JP2004036668A - Hydraulic control unit of automatic transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control unit of an automatic transmission capable of compatibly ensuring quick supply of oil pressure to a hydraulic servomechanism and slow discharge of oil pressure from the hydraulic servomechanism. <P>SOLUTION: When supplying oil pressure to the hydraulic servomechanism 10, a piston 5 of a check valve 3 releases an opening 12a by receiving oil pressure and then, a back face 50b of the piston and a second oil passage a2 are connected with each other via a third oil passage a3. Consequently, received force on a front face 50a and the back face 50b of the piston are canceled with each other, and the opening 12a is blocked by pressing the piston 5 with urging force only of a spring 6 of the check valve 3. When discharging oil pressure from the hydraulic servomechanism, spring load of the spring 6 is relatively lessened to quickly release the opening 12a so that the opening 12a is blocked by the piston 5 in advance. Thus, quick supply of oil pressure to the hydraulic servomechanism 10 and slow discharge of oil pressure from the hydraulic servomechanism 10 are ensured. <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と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、自動変速機の下方に（横向きに）配設される油圧制御装置には、逆止弁としてチェックボールなどが用いられているが、例えばエンジンルームにおけるスペースの制約上、上述したように下方に配設できないために、縦向きに配設される油圧制御装置には、その向きに関係なく使用できるチェックバルブなどが用いられている。
【０００３】
図６は、従来の油圧制御装置を示す図で、（ａ）は比較的小さい絞り径のオリフィスに応じた小型のチェックバルブを用いた場合、（ｂ）は比較的大きい絞り径のオリフィスに応じた大型のチェックバルブを用いた場合、（ｃ）は比較的大きい絞り径のオリフィスに応じて油路に形成した大型のチェックバルブを用いた場合である。従来の油圧制御装置１ａ、１ｂ、１ｃは、絞り径がφ２のオリフィス１１を挟むように油路ａ１を接続する油路ａ２に、図６（ａ）に示すように、比較的小さい絞り径（φ２）の開口部１３ａを有すオリフィス１３が設けられており、また、同図（ｂ）、（ｃ）に示すように、比較的大きい絞り径（φ７．５）の開口部１２ａを有すオリフィス１２（便宜上オリフィスと呼ぶ）が設けられている。
【０００４】
図６（ａ）、（ｂ）に示す小型及び大型のチェックバルブ４０、４１は、例えば高分子樹脂からなるピストン４０ａ、４１ａ及びシリンダ４０ｂ、４１ｂと、不図示のスプリングとを有し、バルブボディの孔４０ｃ、４１ｃに収納されている。また、図６（ｃ）に示す油路ａ２に形成した大型のチェックバルブ４２は、油路ａ２に形成した孔からなるシリンダ７０を有し、上述と同様に、付勢されたスプリング６を介して、ピストン５がシリンダ７０に収納されている。
【０００５】
そして、比較的小さい絞り径（φ２）のオリフィス１３に、上記小型のチェックバルブ４０が設けられており、また、油圧サーボ１０へ油圧を速やかに供給する場合にあっては、比較的大きな絞り径（φ７．５）のオリフィス１２に、上記大型のチェックバルブ４１、４２が設けられている。これにより、油圧サーボ１０へ油圧を供給する際、ピストン４０ａ、４１ａ、５が油圧を受けることにより開口部１３ａ、１２ａを開放し、油路ａ２を介す油圧の供給を許容するが、大型のチェックバルブ４１、４２を用いた油圧制御装置１ｂ、１ｃは、比較的大きい絞り径のオリフィス１２により、小型のチェックバルブ４０を用いた油圧制御装置１ａに比べて速やかに油圧が供給される。一方、油圧サーボ１０から上記供給した油圧を排出する際、ピストン４０ａ、４１ａ、５が、付勢されたスプリングにより開口部１３ａ、１２ａを閉塞し、油路ａ２を介す油圧の排出を阻止され、大型のチェックバルブ４１、４２を用いた油圧制御装置１ｂ、１ｃは、小型のチェックバルブ４０を用いた油圧制御装置１ａと同様に、オリフィス１１を介してゆっくりと油圧が排出される。
【０００６】
つまり、大型のチェックバルブ４１、４２は、絞り径が比較的大きい開口部１２ａのオリフィス１２を有す油路ａ２を介す油圧供給を、許容・阻止することにより、油圧サーボ１０へ油圧を速やかに供給し、かつ供給された油圧をゆっくりと排出することができる。例えば、上記油圧制御装置１ｂ、１ｃにより自動変速機２のブレーキを係止・解放する場合にあっては、クラッチの係合より早くブレーキを係止すると共に、該クラッチの解放より遅く該ブレーキを解放することができ、スムーズな動力伝達を可能としていた。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、速やかな油圧供給を確実にするためには、上述したように、油路ａ２を介す油圧の供給を許容するだけでなく、該供給の際に開口部１２ａを速やかに開放する必要がある。一方、ゆっくりとした油圧排出を確実とするためには、油路ａ２を介す油圧の排出を阻止するだけでなく、該排出の際に開口部１２ａを速やかに閉塞する必要がある。
【０００８】
しかし、チェックバルブ４１、４２にあっては、開口部１２ａを速やかに開放するためには、供給による上昇し始めの比較的小さい油圧でピストン４１ａ、５が移動し得るように、スプリング６のばね荷重をできるだけ小さくする必要がある。一方、開口部１２ａを速やかに閉塞するためには、排出による低下し始めの比較的大きな油圧でピストン４１ａ、５が移動し得るように、上述とは逆に、上記ばね荷重を大きくする必要がある。そのため、速やかな油圧供給と、ゆっくりとした油圧排出の確実な両立が困難である。例えば、油圧を速やかに供給するために、スプリングのばね荷重を比較的小さくした場合、油圧サーボ１０へ油圧が速やかに供給されるが、油圧の排出の際、開口部１２ａを閉塞する位置に戻ろうとするピストン４１ａ、５の速度が小さくなるため、開口部１２ａが速やかに閉塞されず、油圧が早く排出されてしまう虞がある。これにより、例えば、上記油圧制御装置１ｂ、１ｃにより自動変速機２のブレーキを係止・解放する場合にあっては、クラッチの解放より早く該ブレーキを解放してしまい、スムーズな動力伝達ができない虞がある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
そこで、本発明は、自動変速機の油圧制御装置が、第３の油路を形成したシリンダを有すチェックバルブを備えることにより、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。
【００１０】
請求項１に係る本発明は（例えば図３参照）、油圧を供給・排出する油圧供給排出手段（９）と、前記油圧の供給により係合要素（例えばブレーキ、クラッチ）を係合しかつ前記油圧の排出により前記係合要素（例えばブレーキ、クラッチ）を解放する油圧サーボ（１０）と、前記油圧供給排出手段（９）と前記油圧サーボ（１０）との間の第１の油路（ａ１）に介在するオリフィス（１１）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、
前記オリフィス（１１）に対して前記第１の油路（ａ１）の前記油圧供給排出手段（９）側と前記油圧サーボ（１０）側とが接続された第２の油路（ａ２）に介在するチェックバルブ（３）であって、表面（５０ａ）が前記第２の油路（ａ２）に連通する開口部（１２ａ）を閉塞しかつ該表面（５０ａ）で前記油圧供給排出手段（９）から供給される前記油圧を受けて該開口部（１２ａ）を開放するように移動するピストン（５）と、該移動方向と相反する方向に前記ピストン（５）を押圧するスプリング（６）と、該スプリング（６）を支持すると共に前記ピストン（５）を収納しかつ前記ピストン（５）の裏面（５０ｂ）と前記第２の油路（ａ２）とが接続された第３の油路（ａ３）を形成するシリンダ（７）と、を有す前記チェックバルブ（３）、を備えてなる、
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。
なお、係合とは、係止をも含む概念である。
【００１１】
請求項２に係る本発明は（例えば図３参照）、前記油圧供給排出手段は、少なくとも非走行レンジと走行レンジとに切換えるマニュアルバルブ（９）である、
請求項１記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
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３に係る本発明は（例えば図３参照）、前記油圧供給排出手段（９）は、前記非走行（例えばＮ）レンジから前記走行（例えばＲ）レンジに切換えることにより前記油圧を供給しかつ前記走行（例えばＲ）レンジから前記非走行（例えばＮ）レンジに切換えることにより前記油圧を排出し、
前記油圧サーボ（１０）は、前記走行（例えばＲ）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）を係止しかつ前記非走行（例えばＮ）レンジにて前記油圧の排出により前記係合要素（例えばＢ２）を解放する、
請求項２記載の自動変速機（２）の油圧制御装置（１）にある。
【００１３】
請求項４に係る本発明は（例えば図４または図５参照）、前記油圧を調圧制御する制御バルブ（１４）と、
前記走行（例えばＲ）レンジにて前記調圧された油圧の供給により他方の係合要素（例えばＣ３）を係合しかつ前記非走行（例えばＮ）レンジにて前記油圧の排出により前記他方の係合要素（例えばＣ３）を解放するその他の油圧サーボ（１５）と、を備え、
前記非走行（例えばＮ）レンジから前記走行（例えばＲ）レンジに切換える際、前記他方の係合要素（例えばＣ３）の係合より早く前記係合要素（例えばＢ２）を係止し、前記走行（例えばＲ）レンジから前記非走行（例えばＮ）レンジに切換える際、前記他方の係合要素（例えばＣ３）の解放より遅く前記係合要素（例えばＢ２）を解放してなる、
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】
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。
【００１５】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、油圧の供給の際、油圧を受けてチェックバルブのピストンが開口部を開放すると共に、第３の油路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、チェックバルブの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、油圧の排出の際にあっては、ピストンにより開口部を予め閉塞することができる。これにより、油圧サーボへの速やかな油圧供給と、ゆっくりとした油圧排出の両立を確実にすることができる。また、油の流量に関係なくスプリングのばね荷重を小さくすることができるので、ばね荷重が比較的小さいスプリングと、比較的大きな絞り径の開口部を閉塞し得る大きさのピストンと、を有すチェックバルブを、油圧制御装置が備えることより、開口部の絞り径がいずれの大きさであっても、該絞り径に応じてチェックバルブのサイズを変更する必要がなくなり、安価な油圧制御装置を得ることができる。
【００１６】
請求項２に係る本発明によると、マニュアルバルブが非走行レンジから走行レンジに切換えられると、油圧サーボへ油圧が速やかに供給されると共に、上記マニュアルバルブが走行レンジから非走行レンジに切換えられると、油圧サーボから油圧が速やかに排出されるので、シフトレバーなどの操作によるマニュアルバルブの操作に応じて、速やかな油圧供給と、ゆっくりとした油圧排出との両立を確実なものとすることができる。
【００１７】
請求項３に係る本発明によると、非走行レンジから走行レンジに切換えられると、供給された油圧により係合要素が速やかに係止され、走行レンジから非走行レンジに切換えられると、油圧の排出により係合要素がゆっくりと解放されるので、ニュートラルレンジなどの非走行レンジからリバースレンジなどの走行レンジへの切換えの際の、速やかなブレーキなどの係合要素の係止と、該走行レンジから該ニュートラルレンジへの切換えの際の、ゆっくりとした上記ブレーキの解放の両立を確実なものとすることができる。
【００１８】
請求項４に係る本発明によると、非走行レンジから走行レンジへの切換えに際し、他方の係合要素が係合するより速やかに係合要素が係止され、走行レンジから非走行レンジへの切換えに際し、他方の係合要素が解放した後係合要素がゆっくりと解放されるので、クラッチなどの他方の係合要素の係合に遅れてブレーキなどの係合要素が係合すること、及び該クラッチの解放に先んじて該ブレーキが解放することを防止することができ、これにより、スムーズな動力伝達を確実なものとすることができる。
【００１９】
【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。
【００２０】
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（係合要素）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係合・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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
ドライブ（Ｄ）レンジ（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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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及び図４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、図４は、クラッチＣ３の油圧回路を組み合わせ油圧制御装置を示す一部省略概略図である。なお、図３及び図４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。
【００３５】
本発明に係る油圧制御装置１は、上述したように、ＲレンジにてブレーキＢ２（係合要素）を係止及び解放を制御し得るように構成されたものであり、図３に示すように、マニュアルバルブ９、油圧サーボ１０、オリフィス１１、及びチェックバルブ３を備えている。
【００３６】
マニュアルバルブ９は、油圧を供給・排出する油圧供給排出手段であり、シフトレバーなどの操作手段（不図示）による各レンジ（Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ）を切換え自在となるように、後述する所定のポートを有している。
【００３７】
また油圧サーボ１０は、ブレーキＢ２用の油圧サーボであり、上記マニュアルバルブ９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。
【００３８】
マニュアルバルブ９と、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０とは、φ２などの小径の絞り径のオリフィス１１を介して、油路ａ１（第１の油路）により接続されており、また、該油路ａ１のマニュアルバルブ９側と、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０側とは、上記小径オリフィス１１が介在する油路ａ１と並列に配置された油路ａ２（第２の油路）を介して接続されており、該油路ａ２には、φ７．５などの大径の絞り径の開口部１２ａを有すオリフィス１２を介しており、さらに該開口部１２ａの油圧サーボ１０側には、チェックバルブ３が設けられている。
【００３９】
チェックバルブ３は、上述したように、第２の油路ａ２に介在しており、ピストン５、スプリング６、シリンダ７、及び油路ａ３（第３の油路）を有している。ピストン５は、略円筒形状であって、略平行な表面５０ａと裏面５０ｂを有す例えば円形状の板５０、及び該円板５０の外周から裏面５０ｂを覆うように延出された円筒壁５１からなる。またスプリング６は、ばね荷重が比較的小さく設定された例えばコイルばねからなる。さらにシリンダ７は、上記ピストン５と同様に、油路ａ２において略円筒形状に形成された孔であって、内側面７ａと、底面７ｂとからなる。
【００４０】
図３の左半位置に示すピストンの表面５０ａは、油路ａ２を介す油圧の供給を阻止するように、開口部１２ａを閉塞している。シリンダ７は、開口部１２ａを閉塞する表面５０ａで油圧を受けて内側面７ａに沿って移動自在のピストン５、及び該移動方向に相反する方向（同図下方）にピストン５の裏面５０ｂを押圧するように付勢されたスプリング６を収納している。そしてスプリング６は、上述したように、その一端がピストンの裏面５０ｂに支持され、他端がシリンダの底面７ｂに支持されている。
【００４１】
また、図３の右半位置に示す油路ａ３は、ピストンの円筒壁５１とシリンダの内側面７ａが接しないように、シリンダ７において該内側面７ａから底面７ｂに懸けて、例えば溝を形成することにより、ピストンの裏面５０ｂと油路ａ２とを接続している。
【００４２】
なお、上述したように、略円筒形状からなるピストン５の一例を示したが、開口部１２ａを閉塞する表面５０ａと、油路ａ２と接続し得る裏面５０ｂとを有し、油圧を受けて移動自在であるものであればいずれのものであってもよく、例えば、上記筒の底面形状が円形に限られず、四角などの多角形でもよい。また筒状に限られず、板状であっても本発明を適用することができるが、ピストン５の移動を滑らかにし得るように、シリンダの内側面７ａに接する側面の移動方向に十分な長さを有すピストン５が好ましい。また、上述したように、油路ａ２に形成された孔からなるシリンダ７を有すチェックバルブ３の一例を示したが、上記孔からなるシリンダ７に限られず、例えば、図６（ｂ）に示す高分子樹脂からなるチェックバルブ４１であって、シリンダ４１ｂの側面に油路ａ３となる穴を穿設したのものであってよい。
【００４３】
次いで、図４に示す油圧制御装置１は、図３において説明した油圧制御装置１に、クラッチＣ３（他方の係合要素）の油圧回路を組み合わせ、ＲレンジにてブレーキＢ２（係合要素）及びクラッチＣ３を係止・係合及び解放を制御し得るように構成されたものであり、図４に示すように、リニアソレノイドバルブＳＬＣにより油圧を調圧制御する制御バルブ１４、及びクラッチＣ３用の油圧サーボ（その他の油圧サーボ）１５を備えている。
【００４４】
制御バルブ１４は、スプール１４ａ、バルブボディの孔からなるシリンダ１４ｂ、及びスプリング１４ｃを有しており、該シリンダ１４ｂは、図面上下方向に移動自在のスプール１４ａ、及び図中下方へ移動するスプール１４ａを押圧するスプリング１４ｃを収納している。また、シリンダ１４ｂには、油路ｂ及びオリフィス３０を介してリニアソレノイドバルブＳＬＣからの出力圧が供給される制御油室１４ｄが、図中上方に設けられており、さらに、フィードバック油室１４ｅが図中下方に設けられている。さらに、シリンダ１４ｂには、入力ポート１４ｆ、出力ポート１４ｇ、ドレーンポート１４ｈなどのポートが設けられている。
【００４５】
なお、上記リニアソレノイドバルブＳＬＣは、電磁部３１、及び調圧部３２から構成されており、該電磁部３１は、コイル３１ａ、及び該コイル３１ａに流される電流に応じて図面下方に移動自在のプランジャ３１ｂを有しており、また上記調圧部３２は、上記移動するプランジャ３１ｂにより押下されるスプール３２ａ、該押下されるスプール３２ａを付勢力により押圧して所定位置に保持自在とするスプリング３２ｂ、及び上記スプール３２ａ及びスプリング３２ｂを収納するバルブボディの孔からなるシリンダ３２ｃを有する。また、上記スプール３２ａには、モジュレータバルブ（不図示）にて低下・調圧されたモジュレータ圧が供給される入力ポート３３ａ、出力圧を制御バルブ１４の制御油室１４ａに供給する出力ポート３３ｂ、ドレーンポート３３ｃなどのポートが設けられている。
【００４６】
クラッチＣ３用の油圧サーボ１５は、上述したブレーキＢ２用の油圧サーボ１０と同様に、Ｒレンジにて、制御バルブ１４により調圧された油圧の供給により、図１に示すクラッチＣ３（他方の係合要素）を係合し、かつＮレンジにて、供給された油圧の排出により該クラッチＣ３を解放し得るように、該調圧された油圧により所定の係合トルクを制御自在に、クラッチＣ３の摩擦板を押圧し得るクラッチピストン（不図示）などを有している。
【００４７】
また、マニュアルバルブ９には、プライマリーレギュレータバルブ（不図示）からライン圧ＰＬが供給されるライン圧ポート９ａ、Ｒレンジへの切換えによりブレーキＢ２用の油圧サーボ１０に油圧を供給するＲレンジポート９ｂ、ドレーンポート（不図示）などのポートが設けられている。
【００４８】
そして、ライン圧ＰＬを供給するプライマリーレギュレータバルブ（不図示）は、上述したように、油路ｃ、ｃ１を介してマニュアルバルブ９のライン圧ポート９ａに接続されており、また油路ｃ、及びｃ２を介して制御バルブ１４の入力ポート１４ｆに接続されている。さらに、制御バルブ１４の出力ポート１４ｃは、油路ｄ、及びｄ１を介して油圧サーボ１５に接続されており、また油路ｄ、ｄ２、及びオリフィス３４を介して制御バルブ１４のフィードバック油室１４ｅに接続されている。なお、ライン圧ポート９ａからブレーキＢ２用の油圧サーボ１０までの油圧回路は、図３で説明した構成と同様なので、説明を省略する。
【００４９】
次いで、ＮレンジからＲレンジへの切換える際、及びＲレンジからＮレンジへの切換える際の油圧供給・排出制御における油圧制御装置１の作用について、図４及び図５に沿って説明する。図５は、油圧のタイムチャートで、（ａ）はＮレンジからＲレンジに切換える際の変化、（ｂ）はＲレンジからＮレンジに切換える際の変化を示す。
【００５０】
まず、ＮレンジからＲレンジに切換る際の油圧の変化について、図４及び図５（ａ）に沿って説明する。時点ｔ０前にあっては、Ｎレンジが維持されており、マニュアルバルブ９は、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０への油圧供給を阻止している。また、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａには電流が流されておらず、制御バルブ１４のスプール１４ａは図４に示す左半位置に保持され、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５への油圧供給も阻止されている。即ち、クラッチＣ３及びブレーキＢ２はいずれも解放状態にある。
【００５１】
時点ｔ０において、ドライバーがシフトレバーをＮレンジからＲレンジに操作すると、マニュアルバルブ９が、ライン圧ポート９ａとＲレンジポート９ｂを連通する。すると、Ｒレンジポート９ｂから油路ａ１にライン圧ＰＬが出力され、該油圧は、油路ａ１、ａ２のそれぞれに分岐される。油路ａ１を介す油圧は、小径オリフィス１１（φ２）を介して、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０に供給される。
【００５２】
一方、油路ａ２を介す油圧は、大径オリフィス１２（φ７．５）の開口部１２ａを閉塞するピストンの表面５０ａに作用するが、スプリング６は、上述したように比較的小さいばね荷重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５０ａが受ける力は、上記スプリング６の付勢力を速やかに越える。そして、ピストン５はシリンダ７の内側面７ａに沿って移動し始め、開放された開口部１２ａを介して、上記油圧は素早くブレーキＢ２用の油圧サーボ１０に供給される。これにより、油路ａ１、ａ２双方より油圧が供給され、ブレーキＢ２用の油圧サーボの油圧１０は、図５（ａ）の破線に示すように、速やかに上昇を開始する。
【００５３】
また、油路ａ２を介す油圧は、上述したように、開口部１２ａを介してブレーキＢ２用の油圧サーボ１０に供給されるが、これと共に油路ａ３を介してピストン５の裏面５０ｂと連通する。即ち、作動油はピストン５の円筒壁５１内にも流れ込み、油路ａ２を介す油圧は、ピストンの表面５０ａに作用されるだけでなく、ピストンの裏面５０ｂにも作用する。
【００５４】
一方、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａに所定値の電流が流され、リニアソレノイドバルブＳＬＣのスプール３２ａは、上記所定値の電流に応じた所定位置に保持される。すると、入力ポート３３ａが出力ポート３３ｂと所定割合で連通し、入力ポート３３ａに供給される油圧が調圧されると共に、該調圧された油圧が、油路ｂ及びオリフィス３０を介して制御バルブ１４の制御油室１４ｄに供給される。これにより、制御バルブ１４のスプール１４ａは、上記調圧された油圧に応じた図４に示す右半位置に保持され、制御バルブ１４の入力ポート１４ｆと出力ポート１４ｇが所定割合で連通し、該出力ポート１４ｇから、所定圧の油圧が、油路ｄ、及びｄ１を介して、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５に供給されると共に、油路ｄ、ｄ２、及びオリフィス３４を介して、制御バルブ１４のフィードバック油室１４ｅに供給される。そして、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５に供給された油圧は、クラッチピストン（不図示）を押圧することにより、図５（ａ）の実線に示すように、クラッチＣ３の摩擦板（不図示）をガタ詰めして、クラッチＣ３が係合トルクを有す直前の所定値に保持される。
【００５５】
時点ｔ１において、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０の油圧は、ライン圧ＰＬに達する。油圧がライン圧に達すると、作動油の流れが止まり、油路ａ２を介す油圧はいずれの場所においても略一定値となる。即ち、ピストンの表面５０ａと裏面５０ｂが受ける力が互いに相反する向きで、かつ略同じ大きさとなるので、該作用する力は相殺され、これにより、ピストン５が受ける力は、付勢されたスプリング６による付勢力のみとなるため、ピストン５はシリンダ７の内側面７ａに沿って移動して、開口部１２ａを閉塞すると共に、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０にライン圧ＰＬが供給された状態で、油路ａ２を遮断する。
【００５６】
時点ｔ２において、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａに所定値の電流が流され、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧を所定値に低下させ、該所定値に保持される。
【００５７】
時点ｔ３において、ライン圧ＰＬに達したブレーキＢ２用の油圧サーボ１０の油圧により、該油圧サーボ１０が有するブレーキピストン（不図示）がブレーキＢ２の摩擦板を押圧し、該ブレーキＢ２が係止される。
【００５８】
一方、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａの電流値を制御して、制御バルブ１４のスプール１４ａを図面下方へゆっくり移動することより、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧は比較的小さい勾配で上昇する。これにより、時点ｔ４において該油圧は係合トルクに達するが、クラッチＣ３は変速ショックのないように係合し、時点ｔ５において、上記油圧は、係合トルクが次第に増加するように比較的大きい勾配で上昇し、そして時点ｔ６において、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧は、ライン圧ＰＬに達する。これにより、ＮレンジからＲレンジへの切換えにおける油圧制御が完了する。なお、図５に示す実線は、リニアソレノイドバルブＳＬＣの信号圧を示すものであり、実際の制御バルブ１４によるクラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧は、滑らかに変化する。
【００５９】
次いで、ＲレンジからＮレンジに切換る際の油圧の変化について、図４及び図５（ｂ）に沿って説明する。時点ｔ１０前にあっては、Ｒレンジが維持されており、マニュアルバルブ９は、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０への油圧供給を許容している。また、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａには所定値の電流が流されており、制御バルブ１４のスプール１４ａは図４に示す右半位置に保持され、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５への油圧供給も許容されている。即ち、クラッチＣ３及びブレーキＢ２用の油圧サーボ１０、１５の油圧は、いずれもライン圧ＰＬに保持されており、クラッチＣ３及びブレーキＢ２は係合・係止状態にある。
【００６０】
時点ｔ１０において、ドライバーがシフトレバーを操作してＲレンジからＮレンジに切換えると、マニュアルバルブ９は、Ｒレンジポート９ｂとドレーンポート（不図示）を連通する。この際、チェックバルブ３のピストン５は、上述したように、開口部１２ａの閉塞を維持しているので、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０に供給された油圧は、油路ａ２からの排出が阻止され、油路ａ１の小径オリフィス１１を介し、作動油の流量が絞られて上記ドレーンポート（不図示）からドレーンされる。即ち、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０の油圧は、図５（ｂ）の破線に示すように、急激に低下することなくゆっくりと低下する。
【００６１】
一方、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧は、リニアソレノイドバルブＳＬＣのコイル３１ａに流す電流が制御され、スプール３２ａは該制御された電流に応じて所定位置に保持され、図５（ｂ）の実線に示すように、所定値まで低下し、該所定値を初期値として所定の勾配で低下する。つまり、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧が、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０の油圧を超えることがないように、コイル３１ａに流す電流が制御される。
【００６２】
ところで、従来の油圧制御装置１ｃ（図６参照）において、スプリングのばね荷重を比較的小さくした場合、油圧の排出の際、ピストン５が開口部１２ａを速やかに閉塞しないため、図５（ｂ）の一点破線を示すように、油圧は急激に低下し、時点ｔ１１において、ブレーキＢ２用の油圧サーボ１０の油圧は、クラッチＣ３用の油圧サーボ１５の油圧より小さくなり、時点ｔ１２において、クラッチＣ３がまだ係合されてる状態で、ブレーキＢ２が開放されてしまう場合がある。
【００６３】
一方、本発明に係る油圧制御装置１にあっては、上述したように、油圧排出の際、チェックバルブ３のピストン５が、開口部１２ａの閉塞を維持しているため、上述した従来の油圧制御装置１ｃのように、油圧が急激に低下することなく、油路ａ１のみを介して油圧が排出されることによりゆっくりと低下する。即ち、時点ｔ１３において、クラッチＣ３が開放された後に、時点ｔ１４において、ブレーキＢ２が開放される。
【００６４】
以上のように、本発明による実施の形態では、油圧の供給の際、油路ａ３（第３の油路）を介してピストンの裏面５０ｂと油路ａ２（第２の油路）とが連通し、ピストンの表面５０ａと裏面５０ｂが受ける力が互いに相殺され、チェックバルブ３のスプリング６の付勢力のみによりピストン５が押圧されて開口部１２ａが閉塞するので、開口部１２ａを速やかに解放するためにスプリング６のばね荷重を比較的小さくすることができ、油圧の排出の際にあっては、ピストン５により開口部１２ａを予め閉塞することができる。これにより、油圧サーボ１０への速やかな油圧供給と、ゆっくりとした油圧排出の両立を確実にすることができ、ＮレンジからＲレンジへの切換えに際し、クラッチＣ３の係合に遅れてブレーキＢ２が係合することを防止すると共に、ＲレンジからＮレンジへの切換えに際し、クラッチＣ３の解放に先んじてブレーキＢ２が解放することを防止し、スムーズな動力伝達を確実なものとすることができる。
【００６５】
また、作動油の流量に関係なくスプリング６のばね荷重を小さくすることができるので、ばね荷重が比較的小さいスプリング６と、比較的大きな絞り径の開口部１２ａを閉塞し得る大きさのピストン５と、を有すチェックバルブ３を、油圧制御装置１が備えることより、開口部の絞り径がいずれの大きさであっても、該絞り径に応じてチェックバルブ３のサイズを変更する必要がなくなり、安価な油圧制御装置１を得ることができる。
【００６６】
さらに、上記チェックバルブ３は、例えば自動変速機２の下方に取付けるような、取付け方向が横置きの油圧制御装置１にしか使用できないチェックボールと異なり、取付け方向に関係ないので、油圧制御装置１のいずれの取り付け方向においても使用することができる。
【００６７】
なお、上述した実施の形態において、ブレーキＢ２を係合要素の一例として示したが、速やかに締結し、かつゆっくりと解放する必要がある係合要素であればいずれのものであってもよく、例えば、ニュートラルレンジとクラッチＣ１との切換えにおいても本発明を適用することができる。即ち、非走行レンジと走行レンジとの切換えであれば、ＮレンジとＲレンジとの切換えに限らず本発明を適用することができる。
【００６８】
また、上述した実施の形態において、油圧サーボ１０に油圧を速やかに供給し、かつゆっくりと排出するように、チェックバルブ３を開口部１２ａの油圧サーボ１０側に設けた一例を示したが、上述したチェックバルブ３を、開口部１２ａのマニュアルバルブ９側に設け、油圧サーボ１０に油圧をゆっくりと供給し、かつ速やかに排出することも可能である。
【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】クラッチＣ３の油圧回路を組み合わせ油圧制御装置を示す一部省略概略図。
【図５】油圧のタイムチャートで、（ａ）はＮレンジからＲレンジに切換える際の変化、（ｂ）はＲレンジからＮレンジに切換える際の変化。
【図６】従来の油圧制御装置を示す図で、（ａ）は比較的小さい絞り径のオリフィスに応じた小型のチェックバルブを用いた場合、（ｂ）は比較的大きい絞り径のオリフィスに応じた大型のチェックバルブを用いた場合、（ｃ）は比較的大きい絞り径のオリフィスに応じて油路に形成した大型のチェックバルブを用いた場合。
【符号の説明】
１　油圧制御装置
２　自動変速機
３　チェックバルブ
５　ピストン
５０ａ　ピストンの表面
５０ｂ　ピストンの裏面
６　スプリング
７　シリンダ
９　油圧供給排出手段（マニュアルバルブ）
１０　油圧サーボ（ブレーキＢ２用の油圧サーボ）
１１　オリフィス
１２ａ　開口部
１４　制御バルブ
１５　その他の油圧サーボ（クラッチＣ３用の油圧サーボ）
ａ１　第１の油路
ａ２　第２の油路
ａ３　第３の油路
Ｂ２　係合要素（ブレーキ）
Ｃ３　他方の係合要素（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, a check ball or the like is used as a check valve in a hydraulic control device that is disposed below (in a horizontal direction) below an automatic transmission. Since the hydraulic control device cannot be disposed in the vertical direction, a check valve or the like that can be used regardless of the direction is used in the hydraulic control device that is disposed vertically.
[0003]
6A and 6B are diagrams showing a conventional hydraulic control device. FIG. 6A shows a case where a small check valve corresponding to an orifice having a relatively small throttle diameter is used, and FIG. 6B shows a diagram according to an orifice having a relatively large throttle diameter. (C) is a case where a large check valve formed in an oil passage according to an orifice having a relatively large throttle diameter is used. As shown in FIG. 6A, the conventional hydraulic control devices 1a, 1b, and 1c have a relatively small throttle diameter (a) as shown in FIG. An orifice 13 having an opening 13a of φ2) is provided, and an opening 12a of a relatively large aperture diameter (φ7.5) is provided as shown in FIGS. An orifice 12 (referred to as an orifice for convenience) is provided.
[0004]
The small and large check valves 40 and 41 shown in FIGS. 6A and 6B have pistons 40a and 41a and cylinders 40b and 41b made of, for example, a polymer resin, and springs (not shown). In the holes 40c and 41c. The large check valve 42 formed in the oil passage a2 shown in FIG. 6 (c) has a cylinder 70 formed of a hole formed in the oil passage a2, and the cylinder 70 is provided via the biased spring 6 in the same manner as described above. Thus, the piston 5 is housed in the cylinder 70.
[0005]
The small check valve 40 is provided in the orifice 13 having a relatively small aperture diameter (φ2). When the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servo 10, the relatively large aperture diameter is required. The large check valves 41 and 42 are provided in the (φ7.5) orifice 12. Accordingly, when supplying the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10, the pistons 40a, 41a, and 5 receive the hydraulic pressure to open the openings 13a and 12a, thereby permitting the supply of the hydraulic pressure through the oil passage a2. In the hydraulic control devices 1b and 1c using the check valves 41 and 42, the hydraulic pressure is supplied more quickly by the orifice 12 having a relatively large throttle diameter than in the hydraulic control device 1a using the small check valve 40. On the other hand, when the supplied hydraulic pressure is discharged from the hydraulic servo 10, the pistons 40a, 41a, and 5 close the openings 13a and 12a by the biased spring, and the discharge of the hydraulic pressure via the oil passage a2 is prevented. The hydraulic control devices 1b and 1c using the large check valves 41 and 42 slowly discharge the hydraulic pressure through the orifice 11, similarly to the hydraulic control device 1a using the small check valve 40.
[0006]
That is, the large-sized check valves 41 and 42 allow the hydraulic servo 10 to quickly supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 by permitting / blocking the supply of the hydraulic pressure through the oil passage a2 having the orifice 12 of the opening 12a having the relatively large throttle diameter. And the supplied hydraulic pressure can be slowly discharged. For example, when the brakes of the automatic transmission 2 are locked and released by the hydraulic control devices 1b and 1c, the brakes are locked earlier than the engagement of the clutch, and the brake is released later than the release of the clutch. It could be released and smooth power transmission was possible.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in order to ensure rapid oil pressure supply, as described above, it is necessary not only to allow the oil pressure to be supplied through the oil passage a2 but also to quickly open the opening 12a during the supply. is there. On the other hand, in order to ensure a slow oil pressure discharge, it is necessary not only to prevent the oil pressure from being discharged through the oil passage a2, but also to close the opening 12a promptly during the discharge.
[0008]
However, in the check valves 41 and 42, in order to quickly open the opening 12a, the springs 6 of the springs 6 are moved so that the pistons 41a and 5 can move with a relatively small hydraulic pressure that starts rising due to the supply. The load must be as small as possible. On the other hand, in order to close the opening 12a promptly, it is necessary to increase the spring load, contrary to the above, so that the pistons 41a and 5 can move with a relatively large oil pressure which starts to decrease due to discharge. is there. Therefore, it is difficult to reliably supply the hydraulic pressure quickly and discharge the hydraulic pressure slowly. For example, when the spring load of the spring is made relatively small in order to quickly supply the hydraulic pressure, the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servo 10, but when the hydraulic pressure is discharged, the opening 12a is returned to the position for closing the opening 12a. Since the speeds of the pistons 41a and 5 to be reduced become small, there is a possibility that the opening 12a is not quickly closed and the hydraulic pressure is quickly discharged. Thus, for example, when the brakes of the automatic transmission 2 are locked and released by the hydraulic control devices 1b and 1c, the brakes are released earlier than the release of the clutch, and smooth power transmission cannot be performed. There is a fear.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
Accordingly, the present invention provides a hydraulic control apparatus for an automatic transmission, which solves the above-described problem by providing the hydraulic control apparatus for an automatic transmission with a check valve having a cylinder forming a third oil passage. It is intended to do so.
[0010]
The present invention according to claim 1 (see, for example, FIG. 3) includes a hydraulic pressure supply / discharge means (9) for supplying / discharging a hydraulic pressure, engaging an engagement element (for example, a brake or a clutch) by supplying the hydraulic pressure, and A hydraulic servo (10) for releasing the engagement element (for example, a brake or a clutch) by discharging hydraulic pressure, and a first oil passage (a1) between the hydraulic supply / discharge means (9) and the hydraulic servo (10). ), An orifice (11) interposed in the hydraulic control device (1) for the automatic transmission (2).
The orifice (11) is interposed in a second oil passage (a2) where the first oil passage (a1) is connected to the hydraulic supply / discharge means (9) and the hydraulic servo (10). A check valve (3), the surface (50a) of which closes an opening (12a) communicating with the second oil passage (a2) and the hydraulic supply / discharge means (9) at the surface (50a). A piston (5) that moves so as to open the opening (12a) in response to the hydraulic pressure supplied from the controller, and a spring (6) that presses the piston (5) in a direction opposite to the moving direction. A third oil passage (a3) that supports the spring (6), houses the piston (5), and connects the back surface (50b) of the piston (5) to the second oil passage (a2). ) Forming the check bar having a cylinder (7); Bed (3), consisting comprise,
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2).
The term “engagement” is a concept including locking.
[0011]
According to a second aspect of the present invention (for example, see FIG. 3), the hydraulic supply / discharge means is at least a manual valve (9) for switching between a non-travel range and a travel range.
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 1.
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]
In the present invention according to claim 3 (for example, see FIG. 3), the hydraulic pressure supply / discharge means (9) supplies the hydraulic pressure by switching from the non-traveling (for example, N) range to the traveling (for example, R) range. And the hydraulic pressure is discharged by switching from the traveling (eg, R) range to the non-traveling (eg, N) range,
The hydraulic servo (10) locks the engaging element (for example, B2) by supplying the hydraulic pressure in the traveling (for example, R) range and discharges the hydraulic pressure in the non-traveling (for example, N) range. Release the engagement element (eg, B2);
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 2.
[0013]
The present invention according to claim 4 (see, for example, FIG. 4 or FIG. 5) includes a control valve (14) for regulating the hydraulic pressure,
The other engaging element (for example, C3) is engaged by the supply of the regulated hydraulic pressure in the traveling (for example, R) range, and the other engagement element is discharged by discharging the hydraulic pressure in the non-traveling (for example, N) range. Another hydraulic servo (15) for releasing the engagement element (for example, C3),
When switching from the non-traveling (for example, N) range to the traveling (for example, R) range, the engaging element (for example, B2) is locked earlier than the engagement of the other engaging element (for example, C3). When switching from the (for example, R) range to the non-traveling (for example, N) range, the engagement element (for example, B2) is released later than the release of the other engagement element (for example, C3).
A hydraulic control device (1) for an automatic transmission (2) according to claim 3.
[0014]
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.
[0015]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, when the hydraulic pressure is supplied, the piston of the check valve receives the hydraulic pressure to open the opening, and the back surface of the piston and the second hydraulic path are connected via the third hydraulic path. Communicate with each other, the forces received by the front and back surfaces of the piston cancel each other, and the piston is pressed only by the urging force of the spring of the check valve to close the opening, so that the spring of the spring is used to quickly release the opening. The load can be made relatively small, and the opening can be previously closed by the piston when the hydraulic pressure is discharged. As a result, it is possible to ensure both the prompt supply of hydraulic pressure to the hydraulic servo and the slow discharge of hydraulic pressure. In addition, since the spring load of the spring can be reduced regardless of the flow rate of the oil, a spring having a relatively small spring load and a piston having a size capable of closing an opening having a relatively large throttle diameter are provided. Since the check valve is provided in the hydraulic control device, it is not necessary to change the size of the check valve according to the diameter of the aperture regardless of the size of the aperture in the opening. Obtainable.
[0016]
According to the present invention, when the manual valve is switched from the non-travel range to the travel range, the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servo, and the manual valve is switched from the travel range to the non-travel range. Since the hydraulic pressure is quickly discharged from the hydraulic servo, it is possible to ensure both rapid hydraulic supply and slow hydraulic discharge according to the operation of the manual valve by operating the shift lever and the like. .
[0017]
According to the third aspect of the present invention, when the driving range is switched from the non-traveling range to the traveling range, the engaging element is quickly locked by the supplied hydraulic pressure, and when the switching is performed from the traveling range to the non-traveling range, the hydraulic pressure is discharged. Since the engaging element is slowly released by the switch, when switching from a non-traveling range such as a neutral range to a traveling range such as a reverse range, the engagement of the engaging element such as a quick brake, and When switching to the neutral range, it is possible to ensure both release of the brake slowly.
[0018]
According to the present invention, when switching from the non-traveling range to the traveling range, the engaging element is locked more quickly than the other engaging element is engaged, and the switching from the traveling range to the non-traveling range is performed. At this time, since the engagement element is slowly released after the other engagement element is released, the engagement element such as the brake is engaged with the engagement of the other engagement element such as the clutch, and Release of the brake prior to release of the clutch can be prevented, thereby ensuring smooth power transmission.
[0019]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0020]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission. As shown in FIG. 1, an 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 clutches and brakes (engaging elements) including friction plates and the like. , And a differential gear 22, and 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 control the engagement and release of the clutch and brake.
[0021]
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.
[0022]
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.
[0023]
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.
[0024]
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.
[0025]
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.
[0026]
In the first speed (1ST) in the drive (D) range (running 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 prevented by the one-way clutch F1. Is done. 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.
[0027]
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.
[0028]
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.
[0029]
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.
[0030]
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.
[0031]
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.
[0032]
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.
[0033]
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.
[0034]
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 FIGS. FIG. 3 is a partially omitted schematic diagram showing a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention, and FIG. 4 is a partially omitted schematic diagram showing a hydraulic control device combining a hydraulic circuit of a clutch C3. FIGS. 3 and 4 are schematic diagrams 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. .
[0035]
As described above, the hydraulic control device 1 according to the present invention is configured to be able to control engagement and release of the brake B2 (engagement element) in the R range, as shown in FIG. , A manual valve 9, a hydraulic servo 10, an orifice 11, and a check valve 3.
[0036]
The manual valve 9 is a hydraulic pressure supply / discharge means for supplying / discharging the hydraulic pressure, and will be described later so that each range (P, R, N, D) can be switched by operating means (not shown) such as a shift lever. It has a predetermined port.
[0037]
The hydraulic servo 10 is a hydraulic servo for the brake B2. The hydraulic servo 10 receives the hydraulic pressure supplied by the manual valve 9, locks the brake B2, and releases the brake B2 by discharging the supplied hydraulic pressure. And a brake piston (not shown) capable of pressing the friction plate of the brake B2.
[0038]
The manual valve 9 and a hydraulic servo 10 for the brake B2 are connected by an oil passage a1 (first oil passage) via an orifice 11 having a small diameter such as φ2. The manual valve 9 side of a1 and the hydraulic servo 10 side for the brake B2 are connected via an oil passage a2 (second oil passage) arranged in parallel with the oil passage a1 in which the small-diameter orifice 11 is interposed. An orifice 12 having an opening 12a having a large throttle diameter such as 7.5 is provided in the oil passage a2, and a check valve 3 is provided on the hydraulic servo 10 side of the opening 12a. Is provided.
[0039]
As described above, the check valve 3 is interposed in the second oil passage a2, and has the piston 5, the spring 6, the cylinder 7, and the oil passage a3 (third oil passage). The piston 5 has a substantially cylindrical shape, for example, a circular plate 50 having a substantially parallel surface 50a and a back surface 50b, and a cylindrical wall 51 extending from the outer periphery of the disk 50 to cover the back surface 50b. Consists of The spring 6 is made of, for example, a coil spring having a relatively small spring load. Further, similarly to the piston 5, the cylinder 7 is a substantially cylindrical hole formed in the oil passage a2, and includes an inner side surface 7a and a bottom surface 7b.
[0040]
The piston surface 50a shown in the left half position of FIG. 3 closes the opening 12a so as to prevent the supply of the hydraulic pressure through the oil passage a2. The cylinder 7 receives the oil pressure at the front surface 50a that closes the opening 12a, and moves the piston 5 along the inner surface 7a, and presses the back surface 50b of the piston 5 in a direction opposite to the moving direction (downward in the figure). The spring 6 which is urged to move is stored. As described above, the spring 6 has one end supported by the back surface 50b of the piston and the other end supported by the bottom surface 7b of the cylinder.
[0041]
An oil passage a3 shown in the right half position of FIG. 3 is formed with a groove extending from the inner surface 7a to the bottom surface 7b in the cylinder 7 so that the cylindrical wall 51 of the piston does not contact the inner surface 7a of the cylinder. By doing so, the back surface 50b of the piston and the oil passage a2 are connected.
[0042]
As described above, the example of the piston 5 having a substantially cylindrical shape has been described, but the piston 5 has a front surface 50a for closing the opening 12a and a rear surface 50b that can be connected to the oil passage a2. Any shape may be used as long as it is free. For example, the bottom shape of the cylinder is not limited to a circle, but may be a polygon such as a square. The present invention is not limited to a cylindrical shape, and can be applied to a plate shape. Is preferred. Further, as described above, an example of the check valve 3 having the cylinder 7 having the hole formed in the oil passage a2 has been described. However, the present invention is not limited to the cylinder 7 having the hole, and for example, FIG. The illustrated check valve 41 may be made of a polymer resin, and may have a hole serving as an oil passage a3 formed in a side surface of the cylinder 41b.
[0043]
Next, the hydraulic control device 1 shown in FIG. 4 combines the hydraulic circuit of the clutch C3 (the other engagement element) with the hydraulic control device 1 described in FIG. As shown in FIG. 4, the clutch C3 is configured to control locking / engaging and release of the clutch C3. As shown in FIG. 4, a control valve 14 for controlling the hydraulic pressure by a linear solenoid valve SLC and a clutch C3 are provided. A hydraulic servo (other hydraulic servo) 15 is provided.
[0044]
The control valve 14 has a spool 14a, a cylinder 14b having a hole in a valve body, and a spring 14c. The spool 14a is movable vertically in the drawing, and the spool 14a is moved downward in the drawing. The spring 14c that presses is stored. In the cylinder 14b, a control oil chamber 14d to which the output pressure from the linear solenoid valve SLC is supplied via the oil passage b and the orifice 30 is provided at an upper part in the drawing, and further, a feedback oil chamber 14e is provided. It is provided below in the figure. Further, the cylinder 14b is provided with ports such as an input port 14f, an output port 14g, and a drain port 14h.
[0045]
The linear solenoid valve SLC includes an electromagnetic unit 31 and a pressure adjusting unit 32. The electromagnetic unit 31 is movable downward in the drawing in accordance with a coil 31a and a current flowing through the coil 31a. The plunger 31b has a plunger 31b, and the pressure adjusting section 32 has a spool 32a pressed by the moving plunger 31b, and a spring 32b that presses the pressed spool 32a by an urging force so as to be freely held at a predetermined position. , And a cylinder 32c formed of a hole in the valve body that houses the spool 32a and the spring 32b. The spool 32a has an input port 33a to which a modulator pressure reduced and regulated by a modulator valve (not shown) is supplied, an output port 33b to supply an output pressure to the control oil chamber 14a of the control valve 14, Ports such as a drain port 33c are provided.
[0046]
The hydraulic servo 15 for the clutch C3, like the hydraulic servo 10 for the brake B2 described above, supplies the hydraulic pressure regulated by the control valve 14 in the R range to supply the clutch C3 shown in FIG. The clutch C3 is controlled by the adjusted hydraulic pressure so that the clutch C3 can be released by discharging the supplied hydraulic pressure in the N range. And a clutch piston (not shown) capable of pressing the friction plate.
[0047]
The manual valve 9 has a line pressure port 9a to which a line pressure PL is supplied from a primary regulator valve (not shown), and an R range port 9b which supplies a hydraulic pressure to a hydraulic servo 10 for the brake B2 by switching to the R range. And a drain port (not shown).
[0048]
The primary regulator valve (not shown) that supplies the line pressure PL is connected to the line pressure port 9a of the manual valve 9 via the oil passages c and c1, as described above. It is connected to the input port 14f of the control valve 14 via c2. Further, the output port 14c of the control valve 14 is connected to the hydraulic servo 15 via oil passages d and d1, and the feedback oil chamber 14e of the control valve 14 via the oil passages d and d2 and the orifice 34. It is connected to the. The hydraulic circuit from the line pressure port 9a to the hydraulic servo 10 for the brake B2 has the same configuration as that described with reference to FIG.
[0049]
Next, the operation of the hydraulic control device 1 in the hydraulic pressure supply / discharge control when switching from the N range to the R range and when switching from the R range to the N range will be described with reference to FIGS. 4 and 5. FIGS. 5A and 5B are time charts of the hydraulic pressure. FIG. 5A shows a change when switching from the N range to the R range, and FIG. 5B shows a change when switching from the R range to the N range.
[0050]
First, a change in hydraulic pressure when switching from the N range to the R range will be described with reference to FIGS. 4 and 5A. Before the time point t0, the N range is maintained, and the manual valve 9 blocks the supply of the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 for the brake B2. Further, no current flows through the coil 31a of the linear solenoid valve SLC, the spool 14a of the control valve 14 is held at the left half position shown in FIG. Have been. That is, both the clutch C3 and the brake B2 are in the released state.
[0051]
At time t0, when the driver operates the shift lever from the N range to the R range, the manual valve 9 connects the line pressure port 9a and the R range port 9b. Then, the line pressure PL is output from the R range port 9b to the oil passage a1, and the oil pressure is branched to the oil passages a1 and a2. The hydraulic pressure via the oil passage a1 is supplied to the hydraulic servo 10 for the brake B2 via the small-diameter orifice 11 (φ2).
[0052]
On the other hand, the oil pressure via the oil passage a2 acts on the surface 50a of the piston closing the opening 12a of the large-diameter orifice 12 (φ7.5), but the spring 6 applies a relatively small spring load as described above. Since the pressure is set, the force applied to the surface 50a from the relatively small oil pressure, which has just started to increase, immediately exceeds the urging force of the spring 6. Then, the piston 5 starts to move along the inner side surface 7a of the cylinder 7, and the hydraulic pressure is quickly supplied to the hydraulic servo 10 for the brake B2 via the opened opening 12a. As a result, the oil pressure is supplied from both the oil passages a1 and a2, and the oil pressure 10 of the hydraulic servo for the brake B2 immediately starts rising as shown by the broken line in FIG.
[0053]
As described above, the hydraulic pressure via the oil passage a2 is supplied to the hydraulic servo 10 for the brake B2 via the opening 12a, and at the same time, communicates with the back surface 50b of the piston 5 via the oil passage a3. I do. That is, the hydraulic oil also flows into the cylindrical wall 51 of the piston 5, and the oil pressure via the oil passage a2 acts not only on the front surface 50a of the piston but also on the back surface 50b of the piston.
[0054]
On the other hand, a current of a predetermined value flows through the coil 31a of the linear solenoid valve SLC, and the spool 32a of the linear solenoid valve SLC is held at a predetermined position corresponding to the current of the predetermined value. Then, the input port 33a communicates with the output port 33b at a predetermined ratio, the hydraulic pressure supplied to the input port 33a is regulated, and the regulated hydraulic pressure is supplied to the control valve via the oil passage b and the orifice 30. It is supplied to 14 control oil chambers 14d. Thereby, the spool 14a of the control valve 14 is held at the right half position shown in FIG. 4 corresponding to the adjusted oil pressure, and the input port 14f and the output port 14g of the control valve 14 communicate with each other at a predetermined ratio. From the output port 14g, a predetermined oil pressure is supplied to the hydraulic servo 15 for the clutch C3 via oil passages d and d1, and the control valve 14 via oil passages d and d2 and the orifice 34. Is supplied to the feedback oil chamber 14e. Then, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo 15 for the clutch C3 presses a clutch piston (not shown) to cause a friction plate (not shown) of the clutch C3 to move as shown by a solid line in FIG. The play is reduced to a predetermined value immediately before the clutch C3 has the engagement torque.
[0055]
At time t1, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 10 for the brake B2 reaches the line pressure PL. When the oil pressure reaches the line pressure, the flow of the hydraulic oil stops, and the oil pressure via the oil passage a2 becomes a substantially constant value at any location. That is, since the forces received by the front surface 50a and the rear surface 50b of the piston are opposite to each other and have substantially the same magnitude, the acting forces are canceled out, and the force received by the piston 5 is reduced by the biased spring. 6, the piston 5 moves along the inner surface 7a of the cylinder 7, closes the opening 12a, and the line pressure PL is supplied to the hydraulic servo 10 for the brake B2. , Shut off the oil passage a2.
[0056]
At time point t2, a current of a predetermined value is supplied to the coil 31a of the linear solenoid valve SLC, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3 is reduced to a predetermined value and is maintained at the predetermined value.
[0057]
At time point t3, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 10 for the brake B2 that has reached the line pressure PL causes a brake piston (not shown) of the hydraulic servo 10 to press the friction plate of the brake B2, and the brake B2 is locked. You.
[0058]
On the other hand, by controlling the current value of the coil 31a of the linear solenoid valve SLC and slowly moving the spool 14a of the control valve 14 downward in the drawing, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3 increases with a relatively small gradient. . Thus, at time t4, the hydraulic pressure reaches the engagement torque, but the clutch C3 is engaged without shifting shock, and at time t5, the hydraulic pressure has a relatively large gradient so that the engagement torque gradually increases. At time t6, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3 reaches the line pressure PL. Thereby, the hydraulic control in switching from the N range to the R range is completed. The solid line shown in FIG. 5 indicates the signal pressure of the linear solenoid valve SLC, and the actual hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3 by the control valve 14 changes smoothly.
[0059]
Next, a change in hydraulic pressure when switching from the R range to the N range will be described with reference to FIGS. 4 and 5B. Before the time point t10, the R range is maintained, and the manual valve 9 allows supply of hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 for the brake B2. Further, a current of a predetermined value is applied to the coil 31a of the linear solenoid valve SLC, the spool 14a of the control valve 14 is held at the right half position shown in FIG. 4, and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 15 for the clutch C3. Is also acceptable. That is, the hydraulic pressures of the hydraulic servos 10 and 15 for the clutch C3 and the brake B2 are both maintained at the line pressure PL, and the clutch C3 and the brake B2 are in the engaged / locked state.
[0060]
At time t10, when the driver operates the shift lever to switch from the R range to the N range, the manual valve 9 communicates the R range port 9b with a drain port (not shown). At this time, since the piston 5 of the check valve 3 keeps the opening 12a closed as described above, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo 10 for the brake B2 is prevented from being discharged from the oil passage a2. Then, the flow rate of the hydraulic oil is reduced through the small-diameter orifice 11 of the oil passage a1 and drained from the drain port (not shown). That is, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 10 for the brake B2 gradually decreases without sharply decreasing as shown by the broken line in FIG. 5B.
[0061]
On the other hand, as for the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3, the current flowing through the coil 31a of the linear solenoid valve SLC is controlled, and the spool 32a is held at a predetermined position according to the controlled current. As shown by the solid line, the temperature decreases to a predetermined value, and the predetermined value decreases at a predetermined gradient as an initial value. That is, the current flowing through the coil 31a is controlled so that the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3 does not exceed the hydraulic pressure of the hydraulic servo 10 for the brake B2.
[0062]
By the way, in the conventional hydraulic control device 1c (see FIG. 6), when the spring load of the spring is relatively small, the piston 5 does not quickly close the opening 12a when the hydraulic pressure is discharged. As shown by the one-dot broken line, at time t11, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 10 for the brake B2 becomes smaller than the hydraulic pressure of the hydraulic servo 15 for the clutch C3, and at time t12, the clutch C3 The brake B2 may be released while still engaged.
[0063]
On the other hand, in the hydraulic control device 1 according to the present invention, as described above, the piston 5 of the check valve 3 keeps the opening 12a closed when the hydraulic pressure is discharged. As in the case of the control device 1c, the oil pressure does not drop sharply but drops slowly only when the oil pressure is discharged only through the oil passage a1. That is, after the clutch C3 is released at time t13, the brake B2 is released at time t14.
[0064]
As described above, in the embodiment according to the present invention, the back surface 50b of the piston communicates with the oil passage a2 (the second oil passage) via the oil passage a3 (the third oil passage) when the hydraulic pressure is supplied. Then, the forces received by the front surface 50a and the back surface 50b of the piston are canceled each other, and the piston 5 is pressed only by the urging force of the spring 6 of the check valve 3, and the opening 12a is closed, so that the opening 12a is quickly released. Therefore, the spring load of the spring 6 can be made relatively small, and when the hydraulic pressure is discharged, the opening 12a can be closed by the piston 5 in advance. As a result, it is possible to reliably supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 quickly and to release the hydraulic pressure slowly, and when switching from the N range to the R range, the brake B2 is delayed with the engagement of the clutch C3. In addition to preventing the engagement, the brake B2 is prevented from being released prior to the release of the clutch C3 when switching from the R range to the N range, so that smooth power transmission can be ensured.
[0065]
Further, since the spring load of the spring 6 can be reduced irrespective of the flow rate of the hydraulic oil, the spring 6 having a relatively small spring load and the piston 5 having a size capable of closing the opening 12a having a relatively large throttle diameter are provided. Since the hydraulic control device 1 is provided with the check valve 3 having the following formulas, it is necessary to change the size of the check valve 3 according to the aperture diameter regardless of the aperture diameter of the opening. Thus, an inexpensive hydraulic control device 1 can be obtained.
[0066]
Furthermore, since the check valve 3 is not related to the mounting direction, unlike a check ball which can be used only for the hydraulic control device 1 in which the mounting direction is, for example, mounted below the automatic transmission 2, the mounting direction is different from the hydraulic control device 1, Can be used in any of the mounting directions.
[0067]
In the above-described embodiment, the brake B2 is shown as an example of the engagement element. However, any brake element that needs to be quickly engaged and released slowly may be used. For example, the present invention can be applied to switching between the neutral range and the clutch C1. That is, the present invention can be applied to switching between the non-traveling range and the traveling range without being limited to the switching between the N range and the R range.
[0068]
Further, in the above-described embodiment, an example is shown in which the check valve 3 is provided on the hydraulic servo 10 side of the opening 12a so as to supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 quickly and discharge it slowly. It is also possible to provide the check valve 3 provided on the manual valve 9 side of the opening 12a so as to slowly supply the hydraulic pressure to the hydraulic servo 10 and quickly discharge it.
[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.
FIG. 4 is a partially omitted schematic diagram showing a hydraulic control device that combines a hydraulic circuit of a clutch C3.
FIG. 5 is a time chart of hydraulic pressure, wherein (a) shows a change when switching from N range to R range, and (b) shows a change when switching from R range to N range.
6A and 6B are diagrams showing a conventional hydraulic control device. FIG. 6A shows a case where a small check valve corresponding to an orifice having a relatively small throttle diameter is used, and FIG. 6B shows a diagram according to an orifice having a relatively large throttle diameter. (C) shows a case where a large check valve formed in an oil passage according to an orifice having a relatively large throttle diameter is used.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic control device
2 Automatic transmission
3 Check valve
5 piston
50a Piston surface
50b Back side of piston
6 Spring
7 cylinder
9 Hydraulic supply / discharge means (manual valve)
10 Hydraulic servo (hydraulic servo for brake B2)
11 orifice
12a opening
14 Control valve
15 Other hydraulic servo (hydraulic servo for clutch C3)
a1 First oil path
a2 Second oil path
a3 Third oil path
B2 engagement element (brake)
C3 The other engagement element (clutch)

Claims (4)

油圧を供給・排出する油圧供給排出手段と、前記油圧の供給により係合要素を係合しかつ前記油圧の排出により前記係合要素を解放する油圧サーボと、前記油圧供給排出手段と前記油圧サーボとの間の第１の油路に介在するオリフィスと、を備えてなる自動変速機の油圧制御装置において、
前記オリフィスに対して前記第１の油路の前記油圧供給排出手段側と前記油圧サーボ側とが接続された第２の油路に介在するチェックバルブであって、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供給排出手段から供給される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ピストンを押圧するスプリングと、該スプリングを支持すると共に前記ピストンを収納しかつ前記ピストンの裏面と前記第２の油路とが接続された第３の油路を形成するシリンダと、を有す前記チェックバルブ、を備えてなる、
ことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。Hydraulic supply / discharge means for supplying / discharging hydraulic pressure, hydraulic servo for engaging an engaging element by supplying the hydraulic pressure, and releasing the engaging element by discharging the hydraulic pressure, hydraulic supply / discharge means, and the hydraulic servo And an orifice interposed in the first oil passage between the hydraulic control device and the automatic transmission.
A check valve interposed in a second oil passage connected to the hydraulic supply / discharge means side and the hydraulic servo side of the first oil passage with respect to the orifice, the surface of which is the second oil passage. A piston that closes an opening communicating with the piston and moves to open the opening in response to the oil pressure supplied from the oil pressure supply / discharge means on the surface, and the piston moves in a direction opposite to the moving direction. The check valve, comprising: a spring for pressing; and a cylinder for supporting the spring, accommodating the piston, and forming a third oil passage connected to the back surface of the piston and the second oil passage. , Comprising
A hydraulic control device for an automatic transmission. 前記油圧供給排出手段は、少なくとも非走行レンジと走行レンジとに切換えるマニュアルバルブである、
請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置。The hydraulic supply / discharge means is a manual valve that switches between at least a non-travel range and a travel range.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記油圧供給排出手段は、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油圧を供給しかつ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油圧を排出し、
前記油圧サーボは、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しかつ前記非走行レンジにて前記油圧の排出により前記係合要素を解放する、
請求項２記載の自動変速機の油圧制御装置。The hydraulic pressure supply / discharge means supplies the hydraulic pressure by switching from the non-traveling range to the traveling range, and discharges the hydraulic pressure by switching from the traveling range to the non-traveling range,
The hydraulic servo locks the engagement element by supplying the hydraulic pressure in the travel range and releases the engagement element by discharging the hydraulic pressure in the non-travel range.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2. 前記油圧を調圧制御する制御バルブと、
前記走行レンジにて前記調圧された油圧の供給により他方の係合要素を係合しかつ前記非走行レンジにて前記油圧の排出により前記他方の係合要素を解放するその他の油圧サーボと、を備え、
前記非走行レンジから前記走行レンジに切換える際、前記他方の係合要素の係合より早く前記係合要素を係止し、前記走行レンジから前記非走行レンジに切換える際、前記他方の係合要素の解放より遅く前記係合要素を解放してなる、
請求項３記載の自動変速機の油圧制御装置。A control valve for regulating the hydraulic pressure;
Another hydraulic servo that engages the other engagement element by supplying the regulated hydraulic pressure in the travel range and releases the other engagement element by discharging the hydraulic pressure in the non-travel range, With
When switching from the non-traveling range to the traveling range, the engaging element is locked earlier than engagement of the other engaging element, and when switching from the traveling range to the non-traveling range, the other engaging element is used. Releasing the engagement element later than the release of
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3.

Images