｂランド１６を有する。そして、入力シールランド１４と排出シールランド１５の間に分配室１７を形成し、入力シールランド１４とＦ／Ｂランド１６の間にＦ／Ｂ室１８を形成する。 The spool 4 is supported in the insertion hole 6 so as to be slidable in the axial direction, and an input seal land 14 for adjusting the opening degree of the input port 7 and a discharge seal land 15 for adjusting the opening degree of the discharge port 9. , And an F / B land 16 having a smaller diameter than the input seal land 14. A distribution chamber 17 is formed between the input seal land 14 and the discharge seal land 15, and an F / B chamber 18 is formed between the input seal land 14 and the F / B land 16.

排出シールランド１５は、排出ポート９の開閉を行う他に、排出ポート９（具体的には、バルブハウジング３内において排出ポート９と連通する環状空間）と先端側容積変動室Ａの間を区画シールするものであり、排出ポート９と先端側容積変動室Ａとを区画する排出シールランド１５とバルブハウジング３との摺動面が、この実施例１における無圧差摺動面αである。
一方、Ｆ／Ｂランド１６は、Ｆ／Ｂ室１８と後端側容積変動室Ｂの間を区画シールするものである。 In addition to opening and closing the discharge port 9, the discharge seal land 15 defines a space between the discharge port 9 (specifically, an annular space communicating with the discharge port 9 in the valve housing 3) and the front end side volume fluctuation chamber A. The sliding surface between the discharge seal land 15 that seals the discharge port 9 and the tip side volume variation chamber A and the valve housing 3 is the non-pressure difference sliding surface α in the first embodiment.
On the other hand, the F / B land 16 partitions and seals between the F / B chamber 18 and the rear end side volume fluctuation chamber B.

Ｆ／Ｂランド１６のランド径は、入力シールランド１４のランド径より小径に設けられている。このため、Ｆ／Ｂ室１８に印加される油圧（出力圧）が大きくなるに従って入力シールランド１４とＦ／Ｂランド１６のランド差による差圧により、スプール４にはリターンスプリング５のバネ荷重に抗する軸力（図１左向きの力）が発生する。これによって、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。 The land diameter of the F / B land 16 is smaller than the land diameter of the input seal land 14. For this reason, as the hydraulic pressure (output pressure) applied to the F / B chamber 18 increases, the spool 4 receives the spring load of the return spring 5 due to the differential pressure due to the land difference between the input seal land 14 and the F / B land 16. A resisting axial force (a leftward force in FIG. 1) is generated. This stabilizes the displacement of the spool 4 and prevents the output pressure from fluctuating due to fluctuations in the input pressure.

リターンスプリング５は、スプール４を開弁側（入力側シール長が短くなって出力圧が高くなる側：この実施例では図１右側）に付勢する筒状に螺旋形成された圧縮コイルスプリングである。
バルブハウジング３の図１左端部には、調整ネジ２１が螺合されており、この調整ネジ２１とスプール４との間の先端側容積変動室Ａ（バネ室）にリターンスプリング５が圧縮された状態で配置され、調整ネジ２１の螺合量（ねじ込み量）によりリターンスプリング５による「バネ開弁力（バネ荷重）」が調整できるようになっている。
なお、スプール４は、リターンスプリング５による「バネ開弁力」と、Ｆ／Ｂ室１８によって生じる「Ｆ／Ｂ閉弁力」と、電磁アクチュエータ２による「駆動閉弁力」とが釣り合う位置で静止可能なものである。 The return spring 5 is a compression coil spring spirally formed in a cylindrical shape that urges the spool 4 to the valve opening side (the side on which the input side seal length becomes shorter and the output pressure becomes higher: the right side in FIG. 1 in this embodiment). is there.
An adjustment screw 21 is screwed to the left end of the valve housing 3 in FIG. 1, and the return spring 5 is compressed into the tip side volume fluctuation chamber A (spring chamber) between the adjustment screw 21 and the spool 4. The “spring opening force (spring load)” by the return spring 5 can be adjusted by the screwing amount (screwing amount) of the adjusting screw 21.
The spool 4 is at a position where the “spring valve opening force” generated by the return spring 5, the “F / B valve closing force” generated by the F / B chamber 18, and the “drive valve closing force” generated by the electromagnetic actuator 2 are balanced. It can be stationary.

電磁アクチュエータ２は、通電量に応じた起磁力により、スプール４を直接駆動して、スプール４を閉弁方向へ変位させる駆動手段であり、通電により起磁力を発生するコイル、コイルの磁束ループを形成する固定磁気回路（ステータおよびヨーク）、および磁力によってスプール４に閉弁方向の変位力を与えるプランジャ（ムービングコア）等よりなる。
この電磁アクチュエータ２は、図示しない電子制御装置（ＡＴ−ＥＣＵ）によって制御される。この電子制御装置は、デューティ比制御によって電磁アクチュエータ２へ与える駆動電流を制御するものであり、コイル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５の「バネ開弁力」およびＦ／Ｂ室１８による「Ｆ／Ｂ閉弁力」に抗する「駆動閉弁力」をスプール４に与え、スプール４の軸方向位置を変位させることで、出力ポート８の出力油圧をコントロールする。 The electromagnetic actuator 2 is a drive means for directly driving the spool 4 by a magnetomotive force according to the energization amount and displacing the spool 4 in the valve closing direction. It consists of a fixed magnetic circuit (stator and yoke) to be formed, a plunger (moving core) that applies a displacement force in the valve closing direction to the spool 4 by magnetic force, and the like.
The electromagnetic actuator 2 is controlled by an electronic control device (AT-ECU) (not shown). This electronic control device controls the drive current applied to the electromagnetic actuator 2 by duty ratio control, and controls the “spring opening force” of the return spring 5 and the F / B chamber by controlling the energization amount to the coil. By applying “drive valve closing force” against the “F / B valve closing force” by 18 to the spool 4 and displacing the axial position of the spool 4, the output hydraulic pressure of the output port 8 is controlled.

次に、実施例１の特徴技術を説明する。
各ランド１４〜１６とバルブハウジング３との摺動面は、摺動隙間を介してオイルが導かれることで潤滑される。具体的に、この実施例１では、各ランド１４〜１６の外周面に環状溝２２が形成されており、各ランド１４〜１６の移動により環状溝２２のオイルが各摺動面に供給されて油膜を形成させ、摺動抵抗が低減するように設けられている。 Next, a feature technique of the first embodiment will be described.
The sliding surfaces between the lands 14 to 16 and the valve housing 3 are lubricated by introducing oil through the sliding gap. Specifically, in the first embodiment, the annular grooves 22 are formed on the outer peripheral surfaces of the lands 14 to 16, and the oil in the annular grooves 22 is supplied to the sliding surfaces by the movement of the lands 14 to 16. An oil film is formed, and the sliding resistance is reduced.

ここで、入力シールランド１４とバルブハウジング３との摺動面、およびＦ／Ｂランド１６とバルブハウジング３との摺動面には、油圧差によってオイルが導かれて積極的に潤滑される。
しかし、排出シールランド１５は、オイルパン内に連通する排出ポート９と、オイルパン内に連通する先端側容積変動室Ａとを区画するものであるため、無圧差摺動面αには油圧差が生じない（あるいは油圧差が生じても油圧差が小さい）。そのため、無圧差摺動面αには積極的なオイル供給がなされず、結果的に潤滑不足になり易い。
特に、この実施例１では、先端側容積変動室Ａ内にリターンスプリング５が配置され、排出シールランド１５がリターンスプリング５から偏荷重を受け、排出シールランド１５が偏荷重によってバルブハウジング３に押し付けられて摺動するため、無圧差摺動面αにおいて油膜切れが発生し易くなるとともに、偏荷重によって摺動抵抗が大きくなる。 Here, oil is guided and actively lubricated to the sliding surface between the input seal land 14 and the valve housing 3 and the sliding surface between the F / B land 16 and the valve housing 3 due to a hydraulic pressure difference.
However, since the discharge seal land 15 defines the discharge port 9 communicating with the oil pan and the tip side volume fluctuation chamber A communicating with the oil pan, the pressure difference sliding surface α has a hydraulic pressure difference. Does not occur (or even if a hydraulic pressure difference occurs, the hydraulic pressure difference is small). Therefore, no positive oil is supplied to the non-pressure difference sliding surface α, and as a result, lubrication is likely to be insufficient.
In particular, in the first embodiment, the return spring 5 is disposed in the front end side volume fluctuation chamber A, the discharge seal land 15 receives an uneven load from the return spring 5, and the discharge seal land 15 is pressed against the valve housing 3 by the uneven load. Therefore, the oil film breakage is likely to occur on the non-pressure difference sliding surface α, and the sliding resistance increases due to the uneven load.

上記の不具合を解決するため、この実施例１の無圧差摺動面α（排出ポート９と先端側容積変動室Ａとを区画する排出シールランド１５とバルブハウジング３との摺動面）には、排出ポート９のオイルを無圧差摺動面αの軸方向の内部に導くことができ、且つ先端側容積変動室Ａのオイルを無圧差摺動面αの軸方向の内部に導くことができるオイル溝２３が設けられている。
具体的に、この実施例１のオイル溝２３は、排出シールランド１５の外周面に形成された軸方向に延びる１つまたは複数（コスト的な制約がなければ多い方が好ましい）の溝であり、排出シールランド１５の摺動範囲において常に排出ポート９（具体的には、バルブハウジング３内において排出ポート９と連通する環状空間）と先端側容積変動室Ａとを連通するように設けられ、排出シールランド１５に形成された環状溝２２とも連通する。 In order to solve the above problem, the non-pressure difference sliding surface α (the sliding surface between the discharge seal land 15 and the valve housing 3 that divides the discharge port 9 and the tip side volume variation chamber A) of the first embodiment is used. The oil in the discharge port 9 can be guided to the inside of the non-pressure differential sliding surface α in the axial direction, and the oil in the tip side volume fluctuation chamber A can be guided to the inside of the non-pressure differential sliding surface α in the axial direction. An oil groove 23 is provided.
Specifically, the oil groove 23 of the first embodiment is one or a plurality of grooves that are formed in the outer peripheral surface of the discharge seal land 15 and extend in the axial direction. In the sliding range of the discharge seal land 15, the discharge port 9 (specifically, an annular space communicating with the discharge port 9 in the valve housing 3) and the front end side volume fluctuation chamber A are always connected. It also communicates with the annular groove 22 formed in the discharge seal land 15.

オイル溝２３は、排出ポート９のオイルや先端側容積変動室Ａのオイルを無圧差摺動面αに導くことができる断面形状や断面積であれば良く、オイル溝２３の数、断面形状、断面積は制約を受けない。具体的に、排出ポート９と先端側容積変動室Ａは、ともにオイルパン内に通じる低圧空間であるため、オイル溝２３によって排出ポート９と先端側容積変動室Ａとの連通度合が大きくなっても問題がない。
しかし、出力ポート８（具体的には分配室１７）と排出ポート９とが、オイル溝２３を介して連通しないようにオイル溝２３を形成する必要がある。このため、オイル溝２３は、排出シールランド１５の図示右側には形成されないものであり、排出シールランド１５の軸方向の中間部から図示左端まで形成されている。 The oil groove 23 may be any cross-sectional shape or cross-sectional area that can guide the oil in the discharge port 9 or the oil in the tip side volume fluctuation chamber A to the non-pressure difference sliding surface α. The cross-sectional area is not restricted. Specifically, since both the discharge port 9 and the front end side volume fluctuation chamber A are low pressure spaces communicating with the oil pan, the degree of communication between the discharge port 9 and the front end side volume fluctuation chamber A is increased by the oil groove 23. There is no problem.
However, it is necessary to form the oil groove 23 so that the output port 8 (specifically, the distribution chamber 17) and the discharge port 9 do not communicate with each other via the oil groove 23. For this reason, the oil groove 23 is not formed on the right side of the discharge seal land 15 in the drawing, and is formed from an intermediate portion in the axial direction of the discharge seal land 15 to the left end in the drawing.

この実施例１における電磁油圧制御弁は、上述したように、排出シールランド１５の外周面に、排出ポート９のオイル、および先端側容積変動室Ａのオイルを無圧差摺動面αの内部へ導くオイル溝２３を備えている。
これにより、排出シールランド１５がリターンスプリング５から偏荷重を受けて、排出シールランド１５が無圧差摺動面αに押し付けられて摺動しても、排出ポート９のオイルおよび先端側容積変動室Ａのオイルが、オイル溝２３を通じて無圧差摺動面αの内部に積極的に導かれるため、無圧差摺動面αにおける油膜切れの発生が防がれることになり、偏荷重による摺動抵抗の増加が抑えられる。 In the electromagnetic hydraulic control valve according to the first embodiment, as described above, the oil in the discharge port 9 and the oil in the tip side volume fluctuation chamber A are placed on the outer peripheral surface of the discharge seal land 15 into the non-pressure difference sliding surface α. An oil groove 23 is provided.
As a result, even if the discharge seal land 15 receives an offset load from the return spring 5 and the discharge seal land 15 is pressed against the non-pressure difference sliding surface α and slides, the oil in the discharge port 9 and the front end side volume fluctuation chamber The oil A is actively guided to the inside of the non-pressure difference sliding surface α through the oil groove 23, so that the occurrence of oil film breakage on the non-pressure difference sliding surface α is prevented, and the sliding resistance due to the unbalanced load is prevented. Increase is suppressed.

これにより、電磁油圧制御弁の応答性の向上に伴ってリターンスプリング５のバネ荷重が増加し、その結果、偏荷重が増加して排出シールランド１５が強く無圧差摺動面αに押し付けられて摺動しても、オイル溝２３によって無圧差摺動面αにオイルが積極的に導かれることで、無圧差摺動面αの潤滑性が高められ、油膜切れの発生が防がれ、偏荷重による摺動抵抗の増加を抑えることができる。
このように、無圧差摺動面αにオイル溝２３を設けるというシンプルな構造を追加するだけで、スプール４の動きをスムーズにすることができ、電磁油圧制御弁の応答性を向上させることができるとともに、ヒステリシスを減少させることができ、さらには油圧スティックの発生を防ぐことができる。即ち、電磁油圧制御弁の性能向上および信頼性向上を図ることができる。 As a result, the spring load of the return spring 5 increases as the responsiveness of the electrohydraulic control valve increases. As a result, the offset load increases and the discharge seal land 15 is strongly pressed against the non-pressure difference sliding surface α. Even if the oil slides, oil is actively guided to the non-pressure differential sliding surface α by the oil groove 23, so that the lubricity of the non-pressure differential sliding surface α is improved, and the occurrence of oil film breakage is prevented. Increase in sliding resistance due to load can be suppressed.
Thus, the addition of the simple structure of providing the oil groove 23 on the non-pressure differential sliding surface α makes it possible to smoothly move the spool 4 and improve the responsiveness of the electromagnetic hydraulic control valve. In addition, the hysteresis can be reduced, and further, the occurrence of a hydraulic stick can be prevented. That is, it is possible to improve the performance and reliability of the electromagnetic hydraulic control valve.

一方、この実施例１では、オイル溝２３を排出シールランド１５の外周面に形成したため、オイル溝２３の加工を容易に実施することができる。
また、オイル溝２３を軸方向に沿って形成したため、オイル溝２３が無圧差摺動面αの端部（段差部）に引っ掛かる不具合が生じない。
さらに、オイル溝２３の数を増やすことで、偏荷重を受けてバルブハウジング３に押し付けられて摺動する面積を減らすことができ、摺動性の向上が期待できる。 On the other hand, in the first embodiment, since the oil groove 23 is formed on the outer peripheral surface of the discharge seal land 15, the processing of the oil groove 23 can be easily performed.
Further, since the oil groove 23 is formed along the axial direction, there is no problem that the oil groove 23 is caught on the end portion (step portion) of the non-pressure difference sliding surface α.
Furthermore, by increasing the number of the oil grooves 23, it is possible to reduce the area that is slid by being pressed against the valve housing 3 under an unbalanced load, and an improvement in slidability can be expected.

実施例２を図２を参照して説明する。なお、以下の実施例において上記実施例１と同一符号は同一機能物を示すものである。
上記の実施例１では、オイル溝２３を排出シールランド１５の外周面に形成する例を示した。
これに対し、この実施例２は、オイル溝２３をバルブハウジング３の内周面（挿通穴６）に設けたものである。 A second embodiment will be described with reference to FIG. In the following embodiments, the same reference numerals as those in the first embodiment denote the same functional objects.
In the first embodiment, the example in which the oil groove 23 is formed on the outer peripheral surface of the discharge seal land 15 is shown.
On the other hand, in the second embodiment, the oil groove 23 is provided on the inner peripheral surface (insertion hole 6) of the valve housing 3.

具体的に、この実施例２は、排出ポート９と先端側容積変動室Ａとの間のバルブハウジング３の内周面にオイル溝２３を形成したものであり、このオイル溝２３は実施例１と同様、軸方向に延びる１つまたは複数（コスト的な制約がなければ多い方が好ましい）の溝であり、排出シールランド１５の外周面に形成された環状溝２２と常に連通する。
このように、バルブハウジング３の内周面にオイル溝２３を設けても、実施例１と同様の効果を得ることができる。 Specifically, in the second embodiment, an oil groove 23 is formed on the inner peripheral surface of the valve housing 3 between the discharge port 9 and the tip side volume fluctuation chamber A. The oil groove 23 is formed in the first embodiment. Similarly to the above, one or a plurality of grooves extending in the axial direction (preferably more if there are no cost restrictions) are always in communication with the annular groove 22 formed on the outer peripheral surface of the discharge seal land 15.
Thus, even if the oil groove 23 is provided on the inner peripheral surface of the valve housing 3, the same effect as in the first embodiment can be obtained.

実施例３を図３を参照して説明する。
上記の実施例１、２では、オイル溝２３を軸方向に沿う直線溝とした例を示した。
これに対し、この実施例３は、オイル溝２３を螺旋状に形成したものである。
具体的に、この実施例３は、排出シールランド１５の外周に螺旋状のオイル溝２３を形成したものであり、実施例１と同様、オイル溝２３が出力ポート８（具体的には、入力シールランド１４と排出シールランド１５との間の分配室１７）と連通しないように、排出シールランド１５の軸方向の中間部から図示左端まで形成されている。 A third embodiment will be described with reference to FIG.
In the first and second embodiments, the oil groove 23 is a linear groove along the axial direction.
On the other hand, in the third embodiment, the oil groove 23 is formed in a spiral shape.
Specifically, in the third embodiment, a spiral oil groove 23 is formed on the outer periphery of the discharge seal land 15. As in the first embodiment, the oil groove 23 is formed in the output port 8 (specifically, the input port 8 In order not to communicate with the distribution chamber 17) between the seal land 14 and the discharge seal land 15, the discharge seal land 15 is formed from the axial intermediate portion to the left end in the drawing.

このように、オイル溝２３を螺旋状に設けても、上記実施例１と同様の効果を得ることができる。
また、オイル溝２３を螺旋状に設けることで、無圧差摺動面αを摺動する排出シールランド１５の全周にオイルが供給されることになり、排出シールランド１５における環状溝２２（符号、実施例１参照）を廃止することができる。 Thus, even if the oil groove 23 is provided in a spiral shape, the same effect as in the first embodiment can be obtained.
Further, by providing the oil groove 23 in a spiral shape, oil is supplied to the entire circumference of the discharge seal land 15 that slides on the non-pressure difference sliding surface α, and the annular groove 22 (reference numeral in the discharge seal land 15). , See Example 1).

〔変形例〕
上記の実施例では、Ｎ／Ｏタイプの電磁油圧制御弁に本発明を適用する例を示したが、Ｎ／Ｃ（ノーマリ・クローズ）タイプの電磁油圧制御弁に本発明を適用しても良い。なお、Ｎ／Ｃタイプの電磁油圧制御弁では、排出ポート９および排出シールランド１５は電磁アクチュエータ２側に設けられるものであって、無圧差摺動面αは排出ポート９と後端側容積変動室Ｂの間の摺動面に形成されるため、排出ポート９と後端側容積変動室Ｂの間の無圧差摺動面αにオイル溝２３を設けるものである。 [Modification]
In the above embodiment, the example in which the present invention is applied to the N / O type electromagnetic hydraulic control valve has been shown. However, the present invention may be applied to an N / C (normally closed) type electromagnetic hydraulic control valve. . In the N / C type electromagnetic hydraulic control valve, the discharge port 9 and the discharge seal land 15 are provided on the electromagnetic actuator 2 side, and the non-pressure differential sliding surface α is the discharge port 9 and the rear end side volume fluctuation. Since it is formed on the sliding surface between the chambers B, an oil groove 23 is provided on the non-pressure difference sliding surface α between the discharge port 9 and the rear end side volume fluctuation chamber B.

上記の実施例では、オイル溝２３が排出ポート９と容積変動室（実施例中、先端側容積変動室Ａ）とを連通する例を示したが、オイル溝２３を途中までとして、排出ポート９のオイルを無圧差摺動面αの内部に導く、あるいは容積変動室のオイルを無圧差摺動面αの内部に導くように設けても良い。
上記の実施例では、三方弁構造を採用するスプール弁１の無圧差摺動面αにオイル溝２３を設ける例を示したが、開閉弁（二方弁）や四方弁以上の弁構造を採用するスプール弁１の無圧差摺動面αにオイル溝２３を設けても良い。 In the above embodiment, the oil groove 23 communicates with the discharge port 9 and the volume variation chamber (in the embodiment, the tip side volume variation chamber A). These oils may be guided to the inside of the pressureless sliding surface α, or the oil in the volume variation chamber may be guided to the inside of the pressureless sliding surface α.
In the above embodiment, an example in which the oil groove 23 is provided in the non-pressure differential sliding surface α of the spool valve 1 adopting a three-way valve structure is shown, but an on-off valve (two-way valve) or a valve structure more than a four-way valve is adopted. An oil groove 23 may be provided on the non-pressure differential sliding surface α of the spool valve 1 to be operated.

上記の実施例では、自動変速機の油圧制御装置に用いられる電磁油圧制御弁に本発明を適用する例を示したが、自動変速機以外の他の電磁油圧制御弁に本発明を適用しても良い。具体的には、カムシャフトの進角を可変するＶＶＴ（バルブ可変タイミング装置）のＯＣＶ（オイル・フロー・コントロール・バルブ）等に本発明を適用しても良い。
上記の実施例では、スプール弁１を駆動する駆動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、ピエゾスタック等を用いたピエゾアクチュエータ、油圧、吸気負圧等の流体圧アクチュエータなど、他の駆動手段を用いても良い。 In the above embodiment, the example in which the present invention is applied to the electromagnetic hydraulic control valve used in the hydraulic control device of the automatic transmission has been shown, but the present invention is applied to other electromagnetic hydraulic control valves other than the automatic transmission. Also good. Specifically, the present invention may be applied to an OCV (oil flow control valve) of a VVT (valve variable timing device) that varies the advance angle of the camshaft.
In the above embodiment, an example in which the electromagnetic actuator 2 is used as the driving means for driving the spool valve 1 has been described. However, other driving methods such as a piezo actuator using a piezo stack or the like, a fluid pressure actuator such as hydraulic pressure or intake negative pressure, etc. Means may be used.

電磁油圧制御弁におけるスプール弁の断面図である（実施例１）。(Example 1) which is sectional drawing of the spool valve in an electromagnetic hydraulic control valve. 電磁油圧制御弁におけるスプール弁の断面図である（実施例２）。(Example 2) which is sectional drawing of the spool valve in an electromagnetic hydraulic control valve. 電磁油圧制御弁におけるスプール弁の要部断面図である（実施例３）。(Example 3) which is principal part sectional drawing of the spool valve in an electromagnetic hydraulic control valve. 電磁油圧制御弁におけるスプール弁の断面図である（従来例）。It is sectional drawing of the spool valve in an electromagnetic hydraulic control valve (conventional example).

Explanation of symbols

１スプール弁
２電磁アクチュエータ
３バルブハウジング
４スプール
５リターンスプリング
９排出ポート
１５排出シールランド
２２環状溝
２３オイル溝
Ａ先端側容積変動室
α 無圧差摺動面 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Spool valve 2 Electromagnetic actuator 3 Valve housing 4 Spool 5 Return spring 9 Discharge port 15 Discharge seal land 22 Annular groove 23 Oil groove A End side volume fluctuation chamber α Non-pressure difference sliding surface

Claims

A valve housing formed with a discharge port for discharging oil to the outside;
A spool having a discharge seal land in a cylindrical shape that is slidably supported in the axial direction on the inner peripheral surface of the valve housing and opens and closes the discharge port;
In the spool valve that is formed in the valve housing and communicates with the outside through the breathing path, and the discharge port, the spool valve in which the discharge seal land divides the discharge port.
The non-pressure difference sliding surface between the discharge seal land and the valve housing that partitions the discharge port and the volume variation chamber guides oil in the discharge port to the inside of the non-pressure difference sliding surface, or the volume variation A spool valve comprising an oil groove for guiding the oil in the chamber to the inside of the non-pressure differential sliding surface.

The spool valve according to claim 1, wherein
The spool valve according to claim 1, wherein a return spring that urges the spool in a direction in which the discharge seal land closes the discharge port is disposed in the volume variation chamber.

The spool valve according to claim 2,
The spool valve is a normally open type three-way valve that closes the discharge port by the urging force of the return spring.

In the spool valve according to any one of claims 1 to 3,
The discharge seal land includes an annular groove over the entire circumference on the outer peripheral surface in the movement range of the non-pressure difference sliding surface,
The spool valve, wherein the oil groove communicates with the annular groove.

In the spool valve according to any one of claims 1 to 4,
The spool valve according to claim 1, wherein the oil groove is formed on at least one of an inner peripheral surface of the valve housing and an outer peripheral surface of the discharge seal land.

The spool valve according to claim 5,
The spool valve is characterized in that the oil groove is formed in a spiral shape.

The spool valve according to any one of claims 1 to 6,
The spool groove characterized in that the oil groove communicates the discharge port and the volume variation chamber.

In the spool valve according to any one of claims 1 to 7,
The spool is driven by an electromagnetic actuator including a coil that generates magnetic force, a plunger that is slidably supported in the axial direction, and a suction stator that magnetically attracts the plunger in the axial direction by the magnetic force generated by the coil. Features a spool valve.