JP5733472B2 - 油圧制御バルブおよび油圧制御装置 - Google Patents
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Description
この発明は、油路を開閉することにより油圧を制御するバルブおよびそのバルブを備えている装置に関し、特にバランスピストン式バルブおよびそのバランスピストン式バルブを備えた油圧制御装置に関するものである。
油圧の制御は、制御対象物に対して圧油を供給し、あるいは制御対象物から圧油を排出することにより行われるのが一般的であり、さらにその制御対象物に対して供給され、もしくは制御対象物から排出される圧油の圧力を調整することも油圧制御に含まれる。そして、油圧を使用すれば、離れた箇所に動力を伝達でき、また油圧には、信号を伝達する機能もあり、そのため車両を含む各種の移動体や産業機器などで油圧あるいは油圧制御装置が多用されている。車両における油圧制御装置の一例が特開2011−163393号公報に記載されている。
この公報に記載されている油圧制御装置は、車両用のベルト式無段変速機における油圧制御装置であり、プライマリープーリにおける油圧室に対して供給する油圧を制御する増圧用開閉弁とその油圧室から排出する油圧を制御する減圧用開閉弁とを備えている。また同様に、セカンダリープーリにおける油圧室に対して供給する油圧を制御する増圧用開閉弁とその油圧室から排出する油圧を制御する減圧用開閉弁とを備えている。これらの各開閉弁は、高い油圧が掛かる入力ポートと、その入力ポートから流入した圧油を排出する出力ポートとを備えており、さらにその入力ポートを開閉するソレノイドを備えている。入力ポートを閉じる弁体は、ソレノイドの電磁力で軸線方向に移動させられるプランジャと一体になっており、そのプランジャおよび弁体をスプリングによって入力ポートに向けて押圧し、スプリングによる弾性力に抗する電磁力をソレノイドで発生させるように構成されている。したがって、このような構成のバルブは、スプリングの弾性力で入力ポートを閉じるように構成されているから、入力ポートに作用する油圧が高い場合には、弾性力の大きいスプリング、すなわちばね係数の大きいスプリングを使用することになり、それに伴って大きい電磁力を発生することのできる大型のソレノイドを使用することになる。
一方、特開平11−101360号公報には、バランス式電磁弁が記載されている。この電磁弁は、弁体と一体化されているピストンの正面側の正圧室とこれとは反対側の背圧室とを連通する連通路を有し、そのピストンは例えば背圧室に設けたスプリングによって正圧室側に押圧され、そのピストンと一体の弁体を出力ポートに押し付けて閉弁状態となるように構成されている。したがって、供給圧が高いとしても、同様の圧力が背圧室にも作用するので、供給圧がいわゆる開弁方向の荷重として作用することがなく、そのためスプリングの弾性力を供給圧に応じて高くする必要はない。そして、背圧室には電磁開閉弁が連通されており、その電磁開閉弁に通電して背圧室を圧力の低い箇所に連通させると、正圧室と背圧室との間に圧力差が生じ、その圧力差に応じた押圧力がスプリングの弾性力に打ち勝つとピストンが背圧室側に移動して出力ポートを開く。したがって、コイルで発生させる電磁力を特に大きくする必要がなく、入力ポートに作用する圧力が高い場合であっても、電磁弁あるいはそのコイルを特に大型化する必要はない。
したがって、この種のバランスピストン式の開閉バルブを前述した特開2011−163393号公報に記載されている油圧制御装置の増圧用開閉弁あるいは減圧用開閉弁に使用すれば、各プーリにおける油圧室の油圧が高い場合であっても、その開閉弁を相対的に小型化することができる。しかしながら、上述した一般的な構成のバランスピストン式のバルブでは、ポートもしくは油路の開閉を行うことができるとしても、流量の制御が困難である。すなわち、バランスピストン式のバルブは上述したように正圧室と背圧室との圧力差がスプリングの弾性力以上となることにより開弁動作するので、スプリングの弾性力を小さくすると、小さい圧力差で敏感に開動作するが、圧力差が大きい場合には、急激に開動作し、かつ開度が大きくなるので、圧油の流量が急激に増大してしまう。その結果、ソレノイドに流す電流の僅かな変化で流量が大きく、また急激に変化してしまい、流量の制御が困難になる。また、反対にスプリングの弾性力を大きくすると、ピストンを挟んだ両側での圧力差が小さい場合には、バルブの開度が過度に小さくなり、応答性の悪いバルブになるなどの課題が生じる。
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、バランスピストン式バルブにおける差圧の大小に拘わらず穏やかな開弁動作を生じさせて制御性を向上させることを目的とするものである。
この発明は、上記の目的を達成するために、シリンダ部の内部を軸線方向に前後動するピストンを挟んだ一方側に、入力ポートと出力ポートとが開口している正圧室が形成され、かつ前記ピストンを挟んだ他方側に背圧室が形成され、その出力ポートを開閉する弁体が前記ピストンに連結されて設けられ、前記正圧室と背圧室とがこれら正圧室と背圧室との間に圧力差を生じさせる第1の絞り部を介して連通されるとともに、前記背圧室を該背圧室より低圧の部分に選択的に連通させる開閉弁が接続され、前記入力ポートが高圧部に連通され、かつ前記出力ポートが前記高圧部より圧力の低い低圧部に連通されている油圧制御バルブであって、前記入力ポートを介して前記正圧室に流入する圧油の流動を制限する第2の絞り部が設けられていることを特徴とするものである。
この発明では、前記ピストンおよび弁体は、前記出力ポートを密閉している全閉位置から前記出力ポートを開く全開位置に移動するように構成し、前記第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体が前記全開位置に到る前までの所定範囲で、前記入力ポートから前記正圧室に向けて流入する圧油の流動を制限するように構成し、前記ピストンおよび弁体が前記所定範囲を超えて移動した状態では前記入力ポートから前記正圧室に流入する圧油の流動が前記第2の絞り部による制限を受けないように構成することができる。
また、この発明では、前記開閉弁は、電流に応じて開度が増大する電磁弁を含み、前記ピストンおよび弁体は、前記電磁弁の電流の増大に応じて開弁方向への移動量が増大するように構成し、前記低圧部に対して急速に圧油を供給する要求がある場合に、前記ピストンおよび弁体が前記所定範囲を超えて移動するように前記電流を制御するコントローラを更に備えることができる。
さらに、この発明における第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体の前記出力ポートを開く方向への移動量に応じて開口面積が増大して絞りの程度を減じるように構成されていてよい。
あるいはこの発明における前記第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体が前記出力ポートを開く方向に予め定めた所定距離移動した後は全開されて前記圧油の流動に対して絞り作用が生じなくなるように構成されていてよい。
さらにまた、この発明における前記第2の絞り部は、前記ピストンの外周面と前記シリンダ部の内周面との間に形成された、前記圧油が前記正圧室に向けて流れる隙間であってよい。
一方、この発明における前記ピストンは、前記シリンダ部の内周面に液密状態で摺接するベース部と、そのベース部より小さい外径でかつベース部から前記正圧室の内部に突出した突出部とを有し、前記正圧室には、前記突出部の先端部を所定の深さで嵌合させる小径部が形成され、前記第2の絞り部は、前記突出部の先端部の外周面と前記小径部の内周面との間に形成されていてよい。
この発明における前記突出部と前記小径部との嵌合長さは、前記ピストンおよび弁体の全閉状態から全開状態までの移動長さより短くすることができる。
また、この発明における前記第2の絞り部は、前記入力ポートの前記正圧室に対する開口端と、その開口端の一部に重なり合って前記開口端の開口面積を減じる前記ピストンの外周面とによって形成され、前記開口端の形状は、前記シリンダ部の円周方向に測った幅が、前記シリンダ部の軸線方向の位置毎に異なる形状であってよい。
またさらにこの発明における前記第2の絞り部は、前記ピストンの外周部に、前記入力ポートと前記正圧室とに開口するように形成された溝部によって形成することができる。
あるいはこの発明における前記第2の絞り部は、前記ピストンを貫通し、かつ前記入力ポートと前記正圧室とに開口するように形成された貫通孔によって形成することができる。
そして、この発明に係る油圧制御装置は、上記の油圧制御バルブが、ベルト式無段変速機のプーリにおける油圧室と油圧源との間に設けられ、前記出力ポートおよび前記開閉弁が前記油圧室に連通された構成とすることができる。
この発明に係る油圧制御バルブでは、開閉弁を開いて背圧室を所定の低圧の部分に連通させると、背圧室の油圧が正圧室の油圧より低くなるので、その圧力差によってピストンおよびこれに連結されている弁体が移動し、出力ポートが開かれる。すなわち開弁する。それに伴って入力ポートを経て正圧室に圧油が流入するが、その圧油に対しては第2の絞り部による抵抗が作用するので、入力ポートに向けて供給される油圧が高い場合であっても、背圧室と正圧室との圧力差が特には大きくならない。そのため、この発明によれば、第2の絞り部を備えていない場合に比較して、ピストンや弁体がゆっくり移動し、流量の急激な増大が生じないので、制御性が良好になる。
また、このような第2の絞り部により圧油の流動に抵抗を与える範囲を、弁体が出力ポートを完全に閉じている全閉状態から全開状態に到る前の所定の範囲に設定し、その範囲を超えてピストンおよび弁体が移動した場合には、第2の絞り部による抵抗が圧油の流動に対して作用しないように構成すれば、制御対象箇所である前記低圧部に急速に圧油を供給する必要がある場合、開閉弁の開度を大きくすることにより、出力ポートから低圧部に送る油量を増大させることができる。
そして、この発明によれば、開閉弁を電磁弁によって構成し、その電磁弁の電流を要求されている油量に応じて増大させることにより、要求に即した急速な制御を行うことができる。
さらに、この発明では、第2の絞り部をピストンとそのピストンを収容しているシリンダ部の内面との間に形成することにより、新たな部品を追加することなく、ピストンやシリンダ部の形状の変更によって第2の絞り部を構成することができ、油圧制御バルブの構成やその油圧制御バルブを備えている油圧制御装置の構成を小型化することができる。
この発明に係る油圧制御バルブおよび油圧制御装置は、車両や航空機などの移動体あるいは定置式の各種の産業機械に使用することができ、この発明は例えば車両におけるベルト式無段変速機の油圧を制御する装置に適用することができる。その一例を図1に模式的に示してある。ここに示す例は、ベルト式無段変速機におけるプーリ1に対して油圧を供給する装置にこの発明を適用した例であり、そのプーリ1は従来知られている駆動側のプライマリープーリあるいは従動側のセカンダリープーリのいずれであってもよい。そのプーリ1の構成について簡単に説明すると、従来のプーリと同様に、固定シーブとその固定シーブに対して接近し、また離隔するように軸線方向に前後動する可動シーブとによってプーリ1が構成されている。その固定シーブと可動シーブとの間がベルトを巻き掛ける溝であり、各シーブ同士の間隔に応じてその溝の幅が広狭に変化するように構成されている。そして、その可動シーブを固定シーブ側に押圧する荷重を生じさせる油圧室(油圧アクチュエータ)2が設けられている。すなわち、この油圧室2における油圧を増大させることにより、可動シーブが固定シーブ側に押され、その結果、溝幅が狭くなってベルトの巻き掛け半径が増大し、あるいはベルトを挟み付ける挟圧力が増大するように構成されている。
油圧源3から上記の油圧室2に油圧を供給する供給油路4の途中に、この発明に係る油圧制御バルブに相当するバランスピストン式バルブからなる供給弁5が設けられている。その油圧源3は、オイルポンプであってもよく、あるいはオイルポンプで発生した油圧を調圧して得られたライン圧の油路であってもよく、さらには所定の圧力で油圧を蓄えるアキュムレータであってもよい。
この供給弁5を構成しているバランスピストン式バルブはこの発明に特有のものであって、その構成を具体的に説明すると、円筒状の部分であるシリンダ部6の内部にピストン7が液密状態を維持して軸線方向に前後動するように収容されている。したがって、シリンダ部6の内部には、ピストン7を挟んだ一方側(図1では右側)に正圧室8が形成され、これとは反対側(図1の左側)に背圧室9が形成されている。なお、図1に示す例では、正圧室8に隣接して副室10が形成されている。
正圧室8には、前述した油圧源3の油圧が供給される入力ポート11と、正圧室8から油圧を流出させる出力ポート12とが開口するように設けられている。その入力ポート11は、図1に示す例では、シリンダ部6における円筒状の外周部分に形成されている。これに対して出力ポート12はシリンダ部6におけるエンドプレートに相当する部分に形成されており、したがって正圧室8と副室10とが出力ポート12によって連通するように構成されている。さらに、副室10にはプーリ1における油圧室2に連通された接続ポート13が形成されている。
そして、ピストン7の正圧室8側の中央部に、弁体14が設けられている。弁体14は、出力ポート12の前記正圧室8側の開口端部に突き当てられて出力ポート12を閉じるように構成され、図1に示す例では、先端部が出力ポート12の内径より大きい直径の半球状に形成され、かつピストン7と一体化されている。また、背圧室9の内部には、ピストン7を正圧室8側に押すスプリング15が配置されている。そして、背圧室9には背圧ポート16が開口するように形成されており、その背圧ポート16と前述した入力ポート11とが連通路17によって連通されている。その連通路17の途中には、制御オリフィス18が設けられており、正圧室8もしくは背圧室9の圧力が変動した場合、連通路17を流れる圧油に抵抗を与えて正圧室8と背圧室9とに圧力差を生じさせるようになっている。この制御オリフィス18がこの発明における第1の絞り部に相当し、制御オリフィス18は正圧室8と背圧室9との間に圧力差を生じさせるように構成されていればよいので、この発明における第1の絞り部は、連通路17を構成している管路自体を内径の小さいものとし、これによって上記の圧力差を生じさせるように構成されたものであってもよい。
さらに、背圧室9をその内部の圧力より低圧の部分に選択的に連通させるソレノイドバルブ19が設けられている。このソレノイドバルブ19はこの発明における開閉弁に相当し、通電されることにより開弁動作するように構成され、かつ電流に応じて開度が変化するように、すなわち増大するように構成されている。なお、図1に示す例では、背圧室9より低圧の部分は前述したプーリ1における油圧室2であり、したがってソレノイドバルブ19はその油圧室2に連通されている。
上記の供給弁5を構成しているバランスピストン式バルブには、正圧室8に流入する圧油の流動に対して抵抗を与える絞り部20が設けられている。絞り部20は、この発明における第2の絞り部に相当し、正圧室8に向けた圧油の流路断面積を部分的に小さくし圧油の流動に対して抵抗となる部分であり、その位置は、要は、正圧室8に流入する圧油が通過する位置であればよい。図1に示す例では、ピストン7の外周面とシリンダ部6の内周面との間に形成されている。図2はその絞り部20の一例を示している。図2に示すようにピストン7の先端側(正圧室8側)の外径は、シリンダ部6の内径より小さくなっていて両者の間に、圧油が流れることのできる隙間が形成されている。また、入力ポート11の位置は、弁体14が出力ポート12から離れて十分開弁した位置にピストン7が後退した状態であってもそのピストン7の外周面に対向し、かつピストン7の外周面とシリンダ部6の内周面との間の隙間に開口した位置に設定されている。したがって、その隙間が、正圧室8に向けて流動する圧油に抵抗を与える絞り部20を形成している。なお、絞り部20はその機能から明らかなように、入力ポート11の開口面積(流路断面積)より小さい開口面積(流路断面積)となるように構成されている。また、図2に示す構成では、入力ポート11からピストン7の先端部までの長さが絞り部20の長さであるから、弁体14がピストン7と共に後退し、その後退移動量の増大によって出力ポート12の開口量が増大した場合、絞り部20の長さが短くなって絞り部20による流動抵抗が小さくなる。
一方、前記油圧室2の油圧を低下させるための構成について説明すると、図1に示す例では、従来知られているバランスピストン式バルブが排出弁21として用いられ、その排出弁21が油圧室2とドレイン箇所22との間に配置されている。
上記のように構成された油圧制御バルブおよび油圧制御装置の作用について説明すると、図1は供給弁5が閉じている状態を示しており、ソレノイドバルブ19がOFFになっていて閉じている。したがって、正圧室8と背圧室9とが等しい圧力になるので、ピストン7はスプリング15によって正圧室8側に押され、その結果、弁体14が出力ポート12の開口端に押し付けられて出力ポート12を密閉している。この状態におけるピストン7を挟んだ両側から掛かる力のバランスは以下のとおりである。
先ず、ピストン7を正圧室8側に押す荷重は、スプリング15による荷重Fsと、背圧室9の油圧P2による荷重Fp2との和である。スプリング15による荷重Fsは、スプリング15をシリンダ部6の内部に組み込んだ初期状態での圧縮量で決まる荷重である。また、ピストン7の背圧P2を受ける面積はピストン7の断面積Apであるから、背圧P2による荷重Fp2は、背圧P2と受圧面積Ap2との積(Ap×P2=Fp2)である。これに対してピストン7およびこれと一体の弁体14とを背圧室9側に押す荷重は、正圧室8の油圧P1による荷重Fp1と、副室9の油圧P3が弁体14に作用することによる荷重Fp3との和である。正圧室8の油圧は入力ポート11から供給される油圧であり、これを仮に上流圧と称すると、ピストン7に上流圧P1が作用する面積は、断面積Apから弁体14によるシール面積Asを減じた面積であるから、上流圧P1がピストン7を押す荷重Fp1は上流圧P1とこれが作用する面積(Ap−As)との積((Ap−As)×P1)である。また、副室9は正圧室8から圧油が流れ出る箇所であるからその油圧を仮に下流圧P3と称すると、下流圧P3による荷重Fp3は、下流圧P3と上記のシール面積Asとの積(P3×As)である。
ピストン7を図1の右方向すなわち閉弁方向に押す荷重(Fs+Fp2)と、ピストン7を図1の左方向すなわち開弁方向に押す荷重(Fp1+Fp3)との差を求めると、
(Fs+Fp2)−(Fp1+Fp3)=Fs+Ap・P2−(Ap−As)・P1−As・P3
ソレノイドバルブ19が閉じている状態では、上流圧P1と背圧P2とは等しい圧力であるから、上記の式は、
(Fs+Fp2)−(Fp1+Fp3)=Fs+As・P1−As・P3
=Fs+As(P1−P3)
となる。ここで、上流圧P1が下流圧P3よりも高圧であるから、結局、上記の式の値は正になり、弁体14はスプリング15の弾性力と、上流圧P1と下流圧P3との圧力差に基づく荷重とによって出力ポート12の開口端に押し付けられて閉弁状態を維持している。
(Fs+Fp2)−(Fp1+Fp3)=Fs+Ap・P2−(Ap−As)・P1−As・P3
ソレノイドバルブ19が閉じている状態では、上流圧P1と背圧P2とは等しい圧力であるから、上記の式は、
(Fs+Fp2)−(Fp1+Fp3)=Fs+As・P1−As・P3
=Fs+As(P1−P3)
となる。ここで、上流圧P1が下流圧P3よりも高圧であるから、結局、上記の式の値は正になり、弁体14はスプリング15の弾性力と、上流圧P1と下流圧P3との圧力差に基づく荷重とによって出力ポート12の開口端に押し付けられて閉弁状態を維持している。
この閉弁状態から前記ソレノイドバルブ19に通電すると、背圧室9が前記油圧室2などの低圧部分に連通されて背圧室9の圧力が低下する。その場合、背圧室9と正圧室8とが連通路17によって連通されているとしても、連通路17には制御オリフィス18が設けられているので、背圧室9と正圧室8との間で圧力差が生じる。すなわち、ピストン7および弁体14を正圧室8側に押す荷重が低下するので、その荷重の低下分が上記の式で示してあるいわゆる閉弁状態を維持する荷重を超えると、ピストン7および弁体14が背圧室9側に移動し、出力ポート12の開口端から弁体14が離れて出力ポート12が開かれる。すなわち、開弁状態となる。したがって、圧油は入力ポート11から正圧室8に流入し、さらに出力ポート12および副室9ならびに接続ポート13を経てプーリ1の油圧室2に向けて流れる。その場合、入力ポート11と正圧室8との間には、ピストン7の外周面とシリンダ部6の内周面との間の隙間に相当する絞り部20が形成され、油圧がその絞り部20を通過するので、その流路抵抗により流量が減じられ、正圧室8の油圧の上昇が抑制される。
このような開弁状態を図3に示してあり、この状態でピストン7および弁体14に掛かる荷重のバランスは以下のとおりである。
Fs+Fp2=Fp1+Fp3
なお、開弁状態では、上記のように、絞り部20で油圧が低下させられるので、正圧室8の油圧は上流圧P1より低い油圧P4となり、したがって正圧室8の油圧P4によってピストン7を背圧室9側に押す荷重Fp1は、
Fp1=(Ap−As)×P4
となる。また、ピストン7の移動量(ストローク)を「s」で表し、スプリング15の定数を「k」で表すと、
Fs=s×k
となる。これを上記の荷重がバランスする状態の式に代入してストロークsについて解くと、
s=(Fp1−Fp2+Fp3)/k
となる。この式における「Fp1」は、上記のように、正圧室8の油圧P4で決まるから、上流圧P1が高いとしても絞り部20によって正圧室8の油圧P4は上流圧P1に対して低圧になっているので、ピストン7および弁体14に作用する荷重がバランスするまでのストロークsは、絞り部20による油圧の低下がない場合に比較して短くなる。
Fs+Fp2=Fp1+Fp3
なお、開弁状態では、上記のように、絞り部20で油圧が低下させられるので、正圧室8の油圧は上流圧P1より低い油圧P4となり、したがって正圧室8の油圧P4によってピストン7を背圧室9側に押す荷重Fp1は、
Fp1=(Ap−As)×P4
となる。また、ピストン7の移動量(ストローク)を「s」で表し、スプリング15の定数を「k」で表すと、
Fs=s×k
となる。これを上記の荷重がバランスする状態の式に代入してストロークsについて解くと、
s=(Fp1−Fp2+Fp3)/k
となる。この式における「Fp1」は、上記のように、正圧室8の油圧P4で決まるから、上流圧P1が高いとしても絞り部20によって正圧室8の油圧P4は上流圧P1に対して低圧になっているので、ピストン7および弁体14に作用する荷重がバランスするまでのストロークsは、絞り部20による油圧の低下がない場合に比較して短くなる。
正圧室8の油圧P4とストロークsとの関係を図4に示してある。この図4から知られるように、上流圧P1すなわち油圧源3の油圧が高い場合であっても、ピストン7および弁体14を開弁方向に移動させるように作用する正圧室8の油圧P4を、絞り部20によって大きく低下させることになるので、ピストン7および弁体14を開弁方向に移動させる差圧が大きくなることを抑制できる。
一方、背圧室9から油圧を流出させるように作用するソレノイドバルブ19は、電流に応じて開度が増大するように構成されているから、電流を増大させることにより背圧室9の油圧の低下が大きくなる。その傾向を図に示すと図5のとおりであり、電流が小さいことによりソレノイドバルブ19の開口面積が小さい状態では、背圧室9の油圧の低下がソレノイドバルブ19で抑制されるので、背圧室9の油圧の低下が少なく、差圧も小さい。そして、電流の増大によって開口面積が大きくなると、背圧室9とこれが連通されている低圧部分との間の抵抗が小さくなるので、背圧室9の油圧の低下の度合いが大きくなる。その傾向は上流圧P1が高いほど顕著であり、背圧P2が大きく低下する。
このように、電流を増大させることによりピストン7および弁体14を開弁方向に移動させる差圧が大きくなるから、電流と供給弁5での流量とには相関関係があり、ソレノイドバルブ19の電流によって供給弁5での流量を制御することができる。具体的に説明すると、ソレノイドバルブ19の電流を増大させると、上記の差圧が大きくなって流量が電流に応じて増大する。その状態を図6に概念的に示してある。上流圧P1が相対的に低い場合には、差圧も小さくなり、したがって電流の増大に対する流量の増大の勾配が小さくなる。すなわち、流量が徐々に増大することになる。また、この発明に係る上記の油圧制御装置では、上流圧P1が高いことにより差圧が大きくなるとしても、前述したように絞り部20による流路抵抗で正圧室8の油圧P4が低くなるから、差圧が急激に増大したり、それに伴ってピストン7および弁体14が急激に開弁方向に移動することがなく、したがって図5に示すように、流量の増大勾配が小さくなる。図6には比較のために、上記の絞り部20がない場合の高差圧時の流量特性を破線で示してある。絞り部20が設けられていないと、上流圧P1がそのまま正圧室8の油圧になるので、ピストン7および弁体14を開弁方向に移動させる差圧あるいは荷重が急激に大きくなり、それに伴って流量が急激に増大してしまう。
この発明に係る上記の油圧制御装置によれば、バランスピストン式バルブで構成されている供給弁5の入力ポート11に掛かる油圧が高い場合であっても、開弁させるための電流の変化に対する圧油の流量の変化の勾配を緩やかにすることができる。そのため、油圧の高低に拘わらず、電流に対する流量の関係が安定し、制御性を向上させることができる。
つぎにこの発明の他の例について説明する。この発明では、バランスピストン式バルブが全開状態のときに正圧室8に流入する圧油に対して絞りを作用させないように構成することができる。図7はその一例を示しており、ここに示すバランスピストン式バルブである供給弁5におけるピストン7は、シリンダ部6の内径と等しいベース部7Aとそのベース部7Aより外径の小さい突出部7Bとを備えている。その突出部7Bはベース部7Aから正圧室8側に突出しており、その突出部7Bの先端面の中央部に前述した弁体14が突出した状態に形成されている。また、シリンダ部6の前記正圧室8は、ピストン7のベース部7Aが液密状態でかつ前後動可能に嵌合している大径部8Aと、その大径部8Aより内径が小さく、前記突出部7Bが緩く嵌合する小径部8Bとを備えており、その小径部8Bは、大径部8Aよりも、前記出力ポート12が形成されているエンドプレート側に形成されている。
前記ピストン7における突出部7Bが正圧室8における小径部8Bに嵌合している状態で突出部7Bの外周面と小径部8Bの内周面との間に、絞り部20が形成されている。その絞り部20の一部を図8に示してある。したがって、突出部7Bの外形が小径部8Bの内径よりも、絞り部20の寸法分、小さくなっている。また、弁体14が出力ポート12の開口端に押し付けられて閉弁状態となるまでピストン7が前進している状態における突出部7Bと小径部8Bとの嵌合長さdは、供給弁5が全開状態となるピストン7の最大ストローク量cより短く設定されている。すなわち、ピストン7が全開位置まで後退した場合には突出部7Bが小径部8Bから抜け出るように構成されている。そして、入力ポート11は正圧室8のうち大径部8Aに開口するように形成されている。他の構成は、前述した図1に示す構成と同様であるから、図7には図1と同一の符号を付してその説明を省略する。
図7に示す構成の供給弁5を備えている油圧制御装置であっても、背圧室9に連通されているソレノイドバルブ19に通電して背圧室9をプーリ1の油圧室2などの所定の低圧部分に連通させると、背圧室9の油圧が低下して背圧室9と正圧室8との油圧に差圧が生じる。その差圧による荷重が、弁体14を出力ポート12の開口端に押し付けている荷重より大きくなると、ピストン7および弁体14が図7の左方向すなわち開弁方向に移動する。図9は全開に到らない中間の開弁状態を示しており、ピストン7における突出部7Bがシリンダ部6における小径部8Bに未だ嵌合している。すなわち、これら突出部7Bと小径部8Bとの間に絞り部20が形成されている。
弁体14が出力ポート12の開口端から離れて出力ポート12が開かれたことにより、入力ポート11から正圧室8に油圧が流入し、また正圧室8から出力ポート12を経て副室9側に油圧が流出する。その場合、圧油は絞り部20を通過して出力ポート12側に流れるから、絞り部20の流路抵抗を受けて圧力が低下し、また流量が絞り部20の寸法および油圧に応じて減じられる。その状況は、前述した図1ないし図6に示す例と同様である。
このいわゆる中間の開弁状態においてピストン7に作用する荷重のバランス状態は以下のとおりである。スプリング15による荷重Fsは、
Fs=s×k
背圧P2による荷重Fp2は、
Fp2=Ap×P2
下流圧P3による荷重Fp3は、
Fp3=As×P3
小径部8Bの内部である実質的な正圧室8の油圧P4による荷重Fp4は、
Fp4=(Aa−As)×P4
なお、Aaは突出部7Bの断面積である。中間の開弁状態では、これらの荷重がバランスしているから、
Fs+Fp2=Fp1+Fp3+Fp4
となり、これをストロークsについての式に書き換えれば、
s=(Fp1−Fp2+Fp3+Fp4)/k
となる。
Fs=s×k
背圧P2による荷重Fp2は、
Fp2=Ap×P2
下流圧P3による荷重Fp3は、
Fp3=As×P3
小径部8Bの内部である実質的な正圧室8の油圧P4による荷重Fp4は、
Fp4=(Aa−As)×P4
なお、Aaは突出部7Bの断面積である。中間の開弁状態では、これらの荷重がバランスしているから、
Fs+Fp2=Fp1+Fp3+Fp4
となり、これをストロークsについての式に書き換えれば、
s=(Fp1−Fp2+Fp3+Fp4)/k
となる。
全開付近で背圧P2と下流圧P3とがほぼ等しくなるので、前述した図1に示すような構成では、突出部7Bが存在していなくてAa=Apであるから、
Fs=(P4−P3)×(Ap−As)
となる。したがって、絞り部20が維持され続けるとすれば、正圧室8の油圧P4が低くなってストロークが制限され、流量が増大しにくくなる。
Fs=(P4−P3)×(Ap−As)
となる。したがって、絞り部20が維持され続けるとすれば、正圧室8の油圧P4が低くなってストロークが制限され、流量が増大しにくくなる。
これに対して図7に示す構成では、全開付近までストロークすると、前述した嵌合長さdを超えた時点で突出部7Bが小径部8Bから抜け出て、絞り部20が解消される。その状態を図10に示してある。この状態では、正圧室8の油圧P4が入力ポート11に掛かる油圧P1とほぼ等しくなる。その結果、上記のストロークsについての式における荷重Fp4が急に大きくなってストロークsが増大する。すなわち急速に開弁し、開度が大きくなることにより流量が急速に増大させられる。また、正圧室8の油圧P4(≒P1)と下流圧P3との差が大きくなるので、この点でも流量が増大する。
図7に示すように構成した場合の正圧室8の油圧P4とピストン7および弁体14のストロークsとの関係を図11に示してある。また、ソレノイドバルブ19の電流と圧油の流量との関係を図12に示してある。図7に示す構成では、ピストン7および弁体14が、前記突出部7Bと小径部8Bとの嵌合長さdすなわち絞り部20の最長長さ以上、後退移動すると、その嵌合が外れて絞り部20が解消され、直ちに、正圧室8の油圧P4が上流圧P1とほぼ等しい圧力に増大する。そのために、ピストン7を挟んだ両側の圧力差が大きくなるために、圧油の流量が急激に増大する。したがって、図7に示すように構成すれば、プーリ1の油圧室2などの制御対象部に対する油圧の供給量を急速に増大させる必要がある場合には、油圧の供給量の増大要求に即した制御を行うことが可能になる。
ところで、図7に示す構成では、ピストン7および弁体14が開弁方向に移動して突出部7Bが小径部8Bから抜け出し、その結果、絞り部20が解消されて正圧室8の油圧P4が上流圧P1にほぼ等しくなる。このような状態になると、ピストン7および弁体14が全閉状態近くまで戻るまでは、電流に応じた流量を設定することができない。差圧が生じている状態で正圧室8の油圧P4を低下させる手段がないからである。このような状況を図13および図14に示してある。
図13は、ソレノイドバルブ19の電流と背圧P2および正圧室8の油圧P4との関係を示しており、弁体14が出力ポート12を閉じている全閉状態での電流値を「f」とすると、その状態では正圧室8の油圧P4は上流圧P1になり、また背圧P2はそれより幾分低い圧力になっている。電流を次第に増大させると、前述したように背圧P2がソレノイドバルブ19の開度に応じて次第に低下し、また弁体14が出力ポート12を開き、かつ正圧室8に流入する圧油は絞り部20での流路抵抗を受けるから、正圧室8の油圧P4は、電流に応じて次第に低下する。そして、突出部7Bが小径部8Bから抜け出て絞り部20が解消される電流値e,e'になると、正圧室8の油圧P4は上流圧P1にまで直ちに増大する。その状態で電流を低下させて背圧P2を高くしても正圧室8の油圧P4(P1)の方が高圧であるから、ピストン7および弁体14が出力ポート12側に移動したり、それに伴って出力ポート12の開度を減じたりすることがない。そのため、流量は図14に示すように最大量に維持され、絞り部20が有効に機能している場合の特性とのヒステリシスが大きくなる。そして、ソレノイドバルブ19の電流が図13および図14に符号「f」あるいは「f'」で示す程度まで更に低下してソレノイドバルブ19がほぼ閉じた状態になると、背圧室9と正圧室8とが連通路17によって連通されているので、これら背圧室9と正圧室8との圧力がほぼ等しくなる。その結果、ピストン7および弁体14はスプリング15によって押されて出力ポート12側に移動し、それに伴って出力ポート12の開度が次第に減じられ、ついには出力ポート12が閉じられる。すなわち、全閉状態になる。
ピストン7および弁体14のストローク量が増大した場合に前述した絞り部20が解消され、あるいは無効となるように構成されたバランスピストン式バルブにあっては、絞り部20が有効に機能する範囲では、ソレノイドバルブ19の電流に応じて流量を増減することができ、いわゆる精密制御が可能である。これに対して電流を増大させてピストン7および弁体14のストローク量を、絞り部20が解消もしくは無効になる程度に増大させた場合には、流量を急速に最大まで増大させることができる。このような機能を有効に利用するために、前述した油圧室2などの制御対象部で要求される圧油の量が少ない場合、あるいは要求される油圧が低い場合、すなわち精密制御の場合は、電流を上述した符号「e」もしくは「e'」で示す範囲で制御する。これに対して要求されている流量が多い場合、あるいは油圧が高い場合、すなわち急速制御の場合には、電流を上述した符号「e」もしくは「e'」で示す値以上に制御する。そして、急速制御から精密制御に復帰する場合には、電流を一旦、符号「f」もしくは「f'」で示す値にまで低下させ、その後、電流を上述した符号「e」もしくは「e'」で示す範囲で制御する。
なお、上記の各電流値e,e',f,f'はバランスピストン式バルブの構造や各部の寸法、ソレノイドバルブ19の構造などによって決まるから、理論式による計算や実験、シミュレーションなどによって予め求めておくことが好ましい。また、その制御は、油量や油圧の要求値に基づいてソレノイドバルブ19の電流を制御して行われるので、マイクロコンピュータを主体とするコントローラECUを使用して実行することができる。そのコントローラECUによる電流値の演算は、理論式あるいは実験式もしくはマップを使用して行うようにプログラムを組むことにより可能である。
ここで、この発明における第2の絞り部について説明すると、上述した各具体例では、ピストン7の外周面とシリンダ部6の内周面との間の隙間を絞り部20としたが、この発明における第2の絞り部は、要は、入力ポート11を経由して正圧室8に流入する圧油の流れに対して流路抵抗を与えることのできる部分であればよく、したがって入力ポート11に接続されている流路に設けたオリフィスであってもよい。あるいはこの発明の第2の絞り部は、ピストン7の位置に応じて、入力ポート11の正圧室8側の開口面積が変化するように構成されていてもよい。
その例を示すと、図15の(a)および(b)に示す例は、入力ポート11をピストン7の移動方向に長い矩形状に形成した例である。すなわち、ピストン7の外径とシリンダ部6の内径とは、ピストン7が液密状態を維持して前後動できるように、ほぼ等しく設定され、矩形形状の入力ポート11が、そのピストン7の前端エッジ部の移動範囲に亘って形成されている。したがって、図16に拡大して示してあるように、ピストン7が出力ポート12側に位置している状態では、入力ポート11の正圧室8側の開口端の殆どがピストン7によって覆われ、正圧室8に対する開口面積が狭くなり、このようにして圧油の流れる面積を減じる部分が絞り部20となっている。そのピストン7が背圧室9側に後退すると絞り部20の開口面積が増大する。その場合の開口面積の増大割合は、入力ポート11の開口形状が単純な矩形状であれば、ピストン7のストローク量に比例したものとなる。
したがって、入力ポート11の開口形状によって、ピストン7のストローク量に応じた絞り部20の開口面積の変化の態様が様々に異なるので、必要に応じて適宜な開口形状を設定することができる。図17には、上記のように絞り部20として機能する入力ポート11の開口形状の例を示してあり、(a)は背圧室9側を底辺とした三角形状、(b)はこれとは反対向きの三角形状、(c)はシリンダ部6の軸線方向に長い五角形状、(d)はシリンダ部6の軸線方向に長い菱形をそれぞれ示す。これらの形状であれば、ピストン7が開弁方向に移動するのに従って絞り部20の開口面積が次第に増大するが、その増大割合が、各形状に応じて次第に大きくなり、あるいは反対に小さくなり、さらには大きくなった後に小さくなる。
また、(e)は同じ内径の丸孔をピストン7のストローク方向に並べた形状、(f)は背圧室9側の丸孔を相対的に大径にした形状、(g)は丸孔の数を背圧室9側で次第に多くした形状、(h)は鋭角三角形の底辺側に鈍角三角形を一部重ねて接続した形状、(i)は長孔と丸孔とを組み合わせた形状をそれぞれ示す。これらの形状であれば、ピストン7が開弁方向に移動するのに従って絞り部20の開口面積が次第に増大するが、その増大割合が、各形状に応じて次第に、あるいはステップ的に大きくなる。これら図17に示す形状は、シリンダ部6の円周方向で測った寸法が、シリンダ部6の軸線方向の位置毎に異なる形状であり、絞り部20の開口面積の増大の割合がピストン7のストローク量に応じて異なる形状である。
これら図15ないし図17に示す例から知られるように、この発明における第2の絞り部はピストンとシリンダ部との間に形成することができるから、ピストン7を加工して絞り部20を形成してもよい。図18および図19にその例を示してあり、ここに示す例は、シリンダ部6に形成されている入力ポート11を単純な円形形状とし、ピストン7の外周部のうち入力ポート11に対向する箇所に、軸線方向に沿った溝部7Cを形成した例である。その溝部7Cは、ピストン7の軸線方向での中間部から先端部(弁体14が形成されている端部)に亘って形成されている。したがって、図19に示すように、溝部7Cのエッジ部と、入力ポート11の開口端の輪郭を形成しているエッジ部との間が絞り部20となっており、ピストン7が閉弁方向に前進している状態では、溝部7Cと入力ポート11との重なりの程度が少ないので、絞り部20の開口面積が小さく、ピストン7が開弁方向に後退すると、溝部7Cと入力ポート11とが大きく重なるので、絞り部20の開口面積が大きくなる。
さらに、この発明では、ピストン7の外周側に絞り部20を設けるだけでなく、ピストン7の軸線方向での端部側に第2の絞り部を設けることもできる。図20はその例を示しており、ここに示す例は、前述した突出部7Bをピストン7に形成した場合に、その突出部7Bの先端部側に絞り部20Aを形成した例である。すなわち、正圧室8のうち、シリンダ部6の内周面と出力ポート12が形成されているエンドプレートとのコーナー部に、前記弁体14の外径より大きくかつ突出部7Bの外径より小さい内径の段差部6Aが正圧室8の内側に向けて突き出た状態に形成されている。そして、この段差部6Aの軸線方向の長さ(幅)は、ピストン7が全閉状態にまで前進している場合であっても、突出部7Bの先端面との間に僅かな隙間すなわち絞り部20Aが形成される寸法に設定されている。入力ポート11から正圧室8に流入する圧油はこの絞り部20Aを通過するから、その流路抵抗によって油圧が低下させられ、また圧油の流量が減じられる。そして、ピストン7が開弁方向に後退すると、段差部6Aと突出部7Bの先端面との間隔が開くので、絞り部20Aの開口面積が増大し、したがって可変特性のある絞り部20Aとなる。
上述した各具体例は、いわゆる可変特性のある第2の絞り部を設けた例であるが、この発明における第2の絞り部は、開口面積が一定であって絞り特性が固定されたものであってもよい。例えば図21に示すように、入力ポート11の正圧室8に対する開口端の面積を、それより上流側の流路面積より狭くし、その細い部分11Aをこの発明における第2の絞り部としてもよい。あるいは図22に示すように、ピストン7の内部に、その外周面から正圧室8側の端面に到る貫通孔7dを形成し、その貫通孔7dの断面積を入力ポート11の開口面積より小さく設定し、その貫通孔7dをこの発明における第2の絞り部としてもよい。すなわち、貫通孔7dはピストン7の移動範囲の全体に亘って、入力ポート11に向けて開口する位置に形成されており、入力ポート11に供給された圧油は、その入力ポート11より狭い断面積の貫通孔7dを通ることによりその絞り作用で圧力および流量が減じられる。これら図21および図22に示すいずれの例であっても、正圧室8に向けて供給される圧油の流路の面積が、ピストン7のストローク量に拘わらず一定になり、したがって絞り特性が固定されたものとなる。
Claims (12)
- シリンダ部の内部を軸線方向に前後動するピストンを挟んだ一方側に、入力ポートと出力ポートとが開口している正圧室が形成され、かつ前記ピストンを挟んだ他方側に背圧室が形成され、その出力ポートを開閉する弁体が前記ピストンに連結されて設けられ、前記正圧室と背圧室とがこれら正圧室と背圧室との間に圧力差を生じさせる第1の絞り部を介して連通されるとともに、前記背圧室を該背圧室より低圧の部分に選択的に連通させる開閉弁が接続され、前記入力ポートが高圧部に連通され、かつ前記出力ポートが前記高圧部より圧力の低い低圧部に連通されている油圧制御バルブであって、
前記入力ポートを介して前記正圧室に流入する圧油の流動を制限する第2の絞り部が設けられていることを特徴とする油圧制御バルブ。 - 前記ピストンおよび弁体は、前記出力ポートを密閉している全閉位置から前記出力ポートを開く全開位置に移動するように構成され、
前記第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体が前記全開位置に到る前までの所定範囲で、前記入力ポートから前記正圧室に向けて流入する圧油の流動を制限するように構成され、
前記ピストンおよび弁体が前記所定範囲を超えて移動した状態では前記入力ポートから前記正圧室に流入する圧油の流動が前記第2の絞り部による制限を受けないように構成されている
ことを特徴とする請求項1の記載の油圧制御バルブ。 - 前記開閉弁は、電流に応じて開度が増大する電磁弁を含み、
前記ピストンおよび弁体は、前記電磁弁の電流の増大に応じて開弁方向への移動量が増大するように構成され、
前記低圧部に対して急速に圧油を供給する要求がある場合に、前記ピストンおよび弁体が前記所定範囲を超えて移動するように前記電流を制御するコントローラを更に備えている
ことを特徴とする請求項2に記載の油圧制御バルブ。 - 前記第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体の前記出力ポートを開く方向への移動量に応じて開口面積が増大して絞りの程度を減じるように構成されていることを特徴とする請求項1ないし3のいずれかに記載の油圧制御バルブ。
- 前記第2の絞り部は、前記ピストンおよび弁体が前記出力ポートを開く方向に予め定めた所定距離移動した後は全開されて前記圧油の流動に対して絞り作用が生じなくなるように構成されていることを特徴とする請求項4に記載の油圧制御バルブ。
- 前記第2の絞り部は、前記ピストンの外周面と前記シリンダ部の内周面との間に形成された、前記圧油が前記正圧室に向けて流れる隙間を含むことを特徴とする請求項1ないし5のいずれかに記載の油圧制御バルブ。
- 前記ピストンは、前記シリンダ部の内周面に液密状態で摺接するベース部と、そのベース部より小さい外径でかつベース部から前記正圧室の内部に突出した突出部とを有し、
前記正圧室には、前記突出部の先端部を所定の深さで嵌合させる小径部が形成され、
前記第2の絞り部は、前記突出部の先端部の外周面と前記小径部の内周面との間に形成されている
ことを特徴とする請求項1ないし6のいずれかに記載の油圧制御バルブ。 - 前記突出部と前記小径部との嵌合長さは、前記ピストンおよび弁体の全閉状態から全開状態までの移動長さより短いことを特徴とする請求項7に記載の油圧制御バルブ。
- 前記第2の絞り部は、前記入力ポートの前記正圧室に対する開口端と、その開口端の一部に重なり合って前記開口端の開口面積を減じる前記ピストンの外周面とによって形成され、
前記開口端の形状は、前記シリンダ部の円周方向に測った幅が、前記シリンダ部の軸線方向の位置毎に異なる形状を含む
ことを特徴とする請求項1ないし6のいずれかに記載の油圧制御バルブ。 - 前記第2の絞り部は、前記ピストンの外周部に、前記入力ポートと前記正圧室とに開口するように形成された溝部を含むことを特徴とする請求項1ないし6のいずれかに記載の油圧制御バルブ。
- 前記第2の絞り部は、前記ピストンを貫通し、かつ前記入力ポートと前記正圧室とに開口するように形成された貫通孔を含むことを特徴とする請求項1ないし6のいずれかに記載の油圧制御バルブ。
- 請求項1ないし11のいずれかに記載の油圧制御バルブが、ベルト式無段変速機のプーリにおける油圧室と油圧源との間に設けられ、前記出力ポートおよび前記開閉弁が前記油圧室に連通されていることを特徴とする油圧制御装置。
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