JP2016102565A

JP2016102565A - 切替バルブ

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Publication number: JP2016102565A
Application number: JP2014241530A
Authority: JP
Inventors: 裕亮平野; Yusuke Hirano; 浩二福元; Koji Fukumoto
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2014-11-28
Filing date: 2014-11-28
Publication date: 2016-06-02

Abstract

【課題】バルブボディの小型化および製造コストの低減を図ることができる、切替バルブを提供する。【解決手段】フェイルセーフバルブ８２は、スリーブ８５と、スリーブ８５内に通常位置とフェイルセーフ位置との間で変位可能に設けられたスプール８６とを備えている。スプール８６が通常位置に位置する状態では、第２入力ポート９０が閉鎖され、第１入力ポート８９が第１内部油路９６を介して出力ポート９３と連通する。スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態では、第１入力ポート８９が閉鎖され、第２入力ポート９０の開放部９８のみが開放され、第２入力ポート９０の残りの部分が閉鎖されて、その開放部９８が第２内部油路９７を介して出力ポート９３と連通する。【選択図】図５Ｂ

Description

本発明は、変速機に用いられる切替バルブに関し、とくにフェイルセーフバルブとして好適な切替バルブに関する。

車両に搭載される変速機として、ＡＴ（Automatic Transmission：自動変速機）や副変速機付ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission：無段変速機）など、前進２段以上の変速段を有する自動変速機が知られている。

かかる自動変速機には、クラッチやブレーキなどの複数の係合要素が備えられている。そして、それらの係合要素の係合および解放の組合せにより、前進各段および後進段の各変速段が構成される。

各係合要素は、油圧により係合／解放される。係合要素に油圧を供給する油圧回路では、各係合要素に供給される油圧を制御する油圧制御バルブとして、たとえば、リニアソレノイドバルブが用いられている。係合要素を係合させる際には、油圧制御バルブ（リニアソレノイドバルブ）の電磁コイルへの通電が制御されることにより、油圧制御バルブに入力される元圧が比較的緩やかに立ち上がるように調圧され、その調圧された油圧が係合要素に供給されることにより、係合要素の係合ショックの発生が抑制される。

また、かかる自動変速機を搭載した車両では、たとえば、自動変速機を制御するＥＣＵ（電子制御ユニット）の故障など、自動変速機の制御に異常が発生した場合に、そのフェイルセーフとして、自動変速機の所定の変速段を構成して、短距離の走行を可能とするリンプホーム（非常時回避）機能が搭載されている。

特開２００４−１７６８９０号公報

図９Ａおよび図９Ｂに示される回路は、フェイルセーフ時（リンプホーム機能の作動時）に係合される係合要素に油圧を供給するための回路の従来例である。

フェイルセーフ時に、油圧制御バルブが正常に動作するか否かにかかわらず、自動変速機の所定の変速段を構成するための係合要素に係合油圧を供給するために、当該係合要素に対応づけて、フェイルセーフバルブ１０１が設けられている。

フェイルセーフバルブ１０１は、スリーブ１０２と、スリーブ１０２内に収容され、通常位置とフェイルセーフ位置との間で変位可能に設けられたスプール１０３と、スプール１０３を通常位置に向けて付勢するスプリング１０４とを備えている。

スリーブ１０２の周壁には、切替圧ポート１０５、第１入力ポート１０６および第２入力ポート１０７が形成されている。切替圧ポート１０５には、フェイルセーフ時に、スプール１０３を通常位置からフェイルセーフ位置に変位させるためのフェイルセーフ切替圧が入力される。第１入力ポート１０６には、第１油圧経路１０８が接続されており、第１油圧経路１０８を通して、油圧制御バルブ１０９により調圧された油圧が入力される。第２入力ポート１０７には、第２油圧経路１１０が接続されており、第２油圧経路１１０を介して、油圧制御バルブ１０９により調圧されていない元圧が入力される。

また、スリーブ１０２の周壁には、出力ポート１１１が形成されている。係合要素には、出力ポート１１１から出力される油圧が入力される。

油圧制御バルブ１０９には、元圧が入力される。油圧制御バルブ１０９の電磁コイルへの通電が制御されることにより、油圧制御バルブ１０９に入力される元圧が調圧され、その調圧された油圧が油圧制御バルブ１０９から出力される。

切替圧ポート１０５にフェイルセーフ切替圧が入力されていない状態では、図９Ａに示されるように、スプリング１０４の付勢力により、スプール１０３が通常位置に位置している。この状態では、第１入力ポート１０６と出力ポート１１１とがスリーブ１０２内の内部油路１１２を介して連通し、第２入力ポート１０７と出力ポート１１１とがスプール１０３のランド部１１３により遮断される。そのため、出力ポート１１１からは、第１入力ポート１０６に入力される油圧、つまり油圧制御バルブ１０９により調圧された油圧が出力され、その出力される油圧が係合要素に入力される。これにより、係合要素は、調圧された油圧により係合する。

フェイルセーフ時に、フェイルセーフ切替圧が切替圧ポート１０５に入力されると、図９Ｂに示されるように、スプール１０３がスプリング１０４の付勢力に抗してフェイルセーフ位置に変位する。これにより、第２入力ポート１０７と出力ポート１１１とがスリーブ１０２内の内部油路１１４を介して連通し、第１入力ポート１０６と出力ポート１１１とがスプール１０３のランド部１１５により遮断される。そのため、出力ポート１１１からは、第２入力ポート１０７に入力される油圧、つまり油圧制御バルブ１０９により調圧されていない元圧が出力される。したがって、係合要素には、出力ポート１１１から出力される元圧が入力され、係合要素は、その元圧により係合する。

ところが、係合要素に元圧がそのまま供給されると、大きな変速ショックが生じ、車両の挙動の乱れや関連部品の破損などを招くおそれがある。

そこで、第２油圧経路１１０の途中部には、第２油圧経路１１０を流通する作動油の流量を制限するためのオリフィス１１６が設けられている。これにより、第２油圧経路１１０からフェイルセーフバルブ１０１を介して係合要素に入力される油圧の変化が緩慢になるので、係合要素の係合を緩やかにすることができ、大きな変速ショックの発生を抑制することができる。

フェイルセーフバルブ１０１などの各要素を含む油圧回路は、自動変速機のバルブボディ内で構成されている。バルブボディは、２層に設けられたアッパボディおよびロアボディと、アッパボディとロアボディとに挟み込まれたバルブボディプレートとを備えている。作動油が流通する第１油圧経路１０８および第２油圧経路１１０などは、アッパボディおよびロアボディの各内面に形成された溝で構成されている。そのため、オリフィス１１６は、バルブボディプレートに微小な貫通孔として形成され、オリフィス１１６が設けられる第２油圧経路１１０は、アッパボディとロアボディとに跨がって形成される。

アッパボディとロアボディとに跨がる第２油圧経路１１０は、バルブボディの小型化の障害となる。また、バルブボディプレートにオリフィス１１６を形成する穴開け加工が必要となり、その穴開け加工がバルブボディの製造コストの低減の妨げとなっている。

本発明の目的は、バルブボディの小型化および製造コストの低減を図ることができる、切替バルブを提供することである。

前記の目的を達成するため、本発明に係る切替バルブは、変速機のバルブボディに形成され、略円筒状の周壁を有するスリーブと、スリーブ内に、第１位置と第２位置との間でスリーブの中心線方向に変位可能に設けられるスプールとを備え、スリーブの周壁には、油圧が第１油圧経路を通して入力される第１入力ポート、油圧が第２油圧経路を通して入力される第２入力ポート、および変速機の係合要素と連通し、第１入力ポートに入力される油圧または第２入力ポートに入力される油圧を選択的に出力する出力ポートが形成されており、スプールには、第１ランド部および第２ランド部が中心線方向に間隔を空けて形成されており、第２ランド部は、スプールが第１位置に位置する状態で、第２ランド部により第２入力ポートが閉鎖され、第１ランド部と第２ランド部との間に第１内部油路が形成されて、第１入力ポートが第１内部油路を介して出力ポートと連通し、スプールが第２位置に位置する状態で、第１ランド部により第１入力ポートが閉鎖され、第１ランド部と第２ランド部との間に第２内部油路が形成され、第２ランド部により第２入力ポートがその一部を除いて閉鎖されて、第２入力ポートの当該一部が第２内部油路を介して出力ポートと連通するように、形成されている。

この構成によれば、スプールが第１位置に位置する状態では、第２入力ポートが閉鎖され、第１入力ポートが第１内部油路を介して出力ポートと連通する。そのため、スプールが第１位置に位置する状態では、第１油圧経路から第１入力ポートに入力される油圧を出力ポートから出力することができる。

一方、スプールが第２位置に位置する状態では、第１入力ポートが閉鎖され、第２入力ポートの一部（以下、この欄において「開放部」という。）のみが開放され、第２入力ポートの残りの部分が閉鎖されて、その開放部が第２内部油路を介して出力ポートと連通する。そのため、スプールが第２位置に位置する状態では、第２油圧経路から第２内部油路に流入する作動油の流量が開放部を通過する際に絞られる。すなわち、スプールが第２位置に位置する状態では、開放部が油圧を受け入れるとともにオリフィスとして機能する。

よって、バルブボディにオリフィスを設ける必要をなくすことができる。そして、オリフィスをなくすことにより、バルブボディの小型化および製造コストの低減を図ることができる。

切替バルブは、通常時に係合要素に入力される油圧とフェイルセーフ時（異常時）に係合要素に入力される油圧とを切り替えるためのフェイルセーフバルブとして好適に使用することができる。

この場合、第１入力ポートには、元圧から調圧された油圧が第１油圧経路を通して入力され、調圧されていない油圧（元圧）が第２油圧経路を通して第２入力ポートに入力されるとよい。これにより、通常時には、スプールを第１位置に位置させることにより、元圧から調圧された油圧を係合要素に入力することができ、係合要素を良好に係合させることができる。一方、フェイルセーフ時には、スプールを第２位置に位置させることにより、調圧されていない油圧を係合要素に入力することができる。このとき、開放部がオリフィスとして機能することにより、切替バルブから係合要素に入力される油圧の変化を緩慢にすることができ、係合要素の係合時に大きな係合ショックが発生することを抑制できる。

開放部の中心線方向の幅をＷとし、スリーブの内径（直径）をＤとし、作動油通過面積をπＤ×Ｗと考えて、日本工業規格「ＪＩＳＺ８７６２」で定められた流量計算式に従って算出される流量の作動油が係合要素に供給された場合に、係合要素に一定以上の係合ショックを発生しない流量となるように、開放部の中心線方向の幅が設定されていることが好ましい。

また、開放部の中心線方向の幅は、第２内部油路の径方向の幅よりも小さいことが好ましい。これにより、開放部によるオリフィス機能を効果的に発揮することができる。

本発明によれば、バルブボディにオリフィスを設ける必要をなくすことができる。そして、オリフィスをなくすことにより、バルブボディの小型化および製造コストの低減を図ることができる。

車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。車両の前進時および後進時におけるハイブレーキ、リバースブレーキおよびロークラッチの状態を示す図である。無段変速機構の変速比（ベルト変速比）と動力分割式無段変速機の変速比（Ｔ／Ｍ変速比）との関係を示す図である。合成用歯車機構のサンギヤ、キャリアおよびリングギヤの回転数の関係を示す共線図である。本発明の一実施形態に係るフェイルセーフバルブを備える油圧回路の構成を示す回路図であり、スプールが通常位置に位置する状態を示す。油圧回路の構成を示す回路図であり、スプールがフェイルセーフ位置に位置する状態を示す。フェイルセーフバルブの一部を拡大して示す断面図である。第１変形例に係るフェイルセーフバルブの一部を拡大して示す断面図である。第２変形例に係るフェイルセーフバルブの一部を拡大して示す断面図である。従来のフェイルセーフバルブを備える油圧回路の構成を示す図であり、スプールが通常位置に位置する状態を示す。従来のフェイルセーフバルブを備える油圧回路の構成を示す図であり、スプールが通常位置に位置する状態を示す。

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。

＜駆動系統の構成＞

図１は、本発明の一実施形態に係るフェイルセーフバルブ８２が用いられた動力分割式無段変速機４を搭載する車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。

車両１は、エンジン（Ｅ／Ｇ）２を動力源とする自動車である。車両１には、トルクコンバータ３および動力分割式無段変速機４が搭載されている。

トルクコンバータ３は、トルコン入力軸１１、トルコン出力軸１２、ポンプインペラ１３、タービンランナ１４およびロックアップクラッチ１５を備えている。トルコン入力軸１１およびトルコン出力軸１２は、エンジン２の出力軸１６（以下「Ｅ／Ｇ出力軸１６」という。）と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。トルコン入力軸１１には、Ｅ／Ｇ出力軸１６が連結されている。ポンプインペラ１３の中心には、トルコン入力軸１１が接続され、ポンプインペラ１３は、トルコン入力軸１１と一体的に回転可能に設けられている。タービンランナ１４の中心には、トルコン出力軸１２が接続され、タービンランナ１４は、トルコン出力軸１２と一体的に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ１５が係合されると、ポンプインペラ１３とタービンランナ１４とが直結され、ロックアップクラッチ１５が解放されると、ポンプインペラ１３とタービンランナ１４とが分離される。

ロックアップクラッチ１５が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸１６からトルコン入力軸１１に動力が入力されると、トルコン入力軸１１およびポンプインペラ１３が回転する。ポンプインペラ１３が回転すると、ポンプインペラ１３からタービンランナ１４に向かうオイルの流れが生じる。このオイルの流れがタービンランナ１４で受けられて、タービンランナ１４が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ１４には、トルコン入力軸１１に入力される動力（トルク）よりも大きな動力が発生する。そして、そのタービンランナ１４の動力がトルコン出力軸１２から出力される。

ロックアップクラッチ１５が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸１６からトルコン入力軸１１に動力が入力されると、トルコン入力軸１１、ポンプインペラ１３およびタービンランナ１４が一体となって回転する。そして、タービンランナ１４の回転による動力がトルコン出力軸１２から出力される。

動力分割式無段変速機４は、トルクコンバータ３から出力される動力をデファレンシャルギヤ５に伝達する。動力分割式無段変速機４は、Ｔ／Ｍ入力軸２１、Ｔ／Ｍ出力軸２２、無段変速機構２３、一定変速機構２４および合成用歯車機構２５を備えている。

Ｔ／Ｍ入力軸２１には、トルコン出力軸１２が連結されている。

Ｔ／Ｍ出力軸２２は、Ｔ／Ｍ入力軸２１と平行に設けられている。

無段変速機構２３は、公知のベルト式の無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）と同様の構成を有している。具体的には、無段変速機構２３は、Ｔ／Ｍ入力軸２１に連結されたプライマリ軸３１と、プライマリ軸３１と平行に設けられたセカンダリ軸３２と、プライマリ軸３１に相対回転不能に支持されたプライマリプーリ３３と、セカンダリ軸３２に相対回転不能に支持されたセカンダリプーリ３４と、プライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４とに巻き掛けられたベルト３５とを備えている。

一定変速機構２４は、遊星歯車機構４１、スプリットドライブギヤ４２、スプリットドリブンギヤ４３およびアイドルギヤ４４を備えている。

遊星歯車機構４１には、キャリア４５、サンギヤ４６およびリングギヤ４７が含まれる。キャリア４５は、Ｔ／Ｍ入力軸２１に相対回転不能に支持されている。キャリア４５は、複数個のピニオンギヤ４８を回転可能に支持している。複数のピニオンギヤ４８は、円周上に配置されている。サンギヤ４６は、Ｔ／Ｍ入力軸２１に相対回転可能に外嵌されて、各ピニオンギヤ４８にＴ／Ｍ入力軸２１の回転径方向の内側から噛合している。リングギヤ４７は、キャリア４５の周囲を取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ４８にＴ／Ｍ入力軸２１の回転径方向の外側から噛合している。

スプリットドライブギヤ４２は、サンギヤ４６と一体回転可能に設けられている。

スプリットドリブンギヤ４３は、次に述べる合成用歯車機構２５のキャリア５１の外周に、キャリア５１と一体回転可能に設けられている。

アイドルギヤ４４は、スプリットドライブギヤ４２およびスプリットドリブンギヤ４３と噛合している。

合成用歯車機構２５は、遊星歯車機構の構成を有している。すなわち、合成用歯車機構２５は、キャリア５１、サンギヤ５２およびリングギヤ５３を備えている。キャリア５１の中心には、無段変速機構２３のセカンダリ軸３２が相対回転可能に挿通されている。キャリア５１は、複数個のピニオンギヤ５４を回転可能に支持している。複数のピニオンギヤ５４は、円周上に配置されている。サンギヤ５２は、セカンダリ軸３２に相対回転不能に支持されて、各ピニオンギヤ５４にセカンダリ軸３２の回転径方向の内側から噛合している。リングギヤ５３は、キャリア５１の周囲を取り囲む円環状を有し、各ピニオンギヤ５４にセカンダリ軸３２の回転径方向の外側から噛合している。また、リングギヤ５３の中心には、Ｔ／Ｍ出力軸２２の一端が接続され、リングギヤ５３は、Ｔ／Ｍ出力軸２２と一体回転可能に設けられている。Ｔ／Ｍ出力軸２２の他端部には、出力ギヤ５５が相対回転不能に支持されている。

出力ギヤ５５の回転は、アイドルギヤ機構６を経由して、デファレンシャルギヤ５に伝達される。アイドルギヤ機構６には、Ｔ／Ｍ出力軸２２と平行に設けられたアイドル軸６１と、アイドル軸６１に相対回転不能に支持された第１アイドルギヤ６２および第２アイドルギヤ６３とが含まれる。第１アイドルギヤ６２は、出力ギヤ５５と噛合している。第２アイドルギヤ６３は、デファレンシャルギヤ５に備えられたリングギヤ６４と噛合している。

また、動力分割式無段変速機４は、ハイブレーキＨＢ、リバースブレーキＲＢおよびロークラッチＬＣを備えている。

ハイブレーキＨＢは、リングギヤ４７を制動する係合状態（オン）と、リングギヤ４７の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

リバースブレーキＲＢは、スプリットドライブギヤ４２（サンギヤ４６）を制動する係合状態（オン）と、スプリットドライブギヤ４２の回転を許容する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

ロークラッチＬＣは、Ｔ／Ｍ出力軸２２とセカンダリ軸３２とを直結する係合状態（オン）と、その直結を解除する解放状態（オフ）とに切り替えられる。

＜動力伝達モード＞

図２は、車両１の前進時および後進時におけるハイブレーキＨＢ、リバースブレーキＲＢおよびロークラッチＬＣの状態を示す図である。図３は、無段変速機構２３の変速比（以下「ベルト変速比」という。）γ_ｂと動力分割式無段変速機４の変速比（以下「Ｔ／Ｍ変速比」という。）γ_ａｌｌとの関係を示す図である。

図２において、「○」は、ハイブレーキＨＢ、リバースブレーキＲＢおよびロークラッチＬＣが係合状態であることを示している。

動力分割式無段変速機４は、車両１の前進時の動力伝達モードとして、ベルトモードおよびスプリットモードを有している。

ベルトモードでは、ハイブレーキＨＢおよびリバースブレーキＲＢが解放状態にされる。そして、ロークラッチＬＣが係合状態にされる。これにより、Ｔ／Ｍ出力軸２２およびセカンダリ軸３２が直結される。

Ｔ／Ｍ入力軸２１に入力される動力は、無段変速機構２３のプライマリ軸３１に伝達され、プライマリ軸３１およびプライマリプーリ３３を回転させる。プライマリプーリ３３の回転は、ベルト３５を介して、セカンダリプーリ３４に伝達され、セカンダリプーリ３４およびセカンダリ軸３２を回転させる。ロークラッチＬＣが係合されているので、Ｔ／Ｍ出力軸２２がセカンダリ軸３２と一体に回転する。したがって、ベルトモードでは、図３に示されるように、Ｔ／Ｍ変速比γ_ａｌｌがベルト変速比γ_ｂと一致する。

Ｔ／Ｍ出力軸２２の回転は、出力ギヤ５５、第１アイドルギヤ６２、アイドル軸６１および第２アイドルギヤ６３を介して、デファレンシャルギヤ５のリングギヤ６４に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト７１，７２が前進方向に回転する。

図４は、合成用歯車機構２５のキャリア５１、サンギヤ５２およびリングギヤ５３の回転数の関係を示す共線図である。

スプリットモードでは、図２に示されるように、ハイブレーキＨＢが係合状態にされ、リバースブレーキＲＢおよびロークラッチＬＣが解放状態にされる。ハイブレーキＨＢが係合状態にされることにより、一定変速機構２４のリングギヤ４７が制動される。また、ロークラッチＬＣが解放状態にされることにより、Ｔ／Ｍ出力軸２２とセカンダリ軸３２との直結が解除される。

Ｔ／Ｍ入力軸２１に入力される動力は、無段変速機構２３のプライマリ軸３１に伝達され、プライマリ軸３１およびプライマリプーリ３３を回転させる。プライマリプーリ３３の回転は、ベルト３５を介して、セカンダリプーリ３４に伝達され、セカンダリプーリ３４およびセカンダリ軸３２を回転させる。セカンダリ軸３２の回転により、合成用歯車機構２５のサンギヤ５２が回転する。

また、一定変速機構２４のリングギヤ４７が制動されているので、Ｔ／Ｍ入力軸２１に入力される動力は、一定変速機構２４のキャリア４５を公転させるとともに、そのキャリア４５に保持されているピニオンギヤ４８を回転させる。ピニオンギヤ４８の回転により、ピニオンギヤ４８からサンギヤ４６に動力が入力される。これにより、ピニオンギヤ４８およびスプリットドライブギヤ４２が回転する。スプリットドライブギヤ４２の回転は、アイドルギヤ４４を介して、スプリットドリブンギヤ４３に伝達され、スプリットドリブンギヤ４３および合成用歯車機構２５のキャリア５１を回転させる。

一定変速機構２４の変速比γ_ｇが一定で不変（固定）であるので、スプリットモードでは、Ｔ／Ｍ入力軸２１に入力される動力が一定であれば、合成用歯車機構２５のキャリア５１の回転が一定速度に保持される。そのため、ベルト変速比γ_ｂが上げられると、図４に示されるように、合成用歯車機構２５のサンギヤ５２の回転速度が下がるので、合成用歯車機構２５のリングギヤ５３（Ｔ／Ｍ出力軸２２）の回転速度が上がる。その結果、スプリットモードでは、図３に示されるように、ベルト変速比γ_ｂが大きいほど、Ｔ／Ｍ変速比γ_ａｌｌが下がる。

車両１を後進させるための後進モードでは、ハイブレーキＨＢおよびロークラッチＬＣが解放状態にされる。そして、リバースブレーキＲＢが係合状態にされる。これにより、スプリットドライブギヤ４２（サンギヤ４６）が制動される。スプリットドライブギヤ４２の制動により、一定変速機構２４のアイドルギヤ４４が回転不能となり、スプリットドリブンギヤ４３およびキャリア５１が回転不能となる。

Ｔ／Ｍ入力軸２１に入力される動力は、無段変速機構２３のプライマリ軸３１に伝達され、プライマリ軸３１およびプライマリプーリ３３を回転させる。プライマリプーリ３３の回転は、ベルト３５を介して、セカンダリプーリ３４に伝達され、セカンダリプーリ３４およびセカンダリ軸３２を回転させる。セカンダリ軸３２の回転により、合成用歯車機構２５のサンギヤ５２が回転する。キャリア５１が回転不能なため、サンギヤ５２が回転すると、リングギヤ５３がサンギヤ５２と逆方向に回転する。このリングギヤ５３の回転方向は、ベルトモードおよびスプリットモードにおけるリングギヤ５３の回転方向と逆方向となる。そして、リングギヤ５３と一体にＴ／Ｍ出力軸２２が回転する。Ｔ／Ｍ出力軸２２の回転は、出力ギヤ５５、第１アイドルギヤ６２、アイドル軸６１および第２アイドルギヤ６３を介して、デファレンシャルギヤ５のリングギヤ６４に伝達される。これにより、車両１のドライブシャフト７１，７２が後進方向に回転する。

＜油圧回路＞

図５Ａおよび図５Ｂは、本発明の一実施形態に係るフェイルセーフバルブ８２を備える油圧回路８１の構成を示す回路図である。図６は、フェイルセーフバルブ８２の一部を拡大して示す断面図である。

油圧回路８１は、ロークラッチＬＣに油圧を供給する回路であり、動力分割式無段変速機４のバルブボディに設けられている。油圧回路８１には、フェイルセーフバルブ８２および油圧制御バルブ８３が含まれる。

フェイルセーフバルブ８２は、バルブボディに形成され、略円筒状の周壁８４を有するスリーブ８５と、スリーブ８５内に、図５Ａに示される通常位置と図５Ｂに示されるフェイルセーフ位置との間でスリーブ８５の中心線方向に変位可能に設けられたスプール８６と、スプール８６を通常位置に向けて付勢するスプリング８７とを備えている。

スリーブ８５の周壁８４には、油圧が入力されるポートとして、切替圧ポート８８、第１入力ポート８９および第２入力ポート９０がそれぞれ円形の開口として形成されている。切替圧ポート８８には、フェイルセーフ時に、スプール８６を通常位置からフェイルセーフ位置に変位させるためのフェイルセーフ切替圧が入力される。第１入力ポート８９には、第１油圧経路９１が接続されており、第１油圧経路９１を通して、油圧制御バルブ８３により調圧された油圧が入力される。第２入力ポート９０には、第２油圧経路９２が接続されており、第２油圧経路９２を介して、油圧制御バルブ８３により調圧されていない元圧が入力される。

また、スリーブ８５の周壁８４には、出力ポート９３が形成されている。ロークラッチＬＣには、出力ポート９３から出力される油圧が入力される。

スプール８６には、第１入力ポート８９および第２入力ポート９０に対応して、第１ランド部９４および第２ランド部９５が中心線方向に間隔を空けて形成されている。

なお、以下では、説明の理解を助けるため、第１ランド部９４側を上側とし、第２ランド部９５側を下側と規定する。

第１ランド部９４は、スプール８６が通常位置に位置する状態において、上端部が切替圧ポート８８に対向し、かつ、下端部が第１入力ポート８９とほぼ対向せず、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、第１入力ポート８９を完全に閉鎖する寸法に形成されている。

第２ランド部９５は、スプール８６が通常位置に位置する状態において、第２入力ポート９０を完全に閉鎖し、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、上端部が第２入力ポート９０と対向し、かつ、図６に示されるように、その上端面と第２入力ポート９０の上端との間に幅Ｗの隙間が生じる寸法に形成されている。

幅Ｗは、スリーブ８５の内径（直径）をＤとし、作動油通過面積をπＤ×Ｗと考えて、日本工業規格「ＪＩＳＺ８７６２」で定められた流量計算式に従って算出される流量の作動油がロークラッチＬＣに供給された場合に、ロークラッチＬＣに一定以上の係合ショックを発生しない流量となるように設定されている。

油圧制御バルブ８３には、たとえば、非通電時に出力油圧が０（零）になるノーマルクローズタイプのリニアソレノイドバルブが用いられる。油圧制御バルブ８３には、元圧が入力される。油圧制御バルブ８３の電磁コイルへの通電が制御されることにより、油圧制御バルブ８３に入力される元圧が調圧され、その調圧された油圧が油圧制御バルブ８３から出力される。

切替圧ポート８８にフェイルセーフ切替圧が入力されていない状態では、図５Ａに示されるように、スプリング８７の付勢力により、スプール８６が通常位置に位置している。この状態では、第２ランド部９５により、第２入力ポート９０が完全に閉鎖される。スリーブ８５内には、第１ランド部９４と第２ランド部９５との間に、第１内部油路９６が形成される。そして、第１入力ポート８９と出力ポート９３とが第１内部油路９６を介して連通する。

そのため、出力ポート９３からは、第１入力ポート８９に入力される油圧、つまり油圧制御バルブ８３により調圧された油圧が出力され、その出力される油圧がロークラッチＬＣに入力される。これにより、ロークラッチＬＣは、調圧された油圧により係合する。

フェイルセーフ時に、フェイルセーフ切替圧が切替圧ポート８８に入力されると、図５Ｂに示されるように、スプール８６がスプリング８７の付勢力に抗してフェイルセーフ位置に変位する。これにより、第１ランド部９４により、第１入力ポート８９が閉鎖される。スリーブ８５内には、第１ランド部９４と第２ランド部９５との間に、第２内部油路９７が形成される。そして、第２ランド部９５の上端面と第２入力ポート９０の上端との間に幅Ｗの隙間が生じ、第２ランド部９５により第２入力ポート９０がその一部９８を除いて閉鎖されて、その開放された一部９８（以下「開放部９８」という。）が第２内部油路９７を介して出力ポート９３と連通する。図６に示されるように、第２内部油路９７の径方向の幅Ｗ１は、第２ランド部９５の上端面と第２入力ポート９０の上端との間の幅Ｗよりも大きい。

そのため、第２油圧経路９２を元圧により送られる作動油は、開放部９８を通過する際に流量が大きく絞られて、第２内部油路９７に流入する。すなわち、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態では、開放部９８が油圧を受け入れるとともにオリフィスとして機能する。これにより、出力ポート９３から小流量の作動油が出力され、その小流量の作動油がロークラッチＬＣに供給されて、ロークラッチＬＣが係合する。

＜作用効果＞

以上のように、スプール８６が通常位置に位置する状態では、第２入力ポート９０が閉鎖され、第１入力ポート８９が第１内部油路９６を介して出力ポート９３と連通する。そのため、スプール８６が通常位置に位置する状態では、第１油圧経路９１から第１入力ポート８９に入力される油圧を出力ポート９３から出力することができる。これにより、通常時には、スプール８６を通常位置に位置させることにより、元圧から調圧された油圧をロークラッチＬＣに入力することができ、ロークラッチＬＣを良好に係合させることができる。

一方、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態では、第１入力ポート８９が閉鎖され、第２入力ポート９０の開放部９８のみが開放され、第２入力ポート９０の残りの部分が閉鎖されて、その開放部９８が第２内部油路９７を介して出力ポート９３と連通する。そのため、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態では、第２油圧経路から第２内部油路９７に流入する作動油の流量が開放部９８を通過する際に絞られる。すなわち、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態では、開放部９８が油圧を受け入れるとともにオリフィスとして機能する。

そして、フェイルセーフ時に、スプール８６をフェイルセーフ位置に位置させることにより、調圧されていない油圧をロークラッチＬＣに入力することができる。このとき、開放部９８がオリフィスとして機能することにより、切替バルブからロークラッチＬＣに入力される油圧の変化を緩慢にすることができ、ロークラッチＬＣの係合時に大きな係合ショックが発生することを抑制できる。

さらに、フェイルセーフ時に、ロークラッチＬＣを係合させることができるので、動力分割式無段変速機４の動力伝達モードをベルトモードに設定することができ、ベルトモードでの車両１の短距離の走行を可能とするリンプホーム（非常時回避）機能を実現することができる。

また、開放部９８の中心線方向の幅は、第２内部油路９７の径方向の幅よりも小さいことが好ましい。これにより、開放部９８によるオリフィス機能を効果的に発揮することができる。

＜変形例＞

以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。

たとえば、図６に示される構成に代えて、図７に示される構成が採用されてもよい。図７に示される構成では、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、第２ランド部９５の上端面が第２入力ポート９０の上端よりも上方に位置する。そして、第２ランド部９５の上端部は、その下側の部分よりも径が小さい小径部９５１として形成されている。これにより、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、第２入力ポート９０は、小径部９５１の側面と対向する一部が開放され、当該一部以外の部分が第２ランド部９５により閉鎖される。

図７に示される構成によっても、前述の作用効果と同様の作用効果を奏することができる。

また、図８に示される構成が採用されてもよい。図８に示される構成では、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、第２ランド部９５の上端面が第２入力ポート９０の上端よりも上方に位置する。そして、第２ランド部９５の上端部には、第２入力ポート９０と対向する部分に、当該部分を切り欠くことにより切欠部９５２が形成されている。これにより、スプール８６がフェイルセーフ位置に位置する状態において、切欠部９５２が第２入力ポート９０と対向し、第２入力ポート９０は、切欠部９５２と対向する一部が開放され、当該一部以外の部分が第２ランド部９５により閉鎖される。

図８に示される構成によっても、前述の作用効果と同様の作用効果を奏することができる。

前述の実施形態では、本発明がフェイルセーフバルブ８２に適用された場合を取り上げたが、本発明に係る切替バルブは、フェイルセーフ以外の用途に広く用いることができる。

また、変速機の一例として、動力分割式無段変速機４を取り上げたが、本発明に係る切替バルブは、自動変速機（ＡＴ：Automatic Transmission）または無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）など、他の種類の変速機にも用いることができる。

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。

４動力分割式無段変速機（変速機）
８２フェイルセーフバルブ（切替バルブ）
８３油圧制御バルブ
８４周壁
８５スリーブ
８６スプール
８９第１入力ポート
９０第２入力ポート
９１第１油圧経路
９２第２油圧経路
９３出力ポート
９４第１ランド部
９５第２ランド部
９６第１内部油路
９７第２内部油路
９８開放部（一部）
ＬＣロークラッチ（係合要素）

Claims

変速機のバルブボディに形成され、略円筒状の周壁を有するスリーブと、前記スリーブ内に、第１位置と第２位置との間で前記スリーブの中心線方向に変位可能に設けられるスプールとを備え、
前記スリーブの前記周壁には、
油圧が第１油圧経路を通して入力される第１入力ポート、
油圧が第２油圧経路を通して入力される第２入力ポート、および
前記変速機の係合要素と連通し、前記第１入力ポートに入力される油圧または前記第２入力ポートに入力される油圧を選択的に出力する出力ポートが形成されており、
前記スプールには、
第１ランド部および前記第２ランド部が前記中心線方向に間隔を空けて形成されており、
前記第２ランド部は、
前記スプールが前記第１位置に位置する状態で、前記第２ランド部により前記第２入力ポートが閉鎖され、前記第１ランド部と前記第２ランド部との間に第１内部油路が形成されて、前記第１入力ポートが前記第１内部油路を介して前記出力ポートと連通し、
前記スプールが前記第２位置に位置する状態で、前記第１ランド部により前記第１入力ポートが閉鎖され、前記第１ランド部と前記第２ランド部との間に第２内部油路が形成され、前記第２ランド部により前記第２入力ポートがその一部を除いて閉鎖されて、前記第２入力ポートの当該一部が前記第２内部油路を介して前記出力ポートと連通するように、形成されている、切替バルブ。