JP2004036667A - Hydraulic control device of automatic transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device of an automatic transmission capable of obtaining a successful response in fastening a friction element. <P>SOLUTION: Relief valves 3a and 3b disposed in first oil passages a1 and a10 communicate communication ports 51a and 5ab of a valve 5 with drain ports 50a and 50b in discharging oil pressure from hydraulic servos 6a and 6b, and block the first oil passages a1 and a10 to hold oil in oil passages between the hydraulic servos 6a and 6b and the relief valves 3a and 3b.Therefore, thanks to filling of a predetermined oil in the first oil passages a1 and a10, the oil pressure can be speedily supplied to the hydraulic servos 6a and 6b in supplying the oil pressure, and response times of the hydraulic servos 6a and 6b can be stabilized.Successful response is obtained in fastening the friction element by the hydraulic servos 6a and 6b. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、シフトレバーなどによりレンジの切換えが可能な自動変速機の油圧制御装置に係り、詳しくは走行レンジと非走行レンジの切換えにおける油圧の供給・排出制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機の油圧制御装置は、シフトレバーなどの操作により選択されたレンジに応じ、所定の油圧サーボに連通する油路に油を満たして、該油圧サーボに油圧を供給し、あるいは上記油路から油を抜いて、該供給した油圧を油圧サーボから排出し、各油圧サーボによる摩擦要素の締結・解放を制御する。
【０００３】
図４は、従来の自動変速機の油圧制御装置を示す図で、（ａ）は大気解放され得るドレーンポートを有す油圧制御装置、（ｂ）はリリーフバルブにより閉塞され得るドレーンポートを有す油圧制御装置である。
【０００４】
図４（ａ）に示す油圧制御装置１ｃは、マニュアルバルブ５、クラッチ用の油圧サーボ６ａ、及びブレーキ用の油圧サーボ６ｂを備えており、例えばニュートラル（Ｎ）レンジから走行（Ｄ）レンジに切換えられると、マニュアルバルブ５のスプール５４が移動され、マニュアルバルブ５は、ライン圧ＰＬを供給する供給ポート５３と、第２の連通ポート５２を連通すると共に、ドレーンポート５０ａと連通する連通ポート５１ａを閉塞し、これによりクラッチ用の油圧サーボ６ａに連通する油路ａ１、ａ３に油が満たされて、該油圧サーボ６ａに油圧が供給される。そして、ＤレンジからＮレンジに切換えられると、マニュアルバルブ５は、第２の連通ポート５２を閉塞すると共に、連通ポート５１ａとドレーンポート５０ａを連通し、これにより上記油路ａ１、ａ３から油が抜かれて、該油圧サーボ６ａから油圧が排出される。
【０００５】
この際、上記油路ａ１、ａ３がドレーンポート５０ａを介して大気により解放されているため、再度油圧を供給する場合、油を上記油路ａ１、ａ３に満たすまで所定時間を要し、その分油圧サーボ６ａへ速やかに油圧を供給することができない。また上記油路ａ１、ａ３が大気により解放されても、該油路ａ１、ａ３に油が残留する場合があるため、該残留する油の量によって油圧サーボ６ａの応答時間（つまりピストンストローク時間）にバラツキが生じる虞がある。また、ブレーキ用の油圧サーボ６ｂに連通する油路ａ１０にあっても、例えばニュートラル（Ｎ）レンジとリバース（Ｒ）レンジを切換える際、上述と同様の問題がある。
【０００６】
そこで、図４（ｂ）に示すように、上記油圧制御装置１ｄのドレーンポート５０ａ、５０ｂに、油路ａ４、ａ５を介してリリーフバルブ３ｃ、３ｄを設けると共に、マニュアルバルブ５に遮蔽板５５、５６を設けることにより、油圧排出の際に油路ａ１、ａ３及び油路ａ１０、ａ２に油を満たし、油圧サーボ６ａ、６ｂへ速やかに油圧を供給することができ、かつ油圧サーボ６ａ、６ｂの応答時間を安定させることができる油圧制御装置１ｂが知られている。
【０００７】
しかし、上述した油圧制御装置１ｄは、リリーフバルブ３ｃ、３ｄ、油路ａ４、ａ５を設け、さらに遮蔽板５５、５６を設ける分マニュアルバルブ５を長くする必要があり、油圧制御装置１ｄが大型化する問題があり、またエンジンスペースの制約ある場合にあっては、上記油圧制御装置１ｄを搭載できない虞がある。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
そこで、本発明は、油圧サーボと連通ポートとを連通する第１の油路にリリーフバルブを設け、該リリーフバルブが油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路の油を保持することにより、もって上述した課題を解決した自動変速機の油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は（例えば図３参照）、油圧の供給により摩擦要素（例えばブレーキ、クラッチ）を締結しかつ前記油圧の排出により前記摩擦要素（例えばブレーキ、クラッチ）を解放する油圧サーボ（６ａ、６ｂ）と、前記油圧が供給される供給ポート（５３）、前記油圧サーボ（６ａ、６ｂ）に連通する連通ポート（５１ａ、５１ｂ）、及びドレーンポート（５０ａ、５０ｂ）を有し、前記連通ポート（５１ａ、５１ｂ）と前記ドレーンポート（５０ａ、５０ｂ）を連通して前記油圧サーボ（６ａ、６ｂ）の前記油圧を排出するバルブ（５）と、を備えてなる自動変速機（２）の油圧制御装置（１）において、
前記油圧サーボ（６ａ、６ｂ）と前記連通ポート（５１ａ、５１ｂ）とを連通する第１の油路（ａ１、ａ１０）にリリーフバルブ（３ａ、３ｂ）を設け、該リリーフバルブ（３ａ、３ｂ）は前記油圧サーボ（６ａ、６ｂ）と前記リリーフバルブ（３ａ、３ｂ）との間の油路内の油を保持する、
ことを特徴とする自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１０】
請求項２に係る本発明は（例えば図３参照）、前記リリーフバルブ（３ａ、３ｂ）は、前記第１の油路（ａ１、ａ１０）の前記油圧を受けるピストン（１２ａ、１２ｂ）と、該ピストン（１２ａ、１２ｂ）に作用する前記油圧を抗して前記ピストン（１２ａ、１２ｂ）を押圧するスプリング（１３ａ、１３ｂ）と、を有し、前記連通ポート（５１ａ、５１ｂ）と前記ドレーンポート（５０ａ、５０ｂ）を連通する際、前記油圧が作用する前記ピストン（１２ａ、１２ｂ）を前記スプリング（１３ａ、１３ｂ）が押圧して前記油圧サーボ（６ａ、６ｂ）と前記リリーフバルブ（３ａ、３ｂ）との間の油路内の油を保持する、
請求項１記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１１】
請求項３に係る本発明は（例えば図３参照）、前記バルブは、非走行レンジと走行レンジとを切換えるマニュアルバルブ（５）である、
請求項１または２記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
なお、走行レンジとは、前進または後進するレンジであり、例えばドライブ（Ｄ）レンジ、リバース（Ｒ）レンジを含み、非走行レンジとは、走行以外のレンジであり、例えばニュートラル（Ｎ）レンジ、パーキング（Ｐ）レンジを含む概念である。
【００１２】
請求項４に係る本発明は（例えば図３参照）、前記マニュアルバルブ（５）は、前記第１の油路（ａ１、ａ１０）に連通する第２の連通ポート（５２）を有し、前記非走行レンジにて前記供給ポート（５３）と前記第２の連通ポート（５２）の連通を遮断すると共に前記連通ポート（５１ａ）と前記ドレーンポート（５０ａ）を連通し、前記走行レンジにて前記連通ポート（５１ａ）を遮断すると共に前記供給ポート（５３）と前記第２の連通ポート（５２）を連通し、前記走行レンジから前記非走行レンジに切換えることにより、前記連通ポート（５１ａ）と前記ドレーンポート（５０ａ）を連通して前記第１の油路（ａ１）を介して、前記油圧サーボ（６ａ）から前記油圧を排出し、かつ前記非走行レンジから前記走行レンジに切換えることにより、前記供給ポート（５３）から前記第２の連通ポート（５２）及び第１の油路（ａ１）を介して、前記油圧サーボ（６ａ）に前記油圧を供給し、
前記油圧サーボ（６ａ）は、前記非走行レンジにて前記油圧の排出により係合要素（例えばＣ１）を解放しかつ前記走行レンジにて前記油圧の供給により前記係合要素（例えばＣ１）を係合する、
請求項３記載の自動変速機（２）の油圧制御装置。（１）にある。
【００１３】
請求項５に係る本発明は（例えば図３参照）、前記マニュアルバルブ（５）は、前記非走行レンジにて前記連通ポート（５１ｂ）と前記ドレーンポート（５０ｂ）を連通し、前記走行レンジにて前記供給ポート（５３）と前記連通ポート（５１ｂ）を連通し、前記走行レンジから前記非走行レンジに切換えることにより、前記連通ポート（５１ｂ）と前記ドレーンポート（５０ｂ）を連通して前記第１の油路（ａ１０）を介して、前記油圧サーボ（６ｂ）から前記油圧を排出し、かつ前記非走行レンジから前記走行レンジに切換えることにより、前記供給ポート（５３）から前記連通ポート（５１ｂ）及び第１の油路（ａ１０）を介して、前記油圧サーボ（６ｂ）に前記油圧を供給し、
前記油圧サーボ（６ｂ）は、前記非走行レンジにて前記油圧の排出により係合要素（例えばＢ２）を解放しかつ前記走行レンジにて前記油圧の供給により前記係合要素（例えばＢ２）を係止する、
請求項３記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１４】
請求項６に係る本発明は（例えば図３参照）、前記第１の油路（ａ１０）に介在するオリフィス（１６）と、
前記第１の油路（ａ１０）と並列に配置され、前記リリーフバルブ（３ｂ）及び前記オリフィス（１６）に対して前記第１の油路（ａ１０）の前記マニュアルバルブ（５）側と前記油圧サーボ（６ｂ）側とが接続された第２の油路（ａ２）と、を備え、
前記マニュアルバルブ（５）から前記第２の油路（ａ２）への前記油圧を許容し、かつ前記第２の油路（ａ２）から前記マニュアルバルブ（５）への前記油圧を阻止するチェックバルブ（１０）を、前記第２の油路（ａ２）に介在してなる、
請求項５記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１５】
請求項７に係る本発明は（例えば図３参照）、前記チェックバルブ（１０）は、表面（７２）が前記第２の油路（ａ２）に連通する開口部（１５ｄ）を閉塞しかつ該表面（７２）で前記油圧を受けて該開口部（１５ｄ）を開放するように移動するピストン（７）と、該移動方向と相反する方向に前記チェックバルブのピストン（７）を押圧するスプリング（８）と、該チェックバルブのスプリング（８）を支持すると共に前記チェックバルブのピストン（７）を収納しかつ前記チェックバルブのピストン（７）の裏面（７３）と前記第２の油路（ａ２）とを連通する油溝（９２）を形成するシリンダ（９）と、を有する、
請求項６記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１６】
請求項８に係る本発明は（例えば図３参照）、前記走行レンジは、前進走行（例えばＤ）レンジである、
請求項４記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１７】
請求項９に係る本発明は（例えば図３参照）、前記走行レンジは、リバース（Ｒ）レンジである、
請求項５ないし７いずれか記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１８】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、本願特許請求の範囲の構成に何等影響を与えるものではない。
【００１９】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、第１の油路に設けられたリリーフバルブは、第１の油路を閉塞して油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路内の油を保持するので、該保持される所定量の油が上記油路に満たされている分、油圧サーボに油圧を供給する際、油圧サーボに速やかに油圧を供給することができ、かつ油圧サーボの応答時間を安定させることができる。これにより、油圧サーボによる摩擦要素の締結において良好な応答を得ることができる。また、第１の油路にリリーフバルブを設けることで、油路に油を満たすことができるので、例えばマニュアルバルブに遮蔽板を設けるような油圧制御装置の大型化を防止することができる。
【００２０】
請求項２に係る本発明によると、連通ポートとドレーンポートを連通して、油圧サーボから油圧を排出する際、該油圧がリリーフバルブのスプリングの荷重まで低下すると、該スプリングは、油圧が作用するピストンを押圧することにより、第１の油路を閉塞して、油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路内の油を保持するので、スプリングの荷重に応じた所定圧の油を上記油路内に保持することができ、適当なばね荷重のスプリングを採用することより、油圧サーボの作動圧に近い油圧の油を保持することができ、これにより、油圧サーボに油圧を供給する際、油圧サーボにさらに速やかに油圧を供給することができる。
【００２１】
請求項３に係る本発明によると、マニュアルバルブは、ドライバーによるシフトレバーなどの操作に応じて非走行レンジと、走行レンジとを切換えるので、上記シフトレバーなどの操作による非走行レンジと走行レンジとの切換えに応じ、油圧サーボによる摩擦要素の締結において良好な応答が得ることができる。
【００２２】
請求項４に係る本発明によると、第１の油路に設けられたリリーフバルブは、走行レンジにて供給ポートと連通する第２の連通ポートから、係合要素を係合・解放する油圧サーボに供給された油圧を排出する際、油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路内の油を保持するので、ニュートラルレンジなどの非走行レンジから走行レンジに切換える際、上記油圧サーボに油圧が速やかに供給され、該油圧サーボは、これに応じてクラッチなどの係合要素を速やかに係合し、該クラッチの係合において良好な応答を得ることができる。
【００２３】
請求項５に係る本発明によると、第１の油路に設けられたリリーフバルブは、走行レンジにて供給ポートと連通する連通ポートから、係合要素を係止・解放する油圧サーボに供給された油圧を排出する際、油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路内の油を保持するので、ニュートラルレンジなどの非走行レンジから走行レンジに切換える際、上記油圧サーボに油圧が速やかに供給され、該油圧サーボは、これに応じてブレーキなどの係合要素を速やかに係合し、該係合要素の係止において良好な応答を得ることができる。
【００２４】
請求項６に係る本発明によると、チェックバルブは、油圧の供給の際、第２の油路を開放してマニュアルバルブから第２の油路への油圧を許容し、油圧の排出の際、第２の油路からマニュアルバルブへの油圧を阻止すると共に、第１の油路を介す油圧は、その流量がオリフィスにより絞られて排出されつつ、リリーフバルブは、油圧サーボとリリーフバルブとの間の油路内の油を保持するので、ニュートラルレンジなどの非走行レンジと走行レンジとの切換えにおいて、油圧サーボからの油圧をゆっくりと排出すると共に、油圧サーボへの油圧を速やかに供給することができる。
【００２５】
請求項７に係る本発明によると、油圧の供給の際、チェックバルブは、油溝を介してピストンの裏面と第２の油路とが連通し、ピストンの表面と裏面の受ける力が互いに相殺され、スプリングの付勢力のみによりピストンが押圧されて開口部を閉塞するので、開口部を速やかに解放するためにスプリングのばね荷重を比較的小さくすることができ、さらに油圧の排出の際にあっては、ピストンにより開口部が予め閉塞されると共に、オリフィスにより第１の油路の流量が絞られるので、これにより、ニュートラルレンジなどの非走行レンジと走行レンジとの切換えにおいて、油圧サーボからの油圧をゆっくりと排出すると共に、油圧サーボへの油圧をさらに速やかに供給することができる。
【００２６】
請求項８に係る本発明によると、マニュアルバルブは、ドライバーによるシフトレバーなどの操作に応じて非走行レンジと前進走行レンジとを切換えるので、上記シフトレバーなどの操作によるニュートラルレンジなどの非走行と前進走行レンジとの切換えに応じ、油圧サーボによる摩擦要素の締結において良好な応答を得ることができる。摩擦要素が例えばクラッチにあっては、上記レンジの切換えに応じて該クラッチを速やかに係合することができる。
【００２７】
請求項９に係る本発明によると、マニュアルバルブは、ドライバーによるシフトレバーなどの操作に応じて非走行レンジとリバースレンジとを切換えるので、上記シフトレバーなどの操作によるニュートラルレンジなどの非走行レンジとリバースレンジとの切換えに応じ、油圧サーボによる摩擦要素の締結において良好な応答を得ることができる。摩擦要素が例えばブレーキにあっては、上記レンジの切換えに応じて該ブレーキを速やかに係止することができる。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿って本発明の実施の形態について説明する。
【００２９】
図１は、自動変速機を示すスケルトン図である。本発明が適用される自動変速機２は、図１に示すように、ロックアップクラッチ２０ａを有すトルクコンバータ２０、摩擦板などからなるクラッチやブレーキなど（摩擦要素）を有すプラネタリギヤユニット２１、及びディファレンシャルギヤ２２を備えており、これらの各部を互いに接合して一体に構成するケース（不図示）に収納されている。該ケースの外側には、上記クラッチやブレーキの締結（係合・係止）・解放を制御自在とする油圧制御装置１が配設されている。
【００３０】
さらに、上記プラネタリギヤユニット２１は、入力軸２４及び出力部２５を有しており、該入力軸２４は、上記トルクコンバータ２０内の油流を介して、または上記ロックアップクラッチ２０ａを介して、エンジン出力軸２３に連結されている。また、上記出力部２５は、カウンタ軸２６、ディファレンシャルギヤ２２を介して、左右駆動車軸２７ａ、２７ｂに連結されている。
【００３１】
プラネタリギヤユニット２１は、第１のギヤユニット２１ａ及び第２のギヤユニット２１ｂを備えており、第１のギヤユニット２１ａは、サンギヤＳ１、リングギヤＲ１、及びこれらに噛合するピニオンギヤＰ１を支持するキャリアＣＲ１を有するシンプルプラネタリギヤからなる。また、第２のギヤユニット２１ｂは、大径のサンギヤＳ３、リングギヤＲ３、これらに噛合するロングピニオンＰ３を有するシンプルプラネタリギヤと、小径のサンギヤＳ２、該サンギヤＳ２に噛合するショートピニオンＰ２、及び該ショートピニオンＰ２と互い噛合するロングピニオンＰ３を有するデュアルプラネタリギヤとを備え、上記ロングピニオンＰ３及びショートピニオンＰ２を支持するキャリアＣＲ２及びリングギヤＲ３が共通に構成されている。
【００３２】
プラネタリギヤユニット２１の入力軸２４は、第１のギヤユニット２１ａのリングギヤＲ１に連結されており、かつ該第１のギヤユニット２１ａのサンギヤＳ１はケース（不図示）に固定されている。また、第１のギヤユニット２１ａのキャリアＣＲ１は、クラッチＣ１を介して第２のギヤユニット２１ｂの小径のサンギヤＳ２に連結されていると共に、クラッチＣ３を介して第２のギヤユニット２１ｂの大径のサンギヤＳ３に連結されており、かつ該大径のサンギヤＳ３はバンドブレーキからなるブレーキＢ１に連結されている。
【００３３】
また、上記入力軸２４は、クラッチＣ２を介して第２のギヤユニット２１ｂのキャリアＣＲ２に連結されており、該キャリアＣＲ２は、ケース（不図示）に設けられたブレーキＢ２及びワンウェイクラッチＦ１に連結されている。そして、第２のギヤユニット２１ｂのリングギヤＲ３は出力部２５に連結されている。
【００３４】
次いで、図１及び図２に沿って、自動変速機２の作用について説明する。図２は、自動変速機の作動表である。
【００３５】
ドライブ（Ｄ）レンジ（前進走行レンジ）における１速（１ＳＴ）では、図２に示すように、クラッチＣ１が係合され、かつワンウェイクラッチＦ１が作動され、キャリアＣＲ２の逆回転がワンウェイクラッチＦ１により阻止される。この状態では、入力軸２４の回転は、第１のギヤユニット２１ａのリングギヤＲ１に伝達され、サンギヤＳ１が固定されている該第１のギヤユニット２１ａにより減速された回転が、キャリアＣＲ１及びクラッチＣ１を介して第２のギヤユニット２１ｂの小径のサンギヤＳ２に入力される。そして、該第２のギヤユニット２１ｂは、キャリアＣＲ２が停止状態にあるので、大径のサンギヤＳ３を空転させながら、該リングギヤＲ３が正方向に大幅減速された回転し、該減速回転が出力部２５に出力される。
【００３６】
２速（２ＮＤ）では、図２に示すように、１速時のクラッチＣ１の係合に加えて、ブレーキＢ１が係止されると共に、ワンウェイクラッチＦ１の作動が解除される。この状態では、空転状態であった大径のサンギヤＳ３がブレーキＢ１により係止される。リングギヤＲ１の回転は、クラッチＣ１を介して、小径のサンギヤＳ２に入力されるが、大径のサンギヤＳ３が停止状態にあるので、リングギヤＲ３の減速された回転が出力部２５に出力される。
【００３７】
３速（３ＲＤ）では、図２に示すように、１、２速時のクラッチＣ１の係合に加えて、クラッチＣ３が係合すると共に、ブレーキＢ１が解放される。この状態では、入力軸２４の回転は、それまでのリングギヤＲ１、及びクラッチＣ１を介した小径のサンギヤＳ２への入力に加え、クラッチＣ１を介して大径のサンギヤＳ３にも入力され、第２のギヤユニット２１ｂは全体が直結状態となり、該直結回転がリングギヤＲ３を介して出力部２５に出力される。
【００３８】
４速（４ＴＨ）では、図２に示すように、１、２、３速時のクラッチＣ１の係合に加えて、クラッチＣ２が係合すると共に、クラッチＣ３が解放される。この状態では、リングギヤＲ１の回転は、それまでのクラッチＣ１を介した小径のサンギヤＳ２への入力に加え、クラッチＣ２を介してキャリアＣＲ２にも入力され、第２のギヤユニット２１ｂは、大径のサンギヤＳ３を空転しつつ、リングギヤＲ３から僅かに増速された回転が出力部２５に出力される。これにより、第１のギヤユニット２１ａによる減速回転が、第２のギヤユニット２１ｂにより僅かに増速されて、４速回転が得られる。
【００３９】
５速（５ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ１が解放されると共に、クラッチＣ２がそのまま係合状態を維持され、クラッチＣ３が係合される。この状態では、入力軸２４の回転は、それまでのクラッチＣ２を介したキャリアＣＲ２への直接入力に加え、第１のギヤユニット２１ａによるリングギヤＲ１から減速回転が、クラッチＣ３を介して大径のサンギヤＳ３にも入力され、第２のギヤユニット２１ｂは、大径のサンギヤＳ２を空転しつつリングギヤＲ３の僅かに増速された回転が出力部２５に出力される。
【００４０】
６速（６ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ３が解放されると共に、クラッチＣ２がそのまま係合状態を維持され、ブレーキＢ１が係止される。この状態では、入力軸２４の回転は、クラッチＣ２を介して、キャリアＣＲ２に入力されるが、サンギヤＳ３が停止状態にあるので、第２のギヤユニット２１ｂは、リングギヤＲ３から増速された回転が出力部２５に出力される。
【００４１】
リバース（Ｒ）レンジ（走行レンジ）にあっては、図２に示すように、クラッチＣ３が係合されると共に、ブレーキＢ２が係止される。この状態では、リングギヤＲ１の回転は、クラッチＣ３を介して大径のサンギヤＳ３に入力され、キャリアＣＲ２がブレーキＢ２により係止されているので、リングギヤＲ３が逆回転し、該逆回転が出力部２５に出力される。
【００４２】
なお、エンジンブレーキ（コースト）時には、図２に示すように、通常の動作に加えて、１速時にはブレーキＢ２が係止され、キャリアＣＲ２の回転が確実に阻止される。
【００４３】
次いで、本発明に係る自動変速機２の油圧制御装置１の要部について、図３に沿って説明する。図３は、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置を示す一部省略概略図である。なお、図３は油圧回路を示す概略図で、本発明を説明するための必要な要素だけを示したものであり、実際の油圧回路はさらに複雑で多くの要素を有するものである。
【００４４】
本発明に係る油圧制御装置１は、図３右方に示すクラッチＣ１（係合要素）の係合・解放を制御するクラッチＣ１用の油圧回路１ａ、同図左方に示すブレーキＢ２（係合要素）の係止・解放を制御するブレーキＢ２用の油圧回路１ｂ、及びマニュアルバルブ５などで構成されている。
【００４５】
マニュアルバルブ５は、シフトレバー（不図示）などの操作に応じて、該シフトレバーに係合されたケーブル（不図示）を介して図中左右方向に移動し得るスプール５４を有している。また、マニュアルバルブ５には、プライマリーレギュレータ（不図示）からライン圧ＰＬが供給される供給ポート５３、油圧サーボ６ａ、６ｂ（後述）に連通する連通ポート５１ａ、５１ｂ、大気により解放（以下、単に「大気解放」とする）することより油圧を排出するドレーンポート５０ａ、５０ｂ、及び供給ポート５３と連通する第２の連通ポート５２などの各ポートが、上記スプール５４の移動に応じて各レンジ（Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄなど）に切換え自在となるように所定位置に設けられている。
【００４６】
クラッチＣ１用の油圧回路１ａは、クラッチＣ１用の油圧サーボ６ａ、及びリリーフバルブ３ａを備えており、クラッチＣ１用の油圧サーボ６ａは、上記マニュアルバルブ５により供給される油圧を受けて、クラッチＣ１を係合しかつ該供給した油圧の排出によりクラッチＣ１を解放し得るように、クラッチＣ１の摩擦板（不図示）を押圧自在のクラッチピストン（不図示）などを有している。
【００４７】
また、クラッチＣ１用の油圧サーボ６ａは、油路ａ１、ａ３を介して上述したマニュアルバルブ５の第２の連通ポート５２と接続されており、また、例えば絞り径φ７．５の大径オリフィス１５ａ（便宜上、オリフィスと呼ぶ）が介在する油路ａ１（第１の油路）を介して、マニュアルバルブ５の連通ポート５１ａに接続されている。そして、上記オリフィス１５ａにはリリーフバルブ３ａが設けられている。
【００４８】
リリーフバルブ３ａは、図３の上半位置に示すようにオリフィス１５ａを閉塞し、かつ油圧を受けて移動するピストン１２ａ、該移動方向に相反する方向にピストン１２ａを押圧するスプリング１３ａ、及びバルブボディに形成された孔からなるシリンダ１４ａを有している。またシリンダ１４ａは、ピストン１２ａを、所定の付勢力を有すスプリング１３ａを介して収納しており、該付勢力は、油圧サーボ６ａの油圧排出において油圧が所定圧（クラッチＣ１が係合トルク有さない油圧）に達する際、ピストン１２ａがオリフィス１５ａを閉塞し得るように設定されている。
【００４９】
なお、リリーフバルブ３ａは、油圧サーボ６ａとリリーフバルブ３ａとの間の油路内の油を保持するものであればいずれのものであってもよく、例えば、シリンダ１４ａが油路ａ１に形成された孔ではなく、該孔に収納される例えば高分子樹脂からなるリリーフバルブなどでもよい。また、スプリング１３ａと共にシリンダ１４ａ内に背圧が掛けて上記油路内に保持してもよい。
【００５０】
次いで、ブレーキＢ２用の油圧回路１ｂは、ブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂ、リリーフバルブ３ｂ、及びチェックバルブ１０を備えており、ブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂは、上記マニュアルバルブ５により供給される油圧を受けて、ブレーキＢ２を係止し、かつ該供給した油圧の排出によりブレーキＢ２を解放し得るように、ブレーキＢ２の摩擦板（不図示）を押圧自在のブレーキピストン（不図示）などを有している。
【００５１】
また、ブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂは、例えば絞り径φ１．５の小径オリフィス１６、及び例えば絞り径φ７．５の大径オリフィス１５ｂが介在する油路ａ１０（第１の油路）を介して、マニュアルバルブ５の連通ポート５１ｂに接続されている。そして、上記オリフィス１５ｂにはリリーフバルブ３ｂが設けられており、図３の左半位置に示すようにオリフィス１５ｂを閉塞している。なお、リリーフバルブ３ｂの構成は、上述したリリーフバルブ３ａと同様なので、説明を省略する。
【００５２】
また、リリーフバルブ３ａ及びオリフィス１６に対して、油路ａ１０の油圧サーボ６ｂ側とマニュアルバルブ５側には、油路ａ１と並列に配置された油路ａ２（第２の油路）により接続されており、該油路ａ２には、例えば絞り径φ７．５の大径オリフィス１５ｃが介在すると共に、該オリフィス１５ｃにはチェックバルブ１０が設けられている。
【００５３】
チェックバルブ１０は、ピストン７、スプリング８、及びバルブボディに形成された孔からなるシリンダ９を有している。ピストン７は、略平行な表面７２及び裏面７３を有す作用板７０、及び作用板７０の外周から裏面７３を覆うように延出された外壁７１からなる。またスプリング８は、比較的小さいばね荷重より所定の付勢力に設定されている。さらにシリンダ９は、内側面９０及び底面９１を有しており、該シリンダ９には、図３の右半位置に示すように、内側面９０から底面９１に懸けて油溝９２が形成されている。
【００５４】
そして、上記ピストンの表面７２は、図３の左半位置に示すように、油路ａ２を介す油圧（マニュアルバルブ５から油路ａ２への油圧）の供給を阻止するように、オリフィス１５ｃの開口部１５ｄを閉塞しており、シリンダ９は、該開口部１５ｄを閉塞する表面７２で油圧を受けて内側面９０に沿って移動自在のピストン７、及び該移動方向に相反する方向（同図下方）にピストン７の裏面７３を押圧するように付勢されたスプリング８を収納している。そしてスプリング８は、上述したように、その一端がピストン７の裏面７３に支持され、他端がシリンダ９の底面９１に支持されている。
【００５５】
次いで、ＤレンジとＮレンジとを切換える際の油圧の供給・排出制御における油圧制御装置１（クラッチＣ１用の油圧回路１ａ）の作用について、図３に沿って説明する。
【００５６】
ＤレンジからＮレンジへの切換える直前において、マニュアルバルブ５のスプール５４はＤレンジに応じた位置にあり、マニュアルバルブ５は、供給ポート５３と第２の連通ポート５２を連通すると共に、ドレーンポート５０ａと連通する連通ポート５１ａを閉塞している。即ち、該第２の連通ポート５２からライン圧ＰＬが油路ａ１、ａ３に出力され、ライン圧ＰＬを受けるリリーフバルブ３ａは、図３の下半位置に示すように、オリフィス１５ａを開放して、油路ａ１、ａ３は油で満たされている。そして、該油路ａ１、ａ３を介してクラッチＣ１用の油圧サーボ６ａに油圧（ライン圧ＰＬ）が供給されて、該油圧サーボ６ａが有すクラッチピストン（不図示）によりクラッチＣ１の摩擦板（不図示）が押圧されている。
【００５７】
まず、ドライバーがシフトレバーなどに操作により、ＤレンジからＮレンジへ切換えると、スプール５４がＮレンジの位置に応じて図中左方向に移動し、図３に示す位置に配置され、マニュアルバルブ５は、第２の連通ポート５２を閉塞することにより供給ポート５３を遮断すると共に、連通ポート５１ａとドレーンポート５０ａを連通する。すると、連通ポート５１ａからクラッチＣ１用の油圧サーボ６ａに供給した油圧が排出され始め、クラッチＣ１用の油圧サーボ６ａの油圧が次第に低下する。
【００５８】
上記油圧が所定圧まで低下すると、リリーフバルブ３ａのピストン１２ａに作用する油圧による押圧力が、該押圧力と相反する向きのスプリング１３ａによる付勢力を下回り、ピストン１２ａは図中左方向に移動し始め、図３の上半位置に示すようにオリフィス１５ａを閉塞する。これにより、リリーフバルブ３ａとクラッチＣ１用の油圧サーボ６ａの間の油路ａ１、及び第２の連通ポート５２と該油圧サーボ６ａの間の油路ａ３は、所定圧に保持される油が満たされた状態に維持される。一方、リリーフバルブ３ａと連通ポート５１ａの間の油路ａ１は、油がドレーンポート５０ａから排出されて大気解放される。
【００５９】
上述した状態において、ドライバーがさらにＮレンジからＤレンジへ切換えると、マニュアルバルブ５のスプール５４は、再びＤレンジに応じた位置に移動し、マニュアルバルブ５は、供給ポート５３と第２の連通ポート５２を連通すると共に、ドレーンポート５０ａと連通する連通ポート５１ａを閉塞する。すると、第２の連通ポート５２からライン圧ＰＬが油路ａ１、ａ３に出力され、上述したように、リリーフバルブ３ａにより、油路ａ１、ａ３は既に油で満たされ、かつクラッチＣ１用の油圧サーボ６ａの油圧が所定圧に保持されているので、該所定圧からライン圧ＰＬの差分を供給するだけで、上記油圧サーボ６ａにライン圧ＰＬが供給される。これにより、該油圧サーボ６ａが有すクラッチピストン（不図示）によりクラッチＣ１の摩擦板（不図示）が速やかに押圧され、例えばワンウェイクラッチＦ１の作動と共に、自動変速機２は、図２の作動表に示す１速の状態となる。
【００６０】
なお、油圧が上昇して所定圧を超えると、リリーフバルブ３ａがオリフィス１５ａを開放し、リリーフバルブ３ａと連通ポート５１ａの間の大気開放された油路ａ１に油を満たす分、油圧サーボ６ａへの油圧供給が遅れることになるが、リリーフバルブ３ａと連通ポート５１ａの間の油路ａ１の長さをできるだけ短くすることによって、油圧サーボ６ａへ油圧を速やかに供給することができる。
【００６１】
次いで、ＲレンジとＮレンジとを切換える際の油圧の供給・排出制御における油圧制御装置１（ブレーキＢ２用の油圧回路１ｂ）の作用について、図３に沿って説明する。
【００６２】
ＲレンジからＮレンジへの切換える直前において、マニュアルバルブ５のスプール５４はＲレンジに応じた位置にあり、マニュアルバルブ５は、供給ポート５３と連通ポート５１ｂを連通すると共に、該連通ポート５１ｂとドレーンポート５０ｂの連通を阻止している。即ち、該連通ポート５１ｂからライン圧ＰＬが油路ａ１０、ａ２に出力され、ライン圧ＰＬを受けるリリーフバルブ３ｂは、図３の右半位置に示すように、オリフィス１５ｂを開放して、油路ａ１０、ａ２は油で満たされている。
【００６３】
また、油路ａ２は油が満たされているので、チェックバルブ１０のシリンダ９に形成された油溝９２を介して油路ａ２と連通するピストン７の裏面７３に作用する油圧の押圧力は、該裏面７２に作用する押圧力と相反する方向でかつ略同じ大きさとなり、ピストン７はスプリング８の付勢力によりオリフィス１５ｃの開口部１５ｄを閉塞して、油路ａ２は遮断されている（つまり油路ａ２からマニュアルバルブ５への油圧が阻止されている）。即ち、該油路ａ１０を介してブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂに油圧（ライン圧ＰＬ）が供給されて、該油圧サーボ６ｂが有すブレーキピストン（不図示）によりブレーキＢ２の摩擦板（不図示）が押圧されている。
【００６４】
まず、ドライバーがシフトレバーなどに操作により、ＲレンジからＮレンジへ切換えると、スプール５４がＮレンジの位置に応じて図中右方向に移動し、図３に示す位置に配置され、マニュアルバルブ５は、供給ポート５３を遮断すると共に、連通ポート５１ｂとドレーンポート５０ｂを連通する。上述したように、チェックバルブ１０は油路ａ２を遮断しているので、ブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂの油圧は、油路ａ１０のみを介して連通ポート５１ｂから排出されると共に、オリフィス１６よりさらに流量が絞られてゆっくりと低下する。
【００６５】
上記油圧が所定圧まで低下すると、上述したクラッチＣ１用の油圧回路１ａと同様に、リリーフバルブ３ｂのピストン１２ｂに作用する油圧による押圧力が、該押圧力と相反する向きのスプリング１３ｂによる付勢力を下回り、ピストン１２ｂは図中上方向に移動し始め、図３の左半位置に示すようにオリフィス１５ｂを閉塞する。これにより、リリーフバルブ３ｂとブレーキＢ２用の油圧サーボ６ｂの間の油路ａ１０、及びチェックバルブ１０と上記油圧サーボ６ｂの間の油路ａ２、ａ１０は、所定圧に保持される油が満たされた状態に維持される。一方、リリーフバルブ３ｂと連通ポート５１ｂの間の油路ａ１０、及びチェックバルブ１０と連通ポート５１ｂの間の油路ａ２、ａ１０は、油がドレーンポート５０ｂから排出されて大気解放される。
【００６６】
上述した状態において、ドライバーがさらにＮレンジからＲレンジへ切換えると、マニュアルバルブ５のスプール５４は、再びＲレンジに応じた位置に移動し、マニュアルバルブ５は、供給ポート５３と連通ポート５１ｂを連通すると共に、該連通ポート５１ｂとドレーンポート５０ｂの連通を阻止する。すると、連通ポート５１ｂからライン圧ＰＬが油路ａ１０、ａ２に出力され、ライン圧ＰＬは油路ａ１０と油路ａ２に分岐される。
【００６７】
油路ａ１０を介す油圧は、リリーフバルブ３ｂに阻止されているが、油路ａ２を介す油圧は、チェックバルブ１０のピストン７の表面７２に作用し、上述したように、チェックバルブ１０のスプリング８は比較的小さい付勢力に設定されているので、油圧が上昇し始めて間もない比較的小さい油圧より該表面７２が受ける押圧力は、上記スプリング８の付勢力を速やかに越える。そして、ピストン７はシリンダ９の内側面９０に沿って移動し始め、該開口部１５ｄを解放する。
【００６８】
また、上述と同様、リリーフバルブ３ｂにより油路ａ２、ａ１０は既に油で満たされ、かつ油圧サーボ６ｂの油圧が所定圧に保持されているので、該所定圧からライン圧ＰＬの差分を供給するだけで、油圧サーボ６ｂにライン圧ＰＬが供給されているので、上記油圧サーボ６ｂへの油圧は、上述したクラッチＣ１用の油圧サーボ６ａへの供給よりも、さらに速やかに供給することができる。これにより、該油圧サーボ６ｂが有すブレーキピストン（不図示）によりブレーキＢ２の摩擦板（不図示）が速やかに押圧され、例えばクラッチＣ３の係合と共に、自動変速機２は、図２の作動表に示すＲレンジの状態となる。
【００６９】
なお、リリーフバルブ３ａ、３ｂが保持する上記所定圧は、該油圧サーボ６ａ、６ｂを誤作動させない範囲で、より大きい所定圧を保持することで、油圧サーボ６ａ、６ｂへ油圧をさらに速やかに供給することができる。
【００７０】
以上のように、本発明による実施の形態では、第１の油路ａ１、ａ１０に介在するリリーフバルブ３ａ、３ｂが、油圧サーボ６ａ、６ｂから油圧を排出する際、油圧サーボ６ａ、６ｂの油圧が所定圧に達すると第１の油路ａ１、ａ１０を閉塞して、該第１の油路ａ１、ａ１０に該所定圧に保持された油を満たした状態に維持するので、第１の油路ａ１、ａ１０に所定量の油が満たされている分、油圧サーボ６ａ、６ｂに油圧を供給する際、油圧サーボ６ａ、６ｂに速やかに油圧を供給することができ、かつ油圧サーボ６ａ、６ｂの応答時間を安定させることができる。これにより、Ｎレンジなどの非走行レンジからＤレンジやＲレンジなどの走行レンジに切換える際、上記油圧サーボ６ａ、６ｂに油圧が速やかに供給され、該油圧サーボ６ａ、６ｂは、これに応じて油圧サーボ６ａ、６ｂによるブレーキＢ２やクラッチＣ１などの摩擦要素の締結（係合、係止）において、良好な応答を得ることができる。
【００７１】
また、第１の油路ａ１、ａ１０にリリーフバルブ３ａ、３ｂを介在することで油路に油を満たすことができるので、例えば、図４（ｂ）に示すように、マニュアルバルブ５に遮蔽板５５、５６、及び油路ａ４、ａ５にリリーフバルブ３ｃ、３ｄを設けるような油圧制御装置の大型化を防止することができる。
【００７２】
なお、上述した実施の形態において、ＮレンジからＤレンジへの切換えにおいて１速への変速について示したが、これに限らず、他の変速段への変速、例えば雪道走行にてスリップ防止に行なう２速発進にも本発明を適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】自動変速機を示すスケルトン図。
【図２】自動変速機の作動表。
【図３】本発明に係る自動変速機の油圧制御装置を示す一部省略概略図。
【図４】従来の自動変速機の油圧制御装置を示す図で、（ａ）は大気解放され得るドレーンポートを有す油圧制御装置、（ｂ）はリリーフバルブにより閉塞され得るドレーンポートを有す油圧制御装置。
【符号の説明】
１　油圧制御装置
２　自動変速機
３ａ、３ｂ　リリーフバルブ
５　バルブ（マニュアルバルブ）
６ａ、６ｂ　油圧サーボ
７　チェックバルブのピストン
８　チェックバルブのスプリング
９　シリンダ
１０　チェックバルブ
１２ａ、１２ｂ　リリーフバルブのピストン
１３ａ、１３ｂ　リリーフバルブのスプリング
１５ｄ　開口部
１６　オリフィス
５０ａ、５０ｂ　ドレーンポート
５１ａ、５１ｂ　連通ポート
５２　第２の連通ポート
５３　供給ポート
７２　表面
９２　油溝
ａ１、ａ１０　第１の油路
ａ２　第２の油路
Ｂ２　係合要素（ブレーキ）
Ｃ１　係合要素（クラッチ）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission in which a range can be switched by a shift lever or the like, and more particularly, to a supply / discharge control of hydraulic pressure in switching between a travel range and a non-travel range.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, according to a range selected by operating a shift lever or the like, a hydraulic control device of an automatic transmission fills an oil passage communicating with a predetermined hydraulic servo with oil and supplies hydraulic pressure to the hydraulic servo, or The oil is drained from the oil passage, the supplied hydraulic pressure is discharged from the hydraulic servo, and the engagement / release of the friction element by each hydraulic servo is controlled.
[0003]
FIGS. 4A and 4B show a conventional hydraulic control device for an automatic transmission. FIG. 4A shows a hydraulic control device having a drain port that can be released to the atmosphere, and FIG. 4B has a drain port that can be closed by a relief valve. It is a hydraulic control device.
[0004]
The hydraulic control device 1c shown in FIG. 4A includes a manual valve 5, a hydraulic servo 6a for a clutch, and a hydraulic servo 6b for a brake, for example, switching from a neutral (N) range to a travel (D) range. Then, the spool 54 of the manual valve 5 is moved, and the manual valve 5 communicates with the supply port 53 that supplies the line pressure PL, the second communication port 52, and the communication port 51a that communicates with the drain port 50a. As a result, the oil passages a1 and a3 communicating with the clutch hydraulic servo 6a are filled with oil, and hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 6a. Then, when the range is switched from the D range to the N range, the manual valve 5 closes the second communication port 52 and communicates the communication port 51a with the drain port 50a, so that oil flows from the oil passages a1 and a3. Then, the hydraulic pressure is released from the hydraulic servo 6a.
[0005]
At this time, since the oil passages a1 and a3 are opened to the atmosphere via the drain port 50a, when supplying the oil pressure again, it takes a predetermined time until the oil is filled in the oil passages a1 and a3, and accordingly, The hydraulic pressure cannot be quickly supplied to the hydraulic servo 6a. Further, even if the oil passages a1 and a3 are opened to the atmosphere, oil may remain in the oil passages a1 and a3. Therefore, the response time of the hydraulic servo 6a (that is, piston stroke time) depends on the amount of the remaining oil. May vary. Even in the oil passage a10 communicating with the brake hydraulic servo 6b, there is a similar problem as described above, for example, when switching between the neutral (N) range and the reverse (R) range.
[0006]
Therefore, as shown in FIG. 4B, relief valves 3c, 3d are provided in the drain ports 50a, 50b of the hydraulic control device 1d via oil passages a4, a5, and the manual valve 5 is provided with a shielding plate 55, By providing the oil pressure 56, the oil passages a1, a3 and the oil passages a10, a2 can be filled with oil at the time of oil pressure discharge, and oil pressure can be quickly supplied to the oil pressure servos 6a, 6b. A hydraulic control device 1b capable of stabilizing a response time is known.
[0007]
However, the above-described hydraulic control device 1d needs to provide the relief valves 3c and 3d, the oil passages a4 and a5, and further lengthen the manual valve 5 by providing the shielding plates 55 and 56. If the engine space is limited, the hydraulic control device 1d may not be mounted.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
Therefore, the present invention provides a relief valve in a first oil passage that communicates a hydraulic servo with a communication port, and the relief valve retains oil in an oil passage between the hydraulic servo and the relief valve. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that solves the above-mentioned problems.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The present invention according to claim 1 (see, for example, FIG. 3) is a hydraulic servo that engages a friction element (for example, a brake or a clutch) by supplying a hydraulic pressure and releases the friction element (for example, a brake or a clutch) by discharging the hydraulic pressure. (6a, 6b), a supply port (53) to which the hydraulic pressure is supplied, communication ports (51a, 51b) communicating with the hydraulic servos (6a, 6b), and drain ports (50a, 50b), An automatic transmission (2) including a valve (5) for communicating the communication ports (51a, 51b) and the drain ports (50a, 50b) to discharge the hydraulic pressure of the hydraulic servos (6a, 6b). )) In the hydraulic control device (1),
A relief valve (3a, 3b) is provided in a first oil passage (a1, a10) for communicating the hydraulic servo (6a, 6b) with the communication port (51a, 51b), and the relief valve (3a, 3b) Holds oil in an oil passage between the hydraulic servos (6a, 6b) and the relief valves (3a, 3b).
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2).
[0010]
In the present invention according to claim 2 (for example, see FIG. 3), the relief valves (3a, 3b) each include a piston (12a, 12b) that receives the oil pressure in the first oil passage (a1, a10). Springs (13a, 13b) for pressing the pistons (12a, 12b) against the hydraulic pressure acting on the pistons (12a, 12b), and the communication ports (51a, 51b) and the drain port ( When communicating the hydraulic pressures (50a, 50b), the springs (13a, 13b) press the pistons (12a, 12b) on which the hydraulic pressure acts, and the hydraulic servos (6a, 6b) and the relief valves (3a, 3b). Holding oil in the oil passage between
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 1.
[0011]
According to a third aspect of the present invention (for example, see FIG. 3), the valve is a manual valve (5) for switching between a non-traveling range and a traveling range.
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 1 or 2.
The traveling range is a range in which the vehicle travels forward or backward, and includes, for example, a drive (D) range and a reverse (R) range. The non-traveling range is a range other than traveling, for example, a neutral (N) range, This is a concept including the parking (P) range.
[0012]
The present invention according to claim 4 (for example, see FIG. 3), wherein the manual valve (5) has a second communication port (52) communicating with the first oil passage (a1, a10), In the non-running range, the communication between the supply port (53) and the second communication port (52) is cut off, and the communication port (51a) communicates with the drain port (50a). By shutting off the communication port (51a) and connecting the supply port (53) with the second communication port (52) and switching from the running range to the non-running range, the communication port (51a) and the non-running range are switched. The hydraulic pressure is discharged from the hydraulic servo (6a) through the first oil passage (a1) by communicating with the drain port (50a), and the non-travel range is switched to the travel range. And by said via from said supply port (53) the second communication port (52) and the first oil passage (a1), to supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo (6a),
The hydraulic servo (6a) releases the engagement element (for example, C1) by discharging the hydraulic pressure in the non-traveling range, and engages the engagement element (for example, C1) by supplying the hydraulic pressure in the traveling range. Match
The hydraulic control device for an automatic transmission (2) according to claim 3. It is in (1).
[0013]
In the invention according to claim 5 (for example, see FIG. 3), the manual valve (5) communicates the communication port (51b) and the drain port (50b) in the non-traveling range, and connects to the traveling range. The supply port (53) communicates with the communication port (51b), and the travel range is switched to the non-travel range, whereby the communication port (51b) communicates with the drain port (50b). The hydraulic pressure is discharged from the hydraulic servo (6b) via the first oil passage (a10), and the communication range is switched from the non-traveling range to the traveling range by switching the supply port (53) to the communication port (51b). ) And the first oil passage (a10) to supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo (6b),
The hydraulic servo (6b) releases the engaging element (for example, B2) by discharging the hydraulic pressure in the non-traveling range and engages the engaging element (for example, B2) by supplying the hydraulic pressure in the traveling range. Stop,
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 3.
[0014]
The present invention according to claim 6 (see, for example, FIG. 3) includes an orifice (16) interposed in the first oil passage (a10),
The first oil passage (a10) is arranged in parallel with the manual valve (5) side of the first oil passage (a10) with respect to the relief valve (3b) and the orifice (16). A second oil passage (a2) connected to the servo (6b) side;
Check valve for allowing the oil pressure from the manual valve (5) to the second oil passage (a2) and preventing the oil pressure from the second oil passage (a2) to the manual valve (5). (10) interposed in the second oil passage (a2);
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 5.
[0015]
According to a seventh aspect of the present invention (see, for example, FIG. 3), the check valve (10) closes an opening (15d) whose surface (72) communicates with the second oil passage (a2). A piston (7) that moves to open the opening (15d) by receiving the oil pressure on the surface (72), and a spring () that presses the piston (7) of the check valve in a direction opposite to the moving direction. 8), a spring (8) for the check valve, a piston (7) for the check valve, and a back surface (73) of the piston (7) for the check valve and the second oil passage (a2). And a cylinder (9) forming an oil groove (92) communicating with the cylinder (9).
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 6.
[0016]
The present invention according to claim 8 (for example, see FIG. 3), wherein the traveling range is a forward traveling (for example, D) range.
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 4.
[0017]
According to a ninth aspect of the present invention (for example, see FIG. 3), the travel range is a reverse (R) range.
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to any one of claims 5 to 7.
[0018]
Note that the reference numerals in parentheses are for comparison with the drawings, but do not have any effect on the configuration of the claims of the present application.
[0019]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the relief valve provided in the first oil passage closes the first oil passage and holds oil in the oil passage between the hydraulic servo and the relief valve. When supplying the oil pressure to the hydraulic servo, the oil pressure can be quickly supplied to the hydraulic servo, and the response time of the hydraulic servo can be stabilized, because the predetermined amount of the held oil fills the oil passage. Can be done. Thereby, a good response can be obtained in fastening the friction element by the hydraulic servo. Further, since the oil passage can be filled with the oil by providing the relief valve in the first oil passage, it is possible to prevent an increase in the size of the hydraulic control device, for example, providing a shield plate in the manual valve.
[0020]
According to the second aspect of the present invention, when the hydraulic pressure is reduced to the load of the spring of the relief valve when the hydraulic pressure is discharged from the hydraulic servo by connecting the communication port and the drain port, the hydraulic pressure acts on the spring. By pressing the piston, the first oil passage is closed and the oil in the oil passage between the hydraulic servo and the relief valve is held, so that oil of a predetermined pressure according to the load of the spring is supplied to the oil passage. The hydraulic pressure can be retained within the hydraulic servo, and by adopting a spring with an appropriate spring load, it is possible to retain hydraulic oil close to the operating pressure of the hydraulic servo. The hydraulic pressure can be more quickly supplied to the servo.
[0021]
According to the third aspect of the present invention, the manual valve switches between the non-traveling range and the traveling range in response to the operation of the shift lever or the like by the driver. , A good response can be obtained in fastening the friction element by the hydraulic servo.
[0022]
According to the fourth aspect of the present invention, the relief valve provided in the first oil passage is configured to engage / disengage the engagement element from the second communication port communicating with the supply port in the travel range. When the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo is discharged, the oil in the oil passage between the hydraulic servo and the relief valve is retained, so when switching from the non-traveling range such as the neutral range to the traveling range, the hydraulic pressure is quickly applied to the hydraulic servo. In response, the hydraulic servo quickly engages an engagement element such as a clutch, so that a good response can be obtained in the engagement of the clutch.
[0023]
According to the fifth aspect of the present invention, the relief valve provided in the first oil passage is supplied from the communication port communicating with the supply port in the traveling range to the hydraulic servo that locks and releases the engagement element. When the hydraulic pressure is discharged, the oil in the oil passage between the hydraulic servo and the relief valve is retained, so when switching from the non-traveling range such as the neutral range to the traveling range, the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servo. In response to this, the hydraulic servo quickly engages the engagement element such as the brake and can obtain a good response in locking the engagement element.
[0024]
According to the sixth aspect of the present invention, the check valve opens the second oil passage when supplying the hydraulic pressure, allows the hydraulic pressure from the manual valve to the second oil passage, and discharges the hydraulic pressure. While preventing the oil pressure from the second oil passage to the manual valve, the oil pressure flowing through the first oil passage is discharged while the flow rate thereof is restricted by the orifice, and the relief valve operates between the hydraulic servo and the relief valve. Since the oil in the oil path is retained, when switching between the non-traveling range such as the neutral range and the traveling range, the hydraulic pressure from the hydraulic servo should be slowly discharged, and the hydraulic pressure to the hydraulic servo should be supplied promptly. Can be.
[0025]
According to the seventh aspect of the present invention, when the hydraulic pressure is supplied, the check valve connects the back surface of the piston and the second oil passage through the oil groove, and the forces received by the front surface and the back surface of the piston cancel each other. Since the piston is pressed only by the biasing force of the spring and closes the opening, the spring load of the spring can be made relatively small in order to release the opening promptly. In addition, since the opening is previously closed by the piston and the flow rate of the first oil passage is reduced by the orifice, the switching between the non-traveling range such as the neutral range and the traveling range is performed by the hydraulic servo. The hydraulic pressure is slowly discharged, and the hydraulic pressure to the hydraulic servo can be supplied more quickly.
[0026]
According to the present invention according to claim 8, since the manual valve switches between the non-traveling range and the forward traveling range in response to the operation of the shift lever or the like by the driver, the manual valve switches to the non-traveling state such as the neutral range by the operation of the shift lever or the like. According to the switching to the forward travel range, a good response can be obtained in the engagement of the friction element by the hydraulic servo. If the friction element is, for example, a clutch, the clutch can be quickly engaged according to the switching of the range.
[0027]
According to the ninth aspect of the present invention, the manual valve switches between the non-traveling range and the reverse range according to the operation of the shift lever or the like by the driver. According to the switching to the reverse range, a good response can be obtained in fastening the friction element by the hydraulic servo. When the friction element is, for example, a brake, the brake can be quickly locked according to the switching of the range.
[0028]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0029]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission. As shown in FIG. 1, the automatic transmission 2 to which the present invention is applied includes a torque converter 20 having a lock-up clutch 20a, a planetary gear unit 21 having a clutch or a brake (friction element) including a friction plate, and the like. And a differential gear 22, which are housed in a case (not shown) in which these components are joined together to be integrally formed. A hydraulic control device 1 is provided outside the case so as to freely control the engagement (engagement / locking) and release of the clutch and brake.
[0030]
Further, the planetary gear unit 21 has an input shaft 24 and an output unit 25. The input shaft 24 is connected to the engine via the oil flow in the torque converter 20 or via the lock-up clutch 20a. It is connected to the output shaft 23. The output section 25 is connected to left and right driving axles 27a and 27b via a counter shaft 26 and a differential gear 22.
[0031]
The planetary gear unit 21 includes a first gear unit 21a and a second gear unit 21b. The first gear unit 21a includes a carrier CR1 that supports a sun gear S1, a ring gear R1, and a pinion gear P1 that meshes with the sun gear S1 and the ring gear R1. It consists of a simple planetary gear. The second gear unit 21b includes a simple planetary gear having a large-diameter sun gear S3, a ring gear R3, and a long pinion P3 meshing with them, a small-diameter sun gear S2, a short pinion P2 meshing with the sun gear S2, and the short gear. A dual planetary gear having a long pinion P3 meshing with the pinion P2 is provided, and a carrier CR2 and a ring gear R3 that support the long pinion P3 and the short pinion P2 are configured in common.
[0032]
The input shaft 24 of the planetary gear unit 21 is connected to the ring gear R1 of the first gear unit 21a, and the sun gear S1 of the first gear unit 21a is fixed to a case (not shown). The carrier CR1 of the first gear unit 21a is connected to the small-diameter sun gear S2 of the second gear unit 21b via a clutch C1, and is also connected to the large-diameter sun gear S2 of the second gear unit 21b via a clutch C3. , And the large-diameter sun gear S3 is connected to a brake B1 comprising a band brake.
[0033]
The input shaft 24 is connected to a carrier CR2 of the second gear unit 21b via a clutch C2. The carrier CR2 is connected to a brake B2 and a one-way clutch F1 provided in a case (not shown). Have been. The ring gear R3 of the second gear unit 21b is connected to the output unit 25.
[0034]
Next, the operation of the automatic transmission 2 will be described with reference to FIGS. FIG. 2 is an operation table of the automatic transmission.
[0035]
In the first speed (1ST) in the drive (D) range (forward traveling range), as shown in FIG. 2, the clutch C1 is engaged, the one-way clutch F1 is operated, and the reverse rotation of the carrier CR2 is performed by the one-way clutch F1. Will be blocked. In this state, the rotation of the input shaft 24 is transmitted to the ring gear R1 of the first gear unit 21a, and the rotation reduced by the first gear unit 21a to which the sun gear S1 is fixed is reduced to the carrier CR1 and the clutch C1. Is input to the small-diameter sun gear S2 of the second gear unit 21b. The second gear unit 21b rotates the ring gear R3 in the forward direction while the large-diameter sun gear S3 idles, because the carrier CR2 is in the stopped state. 25.
[0036]
In the second speed (2ND), as shown in FIG. 2, in addition to the engagement of the clutch C1 in the first speed, the brake B1 is locked, and the operation of the one-way clutch F1 is released. In this state, the large-diameter sun gear S3 that has been idle is locked by the brake B1. The rotation of the ring gear R1 is input to the small-diameter sun gear S2 via the clutch C1, but since the large-diameter sun gear S3 is in a stopped state, the reduced rotation of the ring gear R3 is output to the output unit 25.
[0037]
In the third speed (3RD), as shown in FIG. 2, in addition to the engagement of the clutch C1 in the first and second speeds, the clutch C3 is engaged and the brake B1 is released. In this state, in addition to the input to the ring gear R1 and the small-diameter sun gear S2 via the clutch C1, the rotation of the input shaft 24 is also input to the large-diameter sun gear S3 via the clutch C1. The entire gear unit 21b is directly connected, and the directly connected rotation is output to the output unit 25 via the ring gear R3.
[0038]
In the fourth speed (4TH), as shown in FIG. 2, in addition to the engagement of the clutch C1 in the first, second and third speeds, the clutch C2 is engaged and the clutch C3 is released. In this state, the rotation of the ring gear R1 is also input to the carrier CR2 via the clutch C2, in addition to the input to the small-diameter sun gear S2 via the clutch C1, and the second gear unit 21b While the sun gear S3 idles, the rotation slightly increased in speed from the ring gear R3 is output to the output unit 25. As a result, the reduced speed rotation of the first gear unit 21a is slightly increased by the second gear unit 21b, and the fourth speed rotation is obtained.
[0039]
In the fifth speed (5TH), as shown in FIG. 2, the clutch C1 is released, the clutch C2 is maintained in the engaged state, and the clutch C3 is engaged. In this state, in addition to the direct input to the carrier CR2 via the clutch C2 up to that point, the rotation of the input shaft 24 is reduced by the first gear unit 21a from the ring gear R1 via the clutch C3. The second gear unit 21b outputs the slightly increased rotation of the ring gear R3 to the output unit 25 while idling the large-diameter sun gear S2.
[0040]
At the sixth speed (6TH), as shown in FIG. 2, the clutch C3 is released, the clutch C2 is maintained in the engaged state, and the brake B1 is locked. In this state, the rotation of the input shaft 24 is input to the carrier CR2 via the clutch C2, but since the sun gear S3 is in a stopped state, the rotation of the second gear unit 21b is increased from the ring gear R3. Is output to the output unit 25.
[0041]
In the reverse (R) range (running range), as shown in FIG. 2, the clutch C3 is engaged and the brake B2 is locked. In this state, the rotation of the ring gear R1 is input to the large-diameter sun gear S3 via the clutch C3, and the carrier CR2 is locked by the brake B2. 25.
[0042]
At the time of engine braking (coast), as shown in FIG. 2, in addition to the normal operation, the brake B2 is locked at the first speed, and the rotation of the carrier CR2 is reliably prevented.
[0043]
Next, essential parts of the hydraulic control device 1 for the automatic transmission 2 according to the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 3 is a partially omitted schematic diagram showing a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention. FIG. 3 is a schematic diagram showing a hydraulic circuit, showing only necessary elements for explaining the present invention, and an actual hydraulic circuit is more complicated and has many elements.
[0044]
The hydraulic control device 1 according to the present invention includes a hydraulic circuit 1a for the clutch C1 shown in the right side of FIG. 3 for controlling engagement / disengagement of the clutch C1 (engagement element), and a brake B2 (engaged And a manual valve 5 and the like.
[0045]
The manual valve 5 has a spool 54 that can move in the left-right direction in the figure via a cable (not shown) engaged with the shift lever in response to operation of a shift lever (not shown) or the like. The manual valve 5 is connected to a supply port 53 to which a line pressure PL is supplied from a primary regulator (not shown), communication ports 51a and 51b communicating with hydraulic servos 6a and 6b (described later), and is released by the atmosphere (hereinafter simply referred to as "the air"). Each port, such as the drain ports 50a and 50b that discharge the hydraulic pressure by performing “release to the atmosphere” and the second communication port 52 that communicates with the supply port 53, is connected to each range (in accordance with the movement of the spool 54). P, R, N, D, etc.).
[0046]
The hydraulic circuit 1a for the clutch C1 includes a hydraulic servo 6a for the clutch C1 and a relief valve 3a. The hydraulic servo 6a for the clutch C1 receives the hydraulic pressure supplied by the manual valve 5, and And a clutch piston (not shown) capable of pressing a friction plate (not shown) of the clutch C1 so that the clutch C1 can be released by discharging the supplied hydraulic pressure.
[0047]
The hydraulic servo 6a for the clutch C1 is connected to the second communication port 52 of the manual valve 5 via oil passages a1 and a3, and has a large-diameter orifice 15a having a throttle diameter of 7.5, for example. It is connected to the communication port 51a of the manual valve 5 via an oil passage a1 (first oil passage) with an intervening (called an orifice for convenience). The orifice 15a is provided with a relief valve 3a.
[0048]
As shown in the upper half of FIG. 3, the relief valve 3a closes the orifice 15a and moves by receiving hydraulic pressure, a spring 13a that presses the piston 12a in a direction opposite to the moving direction, and a valve body. And a cylinder 14a formed of a hole formed in the cylinder 14a. The cylinder 14a houses the piston 12a via a spring 13a having a predetermined urging force. The urging force is generated when the hydraulic pressure reaches a predetermined pressure (the clutch C1 has an engagement torque when the hydraulic servo 6a discharges the hydraulic pressure). The hydraulic pressure is set so that the piston 12a can close the orifice 15a.
[0049]
The relief valve 3a may be of any type as long as it holds oil in the oil passage between the hydraulic servo 6a and the relief valve 3a. For example, the cylinder 14a is formed in the oil passage a1. Instead of the hole, a relief valve made of, for example, a polymer resin may be stored in the hole. Further, a back pressure may be applied to the cylinder 14a together with the spring 13a to hold the cylinder 14a in the oil passage.
[0050]
Next, the hydraulic circuit 1b for the brake B2 includes a hydraulic servo 6b for the brake B2, a relief valve 3b, and a check valve 10, and the hydraulic servo 6b for the brake B2 is supplied with the hydraulic pressure supplied by the manual valve 5. In response thereto, a brake piston (not shown) capable of pressing a friction plate (not shown) of the brake B2 is provided so as to lock the brake B2 and release the brake B2 by discharging the supplied hydraulic pressure. are doing.
[0051]
Further, the hydraulic servo 6b for the brake B2 is, for example, provided via an oil passage a10 (first oil passage) in which a small-diameter orifice 16 having a throttle diameter of φ1.5 and a large-diameter orifice 15b having a throttle diameter of 7.5 are interposed. , Is connected to the communication port 51b of the manual valve 5. The orifice 15b is provided with a relief valve 3b, which closes the orifice 15b as shown in the left half position in FIG. Note that the configuration of the relief valve 3b is the same as that of the above-described relief valve 3a, and a description thereof will be omitted.
[0052]
The hydraulic valve 6a and the manual valve 5 of the oil passage a10 are connected to the relief valve 3a and the orifice 16 by an oil passage a2 (second oil passage) arranged in parallel with the oil passage a1. A large-diameter orifice 15c having a throttle diameter of, for example, 7.5 is interposed in the oil passage a2, and a check valve 10 is provided in the orifice 15c.
[0053]
The check valve 10 has a piston 9, a spring 8, and a cylinder 9 including a hole formed in a valve body. The piston 7 includes a working plate 70 having a substantially parallel front surface 72 and a back surface 73, and an outer wall 71 extending from the outer periphery of the working plate 70 to cover the back surface 73. The spring 8 is set to a predetermined biasing force from a relatively small spring load. Further, the cylinder 9 has an inner side surface 90 and a bottom surface 91, and an oil groove 92 is formed in the cylinder 9 so as to extend from the inner side surface 90 to the bottom surface 91 as shown in the right half position in FIG. I have.
[0054]
Then, as shown in the left half position in FIG. 3, the surface 72 of the piston prevents the orifice 15c from being supplied with oil pressure (oil pressure from the manual valve 5 to the oil passage a2) through the oil passage a2. The opening 15d is closed, and the cylinder 9 receives the hydraulic pressure at the surface 72 closing the opening 15d, and is movable along the inner side surface 90 by receiving the hydraulic pressure. A spring 8 urged so as to press the back surface 73 of the piston 7 is accommodated below. As described above, the spring 8 has one end supported by the back surface 73 of the piston 7 and the other end supported by the bottom surface 91 of the cylinder 9.
[0055]
Next, the operation of the hydraulic control device 1 (the hydraulic circuit 1a for the clutch C1) in the supply and discharge control of the hydraulic pressure when switching between the D range and the N range will be described with reference to FIG.
[0056]
Immediately before switching from the D range to the N range, the spool 54 of the manual valve 5 is at a position corresponding to the D range, and the manual valve 5 communicates the supply port 53 with the second communication port 52 and the drain port 50a. The communication port 51a communicating with the communication port is closed. That is, the line pressure PL is output to the oil passages a1 and a3 from the second communication port 52, and the relief valve 3a receiving the line pressure PL opens the orifice 15a as shown in the lower half position of FIG. , The oil passages a1 and a3 are filled with oil. Then, a hydraulic pressure (line pressure PL) is supplied to the hydraulic servo 6a for the clutch C1 via the oil passages a1 and a3, and a friction plate (not shown) of the clutch C1 is provided by a clutch piston (not shown) of the hydraulic servo 6a. (Not shown) is pressed.
[0057]
First, when the driver switches from the D range to the N range by operating the shift lever or the like, the spool 54 moves to the left in the figure according to the position of the N range, and is disposed at the position shown in FIG. Shuts off the supply port 53 by closing the second communication port 52 and connects the communication port 51a to the drain port 50a. Then, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo 6a for the clutch C1 starts to be discharged from the communication port 51a, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 6a for the clutch C1 gradually decreases.
[0058]
When the hydraulic pressure decreases to a predetermined pressure, the pressing force of the relief valve 3a by the hydraulic pressure acting on the piston 12a falls below the urging force of the spring 13a in a direction opposite to the pressing force, and the piston 12a moves leftward in the drawing. First, the orifice 15a is closed as shown in the upper half position of FIG. Accordingly, the oil path a1 between the relief valve 3a and the hydraulic servo 6a for the clutch C1, and the oil path a3 between the second communication port 52 and the hydraulic servo 6a are filled with the oil maintained at the predetermined pressure. Is maintained. On the other hand, in the oil passage a1 between the relief valve 3a and the communication port 51a, oil is discharged from the drain port 50a and is released to the atmosphere.
[0059]
In the state described above, when the driver further switches from the N range to the D range, the spool 54 of the manual valve 5 moves again to a position corresponding to the D range, and the manual valve 5 is connected to the supply port 53 and the second communication port. 52, and closes the communication port 51a that communicates with the drain port 50a. Then, the line pressure PL is output from the second communication port 52 to the oil passages a1 and a3. As described above, the oil passages a1 and a3 are already filled with oil by the relief valve 3a, and the hydraulic pressure for the clutch C1 is used. Since the hydraulic pressure of the servo 6a is maintained at a predetermined pressure, the line pressure PL is supplied to the hydraulic servo 6a only by supplying a difference between the predetermined pressure and the line pressure PL. As a result, the friction plate (not shown) of the clutch C1 is quickly pressed by the clutch piston (not shown) of the hydraulic servo 6a. For example, along with the operation of the one-way clutch F1, the automatic transmission 2 operates as shown in FIG. The first speed state shown in the table is obtained.
[0060]
When the oil pressure rises and exceeds a predetermined pressure, the relief valve 3a opens the orifice 15a, and the oil pressure in the oil passage a1 opened to the atmosphere between the relief valve 3a and the communication port 51a is filled with oil. Although the supply of the hydraulic pressure is delayed, the hydraulic pressure can be quickly supplied to the hydraulic servo 6a by making the length of the oil passage a1 between the relief valve 3a and the communication port 51a as short as possible.
[0061]
Next, the operation of the hydraulic control device 1 (the hydraulic circuit 1b for the brake B2) in the supply and discharge control of the hydraulic pressure when switching between the R range and the N range will be described with reference to FIG.
[0062]
Immediately before switching from the R range to the N range, the spool 54 of the manual valve 5 is located at a position corresponding to the R range. The manual valve 5 communicates the supply port 53 with the communication port 51b, and also connects the drain port with the communication port 51b. Communication with the port 50b is blocked. That is, the line pressure PL is output from the communication port 51b to the oil passages a10 and a2, and the relief valve 3b receiving the line pressure PL opens the orifice 15b as shown in the right half position in FIG. a10 and a2 are filled with oil.
[0063]
Since the oil passage a2 is filled with oil, the pressing force of the hydraulic pressure acting on the back surface 73 of the piston 7 communicating with the oil passage a2 via the oil groove 92 formed in the cylinder 9 of the check valve 10 is as follows: The direction is opposite to the pressing force acting on the back surface 72 and has substantially the same size. The piston 7 closes the opening 15d of the orifice 15c by the urging force of the spring 8, and the oil passage a2 is closed (that is, the oil passage a2 is closed). The oil pressure from the oil passage a2 to the manual valve 5 is blocked). That is, a hydraulic pressure (line pressure PL) is supplied to the hydraulic servo 6b for the brake B2 via the oil passage a10, and a friction plate (not shown) of the brake B2 is provided by a brake piston (not shown) of the hydraulic servo 6b. ) Is pressed.
[0064]
First, when the driver operates the shift lever or the like to switch from the R range to the N range, the spool 54 moves rightward in the figure according to the position of the N range, and is disposed at the position shown in FIG. Cuts off the supply port 53 and connects the communication port 51b to the drain port 50b. As described above, since the check valve 10 shuts off the oil passage a2, the oil pressure of the hydraulic servo 6b for the brake B2 is discharged from the communication port 51b only through the oil passage a10, and is further discharged from the orifice 16. The flow rate is reduced and drops slowly.
[0065]
When the hydraulic pressure decreases to a predetermined pressure, similarly to the hydraulic circuit 1a for the clutch C1, the pressing force by the hydraulic pressure acting on the piston 12b of the relief valve 3b is biased by the spring 13b in a direction opposite to the pressing force. , The piston 12b starts moving upward in the figure, and closes the orifice 15b as shown in the left half position of FIG. As a result, the oil passage a10 between the relief valve 3b and the hydraulic servo 6b for the brake B2 and the oil passages a2 and a10 between the check valve 10 and the hydraulic servo 6b are filled with oil maintained at a predetermined pressure. Is maintained. On the other hand, in the oil passage a10 between the relief valve 3b and the communication port 51b and the oil passages a2 and a10 between the check valve 10 and the communication port 51b, oil is discharged from the drain port 50b and released to the atmosphere.
[0066]
In the state described above, when the driver further switches from the N range to the R range, the spool 54 of the manual valve 5 moves to a position corresponding to the R range again, and the manual valve 5 communicates the supply port 53 and the communication port 51b. At the same time, communication between the communication port 51b and the drain port 50b is prevented. Then, the line pressure PL is output from the communication port 51b to the oil passages a10 and a2, and the line pressure PL is branched into the oil passages a10 and a2.
[0067]
Although the oil pressure through the oil passage a10 is blocked by the relief valve 3b, the oil pressure through the oil passage a2 acts on the surface 72 of the piston 7 of the check valve 10, and as described above, Since the spring 8 is set to a relatively small urging force, the pressing force received by the surface 72 from the relatively small oil pressure immediately after the hydraulic pressure starts to rise quickly exceeds the urging force of the spring 8. Then, the piston 7 starts to move along the inner side surface 90 of the cylinder 9, and releases the opening 15d.
[0068]
Also, as described above, since the oil passages a2 and a10 are already filled with oil by the relief valve 3b and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 6b is maintained at a predetermined pressure, a difference between the predetermined pressure and the line pressure PL is supplied. Thus, the line pressure PL is supplied to the hydraulic servo 6b, so that the hydraulic pressure to the hydraulic servo 6b can be supplied more quickly than the supply to the hydraulic servo 6a for the clutch C1 described above. Thereby, the friction plate (not shown) of the brake B2 is quickly pressed by the brake piston (not shown) of the hydraulic servo 6b, and, for example, with the engagement of the clutch C3, the automatic transmission 2 operates as shown in FIG. The state becomes the R range shown in the table.
[0069]
The predetermined pressures held by the relief valves 3a, 3b are supplied to the hydraulic servos 6a, 6b more quickly by maintaining a larger predetermined pressure within a range that does not cause the hydraulic servos 6a, 6b to malfunction. can do.
[0070]
As described above, in the embodiment according to the present invention, when the relief valves 3a, 3b interposed in the first oil passages a1, a10 discharge the hydraulic pressure from the hydraulic servos 6a, 6b, the hydraulic pressure of the hydraulic servos 6a, 6b is increased. When the pressure reaches a predetermined pressure, the first oil passages a1 and a10 are closed to maintain the first oil passages a1 and a10 filled with the oil held at the predetermined pressure. When supplying hydraulic pressure to the hydraulic servos 6a, 6b by the amount of the predetermined amount of oil filling the paths a1, a10, hydraulic pressure can be quickly supplied to the hydraulic servos 6a, 6b, and the hydraulic servos 6a, 6b Response time can be stabilized. Thereby, when switching from the non-traveling range such as the N range to the traveling range such as the D range or the R range, the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servos 6a and 6b, and the hydraulic servos 6a and 6b respond accordingly. A good response can be obtained when the hydraulic servos 6a and 6b fasten (engage and lock) the friction elements such as the brake B2 and the clutch C1.
[0071]
Further, since the oil passages can be filled with oil by interposing the relief valves 3a, 3b in the first oil passages a1, a10, for example, as shown in FIG. It is possible to prevent an increase in the size of the hydraulic control device such as providing the relief valves 3c and 3d in the oil passages 55 and 56 and the oil passages a4 and a5.
[0072]
Note that, in the above-described embodiment, the shift to the first speed has been described in the switching from the N range to the D range. However, the present invention is not limited to this. The present invention can be applied to the second speed start to be performed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission.
FIG. 2 is an operation table of the automatic transmission.
FIG. 3 is a partially omitted schematic diagram showing a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention.
4A and 4B are diagrams showing a conventional hydraulic control device for an automatic transmission, wherein FIG. 4A shows a hydraulic control device having a drain port that can be released to the atmosphere, and FIG. 4B has a drain port that can be closed by a relief valve. Hydraulic control device.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic control device
2 Automatic transmission
3a, 3b relief valve
5 valve (manual valve)
6a, 6b hydraulic servo
7 Check valve piston
8 Check valve spring
9 cylinders
10 Check valve
12a, 12b Relief valve piston
13a, 13b Spring of relief valve
15d opening
16 orifice
50a, 50b drain port
51a, 51b Communication port
52 Second communication port
53 Supply port
72 surface
92 oil groove
a1, a10 First oil path
a2 Second oil path
B2 engagement element (brake)
C1 Engagement element (clutch)

Claims (9)

油圧の供給により摩擦要素を締結しかつ前記油圧の排出により前記摩擦要素を解放する油圧サーボと、前記油圧が供給される供給ポート、前記油圧サーボに連通する連通ポート、及びドレーンポートを有し、前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通して前記油圧サーボの前記油圧を排出するバルブと、を備えてなる自動変速機の油圧制御装置において、
前記油圧サーボと前記連通ポートとを連通する第１の油路にリリーフバルブを設け、該リリーフバルブは前記油圧サーボと前記リリーフバルブとの間の油路内の油を保持する、
ことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。A hydraulic servo that fastens a friction element by supplying hydraulic pressure and releases the friction element by discharging the hydraulic pressure, a supply port to which the hydraulic pressure is supplied, a communication port that communicates with the hydraulic servo, and a drain port, A valve for communicating the communication port and the drain port to discharge the hydraulic pressure of the hydraulic servo, and a hydraulic control device for an automatic transmission, comprising:
A relief valve is provided in a first oil passage that connects the hydraulic servo and the communication port, and the relief valve holds oil in an oil passage between the hydraulic servo and the relief valve.
A hydraulic control device for an automatic transmission. 前記リリーフバルブは、前記第１の油路の前記油圧を受けるピストンと、該ピストンに作用する前記油圧を抗して前記ピストンを押圧するスプリングと、を有し、前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通する際、前記油圧が作用する前記ピストンを前記スプリングが押圧して前記油圧サーボと前記リリーフバルブとの間の油路内の油を保持する、
請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置。The relief valve includes a piston that receives the oil pressure of the first oil passage, and a spring that presses the piston against the oil pressure acting on the piston, and connects the communication port and the drain port to each other. When communicating, the spring presses the piston on which the hydraulic pressure acts, and holds oil in an oil path between the hydraulic servo and the relief valve.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記バルブは、非走行レンジと走行レンジとを切換えるマニュアルバルブである、
請求項１または２記載の自動変速機の油圧制御装置。The valve is a manual valve that switches between a non-traveling range and a traveling range,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2. 前記マニュアルバルブは、前記第１の油路に連通する第２の連通ポートを有し、前記非走行レンジにて前記供給ポートと前記第２の連通ポートの連通を遮断すると共に前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通し、前記走行レンジにて前記連通ポートを遮断すると共に前記供給ポートと前記第２の連通ポートとを連通し、前記走行レンジから前記非走行レンジに切換えることにより、前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通して前記第１の油路を介して、前記油圧サーボから前記油圧を排出し、かつ前記非走行レンジから前記走行レンジに切換えることにより、前記供給ポートから前記第２の連通ポート及び第１の油路を介して、前記油圧サーボに前記油圧を供給し、
前記油圧サーボは、前記非走行レンジにて前記油圧の排出により係合要素を解放しかつ前記走行レンジにて前記油圧の供給により前記係合要素を係合する、
請求項３記載の自動変速機の油圧制御装置。The manual valve has a second communication port that communicates with the first oil passage. The manual valve cuts off communication between the supply port and the second communication port in the non-traveling range, and connects the communication port with the second communication port. By communicating the drain port, blocking the communication port in the travel range and communicating the supply port and the second communication port, and switching from the travel range to the non-travel range, the communication port and By discharging the hydraulic pressure from the hydraulic servo through the first oil passage communicating with the drain port and switching from the non-traveling range to the traveling range, the second communication from the supply port is performed. Supplying the hydraulic pressure to the hydraulic servo via a port and a first oil passage;
The hydraulic servo releases the engagement element by discharging the hydraulic pressure in the non-travel range and engages the engagement element by supplying the hydraulic pressure in the travel range.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3. 前記マニュアルバルブは、前記非走行レンジにて前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通し、前記走行レンジにて前記供給ポートと前記連通ポートを連通し、前記走行レンジから前記非走行レンジに切換えることにより、前記連通ポートと前記ドレーンポートを連通して前記第１の油路を介して、前記油圧サーボから前記油圧を排出し、かつ前記非走行レンジから前記走行レンジに切換えることにより、前記供給ポートから前記連通ポート及び第１の油路を介して、前記油圧サーボに前記油圧を供給し、
前記油圧サーボは、前記非走行レンジにて前記油圧の排出により係合要素を解放しかつ前記走行レンジにて前記油圧の供給により前記係合要素を係止する、
請求項３記載の自動変速機の油圧制御装置。The manual valve communicates the communication port and the drain port in the non-travel range, communicates the supply port and the communication port in the travel range, and switches from the travel range to the non-travel range. By communicating the communication port and the drain port, via the first oil passage, discharging the hydraulic pressure from the hydraulic servo, and switching from the non-traveling range to the traveling range, the supply port Supplying the hydraulic pressure to the hydraulic servo through the communication port and the first oil path;
The hydraulic servo releases the engagement element by discharging the hydraulic pressure in the non-travel range and locks the engagement element by supply of the hydraulic pressure in the travel range.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3. 前記第１の油路に介在するオリフィスと、
前記第１の油路と並列に配置され、前記リリーフバルブ及び前記オリフィスに対して前記第１の油路の前記マニュアルバルブ側と前記油圧サーボ側とが接続された第２の油路と、を備え、
前記マニュアルバルブから前記第２の油路への前記油圧を許容し、かつ前記第２の油路から前記マニュアルバルブへの前記油圧を阻止するチェックバルブを、前記第２の油路に介在してなる、
請求項５記載の自動変速機の油圧制御装置。An orifice interposed in the first oil passage;
A second oil passage that is arranged in parallel with the first oil passage and connects the manual valve side and the hydraulic servo side of the first oil passage to the relief valve and the orifice; Prepare
A check valve that allows the oil pressure from the manual valve to the second oil passage and prevents the oil pressure from the second oil passage to the manual valve is interposed in the second oil passage. Become,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 5. 前記チェックバルブは、表面が前記第２の油路に連通する開口部を閉塞しかつ該表面で前記油圧を受けて該開口部を開放するように移動するピストンと、該移動方向と相反する方向に前記チェックバルブのピストンを押圧するスプリングと、前記チェックバルブのスプリングを支持すると共に前記チェックバルブのピストンを収納しかつ前記チェックバルブのピストンの裏面と前記第２の油路とを連通する油溝を形成するシリンダと、を有する、
請求項６記載の自動変速機の油圧制御装置。A piston having a surface closing an opening communicating with the second oil passage, and moving to receive the oil pressure at the surface to open the opening; and a direction opposite to the moving direction. A spring for pressing the piston of the check valve, an oil groove supporting the spring of the check valve, accommodating the piston of the check valve, and communicating the back surface of the piston of the check valve with the second oil passage. And a cylinder forming
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 6. 前記走行レンジは、前進走行レンジである、
請求項４記載の自動変速機の油圧制御装置。The travel range is a forward travel range,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 4. 前記走行レンジは、リバースレンジである、
請求項５ないし７いずれか記載の自動変速機の油圧制御装置。The running range is a reverse range,
A hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 5 to 7.

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