JP4524938B2 - Hydraulic control device for automatic transmission - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される自動変速機の油圧制御装置に関し、特に、その油圧回路の作動を保証する技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近時の車両用自動変速機では、各変速段を達成するためのクラッチ及びブレーキ（本明細書において、これらを総称して摩擦係合要素という）を制御する油圧回路中に、各摩擦係合要素を操作する油圧サーボごとに、油圧供給制御のためのそれぞれ専用の制御弁と、それら制御弁に制御作動のための信号圧を個々に印加する各ソレノイド弁（リニアソレノイドバルブ又はデューティソレノイドバルブ）を設けて、それぞれ独立して制御することで、制御性を向上させる構成が採られている。
【０００３】
こうした油圧回路における前記各ソレノイド弁は、電気信号の印加で全開状態から出力信号圧を低減する制御動作に入る常開形の弁とされ、それらの制御作動のために印加される電気信号のフェール時でも信号圧の制御弁への出力を維持し、それによる制御弁の作動で油圧サーボへの油圧供給を行なって、車両の一応の走行能力を確保するものとされている。しかしながら、このように常開型の弁とされるソレノイド弁でも、それへの基圧の供給が絶たれた場合には、当然ながら信号圧の出力は不能となる。そして、このようにソレノイド弁が出力不能となると、各ソレノイド弁からの信号圧の印加で作動する制御弁がバネ復帰式の常閉形の弁の場合、基圧の供給を絶たれたソレノイド弁に関わる油圧サーボへの油圧供給が行なえなくなるため、対応する摩擦係合要素の制御不能により、車両の走行能力が確保ができなくなる懸念がある。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
前記のように、ソレノイド弁への基圧の供給が絶たれる原因としては、基圧供給のために油圧回路のライン圧油路とソレノイド弁との間にソレノイド弁のゲイン調整のために介挿される調圧弁としてのモジュレータ弁のスティック等によるフェールがある。一般に、モジュレータ弁は、バネ復帰式の常開形の減圧弁とされるため、閉鎖状態でのスティックを起こし難い構造ではあるが、ごく希ではあっても、閉鎖状態でのスティックが生じると、前記のような車両の走行能力が確保ができない状況になる。
【０００５】
そこで、本発明は、変速段を達成する摩擦係合要素の油圧サーボへの油圧の供給に関わるソレノイド弁への基圧の供給を保証することで、車両の走行能力を安定して確保することを可能とした自動変速機の油圧制御装置を提供することを概括的な目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、少なくとも１つの前進走行段を達成可能な摩擦係合要素を操作する第１の系統の油圧サーボ及びその供給油路と、他の前進走行段を達成可能な摩擦係合要素を操作する第２の系統の油圧サーボ及びその供給油路とを並列して備え、それぞれの前記供給油路に、各油圧サーボへの油圧の供給を個々に制御する制御弁が介挿され、それぞれの該制御弁に、それらの制御作動のための信号圧を印加する専用のソレノイド弁が配置された自動変速機の油圧制御装置において、ライン圧油路と前記第１の系統の供給油路の制御弁に信号圧を印加するソレノイド弁との間に、第１の調圧弁が介挿され、ライン圧油路と前記第２の系統の供給油路の制御弁に信号圧を印加するソレノイド弁との間に、第２の調圧弁が介挿されたことを特徴とする。
【００１０】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、第１及び第２のいずれの調圧弁がフェールしたときでも、いずれかの前進走行段の達成による車両走行が可能となる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明の適用に係る前進６速・後進１速の自動変速機のギヤトレインの１例をスケルトンで示す。図に示すように、この自動変速機は、フロントエンジンリヤドライブ（ＦＲ）車用とされ、ロックアップクラッチ付のトルクコンバータ２と、遊星歯車変速装置１と、その制御のためのクラッチＣ−１〜Ｃ−３及びブレーキＢ−１，Ｂ−３並びにワンウェイクラッチＦ−２とから構成されている。
【００１５】
遊星歯車変速装置１は、ラビニヨ型のプラネタリギヤセットＧと、プラネタリギヤセットＧに減速回転を入力する減速用のプラネタリギヤＧ１とで構成されている。プラネタリギヤセットＧは、小径のサンギヤＳ３と、大径のサンギヤＳ２と、互いに噛合して且つ大径のサンギヤＳ２に噛合するロングピニオンＰ２と、小径のサンギヤＳ３に噛合するショートピニオンＰ３と、それら一対のピニオンを支持するキャリアＣ３と、ロングピニオンＰ２に噛合するリングギヤＲ３から構成されている。また、減速用のプラネタリギヤＧ１は、サンギヤＳ１と、それに噛合するピニオンＰ１とそれを支持するキャリアＣ１と、ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１の３要素からなるシンプルプラネタリギヤから構成されている。
【００１６】
プラネタリギヤセットＧの小径のサンギヤＳ３は、クラッチＣ−１（以下、Ｃ１クラッチという）により減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結され、大径のサンギヤＳ２がクラッチＣ−３（以下、Ｃ３クラッチという）により減速プラネタリギヤＧ１の同じくキャリアＣ１に連結されるとともにブレーキＢ−１（以下、Ｂ１ブレーキという）によりケース１０に係止可能とされ、キャリアＣ３がクラッチＣ−２（以下、Ｃ２クラッチという）により入力軸１１に連結されるとともにブレーキＢ−２（以下、Ｂ２ブレーキという）によりケース１０に係止可能とされ、リングギヤＲ３が出力軸１９に連結されている。また、Ｂ３ブレーキに並列させてワンウェイクラッチＦ−２が配置されている。減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結され、キャリアＣ１をＣ１クラッチを介してプラネタリギヤセットＧの小径のサンギヤＳ３に連結され、かつＣ３クラッチを介してプラネタリギヤセットＧの大径のサンギヤＳ２に連結されている。
【００１７】
このように構成された遊星歯車変速装置１の上記各クラッチ及びブレーキは、周知のように、それぞれ多板の摩擦部材とそれらを係合・解放操作するピストン・シリンダ機構からなる油圧サーボを備えており、図示しない電子制御装置と後記する油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷に基づき、変速機ケース１０に付設した油圧制御装置による各油圧サーボに対する油圧の給排で摩擦係合部材が係合・解放されて変速が行われる。
【００１８】
図２は図１に例示のギヤトレインの各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合と、それにより達成される変速段の関係を図表化して示す。図の○印は、各クラッチ及びブレーキについては係合、ワンウェイクラッチについてはロックを表す。
【００１９】
このギヤトレインでの第１速（１ｓｔ）は、Ｃ１クラッチとＢ２ブレーキの係合に相当するワンウェイクラッチＦ−２の自動係合により達成される。この場合、図１を参照して、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ１クラッチ経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−２の係合により係止されたキャリアＣ３に反力を取って、リングギヤＲ３の最大ギヤ比の減速回転が出力軸１９に出力される。
【００２０】
次に、第２速（２ｎｄ）は、Ｃ１クラッチとＢ１ブレーキの係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ１クラッチ経由で小径サンギヤＳ３に入力され、Ｂ１ブレーキの係合により係止された大径サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ３の減速回転が出力軸１９に出力される。このときの減速比は、第１速（１ｓｔ）より小さくなる。
【００２１】
また、第３速（３ｒｄ）は、Ｃ１クラッチとＣ３クラッチの同時係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ１クラッチとＣ３クラッチ経由で同時に大径サンギヤＳ３と小径サンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセットＧが直結状態となるため、両サンギヤへの入力回転と同速のリングギヤＲ３の回転が、入力軸１１の回転に対しては減速された回転として、出力軸１９に出力される。
【００２２】
更に、第４速（４ｔｈ）は、Ｃ１クラッチとＣ２クラッチの同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ１クラッチ経由でサンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１からＣ２クラッチ経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入力され、２つの入力回転の中間速度の回転が、入力軸１１の回転に対しては僅かに減速されたリングギヤＲ３の回転として出力軸１９に出力される。
【００２３】
次に、第５速（５ｔｈ）は、Ｃ２クラッチとＣ３クラッチの同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ３クラッチ経由でサンギヤＳ２に入力され、他方で入力軸１１からＣ２クラッチ経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入力され、リングギヤＲ３の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転が出力軸１９に出力される。
【００２４】
そして、第６速（６ｔｈ）は、Ｃ２クラッチとＢ１ブレーキの係合により達成される。この場合、入力軸１１からＣ２クラッチ経由で非減速回転がキャリアＣ３にのみ入力され、Ｂ１ブレーキの係合により係止されたサンギヤＳ２に反力を取るリングギヤＲ３の更に増速された回転が出力軸１９に出力される。
【００２５】
なお、後進（Ｒ）は、Ｃ３クラッチとＢ３ブレーキの係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がＣ３クラッチ経由でサンギヤＳ２に入力され、Ｂ３ブレーキの係合により係止されたキャリアＣ３に反力を取るリングギヤＲ３のギヤ比の大きな逆回転が出力軸１９に出力される。
【００２６】
次に、図１に示すギヤトレインにおいて，図２の作動図表に示す各変速段を達成するための油圧制御装置の構成について説明する。図３は油圧制御装置の回路構成を半截して一方を示し、図４は他方を示す。この油圧回路は、油圧源としてのオイルポンプ５１により吸い上げられ、ライン圧油路Ｌ１に吐出される油圧をプライマリレギュレータバルブ５２によりセカンダリ圧油路とドレーン油路（共に図示省略）に排出しながら調圧して、車両の走行負荷に応じた適性なライン圧を作りだし、該ライン圧を制御の基圧として回路内の各弁により圧力及び方向制御して各摩擦係合要素の油圧サーボ８１〜８４に給排する回路を構成している。
【００２７】
以下、この回路を構成する各弁と油路接続の関係を説明する。まず、プライマリレギュレータバルブ５２は、スプリング負荷されたスプールと、スプリング負荷側スプール端に当接するプランジャを備える調圧弁で構成されている。このプライマリレギュレータバルブ５２は、ライン圧油路Ｌ１に接続した入力ポートと、セカンダリ圧油路に通じる出力ポートと、オイルポンプの吸込み側にドレーン油路を介して通じるドレーンポートとを備える。これらのポートの連通度合いを制御するスプールには、スプリング力に対向させてライン圧の直接のフィードバック圧がオリフィス経由で印加され、更に、スプリング力に重畳する方向にスロットルソレノイドバルブ５３が出力するスロットル圧が信号圧として印加される。適性ライン圧時は、プライマリレギュレターバルブ５２は、ドレーンポートへの連通度合いを小さくして余剰圧を主としてセカンダリ圧油路に供給し、印加される信号圧が高くなると、ドレーンポートへの連通度合いを増してドレーン量を増やし、ライン圧油路Ｌ１のライン圧を所定の値に保つ作用をする。
【００２８】
このライン圧油路Ｌ１は、一方で、各ソレノイドバルブ７１〜７４にソレノイド信号圧生成のための基圧としてのソレノイドモジュレータ圧を供給する第１及び第２のソレノイドモジュレータバルブ５４，５５にそれぞれストレーナを介して接続され、他方で、Ｃ３クラッチとＢ１ブレーキの制御弁としてのソレノイドバルブ（ＳＬＣ３）とソレノイドバルブ（ＳＬＢ１）の入力ポートに接続されている。
【００２９】
ここで、第１及び第２のソレノイドモジュレータバルブ５４，５５と各ソレノイドバルブ７１〜７４の関係について説明する。この油圧制御装置では、少なくとも１つの前進走行段を達成可能な摩擦係合要素としてのＣ１クラッチ単独又はＣ１クラッチとＣ３クラッチを操作する第１の系統の油圧サーボ８１，８３及びその供給油路Ｌ４，Ｌ８と、他の前進走行段を達成可能な摩擦係合要素としてのＣ２クラッチとＢ１ブレーキを操作する第２の系統の油圧サーボ８２，８４及びその供給油路Ｌ７，Ｌ９とを並列して備え、それぞれの供給油路に、各油圧サーボへの油圧の供給を個々に制御する制御弁としてソレノイドバルブのスプールバルブ部７１Ａ〜７４Ａ（後に詳記する）が介挿され、それぞれのスプールバルブ部に、それらの制御作動のための信号圧を印加する専用のソレノイドバルブ部７１Ｂ〜７４Ｂ（後に詳記する）が配置された構成を採ることから、ライン圧油路Ｌ１と前記第１の系統の供給油路のスプールバルブ部に信号圧を印加するソレノイドバルブ部との間に、第１の調圧弁として第１のソレノイドモジュレータバルブ５４が介挿され、ライン圧油路Ｌ１と前記第２の系統の供給油路のスプールバルブ部に信号圧を印加するソレノイドバルブ部との間に、第２の調圧弁として第２のソレノイドモジュレータバルブ５５が介挿されている。
【００３０】
次に、マニュアルバルブ５６は、周知のように車両運転者によるシフトレバー操作で切換えられる７ポジションを持つスプール弁とされている。すなわち、スプールの作動でライン圧油路Ｌ１に接続した入力ポートを閉鎖する“Ｐ”ポジションと、入力ポートをＲレンジ出力ポートに連通させ、他の出力ポートをドレーンさせる“Ｒ”ポジションと、入力ポートを全ての出力ポートに対して閉鎖する“Ｎ”ポジション（図はこの“Ｎ”ポジションを示す）と、入力ポートをＤレンジ出力ポートに連通させ、Ｒレンジ出力ポートをドレーンさせ、第２のＤレンジ出力ポートを閉鎖する“Ｄ”，“４”，“３”ポジションと、入力ポートをＤレンジ出力ポートと第２のＤレンジ出力ポートに共に連通させ、Ｒレンジ出力ポートをドレーンさせる“２”ポジションを持っている。このバルブのＤレンジ出力ポートは、Ｄレンジ油路Ｌ２を経て、Ｃ１クラッチとＣ２クラッチのソレノイドバルブＳＬＣ１，ＳＬＣ２の入力ポートに接続されている。また、Ｒレンジ出力ポートは、Ｒレンジ油路Ｌ３を経てプライマリレギュレータバルブ５２のプランジャ端側受圧部に通じるリバース信号圧ポートに接続されている。
【００３１】
Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１に対する供給油路Ｌ４は、Ｄレンジ油路Ｌ２に接続され、その供給油路上に、電子制御装置からの信号に基づき調圧作動するＣ１ソレノイドバルブ（ＳＬＣ１）７１を備える構成とされている。Ｃ１ソレノイドバルブ７１は、スプリング負荷されたスプールで入・出力ポートとドレーンポートの連通度合いを制御する３ポート型の制御弁としてのスプールバルブ部７１Ａと、スプールの反スプリング負荷側端にソレノイド圧を印加する同じくソレノイド負荷とスプリング負荷を対向印加された３ポート型のソレノイド弁としてのリニアソレノイドバルブ部７１Ｂの組合せで構成されている。そして、リニアソレノイドバルブ部７１Ｂは、その入力ポートをモジュレータ圧油路Ｌ５を介して第１のソレノイドモジュレータバルブ５４の出力ポートに接続され、出力ポートをスプールバルブ部７１Ａの信号圧ポートに接続されている。スプールバルブ部７１Ａは、入力ポートをＤレンジ油路Ｌ２に接続され、出力ポートをＣ１クラッチ油圧サーボ８１に接続され、スプリング負荷側のスプール端に通じるフィードバックポートをオリフィスを介して出力ポートの下流側油路に接続されている。
【００３２】
Ｃ２クラッチ油圧サーボ８２に対する供給油路Ｌ７は、Ｄレンジ油路Ｌ２に接続され、その供給油路Ｌ７上に、電子制御装置からの信号に基づき調圧作動するＣ２ソレノイドバルブ（ＳＬＣ２）７２を備える構成とされている。Ｃ２ソレノイドバルブ７２も、スプリング負荷されたスプールで入・出力ポートとドレーンポートの連通度合いを制御する制御弁としての３ポート型のスプールバルブ部７２Ａと、スプールの反スプリング負荷側端にソレノイド圧を印加する同じくソレノイド負荷とスプリング負荷を対向印加されたソレノイド弁としての３ポート型のリニアソレノイドバルブ部７２Ｂの組合せで構成されている。そして、リニアソレノイドバルブ部７２Ｂは、その入力ポートを第２のモジュレータ圧油路Ｌ６を介して第２のソレノイドモジュレータバルブ５５の出力ポートに接続され、出力ポートをスプールバルブ部７２Ａの信号圧ポートに接続されている。スプールバルブ部７２Ａは、入力ポートをＤレンジ油路Ｌ２に接続され、出力ポートをＣ２クラッチ油圧サーボ８２に接続され、スプリング負荷側のスプール端に通じるフィードバックポートをオリフィスを介して出力ポートの下流側油路に接続されている。
【００３３】
Ｃ３クラッチ油圧サーボ８３に対する供給油路Ｌ８は、ライン圧油路Ｌ１に接続され、その供給油路Ｌ８上に、電子制御装置からの信号に基づき調圧作動するＣ３ソレノイドバルブ（ＳＬＣ３）７３を備える構成とされている。この場合のＣ３ソレノイドバルブ７３も、スプリング負荷されたスプールで入・出力ポートとドレーンポートの連通度合いを制御する制御弁としての３ポート型のスプールバルブ部７３Ａと、スプールの反スプリング負荷側端にソレノイド圧を印加する同じくソレノイド負荷とスプリング負荷を対向印加されたソレノイド弁としての３ポート型のリニアソレノイドバルブ部７３Ｂの組合せで構成されている。そして、リニアソレノイドバルブ部７３Ｂは、その入力ポートを第１のモジュレータ圧油路Ｌ５を介して第１のソレノイドモジュレータバルブ５４の出力ポートに接続され、出力ポートをスプールバルブ部７３Ａの信号圧ポートに接続されている。スプールバルブ部７３Ａは、入力ポートをライン圧油路Ｌ１に接続され、出力ポートをＣ３クラッチ油圧サーボ８３に接続され、スプリング負荷側のスプール端に通じるフィードバックポートをオリフィスを介して出力ポートの下流側油路に接続されている。
【００３４】
Ｂ１ブレーキ油圧サーボ８４に対する供給油路Ｌ９は、ライン圧油路Ｌ１に接続され、その供給油路Ｌ９上に、電子制御装置からの信号に基づき調圧作動するＢ１ソレノイドバルブ（ＳＬＢ１）７４を備える構成とされている。この場合のＢ１ソレノイドバルブ７４も、スプリング負荷されたスプールで入・出力ポートとドレーンポートの連通度合いを制御する制御弁としての３ポート型のスプールバルブ部７４Ａと、スプールの反スプリング負荷側端にソレノイド圧を印加する同じくソレノイド負荷とスプリング負荷を対向印加されたソレノイド弁としての３ポート型のリニアソレノイドバルブ部７４Ｂの組合せで構成されている。そして、リニアソレノイドバルブ部７４Ｂは、その入力ポートを第２のモジュレータ圧油路Ｌ６を介して第２のソレノイドモジュレータバルブ５４の出力ポートに接続され、出力ポートをスプールバルブ部の信号圧ポートに接続されている。スプールバルブ部７４Ａは、入力ポートをライン圧油路Ｌ１に接続され、出力ポートをＢ１ブレーキ油圧サーボ８４に接続され、スプリング負荷側のスプール端に通じるフィードバックポートをオリフィスを介して出力ポートの下流側油路に接続されている。
【００３５】
なお、図においてＢ２ブレーキ油圧サーボと、それに対する供給油路は、本発明に係るソレノイドモジュレータバルブを経由しない別系統の油圧供給とされているので、図示を省略する。
【００３６】
上記の構成からなる油圧回路では、マニュアルバルブ５６の“Ｎ”ポジションでは、ライン圧油路Ｌ１につながる入力ポートはランドで閉じられ、全ての出力ポートがドレーンされているので、直接ライン圧油路Ｌ１につながる両ソレノイドモジュレータバルブ５４，５５で調圧されたモジュレータ圧が、第１及び第２のモジュレータ圧油路Ｌ５，Ｌ６に出力されるが、各ソレノイドバルブ７１〜７４は信号オンとされ、閉じているため、これらソレノイドバルブ７１〜７４からのアプライ圧の供給は成されない。この連通関係は、マニュアルバルブ５６の“Ｐ”ポジションについてもスプール位置は異なるものの同様である。なお、これらのポジションでは、ライン圧油路Ｌ１につながるソレノイドバルブ７３，７４のスプールバルブ部７３Ａ，７４Ａの入力ポートまでは油圧供給状態となっている。
【００３７】
マニュアルバルブ５６が“Ｄ”ポジションに切り換えられると、Ｄレンジ油路Ｌ２にもライン圧が出力されるため、全てのソレノイドバルブ７１〜７４のスプールバルブ部７１Ａ〜７４Ａの各入力ポートにはライン圧が供給されるようになる。すなわち、Ｃ１ソレノドバルブ７１とＣ２ソレノドバルブ７２の入力ポートには、Ｄレンジ油路Ｌ２の油圧が、Ｃ３ソレノイドバルブ７３とＢ１ソレノイドバルブ７４の入力ポートには、ライン圧油路Ｌ１の油圧が供給されるようになる。
【００３８】
次に、通常時のバルブ作動について説明する。第１速達成のためにＣ１ソレノイドバルブ７１への信号をオフとすると、Ｃ１ソレノイドバルブ７１まで供給されていたＤレンジ油路Ｌ２のライン圧が、該バルブ７１により調圧されてアプライ圧とされ、Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１に供給される。これによりＣ１クラッチが係合され、ワンウェイクラッチＦ−２との協働で第１速が達成される。
【００３９】
第２速時は、Ｃ１ソレノイドバルブ７１への信号オフと、Ｂ１ソレノイドバルブ７４への信号オフにより達成される。この状態では、上記Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１へのアプライ圧供給状態に加えて、Ｂ１ソレノイドバルブ７４が調圧状態に入り、調圧されたアプライ圧がＢ１ブレーキ油圧サーボ８４へ供給される。こうしてＣ１クラッチ係合、Ｂ１ブレーキ反力支持による第２速が達成される。
【００４０】
第３速は、Ｃ１ソレノイドバルブ７１への信号オフと、Ｃ３ソレノイドバルブ７３への信号オフとにより達成される。この場合、上記Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１へのアプライ圧供給状態はそのままで、Ｃ３ソレノイドバルブ７３が調圧状態に入り、そのアプライ圧がＣ３クラッチ油圧サーボ８３へ供給される。こうしてＣ１クラッチ、Ｃ３クラッチ同時係合による第３速が達成される。
【００４１】
第４速は、Ｃ１ソレノイドバルブ７１への信号オフと、Ｃ２ソレノイドバルブ７２への信号オフとにより達成される。この状態では、上記Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１へのアプライ圧供給状態はそのままで、Ｃ２ソレノイドバルブ７２がアプライ圧調圧状態となり、Ｃ２クラッチ油圧サーボ８２にアプライ圧が供給される。こうしてＣ１クラッチ、Ｃ２クラッチ同時係合による第４速が達成される。
【００４２】
第５速は、Ｃ２ソレノイドバルブ７２への信号オフと、Ｃ３ソレノイドバルブ７３への信号オフとにより達成される。この状態では、上記第４速と同様にＣ２クラッチ油圧サーボ８２へのアプライ圧が同様のバルブに同様に印加され、Ｃ３クラッチ油圧サーボ８３へのアプライ圧が第３速時と同様に同様のバルブに同様に印加される。これにより、Ｃ２クラッチ、Ｃ３クラッチ同時係合による第５速が達成される。
【００４３】
第６速は、Ｃ２ソレノイドバルブ７２への信号オフと、Ｂ１ソレノイドバルブ７４への信号オフとにより達成される。この状態でも、Ｂ１ブレーキ油圧サーボ８４へのアプライ圧が第２速時と同様に、同様のバルブに同様に印加される。かくしてＣ２クラッチ係合、Ｂ１ブレーキ反力支持による第６速が達成される。
【００４４】
次に、通常時上記のような油圧供給状態となる油圧制御装置のソレノイドモジュレータバルブフェール時の作動について説明する。先ず、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４が閉状態でスティックした場合、第１のモジュレータ圧油路Ｌ５の油圧供給がなくなるため、Ｃ１ソレノイドバルブ７１とＣ３ソレノイドバルブ７３の電気信号をオフとしても、それらからの信号圧が出力されなくなる。これにより両ソレノイドバルブ７１，７３のスプールバルブ部７１Ａ，７３Ａのスプールは、共にスプリング負荷により入出力ポート間を閉じる。この結果、Ｃ１クラッチ油圧サーボ８１とＣ３クラッチ油圧サーボ８３への油圧供給は不能となる。この状態では、図２の係合図表を参照して分かるように、Ｃ１クラッチの係合が関与する第１〜第４速の達成は不可能となり、また、Ｃ３クラッチの係合が関与する第５速の達成も不可能となる。しかしながら、このときはＣ２クラッチとＢ１ブレーキの係合による第６速の達成可能状態は維持される。この場合のＣ２クラッチとＢ１ブレーキの油圧サーボ８２，８４へのアプライ圧の供給は、第２のソレノイドモジュレータバルブ５５によるソレノイドモジュレータ圧の供給によるＣ２ソレノイドバルブ７２とＢ１ソレノイドバルブ７４の調圧作動により成される。
【００４５】
他方、第２のソレノイドモジュレータバルブ５５が閉状態でスティックした場合、第２のモジュレータ圧油路Ｌ６の油圧供給がなくなるため、Ｃ２ソレノイドバルブ７２とＢ１ソレノイドバルブ７４の電気信号をオフとしても、それらからの信号圧が出力されなくなる。これにより両ソレノイドバルブ７２，７４のスプールバルブ部７２Ａ，７４Ａのスプールは、共にスプリング負荷により入出力ポート間を閉じる。この結果、Ｃ２クラッチ油圧サーボ８２とＢ１ブレーキ油圧サーボ８４への油圧供給は不能となる。この状態では、図２の係合図表を参照して分かるように、Ｃ２クラッチの係合が関与する第４〜６速の達成は不可能となり、また、Ｂ１ブレーキの係合が関与する第２速の達成も不可能となる。しかしながら、このときはＣ１クラッチの単独係合（Ｂ３ブレーキの係合は、ソレノイドモジュレータバルブのフェールと関係なく可能）による第１速、又はＣ１クラッチとＣ３クラッチの係合による第３速の達成可能状態は維持される。この場合のＣ１クラッチとＣ３クラッチの油圧サーボ８１，８３へのアプライ圧の供給は、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４によるソレノイドモジュレータ圧の供給によるＣ１ソレノイドバルブ７１とＣ３ソレノイドバルブ７３の調圧作動により成される。
【００４６】
かくして、この第１実施形態の回路構成によれば、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４に対して並列する調圧回路の第２のソレノイドモジュレータバルブ５５による他のソレノイドバルブ７２，７４への基圧の供給が第１のソレノイドモジュレータバルブ５４のフェール時にも保証される。逆に、第２のソレノイドモジュレータバルブ５５のフェール時にも、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４による他のソレノイドバルブ７１，７３への基圧の供給が保証される。したがって、並列する２系統の調圧回路からの基圧供給によるいずれかの前進変速段達成に関わるソレノイドバルブの信号圧出力の維持で、各スプールバルブ部の作動による油圧サーボの操作が可能となり、それに対応する摩擦係合要素の係合による車両の走行が確保される。そして、特にこの回路構成によると、ソレノイドバルブ７１〜７４の信号圧出力特性に全く影響を与えることなく、一方のソレノイドモジュレータバルブフェール時のソレノイドバルブへの基圧供給を保証することができる利点が得られる。
【００４７】
この形態における第１及び第２のソレノイドモジュレータバルブ５４，５５と各ソレノイドバルブ７１〜７４との接続関係のバリエーション図５に図表化して示す。この図表における横見出しは、各ソレノイド弁に対応する油圧サーボの略号を表し、各欄中の○印は第１のソレノイドモジュレータバルブ５４との接続、×印は第２のソレノイドモジュレータバルブ５５との接続を表す。縦見出しのパターン１は、本実施形態の接続に該当し、この場合の接続関係と、それによるフェール時の保証は前述のとおりである。
【００４８】
次のパターン２は、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４をＣ１ソレノイドバルブ７１のみに接続し、他の全てのソレノイドバルブを第２のソレノイドモジュレータバルブ５５に接続する例である。こうした接続としても、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４のフェール時は、先の図２の係合図表を参照して、Ｃ１クラッチの係合が関与しない第５及び６速の達成可能状態が維持され、逆に第２のソレノイドモジュレータバルブ５５のフェール時は、他のクラッチとブレーキの係合が関与しない第１速の達成可能状態が維持されることが分かる。
【００４９】
次のパターン３は、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４をＣ１ソレノイドバルブ７１とＢ１ソレノイドバルブ７４に接続し、他のソレノイドバルブを第２のソレノイドモジュレータバルブ５５に接続する例である。この接続の場合、同様に図２の係合図表を参照して、第１のソレノイドモジュレータバルブ５４のフェール時は、Ｃ２クラッチ及びＣ３クラッチ係合による第５速の達成可能状態が維持され、逆に第２のソレノイドモジュレータバルブ５５のフェール時は、Ｃ１クラッチとＢ１ブレーキの係合による第２速の達成可能状態が維持されることになる。
【００５０】
次に、図６は、本発明の第２実施形態を示す。図６に部分回路構成を示すように、この形態では、調圧弁としてのソレノイドモジュレータバルブ５４Ａと並列してライン圧油路Ｌ１とソレノイド弁としての各リニアソレノイドバルブ部７１Ｂ〜７４Ｂとを連絡する調圧回路は、ソレノイドモジュレータバルブ５４Ａをバイパスしてライン圧を減圧して供給するオリフィスを備える構成とされている。すなわち、この回路では、ソレノイドモジュレータ圧を、第１実施形態の第１及び第２のソレノイドモジュレータバルブ５４，５５と同様のソレノイドモジュレータバルブ５４Ａのスプール端にフィードバックする油路のオリフィス５４ａと同径のオリフィス６が、ソレノイドモジュレータバルブ５４Ａの入力側と出力側とを短絡する油路の途中に介挿された回路構成とされている。
【００５１】
そしてこの形態では、モジュレータ圧油路への油圧供給がソレノイドモジュレータバルブ５４Ａのフェールに関わりなく成されるため、回路の下流側は、１系統の油路として全てのソレノイドバルブ７１〜７４のソレノイドバルブ部７１Ｂ〜７４Ｂの入力ポートに接続されている。
【００５２】
こうした形態を採る場合、並列回路側からのオリフィス６経由の常時の油圧供給により、通常時のソレノイドバルブ部７１Ｂ〜７４Ｂのソレノイド信号圧出力特性に影響が生じる可能性があることは否めないが、極めて単純な可動部のない回路構成によりソレノイドモジュレータバルブ５４Ａのスティックフェール時の各リニアソレノイドバルブ７１〜７４の信号出力作動と、それによるスプールバルブ部７１Ａ〜７４Ａの作動で、各油圧サーボ８１〜８４へのアプライ圧の供給を保証することができる。したがって、この構成によれば、ギヤトレインにより本来達成可能な全ての変速段による車両走行を確保することができる利点が得られる。
【００５３】
以上、本発明を２つの実施形態を挙げて詳説したが、本発明の思想は例示の油圧回路に限定されるものではなく、広く一般的な油圧制御回路に適用可能なものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係る油圧制御装置により制御される６速自動変速機のギヤトレインを示すスケルトン図である。
【図２】第１実施形態の油圧制御装置によるギヤトレインの作動を示す図表である。
【図３】第１実施形態の油圧制御装置の回路を半截して一方を示す回路図である。
【図４】第１実施形態の油圧制御装置の回路を半截して他方を示す回路図である。
【図５】第１実施形態の油圧制御装置の調圧弁と制御弁の接続パターンを示す図表である。
【図６】第２実施形態の油圧制御装置の部分回路図である。
【符号の説明】
Ｃ−１ Ｃ１クラッチ（摩擦係合要素）
Ｃ−２ Ｃ２クラッチ（摩擦係合要素）
Ｃ−３ Ｃ３クラッチ（摩擦係合要素）
Ｂ−１ Ｂ１ブレーキ（摩擦係合要素）
５４ 第１のソレノイドモジュレータバルブ（第１の調圧弁）
５５ 第２のソレノイドモジュレータバルブ（第２の調圧弁）
６ オリフイス
７１ Ｃ１ソレノイドバルブ
７１Ａ スプールバルブ部（制御弁）
７１Ｂ ソレノイドバルブ部（ソレノイド弁）
７２ Ｃ２ソレノイドバルブ
７２Ａ スプールバルブ部（制御弁）
７２Ｂ ソレノイドバルブ部（ソレノイド弁）
７３ Ｃ３ソレノイドバルブ（ソレノイド弁及び制御弁）
７３Ａ スプールバルブ部（制御弁）
７３Ｂ ソレノイドバルブ部（ソレノイド弁）
７４ Ｂ１ソレノイドバルブ（ソレノイド弁及び制御弁）
７４Ａ スプールバルブ部（制御弁）
７４Ｂ ソレノイドバルブ部（ソレノイド弁）
８１ Ｃ１油圧サーボ
８２ Ｃ２油圧サーボ
８３ Ｃ３油圧サーボ
８４ Ｂ１油圧サーボ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to a technique for guaranteeing the operation of the hydraulic circuit.
[0002]
[Prior art]
In recent automatic transmissions for vehicles, each friction engagement is included in a hydraulic circuit that controls clutches and brakes (in the present specification, these are collectively referred to as friction engagement elements) for achieving each shift speed. For each hydraulic servo that operates the element, a dedicated control valve for hydraulic supply control, and each solenoid valve (linear solenoid valve or duty solenoid valve) that individually applies signal pressure for control operation to these control valves Is provided, and the controllability is improved by controlling each independently.
[0003]
Each of the solenoid valves in such a hydraulic circuit is a normally open valve that enters a control operation for reducing the output signal pressure from the fully opened state by applying an electric signal, and fails in the electric signal applied for the control operation. Even at times, the output of the signal pressure to the control valve is maintained, and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo by the operation of the control valve, thereby ensuring a certain running ability of the vehicle. However, even with a solenoid valve that is a normally open valve in this manner, if the supply of the base pressure to the solenoid valve is cut off, it is naturally impossible to output a signal pressure. When the solenoid valve becomes incapable of output in this way, when the control valve that operates by applying the signal pressure from each solenoid valve is a spring return type normally closed type valve, the supply of the base pressure is changed to the solenoid valve that has been cut off. Since the hydraulic pressure supply to the associated hydraulic servo cannot be performed, there is a concern that the running ability of the vehicle cannot be secured due to the inability to control the corresponding friction engagement element.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, the reason why the supply of the base pressure to the solenoid valve is interrupted is that the base pressure supply is inserted between the line pressure oil passage of the hydraulic circuit and the solenoid valve to adjust the gain of the solenoid valve. There is a failure due to a modulator valve stick or the like as a pressure regulating valve. Generally, the modulator valve is a spring-returned normally-open pressure reducing valve, so that it is difficult to cause a stick in a closed state, but even if it is rare, when a stick in a closed state occurs, It becomes a situation where the running ability of the vehicle as described above cannot be secured.
[0005]
Accordingly, the present invention ensures the vehicle running ability stably by guaranteeing the supply of the base pressure to the solenoid valve related to the supply of the hydraulic pressure to the hydraulic servo of the friction engagement element that achieves the shift speed. It is a general object to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that makes it possible.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  To achieve the above objectives,The present invention operates a first-system hydraulic servo that operates a friction engagement element that can achieve at least one forward travel stage and its supply oil path, and a friction engagement element that can achieve another forward travel stage. And a control valve for individually controlling the supply of hydraulic pressure to each of the hydraulic servos is inserted in each of the supply oil passages. In a hydraulic control device for an automatic transmission in which a dedicated solenoid valve for applying a signal pressure for the control operation is disposed on the control valve, control of a line pressure oil path and a supply oil path of the first system A solenoid valve for applying a signal pressure to the control valve of the line pressure oil passage and the supply oil passage of the second system, and a first pressure regulating valve interposed between the solenoid valve for applying the signal pressure to the valve; A second pressure regulating valve is interposed between the two.
[0010]
[Action and effect of the invention]
  In the configuration according to claim 1,Even when any of the first and second pressure regulating valves fails, the vehicle can travel by achieving one of the forward travel stages.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing an example of a gear train of an automatic transmission of 6 forward speeds and 1 reverse speed according to the present invention. As shown in the figure, this automatic transmission is used for a front engine rear drive (FR) vehicle, and includes a torque converter 2 with a lock-up clutch, a planetary gear transmission 1, and a clutch C-1 for its control. To C-3, brakes B-1 and B-3, and a one-way clutch F-2.
[0015]
The planetary gear transmission 1 includes a Ravigneaux-type planetary gear set G and a speed reduction planetary gear G1 that inputs speed reduction rotation to the planetary gear set G. The planetary gear set G includes a small-diameter sun gear S3, a large-diameter sun gear S2, a long pinion P2 that meshes with each other and meshes with the large-diameter sun gear S2, and a short pinion P3 that meshes with the small-diameter sun gear S3. The carrier C3 that supports the pinion and the ring gear R3 that meshes with the long pinion P2. The planetary gear G1 for reduction is composed of a simple planetary gear composed of a sun gear S1, a pinion P1 meshing with the sun gear S1, a carrier C1 supporting the sun gear S1, and a ring gear R1 meshing with the pinion P1.
[0016]
The small-diameter sun gear S3 of the planetary gear set G is connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1 by a clutch C-1 (hereinafter referred to as C1 clutch), and the large-diameter sun gear S2 is connected to a clutch C-3 (hereinafter referred to as C3 clutch). The speed reduction planetary gear G1 is also connected to the carrier C1 and can be locked to the case 10 by a brake B-1 (hereinafter referred to as B1 brake). The carrier C3 is input to the input shaft by a clutch C-2 (hereinafter referred to as C2 clutch). 11 and can be locked to the case 10 by a brake B-2 (hereinafter referred to as B2 brake), and the ring gear R3 is connected to the output shaft 19. A one-way clutch F-2 is arranged in parallel with the B3 brake. The reduction planetary gear G1 has its sun gear S1 fixed to the transmission case 10, the ring gear R1 is connected to the input shaft 11, the carrier C1 is connected to the small-diameter sun gear S3 of the planetary gear set G via the C1 clutch, and the C3 clutch Is connected to the large-diameter sun gear S2 of the planetary gear set G.
[0017]
As is well known, each of the clutches and brakes of the planetary gear transmission 1 configured as described above includes a hydraulic servo including a multi-plate friction member and a piston / cylinder mechanism for engaging and releasing the friction members. The control by the electronic control device (not shown) and the hydraulic control device which will be described later is performed by the hydraulic control device attached to the transmission case 10 on the basis of the vehicle load in the range of the shift stage corresponding to the range selected by the driver. The friction engagement member is engaged / released by supplying / discharging the hydraulic pressure to / from the hydraulic servo, and a shift is performed.
[0018]
FIG. 2 is a graph showing the relationship between the clutches, brakes and one-way clutches of the gear train illustrated in FIG. 1 and the shift speeds achieved thereby. Circles in the figure represent engagement for each clutch and brake, and lock for a one-way clutch.
[0019]
The first speed (1st) in the gear train is achieved by automatic engagement of the one-way clutch F-2 corresponding to the engagement of the C1 clutch and the B2 brake. In this case, referring to FIG. 1, rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the C1 clutch and locked by engagement of the one-way clutch F-2. As a result, the reduced speed rotation of the ring gear R3 having the maximum gear ratio is output to the output shaft 19.
[0020]
Next, the second speed (2nd) is achieved by engagement of the C1 clutch and the B1 brake. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the C1 clutch, and the reaction force is applied to the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the B1 brake. The decelerated rotation of R3 is output to the output shaft 19. The reduction ratio at this time is smaller than the first speed (1st).
[0021]
The third speed (3rd) is achieved by simultaneous engagement of the C1 clutch and the C3 clutch. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is simultaneously input to the large-diameter sun gear S3 and the small-diameter sun gear S3 via the C1 clutch and the C3 clutch, and the planetary gear set G is directly connected. The rotation of the ring gear R3 having the same speed as the input rotation is output to the output shaft 19 as a rotation decelerated with respect to the rotation of the input shaft 11.
[0022]
Further, the fourth speed (4th) is achieved by simultaneous engagement of the C1 clutch and the C2 clutch. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S3 via the C1 clutch, and the non-deceleration rotation input from the input shaft 11 via the C2 clutch is input to the carrier C3. Then, the rotation at the intermediate speed of the two input rotations is output to the output shaft 19 as the rotation of the ring gear R3 slightly decelerated with respect to the rotation of the input shaft 11.
[0023]
Next, the fifth speed (5th) is achieved by simultaneous engagement of the C2 clutch and the C3 clutch. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the C3 clutch, and the non-deceleration rotation input from the input shaft 11 via the C2 clutch is input to the carrier C3. Then, the rotation slightly increased from the rotation of the input shaft 11 of the ring gear R3 is output to the output shaft 19.
[0024]
The sixth speed (6th) is achieved by engagement of the C2 clutch and the B1 brake. In this case, non-decelerated rotation is input from the input shaft 11 via the C2 clutch only to the carrier C3, and further increased rotation of the ring gear R3 that takes a reaction force on the sun gear S2 locked by the engagement of the B1 brake is output. It is output to the shaft 19.
[0025]
The reverse (R) is achieved by engaging the C3 clutch and the B3 brake. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the speed reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the C3 clutch, and the gear ratio of the ring gear R3 taking the reaction force on the carrier C3 locked by the engagement of the B3 brake. A large reverse rotation is output to the output shaft 19.
[0026]
Next, in the gear train shown in FIG. 1, the configuration of the hydraulic control device for achieving each gear stage shown in the operation chart of FIG. 2 will be described. FIG. 3 shows one of the circuit configurations of the hydraulic control apparatus, and FIG. 4 shows the other. This hydraulic circuit adjusts the oil pressure drawn up by an oil pump 51 as a hydraulic pressure source and discharged to a secondary pressure oil passage and a drain oil passage (both not shown) by a primary regulator valve 52 by a primary regulator valve 52. Pressure to produce a suitable line pressure according to the running load of the vehicle, and control the pressure and direction by each valve in the circuit using the line pressure as a control base pressure to the hydraulic servos 81 to 84 of each friction engagement element. A circuit for supplying and discharging is constructed.
[0027]
Hereinafter, the relationship between each valve constituting the circuit and the oil passage connection will be described. First, the primary regulator valve 52 is composed of a spring-loaded spool and a pressure regulating valve including a plunger that abuts against the spring load side spool end. The primary regulator valve 52 includes an input port connected to the line pressure oil passage L1, an output port communicating with the secondary pressure oil passage, and a drain port communicating via the drain oil passage to the suction side of the oil pump. The spool for controlling the degree of communication between these ports is applied with a direct feedback pressure of the line pressure through the orifice so as to oppose the spring force, and further, a throttle solenoid valve 53 outputs in a direction superposed on the spring force. Pressure is applied as signal pressure. At the appropriate line pressure, the primary regulator valve 52 reduces the degree of communication to the drain port and supplies the surplus pressure mainly to the secondary pressure oil passage. When the applied signal pressure increases, the degree of communication to the drain port increases. The drain amount is increased and the line pressure of the line pressure oil passage L1 is maintained at a predetermined value.
[0028]
On the other hand, the line pressure oil passage L1 is provided with strainers for the first and second solenoid modulator valves 54 and 55 for supplying solenoid modulator pressure as a base pressure for generating solenoid signal pressure to the solenoid valves 71 to 74, respectively. On the other hand, they are connected to the input ports of the solenoid valve (SLC3) and the solenoid valve (SLB1) as control valves for the C3 clutch and B1 brake.
[0029]
Here, the relationship between the first and second solenoid modulator valves 54 and 55 and the solenoid valves 71 to 74 will be described. In this hydraulic control device, the first system hydraulic servos 81 and 83 that operate the C1 clutch alone or the C1 clutch and the C3 clutch as the friction engagement elements capable of achieving at least one forward travel stage and the supply oil path L4 thereof. , L8, and the second system hydraulic servos 82, 84 and their supply oil passages L7, L9 operating the C2 clutch and the B1 brake as friction engagement elements capable of achieving other forward travel stages. And spool valve portions 71A to 74A (to be described in detail later) of solenoid valves as control valves for individually controlling the supply of hydraulic pressure to the respective hydraulic servos are inserted in the respective supply oil passages. In addition, since a dedicated solenoid valve portion 71B to 74B (which will be described in detail later) for applying a signal pressure for the control operation is disposed, The first solenoid modulator valve 54 is inserted as a first pressure regulating valve between the pressure oil passage L1 and the solenoid valve portion for applying signal pressure to the spool valve portion of the supply oil passage of the first system. The second solenoid modulator valve 55 is inserted as a second pressure regulating valve between the line pressure oil passage L1 and the solenoid valve portion for applying signal pressure to the spool valve portion of the supply oil passage of the second system. Has been.
[0030]
Next, as is well known, the manual valve 56 is a spool valve having seven positions that can be switched by a shift lever operation by a vehicle driver. That is, the "P" position that closes the input port connected to the line pressure oil passage L1 by the operation of the spool, the "R" position that communicates the input port with the R range output port, and drains the other output port, and the input When the port is closed to all output ports, the “N” position (the figure shows this “N” position), the input port communicates with the D-range output port, the R-range output port drains, and the second “D”, “4”, “3” positions that close the D-range output port, the input port communicates with both the D-range output port and the second D-range output port, and the R-range output port is drained “2” “I have a position. The D range output port of this valve is connected to the input ports of the solenoid valves SLC1 and SLC2 of the C1 clutch and the C2 clutch via the D range oil passage L2. The R range output port is connected to a reverse signal pressure port that communicates with the plunger end side pressure receiving portion of the primary regulator valve 52 via the R range oil passage L3.
[0031]
The supply oil path L4 for the C1 clutch hydraulic servo 81 is connected to the D-range oil path L2, and has a configuration including a C1 solenoid valve (SLC1) 71 that adjusts pressure based on a signal from the electronic control unit on the supply oil path. Has been. The C1 solenoid valve 71 includes a spool valve portion 71A as a three-port control valve that controls the degree of communication between the input / output port and the drain port with a spring-loaded spool, and a solenoid pressure applied to the end opposite to the spring load side of the spool. Similarly, it is composed of a combination of a linear solenoid valve portion 71B as a three-port solenoid valve to which a solenoid load and a spring load are applied oppositely. The linear solenoid valve portion 71B has its input port connected to the output port of the first solenoid modulator valve 54 via the modulator pressure oil passage L5, and its output port connected to the signal pressure port of the spool valve portion 71A. Yes. The spool valve portion 71A has an input port connected to the D-range oil passage L2, an output port connected to the C1 clutch hydraulic servo 81, and a feedback port that leads to the spool end on the spring load side downstream of the output port via the orifice. Connected to the oil passage.
[0032]
A supply oil passage L7 for the C2 clutch hydraulic servo 82 is connected to the D-range oil passage L2, and a C2 solenoid valve (SLC2) 72 that adjusts pressure based on a signal from the electronic control unit is provided on the supply oil passage L7. It is configured. The C2 solenoid valve 72 also has a three-port spool valve portion 72A as a control valve that controls the degree of communication between the input / output port and the drain port with a spring-loaded spool, and solenoid pressure is applied to the end opposite to the spring load of the spool. Similarly, it is composed of a combination of a three-port type linear solenoid valve portion 72B as a solenoid valve to which a solenoid load and a spring load are applied oppositely. The linear solenoid valve portion 72B has its input port connected to the output port of the second solenoid modulator valve 55 via the second modulator pressure oil passage L6, and the output port connected to the signal pressure port of the spool valve portion 72A. It is connected. The spool valve portion 72A has an input port connected to the D-range oil passage L2, an output port connected to the C2 clutch hydraulic servo 82, and a feedback port that leads to the spool end on the spring load side downstream of the output port via the orifice. Connected to the oil passage.
[0033]
A supply oil passage L8 for the C3 clutch hydraulic servo 83 is connected to the line pressure oil passage L1, and a C3 solenoid valve (SLC3) 73 that adjusts pressure based on a signal from the electronic control unit is provided on the supply oil passage L8. It is configured. In this case, the C3 solenoid valve 73 is also provided with a three-port spool valve portion 73A as a control valve for controlling the degree of communication between the input / output port and the drain port with a spring-loaded spool, and an anti-spring load side end of the spool. Similarly, a solenoid load is applied and a solenoid load and a spring load are applied in opposition to each other. The three-port linear solenoid valve portion 73B is used as a solenoid valve. The linear solenoid valve portion 73B has its input port connected to the output port of the first solenoid modulator valve 54 via the first modulator pressure oil passage L5, and the output port connected to the signal pressure port of the spool valve portion 73A. It is connected. The spool valve portion 73A has an input port connected to the line pressure oil passage L1, an output port connected to the C3 clutch hydraulic servo 83, and a feedback port that leads to the spool end on the spring load side downstream of the output port via an orifice. Connected to the oil passage.
[0034]
A supply oil passage L9 for the B1 brake hydraulic servo 84 is connected to the line pressure oil passage L1, and a B1 solenoid valve (SLB1) 74 that adjusts pressure based on a signal from the electronic control unit is provided on the supply oil passage L9. It is configured. The B1 solenoid valve 74 in this case also has a three-port type spool valve portion 74A as a control valve that controls the degree of communication between the input / output port and the drain port with a spring-loaded spool, and an anti-spring load side end of the spool. Similarly, a solenoid load is applied and a solenoid load and a spring load are applied in opposition to each other. The solenoid valve is composed of a combination of a three-port linear solenoid valve portion 74B as a solenoid valve. The linear solenoid valve portion 74B has its input port connected to the output port of the second solenoid modulator valve 54 via the second modulator pressure oil passage L6, and its output port connected to the signal pressure port of the spool valve portion. Has been. The spool valve portion 74A has an input port connected to the line pressure oil passage L1, an output port connected to the B1 brake hydraulic servo 84, and a feedback port that leads to the spool end on the spring load side downstream of the output port via the orifice. Connected to the oil passage.
[0035]
In the figure, the B2 brake hydraulic servo and the supply oil passage for the B2 brake hydraulic servo are not shown because they are a separate hydraulic supply that does not go through the solenoid modulator valve according to the present invention.
[0036]
In the hydraulic circuit having the above configuration, at the “N” position of the manual valve 56, the input port connected to the line pressure oil passage L1 is closed by the land and all the output ports are drained. The modulator pressure regulated by the two solenoid modulator valves 54 and 55 connected to L1 is output to the first and second modulator pressure oil passages L5 and L6, but the solenoid valves 71 to 74 are turned on. Since it is closed, supply of the apply pressure from these solenoid valves 71 to 74 is not performed. This communication relationship is the same for the “P” position of the manual valve 56, although the spool position is different. In these positions, hydraulic pressure is supplied to the input ports of the spool valve portions 73A and 74A of the solenoid valves 73 and 74 connected to the line pressure oil passage L1.
[0037]
When the manual valve 56 is switched to the “D” position, the line pressure is also output to the D range oil passage L2, so that the line pressure is applied to the input ports of the spool valve portions 71A to 74A of all the solenoid valves 71 to 74. Will be supplied. That is, the oil pressure of the D range oil passage L2 is supplied to the input ports of the C1 solenoid valve 71 and the C2 solenoid valve 72, and the oil pressure of the line pressure oil passage L1 is supplied to the input ports of the C3 solenoid valve 73 and the B1 solenoid valve 74. It becomes like this.
[0038]
Next, normal valve operation will be described. When the signal to the C1 solenoid valve 71 is turned off to achieve the first speed, the line pressure of the D-range oil passage L2 that has been supplied to the C1 solenoid valve 71 is regulated by the valve 71 to be the apply pressure. , C1 clutch hydraulic servo 81 is supplied. As a result, the C1 clutch is engaged, and the first speed is achieved in cooperation with the one-way clutch F-2.
[0039]
The second speed is achieved by turning off the signal to the C1 solenoid valve 71 and turning off the signal to the B1 solenoid valve 74. In this state, in addition to the application pressure supply state to the C1 clutch hydraulic servo 81, the B1 solenoid valve 74 enters the pressure adjustment state, and the adjusted apply pressure is supplied to the B1 brake hydraulic servo 84. Thus, the second speed is achieved by engaging the C1 clutch and supporting the B1 brake reaction force.
[0040]
The third speed is achieved by turning off the signal to the C1 solenoid valve 71 and turning off the signal to the C3 solenoid valve 73. In this case, while the applied pressure supply state to the C1 clutch hydraulic servo 81 remains unchanged, the C3 solenoid valve 73 enters the pressure regulation state, and the applied pressure is supplied to the C3 clutch hydraulic servo 83. Thus, the third speed is achieved by simultaneous engagement of the C1 clutch and the C3 clutch.
[0041]
The fourth speed is achieved by turning off the signal to the C1 solenoid valve 71 and turning off the signal to the C2 solenoid valve 72. In this state, the supply pressure supply state to the C1 clutch hydraulic servo 81 remains unchanged, the C2 solenoid valve 72 is in the apply pressure adjustment state, and the apply pressure is supplied to the C2 clutch hydraulic servo 82. Thus, the fourth speed is achieved by simultaneous engagement of the C1 clutch and the C2 clutch.
[0042]
The fifth speed is achieved by turning off the signal to the C2 solenoid valve 72 and turning off the signal to the C3 solenoid valve 73. In this state, similarly to the fourth speed, the apply pressure to the C2 clutch hydraulic servo 82 is similarly applied to the same valve, and the apply pressure to the C3 clutch hydraulic servo 83 is the same valve as in the third speed. Are applied in the same manner. Thereby, the fifth speed is achieved by simultaneous engagement of the C2 clutch and the C3 clutch.
[0043]
The sixth speed is achieved by turning off the signal to the C2 solenoid valve 72 and turning off the signal to the B1 solenoid valve 74. Even in this state, the apply pressure to the B1 brake hydraulic servo 84 is similarly applied to the same valve as in the second speed. Thus, the sixth speed is achieved by engaging the C2 clutch and supporting the B1 brake reaction force.
[0044]
Next, the operation at the time of the solenoid modulator valve failure of the hydraulic control device that normally enters the hydraulic pressure supply state as described above will be described. First, when the first solenoid modulator valve 54 is stuck in the closed state, the hydraulic pressure supply to the first modulator pressure oil passage L5 is lost, so that even if the electrical signals of the C1 solenoid valve 71 and the C3 solenoid valve 73 are turned off, The signal pressure from is not output. As a result, the spools of the spool valve portions 71A and 73A of both solenoid valves 71 and 73 are closed between the input and output ports by the spring load. As a result, the hydraulic pressure supply to the C1 clutch hydraulic servo 81 and the C3 clutch hydraulic servo 83 becomes impossible. In this state, as can be seen with reference to the engagement diagram of FIG. 2, it is impossible to achieve the first to fourth speeds involving the engagement of the C1 clutch, and the first state involving the engagement of the C3 clutch is not possible. Achieving 5th speed is also impossible. However, at this time, the achievable state of the sixth speed by the engagement of the C2 clutch and the B1 brake is maintained. In this case, supply of the apply pressure to the hydraulic servos 82 and 84 of the C2 clutch and B1 brake is performed by adjusting the pressure of the C2 solenoid valve 72 and the B1 solenoid valve 74 by supplying the solenoid modulator pressure by the second solenoid modulator valve 55. Made.
[0045]
On the other hand, when the second solenoid modulator valve 55 is stuck in the closed state, the hydraulic pressure supply to the second modulator pressure oil passage L6 is lost, so even if the electrical signals of the C2 solenoid valve 72 and the B1 solenoid valve 74 are turned off, The signal pressure from is not output. As a result, the spools of the spool valve portions 72A and 74A of both solenoid valves 72 and 74 are closed between the input and output ports by the spring load. As a result, the hydraulic pressure supply to the C2 clutch hydraulic servo 82 and the B1 brake hydraulic servo 84 becomes impossible. In this state, as can be seen with reference to the engagement chart of FIG. 2, it is impossible to achieve the fourth to sixth speeds involving the engagement of the C2 clutch, and the second speed involving the engagement of the B1 brake is not possible. It is impossible to achieve speed. However, at this time, it is possible to achieve the first speed by the single engagement of the C1 clutch (the engagement of the B3 brake is possible regardless of the failure of the solenoid modulator valve) or the third speed by the engagement of the C1 clutch and the C3 clutch. State is maintained. In this case, supply of the apply pressure to the hydraulic servos 81 and 83 of the C1 clutch and the C3 clutch is performed by adjusting the pressure of the C1 solenoid valve 71 and the C3 solenoid valve 73 by supplying the solenoid modulator pressure by the first solenoid modulator valve 54. Made.
[0046]
Thus, according to the circuit configuration of the first embodiment, the basic pressure applied to the other solenoid valves 72 and 74 by the second solenoid modulator valve 55 of the pressure regulating circuit in parallel with the first solenoid modulator valve 54. Supply is also assured when the first solenoid modulator valve 54 fails. On the other hand, even when the second solenoid modulator valve 55 fails, supply of the base pressure to the other solenoid valves 71 and 73 by the first solenoid modulator valve 54 is guaranteed. Therefore, it is possible to operate the hydraulic servo by operating each spool valve part by maintaining the signal pressure output of the solenoid valve related to achievement of any forward shift stage by supplying the base pressure from the two pressure regulating circuits in parallel, The traveling of the vehicle is ensured by the engagement of the corresponding frictional engagement elements. In particular, according to this circuit configuration, there is an advantage that it is possible to guarantee the supply of the base pressure to the solenoid valve at the time of one solenoid modulator valve failure without affecting the signal pressure output characteristics of the solenoid valves 71 to 74 at all. can get.
[0047]
Variations of the connection relationship between the first and second solenoid modulator valves 54 and 55 and the solenoid valves 71 to 74 in this embodiment are illustrated in FIG. The horizontal headings in this chart indicate the abbreviations of the hydraulic servos corresponding to the solenoid valves. The circles in each column indicate the connection with the first solenoid modulator valve 54, and the crosses indicate the connection with the second solenoid modulator valve 55. Represents a connection. The vertical heading pattern 1 corresponds to the connection of this embodiment, and the connection relation in this case and the guarantee at the time of failure are as described above.
[0048]
The next pattern 2 is an example in which the first solenoid modulator valve 54 is connected only to the C1 solenoid valve 71 and all other solenoid valves are connected to the second solenoid modulator valve 55. Even in such a connection, when the first solenoid modulator valve 54 fails, the achievable states of the fifth and sixth speeds that do not involve the engagement of the C1 clutch are maintained with reference to the engagement chart of FIG. On the contrary, when the second solenoid modulator valve 55 fails, it can be seen that the achievable state of the first speed in which the engagement of the other clutch and the brake is not involved is maintained.
[0049]
The next pattern 3 is an example in which the first solenoid modulator valve 54 is connected to the C1 solenoid valve 71 and the B1 solenoid valve 74 and the other solenoid valve is connected to the second solenoid modulator valve 55. In the case of this connection, referring to the engagement chart of FIG. 2 as well, when the first solenoid modulator valve 54 fails, the achievable state of the fifth speed by the engagement of the C2 clutch and the C3 clutch is maintained. When the second solenoid modulator valve 55 fails, the second speed achievable state is maintained by the engagement of the C1 clutch and the B1 brake.
[0050]
Next, FIG. 6 shows a second embodiment of the present invention. As shown in the partial circuit configuration of FIG. 6, in this embodiment, the line pressure oil passage L1 and the linear solenoid valve portions 71B to 74B as the solenoid valves are connected in parallel with the solenoid modulator valve 54A as the pressure adjustment valve. The pressure circuit is configured to include an orifice that bypasses the solenoid modulator valve 54A and supplies the line pressure by reducing it. That is, in this circuit, the solenoid modulator pressure is fed back to the spool end of the solenoid modulator valve 54A similar to the first and second solenoid modulator valves 54 and 55 of the first embodiment, and has the same diameter as the orifice 54a of the oil passage. The orifice 6 has a circuit configuration that is inserted in the middle of an oil passage that short-circuits the input side and the output side of the solenoid modulator valve 54A.
[0051]
In this embodiment, since the hydraulic pressure is supplied to the modulator pressure oil passage regardless of the failure of the solenoid modulator valve 54A, the downstream side of the circuit is the solenoid valve of all solenoid valves 71 to 74 as one system oil passage. It is connected to the input ports of the units 71B to 74B.
[0052]
When adopting such a form, it cannot be denied that the normal hydraulic pressure supply from the parallel circuit via the orifice 6 may affect the solenoid signal pressure output characteristics of the solenoid valves 71B to 74B at the normal time. The hydraulic servos 81 to 84 are operated by the signal output operation of each of the linear solenoid valves 71 to 74 at the time of stick failure of the solenoid modulator valve 54A and the operation of the spool valve portions 71A to 74A by the circuit configuration without an extremely simple moving part. The supply of the applied pressure to the can be guaranteed. Therefore, according to this configuration, there is an advantage that it is possible to ensure vehicle travel at all the shift stages that can be originally achieved by the gear train.
[0053]
The present invention has been described in detail with reference to two embodiments. However, the idea of the present invention is not limited to the illustrated hydraulic circuit, but can be applied to a wide general hydraulic control circuit.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear train of a 6-speed automatic transmission controlled by a hydraulic control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a chart showing the operation of the gear train by the hydraulic control device of the first embodiment.
FIG. 3 is a circuit diagram illustrating one of the circuits of the hydraulic control apparatus according to the first embodiment.
FIG. 4 is a circuit diagram illustrating the other half of the circuit of the hydraulic control device according to the first embodiment.
FIG. 5 is a chart showing a connection pattern between a pressure regulating valve and a control valve of the hydraulic control apparatus according to the first embodiment.
FIG. 6 is a partial circuit diagram of a hydraulic control device according to a second embodiment.
[Explanation of symbols]
C-1 C1 clutch (friction engagement element)
C-2 C2 clutch (friction engagement element)
C-3 C3 clutch (friction engagement element)
B-1 B1 brake (friction engagement element)
54 1st solenoid modulator valve (1st pressure regulation valve)
55 Second solenoid modulator valve (second pressure regulating valve)
6 Orifice
71 C1 solenoid valve
71A Spool valve (control valve)
71B Solenoid valve (solenoid valve)
72 C2 solenoid valve
72A Spool valve (control valve)
72B Solenoid valve (solenoid valve)
73 C3 solenoid valve (solenoid valve and control valve)
73A Spool valve (control valve)
73B Solenoid valve (solenoid valve)
74 B1 solenoid valve (solenoid valve and control valve)
74A Spool valve (control valve)
74B Solenoid valve (solenoid valve)
81 C1 hydraulic servo
82 C2 hydraulic servo
83 C3 hydraulic servo
84 B1 hydraulic servo

Claims (1)

少なくとも１つの前進走行段を達成可能な摩擦係合要素を操作する第１の系統の油圧サーボ及びその供給油路と、他の前進走行段を達成可能な摩擦係合要素を操作する第２の系統の油圧サーボ及びその供給油路とを並列して備え、
それぞれの前記供給油路に、各油圧サーボへの油圧の供給を個々に制御する制御弁が介挿され、
それぞれの該制御弁に、それらの制御作動のための信号圧を印加する専用のソレノイド弁が配置された自動変速機の油圧制御装置において、
ライン圧油路と前記第１の系統の供給油路の制御弁に信号圧を印加するソレノイド弁との間に、第１の調圧弁が介挿され、
ライン圧油路と前記第２の系統の供給油路の制御弁に信号圧を印加するソレノイド弁との間に、第２の調圧弁が介挿されたことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。A hydraulic servo of a first system that operates a friction engagement element that can achieve at least one forward travel stage and its supply oil path, and a second that operates a friction engagement element that can achieve another forward travel stage. In parallel with the system hydraulic servo and its supply oil path,
A control valve for individually controlling the supply of hydraulic pressure to each hydraulic servo is inserted in each of the supply oil passages,
In a hydraulic control device for an automatic transmission in which a dedicated solenoid valve for applying a signal pressure for the control operation is arranged on each control valve,
A first pressure regulating valve is interposed between a line pressure oil passage and a solenoid valve that applies a signal pressure to the control valve of the first system supply oil passage,
The hydraulic pressure of an automatic transmission, wherein a second pressure regulating valve is interposed between a line pressure oil passage and a solenoid valve that applies a signal pressure to a control valve of a supply oil passage of the second system. Control device.

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