JP3664179B2

JP3664179B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3664179B2
Application number: JP19523294A
Authority: JP
Inventors: 章高木; 勝鈴木; 一志中谷
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1994-08-19
Filing date: 1994-08-19
Publication date: 2005-06-22
Anticipated expiration: 2020-06-22
Also published as: JPH0861491A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、自動変速機の変速機構を油圧で変速制御する自動変速機用油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、回転駆動力を負荷に応じスムーズに伝達するため、車両用等に多く利用されている自動変速機は、制御弁により油圧を調節し各摩擦係合装置を制御して変速制御を行っている。変速制御は、乗員によりある程度任意のギア位置を選択するセレクトレバーによる手動制御と、エンジンのスロットル開度や車速などからエンジン制御コンピュータ（ＥＣＵ）により適正なギア比になるように摩擦係合装置を決定する自動制御とにより行われる。回転駆動力を負荷に応じスムーズに伝達するため、複数の制御弁、アキュムレータ、電磁弁等を用いた油圧回路で自動変速機の個々の摩擦係合装置の油圧を制御することにより変速制御を実現している。このような構成では、自動変速機内の摩擦係合装置の数だけ制御弁が必要になるため、装置が大型化して多くの部品を必要とするとともに、装置が複雑で製造コストが高いという問題がある。
【０００３】
このような問題を解決するため、複数の制御弁を１か所にまとめた集積弁により、装置の小型、軽量、簡素化を図ることが考えられる。このものでは、ＥＣＵフェイルシステム等により、電子制御の自動制御機能が故障しても乗員がセレクトレバーを操作することにより、前進や後退の選択や、ある程度、前進時の変速段の選択を行えるようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の集積弁により自動変速を制御する装置の場合、制御弁の切換えを電気的手段のみで行っているので、ＥＣＵの故障や配線断線等の電気的異常発生時、変速切換え機能が完全に失われてしまうという問題がある。
【０００５】
本発明はこのような問題を解決するためになされたものであり、簡単な構成で軽量化または小型化可能な自動変速機用油圧制御装置を提供することを目的とする。
本発明の他の目的は、異常発生時においてもフェイル処理により確実に油圧制御可能であるとともにフェイル処理による衝撃を低減する自動変速機用油圧制御装置を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するための本発明の請求項１記載の自動変速機用油圧制御装置は、
自動変速機に設けられる複数の摩擦締結要素に供給される油路を切換え、前記複数の摩擦締結要素の係合または解除を行うことにより複数の変速段を切換え制御する自動変速機用油圧制御装置であって、
自動制御による変速と手動による変速とを行う複数の制御弁、ならびに自動制御による変速または手動による変速のいずれか一方では回転機構により作動し、他方ではスライド機構により作動することで前記複数の制御弁を駆動する動力伝達部材を有する集積弁と、
自動制御による変速制御を行うために前記動力伝達部材を駆動する駆動手段と、
前記駆動手段の非駆動時、前記駆動手段を所定位置に移動する弾性体と、
を備えることを特徴とする。
【０００７】
また本発明の請求項２記載の自動変速機用油圧制御装置は、
前記駆動手段の非駆動時、前記弾性体により移動した前記駆動手段の所定位置では、前記複数の摩擦締結要素に供給される油路のうち少なくとも一つは、半開の状態とすることを特徴とする。
【００１２】
【作用および発明の効果】
本発明の請求項１記載の自動変速機用油圧制御装置によると、駆動手段の非駆動時、弾性体により駆動手段を所定位置に移動することにより、駆動手段により駆動される動力伝達部材、動力伝達部材により駆動される制御弁を所定位置に移動することができる。これにより、自動制御側が異常なために制御不能になっても手動制御により自動変速機の制御を維持でき、特に下り坂や上り坂、山岳路、雪道発進等の場合に不都合が生じることが防げる。また油圧制御装置は自動、手動両制御機構を備えた集積弁によって軽量、コンパクトでなおかつ信頼性の高い自動変速機を提供できる。また、自動制御と手動制御との二自由度運動する集積弁において、駆動手段に弾性体が設けられるため弾性体から手動制御に働く力が抑制されるので、手動制御の操作性が向上するとともに、駆動手段を小型化し低消費動力な集積弁が実現できる。
【００１７】
【実施例】
以下、本発明を具体的な実施例に基づいて説明する。
本発明の自動変速機用油圧制御装置を車両用の自動変速機（以下、「自動変速機」をＡＴという）に適用したシステム構成を図２に示す。図２において、ＥＶは電磁弁を表し、ＭＶは集積弁を表す。
【００１８】
車両用ＡＴの動作は、周知のように自動または手動でトランスミッション３００内のギヤ接続が切換えられ、トルクコンバータ２００に接続された図示しないエンジンからの回転力が車両の後輪または前輪に伝達される。集積弁６０とその周辺装置全体は、トランスミッション３００下部のＡＴ内部の図示しないオイルパン内部にあり、オイルパン内部の油圧制御装置４００の周囲は油圧回路のドレンになっている。
【００１９】
トランスミッション３００内には、エンジンの回転軸に直結して回転駆動される公知の油圧ポンプ５６が設けられており、各油圧装置からオイルパン等に排出された駆動油を封入ポート５７より吸入し、ライン圧制御弁６４を介し各装置へ圧油を供給している。この油圧ポンプ５６からの圧油は、変動のある高ポンプ油圧であり、電磁制御式圧力制御弁であるライン圧制御弁６４により一定の高圧なライン圧に制御し各油圧機器へ供給される。油圧制御装置４００には２つの係合油圧制御弁６１、６２が設けられており、トランスミッション３００内にある後述する各摩擦係合装置の係合時に必要な所定の制御圧にライン圧制御弁６４から供給される圧油のライン圧を任意に制御して集積弁６０に圧油を供給している。
【００２０】
集積弁６０に供給されたライン圧または制御圧の圧油は、各スプール弁２、３、４、５、６、７、８を介し、連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５よりトランスミッション３００内の摩擦係合装置である多板クラッチ類Ｃ０、Ｃ１、Ｃ２や多板ブレーキ類Ｂ０、Ｂ１、Ｂ２、Ｂ３に供給されている。各摩擦係合装置は、トランスミッション３００内にある図示しないプラネタリギア等の各変速比を構成するギアに連結されており、これら摩擦係合装置を係合または解除することにより、変速比を切換えて車両の変速制御を行っている。
【００２１】
連結部１１は、操作者が手動で前進、後退、ニュートラル、パーキング等、車両の駆動状態を操作するセレクトレバー５００と機械的に接続されている。ライン圧制御弁６４から供給された圧油は、さらにトルクコンバータ２００のロックアップ（Ｌ／Ｕ）スリップ制御を行うため、ロックアップ油圧制御弁６５を介しトルクコンバータ２００に供給される。
【００２２】
図１に示すように、ハウジング２８のほぼ中央に設けられた窪み５８内に円柱状のカムシャフト１が設けられ、このカムシャフト１は、軸受９、２９に対し回転可能かつ軸方向に往復動可能に支持されている。軸受９、２９は、本発明では、滑り軸受、玉軸受、コロ軸受や転がり軸受等を用いてもよい。軸受９はハウジング２８の一端に圧入固定され、カムシャフト１の一端の軸受部３４を案内する。軸受２９は、カムシャフト１の他端部を案内しており、サイドハウジング３０に圧入固定されている。サイドハウジング３０はボルト３７によりハウジング２８に固定されている。円柱状のカムシャフト１の主要部分の外周面には各スプール弁２、３、４、５、６、７、８を駆動するカムとして凹凸が形成されている。カムシャフト１の軸受９近傍の円周面にカム面と反対側のスプール弁６、７、８側に、所定の円弧幅で所定の軸方向長さのギア歯５３が形成されている。このため、カムシャフト１の回転駆動に用いるギアスペースを節約できカムシャフト１の全長を縮小できる。また、カムシャフト１の一端の軸受部３４を他端部と異なる形状にするとともにカムシャフト１の最大外径とすることにより、短い軸長でカムシャフト１を支持可能であるためカムシャフト１の全長を縮小できる。またギア歯５３は、カムシャフト１が軸方向に移動した場合においても、後述する中間ギア５２との噛合が外れないよう軸方向にギア溝が延設されている。
【００２３】
ギア歯５３に対向する位置に、カムシャフト１の軸方向と平行な回転軸を有するステップモータ１２が固定されている。ステップモータ１２はハウジング１２ａ内に駆動部を収容し固定子を形成している。図示しない電源から固定子である駆動部に駆動電流が供給され可動子である回転軸を回動させる。図３に示すように、ステップモータ１２のハウジング１２ａには渦巻状のリターンスプリング５４の一端が固定され、他端はステップモータ１２のシャフトに固定されている。また、ステップモータ１２のハウジングにはストッパピン５５が設けられ、ステップモータ１２のシャフトにはストッパレバー３１が固定されている。ストッパピン５５にストッパレバー３１が当接することによりステップモータ１２の回転角が制限されている。ステップモータ１２の回転軸にギア１３が同心円状に固定され、このギア１３とギア歯５３との間に、ギア歯５３の形成されたカムシャフト１の外径よりも大きな外径の中間ギア５２が固定部材３２によりハウジング２８に回転可能に取り付けられている。ギア歯５３が形成されている位置におけるカムシャフト１の外径は、ギア１３の外径よりも大きい。ステップモータ１２の駆動力は、ギア１３、中間ギア５２からギア歯５３に伝達し、カムシャフト１を回動駆動する。
【００２４】
本実施例においては、ステップモータ１２は、カムシャフト１と平行に設置しているので、ギア１３とギア歯５３との間に中間ギア５２をただ一つ介在させるだけで、コンパクトな構成で大きな減速比が得られ集積弁６０を小型化できる。さらにステップモータ１２から中間ギア５２に伝達するトルクよりも中間ギア５２からギア歯５３に伝達するトルクの方が大きくなるため、ステップモータ１２のトルクを増幅してカムシャフト１に伝達できる。このため、ステップモータ１２の駆動力を小さくできるので、ステップモータ１２を小型化可能である。また、スプール弁ＳＰの内、最外位置に配置されているスプール弁２と５間にカムシャフト１のカム面側に向けてステップモータ１２を設置したことにより集積弁６０の全長を短くできるのでさらに集積弁６０を小型化できる。
【００２５】
カムシャフト１の軸受２９側の端部には、外部のセレクトレバー５００と図示しないリンクを介し機械的に連結されている連結部１１が設けられており、操作者がセレクトレバー５００を操作することにより、連結部１１はセレクトレバー５００に連動しカムシャフト１を軸方向に駆動する。
集積弁６０は、図１に示すように、ハウジング２８内にスプール弁２、３、４、５、６、７、８（ＳＰと総称する）を収容している。係合油圧制御弁６１は制御圧ポート３６からスプール弁２、３、４、５の制御圧ポート３６ａ、３６ｂ、３６ｃ、３６ｄ（Ｐ_C1と総称する）に接続され、係合油圧制御弁６２は制御圧ポート３８からスプール弁６、７、８の制御圧ポート３８ｅ、３８ｆ、３８ｇ（Ｐ_C2と総称する）に接続されている。さらにライン圧制御弁６４は、集積弁６０にライン圧の圧油を直接供給するようにライン圧ポート３５からライン圧ポート３５ａ、３５ｂ、３５ｃ、３５ｄ、３５ｅ、３５ｆ、３５ｇ（Ｐ_Sと総称する）に接続されている。ドレン圧ポート４８ａ、４８ｂ、４８ｃ、４８ｄ、４８ｅ、４８ｆ、４８ｇ（Ｄ_rと総称する）はドレン圧ポート４８から図示しないドレンに接続している。ライン圧ポートＰ_S、制御圧ポートＰ_C1、制御圧ポートＰ_C2、ドレン圧ポートＤ_rは、それぞれハウジング２８内または外で連通している。図４から判るように、ライン圧ポートＰ_Sおよび制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2はスプール弁を挟みドレン圧ポートＤ_rと反対側で連通しているため、各ポートの断面積の拡大やポートの配置位置の自由度が増大する。これら油圧ポートＰ_S、Ｐ_C1、Ｐ_C2、Ｄ_rは、図１に示すように、カムシャフト側からドレン圧ポートＤ_r、制御圧ポートＰ_C1またはＰ_C2、ライン圧ポートＰ_Sとなるように配置されている。本実施例では、ライン圧ポートＰ_Sおよび制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2に対しドレン圧ポートＤ_rをスプール弁ＳＰを挟み反対側に連通させているが、本発明では、その組み合わせは設計上の制約について最適な組み合わせを選択すればよい。
【００２６】
油路を切換えるスプール弁ＳＰは、図１に示すように、カムシャフト１の軸に垂直な方向でカムシャフト１の両側に並んで配置されている。スプール弁ＳＰは、それぞれハウジング２８に設けられた円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２８ｅ、２８ｆ、２８ｇを軸方向に摺動可能に挿入されている。
次に、スプール弁５を例にしスプール弁ＳＰの詳細な構造を説明する。他のスプール弁はスプール弁５と同一の構成である。
【００２７】
図１３（Ａ）に示すようにスプール弁５は内部に空洞を有する円筒形をしており、その円筒の外側面中央部周囲に形成された環状の油路溝５ａと、スプール弁５の内部に設けられた内円筒部５ｃに連通する油路溝５ａに連通する油路孔５ｂが形成されている。そして、各スプール弁ＳＰの油路孔は各円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２８ｅ、２８ｆ、２８ｇに連通するライン圧ポートＰ_S、制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2，ドレン圧ポートＤ_rと連通するよう構成されている。各スプール弁ＳＰ内に設けられた内円筒部はその一端がそれぞれキャップ５３ａ、５３ｂ、５３ｃ、５３ｄ、５３ｅ、５３ｆ、５３ｇにより封止されていて、キャップの内円筒部を通じ連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５に連通している。
【００２８】
そしてカムシャフト１と各スプール弁ＳＰの未開口側底部の端面（図１３（Ａ）に示すスプール弁５では５ｄで表されている）との間に、カムシャフト１の軸の垂直方向に摺動可能にピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０がハウジング２８に嵌挿され、カムシャフト１のカムの動きを各スプール弁ＳＰに伝えている。カムシャフト１の動きに従って、スプール弁ＳＰが各円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２９ｅ、２８ｆ、２８ｇ内をスムーズにスライドするように、ピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０が当たるスプール弁ＳＰの各未開口側に圧力抜きの小穴が設けられている。これはスプール弁ＳＰの内部の油をスプール弁未開口側底部の下方へも供給することにより、スプール弁ＳＰの内部の油圧による圧力と、スプール弁未開口側底部の面に働く油圧をバランスさせることにより、スプール弁ＳＰを駆動するための力が軽減されるよう作用させるためのものである。またスプール弁ＳＰは全て、スプリング２１、２２、２３、２４、２５、２６、２７によってピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０とともにカムシャフト１側に押し付けられ、スプリング２１、２２、２３、２４、２５、２６、２７はハウジング２８に固定されたキャップ５３ａ、５３ｂ、５３ｃ、５３ｄ、５３ｅ、５３ｆ、５３ｇによって外部に飛び出さないように円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２９ｅ、２８ｆ、２８ｇに封止されている。
【００２９】
各スプール弁ＳＰがカムシャフト１の駆動により円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２９ｅ、２８ｆ、２８ｇを移動する際、各円筒孔２８ａ、２８ｂ、２８ｃ、２８ｄ、２９ｅ、２８ｆ、２８ｇに開口するライン圧ポートＰ_Sの位置と対向する位置に各スプール弁ＳＰの油路溝および油路孔が位置決めされると、各ライン圧ポートＰ_Sに供給されるライン圧の圧油が各スプール弁ＳＰの油路溝および油路孔を経由してスプール弁ＳＰの内円筒部に供給され、さらに連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５を経由して各摩擦係合装置にライン圧の圧油が供給される。
【００３０】
また、ライン圧の圧油と同様に、制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2から圧力調整された制御圧の圧油が各スプール弁ＳＰに供給され、さらにスプール弁ＳＰを介し各摩擦係合装置へ制御圧の圧油が供給される構成になっている。係合油圧制御弁６１から制御圧ポート３６に供給された制御圧の圧油は、制御圧ポートＰ_C1に接続するスプール弁２、３、４、５にのみ供給される。同様に、係合油圧制御弁６２から制御圧ポート３８に供給された制御圧の圧油は、制御圧ポートＰ_C2に接続するスプール弁６、７、８にのみ供給される。その結果、係合油圧制御弁６２から供給された制御圧の圧油は多板ブレーキＢ１、Ｂ０、Ｂ２にのみ供給され、係合油圧制御弁６１から供給された制御圧の圧油は多板ブレーキＢ３および多板クラッチＣ０、Ｃ２、Ｃ１にのみ供給されることとなる。
【００３１】
スプール弁ＳＰの油路溝がドレン圧ポートＤ_rと連通する位置に位置決めされると、このスプール弁ＳＰに連通する摩擦係合装置内の圧油がドレン圧ポートＤ_rよりハウジング２８の外部に排出される。
図２に示すように、トランスミッション３００に連結している連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５の内、トランスミッション３００に設置されている多板クラッチＣ０、多板ブレーキＢ０に連通するポート３９、４３は、これらポートが同時に作動操作されると内部的な構造からトランスミッション３００が駆動不能となり、損傷を与えてしまう恐れがあるので、同時に結合されるのを防ぐため二重結合防止弁６３が介在している。その他の連通ポートは周知のトランスミッションに見られるように、他の多板クラッチ、ブレーキ類は連通ポートからの油圧で係合または解除されトランスミッション３００内の変速のために複数のギアの連結状態を切換え、ＡＴとしての変速制御がなされる。なおブレーキ類は実質的にクラッチと同類の摩擦要素であり、クラッチの片側をトランスミッションのボディに固定した構造となっているものがブレーキである。
【００３２】
図１に示すカムシャフト１の周方向の位置は、図５に示すＡＴ用ＥＣＵ７０からの指示によって制御され、ステップモータ１２がカムシャフト１を回転させて、カムシャフト１の円周面に設けられたカムによりピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０を介してスプール弁ＳＰの位置を制御し、それによりスプール弁ＳＰに設けられた油路溝が各油圧ポートＰ_S、Ｐ_C1、Ｐ_C2、Ｄ_rと通じ所定の油圧が各連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５に伝えられる。
【００３３】
ＡＴ用ＥＣＵ７０は、図５に示すように加速に際し変速段を下段にシフトするためのキックダウン信号やセレクトレバー５００がどのポジションにあるのかを示すセレクトレバー信号等と、エンジンの駆動を制御するエンジン（Ｅ／Ｇ）用ＥＣＵ７２からの信号によって、Ｅ／Ｇ用ＥＣＵ７２とデータを交換しながらステップモータ１２を駆動するモータ位置信号を出力し、同時に各油圧制御信号を前述の係合油圧制御弁６１、６２、ライン圧制御弁６４、ロックアップ油圧制御弁６５に出力する。この時Ｅ／Ｇ用ＥＣＵ７２とＡＴ用ＥＣＵ７０とが交換するデータとしては、図５に示すようにラジエータの水温、スロットル開度、クランクシャフトのクランク角、車速、タービン回転数等がある。
【００３４】
カムシャフト１は、ある作動モードにおけるピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０との当接位置から周方向および軸方向にそれぞれ所定幅で同一径部分を設けてあるため、カムシャフト１が回転方向またはスライド方向に駆動され小さな範囲で移動しても、スプール弁ＳＰが位置変化しない。このため、カムシャフト１の位置決めに若干のずれを許容している。さらに、カムシャフト１が回転方向またはスライド方向に全ストロークしたときにも、ピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０の側面と隣接スプールに対応したカムシャフト表面のカム凹凸との間には若干の余裕が設けてあり、万一の際にも、ピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０に大きな力が加わらないように考慮されている。また、カム凹凸の隅部には、ピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０先端の曲率よりも大きな曲率に加工が施されており、カム凹凸に対するピンの追従がスムーズに行えるように配慮してある。
【００３５】
セレクトレバー５００のシフト位置は、通常Ｐ（パーキング）、Ｒ（リバース）、Ｎ（ニュートラル）、Ｄ（ドライブ）、２（セカンド）、Ｌ（ロー）の６位置であるが、パーキングおよびニュートラルの位置については変速操作は実施されないので、自動変速処理が実施されたとしても、トランスミッション３００はトルクを伝達しないように設定されている。図６は、セレクトレバー５００の各レンジおよび各変速レンジにおいて各スプール弁ＳＰがライン圧ポートＰ_S、ドレン圧ポートＤ_r、係合油圧制御弁６１に連通する制御圧ポートＰ_c1、係合油圧制御弁６２に連通する制御圧ポートＰ_c2の何れのポートに接続されるかを示した図である。また図４のＰ_c1とＰ_c2は二つの係合油圧制御弁６１、６２を用いているので違う記号としたが、とりうる圧力値の範囲（即ちライン圧を最高圧としてそれ以下の範囲）としては同じである。カムシャフト１のカム形状は、図６に示される油圧連通モードで決まるスプール弁位置となるよう設計される。なおこのようにして制御されるＡＴの各クラッチ類、ブレーキ類の動作状態は図７に示すような構成となる。
【００３６】
カムシャフト１は連結部１１によってセレクトレバー５００と連結しているので、運転者による手動操作でセレクトレバー５００の位置選択が行われると、カムシャフト１はシャフト軸方向に移動し、カムシャフト１の軸方向の凹凸でカムシャフト１に接するピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０を動かし各スプール弁ＳＰを制御する。また、ＡＴ用ＥＣＵ７０の指令によりステップモータ１２を回転させ、カムシャフト１の円周方向の凹凸で各スプール弁ＳＰの周方向位置を制御する。
【００３７】
図８はスプール弁４および７についてＤレンジ位置にあるカムシャフト１の軸方向断面図を示しており、変速段が第４速の位置にある状態である。スプール弁４および７にそれぞれ接しているピン１６および１９は、他端がいずれもカムシャフト１の最大径の位置に接しているのでスプール弁４および７を最大に押し上げている。従って、スプール弁４および７はライン圧ポート３５ｃ、３５ｆ（Ｐ_S）と連通する位置に位置決めされ、スプール弁４および７に連通する多板クラッチＣ１および多板ブレーキＢ２にライン圧の圧油が供給される。
【００３８】
この状態から、ＡＴ用ＥＣＵ７０の指令によるステップモータ１２の回転に応じ、３速（３_rd）、２速（２_nd）、１速（１_st）と、カムシャフト１は４５°間隔で回転し、その回転に応じピン１６および１９はカムシャフト１の外周面に沿って移動する。図８に示した図の場合には、スプール弁４および７は３_rdと４_thにおいて同一の位置であるが、２_ndの変速段ではピン１９がカムシャフト１の中間径位置に移動し、スプール弁７は制御圧ポート３８ｆに連通する位置に移動され、連通ポート４４を介し多板ブレーキＢ２へ制御圧の圧油が供給される。１_stの変速段においても同様に、図６に示す圧力分配が行われる。
【００３９】
セレクトレバー５００を順に、２（前進第２速）、Ｄ（前進自動変速段）、Ｎ（ニュートラル）、Ｒ（リバース）、Ｐ（パーキング）にシフトした場合、カムシャフト１は予め定められた距離だけ軸方向に移動する。すると、回転移動の場合と同様にしてスプール弁４および７は、図６に示す圧力分配が行われる。他の変速段および他のレンジおよび他のスプール弁においても同様の作動を示す。
【００４０】
次にＤレンジ位置における変速動作を説明する。他のレンジにおいても基本的な作動は同様である。
カムシャフト１は手動のＤレンジの位置において、カムの凹凸によりピンを介しスプール弁ＳＰを図６のＤレンジの欄で示す油圧ポートで決まる油圧連通モードにする。そしてカムシャフト１に対するＡＴ用ＥＣＵ７０の指示が、車速の４段階の内の１速モード（図６の１_st）であると、図６、図７に示すように、多板クラッチＣ０は、図１のライン圧ポート（図６のＰ_S）３５からライン圧ポート３５ａ、スプール弁２の油路溝、連通ポート３９を介してライン圧を受けて作動状態となる。多板クラッチＣ１は同様に、制御圧ポート（図６のＰ_C1）３６から制御圧ポート３６ｃ、スプール弁４の油路溝、連通ポート４１を介し制御圧を受け、車速等の状態によって制御圧が係合油圧制御弁６１、６２で調節され係合状態が制御される。また、多板クラッチＣ２および多板ブレーキＢ０はドレン圧ポート４８ｄ、４８ｅを通じてドレン圧ポート４８（図６のＤ_r）に接続され、多板ブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３もすべてドレン圧ポート４８に接続される。
【００４１】
そして１速モード状態からＡＴ用ＥＣＵ７０が２速モード（図６の２_nd）の指示状態になったとすると、ＡＴ用ＥＣＵ７０からの指示によってステップモータ１２がカムシャフト１を２速モード位置に回転させ、各スプール弁ＳＰの位置を変化させる。その結果、図６のＤレンジの２_ndの欄に示すように、多板クラッチＣ１はライン圧ポート３５（図６のＰ_S）に接続され、多板ブレーキＢ２は制御圧ポート３８ｆ（図６のＰ_c2）に接続され、他のクラッチ、ブレーキは１速モードと同じ状態が保持される。これらのモードによって決まる油圧でトランスミッション３００内のクラッチ類、ブレーキ類が作動し１速モードと異なる変速比である２速モードの変速状態となる。このように制御状態が決められてＡＴとしての機能を果たす。他のレンジ位置でも、またシフトダウン操作でも同様な動作で制御される。
【００４２】
手動でセレクトレバー５００を切換えてレンジを変更すると、セレクトレバー５００に連動した連結部１１によってカムシャフト１がスライドさせられて各スプール弁ＳＰの位置を切換え、図６の各レンジで指定するような油圧連通モードにする。その状態で同時にＥＣＵ７０による制御でステップモータ１２によりカムシャフト１が回転駆動されて車速に対応した油圧連通モードになり、自動制御が続行される。
【００４３】
次に、フェイルセーフ機能に付いて説明する。通常、フェイル発生は突然であり、車両においては走行中に発生することも考えられるため、フェイル発生と同時に対応する必要がある。ここで対応するフェイルセーフは、装置が機械的な破損を生じる程度までのフェイルではなく、自動制御機能が不能となった場合である。なんらかの理由で自動制御機能が不能状態になった場合、手動で変速操作を実施できるようにフェイルセーフ設定する。通常、従来の車両で実施されているように、ＡＴにおけるファイルセーフは、変速状態を現状維持もしくは４速モード位置（高速モード側）にするようにしている。これは、フェイル時にシフトダウンが生じると、車両に突然エンジンブレーキがかかる状態となる場合があり、変速ショックを生じ危険であるため、必ず高速側にシフトアップするようにしてショックの生じる危険性を避けるように処置がとられている。
【００４４】
図６の各油圧連通モードは、例として多板クラッチＣ０（スプール弁２）の欄で示すと、通常使用する範囲として本来太線の枠で囲った範囲内の連通位置が必要なだけである。即ち、Ｌレンジにおいては、スピードは１_stおよび２_nd状態だけであり、正常に動作している間は、３_rdや４_thに変速されることはない。同様に、２レンジにおいては、１_st、２_nd、３_rdのみで、４_thへは変速されない。Ｎ、Ｒ、Ｐレンジにおいては、その作動から変速されることはなく、１_stのみである。そこで本実施例においては、フェイル（故障）時のフェイルセーフのため、未使用変速モード位置において、図６に示すように、油圧連通モードを限定しておく。即ち、高速側である油圧連通モード位置に太枠範囲の右端の油圧連通モードと同一の連通状態を維持するようになっている。例えばＬレンジにおいては、Ｌレンジにおける最高速モードである２_ndの油圧連通モードＰ_Sを未使用の３_rd、４_thに設定する。以下、２レンジ、Ｄレンジ、Ｎレンジ、Ｒレンジ、Ｐレンジにおいても同様である。
【００４５】
さらに本実施例の場合、変速モード側、すなわちカムシャフト１の回転方向側にフェイルセーフモード位置を別途設けている（図６のフェイル欄）。このフェイルセーフモード位置の作用については後述する。まず４_th位置をフェイルセーフ位置としている場合のフェイル時の動作について説明する。
何らかのフェイルが発生したものとＡＴ用ＥＣＵ７０が判断すると、変速状態を決定しているカムシャフト１をステップモータ１２の駆動でフェイルセーフ位置（４速モード位置）にシフトする。強制的にこのフェイルセーフ位置に固定することで、自動制御は不能となっても、上述のように各レンジにおける高速段と同じ連通モードを４_thに設定するため、手動操作によるレンジ切換え動作は作動する。
【００４６】
自動制御を行うＡＴ用ＥＣＵ７０の処理プログラムのうち、フェイルに関する処理の流れの概略を示したものが図９（Ａ）である。ＡＴ用ＥＣＵ７０は、各種のセンサなどの異常信号や演算結果の食い違いなどからフェイルかどうかの判定を行い、フェイルならば図９（Ａ）のフローチャートのステップ６１０の判断でフェイル処理のステップ６５０へ移り、カムシャフト１をフェイルセーフ位置（４速モード位置）に移動させる。フェイルセーフ位置では完全には自動変速と同等の変速機能を実現しなくなるが（例えばＬレンジで２_nd発進となるなど）、手動制御により少なくとも変速させる機能は維持されることになる。
【００４７】
ステップモータ１２の駆動制御にフェイルが生じた場合、ステップモータ１２の駆動を打ち切りリターンスプリング５４によってフェイルセーフ位置（４速モード位置）まで強制的に移動させる。その場合が図９（Ｂ）に示すフローチャートである。ＡＴ用ＥＣＵ７０は各種センサからステップモータ１２の駆動制御がフェイルしたと判断した場合、ステップモータ１２をフリーの状態にし、カムシャフト１をリターンスプリング５４の復元力でフェイルセーフ位置（４速モード位置）にシフトする。その状態でセレクトレバー５００の操作による手動のＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、２、Ｌレンジの選択がなされ、カムシャフト１は連結部１１で移動させられて各スプール弁ＳＰの位置を制御する。
【００４８】
本構成の場合いずれの変速モード位置においてフェイルした場合においても変速ショックが軽減される構造となっている。例えば、セレクトレバー５００が２レンジにあり、変速モードが２_ndにある時フェイルしたとすると、カムシャフト１は、低速側である１_st側へ移動することなく、フェイル時の２_nd位置より順に、３_rd位置を経由して４_thへシフトすることとなり、順に高速段側へ切換わり、シフトダウン時に生じるようなエンジンブレーキによるショック等が発生しない。
【００４９】
なお、このリターンスプリング５４は、ハウジング内部に設けられる構成でも、別の機構による力を用いてもよい。また自動と手動とが入れ代わった構成の場合、このリターンスプリング５４の力は、どの部位に設けようともカムシャフト１を軸方向にストッパ位置までスライドさせる力を蓄えさせる構成とし、さらには特に設けず、モータの力でリターンさせる構成であっても構わない。
【００５０】
フェイル時のスプール弁の位置において、カムシャフト１はリターンスプリング５４の復元力によってストッパレバー３１がストッパピン５５に当接する位置まで移動することから、カムシャフト１のフェイルセーフ位置として、通常利用されている４速モード位置ではなく、フェイルセーフモード位置を別途設けてもよい。図６では４_thの隣のフェイル欄で示される。即ち、フェイルが発生する場合は突然の場合が殆どであり、どのような原因で発生するかが予想できない。場合によっては油圧調整がストップしてしまうこともありえる。そうすると油圧は急激に変化するので、油圧で作動させるクラッチ類も急激に変化する。するとＡＴとしては変速ショックと呼ばれる急激なチェンジが生じることから、このような変速ショックを生じないようにする必要がある。そこで変速ショックを防ぐためにフェイルセーフモード位置として、各スプール弁の連通状態を通常使用しない半開の位置に固定し半連通状態にして、フェイルによる急激な油圧変化を避ける設定とする。これは特にクラッチ圧を直接制御する本発明のようなシステムのＡＴに対して有効な設定である。油圧供給が正常のままの場合、半連通状態であっても制御は正常に保たれるので、半連通状態にすることは差し支えない。
【００５１】
図１０（Ａ）は上記のフェイルセーフモード位置としてのスプール弁位置を決めるための、カムシャフト１の回転方向の凹凸断面（一部）である。横軸はカムシャフト１の回転方向を表しており、１速、２速、３速、４速モード位置およびフェイルセーフ位置を表している。縦軸はスプール弁の油路溝の位置で、各油圧ポートと連通する位置として、下からドレン圧ポートＤ_r、制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2、ライン圧ポートＰ_S位置が示してある。図に示したハッチ付のグラフは、カムシャフト１を回転駆動させた際のスプール弁の油路溝位置を、スプール弁５に接続するクラッチＣ２におけるＤレンジ、およびスプール弁８に接続するブレーキＢ₁における２レンジについて示してある。４速モード（４_th）の位置にあるスプール弁５は、図１０（Ｂ）に示すように、スプール弁５に設けられた油路溝がちょうどライン圧ポート３５ｄに整合した位置となっている。それがフェイルセーフ位置になった場合、図１０（Ｃ）に示すように、スプール弁５の位置が下にずれて、油路溝がライン圧ポート３５ｄに対して半連通（半開）の位置になり、弁の開口度を狭くして油圧の変化を遮る状態になる。従ってフェイル時の油圧状態と著しく変化する場合においても、圧油は絞られた開口部から徐々に流入、流出することとなるので、フェイルセーフ位置へ変速されたときでも変速ショックを起こすことがない。
【００５２】
図１０（Ｃ）の位置は、図１０（Ａ）におけるスプール弁５に接続するクラッチＣ２のＤレンジに限らず、他のスプール弁でも４速がライン圧ポートＰ_Sと連通される場合は同様である。図１１（Ａ）は同様に、ＤレンジにおけるクラッチＣ０に接続するスプール弁２と２レンジにおけるクラッチＣ２に接続するスプール弁５の油路溝の位置を示した図で、フェイル時にはスプール弁２は図１１（Ｂ）に示す位置に設定される。正常な状態は図１１（Ｃ）である。スプール弁２が制御圧ポート３６ａに連通する位置の場合、スプール弁２は上下どちらに移動しても半開状態とすることができ、カムシャフトの設計で望ましい方を選択すればよい。しかしながら、フェイルセーフ時のスプール弁位置は、もし４速モード位置を半連通状態にする位置に設定すると、スプール弁の移動量が少なくて済む。図１２（Ａ）では、２レンジにおけるスプール弁５がフェイルセーフ位置に位置決めされた際、下に移動して半開状態になった状態を示している。また、図１０（Ａ）に示すように、２レンジにおけるスプール弁８は、４速モードにおいてドレン圧の油圧ポート４８ｇに通ずる位置にあり、これ以上下がらないので、図１２（Ｂ）のように少し上げた位置にする。
【００５３】
なお勿論、このフェイルセーフモード位置を設けたカムシャフトにおいて、フェイルセーフ機能として、必ずしもスプール弁をこのフェイルセーフモード位置にする必要はなく、モータによる移動で４速モード位置を利用しても構わない。また、他のフェイルセーフ手段として、スプール弁の油路孔もしくは油路溝の位置が油圧ポートの何れにも連通しない位置でロックする場合に備え、油路孔幅もしくは油路溝幅が、各油圧ポートのいずれかに必ず少なくとも僅かに連通している幅を有することを特徴とするようにスプール弁を構成しておいても良い。
【００５４】
次に、ライン圧ポートＰ_S、制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2、ドレン圧ポートＤ_rの各配置は、カムシャフト１から遠い順に配置する構成とするとよい。このようにする理由は、スプール弁の位置によってピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０のカムシャフト側への突出割合が変わり、スプール弁内部の圧力の違いによってピンの押し戻される力が変化するためである。以下そのことを説明する。なおこの油圧連通路の配置の効果は、本実施例で示した集積弁の構成でなくとも、つまり単に自動制御だけ、もしくは手動制御だけの構成のものであっても同様なスプール弁の構成であれば同様な効果を有する。
【００５５】
図１３の（Ａ）および（Ｂ）は、スプール弁５を例とし、スプール弁５の油路溝５ａが各油圧連通路の各位置Ａ、Ｂ、Ｃにあるとき、カムシャフト１が移動する際にピン１７を押し上げるのに必要とする力を油圧を変化させて比較したものである。スプール弁５の油路溝５ａが位置Ｃの場合、即ち最もスプール弁５が下がってカムシャフト１に近づいている場合、ピン１７は最もカムシャフト１側に突き出していて、カムシャフト１が移動してピン１７を押し上げようとするとき、ｄ点を支点とする回転モーメントを受ける。従ってピン１７の突出し長さが長いほど、ピン１７に対するこじり力が大きく働くことになる。この場合、ピン１７を押し上げる力が大きいと、こじる力も同様に大きくなってしまう。そこで、ピン１７の突出し長さが長い位置Ｃの場合にピン１７にかかる圧力が小さくなるような油圧連通モードを選択できれば、全体としてピン１７を押し上げる力は少なくてすみ、ピン１７をこじる力も大きくならずにすむ。これはスプール弁５の油路溝が各位置Ａ、Ｂ、Ｃである時に、連通する供給油圧を図１３（Ｂ）に示す黒点で表す関係とすれば、最大でも制御油圧の取る最大値、即ちライン圧と位置Ｂの線の交点のｂという大きさの力でよいことになる。つまり、高圧となるライン圧を供給するポートを位置Ａにし、最も低い圧力であるドレン圧のポートを位置Ｃとすることで、カムシャフト１の駆動力を低減でき、ピン変形の危険性を防ぐことができる。またカムシャフト１の駆動源であるステップモータ１２の駆動力も小さくて済み、装置の大型化を防ぐことになる。さらに、手動の際のセレクトレバー５００の操作力にも影響するので、より少ない力で駆動できる。
【００５６】
また、制御圧ポートＰ_C1またはＰ_C2をライン圧ポートＰ_Sとドレン圧ポートＤ_rとの間に配置すると、圧力切換えの際、中間圧としての制御圧を必ず通過するのでショックなく切換えを行うために最も都合がよい。
ライン圧ポートＰ_S、制御圧ポートＰ_C1、Ｐ_C2、ドレン圧ポートＤ_rは本実施例においてはハウジング２８内または外で連通しているが、この様に構成すると、各油圧ポートの間隔が十分にない場合でも、各ポート間の隔壁の強度が十分にとれるという効果がある。
【００５７】
以上説明した本発明の実施例では、図１に示すように、カムシャフト１の両側にスプール弁ＳＰを配置したので、集積弁６０はコンパクトな略平板状に構成されている。配置に上下の制約はないのでオイルパン内での配置も容易となる。本発明では、平板状に限らず、例えば、カムシャフト軸を中心として屈曲させるようにしてもよい。また本発明では、スプール弁列をカムシャフトの片側に一列に配置させ細長くした棒形状でももちろん構わない。これらの場合では、他の装置、特にＡＴ本体のトランスミッションの形状に合わせて設置余裕の少ないオイルパン内部などの周辺にコンパクトに搭載することができる。
【００５８】
また本実施例では、カムシャフト１に対するＥＣＵ変速とマニュアル変速の割当は回転方向にＥＣＵ変速、スライド方向にマニュアル変速を割り当てている。これは、回転方向にカム面の凹凸変化の頻度が少なくなるため、カムシャフト１の鋳造、成形等の加工が容易になり製作上極めて有利になるからである。本発明では、被駆動体であるカムシャフトの軸方向の直線運動によって自動制御を行い、回転運動によって手動制御を行なうことも可能である。この場合、駆動手段であるステップモータはカムシャフトに連動する配置となり、ステップモータの位置には歯車でセレクトレバーに機械的に接続されることになる。また本発明では、カムシャフトは図示した寸法に限らず、径を大きくして略円筒ドラムカムシャフトとしても構わない。またスプール弁の形状も、上述の機能を持つ油圧弁であれば円柱に限らず、どのような形状の弁であってもよい。なお一般的にスプール弁の個数や油圧連通モードは、トランスミッションの構造に依存して変わり、また多板ブレーキや多板クラッチの数や質によって設定条件も変化する。
【００５９】
また本実施例では、カムシャフト１により各スプール弁ＳＰを駆動したが、本発明では、自動、手動の機構を備えた油圧制御方式ならばどのように制御弁であるスプール弁を駆動してもよく、同様な効果を得ることができる。
また本実施例では軸方向の駆動はセレクトレバー５００による手動操作によってなされているが、もちろん自動側即ちステップモータ１２によって駆動される回転方向への駆動に適用する構成でも効果が同じである。
【００６０】
また本実施例では、カムとカムシャフト１とを一体に形成したが、本発明では、外周面をカム形状としたカムリングをシャフトに嵌め込んで図１に示すカムシャフト構造としてもよく、その場合、ポート数変更やポート組み合わせ変更などに対応しやすくなる。例えば図示はしないが、各スプール弁のあるハウジングの円筒孔の周囲を１ブロックとして、カムシャフト軸方向に積み重ねるような構成にすることで変更は容易となる。従って、そのような構成は、集積弁が、油圧弁とそのハウジングを１ブロック単位として、該１ブロック単位を必要ポート数だけ積層したことを特徴とすることになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例による自動変速機用油圧制御装置の集積弁を示す断面図である。
【図２】本実施例の自動変速機装置のシステム構成を示すブロック図である。
【図３】図１のIII 方向矢視図である。
【図４】図１のIV−IV線断面図である。
【図５】本実施例の信号線の入出力状態を示すブロック図である。
【図６】集積弁の作動状態を示す連通動作モード図である。
【図７】トランスミッションの多板クラッチ、多板ブレーキの動作状態図である。
【図８】図４の断面位置におけるカムシャフトの断面形状を示す断面図である。
【図９】フェイル時判定を示すモータ制御のフローチャートである。
【図１０】フェイルセーフ位置を有するカムシャフトの概略説明図およびスプール弁５の動作説明図である。
【図１１】フェイルセーフ位置を有するカムシャフトの概略説明図およびスプール弁２の動作説明図である。
【図１２】半連通状態によりフェイルセーフ制御を行うスプール弁５および８の動作説明図である。
【図１３】（Ａ）は、スプール弁５の詳細形状を示す断面図である。（Ｂ）は、圧力を変化させたときのスプール弁位置とスプール弁のピンを押し上げる力との関係を示す特性図である。
【符号の説明】
１カムシャフト（動力伝達部材）
２、３、４、５、６、７、８スプール弁（制御弁）
９軸受
１１連結部
１２ステップモータ（駆動手段）
１２ａハウジング（固定子）
１３ギア（回転機構）
１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０
ピン
２８ハウジング
２９軸受
３４軸受部
３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５
連通ポート
３５ａ、３５ｂ、３５ｃ、３５ｄ、３５ｅ、３５ｆ、３５ｇ
ライン圧ポート
３６ａ、３６ｂ、３６ｃ、３６ｄ、３８ｅ、３８ｆ、３８ｇ
制御圧ポート
５２中間ギア（回転機構）
５３ギア歯（伝達部）
５４リターンスプリング（弾性体）
６１、６２係合油圧制御弁
６４ライン圧制御弁
７０ＡＴ用ＥＣＵ
７２エンジン用ＥＣＵ
２００トルクコンバータ
３００トランスミッション[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission that controls a transmission mechanism of an automatic transmission with hydraulic pressure.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in order to smoothly transmit a rotational driving force according to a load, an automatic transmission that is widely used for vehicles or the like performs a shift control by adjusting a hydraulic pressure by a control valve and controlling each friction engagement device. Yes. Shift control is performed by manual control using a select lever that selects a certain gear position to some extent by the occupant, and by using a friction engagement device so that an appropriate gear ratio is obtained by an engine control computer (ECU) based on engine throttle opening, vehicle speed, and the like. It is performed by automatic control to determine. Shift control is realized by controlling the hydraulic pressure of each frictional engagement device of an automatic transmission with a hydraulic circuit using multiple control valves, accumulators, solenoid valves, etc. to smoothly transmit the rotational driving force according to the load doing. In such a configuration, control valves are required as many as the number of friction engagement devices in the automatic transmission, so that the size of the device is increased and many parts are required, and the device is complicated and the manufacturing cost is high. is there.
[0003]
In order to solve such a problem, it is conceivable to reduce the size, weight and simplification of the apparatus by using an integrated valve in which a plurality of control valves are integrated in one place. In this system, even if the electronic control automatic control function breaks down by the ECU fail system, etc., the occupant can operate the select lever to select forward or reverse, and to some extent, select the gear position during forward travel. It has become.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the case of such a device that controls automatic shift using the conventional integrated valve, the control valve is switched only by electric means. Therefore, when an electrical abnormality such as failure of the ECU or disconnection of wiring occurs, the shift switching is performed. There is a problem that the function is completely lost.
[0005]
The present invention has been made to solve such problems, and an object thereof is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can be reduced in weight or size with a simple configuration.
Another object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can reliably control the hydraulic pressure by fail processing even when an abnormality occurs and that reduces the impact of the fail processing.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 of the present invention comprises:
Hydraulic control device for automatic transmission that switches oil passages supplied to a plurality of frictional engagement elements provided in an automatic transmission and switches and controls a plurality of shift stages by engaging or releasing the plurality of frictional engagement elements Because
Multiple control valves for automatic and manual shifting , As well as either automatic shifting or manual shifting is operated by a rotating mechanism, and the other is operated by a slide mechanism. An integrated valve having a power transmission member for driving a plurality of control valves;
Drive means for driving the power transmission member to perform shift control by automatic control;
An elastic body that moves the driving means to a predetermined position when the driving means is not driven;
It is characterized by providing.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control device for an automatic transmission.
When the driving means is not driven, at a predetermined position of the driving means moved by the elastic body, at least one of the oil passages supplied to the plurality of frictional engagement elements is in a half-open state. Do .
[0012]
[Operation and effect of the invention]
According to the hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 of the present invention, when the driving means is not driven, the driving means is moved to a predetermined position by the elastic body, whereby the power transmission member and power The control valve driven by the transmission member can be moved to a predetermined position. As a result, even if the automatic control side becomes abnormal and the control becomes impossible, the control of the automatic transmission can be maintained by manual control, and inconvenience may occur especially in the case of downhill, uphill, mountain road, snow road start, etc. I can prevent it. In addition, the hydraulic control device can provide a lightweight, compact, and highly reliable automatic transmission by an integrated valve having both automatic and manual control mechanisms. Further, in the integrated valve that moves in two degrees of freedom of automatic control and manual control, since the driving means is provided with an elastic body, the force acting on the manual control from the elastic body is suppressed, so that the operability of the manual control is improved. Therefore, an integrated valve with a small drive means and low power consumption can be realized.
[0017]
【Example】
Hereinafter, the present invention will be described based on specific examples.
FIG. 2 shows a system configuration in which the hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention is applied to an automatic transmission for a vehicle (hereinafter, “automatic transmission” is referred to as AT). In FIG. 2, EV represents an electromagnetic valve, and MV represents an integrated valve.
[0018]
As is well known, the operation of the vehicle AT is automatically or manually switched in gear connection in the transmission 300, and torque from an engine (not shown) connected to the torque converter 200 is transmitted to the rear or front wheels of the vehicle. . The integrated valve 60 and the entire peripheral device are inside an oil pan (not shown) inside the AT below the transmission 300, and the periphery of the hydraulic control device 400 inside the oil pan is a drain of a hydraulic circuit.
[0019]
In the transmission 300, a known hydraulic pump 56 that is directly connected to the rotation shaft of the engine and is driven to rotate is provided, and the drive oil discharged from each hydraulic device to an oil pan or the like is sucked from the sealing port 57, Pressure oil is supplied to each device via a line pressure control valve 64. The pressure oil from the hydraulic pump 56 is a high pump oil pressure that fluctuates, and is controlled to a constant high line pressure by a line pressure control valve 64 that is an electromagnetically controlled pressure control valve, and is supplied to each hydraulic device. The hydraulic control device 400 is provided with two engagement hydraulic control valves 61 and 62, and the line pressure control valve 64 is set to a predetermined control pressure required when engaging each of the friction engagement devices described later in the transmission 300. The pressure oil is supplied to the integrated valve 60 by arbitrarily controlling the line pressure of the pressure oil supplied from.
[0020]
The line pressure or control pressure oil supplied to the accumulation valve 60 is connected to the communication ports 39, 40, 41, 42, 43, 44, via the spool valves 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8. 45 is supplied to multi-plate clutches C0, C1, C2 and multi-plate brakes B0, B1, B2, B3 which are friction engagement devices in the transmission 300. Each friction engagement device is connected to a gear constituting each gear ratio such as a planetary gear (not shown) in the transmission 300, and the gear ratio is switched by engaging or releasing these friction engagement devices. Shift control of the vehicle is performed.
[0021]
The connecting portion 11 is mechanically connected to a select lever 500 that allows an operator to manually operate the driving state of the vehicle such as forward, backward, neutral, and parking. The pressure oil supplied from the line pressure control valve 64 is supplied to the torque converter 200 via the lockup hydraulic control valve 65 in order to perform lockup (L / U) slip control of the torque converter 200.
[0022]
As shown in FIG. 1, a cylindrical camshaft 1 is provided in a recess 58 provided substantially at the center of the housing 28. The camshaft 1 is rotatable with respect to bearings 9 and 29 and reciprocates in the axial direction. Supported as possible. In the present invention, the bearings 9 and 29 may be sliding bearings, ball bearings, roller bearings, rolling bearings, or the like. The bearing 9 is press-fitted and fixed to one end of the housing 28 and guides the bearing portion 34 at one end of the camshaft 1. The bearing 29 guides the other end of the camshaft 1 and is press-fitted and fixed to the side housing 30. The side housing 30 is fixed to the housing 28 by bolts 37. Concavities and convexities are formed on the outer peripheral surface of the main part of the cylindrical camshaft 1 as cams for driving the spool valves 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8. Gear teeth 53 having a predetermined arc width and a predetermined axial length are formed on the circumferential surface of the camshaft 1 in the vicinity of the bearing 9 on the spool valve 6, 7, 8 side opposite to the cam surface. For this reason, the gear space used for the rotational drive of the cam shaft 1 can be saved, and the total length of the cam shaft 1 can be reduced. In addition, since the bearing 34 at one end of the camshaft 1 has a shape different from that of the other end and has the maximum outer diameter of the camshaft 1, the camshaft 1 can be supported with a short axial length. The overall length can be reduced. The gear teeth 53 have a gear groove extending in the axial direction so that the gear teeth 53 are not disengaged from the intermediate gear 52 described later even when the camshaft 1 moves in the axial direction.
[0023]
A step motor 12 having a rotation axis parallel to the axial direction of the camshaft 1 is fixed at a position facing the gear teeth 53. The step motor 12 houses a drive unit in a housing 12a to form a stator. A drive current is supplied from a power source (not shown) to a drive unit that is a stator, and a rotary shaft that is a mover is rotated. As shown in FIG. 3, one end of a spiral return spring 54 is fixed to the housing 12 a of the step motor 12, and the other end is fixed to the shaft of the step motor 12. A stopper pin 55 is provided in the housing of the step motor 12, and a stopper lever 31 is fixed to the shaft of the step motor 12. The rotation angle of the step motor 12 is limited by the stopper lever 31 coming into contact with the stopper pin 55. A gear 13 is concentrically fixed to the rotation shaft of the step motor 12, and an intermediate gear 52 having an outer diameter larger than the outer diameter of the camshaft 1 in which the gear teeth 53 are formed between the gear 13 and the gear teeth 53. Is rotatably attached to the housing 28 by a fixing member 32. The outer diameter of the camshaft 1 at the position where the gear teeth 53 are formed is larger than the outer diameter of the gear 13. The driving force of the step motor 12 is transmitted from the gear 13 and the intermediate gear 52 to the gear teeth 53 to drive the camshaft 1 to rotate.
[0024]
In the present embodiment, since the step motor 12 is installed in parallel with the camshaft 1, a single intermediate gear 52 is interposed between the gear 13 and the gear teeth 53. A reduction ratio can be obtained, and the integrated valve 60 can be reduced in size. Further, since the torque transmitted from the intermediate gear 52 to the gear teeth 53 is larger than the torque transmitted from the step motor 12 to the intermediate gear 52, the torque of the step motor 12 can be amplified and transmitted to the camshaft 1. For this reason, since the driving force of the step motor 12 can be reduced, the step motor 12 can be reduced in size. In addition, since the step motor 12 is installed toward the cam surface of the camshaft 1 between the spool valves 2 and 5 arranged at the outermost position in the spool valve SP, the total length of the integrated valve 60 can be shortened. Furthermore, the integrated valve 60 can be reduced in size.
[0025]
A connecting portion 11 that is mechanically connected to an external select lever 500 via a link (not shown) is provided at the end of the camshaft 1 on the bearing 29 side, and an operator operates the select lever 500. Thus, the connecting portion 11 is interlocked with the select lever 500 to drive the camshaft 1 in the axial direction.
As shown in FIG. 1, the integrated valve 60 accommodates spool valves 2, 3, 4, 5, 6, 7, and 8 (collectively referred to as SP) in a housing 28. The engagement hydraulic control valve 61 is connected to the control pressure ports 36a, 36b, 36c, 36d (P _C1 The engagement hydraulic control valve 62 is connected to the control pressure ports 38e, 38f, 38g (P) of the spool valves 6, 7, 8 from the control pressure port 38. _C2 General name). Further, the line pressure control valve 64 supplies the line pressure port 35 to the line pressure ports 35a, 35b, 35c, 35d, 35e, 35f, 35g (P _S General name). Drain pressure ports 48a, 48b, 48c, 48d, 48e, 48f, 48g (D _r Are collectively connected to a drain (not shown) from the drain pressure port 48. Line pressure port P _S Control pressure port P _C1 Control pressure port P _C2 , Drain pressure port D _r Are in communication with each other inside or outside the housing 28. As can be seen from FIG. 4, the line pressure port P _S And control pressure port P _C1 , P _C2 Drain pressure port D across the spool valve _r Therefore, the cross-sectional area of each port is enlarged and the degree of freedom of the port arrangement position is increased. These hydraulic ports P _S , P _C1 , P _C2 , D _r As shown in FIG. 1, the drain pressure port D from the camshaft side _r Control pressure port P _C1 Or P _C2 Line pressure port P _S It is arranged to become. In this embodiment, the line pressure port P _S And control pressure port P _C1 , P _C2 Drain pressure port D against _r Is connected to the opposite side across the spool valve SP, but in the present invention, the combination may be selected as the optimum combination with respect to the design constraints.
[0026]
As shown in FIG. 1, the spool valve SP for switching the oil passage is arranged side by side on both sides of the camshaft 1 in a direction perpendicular to the axis of the camshaft 1. The spool valve SP is inserted into cylindrical holes 28a, 28b, 28c, 28d, 28e, 28f, and 28g provided in the housing 28 so as to be slidable in the axial direction.
Next, the detailed structure of the spool valve SP will be described using the spool valve 5 as an example. Other spool valves have the same configuration as the spool valve 5.
[0027]
As shown in FIG. 13 (A), the spool valve 5 has a cylindrical shape with a hollow inside, and an annular oil passage groove 5a formed around the center of the outer surface of the cylinder, and the inside of the spool valve 5 An oil passage hole 5b that communicates with an oil passage groove 5a that communicates with an inner cylindrical portion 5c provided on the inside is formed. The oil passage hole of each spool valve SP is a line pressure port P communicating with each cylindrical hole 28a, 28b, 28c, 28d, 28e, 28f, 28g. _S Control pressure port P _C1 , P _C2 , Drain pressure port D _r It is comprised so that it may communicate with. One end of each of the inner cylindrical portions provided in each spool valve SP is sealed with caps 53a, 53b, 53c, 53d, 53e, 53f, 53g, and the communication ports 39, 40, 41, 42, 43, 44, 45.
[0028]
Then, between the camshaft 1 and the end surface of the bottom portion of each spool valve SP on the non-opening side (indicated by 5d in the spool valve 5 shown in FIG. 13A), sliding is performed in the direction perpendicular to the axis of the camshaft 1. Pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, and 20 are movably inserted into the housing 28 to transmit the cam movement of the camshaft 1 to each spool valve SP. As the camshaft 1 moves, the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 so that the spool valve SP slides smoothly in the cylindrical holes 28a, 28b, 28c, 28d, 29e, 28f, 28g. A small hole for releasing pressure is provided on each non-opening side of the spool valve SP that is hit. This supplies the oil inside the spool valve SP also below the bottom of the spool valve non-opening side, thereby balancing the pressure due to the oil pressure inside the spool valve SP and the oil pressure acting on the bottom surface of the spool valve non-opening side. Thus, the force for driving the spool valve SP is reduced. All the spool valves SP are pressed against the camshaft 1 side together with the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 by the springs 21, 22, 23, 24, 25, 26, 27, and the springs 21, 22, 23, 24, 25, 26, 27 are cylindrical holes 28a, 28b, 28c, 28d, 29e, so as not to jump out by caps 53a, 53b, 53c, 53d, 53e, 53f, 53g fixed to the housing 28. Sealed to 28f and 28g.
[0029]
When each spool valve SP moves through the cylindrical holes 28a, 28b, 28c, 28d, 29e, 28f, and 28g by driving the camshaft 1, it opens into each cylindrical hole 28a, 28b, 28c, 28d, 29e, 28f, and 28g. Line pressure port P _S When the oil passage groove and the oil passage hole of each spool valve SP are positioned at positions opposite to the positions of the line pressure ports P _S Is supplied to the inner cylindrical portion of the spool valve SP via the oil passage groove and the oil passage hole of each spool valve SP, and is further connected to the communication ports 39, 40, 41, 42, 43, Pressure oil of line pressure is supplied to each friction engagement device via 44 and 45.
[0030]
In addition, the control pressure port P is the same as the line pressure pressure oil. _C1 , P _C2 The control pressure pressure oil whose pressure is adjusted is supplied to each spool valve SP, and the control pressure pressure oil is supplied to each friction engagement device via the spool valve SP. The control pressure pressure oil supplied from the engagement hydraulic control valve 61 to the control pressure port 36 is controlled by the control pressure port P. _C1 Is supplied only to the spool valves 2, 3, 4, 5 connected to. Similarly, the control pressure pressure oil supplied from the engagement hydraulic control valve 62 to the control pressure port 38 is controlled by the control pressure port P. _C2 Is supplied only to the spool valves 6, 7, 8 connected to. As a result, the control pressure pressure oil supplied from the engagement hydraulic control valve 62 is supplied only to the multi-plate brakes B1, B0, B2, and the control pressure pressure oil supplied from the engagement hydraulic control valve 61 is the multi-plate. It is supplied only to the brake B3 and the multi-plate clutches C0, C2, and C1.
[0031]
Oil passage groove of spool valve SP is drain pressure port D _r When it is positioned at a position that communicates with the spool valve SP, the pressure oil in the friction engagement device that communicates with the spool valve SP is discharged to the drain pressure port D. _r Then, it is discharged to the outside of the housing 28.
As shown in FIG. 2, among the communication ports 39, 40, 41, 42, 43, 44, 45 connected to the transmission 300, it communicates with the multi-plate clutch C 0 and the multi-plate brake B 0 installed in the transmission 300. The ports 39 and 43 to be operated are prevented from being coupled at the same time in order to prevent the transmission 300 from being driven and damaged due to the internal structure when these ports are operated simultaneously. A valve 63 is interposed. As for other communication ports, as seen in known transmissions, other multi-plate clutches and brakes are engaged or released by hydraulic pressure from the communication port, and the connection state of a plurality of gears is switched for shifting in the transmission 300. , AT shift control is performed. The brakes are substantially the same friction elements as the clutches, and the brakes have a structure in which one side of the clutch is fixed to the body of the transmission.
[0032]
The circumferential position of the camshaft 1 shown in FIG. 1 is controlled by an instruction from the AT ECU 70 shown in FIG. 5, and the step motor 12 rotates the camshaft 1 to be provided on the circumferential surface of the camshaft 1. The position of the spool valve SP is controlled by the cams through the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 so that the oil passage grooves provided in the spool valve SP are connected to each hydraulic port P. _S , P _C1 , P _C2 , D _r And a predetermined hydraulic pressure is transmitted to each communication port 39, 40, 41, 42, 43, 44, 45.
[0033]
As shown in FIG. 5, the AT ECU 70 is configured to control the engine drive, a kick down signal for shifting the shift stage to a lower stage during acceleration, a select lever signal indicating the position of the select lever 500, and the like. In response to a signal from the (E / G) ECU 72, a motor position signal for driving the step motor 12 is output while exchanging data with the E / G ECU 72, and at the same time, each hydraulic control signal is transmitted to the above-described engagement hydraulic control valve 61. 62, the line pressure control valve 64, and the lockup hydraulic control valve 65. The data exchanged between the E / G ECU 72 and the AT ECU 70 at this time includes the water temperature of the radiator, the throttle opening, the crank angle of the crankshaft, the vehicle speed, the turbine speed, and the like as shown in FIG.
[0034]
Since the camshaft 1 is provided with the same diameter portion with a predetermined width in the circumferential direction and the axial direction from the contact position with the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, and 20 in a certain operation mode, Even if 1 is driven in the rotational direction or the sliding direction and moves within a small range, the position of the spool valve SP does not change. For this reason, a slight shift is allowed in the positioning of the camshaft 1. Furthermore, even when the camshaft 1 has made a full stroke in the rotational direction or the sliding direction, it is between the side surfaces of the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 and the cam irregularities on the camshaft surface corresponding to the adjacent spool. Is provided with a slight margin, and in the event of an emergency, it is considered that a large force is not applied to the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, and 20. In addition, the corners of the cam irregularities are processed to have a curvature larger than the curvature of the tips of the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 so that the pins can smoothly follow the cam irregularities. Considered.
[0035]
The shift position of the select lever 500 is normally 6 positions of P (parking), R (reverse), N (neutral), D (drive), 2 (second), and L (low). Since no speed change operation is performed on the transmission 300, the transmission 300 is set so as not to transmit torque even when the automatic speed change process is performed. FIG. 6 shows that each spool valve SP is connected to the line pressure port P in each range of the select lever 500 and each shift range. _S , Drain pressure port D _r The control pressure port P communicating with the engagement hydraulic control valve 61 _c1 The control pressure port P communicating with the engagement hydraulic control valve 62 _c2 It is the figure which showed which port of which is connected. Also, P in FIG. _c1 And P _c2 Since the two engagement hydraulic control valves 61 and 62 are used, the symbols are different, but the range of possible pressure values (that is, the range where the line pressure is the maximum pressure and below) is the same. The cam shape of the camshaft 1 is designed to be a spool valve position determined by the hydraulic communication mode shown in FIG. The operation states of the clutches and brakes of the AT controlled in this way are configured as shown in FIG.
[0036]
Since the camshaft 1 is connected to the select lever 500 by the connecting portion 11, when the position of the select lever 500 is manually selected by the driver, the camshaft 1 moves in the shaft axial direction, and the camshaft 1 Each spool valve SP is controlled by moving the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, and 20 that are in contact with the camshaft 1 by the unevenness in the axial direction. Further, the step motor 12 is rotated by a command from the AT ECU 70, and the circumferential position of each spool valve SP is controlled by the circumferential unevenness of the camshaft 1.
[0037]
FIG. 8 is a sectional view in the axial direction of the camshaft 1 in the D range position with respect to the spool valves 4 and 7, where the gear position is in the fourth speed position. The pins 16 and 19 which are in contact with the spool valves 4 and 7 respectively push the spool valves 4 and 7 to the maximum because the other ends are in contact with the position of the maximum diameter of the camshaft 1. Accordingly, the spool valves 4 and 7 are connected to the line pressure ports 35c and 35f (P _S ) And the multi-plate clutch C1 and the multi-plate brake B2 communicating with the spool valves 4 and 7 are supplied with the pressure oil of the line pressure.
[0038]
From this state, according to the rotation of the step motor 12 according to the command of the AT ECU 70, the third speed (3 _rd ), 2nd gear (2 _nd ) 1st gear (1 _st ), The camshaft 1 rotates at 45 ° intervals, and the pins 16 and 19 move along the outer peripheral surface of the camshaft 1 in accordance with the rotation. In the case shown in FIG. 8, the spool valves 4 and 7 are 3 _rd And 4 _th In the same position but 2 _nd In this gear position, the pin 19 is moved to the intermediate diameter position of the camshaft 1, the spool valve 7 is moved to a position where it communicates with the control pressure port 38f, and the control oil is supplied to the multi-plate brake B2 via the communication port 44. Supplied. 1 _st Similarly, the pressure distribution shown in FIG.
[0039]
When the select lever 500 is sequentially shifted to 2 (second forward speed), D (forward automatic shift speed), N (neutral), R (reverse), and P (parking), the camshaft 1 is set at a predetermined distance. Only move in the axial direction. Then, the pressure distribution shown in FIG. 6 is performed in the spool valves 4 and 7 in the same manner as in the case of the rotational movement. The same operation is shown in other gear stages and other ranges and other spool valves.
[0040]
Next, the shifting operation at the D range position will be described. The basic operation is the same in other ranges.
At the position of the manual D range, the camshaft 1 puts the spool valve SP into a hydraulic communication mode determined by the hydraulic port indicated by the D range column in FIG. Then, the instruction from the ECU 70 for AT to the camshaft 1 is the first speed mode (1 in FIG. _st ), As shown in FIGS. 6 and 7, the multi-plate clutch C0 is connected to the line pressure port (P in FIG. 6). _S ) When the line pressure is received from 35 via the line pressure port 35a, the oil passage groove of the spool valve 2, and the communication port 39, the operation state is established. Similarly, the multi-plate clutch C1 has a control pressure port (P in FIG. 6). _C1 ) The control pressure is received from 36 via the control pressure port 36c, the oil passage groove of the spool valve 4, and the communication port 41, and the control pressure is adjusted by the engagement hydraulic control valves 61 and 62 according to the state of the vehicle speed and the like, and the engagement state is controlled. Is done. The multi-plate clutch C2 and the multi-plate brake B0 are connected to the drain pressure port 48 (D in FIG. 6) through the drain pressure ports 48d and 48e. _r And the multi-plate brakes B1, B2, B3 are all connected to the drain pressure port 48.
[0041]
From the first speed mode state, the AT ECU 70 operates in the second speed mode (2 in FIG. 6). _nd ), The step motor 12 rotates the camshaft 1 to the 2nd speed mode position according to an instruction from the AT ECU 70, and changes the position of each spool valve SP. As a result, 2 in the D range of FIG. _nd As shown in the column, the multi-plate clutch C1 is connected to the line pressure port 35 (P in FIG. _S The multi-plate brake B2 is connected to the control pressure port 38f (P in FIG. 6). _c2 ) And the other clutches and brakes are kept in the same state as the first speed mode. The clutches and brakes in the transmission 300 are actuated by the hydraulic pressure determined by these modes, and the shift state of the second speed mode, which is a gear ratio different from that of the first speed mode, is established. In this way, the control state is determined and the function as AT is achieved. It is controlled by the same operation at other range positions and also at the downshift operation.
[0042]
When the range is changed by manually switching the select lever 500, the camshaft 1 is slid by the connecting portion 11 interlocked with the select lever 500 to switch the position of each spool valve SP, and is designated in each range of FIG. Set to hydraulic communication mode. In this state, the camshaft 1 is rotationally driven by the step motor 12 under the control of the ECU 70 at the same time, and the hydraulic communication mode corresponding to the vehicle speed is set, and automatic control is continued.
[0043]
Next, the fail safe function will be described. Usually, the occurrence of a failure is abrupt, and in a vehicle, it can be considered that the failure occurs during travel. The corresponding fail safe here is a case where the apparatus does not fail to the extent that mechanical damage occurs, but the automatic control function is disabled. If for some reason the automatic control function is disabled, the fail-safe setting is set so that the shifting operation can be performed manually. Usually, as implemented in a conventional vehicle, the file safe in AT is such that the shift state is maintained as it is or in the fourth speed mode position (high speed mode side). This is because if a downshift occurs during a failure, the engine may suddenly become engine braked and a shift shock may occur, which may be dangerous. Measures are taken to avoid it.
[0044]
Each hydraulic communication mode in FIG. 6 shows only a communication position within a range that is originally surrounded by a thick line as a range to be normally used as shown in the column of the multi-plate clutch C0 (spool valve 2) as an example. That is, in the L range, the speed is 1 _st And 2 _nd State only, while operating normally, 3 _rd Or 4 _th There is no speed change. Similarly, in 2 ranges, 1 _st 2 _nd 3 _rd Only 4 _th There is no gear shift. In the N, R, and P ranges, there is no shift from the operation, and 1 _st Only. Therefore, in this embodiment, the hydraulic communication mode is limited as shown in FIG. 6 at the unused shift mode position in order to fail-safe at the time of failure (failure). That is, the same communication state as the hydraulic communication mode at the right end of the thick frame range is maintained at the hydraulic communication mode position on the high speed side. For example, in the L range, 2 is the fastest mode in the L range. _nd Hydraulic communication mode P _S Is unused 3 _rd 4 _th Set to. Hereinafter, the same applies to the 2 range, D range, N range, R range, and P range.
[0045]
Further, in the case of the present embodiment, a fail-safe mode position is separately provided on the speed change mode side, that is, on the rotation direction side of the camshaft 1 (failure column in FIG. 6). The operation of the fail safe mode position will be described later. First 4 _th The operation at the time of fail when the position is set to the fail-safe position will be described.
When the AT ECU 70 determines that some kind of failure has occurred, the camshaft 1 that has determined the shift state is shifted to the fail-safe position (fourth speed mode position) by driving the step motor 12. Even if automatic control becomes impossible by forcibly fixing this fail-safe position, the same communication mode as that of the high-speed stage in each range is used as described above. _th Therefore, the range switching operation by manual operation is activated.
[0046]
FIG. 9A shows an outline of the processing flow regarding the failure among the processing programs of the AT ECU 70 that performs automatic control. The AT ECU 70 determines whether or not a failure has occurred based on an abnormal signal from various sensors, a difference in calculation results, and the like. If it is a failure, the determination is made at step 610 in the flowchart of FIG. The camshaft 1 is moved to the fail-safe position (fourth speed mode position). In the fail-safe position, the shift function equivalent to the automatic shift cannot be realized completely (for example, 2 in the L range). _nd In other words, at least the function of shifting by manual control is maintained.
[0047]
When a failure occurs in the drive control of the step motor 12, the drive of the step motor 12 is stopped and the return spring 54 forcibly moves it to the fail safe position (fourth speed mode position). This case is the flowchart shown in FIG. When the AT ECU 70 determines from various sensors that the drive control of the step motor 12 has failed, the AT motor 70 is brought into a free state, and the camshaft 1 is brought to a fail-safe position (four-speed mode position) by the restoring force of the return spring 54. Shift to. In this state, manual selection of the P, R, N, D, 2, and L ranges is performed by operating the select lever 500, and the camshaft 1 is moved by the connecting portion 11 to control the position of each spool valve SP.
[0048]
In the case of this configuration, the shift shock is reduced when a failure occurs in any shift mode position. For example, the select lever 500 is in the 2 range and the shift mode is 2 _nd The camshaft 1 is on the low speed side. _st 2 when failing without moving to the side _nd 3 from the position _rd 4 via position _th The engine is shifted to the high speed side in order, and the shock caused by the engine brake that occurs at the time of downshifting does not occur.
[0049]
The return spring 54 may be configured to be provided inside the housing or may use a force by another mechanism. In the case of a configuration in which automatic and manual are interchanged, the force of the return spring 54 is configured to store the force that slides the camshaft 1 in the axial direction to the stopper position regardless of where it is provided. Instead, it may be configured to return with the power of the motor.
[0050]
Since the camshaft 1 moves to a position where the stopper lever 31 contacts the stopper pin 55 by the restoring force of the return spring 54 at the position of the spool valve at the time of failure, it is normally used as a failsafe position of the camshaft 1. Instead of the 4-speed mode position, a fail-safe mode position may be provided separately. 4 in FIG. _th It is shown in the fail column next to. That is, when a failure occurs, it is almost abrupt and it is impossible to predict what the failure will be. In some cases, the hydraulic pressure adjustment may stop. Then, since the hydraulic pressure changes rapidly, the clutches operated by the hydraulic pressure also change rapidly. Then, since an abrupt change called a shift shock occurs for the AT, it is necessary to prevent such a shift shock from occurring. Therefore, in order to prevent a shift shock, the fail-safe mode position is set so that the communication state of each spool valve is fixed at a half-open position where it is not normally used, and is set to a half-communication state to avoid a sudden change in hydraulic pressure due to the failure. This is a particularly effective setting for the AT of a system such as the present invention that directly controls the clutch pressure. If the hydraulic pressure supply is normal, the control can be maintained normally even in the semi-communication state, so that the semi-communication state may be set.
[0051]
FIG. 10A is a concavo-convex cross section (a part) in the rotation direction of the camshaft 1 for determining the spool valve position as the failsafe mode position. The horizontal axis represents the rotational direction of the camshaft 1 and represents the first speed, second speed, third speed, fourth speed mode position and fail-safe position. The vertical axis is the position of the oil passage groove of the spool valve, and the drain pressure port D from the bottom as the position communicating with each hydraulic port. _r Control pressure port P _C1 , P _C2 Line pressure port P _S The position is shown. The hatched graph shown in the figure shows the oil passage groove position of the spool valve when the camshaft 1 is rotationally driven, the D range in the clutch C2 connected to the spool valve 5, and the brake B connected to the spool valve 8. ₁ 2 ranges are shown. 4-speed mode (4 _th The spool valve 5 in the position) is in a position where the oil passage groove provided in the spool valve 5 is aligned with the line pressure port 35d as shown in FIG. When it is in the fail-safe position, as shown in FIG. 10C, the position of the spool valve 5 is shifted downward, and the oil passage groove is in a semi-communication (half-open) position with respect to the line pressure port 35d. Thus, the opening degree of the valve is narrowed and the change in hydraulic pressure is blocked. Therefore, even when there is a significant change from the oil pressure state at the time of failure, the pressure oil will gradually flow in and out from the throttled opening, so there will be no shift shock even when the gear is shifted to the fail-safe position. .
[0052]
The position of FIG. 10C is not limited to the D range of the clutch C2 connected to the spool valve 5 in FIG. _S It is the same when communicating with. Similarly, FIG. 11A shows the positions of the oil passage grooves of the spool valve 2 connected to the clutch C0 in the D range and the spool valve 5 connected to the clutch C2 in the 2 range. The position is set as shown in FIG. A normal state is shown in FIG. When the spool valve 2 is in a position where it communicates with the control pressure port 36a, the spool valve 2 can be half-opened regardless of whether it moves up or down. However, if the position of the spool valve at the time of fail-safe is set to a position where the 4-speed mode position is set to a semi-communication state, the amount of movement of the spool valve can be reduced. FIG. 12A shows a state where the spool valve 5 in the two ranges is moved downward and is in a half-open state when the spool valve 5 is positioned at the fail-safe position. Further, as shown in FIG. 10 (A), the spool valve 8 in the second range is in a position communicating with the drain pressure hydraulic port 48g in the fourth speed mode and does not lower any more, as shown in FIG. 12 (B). Set it a little higher.
[0053]
Of course, in the camshaft provided with the fail-safe mode position, the spool valve does not necessarily have to be in the fail-safe mode position as a fail-safe function, and the 4-speed mode position may be used by movement by a motor. In addition, as another fail-safe means, the oil passage hole width or the oil passage groove width is provided for a case where the oil passage hole or the oil passage groove of the spool valve is locked at a position where it does not communicate with any of the hydraulic ports. The spool valve may be configured so as to have a width that always communicates with any one of the hydraulic ports at least slightly.
[0054]
Next, the line pressure port P _S Control pressure port P _C1 , P _C2 , Drain pressure port D _r Each of the arrangements may be arranged in the order far from the camshaft 1. The reason for this is that the protrusion ratio of the pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20 to the camshaft side varies depending on the position of the spool valve, and the force that pushes back the pin due to the difference in pressure inside the spool valve. This is because of changes. This will be described below. The effect of the arrangement of the hydraulic communication path is not the configuration of the integrated valve shown in the present embodiment, that is, the configuration of the spool valve is the same even if the configuration is merely automatic control or only manual control. If there is a similar effect.
[0055]
13A and 13B illustrate the spool valve 5 as an example, and the camshaft 1 moves when the oil passage groove 5a of the spool valve 5 is at each position A, B, C of each hydraulic communication path. In this case, the force required to push up the pin 17 is compared by changing the hydraulic pressure. When the oil passage groove 5a of the spool valve 5 is at the position C, that is, when the spool valve 5 is lowered most and approaches the camshaft 1, the pin 17 protrudes most toward the camshaft 1, and the camshaft 1 moves. When the pin 17 is pushed up, a rotational moment with the point d as a fulcrum is received. Therefore, the longer the protruding length of the pin 17 is, the larger the twisting force acts on the pin 17. In this case, if the force for pushing up the pin 17 is large, the twisting force is also increased. Therefore, if the hydraulic communication mode can be selected so that the pressure applied to the pin 17 becomes small when the protruding length of the pin 17 is the position C, the force for pushing up the pin 17 as a whole is small, and the force for twisting the pin 17 is also large. I'm sorry. This is the maximum value taken by the control hydraulic pressure at the maximum if the supply hydraulic pressure communicating with the oil passage groove of the spool valve 5 at each position A, B, C is represented by the black dots shown in FIG. That is, a force having a magnitude of b at the intersection of the line pressure and the position B line is sufficient. In other words, by setting the port for supplying a high line pressure to position A and setting the lowest pressure drain pressure port to position C, the driving force of the camshaft 1 can be reduced and the risk of pin deformation is prevented. be able to. In addition, the driving force of the step motor 12 that is the driving source of the camshaft 1 can be reduced, and the apparatus can be prevented from being enlarged. Furthermore, since it also affects the operating force of the select lever 500 during manual operation, it can be driven with less force.
[0056]
Control pressure port P _C1 Or P _C2 Line pressure port P _S And drain pressure port D _r When the pressure is switched, the control pressure as an intermediate pressure always passes when switching pressure, so that it is most convenient for switching without shock.
Line pressure port P _S Control pressure port P _C1 , P _C2 , Drain pressure port D _r In this embodiment, the communication is performed inside or outside the housing 28. However, when configured in this way, even when the intervals between the hydraulic ports are not sufficient, the strength of the partition walls between the ports can be sufficiently obtained. is there.
[0057]
In the embodiment of the present invention described above, as shown in FIG. 1, since the spool valves SP are arranged on both sides of the camshaft 1, the integrated valve 60 is configured in a compact, substantially flat plate shape. Since there is no upper or lower restriction on the arrangement, the arrangement in the oil pan is also easy. In the present invention, the shape is not limited to a flat plate shape. For example, the camshaft shaft may be bent. In the present invention, the spool valve row may be arranged in a row on one side of the camshaft so as to have an elongated rod shape. In these cases, according to the shape of the transmission of the AT main body, it can be compactly mounted around the oil pan or the like with a small installation margin.
[0058]
In this embodiment, the ECU shift and the manual shift are assigned to the camshaft 1 in the rotational direction and the manual shift is assigned in the slide direction. This is because the cam surface unevenness is less frequently changed in the rotation direction, so that processing such as casting and molding of the camshaft 1 is facilitated, which is extremely advantageous in production. In the present invention, automatic control can be performed by linear motion in the axial direction of a camshaft that is a driven body, and manual control can also be performed by rotational motion. In this case, the step motor as the driving means is arranged in conjunction with the camshaft, and the position of the step motor is mechanically connected to the select lever by a gear. In the present invention, the camshaft is not limited to the illustrated dimensions, and the diameter may be increased to form a substantially cylindrical drum camshaft. Further, the shape of the spool valve is not limited to a cylinder as long as it is a hydraulic valve having the above-described function, and may be any shape. In general, the number of spool valves and the hydraulic communication mode vary depending on the structure of the transmission, and the setting conditions also vary depending on the number and quality of multi-plate brakes and multi-plate clutches.
[0059]
In this embodiment, each spool valve SP is driven by the camshaft 1. However, in the present invention, any hydraulic control system having an automatic and manual mechanism can be used regardless of how the spool valve that is a control valve is driven. Well, similar effects can be obtained.
In this embodiment, the axial driving is performed manually by the select lever 500, but the same effect can be obtained by a configuration applied to the driving in the rotation direction driven by the automatic side, that is, the step motor 12.
[0060]
In this embodiment, the cam and the camshaft 1 are integrally formed. However, in the present invention, a cam ring having a cam shape on the outer peripheral surface may be fitted into the shaft to form the camshaft structure shown in FIG. This makes it easier to deal with changes in the number of ports and port combinations. For example, although not shown in the figure, the change is facilitated by adopting a configuration in which the circumference of the cylindrical hole of the housing with each spool valve is made one block and stacked in the camshaft axial direction. Therefore, such a configuration is characterized in that the integrated valve has the hydraulic valve and its housing as one block unit, and the one block unit is stacked by the required number of ports.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an integrated valve of a hydraulic control device for an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing a system configuration of the automatic transmission device according to the present embodiment.
FIG. 3 is a view taken in the direction of the arrow III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV in FIG.
FIG. 5 is a block diagram illustrating an input / output state of a signal line according to the present exemplary embodiment.
FIG. 6 is a communication operation mode diagram showing an operation state of the integrated valve.
FIG. 7 is an operation state diagram of a multi-plate clutch and a multi-plate brake of the transmission.
8 is a cross-sectional view showing the cross-sectional shape of the camshaft at the cross-sectional position of FIG.
FIG. 9 is a flowchart of motor control showing determination at the time of failure.
10 is a schematic explanatory diagram of a camshaft having a fail-safe position and an operation explanatory diagram of a spool valve 5. FIG.
11 is a schematic explanatory diagram of a camshaft having a fail-safe position and an operation explanatory diagram of the spool valve 2. FIG.
FIG. 12 is an operation explanatory diagram of the spool valves 5 and 8 that perform fail-safe control in a semi-communication state.
13A is a cross-sectional view showing a detailed shape of the spool valve 5. FIG. (B) is a characteristic diagram showing the relationship between the spool valve position when the pressure is changed and the force that pushes up the pin of the spool valve.
[Explanation of symbols]
1 Camshaft (power transmission member)
2, 3, 4, 5, 6, 7, 8 Spool valve (control valve)
9 Bearing
11 Connecting part
12 Step motor (drive means)
12a Housing (stator)
13 Gear (Rotation mechanism)
14, 15, 16, 17, 18, 19, 20
pin
28 Housing
29 Bearing
34 Bearing part
39, 40, 41, 42, 43, 44, 45
Communication port
35a, 35b, 35c, 35d, 35e, 35f, 35g
Line pressure port
36a, 36b, 36c, 36d, 38e, 38f, 38g
Control pressure port
52 Intermediate gear (rotating mechanism)
53 Gear teeth (transmission part)
54 Return spring (elastic body)
61, 62 Engagement hydraulic control valve
64 Line pressure control valve
70 ECU for AT
72 Engine ECU
200 Torque converter
300 transmission

Claims

Hydraulic control device for automatic transmission that switches oil passages supplied to a plurality of frictional engagement elements provided in an automatic transmission and switches and controls a plurality of shift stages by engaging or releasing the plurality of frictional engagement elements Because
A plurality of control valves for performing a shift by automatic control and a manual shift, and the plurality of control valves by operating either a shift by automatic control or a manual shift by a rotating mechanism and on the other by a slide mechanism An integrated valve having a power transmission member for driving
Drive means for driving the power transmission member to perform shift control by automatic control;
An elastic body that moves the driving means to a predetermined position when the driving means is not driven;
A hydraulic control device for an automatic transmission, comprising:

At a predetermined position of the driving means moved by the elastic body when the driving means is not driven, at least one of the oil passages supplied to the plurality of frictional engagement elements is in a half-open state. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1.