JP3555169B2

JP3555169B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3555169B2
Application number: JP08945394A
Authority: JP
Inventors: 真也鎌田; 朝生沢崎; 研司沢; 浩篠塚
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1994-04-27
Filing date: 1994-04-27
Publication date: 2004-08-18
Anticipated expiration: 2019-08-18
Also published as: JPH07293694A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動変速機の油圧制御装置に関し、特に、第１、第２および第３の摩擦締結要素を少なくとも備え、上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とが同時に締結されたとき、および上記第１の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されたときにインタロックする動力伝達経路を備えた自動変速機の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、車両用自動変速機は、トルクコンバータと、遊星歯車機構等を用いた多段変速機構とを備え、この多段変速機構における動力伝達経路を切り替えるための各種クラッチ、ブレーキ等の摩擦締結要素が設けられ、これら摩擦締結要素の締結・解放状態を種々に切り替えて、遊星歯車機構等における複数の回転要素を互いに選択的に連結したり、あるいは特定の回転要素の回転を制動することにより、そのときの車両の運転状態に対して最適の変速段を自動的に選択するように構成されている。そして、上記摩擦締結要素の締結または解放は、通常油圧回路によって行われている。
【０００３】
ところが、従来の車両用自動変速機においては、スロットル開度および車速に応じて切換え作動されるシフトバルブや、ライン圧を制御するレギュレータバルブや各摩擦締結要素の締結圧特性を設定するアキュムレータが組み込まれているために、変速段を多くする場合には、シフトバルブやアキュムレータの必要個数が多くなり、バルブボディが大型化し、また、油圧回路が複雑となり、かつ、重量、容積およびコストが増大し、自動変速機の小型化およびコストの低減に大きな障害となっていた。
【０００４】
また、アキュムレータは、オリフィスとスプリング力により摩擦締結要素の締結圧特性を設定しているため、スロットル開度、車速、油温等の異なるすべての変速条件に対して精密なショックコントロールが行えないとともに、種類の異なる自動変速機に対する調整が困難であるという問題を有している。
【０００５】
さらに、２〜３変速時および３〜４変速時に、２つのクラッチと１つのブレーキの３つの摩擦締結要素を時間差をもって制御するため、タイムラグが大きくなり、また変速ショックが大きくなるという問題もあった。
【０００６】
そこで、例えば、特開平１−２９９３５１号公報に記載された自動変速機の油圧制御装置では、変速時にデューティ制御により摩擦締結要素の締結油圧を直接制御する複数の変速用ソレノイドバルブを設けることにより、シフトバルブやアキュムレータの数を低減して、バルブボディを小形化するとともに、あらゆる変速条件に対して、きめ細かなショックコントロールを可能にしている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述のような構成を有する自動変速機においては、２つの摩擦締結要素が同時に締結された場合、動力伝達経路にインタロック（メカニカルロック）が発生する。例えば、多段変速機構がラビニヨ型の遊星歯車機構である場合、１速と後退時にピニオンキャリアを固定するローリバースブレーキと、２速と４速時にラージサンギヤを固定する２−４ブレーキとが同時に締結された場合、あるいは上記ローリバースブレーキと、３速と４速時にキャリアを駆動する３−４クラッチとが同時に締結された場合には、動力伝達経路にインタロックが発生する。
【０００８】
そのため、上記公報に記載された自動変速機の油圧制御装置では、上記ソレノイドバルブにより制御される複数のリレーバルブを設けることにより、互いにインタロックを発生させる関係にある２つの摩擦締結要素が同時に締結されるのを防止している。
【０００９】
しかしながら、リレーバルブを設けた場合、油圧制御装置がやはり複雑化することは免れず、これがコストアップを招いていた。
【００１０】
上述の事情に鑑み、本発明は、変速用ソレノイドバルブ等により摩擦締結要素の締結油圧を直接制御する構成でありながら、リレーバルブを用いることなしに上記インタロックを回避することが可能な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。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
本発明による自動変速機の油圧制御装置は、第１、第２および第３の摩擦締結要素を少なくとも備え、上記第２の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されたときに所定の変速段を構成するとともに、上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とが同時に締結されたとき、および上記第１の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されたときにインタロックを発生する動力伝達経路を備えた自動変速機において、上記第１の摩擦締結要素および上記第２の摩擦締結要素の締結油圧を直接制御するための調圧手段を備え、上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とを選択的に調圧手段に接続するとともに、上記第１の摩擦締結要素および上記第３の摩擦締結要素のうちの一方が締結されるとき、他方を解放するように作動する１つの切換弁が、上記第１、第２および第３の摩擦締結要素の作動油供給回路に跨がって設けられてなることを特徴とするものである。
【００１２】
上記切換弁は、少なくとも後進段において発生する油圧をパイロット圧として、上記第１の摩擦締結要素のみに作動油を供給する位置に切り換えられる。
【００１３】
上記調圧手段は電磁ソレノイド弁により構成されるが、該電磁ソレノイド弁を三方デューティソレノイド弁とするのが好ましい。
【００１４】
あるいは、上記調圧手段を、デューティソレノイド弁と調圧弁との組み合わせによって構成しても良い。
【００１５】
【作用および発明の効果】
本発明によれば、同時に締結されるとインタロックを発生する関係にある第１の摩擦締結要素と第２の摩擦締結要素とが、上記切換弁によって選択的に上記調圧手段に接続されるように構成されているため、上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とが同時に締結されるおそれは全くなくなる。
【００１６】
また、上記切換弁は、上記第１の摩擦締結要素および上記第３の摩擦締結要素のうちの一方が締結されるとき、他方を解放するように作動するため、上記第１の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されるおそれも全くないから、電磁ソレノイドバルブ等により摩擦締結要素の締結油圧を直接制御する構成でありながら、リレーバルブを用いることのない簡単な油圧制御回路をもってインタロックを回避することが可能になる。
【００１７】
さらに、上記調圧手段が三方デュティソレノイド弁よりなる場合、摩擦締結要素から作動油をドレーンする場合、元圧側の油路を閉じることができるから、作動油の消費量を節約することができる。
【００１８】
【実施例】
以下、本発明による自動変速機の油圧制御装置の実施例について図面に基づいて説明する。
【００１９】
図１に示すように、自動変速機ＡＴには、エンジン出力軸１のトルクを変速してタービンシャフト２に伝達するトルクコンバータ３と、タービンシャフト２のトルクをさらに変速しまた後進段が選択されているときには回転を逆転させて、出力ギヤ４から駆動輪側に出力する変速歯車機構５とが設けられている。タービンシャフト２はパイプ状に形成され、その中空部には、エンジン出力軸１に連結されたオイルポンプシャフト６が配設され、このオイルポンプシャフト６によって、変速歯車機構５の後方（図１の左側）に配置されたオイルポンプ７が回転駆動されるようになっている。
【００２０】
トルクコンバータ３は、連結部材８を介してエンジン出力軸１に連結されたポンプ９と、タービンシャフト２に連結され、ポンプ９から吐出される作動油によって回転駆動されるタービン10と、タービン10からポンプ９に還流される作動油をポンプ９の回転を促進する方向に整流するステータ11とによって構成され、ポンプ９とタービン10との回転数差に応じた変速比で、エンジン出力軸１のトルクを変速するようになっている。ステータ11は、ワンウェイクラッチ12を介して変速機ケース13に固定されている。なお、14はエンジン出力軸１とタービンシャフト２とをトルクコンバータ３を介さずに直結するためのロックアップクラッチである。
【００２１】
変速歯車機構５は、それ自体は公知のラビニヨ型の遊星歯車装置であって、この変速歯車機構５には、タービンシャフト２に遊嵌された比較的小径のスモールサンギヤ15と、このスモールサンギヤ15の後方でタービンシャフト２に遊嵌された比較的大径のラージサンギヤ16と、スモールサンギヤ15と噛み合う複数のショートピニオンギヤ17と、前部（図１の右側）がショートピニオンギヤ17と噛み合い、後部がラージサンギヤ16と噛み合うロングピニオンギヤ18と、さらにこのロングピニオンギヤ18と噛み合うリングギヤ（インターナルギヤ）19と、ショートピニオンギヤ17とロングピニオンギヤ18とを回転自在に支持するキャリア20とが設けられている。
【００２２】
このように構成された変速歯車機構５では、変速段に応じてスモールサンギヤ15、ラージサンギヤ16またはキャリア20がトルク入力部となる一方、どの変速段でもリングギヤ19が出力部となる。従って、出力ギヤ４はリングギヤ19に連結されている。
【００２３】
そして、変速歯車機構５内でのトルク伝達路を切替えるために、複数のクラッチおよびブレーキが設けられている。
【００２４】
すなわち、タービンシャフト２とスモールサンギヤ15との間には、スモールサンギヤ15を駆動するフォワードクラッチ21が介設され、タービンシャフト２とキャリア20との間には、３速と４速時にキャリア20を駆動する３−４クラッチ24が介設され、タービンシャフト２とラージサンギヤ16との間には、後退時にラージサンギヤ16を駆動するリバースクラッチ25が介設されている。また、ラージサンギヤ16とリバースクラッチ25との間には、２速と４速時にラージサンギヤ16を固定するためのバンドブレーキからなる２−４ブレーキ26が設けられている。さらに、キャリア20と変速機ケース13との間には、Ｌレンジの１速と後退時にキャリア20を固定するためのローリバースブレーキ27と、Ｄレンジの１速でキャリア20を固定するためのワンウエイクラッチ28とが並列に介設されている。
【００２５】
この変速歯車機構５は、それ自体で前進４段、後進１段の変速段を有し、摩擦締結要素であるクラッチ21，24，25およびブレーキ26，27を適宜作動させることによって所要の変速段を得ることができる。
【００２６】
ここで、各変速段とクラッチ、ブレーキの作動関係を表１に示す。なお、表１においては、締結状態を「○」で示してある。
【００２７】
【表１】

【００２８】
表１から明らかなように、２−４ブレーキ26は２速と４速で締結され、ローリバースブレーキ27はＬレンジの１速とＲレンジで締結され、３−４クラッチ24は３速と４速で締結され、フォワードクラッチ21は１速〜３速で締結され、リバースクラッチ25はＲレンジで締結されるようになっている。そして、ワンウエイクラッチ28は、Ｄレンジの１速において締結される。
【００２９】
次に、同時に締結されると動力伝達経路がインタロックする関係にある摩擦締結要素を表２に示す。
【００３０】
【表２】

【００３１】
表２から明らかなように、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）とが同時に締結されたとき、およびローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）とが同時に締結されたとき、それぞれ動力伝達経路がインタロックするようになっている。
【００３２】
図２は、図１の自動変速機ＡＴのための油圧制御回路を示す。なお、図２を参照した以下の説明においては、Ｄレンジ，Ｌレンジ（１速）およびＲレンジの３つの変速レンジ以外のレンジについては省略してあり、また図２中の各種切換弁はすべてＤレンジにおける切換位置を示してある。
【００３３】
次に、図２に示す各摩擦締結要素に対して作動油を給排する各種弁の構成および動作について詳細に説明する。
【００３４】
オイルポンプ７で昇圧された作動油は、油路ａを経てレギュレータバルブ29に供給され、ここでライン圧に調圧されて、油路ｂを経てマニュアルバルブ30に供給される。このマニュアルバルブ30は、７ポート３位置切換弁として描かれている。そして、マニュアルバルブ30に供給されたライン圧は、シフトレバーの位置により、２つの油路ｃ，ｄのうちの１つに選択的に伝達される。すなわち、ＤレンジおよびＬレンジの１速ではライン圧が油路ｃに伝達され、Ｒレンジではライン圧が油路ｄに伝達されるように構成されているとともに、油路ｃ，ｄ，のうちの１方の油路にライン圧が伝達されたとき、他方の油路内の作動油はドレーンされるようになっている。また、マニュアルバルブ30は、ＬレンジおよびＲレンジにおいて、ライン圧を後述する切換弁40に対する第２のパイロット圧として作用させるための出力ポートを備えている。
【００３５】
上記油路ｄにはリバースクラッチ25が接続され、Ｒレンジでライン圧が油路ｄに伝達されてリバースクラッチ25が締結される。
【００３６】
切換弁40は、スプリングオフセット・外部パイロット方式の７ポート２位置切換弁よりなり、この切換弁40に対し、Ｄレンジ（１速〜４速）において油路ｂ内のライン圧を第１のパイロット圧として図の左方に向かって作用させるための手段として、ドレーンポートを備えた常開型ＯＮ／ＯＦＦソレノイド弁31が設けられている。また、ＬレンジおよびＲレンジにおいては、上記マニュアルバルブ30を経由したライン圧が、第２のパイロット圧として、図の右方に作用するようになっている。
【００３７】
そして、Ｄレンジにおいては、ＯＮ／ＯＦＦソレノイド弁31がＯＦＦ状態とされるので、そのドレーンポートが閉じられ、かつ入出力ポート間が連通するので、ライン圧が第１のパイロット圧として印加されるとともに、第２のパイロット圧は発生しないから、切換弁40は、オフセットスプリングの付勢力に抗して図２に示す第１の切換位置にある。また、ＬレンジおよびＲレンジにおいては、ＯＮ／ＯＦＦソレノイド弁31がＯＮ状態とされるので、そのドレーンポートが開かれ、かつ出力ポートが閉じられるので、第１のパイロット圧が消滅し、かつ第２のパイロット圧が発生するから、切換弁40は、第２のパイロット圧およびオフセットスプリングの付勢力によって、図３に示す第２の切換位置に切換えられるように構成されている。
【００３８】
Ｄレンジ（およびＬレンジ）においてライン圧の作動油が供給される上記油路ｃは、切換弁40の１つの入力ポートに接続され、切換弁40が図２に示す第１の切換位置（Ｄレンジ）にあるとき、油路ｃは３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）に通じる油路ｅに切換弁40を介して接続されている。上記油路ｅには、３−４クラッチ24の作動油圧を制御するための、ドレーンポートを備えた常開型の三方デューティソレノイド弁32が介設されている。また油路ｃからは、フォワードクラッチ21に通じる油路ｆが分岐され、この油路ｆには、フォワードクラッチ21の作動油圧を制御するための、ドレーンポートを備えた常開型の三方デューティソレノイド弁33が介設されている。
【００３９】
さらに、シャトル弁34が設けられて、このシャトル弁34の一方の入力ポートに油路ｃが接続され、シャトル弁34の他方の入力ポートには油路ｄが接続されている。そして、シャトル弁34の出力ポートが、ブレ−キ（２−４ブレーキ26とローリバースブレーキ27）制御用の、ドレーンポートを備えた常開型の三方デューティソレノイド弁35（調圧手段）の入力ポートに油路ｇを介して接続されていることにより、ＤレンジおよびＬレンジでは、作動油（ライン圧）が油路ｃを経由して三方デューティソレノイド弁35の入力ポートに供給され、Ｒレンジでは、作動油が油路ｄを経由して三方デューティソレノイド弁35の入力ポートに供給されるようになっている。
【００４０】
三方デューティソレノイド弁35の出力ポートは、オリフィス36を備えた油路ｈを介して切換弁40の他の入力ポートに連通され、Ｄレンジでは、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）に連通する油路ｊがドレーンラインに接続されるとともに、三方デューティソレノイド弁35の出力ポートが、油路ｈ，切換弁40および油路ｉを介して、２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）に接続される。一方、ＬレンジおよびＲレンジでは、図３から明らかなように、２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）に連通する油路ｉがドレーンラインに接続されるとともに、三方デューティソレノイド弁35の出力ポートが油路ｈ，切換弁40および油路ｊを介して、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）に接続される。
【００４１】
上記油路ｈのオリフィス36の下流側からは油路ｋが分岐され、この油路ｋは、スプリングオフセット・外部パイロット方式の３ポート２位置切換弁37を介してアキュムレータ38に接続されている。上記切換弁37は、ドレーンポートを備えた三方リニアソレノイド弁39により制御され、上記切換弁37が図２に示す第１の切換え位置にあるときには、アキュムレータ38が油路ｋを介して油路ｈに接続されて、変速時の棚圧形成作用を行い、上記切換弁37が図２とは反対の第２の切換え位置にあるときには、油路ｈとアキュムレータ38との接続が遮断されるとともに、アキュムレータ38内の作動油が切換弁37を通じてドレーンされる。また、三方リニアソレノイド弁39によって形成される上記切換弁37に対するパイロット圧が、アキュムレータ38に対し背圧として作用するようになっている。
【００４２】
上記三方デューティソレノイド弁32，33，35およびＯＮ／ＯＦＦソレノイド弁31の動作を表３に示す。なお、表３においては、ＯＮ状態を「○」で示し、ＯＦＦ状態を「×」で示してある。
【００４３】
【表３】

【００４４】
以上の構成において、Ｄレンジ（１速〜４速）およびＬレンジの１速では、フォワードクラッチ21に通じる油路ｆに作動油が供給され、そのうち、Ｄレンジの１速〜３速およびＬレンジの１速では、三方デューティソレノイド弁33がＯＦＦ状態とされるため、フォワードクラッチ21に作動油が供給されて、フォワードクラッチ21が締結されるが、４速では三方デューティソレノイド弁33がＯＮ状態とされるため、フォワードクラッチ21が解放される。そして、フォワードクラッチ21の締結時および解放時における作動油の供給・排出が三方デューティソレノイド弁33によって制御される。
【００４５】
ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）は、ＬレンジおよびＲレンジにおいて、切換弁40が図３に示す第２の切換位置に切換えられたときに、三方デューティソレノイド弁35（調圧手段）の出力ポートに接続されて、締結される。すなわち、この場合は、ローリバースブレーキ27に連通する油路ｊのみに作動油が供給される。そして、２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）と三方デューティソレノイド弁35の出力ポートとの間の油路が遮断されるとともに、２−４ブレーキ26に連通する油路ｉがドレーンラインに接続されて、２−４ブレーキ26は解放される。また、３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）に連通する油路ｅもドレーンラインに接続され、かつ３−４クラッチ24制御用の三方デューティソレノイド弁32がＯＦＦ状態とされるので、３−４クラッチ24は解放される。
【００４６】
２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）は、切換弁40が図２に示す第１の切換位置にあるＤレンジにおいて、三方デューティソレノイド弁35の出力ポートに接続される。このとき、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と三方デューティソレノイド弁35（調圧手段）の出力ポートとの間の油路が遮断されるとともに、ローリバースブレーキ27に連通する油路ｊがドレーンラインに接続されるので、ローリバースブレーキ27は解放される。そして、２−４ブレーキ26は、２速および４速において、三方デューティソレノイド弁35がＯＦＦ状態とされるので、２−４ブレーキ26が締結されるが、１速および３速では、三方デューティソレノイド弁35がＯＮ状態とされて、油路ｈ内の油圧がドレーンされるため、２−４ブレーキ26は解放される。
【００４７】
さらに、切換弁40が図２に示す第１の切換位置にあるＤレンジにおいて、３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）に連通する油路ｅにライン圧が供給されるが、油路ｅに介設された三方デューティソレノイド弁32が、３速および４速においてＯＦＦ状態とされるので、３−４クラッチ24が締結される。一方、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）は、切換弁40によって油路ｊがレーンラインに接続されるので、ローリバースブレーキ27は解放される。また、Ｄレンジの１速および２速においては、三方デューティソレノイド弁32がＯＮ状態とされるので、３−４クラッチ24は解放される。
【００４８】
以上の説明で明らかなように、本実施例においては、同時に締結されるとインタロックを発生する関係にあるローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）とが、切換弁40によって選択的に三方デューティソレノイド弁35（調圧手段）の出力ポートに接続されるため、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と２−４ブレーキ26（第２の摩擦締結要素）とが同時に接続されるおそれは全くない。
【００４９】
また、上記切換弁40は、同時に締結されるとインタロックを発生する関係にあるローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）とのうちの一方が締結されると他方が解放されるように油路を切換えるので、ローリバースブレーキ27（第１の摩擦締結要素）と３−４クラッチ24（第３の摩擦締結要素）とが同時に接続されるおそれも全くない。
【００５０】
このように、本実施例によれば、上記第１〜第３の摩擦締結要素の調圧とインタロック防止とを、従来のようにリレーバルブ等を設けることなく、簡単な油圧制御回路により達成することができる。
【００５１】
さらに、本実施例では、調圧手段として三方デューティソレノイド弁35等が用いられ、これら弁のＯＮ時には元圧側の油路を閉じた状態で、摩擦締結要素の締結室または解放室から作動油がドレーンされるように構成されているから、作動油の消費量を節約できる効果がある。
【００５２】
なお、本実施例では、ローリバースブレーキ27と２−４ブレーキ26とを、デューティソレノイド弁35によって直接制御しているが、図４に示すように、デューティソレノイド弁35等に代えて、デューティソレノイド弁51によって制御される調圧弁52を用いても、同様の効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係わる自動変速機の機械的構成を示すスケルトン図
【図２】同Ｄレンジにおける状態を示す油圧制御回路全体の概略図
【図３】同ＬレンジおよびＲレンジにおける状態を示す油圧制御回路の要部の概略図
【図４】調圧手段の変形を示す回路図
【符号の説明】
３トルクコンバータ
５歯車変速機構
21 フォワードクラッチ
24 ３−４クラッチ（第３の摩擦締結要素）
25 リバースクラッチ
26 ２−４ブレーキ（第２の摩擦締結要素）
27 ローリバースブレーキ（第１の摩擦締結要素）
30 マニュアルバルブ
35 三方デューティソレノイド弁（調圧手段）
40 切換弁[0001]
[Industrial applications]
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission, and in particular, includes at least first, second, and third frictional engagement elements, and the first frictional engagement element and the second frictional engagement element are simultaneously engaged. The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission including a power transmission path that interlocks when the first frictional engagement element and the third frictional engagement element are simultaneously engaged and when the first frictional engagement element and the third frictional engagement element are simultaneously engaged.
[0002]
[Prior art]
Generally, an automatic transmission for a vehicle includes a torque converter and a multi-stage transmission mechanism using a planetary gear mechanism and the like, and various clutches, brakes and other friction engagement elements for switching a power transmission path in the multi-stage transmission mechanism are provided. In this case, by changing the engagement / release state of these friction engagement elements in various ways, by selectively connecting a plurality of rotation elements in a planetary gear mechanism or the like, or by braking the rotation of a specific rotation element, Is automatically selected for the driving state of the vehicle. The engagement or release of the friction engagement element is usually performed by a hydraulic circuit.
[0003]
However, a conventional automatic transmission for a vehicle incorporates a shift valve that is switched according to a throttle opening and a vehicle speed, a regulator valve that controls a line pressure, and an accumulator that sets an engagement pressure characteristic of each friction engagement element. Therefore, when the number of gears is increased, the required number of shift valves and accumulators increases, the valve body becomes large, the hydraulic circuit becomes complicated, and the weight, volume and cost increase. This has been a major obstacle to reducing the size and cost of the automatic transmission.
[0004]
In addition, the accumulator sets the engagement pressure characteristics of the friction engagement element by the orifice and spring force, so that accurate shock control cannot be performed for all shift conditions such as throttle opening, vehicle speed, oil temperature, etc. However, there is a problem that it is difficult to adjust different types of automatic transmissions.
[0005]
Furthermore, at the time of 2-3 shifts and 3-4 shifts, since three frictional engagement elements of two clutches and one brake are controlled with a time difference, there is a problem that a time lag increases and a shift shock increases. .
[0006]
Therefore, for example, in a hydraulic control device for an automatic transmission described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 1-299351, by providing a plurality of shift solenoid valves for directly controlling the engagement hydraulic pressure of a friction engagement element by duty control during shifting, By reducing the number of shift valves and accumulators, the valve body has been downsized, and fine-grained shock control has been enabled for all shifting conditions.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the automatic transmission having the above-described configuration, when two frictional engagement elements are simultaneously engaged, an interlock (mechanical lock) occurs in the power transmission path. For example, when the multi-speed transmission mechanism is a Ravigneaux type planetary gear mechanism, a low reverse brake for fixing the pinion carrier at the first speed and reverse and a 2-4 brake for fixing the large sun gear at the second and fourth speeds are simultaneously engaged. In this case, or when the low reverse brake and the 3-4 clutch that drives the carrier at the third speed and the fourth speed are simultaneously engaged, an interlock occurs in the power transmission path.
[0008]
Therefore, in the hydraulic control device for an automatic transmission described in the above publication, by providing a plurality of relay valves controlled by the solenoid valves, two frictional engagement elements that have an interlock relationship with each other are simultaneously engaged. Is being prevented.
[0009]
However, when the relay valve is provided, the hydraulic control device is inevitably complicated, and this has led to an increase in cost.
[0010]
In view of the above circumstances, the present invention provides an automatic transmission capable of avoiding the interlock without using a relay valve, while having a configuration in which the engagement hydraulic pressure of the friction engagement element is directly controlled by a transmission solenoid valve or the like. To provide a hydraulic control device for the machine.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
A hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention includes at least first, second, and third frictional engagement elements, and when the second frictional engagement element and the third frictional engagement element are simultaneously engaged. When the first frictional engagement element and the second frictional engagement element are simultaneously engaged, and when the first frictional engagement element and the third frictional engagement element Pressure adjusting means for directly controlling the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element and the second friction engagement element in an automatic transmission having a power transmission path that generates an interlock when the two are simultaneously engaged. the provided, while selectively connected to pressure regulating means and said first frictional engagement element and the second frictional engagement element, one of said first frictional engagement element and the third friction engagement element Is concluded One switching valve that operates to release the other is provided across the hydraulic oil supply circuit of the first, second, and third frictional engagement elements. .
[0012]
The switching valve is switched to a position for supplying hydraulic oil only to the first frictional engagement element, using a hydraulic pressure generated at least in a reverse speed as a pilot pressure.
[0013]
Although the pressure regulating means is constituted by an electromagnetic solenoid valve, it is preferable that the electromagnetic solenoid valve be a three-way duty solenoid valve.
[0014]
Alternatively, the upper Sulfur butterfly pressure means may be constituted by a combination of a duty solenoid valve and the pressure regulating valve.
[0015]
[Action and effect of the invention]
According to the present invention, the first frictional engagement element and the second frictional engagement element, which have an interlocking relationship when simultaneously engaged, are selectively connected to the pressure regulating means by the switching valve. With such a configuration, there is no possibility that the first friction fastening element and the second friction fastening element are simultaneously fastened.
[0016]
Further, when one of the first frictional engagement element and the third frictional engagement element is engaged, the switching valve operates to release the other. Since there is no possibility that the third frictional engagement element is simultaneously engaged with the third frictional engagement element, a simple hydraulic pressure control without using a relay valve can be achieved even though the engagement hydraulic pressure of the frictional engagement element is directly controlled by an electromagnetic solenoid valve or the like. The interlock can be avoided by using a circuit.
[0017]
Further, when the pressure adjusting means is formed of a three-way duty solenoid valve, when draining the hydraulic oil from the friction engagement element, the oil passage on the main pressure side can be closed, so that the consumption of the hydraulic oil can be reduced. .
[0018]
【Example】
Hereinafter, an embodiment of a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0019]
As shown in FIG. 1, in the automatic transmission AT, a torque converter 3 for shifting the torque of the engine output shaft 1 and transmitting the torque to the turbine shaft 2 and a further reverse gear for further shifting the torque of the turbine shaft 2 are selected. And a transmission gear mechanism 5 that reverses the rotation when the rotation is in progress and outputs the rotation from the output gear 4 to the driving wheel side. The turbine shaft 2 is formed in a pipe shape, and an oil pump shaft 6 connected to the engine output shaft 1 is disposed in a hollow portion thereof. The oil pump 7 arranged on the left side) is driven to rotate.
[0020]
The torque converter 3 includes a pump 9 connected to the engine output shaft 1 via a connecting member 8, a turbine 10 connected to the turbine shaft 2 and rotationally driven by hydraulic oil discharged from the pump 9, and a And a stator 11 for rectifying the hydraulic oil recirculated to the pump 9 in a direction to promote the rotation of the pump 9, and the torque of the engine output shaft 1 at a speed ratio according to a rotational speed difference between the pump 9 and the turbine 10. The speed is changed. Stator 11 is fixed to transmission case 13 via one-way clutch 12. Reference numeral 14 denotes a lock-up clutch for directly connecting the engine output shaft 1 and the turbine shaft 2 without passing through the torque converter 3.
[0021]
The transmission gear mechanism 5 is a well-known Ravigneaux type planetary gear device. The transmission gear mechanism 5 includes a relatively small diameter small sun gear 15 loosely fitted to the turbine shaft 2 and a small sun gear 15. , A large sun gear 16 having a relatively large diameter loosely fitted to the turbine shaft 2, a plurality of short pinion gears 17 meshing with the small sun gear 15, a front portion (the right side in FIG. 1) meshing with the short pinion gear 17, and a rear portion. A long pinion gear 18 meshing with the large sun gear 16, a ring gear (internal gear) 19 meshing with the long pinion gear 18, and a carrier 20 rotatably supporting the short pinion gear 17 and the long pinion gear 18 are provided.
[0022]
In the transmission gear mechanism 5 configured as described above, the small sun gear 15, the large sun gear 16 or the carrier 20 serves as a torque input unit according to the shift speed, while the ring gear 19 serves as an output unit at any shift speed. Therefore, the output gear 4 is connected to the ring gear 19.
[0023]
A plurality of clutches and brakes are provided for switching the torque transmission path in the transmission gear mechanism 5.
[0024]
That is, a forward clutch 21 for driving the small sun gear 15 is interposed between the turbine shaft 2 and the small sun gear 15, and the carrier 20 is provided between the turbine shaft 2 and the carrier 20 at the third speed and the fourth speed. A driving 3-4 clutch 24 is provided, and a reverse clutch 25 for driving the large sun gear 16 at the time of retreat is provided between the turbine shaft 2 and the large sun gear 16. Further, between the large sun gear 16 and the reverse clutch 25, a 2-4 brake 26 comprising a band brake for fixing the large sun gear 16 at the second and fourth speeds is provided. Further, between the carrier 20 and the transmission case 13, there is provided a low reverse brake 27 for fixing the carrier 20 at the first speed in the L range and reversing, and a one-way brake for fixing the carrier 20 at the first speed in the D range. The clutch 28 is interposed in parallel.
[0025]
The transmission gear mechanism 5 itself has four forward speeds and one reverse speed, and operates the

clutches

21, 24, 25 and

brakes

26, 27 which are frictional engagement elements as needed to achieve the required speed. Can be obtained.
[0026]
Here, Table 1 shows the operating relationship between each gear and the clutch and brake. In Table 1, the fastening state is indicated by “で”.
[0027]
[Table 1]

[0028]
As is apparent from Table 1, the 2-4 brake 26 is engaged in the second and fourth speeds, the low reverse brake 27 is engaged in the first range of the L range and the R range, and the 3-4 clutch 24 is engaged in the third and fourth speeds. The forward clutch 21 is engaged at the first to third speeds, and the reverse clutch 25 is engaged at the R range. The one-way clutch 28 is engaged at the first speed in the D range.
[0029]
Next, Table 2 shows frictional fastening elements that have a relation of interlocking the power transmission paths when they are simultaneously engaged.
[0030]
[Table 2]

[0031]
As is clear from Table 2, when the low reverse brake 27 (first friction engagement element) and the 2-4 brake 26 (second friction engagement element) are simultaneously engaged, and when the low reverse brake 27 (first friction engagement element) is engaged. When the 3-4 clutch 24 (third frictional engagement element) and the 3-4 clutch 24 (third frictional engagement element) are simultaneously engaged, the power transmission paths interlock with each other.
[0032]
FIG. 2 shows a hydraulic control circuit for the automatic transmission AT of FIG. In the following description with reference to FIG. 2, ranges other than the three shift ranges of the D range, the L range (first speed) and the R range are omitted, and various switching valves in FIG. The switching position in the D range is shown.
[0033]
Next, the configuration and operation of various valves for supplying and discharging hydraulic oil to and from each friction engagement element shown in FIG. 2 will be described in detail.
[0034]
The hydraulic oil pressurized by the oil pump 7 is supplied to a regulator valve 29 via an oil passage a, where it is adjusted to a line pressure, and supplied to a manual valve 30 via an oil passage b. This manual valve 30 is depicted as a 7 port 3 position switching valve. The line pressure supplied to the manual valve 30 is selectively transmitted to one of the two oil passages c and d depending on the position of the shift lever. That is, in the first speed of the D range and the L range, the line pressure is transmitted to the oil passage c, and in the R range, the line pressure is transmitted to the oil passage d. When the line pressure is transmitted to one of the oil passages, the hydraulic oil in the other oil passage is drained. Further, the manual valve 30 has an output port for causing the line pressure to act as a second pilot pressure for the switching valve 40 described later in the L range and the R range.
[0035]
A reverse clutch 25 is connected to the oil passage d, and the line pressure is transmitted to the oil passage d in the R range so that the reverse clutch 25 is engaged.
[0036]
The switching valve 40 is a 7-port, 2-position switching valve of a spring offset / external pilot type. The switching valve 40 applies the line pressure in the oil passage b in the D range (first speed to fourth speed) to the first pilot valve. A normally open ON / OFF solenoid valve 31 having a drain port is provided as a means for causing the pressure to act toward the left side of the drawing. In the L range and the R range, the line pressure passing through the manual valve 30 acts as a second pilot pressure on the right side in the drawing.
[0037]
In the D range, the ON / OFF solenoid valve 31 is turned off, so that its drain port is closed and communication between the input and output ports is established, so that the line pressure is applied as the first pilot pressure. At the same time, since the second pilot pressure is not generated, the switching valve 40 is at the first switching position shown in FIG. 2 against the biasing force of the offset spring. In the L range and the R range, the ON / OFF solenoid valve 31 is turned ON, so that the drain port is opened and the output port is closed, so that the first pilot pressure disappears, and Since the second pilot pressure is generated, the switching valve 40 is configured to be switched to the second switching position shown in FIG. 3 by the second pilot pressure and the biasing force of the offset spring.
[0038]
The oil passage c to which the line pressure hydraulic oil is supplied in the D range (and the L range) is connected to one input port of the switching valve 40, and the switching valve 40 is connected to the first switching position (D When it is in the range, the oil passage c is connected to the oil passage e communicating with the 3-4 clutch 24 (third friction engagement element) via the switching valve 40. A normally open three-way duty solenoid valve 32 having a drain port for controlling the operating oil pressure of the 3-4 clutch 24 is interposed in the oil passage e. An oil passage f leading to the forward clutch 21 branches from the oil passage c. The oil passage f has a normally open three-way duty solenoid having a drain port for controlling the operating oil pressure of the forward clutch 21. A valve 33 is interposed.
[0039]
Further, a shuttle valve 34 is provided, and an oil passage c is connected to one input port of the shuttle valve 34, and an oil passage d is connected to the other input port of the shuttle valve 34. An output port of the shuttle valve 34 is connected to an input of a normally open three-way duty solenoid valve 35 (pressure regulating means) having a drain port for controlling brakes (2-4 brake 26 and low reverse brake 27). By connecting to the port via the oil passage g, in the D range and the L range, the operating oil (line pressure) is supplied to the input port of the three-way duty solenoid valve 35 via the oil passage c, and the R range In this configuration, the working oil is supplied to the input port of the three-way duty solenoid valve 35 via the oil passage d.
[0040]
The output port of the three-way duty solenoid valve 35 is connected to another input port of the switching valve 40 via an oil passage h having an orifice 36. In the D range, the output port is connected to the low reverse brake 27 (first friction engagement element). The communicating oil passage j is connected to the drain line, and the output port of the three-way duty solenoid valve 35 is connected to the 2-4 brake 26 (second friction engagement) via the oil passage h, the switching valve 40 and the oil passage i. Element). On the other hand, in the L range and the R range, as is clear from FIG. 3, the oil passage i communicating with the 2-4 brake 26 (second friction engagement element) is connected to the drain line, and the three-way duty solenoid valve 35 Is connected to a low reverse brake 27 (first friction engagement element) via an oil passage h, a switching valve 40 and an oil passage j.
[0041]
An oil passage k is branched from a downstream side of the orifice 36 of the oil passage h, and the oil passage k is connected to an accumulator 38 via a 3-port 2-position switching valve 37 of a spring offset / external pilot system. The switching valve 37 is controlled by a three-way linear solenoid valve 39 having a drain port. When the switching valve 37 is in the first switching position shown in FIG. 2, the accumulator 38 is connected to the oil passage h via the oil passage k. When the switching valve 37 is at a second switching position opposite to that shown in FIG. 2, the connection between the oil passage h and the accumulator 38 is cut off. The hydraulic oil in the accumulator 38 is drained through the switching valve 37. Further, the pilot pressure on the switching valve 37 formed by the three-way linear solenoid valve 39 acts as a back pressure on the accumulator 38.
[0042]
Table 3 shows the operation of the three-way

duty solenoid valves

32, 33, 35 and the ON / OFF solenoid valve 31. In Table 3, the ON state is indicated by “○”, and the OFF state is indicated by “×”.
[0043]
[Table 3]

[0044]
In the above configuration, in the D range (1st to 4th speed) and the 1st speed of the L range, the operating oil is supplied to the oil passage f leading to the forward clutch 21, and among them, the 1st to 3rd speeds of the D range and the L range In the first speed, the three-way duty solenoid valve 33 is turned off, so that the hydraulic oil is supplied to the forward clutch 21 and the forward clutch 21 is engaged, but in the fourth speed, the three-way duty solenoid valve 33 is turned on. Therefore, the forward clutch 21 is released. The supply and discharge of hydraulic oil when the forward clutch 21 is engaged and released are controlled by the three-way duty solenoid valve 33.
[0045]
Low reverse brake 27 (first friction engagement element), L range and in R range, when the switching valve 40 is switched to the second switching position shown in FIG. 3, three-way duty solenoid valve 35 (pressure adjusting means ) Is connected and fastened. That is, in this case, the working oil is supplied only to the oil passage j communicating with the low reverse brake 27. The oil passage between the 2-4 brake 26 (second friction engagement element) and the output port of the three-way duty solenoid valve 35 is shut off, and the oil passage i communicating with the 2-4 brake 26 is connected to the drain line. And the 2-4 brake 26 is released. Further, the oil passage e communicating with the 3-4 clutch 24 (third friction engagement element) is also connected to the drain line, and the three-way duty solenoid valve 32 for controlling the 3-4 clutch 24 is turned off. The 3-4 clutch 24 is released.
[0046]
The 2-4 brake 26 (second friction engagement element) is connected to the output port of the three-way duty solenoid valve 35 in the D range where the switching valve 40 is at the first switching position shown in FIG. At this time, the oil passage between the low reverse brake 27 (first friction engagement element) and the output port of the three-way duty solenoid valve 35 (pressure regulating means) is shut off, and the oil passage communicating with the low reverse brake 27 is provided. Since j is connected to the drain line, the low reverse brake 27 is released. In the 2-4 brake 26, the 3-way duty solenoid valve 35 is turned off in the 2nd and 4th speeds, so that the 2-4 brake 26 is engaged, but in the 1st and 3rd speeds, the 3-way duty solenoid is Since the valve 35 is turned on and the oil pressure in the oil passage h is drained, the 2-4 brake 26 is released.
[0047]
Further, in the D range where the switching valve 40 is in the first switching position shown in FIG. 2, the line pressure is supplied to the oil passage e communicating with the 3-4 clutch 24 (third friction engagement element). Since the three-way duty solenoid valve 32 provided on the path e is turned off at the third speed and the fourth speed, the 3-4 clutch 24 is engaged. On the other hand, in the low reverse brake 27 (first friction engagement element), the oil passage j is connected to the lane line by the switching valve 40, so that the low reverse brake 27 is released. In the first and second speeds of the D range, the three-way duty solenoid valve 32 is turned on, so that the 3-4 clutch 24 is released.
[0048]
As is apparent from the above description, in this embodiment, the low reverse brake 27 (first frictional engagement element) and the 2-4 brake 26 (secondary brake The low reverse brake 27 (first frictional engagement element) and the 2-4 brake are selectively connected to the output port of the three-way duty solenoid valve 35 (pressure regulating means) by the switching valve 40. 26 (the second friction fastening element) is never connected at the same time.
[0049]
In addition, the switching valve 40 is one of the low reverse brake 27 (first frictional engagement element) and the 3-4 clutch 24 (third frictional engagement element), which are in a relationship of generating an interlock when engaged simultaneously. When one of them is engaged, the oil passage is switched so that the other is released, so that the low reverse brake 27 (first friction engagement element) and the 3-4 clutch 24 (third friction engagement element) are simultaneously connected. There is no danger at all.
[0050]
As described above, according to the present embodiment, the pressure adjustment and the interlock prevention of the first to third frictional engagement elements are achieved by a simple hydraulic control circuit without providing a relay valve or the like as in the related art. can do.
[0051]
Further, in the present embodiment, a three-way duty solenoid valve 35 or the like is used as the pressure adjusting means, and when these valves are ON, the hydraulic oil is supplied from the engagement chamber or the release chamber of the friction engagement element while the oil passage on the main pressure side is closed. Since it is configured to be drained, there is an effect of saving the consumption of hydraulic oil.
[0052]
In this embodiment, the low reverse brake 27 and the 2-4 brake 26 are directly controlled by the duty solenoid valve 35. However, as shown in FIG. The same effect can be obtained by using the pressure regulating valve 52 controlled by the valve 51.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of an automatic transmission according to the present invention. FIG. 2 is a schematic diagram of an entire hydraulic control circuit showing a state in a D range. FIG. 3 is a view showing a state in an L range and an R range. FIG. 4 is a schematic diagram of a main part of the hydraulic control circuit shown in FIG. 4;
3 Torque converter 5 Gear transmission mechanism
21 Forward clutch
24 3-4 clutch (third friction engagement element)
25 reverse clutch
26 2-4 Brake (Second friction fastening element)
27 Low reverse brake (first friction fastening element)
30 Manual valve
35 Three-way duty solenoid valve (pressure adjusting means)
40 Switching valve

Claims

第１、第２および第３の摩擦締結要素を少なくとも備え、上記第２の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されたときに所定の変速段を構成するとともに、上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とが同時に締結されたとき、および上記第１の摩擦締結要素と上記第３の摩擦締結要素とが同時に締結されたときにインタロックを発生する動力伝達経路を備えた自動変速機において、
上記第１の摩擦締結要素および上記第２の摩擦締結要素の締結油圧を直接制御するための調圧手段を備え、
上記第１の摩擦締結要素と上記第２の摩擦締結要素とを選択的に上記調圧手段に接続するとともに、上記第１の摩擦締結要素および上記第３の摩擦締結要素のうちの一方が締結されるとき、他方を解放するように作動する１つの切換弁が、上記第１、第２および第３の摩擦締結要素の作動油供給回路に跨がって設けられてなることを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。At least a first, a second, and a third frictional engagement element, wherein when the second and third frictional engagement elements are simultaneously engaged, a predetermined gear position is formed; An interlock occurs when the first frictional engagement element and the second frictional engagement element are simultaneously engaged and when the first frictional engagement element and the third frictional engagement element are simultaneously engaged. In an automatic transmission having a power transmission path,
Pressure adjusting means for directly controlling the engagement hydraulic pressure of the first friction engagement element and the second friction engagement element,
While selectively connected to said pressure regulating means and said first frictional engagement element and the second frictional engagement element, one fastening of said first frictional engagement element and the third friction engagement element When operated, one switching valve that operates to release the other is provided across the hydraulic oil supply circuit of the first, second, and third frictional engagement elements. Hydraulic control device for automatic transmission.

上記切換弁は、少なくとも後進段において発生する油圧をパイロット圧として、上記第１の摩擦締結要素のみに作動油を供給する位置に切り換えられることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の油圧制御装置。2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the switching valve is switched to a position for supplying hydraulic oil only to the first frictional engagement element, using a hydraulic pressure generated at least in a reverse speed as a pilot pressure. 3. Hydraulic control device.

上記調圧手段が電磁ソレノイド弁よりなることを特徴とする請求項１または２に記載の自動変速機の油圧制御装置。Hydraulic control system for an automatic transmission according to claim 1 or 2 above Sulfur butterfly pressure means is characterized by comprising an electromagnetic solenoid valve.

上記調圧手段が三方デューティソレノイド弁よりなることを特徴とする請求項３に記載の自動変速機の油圧制御装置。4. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 3, wherein said pressure adjusting means comprises a three-way duty solenoid valve.

上記調圧手段がデューティソレノイド弁と調圧弁との組み合わせよりなることを特徴とする請求項１または２に記載の自動変速機の油圧制御装置。3. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein said pressure adjusting means comprises a combination of a duty solenoid valve and a pressure adjusting valve.