JP3791684B2

JP3791684B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3791684B2
Application number: JP2002191480A
Authority: JP
Inventors: 宗裕高橋; 卓也藤峰; 和幸野田; 彰深津; 和典石川; 和俊野崎; 俊樹金田
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-06-28
Filing date: 2002-06-28
Publication date: 2006-06-28
Anticipated expiration: 2022-06-28
Also published as: JP2004036670A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車輌等に搭載される自動変速機の油圧制御装置に係り、詳しくは、故障時において、自動変速機が所定の状態になることを防止するために切替えられる故障時切替えバルブを備えた油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば自動変速機においては、所定の３つの摩擦係合要素（例えばクラッチＣ１、クラッチＣ２、及びブレーキＢ１）が同時に係合することを、通常の変速状態で行わないものがある（例えば入力回転が２つのクラッチより入力される状態、いわゆる直結回転状態でブレーキを作用させることがないため）。このような自動変速機の油圧制御装置においては、故障（以下、「フェール」とする。）時に上述した３つの摩擦係合要素が同時に係合する状態となると、１つの摩擦係合要素（例えばブレーキＢ１）の供給油圧を遮断するように切替えられて、つまり３つの摩擦係合要素が同時に係合することを防止するフェールセーフ用のバルブが設けられているものがある。
【０００３】
従来、このようなフェールセーフ用のバルブは、正常時に作動することがない（切替えを行わない）ように構成し、即ち通常の変速制御では使用せずに、該バルブ自体の故障（いわゆるバルブスティック）の可能性を低くするように構成されていた。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述したフェールセーフ用のバルブは、正常な状態であると、一度も切替えられないことになり、長い間正常な状態であることは、かえってバルブスティックを引起す可能性があった。そのような原因の１つとして、長年使用していることによって、例えばバルブにおけるスプールの摩耗などによって発生する摩耗粉など、微小異物がオイルに混入することがあげられる。通常、変速制御などにより常に作動されているバルブにおいては、そのような微小異物が、特にバルブを切替えるための油室に流入しても、その作動によりドレーンポートなどから押し流される形で排出されているが、上述したフェールセーフ用のバルブは、正常時に作動することがないように構成されているため、そのような微小異物が、特に油室内や、該バルブのボディとスプールとの間にある例えば製造上の誤差などによって形成される隙間に蓄積される虞がある。このような原因などから、実際のフェールとなった際に、該バルブが作動不良となってしまう虞があった。
【０００５】
そこで本発明は、スプールの少なくとも一部を、油圧発生源の駆動に基づく油圧に対向作用する方向に付勢する付勢手段を設け、もって上記課題を解決する自動変速機の油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は、正常時に同時に発生することがない複数の油圧を同時に入力した際、故障時位置に切替えられる故障時切替えバルブ（５）を備えた自動変速機の油圧制御装置（１）において、
前記故障時切替えバルブ（５）は、
第１のスプール部（５ｑ）と第２のスプール部（５ｐ）とからなるスプールと、
油圧発生源の駆動に基づく油圧（例えばＰＬ）を入力して、前記第１のスプール部（５ｐ）を一方向に押圧作用させる油室（５ａ）と、
前記正常時に同時に発生することがない複数の油圧を入力し、前記油室（５ａ）に入力される油圧（例えばＰＬ）に対向作用する方向に前記第２のスプール部（５ｑ）を押圧作用させる複数の対向油室（５ｆ，５ｇ，５ｈ）と、
前記第１のスプール部（５ｑ）と前記第２のスプール部（５ｐ）との間に介在し、前記第１のスプール部（５ｐ）を前記対向作用する方向に付勢すると共に前記第２のスプール部（５ｑ）を前記一方向に付勢する第１の付勢手段（５ｓ）と、を有する、
ことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【０００８】
請求項２に係る本発明は、前記故障時切替えバルブ（５）は、前記一方向に前記第２のスプール部（５ｐ）を付勢する第２の付勢手段（５ｔ）を有してなる、
請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【０００９】
請求項３に係る本発明は、前記第１の付勢手段は、第１のスプリング（５ｓ）であり、
前記第２の付勢手段は、前記第１のスプリング（５ｓ）の外周側に配置される第２のスプリング（５ｔ）であり、
前記第２のスプール部（５ｐ）は、前記油室（５ａ）に入力される油圧（例えばＰＬ）に基づく前記第１のスプール部（５ｑ）からの押圧を受圧する受圧部（５ｒ）を備え、
前記第１のスプリング（５ｓ）は、前記受圧部（５ｒ）に位置決め支持されてなる、
請求項２記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【００１０】
請求項４に係る本発明は、前記自動変速機は、油圧サーボに供給される供給油圧に基づき係合状態が制御される複数の摩擦係合要素（例えばＣ−１〜Ｃ−３，Ｂ−１〜Ｂ−４）と、前記複数の摩擦係合要素（例えばＣ−１〜Ｃ−３，Ｂ−１〜Ｂ−４）の接・断により伝達経路を変更して入力回転を変速出力する歯車機構（１０）と、を有してなり、
前記正常時に同時に発生することがない複数の油圧は、前記複数の摩擦係合要素（例えばＣ−１〜Ｃ−３，Ｂ−１〜Ｂ−４）のうちの所定の３つの摩擦係合要素（Ｃ−１，Ｃ−２，Ｂ−１）の油圧サーボ（６，７，８）に供給される油圧である、
請求項１ないし３のいずれか記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【００１１】
請求項５に係る本発明は、前記故障時切替えバルブ（５）は、前記故障時位置にある際に、前記所定の３つの摩擦係合要素（Ｃ−１，Ｃ−２，Ｂ−１）のうちの、１つの摩擦係合要素（例えばＢ−１）の油圧サーボ（例えば７）に供給する油圧を遮断してなる、
請求項４記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【００１２】
請求項６に係る本発明は、信号圧を出力することにより、前記１つの摩擦係合要素（例えばＢ−１）の油圧サーボ（例えば７）に油圧を供給するように制御するソレノイドバルブ（ＳＲ）を備え、
前記故障時切替えバルブ（５）は、前記故障時位置にある際に、前記１つの摩擦係合要素（例えばＢ−１）の油圧サーボ（例えば７）に供給される油圧を入力する対向油室（５ｆ）に、前記ソレノイドバルブ（ＳＲ）の信号圧を入力してなる、
請求項５記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【００１３】
請求項７に係る本発明は、前記油圧発生源の駆動に基づく油圧は、ライン圧（ＰＬ）である、
請求項１ないし６のいずれか記載の自動変速機の油圧制御装置（１）にある。
【００１４】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。
【００１５】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、故障時切替えバルブは、第１のスプール部と第２のスプール部とからなるスプールと、油圧発生源の駆動に基づく油圧を入力して第１のスプール部を一方向に押圧作用させる油室と、正常時に同時に発生することがない複数の油圧を入力し、前記油室に入力される油圧に対向作用する方向に第２のスプール部を押圧作用させる複数の対向油室と、第１のスプール部と第２のスプール部との間に介在し、第１のスプール部を前記対向作用する方向に付勢すると共に第２のスプール部を前記一方向に付勢する第１の付勢手段と、を有しているので、油圧発生源の停止時に第１の付勢手段の付勢によって、第１のスプール部を動かすことができる。また、第１の付勢手段により第１のスプール部を付勢して油室の油を排出するので、第２のスプール部の位置、即ち故障時切替えバルブを切替えることなく、該油室の油を排出することができ、該油室に微小異物などが蓄積することを防止することができる。それにより、故障時切替えバルブのバルブスティックの可能性を低くすることができ、故障時に作動不良が生じることを防止することができる。
【００１７】
請求項２に係る本発明によると、故障時切替えバルブは、油室に入力される油圧と同方向に第２のスプール部を付勢する第２の付勢手段を有しているので、第１の付勢手段の付勢により第１のスプール部が移動する際であっても、第２のスプール部の移動を防ぐことができ、該第２のスプール部が中間位置になることを防ぐことができる。
【００１８】
請求項３に係る本発明によると、第１の付勢手段は第１のスプール部と第２のスプール部との間に介在する第１のスプリングであり、第２の付勢手段は第１のスプリングの外周側に配置される第２のスプリングであって、第２のスプール部に第１のスプール部からの押圧を受圧する受圧部を備えて、第１のスプリングが該受圧部に位置決め支持されるので、組付けの際に第１のスプリングの位置を誤って組付けることや、第１のスプリングの位置ずれを防ぐことができる。
【００１９】
請求項４に係る本発明によると、自動変速機は、油圧サーボに供給される供給油圧に基づき係合状態が制御される複数の摩擦係合要素と、複数の摩擦係合要素の接・断により伝達経路を変更して入力回転を変速出力する歯車機構とを有しており、正常時に同時に発生することがない複数の油圧は、複数の摩擦係合要素のうちの所定の３つの摩擦係合要素の油圧サーボに供給される油圧であるので、それら３つの油圧が同時に作用することにより故障時切替えバルブを故障時位置に切替えることができる。
【００２０】
請求項５に係る本発明によると、故障時切替えバルブは、故障時位置にある際に、所定の３つの摩擦係合要素のうちの１つの摩擦係合要素の油圧サーボに供給する油圧を遮断するので、例えば自動変速機におけるストールが発生することを防止することができ、また、例えばエンジンストップの発生なども防止することができる。
【００２１】
請求項６に係る本発明によると、信号圧を出力することにより、１つの摩擦係合要素の油圧サーボに油圧を供給するように制御するソレノイドバルブを備えて、故障時切替えバルブは、故障時位置にある際に、１つの摩擦係合要素の油圧サーボに供給される油圧を入力する対向油室にソレノイドバルブの信号圧を入力するので、故障時切替えバルブを故障時位置に固定することができ、異音の発生や車両におけるショックの発生を防止することができる。
【００２２】
請求項７に係る本発明によると、油圧発生源の駆動に基づく油圧がライン圧であるので、油圧発生源の駆動に連動する形で油室に油圧を作用させることができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図に沿って説明する。図１は本発明を適用し得る自動変速機構を示すスケルトン図、図２は各変速段における摩擦係合要素の係合状態を示す作動表である。
【００２４】
例えば車輌等に搭載される自動変速機には、本発明に係る油圧制御装置１と、該油圧制御装置１の油圧制御に基づき複数の摩擦係合要素（例えばクラッチＣ−１〜Ｃ−３、ブレーキＢ−１〜Ｂ−４）の係合状態が制御されることで例えば前進５速段、後進１速段を形成する自動変速機構（歯車機構）１０とが備えられている。
【００２５】
図１に示すように、上記自動変速機構１０は、入力軸１１及び出力軸１５を有しており、それら入力軸１１及び出力軸１５と同軸上に、サンギヤＳ１とキャリヤＣＲ１とリングギヤＲ１とを有するダブルピニオンプラネタリギヤ１２、サンギヤＳ２とキャリヤＣＲ２とリングギヤＲ２とを有するシンプルプラネタリギヤ１３、サンギヤＳ３とキャリヤＣＲ３とリングギヤＲ３とを有するシンプルプラネタリギヤ１４が配設されている。該自動変速機構１０の入力側には、内周側にクラッチＣ−１が、また、２つのクラッチが並設された形の、いわゆるダブルクラッチとしてのクラッチＣ−２及びクラッチＣ−３が、それぞれ配設されている。
【００２６】
上記クラッチＣ−３は上記サンギヤＳ１に接続されており、該サンギヤＳ１はブレーキＢ−３の係止によって係合するワンウェイクラッチＦ−１により一方向の回転が規制される。該サンギヤＳ１に噛合するキャリヤＣＲ１は、ワンウェイクラッチＦ−１により一方向の回転が規制されていると共に、ブレーキＢ−１により固定自在となっている。該キャリヤＣＲ１に噛合するリングギヤＲ１は、リングギヤＲ２に接続されており、該リングギヤＲ１及び該リングギヤＲ２はブレーキＢ−２により固定自在となっている。
【００２７】
一方、上記クラッチＣ−２は、上記リングギヤＲ２に噛合するキャリヤＣＲ２に接続されると共に、該キャリヤＣＲ２はリングギヤＲ３に接続されており、該キャリヤＣＲ２及び該リングギヤＲ３はワンウェイクラッチＦ−３により一方向の回転が規制されていると共に、ブレーキＢ−４により固定自在となっている。また、上記クラッチＣ−１は、上記サンギヤＳ２及びサンギヤＳ３に接続されており、該サンギヤＳ２はキャリヤＣＲ２に、該サンギヤＳ３はキャリヤＣＲ３にそれぞれ噛合している。そして、該キャリヤＣＲ３は、上記リングギヤＲ３に噛合すると共に出力軸１５に接続されている。
【００２８】
ついで、上記自動変速機構１０の作動について図１及び図２に沿って説明する。前進１速段（１ＳＴ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合し、ワンウェイクラッチＦ−３を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−３によってリングギヤＲ３の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ３と回転が規制されたリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が減速回転になる。それにより、出力軸１５より前進１速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進１速段を形成する。
【００２９】
なお、前進１速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、ワンウェイクラッチＦ−３に代えてブレーキＢ−４を係止することでリングギヤＲ３の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進１速段を形成する。
【００３０】
前進２速段（２ＮＤ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にブレーキＢ−３を係止し、ワンウェイクラッチＦ−１及びワンウェイクラッチＦ−２を作動する。すると、図１に示すように、ブレーキＢ−３の係止により係合するワンウェイクラッチＦ−２によってサンギヤＳ１の回転が一方向に規制されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によってキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、リングギヤＲ１及びリングギヤＲ２の回転も一方向に規制される。クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ２に入力されると、入力回転のサンギヤＳ２と上記回転が規制されたリングギヤＲ２とによりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３が減速回転となる。更に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると、入力回転のサンギヤＳ３と減速回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が上記前進１速段より僅かに大きな減速回転となる。それにより、出力軸１５より前進２速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進２速段を形成する。
【００３１】
なお、前進２速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、ワンウェイクラッチＦ−１及びワンウェイクラッチＦ−２に代えてブレーキＢ−２を係止することでリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進２速段を形成する。
【００３２】
前進３速段（３ＲＤ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にクラッチＣ−３を係合し、ワンウェイクラッチＦ−１を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によってキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ１と回転が規制されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ２に入力されると、入力回転のサンギヤＳ２と上記減速回転のリングギヤＲ２とによりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３が比較的大きな減速回転となる。更に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると、入力回転のサンギヤＳ３と減速回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が上記前進２速段より僅かに大きな減速回転となる。それにより、出力軸１５より前進３速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進３速段を形成する。
【００３３】
なお、前進３速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、ワンウェイクラッチＦ−１に代えてブレーキＢ−１を係止することでキャリヤＣＲ１の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進３速段を形成する。
【００３４】
前進４速段（４ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にクラッチＣ−２を係合する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−２の係合によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３に入力回転が入力されると共に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力される。すると、入力回転のサンギヤＳ３と入力回転のリングギヤＲ３とにより、即ち直結回転となってキャリヤＣＲ３が入力回転となる。それにより、出力軸１５より前進４速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進４速段を形成する。
【００３５】
前進５速段（５ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ−２を係合すると共にクラッチＣ−３を係合し、ブレーキＢ−１を係止する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ブレーキＢ−１によりキャリヤＣＲ１の回転が固定され、入力回転のサンギヤＳ１と固定されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、クラッチＣ−２の係合によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３に入力回転が入力され、入力回転のキャリヤＣＲ２と減速回転のリングギヤＲ２とによりサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３が増速回転となる。更に、増速回転のサンギヤＳ３と入力回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が増速回転となる。それにより、出力軸１５より前進５速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進５速段を形成する。
【００３６】
後進１速段（ＲＥＶ）では、図２に示すように、クラッチＣ−３を係合すると共にブレーキＢ−４を係止し、ワンウェイクラッチＦ−１を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によりキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ１と回転が規制されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、ブレーキＢ−４の係止によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３の回転が固定される。すると、減速回転のリングギヤＲ２と固定されたキャリヤＣＲ２とによりサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３が逆転回転となり、逆転回転のサンギヤＳ３と固定されたリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が逆転回転となる。それにより、出力軸１５より後進１速段としての逆転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は後進１速段を形成する。
【００３７】
なお、後進１速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、ワンウェイクラッチＦ−１に代えてブレーキＢ−１を係止することでキャリヤＣＲ１の空転を防止し、上述と同様に後進１速段を形成する。
【００３８】
つづいて、本発明の要部となる油圧制御装置１について図３及び図４に沿って説明する。図３は本発明に係る油圧制御装置１を示す概略図、図４はＢ−１アプライコントロールバルブを示す拡大図である。なお、図３及び図４に示す油圧制御装置は、本発明に係る部分を概略的に示したものであり、実際の油圧制御装置１は更に多くのバルブや油路などを有して構成されるものであって、例えば上述した自動変速機構１０における複数の摩擦係合要素の係合状態を制御する油圧サーボ、ロックアップクラッチ、潤滑油回路などを油圧制御するものである。
【００３９】
図３に示すように、本発明に係る油圧制御装置１には、リニアソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬ２、ソレノイドバルブＳＲ、ブレーキコントロールバルブ２、クラッチアプライコントロールバルブ３、Ｃ−１コントロールバルブ４、及びＢ−１アプライコントロールバルブ５が備えられている。
【００４０】
リニアソレノイドバルブＳＬ１は、不図示のモジュレータバルブなどによりライン圧ＰＬを調圧したモジュレータ圧Ｐｍｏｄが入力される入力ポートｃを有しており、該リニアソレノイドバルブＳＬ１の制御により調圧された制御圧ＰＳＬ１を出力する出力ポートｄを有している。該出力ポートｄには油路ｄ１が接続されており、該油路ｄ１は、Ｃ−１コントロールバルブ４の油室４ａに接続されている。
【００４１】
該Ｃ−１コントロールバルブ４は、スプール４ｐと、上記油路ｄ１を介して油室４ａに入力される制御圧ＰＳＬ１に対向して該スプール４ｐを付勢するスプリング４ｓと、を有しており、不図示のマニュアルシフトバルブが前進（Ｄ）レンジであると該マニュアルシフトバルブなどを介して前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が入力されるポート４ｄを有している。更に該Ｃ−１コントロールバルブ４は、左半位置であると該ポート４ｄに連通するポート４ｂを有しており、該ポート４ｂには、チェックボール２０及び油路ｊ１などを介してクラッチＣ−１の油圧サーボ６が接続されると共に、油室（フィードバック室）４ｃに接続されてフィードバック圧を供給している。また、該油路ｊ１には油路ｊ２が接続されており、後述するＢ−１アプライコントロールバルブ５のポート５ｇに接続されている。
【００４２】
また、リニアソレノイドバルブＳＬ２は、不図示のモジュレータバルブなどによりライン圧ＰＬを調圧したモジュレータ圧Ｐｍｏｄが入力される入力ポートａを有しており、該リニアソレノイドバルブＳＬ２の制御により調圧された制御圧ＰＳＬ２を出力する出力ポートｂを有している。該出力ポートｂには油路ｂ１が接続されており、該油路ｂ１は、ブレーキコントロールバルブ２の油室２ａに接続されている。
【００４３】
一方、ソレノイドバルブＳＲは、ライン圧ＰＬを入力する入力ポートｅを有しており、該ソレノイドバルブＳＲのオン制御により信号圧Ｐｓを出力する出力ポートｆを有している。該出力ポートｆには油路ｆ１が接続されており、該油路ｆ１は、クラッチアプライコントロールバルブ３の油室３ａに接続されている。また、該出力ポートｆには、油路ｆ２及び油路ｆ３が接続されており、該油路ｆ２及び該油路ｆ３は、後述するＢ−１アプライコントロールバルブ５のポート５ｂ及びポート５ｄに接続されている。なお、ライン圧ＰＬとは、車輌の走行状態（例えば入力トルク）に基づき制御部（不図示）により演算された信号を受けてリニアソレノイドバルブＳＬＴ（不図示）が制御圧を出力し、不図示のオイルポンプ（油圧発生源）からの油圧を、該制御圧に基づき制御されたプライマリレギュレータバルブなどによって調圧された油圧である。
【００４４】
上記クラッチアプライコントロールバルブ３は、スプール３ｐと、上記油路ｆ１を介して油室３ａに入力される信号圧Ｐｓに対向して該スプール３ｐを付勢するスプリング３ｓと、を有しており、不図示のマニュアルシフトバルブが前進（Ｄ）レンジであると該マニュアルシフトバルブなどを介して前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が入力されるポート３ｃを有している。更に該クラッチアプライコントロールバルブ３は、左半位置であると該ポート３ｃに連通するポート３ｂを有しており、該ポート３ｂには、油路ｇが接続されている。また、該クラッチアプライコントロールバルブ３は、油圧が入力されると上記スプリング３ｓの付勢方向と同方向に押圧作用する油室３ｄを有しており、該油室３ｄは、後述するＢ−１アプライコントロールバルブ５のポート５ｃに接続されている。そして、該油路ｇは、上記ブレーキコントロールバルブ２のポート２ｆに接続されている。
【００４５】
上記ブレーキコントロールバルブ２は、スプール２ｐと、上記油路ｂ１を介して油室２ａに入力される制御圧ＰＳＬ２に対向して該スプール２ｐを付勢するスプリング２ｓと、を有しており、右半位置であると、上記油路ｇに接続されているポート２ｆに連通するポート２ｂを有している。該ポート２ｂには、チェックボール２１及び油路ｈ２などを介してブレーキＢ−１の油圧サーボ７が接続されると共に、油室（フィードバック室）２ｃ及び油室（フィードバック室）２ｄに接続されてフィードバック圧を供給している。また、該油路ｈ２には油路ｈ１が接続されており、後述するＢ−１アプライコントロールバルブ５のポート５ｉに接続されている。
【００４６】
そして、本発明の要部となるＢ−１アプライコントロールバルブ５は、図４に示すように、第１のスプール部５ｑと第２のスプール部５ｐとからなるスプールを有しており、キー部材５ｗによりバルブボディに固定されているスリーブ５ｖと、該スリーブ５ｖの内周側にて図４中矢印Ａ−Ｂ方向に摺動自在に支持されている第１のスプール部（以下、「プラグ」とする。）５ｑと、不図示のオイルポンプからの油圧をプライマリレギュレータバルブなどにより調圧したライン圧ＰＬが入力され、該ライン圧に基づき矢印Ｂ方向（一方向）にプラグ５ｑを介して第２のスプール部（以下、「スプール本体」とする。）５ｐを押圧作用する油室５ａと、該油室５ａに入力されるライン圧ＰＬに対向して該プラグ５ｑを矢印Ａ方向に付勢する第１のスプリング（第１の付勢手段）５ｓと、スプール本体５ｐを矢印Ｂ方向に付勢する第２のスプリング（第２の付勢手段）５ｔと、を有して構成されている。
【００４７】
また、スプール本体５ｐの図中上方側には、上記ライン圧ＰＬによるプラグ５ｑの押圧を受圧する受圧部５ｒが設けられており、第１のスプリング５ｓが該受圧部５ｒの下方外周部分に沿って配置される形で位置決め支持されている。これにより、組付けの際に第１のスプリング５ｓの位置を誤って組付けることや、第１のスプリング５ｓの位置ずれを防いでいる。
【００４８】
図４に示すように、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５のポート５ｂ及びポート５ｄは、油路ｆ２及び油路ｆ３を介して上記ソレノイドバルブＳＲの出力ポートｆに接続されており、該ポート５ｂは、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置であるとポート５ｃに連通し、油路ｉを介して上記クラッチアプライコントロールバルブ３の油室３ｄに接続される。また、該ポート５ｄは、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置であるとポート５ｅに連通し、油路ｈ３を介して油室５ｆに接続される。更に、ポート５ｉには、油路ｈ２を介して上記ブレーキＢ−１の油圧サーボ７が接続されており、該ポート５ｉは、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が左半位置であると上記ポート５ｅに連通し、上述と同様に油路ｈ３を介して油室５ｆに接続される。
【００４９】
一方、油室５ｇには、油路ｊ２を介して上記クラッチＣ−１の油圧サーボ６が接続されており、また、油室５ｈには油路ｋを介して上記クラッチＣ−２の油圧サーボ８が接続されている。なお、上記スプール本体５ｐは、油室５ｆの油圧が作用するランド部５ｐ_１、油室５ｇの油圧が作用するランド部５ｐ_２、油室５ｈの油圧が作用するランド部５ｐ_３、が順に外径が小さくなるように形成されており、それら油室５ｆ、油室５ｇ、油室５ｈに油圧が入力された際に、受圧面積の差によって図中矢印Ａ方向に油圧が作用すると共に、上記Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置にあっても、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５の内周面とそれらランド部５ｐ_１，５ｐ_２，５ｐ_３との間に隙間を有し、つまりＢ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置にあっても油室５ｆ、油室５ｇ、油室５ｈが閉じることがない。
【００５０】
ついで、上記油圧制御装置１の作用について説明する。例えば不図示のエンジンなどが駆動されてオイルポンプが駆動すると、ライン圧ＰＬが発生し、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５の油室５ａに供給される。すると、該ライン圧ＰＬの押圧作用により第１のスプリング５ｓの付勢力に反してプラグ５ｑが図４中矢印Ｂで示す方向に押圧され、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５は左半位置になる。また、該エンジンが停止されると、ライン圧ＰＬが発生しないため、第１のスプリング５ｓの付勢力に基づきプラグ５ｑが矢印Ａ方向に押圧され、該プラグ５ｑだけが右半位置となり、スプール本体５ｐは第２のスプリング５ｔの付勢力に基づき矢印Ｂ方向に押圧されて、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５は左半位置のままである。なお、このプラグ５ｑだけが右半位置になる際、第１のスプリング５ｓの付勢力だけであってもスプール本体５ｐを矢印Ｂ方向に押圧するが、第２のスプリング５ｔの付勢力があることによって該スプール本体５ｐの位置が中間位置に移動してしまうことを防いでいる。
【００５１】
これにより、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５のプラグ５ｑが、オイルポンプの駆動により左半位置、停止により右半位置に切替えられ、つまり該プラグ５ｑを動すことができるので、バルブスティックの可能性を低くすることができる。また、特にその切替えにより、プラグ５ｑが油室５ａ内に移動する形で、油室５ａ内の油が該油室５ａより排出され、一部がプラグ５ｑとスリーブ５ｖとの（製造上の誤差などによる）隙間を介してドレーンポートＥＸより排出されて、それに伴い微小異物が押し流される形で、微小異物の蓄積を防止することができる。
【００５２】
一方、図２に示すように、例えば前進レンジ時であって、前進１速段ないし前進４速段である際は、図３に示すように、上記リニアソレノイドバルブＳＬ１が例えば不図示の制御部などにより制御されて、出力ポートｄから制御圧ＰＳＬ１を出力する。すると、油路ｄ１を介してＣ−１コントロールバルブ４の油室４ａに該制御圧ＰＳＬ１が入力され、スプリング４ｓの付勢力に反してスプール４ｐが該制御圧ＰＳＬ１に基づき押圧されて、該Ｃ−１コントロールバルブ４が該制御圧ＰＳＬ１に応じて右半位置から左半位置になる。そして、ポート４ｄとポート４ｂとが連通して、該ポート４ｄに入力されている前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が、油路ｊ１を介してクラッチＣ−１の油圧サーボ６に供給され、該クラッチＣ−１が係合する。なお、上述のように油室４ｃには、ポート４ｂからのフィードバック圧が入力されており、上記ライン圧ＰＬ（Ｄ）に基づきＣ−１コントロールバルブ４がフィードバック制御される。
【００５３】
また、図２に示すように、例えば前進レンジ時であって、前進４速段及び前進５速段である際は、図３に示すクラッチＣ−２の油圧サーボ８に、不図示のシフトバルブ等を介して前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が供給され、該クラッチＣ−２が係合する。
【００５４】
更に、図２に示すように、例えば前進レンジ時であって、前進３速段のエンジンブレーキ時及び前進５速段である際は、図３に示すように、上記ソレノイドバルブＳＲが例えば不図示の制御部などによりオン制御されて、出力ポートｆから信号圧Ｐｓを出力すると共に、上記リニアソレノイドバルブＳＬ２が例えば不図示の制御部などにより制御されて、出力ポートｂから制御圧ＰＳＬ２を出力する。すると、油路ｆ１を介してクラッチアプライコントロールバルブ３の油室３ａに該信号圧Ｐｓが入力され、スプリング３ｓの付勢力に反してスプール３ｐが押圧されて、該クラッチアプライコントロールバルブ３が左半位置になる。該クラッチアプライコントロールバルブ３が左半位置になると、ポート３ｃとオート３ｂとが連通して、該ポート４ｄに入力されている前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が、該ポート３ｂを介して油路ｇに出力される。
【００５５】
一方、油路ｂ１を介してブレーキコントロールバルブ２の油室２ａに上記制御圧ＰＳＬ２が入力され、スプリング２ｓの付勢力に反してスプール２ｐが該制御圧ＰＳＬ２に基づき押圧されて、該ブレーキコントロールバルブ２が該制御圧ＰＳＬ２に応じて左半位置から右半位置になる。そして、ポート２ｆとポート２ｂとが連通して、該ポート２ｆに油路ｇを介して入力されている前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が、油路ｈ２を介してブレーキＢ−１の油圧サーボ７に供給され、該ブレーキＢ−１が係合する。なお、上述のように油室２ｃ及び油室２ｄには、ポート２ｂからのフィードバック圧が入力されており、上記ライン圧ＰＬ（Ｄ）に基づきブレーキコントロールバルブ２がフィードバック制御される。
【００５６】
なお、例えば後進レンジ時であって、後進１速段のエンジンブレーキ時である際は、不図示のマニュアルシフトバルブからの後進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｒ）が、不図示の切替えバルブなどを介してブレーキＢ−１の油圧サーボ７に供給され、該ブレーキＢ−１が係合する。
【００５７】
図２に示すように、正常時にはクラッチＣ−１、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−１が同時に係合することはない。しかしながら、例えば前進５速段である際に、リニアソレノイドバルブＳＬ１の故障（いわゆるソレノイドフェール）やＣ−１コントロールバルブ４のバルブスティックなどが発生すると、クラッチＣ−１の油圧サーボ６に油圧が供給される虞がある。また、例えば前進３速段である際に、不図示の３−４シフトバルブのバルブスティックなどが発生すると、クラッチＣ−２の油圧サーボ８に油圧が供給される虞がある。更に、例えば前進４速段である際に、例えばソレノイドバルブＳＲの故障（オンフェール）し、かつクラッチアプライコントロールバルブ３がバルブスティックした状態で、リニアソレノイドバルブＳＬ２の故障、又はブレーキコントロールバルブ２のバルブスティック、などが発生すると、ブレーキＢ−１の油圧サーボ７に油圧が供給される虞がある。
【００５８】
このように、例えばクラッチＣ−１、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−１が同時に係合する状態（故障時）になると、図１に示すように、入力回転が、クラッチＣ−１を介してサンギヤＳ２に、クラッチＣ−２を介してキャリヤＣＲ２に、それぞれ入力されて、プラネタリギヤ１３は、いわゆる直結回転となり、リングギヤＲ２も直結状態となる。しかし、ブレーキＢ−１が係合してキャリヤＣＲ１が固定され、また、ブレーキＢ−３の係合によりワンウェイクラッチＦ−２が係合してサンギヤＳ１が固定されると、リングギヤＲ１が固定され、つまりリングギヤＲ２を固定してしまう。すると、自動変速機において、いわゆるストール状態になってしまい、不図示のエンジンの回転を固定する、即ちエンジンストップも発生させる虞がある。
【００５９】
そこで、本発明に係る油圧制御装置１においては、例えばクラッチＣ−１、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−１が同時に係合する状態になると、図４に示すように、クラッチＣ−１の油圧サーボ６に供給されている油圧（ライン圧ＰＬ（Ｄ））が油路ｊ２を介してＢ−１アプライコントロールバルブ５の油室５ｇに、クラッチＣ−２の油圧サーボ８に供給されている油圧（ライン圧ＰＬ（Ｄ））が油路ｋを介して油室５ｈに、ブレーキＢ−１の油圧サーボ７に供給されている油圧（ライン圧ＰＬ（Ｄ））が油路ｈ１、ポート５ｉ，５ｅを介して油室５ｆに、それぞれ作用し、スプール本体５ｐを図４中矢印Ａ方向に押圧して、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５を右半位置に切替える。
【００６０】
すると、図３に示すように、ソレノイドバルブＳＲからの信号圧Ｐｓが、クラッチアプライコントロールバルブ３の油室３ａに入力されると共に、右半位置のＢ−１アプライコントロールバルブ５におけるポート５ｂとポート５ｃとの連通によって、クラッチアプライコントロールバルブ３の油室３ｄに入力され、つまり両油室３ａ，３ｄに信号圧Ｐｓが入力される。それにより、該クラッチアプライコントロールバルブ３は、スプリング３ｓの付勢力に基づいて右半位置となり、ポート３ｂとポート３ｃとを遮断することによって油路ｇに対するライン圧ＰＬ（Ｄ）の供給を遮断し、該油路ｇ、ブレーキコントロールバルブ２のポート２ｆ，２ｂ、及び油路ｈ２を介して供給されるブレーキＢ−１の油圧サーボ７の油圧を遮断する。
【００６１】
これにより、上述のようなクラッチＣ−１、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−１が同時に係合する状態を防止することができ、例えばエンジンがストールするようなことを防止することができる。なお、このようにクラッチＣ−１、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−１が同時に係合する状態には、図２に示すように、前進３速段のエンジンブレーキ時、前進４速段、及び前進５速段である際に発生する可能性が大きく、ブレーキＢ−１の油圧を遮断することは前進４速段になることを意味しているので、特に走行中に上述のような同時係合が発生しても問題なく前進４速段に維持される。
【００６２】
また、上記Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置になると、ポート５ｉとポート５ｅとは遮断されるが、ポート５ｄと該ポート５ｅとが連通し、上記ソレノイドバルブＳＲからの信号圧Ｐｓが、油路ｆ３、ポート５ｄ、ポート５ｅ、及び油路ｈ３を介して油室５ｆに入力され、つまり、上記遮断されたブレーキＢ−１の油圧サーボ７からの油圧に代わって、油室５ｆに信号圧Ｐｓが入力される。それにより、油室５ｇに作用するクラッチＣ−１の油圧サーボ６の油圧、油室５ｈに作用するクラッチＣ−２の油圧サーボ８の油圧が相俟って、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５を右半位置に固定することができる。
【００６３】
例えば該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置に固定されないと、ブレーキＢ−１の油圧サーボ７の油圧がポート５ｉとポート５ｅとにより遮断された際に、上記油室５ａに入力されているライン圧ＰＬの作用によって該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が左半位置になり、再びブレーキＢ−１の油圧サーボ７に油圧が供給されると共に再び油室５ｆに該油圧が入力されて、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が右半位置になるような状態を繰り返し、つまりハンチングのようになってしまう。そのため、該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５において異音が発生すると共に、該ブレーキＢ−１が係合することによって車輌全体にショックが生じる虞がある。しかしながら、上述のように該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が固定されるので、そのような異音や車輌におけるショックを防止することができる。
【００６４】
以上のように、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置１によると、油圧発生源の停止時に、スプール本体５ｐの位置、即ちＢ−１アプライコントロールバルブ５を切替えることなく、プラグ５ｑを第１のスプリング５ｓにより動かすことができる。また、該油室５ａの油を排出することができるので、正常時に該油室５ａに微小異物などが蓄積することを防止することができる。それにより、バルブスティックの可能性を低くすることができ、故障時に作動不良が生じることを防止することができる。また、油室５ａに入力される油圧と同方向にスプール本体５ｐを付勢する第２のスプリング５ｔを有しているので、第１のスプリング５ｓの付勢によりプラグ５ｑが移動する際であっても、スプール本体５ｐの移動を防ぐことができ、該スプール本体５ｐが中間位置になることを防ぐことができる。
【００６５】
更に、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５は、右半位置にある際に、ブレーキＢ−１の油圧サーボ７に供給する油圧を遮断するので、例えばストールが発生することを防止することができ、エンジンストップなどを防止することができる。また、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５は、右半位置にある際に、油室５ｆにソレノイドバルブＳＲの信号圧Ｐｓを入力するので、右半位置に固定することができ、異音の発生や車両におけるショックの発生を防止することができる。
【００６６】
なお、以上の本発明に係る実施の形態において、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５の油室５ａに油圧発生源の油圧（ライン圧）を入力しており、該油圧発生源はエンジンに連動して駆動するものとしているが、例えばハイブリッド車両における電動オイルポンプなどであってもよく、この際は、例えばイグニッションキーのオン・オフに基づいて油圧が発生し、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が切替えられる。また、油圧発生源としては、この限りでなく、少なくとも走行時に駆動して油圧を発生させ、例えば駐車時やキーを抜いた際などに停止して油圧を供給しないものであれば、何れの油圧発生源であってもよい。
【００６７】
また、Ｂ−１アプライコントロールバルブ５の油室５ａに入力される油圧として、油圧発生源の駆動に連動して発生するライン圧を用いているが、これに限らず、正常時の走行状態である際に該Ｂ−１アプライコントロールバルブ５が左半位置であって、走行状態でない際にプラグ５ｑを右半位置に動かすものであればよく、例えば不図示のマニュアルシフトバルブを介して走行レンジの際に供給される（発生する）、いわゆるレンジ圧（即ち、前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）や後進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｒ））を用いてもよい。この際は、パーキング（Ｐ）レンジ、及びニュートラル（Ｎ）レンジに切替えられる際にプラグ５ｑが動かされることになる。
【００６８】
更に、本実施の形態では、スプールがプラグ５ｑとスプール本体５ｐとからなるものについて説明したが、スプールを一体的に形成したものであってもよく、この際は、油圧発生源の停止時に、スプール全体が動かされ、つまりＢ-１アプライコントロールバルブ５が切替えられることになる。また、本実施の形態では、油室５ａに蓄積される微小異物を排出するため、プラグ５ｑだけをスプリング５ｓにより動かしているが、その他の場所（例えば油室５ｆ，５ｇ，５ｈなど）に微小異物が蓄積されるようなものであれば、スプールのその場所に該当する部分を付勢手段により付勢して動かすようにしてもよい。
【００６９】
また、故障時に同時に係合する複数の摩擦係合要素として、クラッチＣ−１、クラッチＣ−２、ブレーキＢ−１を一例に説明したが、これに限らず、正常時に同時に係合することがないものであれば、いずれのものであってもよく、更にＢ−１アプライコントロールバルブ５を一例に説明しているが、これに限らず、走行中の故障時だけに切替えられるバルブであれば、何れのものであってもよい。
【００７０】
更に、故障時の際に発生する自動変速機の状態は、例えばストール状態になるものを説明したが、これに限らず、例えば正常時に同時に係合することがない摩擦係合要素が同時に係合することで、自動変速機に何れかの不都合な状態が生じるものであれば、何れのものであっても本発明を適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用し得る自動変速機構を示すスケルトン図。
【図２】各変速段における摩擦係合要素の係合状態を示す作動表。
【図３】本発明に係る油圧制御装置１を示す概略図。
【図４】Ｂ−１アプライコントロールバルブを示す拡大図。
【符号の説明】
１油圧制御装置
５故障時切替えバルブ（Ｂ−１アプライコントロールバルブ）
５ａ油室
５ｆ対向油室（油室）
５ｇ対向油室（油室）
５ｈ対向油室（油室）
５ｐスプール、第２のスプール部
５ｑスプール、第１のスプール部
５ｓ付勢手段、スプリング
６油圧サーボ
７油圧サーボ
８油圧サーボ
１０歯車機構（自動変速機構）
Ｃ−１所定の３つの摩擦係合要素（クラッチ）
Ｃ−２所定の３つの摩擦係合要素（クラッチ）
Ｂ−１所定の３つの摩擦係合要素、１つの摩擦係合要素（ブレーキ）
ＰＬ油圧発生源の油圧（ライン圧）
ＳＲソレノイドバルブ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission mounted on a vehicle or the like, and in particular, includes a failure-time switching valve that is switched to prevent the automatic transmission from entering a predetermined state when a failure occurs. The present invention relates to a hydraulic control device.
[0002]
[Prior art]
For example, in an automatic transmission, there are those in which predetermined three friction engagement elements (for example, the clutch C1, the clutch C2, and the brake B1) are not simultaneously engaged in a normal shift state (for example, input rotation is not performed). This is because the brake is not applied in a state of being input from the two clutches, that is, a so-called direct rotation state). In such a hydraulic control device for an automatic transmission, when the above-described three friction engagement elements are engaged at the time of failure (hereinafter referred to as “fail”), one friction engagement element (for example, Some are provided with a fail-safe valve that is switched to cut off the supply hydraulic pressure of the brake B1), that is, the three friction engagement elements are prevented from engaging simultaneously.
[0003]
Conventionally, such a fail-safe valve is configured so that it does not operate at normal times (no switching is performed), that is, it is not used in normal shift control, and the valve itself fails (so-called valve stick). ) Was configured to reduce the possibility of
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the above-described fail-safe valve is in a normal state, it cannot be switched even once, and being in a normal state for a long time may cause a valve stick. One such cause is that minute foreign matter such as wear powder generated due to wear of a spool in a valve, for example, is mixed into the oil after being used for many years. Normally, in a valve that is always operated by a shift control or the like, even if such minute foreign matter flows into the oil chamber for switching the valve, it is discharged in a form that is pushed away from the drain port or the like by the operation. However, since the above-mentioned fail-safe valve is configured so as not to operate in a normal state, such a minute foreign matter is present particularly in the oil chamber or between the valve body and the spool. For example, there is a risk of accumulation in gaps formed due to manufacturing errors. For these reasons, the valve may malfunction when an actual failure occurs.
[0005]
Accordingly, the present invention provides a hydraulic control device for an automatic transmission that provides an urging means for urging at least a part of the spool in a direction that opposes the hydraulic pressure based on driving of a hydraulic pressure generation source, thereby solving the above-described problem. It is intended to do.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control device for an automatic transmission including a failure-time switching valve (5) that is switched to a failure position when a plurality of hydraulic pressures that do not occur simultaneously at the time of normal input are simultaneously input. In 1)
The failure time switching valve (5)
A spool comprising a first spool portion (5q) and a second spool portion (5p); ,
Input the hydraulic pressure (for example, PL) based on the driving of the hydraulic pressure generation source, First spool part (5p) An oil chamber (5a) for pressing in one direction,
A plurality of hydraulic pressures that do not occur simultaneously at the normal time are input, and the hydraulic pressure (for example, PL) input to the oil chamber (5a) is opposed to the hydraulic pressure (for example, PL). Second spool part (5q) A plurality of opposing oil chambers (5f, 5g, 5h) for pressing the
The first spool portion (5p) is interposed between the first spool portion (5q) and the second spool portion (5p). Is urged in the opposite direction In addition, the second spool portion (5q) is urged in the one direction. First biasing means (5s),
This is in the hydraulic control device (1) of the automatic transmission.
[0008]
Claim 2 According to the present invention, the failure time switching valve (5) includes second urging means (5t) for urging the second spool portion (5p) in the one direction.
Claim 1 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0009]
Claim 3 According to the present invention, the first urging means is The second 1 spring (5s)
The second biasing means is a second spring (5t) disposed on the outer peripheral side of the first spring (5s),
The second spool portion (5p) includes a pressure receiving portion (5r) that receives pressure from the first spool portion (5q) based on hydraulic pressure (for example, PL) input to the oil chamber (5a). ,
The first spring (5s) is positioned and supported by the pressure receiving portion (5r).
Claim 2 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0010]
Claim 4 According to the present invention, the automatic transmission has a plurality of friction engagement elements (for example, C-1 to C-3, B-1 to B-B) whose engagement state is controlled based on a supply hydraulic pressure supplied to a hydraulic servo. -4) and a gear mechanism that shifts and outputs the input rotation by changing the transmission path by connecting / disconnecting the plurality of friction engagement elements (for example, C-1 to C-3, B-1 to B-4). 10) and
The plurality of hydraulic pressures that do not occur simultaneously at the time of normal operation are predetermined three friction engagement elements among the plurality of friction engagement elements (for example, C-1 to C-3, B-1 to B-4). (C-1, C-2, B-1) are hydraulic pressures supplied to the hydraulic servos (6, 7, 8).
Claim 1 to 3 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0011]
Claim 5 According to the present invention, when the failure switching valve (5) is in the failure position, the failure switching valve (5) is one of the predetermined three friction engagement elements (C-1, C-2, B-1). The hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo (for example, 7) of one friction engagement element (for example, B-1) is cut off,
Claim 4 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0012]
Claim 6 The present invention includes a solenoid valve (SR) that controls to supply hydraulic pressure to a hydraulic servo (for example, 7) of the one friction engagement element (for example, B-1) by outputting a signal pressure. ,
When the failure switching valve (5) is in the failure position, the opposing oil chamber receives a hydraulic pressure supplied to a hydraulic servo (eg, 7) of the one friction engagement element (eg, B-1). (5f) is obtained by inputting the signal pressure of the solenoid valve (SR).
Claim 5 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0013]
Claim 7 According to the present invention, the hydraulic pressure based on driving of the hydraulic pressure generation source is a line pressure (PL).
Claim Any one of 1 to 6 It is in the hydraulic control apparatus (1) of the automatic transmission described.
[0014]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, this is for convenience for making an understanding of invention easy, and has no influence on the structure of a claim. It is not a thing.
[0015]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the failure time switching valve is: A spool comprising a first spool portion and a second spool portion; Enter the hydraulic pressure based on the drive of the hydraulic pressure source First spool part An oil chamber that presses in one direction, A plurality of opposing oil chambers that input a plurality of hydraulic pressures that do not occur simultaneously at the normal time and press the second spool portion in a direction that opposes the hydraulic pressure input to the oil chamber; and the first spool portion Between the first spool portion and the second spool portion. Is urged in the opposite direction And the second spool portion is urged in the one direction. The first urging means, and when the hydraulic pressure generation source is stopped, First spool part Can be moved. Further, since the first spool portion is biased by the first biasing means to discharge the oil in the oil chamber, the position of the second spool portion, that is, the switching valve at the time of failure can be switched without switching the oil chamber. Oil can be discharged, and accumulation of minute foreign matters or the like in the oil chamber can be prevented. Thereby, the possibility of the valve stick of the switching valve at the time of failure can be reduced, and it is possible to prevent malfunction from occurring at the time of failure.
[0017]
Claim 2 According to the present invention, the failure time switching valve has the second urging means for urging the second spool portion in the same direction as the hydraulic pressure input to the oil chamber. Even when the first spool portion is moved by the biasing means, the second spool portion can be prevented from moving, and the second spool portion can be prevented from being in the intermediate position. .
[0018]
Claim 3 According to the present invention, the first urging means is a first spring interposed between the first spool portion and the second spool portion, and the second urging means is the first spring. A second spring disposed on the outer peripheral side, the second spool portion including a pressure receiving portion that receives pressure from the first spool portion, and the first spring is positioned and supported by the pressure receiving portion. Therefore, it is possible to prevent the position of the first spring from being mistakenly assembled or to prevent the first spring from being displaced.
[0019]
Claim 4 According to the present invention, the automatic transmission includes a plurality of friction engagement elements whose engagement state is controlled based on a supply hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo, and a transmission path by contact / disconnection of the plurality of friction engagement elements. A plurality of hydraulic pressures that are not generated simultaneously at the normal time, and that are generated by a predetermined three friction engagement elements among the plurality of friction engagement elements. Since the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo, the switching valve at the time of failure can be switched to the position at the time of failure by simultaneously operating these three hydraulic pressures.
[0020]
Claim 5 According to the present invention, when the failure switching valve is in the failure position, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of one of the predetermined three friction engagement elements is cut off. For example, it is possible to prevent a stall in an automatic transmission, and it is also possible to prevent an engine stop, for example.
[0021]
Claim 6 According to the present invention, it is provided with a solenoid valve that controls to supply hydraulic pressure to the hydraulic servo of one friction engagement element by outputting a signal pressure, and the failure switching valve is in a failure position. In this case, since the signal pressure of the solenoid valve is input to the opposing oil chamber that inputs the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of one friction engagement element, the switching valve at the time of failure can be fixed at the position at the time of failure. Generation of sound and occurrence of shock in the vehicle can be prevented.
[0022]
Claim 7 According to the present invention, since the hydraulic pressure based on the driving of the hydraulic pressure generation source is the line pressure, the hydraulic pressure can be applied to the oil chamber in a manner interlocked with the driving of the hydraulic pressure generation source.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission mechanism to which the present invention can be applied, and FIG. 2 is an operation table showing engagement states of friction engagement elements at each gear stage.
[0024]
For example, an automatic transmission mounted on a vehicle or the like includes a hydraulic control device 1 according to the present invention and a plurality of friction engagement elements (for example, clutches C-1 to C-3, based on the hydraulic control of the hydraulic control device 1). The automatic transmission mechanism (gear mechanism) 10 which forms, for example, the fifth forward speed and the first reverse speed by controlling the engagement state of the brakes B-1 to B-4) is provided.
[0025]
As shown in FIG. 1, the automatic transmission mechanism 10 has an input shaft 11 and an output shaft 15, and a sun gear S1, a carrier CR1, and a ring gear R1 are coaxially connected to the input shaft 11 and the output shaft 15. A double pinion planetary gear 12 having a simple planetary gear 13 having a sun gear S2, a carrier CR2, and a ring gear R2, and a simple planetary gear 14 having a sun gear S3, a carrier CR3, and a ring gear R3 are provided. On the input side of the automatic transmission mechanism 10, there are a clutch C-1 on the inner peripheral side, and a clutch C-2 and a clutch C-3 as a so-called double clutch in the form of two clutches arranged side by side. Each is arranged.
[0026]
The clutch C-3 is connected to the sun gear S1, and the sun gear S1 is restricted from rotating in one direction by a one-way clutch F-1 that is engaged by locking of the brake B-3. The carrier CR1 meshing with the sun gear S1 is restricted in rotation in one direction by the one-way clutch F-1 and can be fixed by the brake B-1. The ring gear R1 meshing with the carrier CR1 is connected to the ring gear R2, and the ring gear R1 and the ring gear R2 can be fixed by a brake B-2.
[0027]
On the other hand, the clutch C-2 is connected to a carrier CR2 meshing with the ring gear R2, and the carrier CR2 is connected to a ring gear R3. The carrier CR2 and the ring gear R3 are connected to each other by a one-way clutch F-3. The rotation in the direction is restricted and can be fixed by the brake B-4. The clutch C-1 is connected to the sun gear S2 and the sun gear S3. The sun gear S2 is engaged with the carrier CR2, and the sun gear S3 is engaged with the carrier CR3. The carrier CR3 meshes with the ring gear R3 and is connected to the output shaft 15.
[0028]
Next, the operation of the automatic transmission mechanism 10 will be described with reference to FIGS. At the first forward speed (1ST), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged, and the one-way clutch F-3 is operated. Then, as shown in FIG. 1, the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, and the rotation of the ring gear R3 is restricted in one direction by the one-way clutch F-3, The carrier CR3 is decelerated and rotated by the sun gear S3 and the ring gear R3 whose rotation is restricted. As a result, the forward rotation as the first forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the first forward speed.
[0029]
At the time of engine braking (coast) at the first forward speed, as shown in FIG. 2, the brake B-4 is engaged in place of the one-way clutch F-3 to prevent idling of the ring gear R3. The rotation is fixed and the first forward speed is formed as described above.
[0030]
In the second forward speed (2ND), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the brake B-3 is locked, and the one-way clutch F-1 and the one-way clutch F-2 are operated. Then, as shown in FIG. 1, the rotation of the sun gear S1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-2 engaged by the locking of the brake B-3, and the rotation of the carrier CR1 is rotated by the one-way clutch F-1. The rotation of the ring gear R1 and the ring gear R2 is restricted in one direction. When the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S2 via the clutch C-1, the carrier CR2 and the ring gear R3 are decelerated by the input rotation sun gear S2 and the ring gear R2 in which the rotation is restricted. Further, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, the carrier CR3 is decelerated and rotated slightly larger than the first forward speed by the input rotation sun gear S3 and the reduction rotation ring gear R3. It becomes. As a result, the forward rotation as the second forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the second forward speed.
[0031]
At the time of engine braking (coast) at the second forward speed, the ring gear R1 and the ring gear are engaged by engaging the brake B-2 instead of the one-way clutch F-1 and the one-way clutch F-2 as shown in FIG. The rotation is fixed so as to prevent idling of R2, and the second forward speed is formed in the same manner as described above.
[0032]
At the third forward speed (3RD), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the clutch C-3 is engaged, and the one-way clutch F-1 is operated. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-1, so that the input sun gear S1 is rotated. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1 whose rotation is restricted. On the other hand, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S2 via the clutch C-1, the carrier CR2 and the ring gear R3 are rotated at a relatively large reduced speed by the input rotation sun gear S2 and the reduction rotation ring gear R2. . Further, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, the carrier CR3 is decelerated and rotated slightly larger than the second forward speed by the input rotation sun gear S3 and the reduction rotation ring gear R3. It becomes. Thereby, the forward rotation as the third forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the third forward speed.
[0033]
At the time of engine braking (coast) at the third forward speed, as shown in FIG. 2, the brake B-1 is locked in place of the one-way clutch F-1, thereby preventing the carrier CR1 from slipping. The rotation is fixed, and the third forward speed is formed as described above.
[0034]
At the fourth forward speed (4TH), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the clutch C-2 is engaged. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the carrier CR2 and the ring gear R3 by the engagement of the clutch C-2, and the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1. . As a result, the input rotation sun gear S3 and the input rotation ring gear R3, that is, the direct rotation, causes the carrier CR3 to perform the input rotation. As a result, the forward rotation as the fourth forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the fourth forward speed.
[0035]
At the fifth forward speed (5TH), as shown in FIG. 2, the clutch C-2 is engaged, the clutch C-3 is engaged, and the brake B-1 is locked. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is fixed by the brake B-1, and is fixed to the input rotation sun gear S1. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1. On the other hand, the input rotation is input to the carrier CR2 and the ring gear R3 by the engagement of the clutch C-2, and the sun gear S2 and the sun gear S3 are rotated at an increased speed by the carrier CR2 for input rotation and the ring gear R2 for reduction rotation. Further, the carrier CR3 is rotated at an increased speed by the increased-speed rotation sun gear S3 and the input-rotation ring gear R3. As a result, the forward rotation as the fifth forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the fifth forward speed.
[0036]
In the first reverse speed (REV), as shown in FIG. 2, the clutch C-3 is engaged, the brake B-4 is locked, and the one-way clutch F-1 is operated. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-1, so that the input sun gear S1 is rotated. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1 whose rotation is restricted. On the other hand, the rotation of the carrier CR2 and the ring gear R3 is fixed by the locking of the brake B-4. Then, the sun gear S2 and the sun gear S3 are rotated in reverse by the reduced-speed ring gear R2 and the fixed carrier CR2, and the carrier CR3 is rotated in reverse by the reverse-rotated sun gear S3 and the fixed ring gear R3. Thereby, the reverse rotation as the first reverse speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the first reverse speed.
[0037]
When the engine is braked at the first reverse speed (coast), as shown in FIG. 2, the brake B-1 is locked in place of the one-way clutch F-1, thereby preventing the carrier CR1 from slipping. Similarly, the first reverse speed is formed.
[0038]
Next, the hydraulic control device 1 which is a main part of the present invention will be described with reference to FIGS. 3 and 4. FIG. 3 is a schematic view showing a hydraulic control apparatus 1 according to the present invention, and FIG. 4 is an enlarged view showing a B-1 apply control valve. The hydraulic control device shown in FIG. 3 and FIG. 4 schematically shows a portion according to the present invention, and the actual hydraulic control device 1 is configured to have more valves and oil passages. For example, a hydraulic servo, a lock-up clutch, a lubricating oil circuit, and the like that control the engagement state of a plurality of friction engagement elements in the automatic transmission mechanism 10 described above are hydraulically controlled.
[0039]
As shown in FIG. 3, the hydraulic control apparatus 1 according to the present invention includes a linear solenoid valve SL1, a linear solenoid valve SL2, a solenoid valve SR, a brake control valve 2, a clutch apply control valve 3, a C-1 control valve 4, And a B-1 apply control valve 5 is provided.
[0040]
The linear solenoid valve SL1 has an input port c to which a modulator pressure Pmod obtained by adjusting the line pressure PL by a modulator valve (not shown) or the like is input, and the control pressure adjusted by the control of the linear solenoid valve SL1. It has an output port d that outputs PSL1. An oil passage d1 is connected to the output port d, and the oil passage d1 is connected to the oil chamber 4a of the C-1 control valve 4.
[0041]
The C-1 control valve 4 has a spool 4p and a spring 4s that biases the spool 4p against the control pressure PSL1 input to the oil chamber 4a via the oil passage d1. When the manual shift valve (not shown) is in the forward (D) range, it has a port 4d through which the line pressure PL (D) in the forward range is input via the manual shift valve or the like. Further, the C-1 control valve 4 has a port 4b that communicates with the port 4d when in the left half position. The port 4b is connected to the clutch C- through a check ball 20 and an oil passage j1. 1 is connected to an oil chamber (feedback chamber) 4c to supply feedback pressure. An oil passage j2 is connected to the oil passage j1, and is connected to a port 5g of a B-1 apply control valve 5 described later.
[0042]
The linear solenoid valve SL2 has an input port a to which a modulator pressure Pmod obtained by adjusting the line pressure PL by a modulator valve (not shown) or the like is input, and the pressure is adjusted by the control of the linear solenoid valve SL2. An output port b for outputting the control pressure PSL2 is provided. An oil passage b1 is connected to the output port b, and the oil passage b1 is connected to an oil chamber 2a of the brake control valve 2.
[0043]
On the other hand, the solenoid valve SR has an input port e for inputting the line pressure PL, and an output port f for outputting the signal pressure Ps by turning on the solenoid valve SR. An oil passage f1 is connected to the output port f, and the oil passage f1 is connected to the oil chamber 3a of the clutch apply control valve 3. Further, an oil passage f2 and an oil passage f3 are connected to the output port f, and the oil passage f2 and the oil passage f3 are connected to a port 5b and a port 5d of a B-1 apply control valve 5 described later. Has been. The line pressure PL is a signal that is calculated by a control unit (not shown) based on the running state of the vehicle (for example, input torque), and a linear solenoid valve SLT (not shown) outputs a control pressure. The hydraulic pressure from the oil pump (hydraulic pressure generating source) is regulated by a primary regulator valve or the like controlled based on the control pressure.
[0044]
The clutch apply control valve 3 includes a spool 3p and a spring 3s that urges the spool 3p so as to oppose the signal pressure Ps input to the oil chamber 3a via the oil passage f1. When a manual shift valve (not shown) is in the forward (D) range, it has a port 3c through which the line pressure PL (D) in the forward range is input via the manual shift valve or the like. Further, the clutch apply control valve 3 has a port 3b communicating with the port 3c when in the left half position, and an oil passage g is connected to the port 3b. The clutch apply control valve 3 has an oil chamber 3d that presses in the same direction as the urging direction of the spring 3s when hydraulic pressure is input. The oil chamber 3d is a B-1 described later. It is connected to the port 5 c of the apply control valve 5. The oil passage g is connected to the port 2 f of the brake control valve 2.
[0045]
The brake control valve 2 includes a spool 2p and a spring 2s that urges the spool 2p so as to oppose the control pressure PSL2 input to the oil chamber 2a via the oil passage b1. In the half position, the port 2b communicates with the port 2f connected to the oil passage g. The port 2b is connected to a hydraulic servo 7 of the brake B-1 via a check ball 21 and an oil passage h2, and is connected to an oil chamber (feedback chamber) 2c and an oil chamber (feedback chamber) 2d. Supplying feedback pressure. An oil passage h1 is connected to the oil passage h2, and is connected to a port 5i of a B-1 apply control valve 5 described later.
[0046]
As shown in FIG. 4, the B-1 apply control valve 5, which is a main part of the present invention, has a spool including a first spool portion 5q and a second spool portion 5p, and is a key member. A sleeve 5v fixed to the valve body by 5w, and a first spool portion (hereinafter referred to as "plug") slidably supported in the direction of arrow AB in FIG. 4 on the inner peripheral side of the sleeve 5v. 5q and a line pressure PL obtained by adjusting the hydraulic pressure from an oil pump (not shown) by a primary regulator valve or the like is input, and based on the line pressure, the first pressure is passed through the plug 5q in the direction of arrow B (one direction). An oil chamber 5a that presses the two spool portions (hereinafter referred to as "spool main body") 5p, and the plug 5q is urged in the direction of arrow A so as to oppose the line pressure PL input to the oil chamber 5a. The first to Pulling a (first biasing means) 5s, is constituted by a second spring (second biasing means) 5t for biasing the spool body 5p in the arrow B direction.
[0047]
Further, a pressure receiving portion 5r that receives the pressure of the plug 5q by the line pressure PL is provided on the upper side of the spool body 5p in the drawing, and the first spring 5s extends along the lower outer peripheral portion of the pressure receiving portion 5r. Are positioned and supported in such a manner that they are arranged in a manner. As a result, the position of the first spring 5s is erroneously assembled at the time of assembly, and displacement of the first spring 5s is prevented.
[0048]
As shown in FIG. 4, the port 5b and the port 5d of the B-1 apply control valve 5 are connected to the output port f of the solenoid valve SR via the oil passage f2 and the oil passage f3. When the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, it communicates with the port 5c and is connected to the oil chamber 3d of the clutch apply control valve 3 through the oil passage i. Further, the port 5d communicates with the port 5e when the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, and is connected to the oil chamber 5f via the oil passage h3. Further, the hydraulic servo 7 of the brake B-1 is connected to the port 5i via the oil passage h2, and the port 5i is connected to the port 5i when the B-1 apply control valve 5 is in the left half position. 5e is connected to the oil chamber 5f through the oil passage h3 in the same manner as described above.
[0049]
On the other hand, the hydraulic servo 6 of the clutch C-1 is connected to the oil chamber 5g via an oil passage j2, and the hydraulic servo of the clutch C-2 is connected to the oil chamber 5h via an oil passage k. 8 is connected. The spool body 5p has a land portion 5p on which the oil pressure of the oil chamber 5f acts. ₁ The land portion 5p on which the hydraulic pressure of the oil chamber 5g acts ₂ The land portion 5p on which the hydraulic pressure of the oil chamber 5h acts ₃ Are formed such that the outer diameters become smaller in order, and when hydraulic pressure is input to the oil chamber 5f, the oil chamber 5g, and the oil chamber 5h, the hydraulic pressure acts in the direction of arrow A in FIG. Even if the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, the inner peripheral surface of the B-1 apply control valve 5 and the land portions 5p ₁ , 5p ₂ , 5p ₃ In other words, the oil chamber 5f, the oil chamber 5g, and the oil chamber 5h are not closed even when the B-1 apply control valve 5 is in the right half position.
[0050]
Next, the operation of the hydraulic control device 1 will be described. For example, when an unillustrated engine or the like is driven to drive the oil pump, a line pressure PL is generated and supplied to the oil chamber 5a of the B-1 apply control valve 5. Then, the plug 5q is pressed in the direction indicated by the arrow B in FIG. 4 against the urging force of the first spring 5s by the pressing action of the line pressure PL, and the B-1 apply control valve 5 is in the left half position. . Further, when the engine is stopped, the line pressure PL is not generated, so that the plug 5q is pressed in the direction of the arrow A based on the urging force of the first spring 5s, and only the plug 5q is in the right half position. 5p is pressed in the direction of arrow B based on the urging force of the second spring 5t, and the B-1 apply control valve 5 remains in the left half position. When only the plug 5q is in the right half position, the spool body 5p is pressed in the direction of arrow B even with only the urging force of the first spring 5s, but the urging force of the second spring 5t is present. This prevents the position of the spool body 5p from moving to the intermediate position.
[0051]
As a result, the plug 5q of the B-1 apply control valve 5 is switched to the left half position by driving the oil pump and to the right half position by stopping, that is, the plug 5q can be moved. Can be lowered. In particular, the switching causes the plug 5q to move into the oil chamber 5a, so that the oil in the oil chamber 5a is discharged from the oil chamber 5a, and a part of the plug 5q and the sleeve 5v (manufacturing error). It is possible to prevent the accumulation of minute foreign matters by discharging from the drain port EX through a gap and causing the fine foreign matters to be washed away.
[0052]
On the other hand, as shown in FIG. 2, the linear solenoid valve SL1 is, for example, a control unit (not shown) as shown in FIG. The control pressure PSL1 is output from the output port d. Then, the control pressure PSL1 is input to the oil chamber 4a of the C-1 control valve 4 through the oil passage d1, and the spool 4p is pressed based on the control pressure PSL1 against the urging force of the spring 4s. The -1 control valve 4 changes from the right half position to the left half position in accordance with the control pressure PSL1. Then, the port 4d and the port 4b communicate with each other, and the line pressure PL (D) at the forward range input to the port 4d is supplied to the hydraulic servo 6 of the clutch C-1 through the oil path j1. The clutch C-1 is engaged. As described above, the feedback pressure from the port 4b is input to the oil chamber 4c, and the C-1 control valve 4 is feedback-controlled based on the line pressure PL (D).
[0053]
Further, as shown in FIG. 2, for example, at the time of the forward range and at the fourth forward speed and the fifth forward speed, a shift valve (not shown) is connected to the hydraulic servo 8 of the clutch C-2 shown in FIG. The line pressure PL (D) at the time of the forward range is supplied via, for example, and the clutch C-2 is engaged.
[0054]
Further, as shown in FIG. 2, for example, when the engine is in the forward range and at the time of engine braking at the third forward speed and at the fifth forward speed, the solenoid valve SR is not shown, for example, as shown in FIG. 3. Is turned on by a control unit or the like to output the signal pressure Ps from the output port f, and the linear solenoid valve SL2 is controlled by, for example, a control unit (not shown) to output the control pressure PSL2 from the output port b. . Then, the signal pressure Ps is input to the oil chamber 3a of the clutch apply control valve 3 through the oil passage f1, the spool 3p is pressed against the urging force of the spring 3s, and the clutch apply control valve 3 is moved to the left half. Become position. When the clutch apply control valve 3 is in the left half position, the port 3c and the auto 3b communicate with each other, and the line pressure PL (D) at the forward range input to the port 4d is passed through the port 3b. It is output to the oil passage g.
[0055]
On the other hand, the control pressure PSL2 is input to the oil chamber 2a of the brake control valve 2 via the oil passage b1, and the spool 2p is pressed based on the control pressure PSL2 against the urging force of the spring 2s, and the brake control valve 2 changes from the left half position to the right half position in accordance with the control pressure PSL2. The port 2f and the port 2b communicate with each other, and the line pressure PL (D) at the time of the forward range input to the port 2f via the oil passage g is applied to the brake B-1 via the oil passage h2. Supplyed to the hydraulic servo 7, the brake B-1 is engaged. As described above, the feedback pressure from the port 2b is input to the oil chamber 2c and the oil chamber 2d, and the brake control valve 2 is feedback-controlled based on the line pressure PL (D).
[0056]
For example, when the engine is in the reverse range and the engine is in the first reverse speed, the line pressure PL (R) in the reverse range from the manual shift valve (not shown) Is supplied to the hydraulic servo 7 of the brake B-1, and the brake B-1 is engaged.
[0057]
As shown in FIG. 2, the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 are not simultaneously engaged during normal operation. However, for example, if the linear solenoid valve SL1 malfunctions (so-called solenoid failure) or the C-1 control valve 4 valve stick occurs at the fifth forward speed, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 6 of the clutch C-1. There is a risk of being. Further, for example, when the valve stick of a 3-4 shift valve (not shown) is generated at the third forward speed, the hydraulic pressure may be supplied to the hydraulic servo 8 of the clutch C-2. Further, for example, in the case of the fourth forward speed, for example, when the solenoid valve SR fails (on-fail) and the clutch apply control valve 3 is valve sticked, the linear solenoid valve SL2 fails or the brake control valve 2 When a valve stick or the like is generated, there is a possibility that the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 7 of the brake B-1.
[0058]
In this way, for example, when the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 are simultaneously engaged (at the time of failure), as shown in FIG. 1, the input rotation is performed via the clutch C-1. The sun gear S2 is input to the carrier CR2 via the clutch C-2, and the planetary gear 13 is in a so-called direct rotation, and the ring gear R2 is also in the direct connection state. However, when the brake B-1 is engaged and the carrier CR1 is fixed, and when the one-way clutch F-2 is engaged and the sun gear S1 is fixed by the engagement of the brake B-3, the ring gear R1 is fixed. That is, the ring gear R2 is fixed. Then, the automatic transmission enters a so-called stall state, and there is a possibility that the rotation of the engine (not shown) is fixed, that is, the engine stops.
[0059]
Therefore, in the hydraulic control apparatus 1 according to the present invention, for example, when the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 are simultaneously engaged, as shown in FIG. The hydraulic pressure (line pressure PL (D)) supplied to the servo 6 is supplied to the hydraulic chamber 5g of the B-1 apply control valve 5 via the oil passage j2 and to the hydraulic servo 8 of the clutch C-2. (Line pressure PL (D)) is supplied to the oil chamber 5h via the oil passage k, and the oil pressure (line pressure PL (D)) supplied to the hydraulic servo 7 of the brake B-1 is the oil passage h1, port 5i, Acting on the oil chamber 5f via 5e, the spool body 5p is pressed in the direction of arrow A in FIG. 4 to switch the B-1 apply control valve 5 to the right half position.
[0060]
Then, as shown in FIG. 3, the signal pressure Ps from the solenoid valve SR is input to the oil chamber 3a of the clutch apply control valve 3, and the port 5b and the port in the B-1 apply control valve 5 at the right half position are connected. By communicating with 5c, the oil pressure is input to the oil chamber 3d of the clutch apply control valve 3, that is, the signal pressure Ps is input to both the oil chambers 3a and 3d. As a result, the clutch apply control valve 3 is in the right half position based on the urging force of the spring 3s, and shuts off the supply of the line pressure PL (D) to the oil passage g by shutting off the port 3b and the port 3c. The hydraulic pressure of the hydraulic servo 7 of the brake B-1 supplied through the oil passage g, the ports 2f and 2b of the brake control valve 2 and the oil passage h2 is cut off.
[0061]
As a result, it is possible to prevent the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 from engaging at the same time as described above. For example, it is possible to prevent the engine from stalling. In this state, the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 are simultaneously engaged, as shown in FIG. Since there is a high possibility that it will occur at the fifth forward speed, and shutting off the hydraulic pressure of the brake B-1 means that the fourth forward speed will be achieved. Even if a failure occurs, the fourth forward speed is maintained without any problem.
[0062]
When the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, the port 5i and the port 5e are blocked, but the port 5d and the port 5e communicate with each other, and the signal pressure Ps from the solenoid valve SR is reduced. The oil chamber 5f is input to the oil chamber 5f via the oil passage f3, the port 5d, the port 5e, and the oil passage h3. That is, instead of the hydraulic pressure from the hydraulic servo 7 of the brake B-1 that has been cut off, The signal pressure Ps is input. Thereby, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 6 of the clutch C-1 acting on the oil chamber 5g and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 8 of the clutch C-2 acting on the oil chamber 5h are combined, and the B-1 apply control valve 5 is combined. Can be fixed in the right half position.
[0063]
For example, if the B-1 apply control valve 5 is not fixed at the right half position, the hydraulic pressure of the hydraulic servo 7 of the brake B-1 is input to the oil chamber 5a when it is shut off by the port 5i and the port 5e. The B-1 apply control valve 5 is moved to the left half position by the action of the line pressure PL, the hydraulic pressure is supplied again to the hydraulic servo 7 of the brake B-1, and the hydraulic pressure is again input to the oil chamber 5f. The state where the B-1 apply control valve 5 is in the right half position is repeated, that is, it becomes like hunting. Therefore, abnormal noise is generated in the B-1 apply control valve 5, and there is a possibility that a shock may occur in the entire vehicle when the brake B-1 is engaged. However, since the B-1 apply control valve 5 is fixed as described above, such abnormal noise and shock in the vehicle can be prevented.
[0064]
As described above, according to the hydraulic control device 1 for an automatic transmission according to the present invention, the plug 5q is changed without changing the position of the spool body 5p, that is, the B-1 apply control valve 5 when the hydraulic pressure generation source is stopped. It can be moved by one spring 5s. Further, since the oil in the oil chamber 5a can be discharged, it is possible to prevent the accumulation of minute foreign matters or the like in the oil chamber 5a during normal operation. Thereby, the possibility of the valve stick can be reduced, and it is possible to prevent malfunctions from occurring at the time of failure. In addition, since the second spring 5t that biases the spool body 5p in the same direction as the hydraulic pressure input to the oil chamber 5a is provided, the plug 5q is moved when the first spring 5s is biased. However, the movement of the spool body 5p can be prevented, and the spool body 5p can be prevented from reaching the intermediate position.
[0065]
Furthermore, when the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo 7 of the brake B-1 is cut off, so that, for example, the occurrence of a stall can be prevented. Stops can be prevented. Further, when the B-1 apply control valve 5 is in the right half position, the signal pressure Ps of the solenoid valve SR is input to the oil chamber 5f, so that it can be fixed at the right half position, Generation of shock in the vehicle can be prevented.
[0066]
In the above-described embodiment of the present invention, the oil pressure (line pressure) of the oil pressure generating source is input to the oil chamber 5a of the B-1 apply control valve 5, and the oil pressure generating source is linked to the engine. For example, an electric oil pump in a hybrid vehicle may be used. In this case, for example, hydraulic pressure is generated based on on / off of an ignition key, and the B-1 apply control valve 5 is switched. . Further, the hydraulic pressure generation source is not limited to this, and any hydraulic pressure is generated as long as it is driven at least during driving to generate hydraulic pressure, and stops and does not supply hydraulic pressure, for example, when parked or when a key is removed. It may be a generation source.
[0067]
In addition, the line pressure generated in conjunction with the drive of the hydraulic pressure generation source is used as the hydraulic pressure input to the oil chamber 5a of the B-1 apply control valve 5. However, the present invention is not limited to this. In some cases, the B-1 apply control valve 5 may be in the left half position and can move the plug 5q to the right half position when not in the traveling state. For example, the traveling range via a manual shift valve (not shown) The so-called range pressure (that is, the line pressure PL (D) in the forward range or the line pressure PL (R) in the reverse range) supplied (generated) at the time of the reverse may be used. At this time, the plug 5q is moved when switching to the parking (P) range and the neutral (N) range.
[0068]
Furthermore, in the present embodiment, the spool has been described as being composed of the plug 5q and the spool body 5p, but the spool may be integrally formed. In this case, when the hydraulic pressure generation source is stopped, The entire spool is moved, that is, the B-1 apply control valve 5 is switched. In the present embodiment, only the plug 5q is moved by the spring 5s in order to discharge the minute foreign matter accumulated in the oil chamber 5a, but it is minute in other places (for example, the oil chambers 5f, 5g, 5h, etc.). If foreign matter is accumulated, the portion corresponding to the place of the spool may be urged and moved by the urging means.
[0069]
In addition, the clutch C-1, the clutch C-2, and the brake B-1 have been described as an example of the plurality of friction engagement elements that are simultaneously engaged when a failure occurs. However, the B-1 apply control valve 5 is described as an example. However, the present invention is not limited to this. Any of these may be used.
[0070]
Furthermore, although the automatic transmission that occurs at the time of failure has been described as being in a stalled state, for example, it is not limited to this. For example, frictional engagement elements that are not simultaneously engaged in normal operation are simultaneously engaged. Thus, the present invention can be applied to any automatic transmission as long as any inconvenient state occurs.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission mechanism to which the present invention can be applied.
FIG. 2 is an operation table showing an engagement state of a friction engagement element at each shift stage.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a hydraulic control apparatus 1 according to the present invention.
FIG. 4 is an enlarged view showing a B-1 apply control valve.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic control device
5 Switching valve at failure (B-1 apply control valve)
5a Oil chamber
5f Opposite oil chamber (oil chamber)
5g Opposite oil chamber (oil chamber)
5h Opposite oil chamber (oil chamber)
5p spool, second spool
5q spool, first spool
5s biasing means, spring
6 Hydraulic servo
7 Hydraulic servo
8 Hydraulic servo
10 Gear mechanism (automatic transmission mechanism)
C-1 Predetermined three friction engagement elements (clutch)
C-2 Predetermined three friction engagement elements (clutch)
B-1 Predetermined three friction engagement elements, one friction engagement element (brake)
PL Hydraulic pressure of the oil pressure source (line pressure)
SR solenoid valve

Claims

In a hydraulic control device for an automatic transmission equipped with a failure-time switching valve that is switched to a failure position when a plurality of hydraulic pressures that do not occur at the same time are input simultaneously,
The failure switching valve is
A spool comprising a first spool portion and a second spool portion ;
An oil chamber that inputs hydraulic pressure based on driving of a hydraulic pressure generation source and presses the first spool portion in one direction;
A plurality of opposite oil chambers that input a plurality of oil pressures that do not occur simultaneously at the time of normal operation, and that act to press the second spool portion in a direction opposite to the oil pressure input to the oil chamber;
It is interposed between the first spool portion and the second spool portion, and urges the first spool portion in the opposing direction and urges the second spool portion in the one direction. a first biasing means for the,
A hydraulic control device for an automatic transmission.

The failure time switching valve includes second urging means for urging the second spool portion in the one direction.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 .

The first biasing means is a first spring;
The second urging means is a second spring disposed on the outer peripheral side of the first spring,
The second spool portion includes a pressure receiving portion that receives pressure from the first spool portion based on a hydraulic pressure input to the oil chamber,
The first spring is positioned and supported by the pressure receiving portion.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2 .

The automatic transmission includes a plurality of friction engagement elements whose engagement states are controlled based on a supply hydraulic pressure supplied to a hydraulic servo, and input by changing a transmission path by connecting / disconnecting the plurality of friction engagement elements. A gear mechanism that outputs rotation at a variable speed,
The plurality of hydraulic pressures that do not occur simultaneously at the normal time are hydraulic pressures supplied to hydraulic servos of predetermined three friction engagement elements among the plurality of friction engagement elements.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3 .

The failure time switching valve shuts off the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of one friction engagement element among the predetermined three friction engagement elements when in the failure position.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 4 .

A solenoid valve that controls to supply hydraulic pressure to the hydraulic servo of the one friction engagement element by outputting a signal pressure;
The failure-time switching valve is configured to input a signal pressure of the solenoid valve to an opposing oil chamber for inputting a hydraulic pressure supplied to a hydraulic servo of the one friction engagement element when in the failure position. ,
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 5 .

The oil pressure based on the driving of the oil pressure generation source is a line pressure.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 6 .