JP3852175B2

JP3852175B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

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Publication number: JP3852175B2
Application number: JP25382497A
Authority: JP
Inventors: 教雄今井; 啓文野沢
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1997-09-18
Filing date: 1997-09-18
Publication date: 2006-11-29
Anticipated expiration: 2017-09-18
Also published as: JPH1193987A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、リニアソレノイドバルブの出力油圧に対する入力クラッチの応答性を良好にした自動変速機の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図７に、従来の自動変速機の油圧制御装置（以下適宜「油圧制御装置」という）の構成を示す。
【０００３】
同図中、７７はレンジを切り換えるためのマニュアルバルブ、８０はマニュアルバルブのＤレンジ又はＬレンジのレンジ圧を、リニアソレノイドバルブＳＬＣが出力する信号圧に応じて調圧するＣ１コントロールバルブ、８１はソレノイドＳ１の信号圧によって切り換えられるリレーバルブであり、油圧サーボＣ１に入力する入力クラッチの係合圧を、マニュアルバルブ７７のＤレンジ圧（又はＬレンジ圧）か、Ｃ１コントロールバルブ８０による制御圧かに切り換える。１２０、１２１は一方向バルブ、そして、９１は分岐点Ａ５に接続されたアキュムレータである。
【０００４】
ここで、アキュムレータ９１を有する上述の従来例を従来例１、また、アキュムレータ９１を有さない従来例を従来例２とすると、この従来例２の場合、入力クラッチの係合圧をリニアソレノイドバルブＳＬＣによって良好に制御することができるが、マニュアルバルブ７７をＤレンジ（又はＬレンジ）からＮレンジに切り換えた（以下「Ｄ−Ｎシフト」という）ときに、油圧サーボＣ１の油圧が一方向バルブ１２０を介してマニュアルバルブ７７から排出される際、入力クラッチの急激な解放によるトルク抜けのショックが発生する。
【０００５】
このトルク抜けのショックは、上述の従来例１に示すように、分岐点Ａ５にアキュムレータ９１を設けることで解消することができる。すなわち、Ｄ−Ｎシフト時の油圧サーボＣ１の油圧は、一方向バルブ１２０を介してマニュアルバルブ７７から排出されるが、このときアキュムレータ９１が作動し、これにより、トルク抜けのショックはなくなる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来例１の油圧制御装置においては、リニアソレノイドバルブＳＬＣによって、入力クラッチの係合圧を制御する際にもアキュムレータ９１が作用してしまい、リニアソレノイドバルブＳＬＣの信号圧通りに油圧サーボＣ１の油圧を調圧して入力クラッチの係合圧を制御するのが困難であるという問題、すなわち、油圧サーボＣ１の追従性が悪化して、入力クラッチの応答性が低下するという問題があった。
【０００７】
そこで、本発明は、アキュムレータが、マニュアルバルブによる係合圧の解放時には作動し、リニアソレノイドバルブによる係合圧の制御時には作動しないようにし、入力クラッチの急激な解放によるトルク抜け及び入力クラッチの応答性の悪化を防止するようにした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。
【０００８】
ここで、次の「課題を解決するための手段」及び「発明の作用・効果」におけるカッコ内の符号は、各部材等と各図面との対照を容易にするために便宜的に付したものであって、このことにより本発明の構成が何らの制約を受けるものでない。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上述の目的を達成するため、請求項１に係る本発明は、レンジを切り換えるマニュアルバルブ（７７）と、油圧サーボ（Ｃ１）に入力される係合圧に応じて動力を接断する入力クラッチ（Ｃ₁ ）と、前記マニュアルバルブ（７７）から第１の油路（Ｍ１）を介して入力された所定レンジのレンジ圧を、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＣ）が出力する信号圧によって調圧し、第２の油路（Ｍ２）を介して前記油圧サーボ（Ｃ１）に前記係合圧として入力するコントロールバルブ（８０）と、前記第１の油路（Ｍ１）と前記第２の油路（Ｍ２）とを連結する第３の油路（Ｍ３）に配設されたアキュムレータ（９１）と、前記第３の油路（Ｍ３）における前記アキュムレータ（９１）と前記第２の油路（Ｍ２）との間に配設されるとともに、前記第１の油路（Ｍ１）側から前記第２の油路（Ｍ２）側への油圧の流れを阻止し、かつ前記第２の油路（Ｍ２）側から前記第１の油路（Ｍ１）側への油圧の流れを許容する一方向バルブ（１２０）とを備える、ことを特徴とする。
【００１０】
請求項２に係る本発明は、前記油圧サーボ（Ｃ１）に入力される係合圧を、前記マニュアルバルブ（７７）の所定レンジのレンジ圧と、前記コントロールバルブ（８０）によって調圧された制御圧とのうちの一方に選択的に切り換えるリレーバルブ（８１）を備え、該リレーバルブ（８１）を前記第２の油路（Ｍ２）と、前記第３の油路（Ｍ３）における前記アキュムレータ（９１）と前記一方向バルブ（１２０）との間に接続する、ことを特徴とする。
【００１１】
【発明の作用・効果】
請求項１の発明によると、例えば、油圧サーボ（Ｃ１）の係合圧を排出する際、この係合圧は、油圧サーボ（Ｃ１）から第２の油路（Ｍ２）、第３の油路（Ｍ３）中の一方向バルブ（１２０）及びアキュムレータ（９１）、第１の油路（Ｍ１）を介してマニュアルバルブ（７７）に流れ、マニュアルバルブ（７７）から排出することができる。すなわち、油圧はアキュムレータ（９１）を介して排出されるので、排出速度が緩やかになり、トルク抜けのショックは発生しない。
【００１２】
一方、リニアソレノイドバルブ（ＳＬＣ）、コントロールバルブ（８０）によって油圧サーボ（Ｃ１）の係合圧を制御する際には、係合圧の元となるマニュアルバルブ（７７）の所定レンジのレンジ圧が第１の油路（Ｍ１）、コントロールバルブ（８０）、第２の油路（Ｍ２）を介して油圧サーボ（Ｃ１）に供給され、このとき、一方向バルブ（１２０）の方向性によりアキュムレータ（９１）は経由しない。したがって、係合圧は、アキュムレータ（９１）の影響を受けることがなく、制御性、応答性が向上する。
【００１３】
請求項２の発明によると、入力クラッチ（Ｃ₁ ）の係合圧が、コントロールバルブ（８０）からの制御圧である場合と、マニュアルバルブ（７７）からのレンジ圧である場合とがある。そして、係合圧がレンジ圧である場合、これを排出する際、請求項１と同様の第３の油路（Ｍ３）の外に、リレーバルブ（８１）を経由する第２の油路（Ｍ２）にも係合圧が流れる。そこで、リレーバルブ（８１）を、第２の油路（Ｍ２）と、第３の油路（Ｍ３）におけるアキュムレータ（９１）と一方向バルブ（１２０）との間に接続することにより、係合圧が第３の油路（Ｍ３）と第２の油路（Ｍ２）のうちのいずれの油路を通った場合でも、アキュムレータ（９１）が作動するようにすることができる。この場合の効果は、請求項１の場合と同じである。すなわち、トルク抜けのショックはなく、かつ係合圧の制御性、応答性が向上する。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿って、本発明の実施の形態について説明する。
【００１５】
〈実施の形態１〉
実施の形態１では、以下、
(1) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置を適用し得る無段変速機の構成
(2) 無段変速機の油圧回路の構成
(3) (1) の無段変速機及び(2) の油圧回路の動作
(4) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置の構成
(5) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置の動作
の順で説明する。
【００１６】
(1) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置を適用し得る無段変速機の構成
図１に、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置を適用し得る車輌用無段自動変速機（以下「無段変速機」という）１の概略構成を示す。
【００１７】
同図に示す無段変速機１は、ＣＶＴ（ベルト式無段変速装置）２、前後進切換え装置３、ロックアップクラッチ５を内蔵したトルクコンバータ６、カウンタシャフト７、及びディファレンシャル装置９を備えており、これらの装置や部材が分割ケース（不図示）に収納されている。
【００１８】
トルクコンバータ６は、エンジン出力軸１０にフロントカバー１７を介して連結されているポンプインペラ１１、入力軸１２に連結されているタービンランナ１３、及びワンウェイクラッチ１５を介して支持されているステータ１６を有する。そして、ロックアップクラッチ５は、入力軸１２とフロントカバー１７との間に介装されている。なお、図中２０は、ロックアップクラッチプレートと入力軸１２との間に介装されたダンパスプリングであり、また、２１は、ポンプインペラ１１に連結されて駆動されるオイルポンプである。
【００１９】
ＣＶＴ２は、プライマリシャフト２２に固定された固定シーブ２３、及びこのプライマリシャフト２２に軸方向の摺動のみ自在に支持されている可動シーブ２５からなるプライマリプーリ２６と、セカンダリシャフト２７に固定されている固定シーブ２９、及びこのセカンダリシャフト２７に軸方向の摺動のみ自在に支持されている可動シーブ３０からなるセカンダリプーリ３１と、これらプライマリプーリ２６とセカンダリプーリ３１とに巻き掛けられた金属製のベルト３２とを備えている。
【００２０】
さらに、プライマリ側可動シーブ２５の背面にはダブルピストンからなる油圧アクチュエータ３３が配置されており、またセカンダリ側可動シーブ３０の背面にはシングルピストンからなる油圧アクチュエータ３５が配置されている。上記プライマリ側油圧アクチュエータ３３は、プライマリシャフト２２に固定されたシリンダ部材３６及び反力支持部材３７と、可動シーブ２５に固定された筒状部材３９及びピストン部材４０を有しており、筒状部材３９、反力支持部材３７及び可動シーブ２５の背面にて第１の油圧室４１を構成するとともに、シリンダ部材３６及びピストン部材４０にて第２の油圧室４２を構成する。そして、これら第１の油圧室４１と第２の油圧室４２とは、連通孔３７ａにて互いに連通されているため、全体として、同一油圧によりセカンダリ側油圧アクチュエータ３５に発生する軸力に比してほぼ２倍の軸力を発生する。一方、セカンダリ側油圧アクチュエータ３５は、セカンダリシャフト２７に固定されている反力支持部材４３及び可動シーブ３０の背面に固定されている筒状部材４５を有しており、これら反力支持部材４３と筒状部材４５とにより１個の油圧室４６を構成するとともに、可動シーブ３０と反力支持部材４３との間にプリロード用のスプリング４７が縮設されている。
【００２１】
前後進切換え装置３は、ダブルピニオンプラネタリギヤ５０、リバースブレーキＢ₁ 、及びダイレクトクラッチ（入力クラッチ）Ｃ₁ を有している。上述のダブルピニオンプラネタリギヤ５０は、そのサンギヤＳが入力軸１２に連結されており、第１のピニオンＰ₁ 及び第２のピニオンＰ₂ を支持するキャリヤＣＲがプライマリ側固定シーブ２３に連結されており、そしてリングギヤＲが上述のリバースブレーキＢ₁ に連結されており、またキャリヤＣＲとリングギヤＲとの間に上述のダイレクトクラッチＣ₁ が介装されている。
【００２２】
カウンタシャフト７には、大ギヤ５１及び小ギヤ５２が固定されており、大ギヤ５１はセカンダリシャフト２７に固定されたギヤ５３に噛合し、かつ小ギヤ５２はディファレンシャル装置９のギヤ５５に噛合している。ディファレンシャル装置９においては、このギヤ５５を有するデフケース６６に支持されたデフギヤ５６の回転が左右サイドギヤ５７、５９を介して左右車軸６０、６１に伝達される。
【００２３】
また、プライマリ側固定シーブ２３の外周部には多数個の凹凸部２３ａが歯切りにより等間隔に形成されており、またこれら凹凸部２３ａに臨むようにケース（不図示）に固定されて電磁ピックアップ６２が配置されている。同様に、セカンダリ側固定シーブ２９の外周部にも多数個の凹凸部２９ａが歯切りにより等間隔に形成されており、またこれら凹凸部２９ａに臨むようにケースに固定されて電磁ピックアップ６３が配置されている。これら電磁ピックアップ６２、６３は、それぞれその検知面が上述の凹凸部２３ａ、２９ａに近接して配置され、凹凸部２３ａ、２９ａを検出するそれぞれプライマリ（入力）回転数センサ、セカンダリ（出力）回転数センサ（車速センサ）を構成している。また、フロントカバー１７に近接して電磁ピックアップ６５が配置されており、電磁ピックアップ６５はエンジン回転数センサを構成している。そして、入力トルクは、マップによりスロットル開度とエンジン回転数に基づきエンジントルクを求め、さらにトルクコンバータ６の入出力回転数から速度比を計算し、この速度比によりマップにてトルク比を求め、エンジントルクにこのトルク比を乗じて求められる。
【００２４】
(2) 無段変速機の油圧回路の構成
つづいて、図２を参照して、本発明が適用される無段変速機１の油圧回路について説明する。
【００２５】
図２において、２１は上述のオイルポンプ、７０はオイルポンプコントロールバルブ、Ｓ２はこのオイルポンプコントロールバルブ用ソレノイドバルブである。また、７２はプライマリレギュレータバルブ、７３はセカンダリレギュレータバルブ、ＳＬＴはライン圧制御用リニアソレノイドバルブ、ＳＬＣはロックアップ制御用リニアソレノイドバルブ、ＳＬＲはレシオ制御用リニアソレノイドバルブであり、７６はソレノイドバルブ用モジュレータバルブである。
【００２６】
７７はマニュアルバルブであって、マニュアル操作により、同図中の表に示すように、クラッチモジュレータバルブ７９によって調圧されるモジュレート圧（ポート１の油圧）がポート２又はポート３に切り換えられる。８０はＣ１コントロールバルブ、８１はニュートラルリレーバルブ、８２はリバースインヒビットバルブ、Ｓ１は前後進制御用ソレノイドバルブである。また、Ｃ１は前述のダイレクトクラッチＣ₁ 用の油圧サーボ、Ｂ１は前述のリバースブレーキＢ₁ 用油圧サーボ、９０、９１はそれぞれＢ１用アキュムレータ、Ｃ１用アキュムレータである。
【００２７】
９２はレシオコントロールバルブ、３３及び３５は前述のプライマリ側油圧アクチュエータ及びセカンダリ側油圧アクチュエータである。９６はロックアップリレーバルブ、Ｓ３はロックアップ切換え用ソレノイドバルブである。なお、図中、ＥＸはドレーンポートである。
【００２８】
そして、９７はバイパスコントロールバルブ、９９はセカンダリコントロール圧モジュレータバルブ、１００はクーラー、１１０はゲインコントロールバルブである。
【００２９】
(3) 無段変速機及び油圧回路の動作
つづいて、上述構成の無段変速機１及び油圧回路の動作について説明する。エンジン回転に基づくオイルポンプ２１の起動により、所定油圧が発生し、この油圧は、プーリ比及び入力トルクに基づき演算される制御部からの信号により制御されるリニアソレノイドバルブＳＬＴに基づきプライマリレギュレータバルブ７２により、ライン圧Ｐ_L に調圧され、さらに後述するセカンダリレギュレータバルブ７３により、セカンダリ圧Ｐ_S に調圧される。また、停止状態等、高いライン圧Ｐ_L を必要としない場合、制御部からの信号に基づきソレノイドバルブＳ２が制御され、オイルポンプコントロールバルブ７０を右半位置に操作して、ポンプ２１からの油圧を直接循環させる。
【００３０】
マニュアルバルブ７７のＤ（ドライブ）レンジ及びＬ（エル）レンジにあっては、ポート１からの油圧がポート２を介してダイレクトクラッチ用油圧サーボＣ１に供給され、ダイレクトクラッチＣ₁ が接続する。この状態では、エンジン出力軸１０の回転は、トルクコンバータ６、入力軸１２及びダイレクトクラッチＣ₁ により直結状態となっているプラネタリギヤ５０を介してプライマリプーリ２６に伝達され、さらに適宜変速されるＣＶＴ２を介してセカンダリシャフト２７に伝達され、そしてカウンタシャフト７、ディファレンシャル装置９を介して左右車軸６０、６１に伝達される。
【００３１】
また、マニュアルバルブ７７をＲ（リバース）レンジに操作すると、ポート１からの油圧はポート３を介してブレーキ用油圧サーボＢ１に供給される。この状態では、プラネタリギヤ５０のリングギヤＲが係止され、入力軸１２からのサンギヤＳの回転は、キャリヤＣＲに逆回転として取り出され、この逆回転がプライマリプーリ２６に伝達される。
【００３２】
前述のＣＶＴ２は、セカンダリプーリ３１の油圧アクチュエータ３５にプライマリレギュレータバルブ７２からのライン圧Ｐ_L が供給されており、入力トルク及び変速比に応じたベルト挟持力を作用する。一方、制御部からの変速信号に基づきレシオコントロール用リニアソレノイドバルブＳＬＲが制御され、このレシオコントロール用リニアソレノイドバルブＳＬＲからの（信号圧）によりレシオコントロールバルブ９２が制御されて、その出力ポートからの油圧がプライマリプーリ２６のダブルピストンからなる油圧アクチュエータ３３に供給され、これによりＣＶＴ２の変速比が適宜制御される。
【００３３】
そして、エンジン出力軸１０のトルクは、トルクコンバータ６を介して入力軸１２に伝達され、特に発進時にあっては、このトルクコンバータ６によりトルク比が高くなるように変速されて入力軸１２に伝達され、滑らかに発進する。また、トルクコンバータ６は、ロックアップクラッチ５を有しており、高速安定走行時にあっては、このロックアップクラッチ５が係合して、エンジン出力軸１０と入力軸１２とが直結状態となって、トルクコンバータ６の油流による動力損失を減少させている。
【００３４】
以上で、本発明が適用される無段変速機１、及びこの無段変速機１の油圧回路の構成及び動作についての説明を終える。
【００３５】
(4) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置の構成
次に、上述の図２の一部拡大図である図３を参照して、本発明の特徴部分について詳述する。
【００３６】
図３に示すように、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置は、マニュアルバルブ７７と、入力クラッチとしてのダイレクトクラッチＣ₁ （図１参照、ただし、図３ではダイレクトクラッチＣ₁ の油圧サーボＣ１を図示している。）と、リニアソレノイドバルブＳＬＣと、Ｃ１コントロールバルブ８０と、アキュムレータ９１と、一方向バルブ１２０とを主要構成部材として構成されており、そのほかにリレーバルブ（ニュートラルリレーバルブ）８１、ソレノイドバルブＳ１を備えている。
【００３７】
マニュアルバルブ７７は、マニュアル操作により、図３中の表に示すように、クラッチモジュレータバルブ７９によって調圧されるモジュレート圧（ポート１の油圧）がポート２又はポート３に切り換えられるものである。例えば、Ｄレンジ及びＬレンジにあっては、ポート１に入力された油圧を、ポート２から出力する。
【００３８】
リニアソレノイドバルブＳＬＣは、マニュアルバルブ７７に入力されるのと同じモジュレート圧がソレノイドバルブ用モジュレータバルブ７６を介して入力される入力ポートａと、入力ポートａに入力された油圧が調圧されて信号圧として出力される出力ポートｂとを有する。
【００３９】
Ｃ１コントロールバルブ８０は、上述のリニアソレノイドバルブＳＬＣの出力ポートｂからの信号圧が入力される入力ポートｄと、マニュアルバルブ７７のポート２からのレンジ圧が入力される入力ポートｃと、信号圧によって調圧されたレンジ圧を制御圧として出力する出力ポートｆと、出力ポートｆからの制御圧がオリフィスを介してフィードバックされる入力ポートｅとを有する。上述の出力ポートｆは、後述のリレーバルブ８１の入力ポートｉに接続される外、一方向バルブ１２１を介して油圧サーボＣ１に接続されている。この一方向バルブ１２１は、Ｃ１コントロールバルブ８０から油圧サーボＣ１側への油圧の流れのみを許容する。
【００４０】
リレーバルブ８１は、ソレノイドバルブＳ１の信号圧が入力される入力ポートｇと、マニュアルバルブ７７のポート２からのレンジ圧がオリフィスを介して入力される入力ポートｈと、上述のＣ１コントロールバルブ８０の出力ポートｆからの制御圧が入力される入力ポートｉと、入力ポートｈに入力されたレンジ圧と入力ポートｉに入力された制御圧とのうちの一方が選択的に出力される出力ポートｊとを有する。この出力ポートｊは、油圧サーボＣ１に接続されている。
【００４１】
次に、上述の各バルブ等を接続する油路について説明する。図３中のマニュアルバルブ７７のポート２とＣ１コントロールバルブ８０の入力ポートｃとを接続する油路を第１の油路Ｍ１、Ｃ１コントロールバルブ８０の出力ポートｆからリレーバルブ８１又は一方向バルブ１２１を介して油圧サーボＣ１に至る油路を第２の油路Ｍ２とする。また、第１の油路Ｍ１上の分岐点Ａ３と、第２の油路Ｍ２上の分岐点Ａ４とを接続する油路を油路Ｍ３とする。
【００４２】
このように決めると、上述のアキュムレータ９１は第３の油路Ｍ３に配設されている。すなわち、第３の油路Ｍ３の分岐点Ａ２に接続されている。
【００４３】
そして、第３の油路Ｍ３における、アキュムレータ９１と第２の油路Ｍ２との間、すなわち、分岐点Ａ２と分岐点Ａ４との間には、一方向バルブ１２０が配設されている。この一方向バルブ１２０は、第１の油路Ｍ１側（分岐点Ａ３側）から第２の油路Ｍ２側（分岐点Ａ４側）への油圧の流れを阻止し、かつ第２の油路Ｍ２側（分岐点Ａ４側）から第１の油路Ｍ１側（分岐点Ａ３側）への油圧の流れを許容する向きで配設されている。
【００４４】
また、上述のリレーバルブ８１の入力ポートｈは、第３の油路Ｍ３における分岐点Ａ２と分岐点Ａ３との間の、分岐点Ａ１に接続されている。
【００４５】
(5) 本発明に係る自動変速機の油圧制御装置の動作
図３を参照しながら、まず、マニュアルバルブ７７をＮレンジからＤレンジに切り換えた（以下「Ｎ−Ｄシフト」）ときの動作について説明する。
【００４６】
ソレノイドバルブＳ１によってリレーバルブ８１を右半位置に配置する。この状態で、Ｎ−Ｄシフトが行われると、マニュアルバルブ７７のポート２からの油圧は、Ｃ１コントロールバルブ８０の元圧として急速に立ち上がり、第１の油路Ｍ１を介してＣ１コントロールバルブ８０の入力ポートｃに入力される。ポート２からの油圧は、同時に、第１の油路Ｍ１の分岐点Ａ３、第３の油路Ｍ３を介してアキュムレータ９１に供給されるが、このとき、分岐点Ａ３側は分岐点Ａ４側よりも圧力が高いことに基づき、一方向バルブ１２０は閉鎖される。したがって、Ｎ−Ｄシフト時には、リニアソレノイドバルブＳＬＣ及びＣ１コントロールバル８０によって制御された油圧が、第２の油路Ｍ２（リレーバルブ８１及び一方向バルブ１２１）を介して油圧サーボＣ１に供給される。このとき、上述のように、一方向バルブ１２０は閉鎖されているので、油圧サーボＣ１の係合圧は、アキュムレータ９１の影響を受けることなく、制御性、応答性が悪化することはない。
【００４７】
これに対して、図７に示す従来例１によると、アキュムレータ９１がＣ１コントロールバルブ８０の下流側に配置されており、アクチュエータ９１は、Ｃ１コントロールバルブ８０の制御圧（出力圧）の上昇に伴って内圧が立ち上がるので、その分、油圧サーボＣ１の圧力上昇が遅れることになる。
【００４８】
なお、定速走行等の、入力クラッチＣ₁ に対する係合圧の制御が不要な場合には、ソレノイドＳ１によってリレーバルブ８１を左半位置に切換え、これにより、油圧サーボＣ１に供給する油圧を、Ｃ１コントロールバルブ８０を介することなく、マニュアルバルブ７７から直接、すなわち、ポート２、第１の油路Ｍ１、分岐点Ａ３、第３の油路Ｍ３、分岐点Ａ１、リレーバルブ８１の入力ポートｇ、出力ポートｊ、第２の油路Ｍ２を介して油圧サーボＣ１に供給することができる。
【００４９】
次に、図３、図５を参照して、マニュアルバルブ７７をＤレンジからＮレンジに切り換えた（以下「Ｄ−Ｎシフト」という）ときの動作について説明する。なお、同図中のＰ_c-1 は、油圧サーボＣ１に供給される油圧の最大値を示し、当然に必要係合圧を上回っている。
【００５０】
Ｄ−Ｎシフトが行われると（図５のシフト点）、リレーバルブ８１は、ソレノイドＳ１によって左半位置にあり、油圧サーボＣ１の油圧は、次の油路を介してマニュアルバルブ７７からドレーンされる。次の油路とは、第２の油路Ｍ２、分岐点Ａ４、第３の油路Ｍ３、一方向バルブ１２０、分岐点Ａ２、アキュムレータ９１、分岐点Ａ１、及び第２の油路Ｍ２、分岐点Ａ４、リレーバルブ８１の出力ポートｊ、入力ポートｈ、分岐Ａ１で、それぞれがさらに、分岐点Ａ３、第１の油路Ｍ１、マニュアルバルブ７７のポート２、ドレーンＥＸを介してドレーンされる。このとき、図５に示すように、シフト点を過ぎると、油圧サーボＣ１の油圧は、急激に低下する。そして、前述の従来例２（アキュムレータ９１がない従来例）の場合は（同図の一点鎖線）、必要係合圧近傍においても、油圧サーボＣ１の油圧は同様に急激に低下をつづけるため、入力クラッチＣ₁ の解放ショックが発生する。これに対して、本実施の形態１によると、油圧サーボＣ１の油圧が、必要係合圧近傍まで低下する以前に、アキュムレータ９１のダンパ効果が現れるため、同図の実線に示すように、必要係合圧近傍においては、油圧の低下が緩やかになる。このため、入力クラッチＣ₁ の急激な解放によるトルク抜けショックが発生することはない。
【００５１】
また、ドレーン時に油圧の流れに対して、分岐点Ａ１が分岐点Ａ２の下流側に設定されているために、このリレーバルブ８１等を介してドレーンされる油圧に対しては、アキュムレータ９１は作用しない。したがって、図３に示す「実施の形態１」においては、アキュムレータ９１のダンパ作用が低下されることになる。なお、この場合のダンパ作用の低下を防止するようにしたのが、後述の「実施の形態２」である。
【００５２】
最後に、図３、図６を参照して、車輌停止時に入力クラッチＣ₁ をスリップ状態にするニュートラル制御（Ｎ制御）時の動作について説明する。なお、図６における目標制御圧は、図５における必要係合圧とほぼ等しい。ただし、一般的には、前者の目標制御圧は、後者の必要係合圧よりも少し低く設定されている。
【００５３】
Ｎ制御は、Ｃ１コントロールバルブ８０からの出力圧（制御圧）を油圧サーボＣ１に供給するものであり、このときには、リレーバルブ８１は当然に右半位置に配置される。このＮ制御において、Ｃ１コントロールバルブ８０は、マニュアルバルブ７７のポート２から第１の油路Ｍ１を介して入力ポートｃに入力された油圧を、リニアソレノイドバルブＳＬＣの信号圧に応じて調圧し、制御圧として出力ポートｆから出力する。この制御圧は、第２の油路Ｍ２（リレーバルブ８１及び一方向バルブ１２１）を介して油圧サーボＣ１に供給される。このとき、前述のように、分岐点Ａ３における油圧が、分岐点Ａ４における油圧を上回っていて、一方向バルブ１２０が閉鎖されているので、Ｃ１コントロールバルブ８０から第２の油路Ｍ２を介して油圧サーボＣ１に供給される制御圧が、分岐点Ａ４、一方向バルブ１２０を介してアキュムレータ９１に流れることはない。すなわち、Ｃ１コントロールバルブ８０から出力される制御圧に、アキュムレータ９１が作用することはない。図６に示すように、Ｎ制御が開始されると、油圧サーボＣ１の油圧は、制御目標圧近傍なで急激に低下する。その後、前述の従来例１（同図の太い一点鎖線）では、制御目標圧近傍で、アキュムレータ９１が作動してしまうため、油圧サーボＣ１の油圧は、ダンパ作動域内で大きく揺れる。これはクラッチＣ₁ の制御性、応答性が悪いことを意味する。
【００５４】
これに対して、本発明においては、Ｎ制御時にアキュムレータ９１が作動しないため、油圧サーボＣ１の油圧をほぼ制御目標圧近傍に維持することができ、入力クラッチＣ１の良好な応答性を確保することができる。
【００５５】
〈実施の形態２〉
図４に、実施の形態２の油圧制御装置を示す。
【００５６】
本実施の形態２においては、図３に示す上述の実施の形態１ではアキュムレータ９１の分岐点Ａ２を一方向バルブ１２０と分岐点Ａ１との間に配置していたのに代えて、図４に示すように分岐点Ａ２を分岐点Ａ１と分岐点Ａ３との間に配置するようにした。
【００５７】
これにより、上述のように、リレーバルブ８１が左半位置に配置された状態において、Ｄ−Ｎシフトが行われた場合においても、油圧サーボＣ１の油圧のうちの、一方向バルブ１２０側を介してドレーンされる油圧と、リレーバルブ８１側を介してドレーンされる油圧との双方が、アキュムレータ９１の作用を受けることになり、ダンパ効果が十分に発揮されて、入力クラッチＣ₁ の解放ショックがなくなる。
【００５８】
なお、本実施の形態２における、Ｎ−Ｄシフト時、及びＮ制御時の作用、効果については、前述の実施の形態１のそれらと同様であり、シフトの重複説明は省略する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用される無段変速機を示す概略図。
【図２】無段変速機全体の油圧回路を示す図。
【図３】本発明の実施の形態１における特徴部分を示す油圧回路の拡大図。
【図４】本発明の実施の形態２における特徴部分を示す油圧回路の拡大図。
【図５】Ｄ−Ｎシフト時の油圧サーボの油圧の変化を示す図。
【図６】Ｎ制御時の油圧サーボの油圧の変化を示す図。
【図７】従来の無段変速機の油圧回路を示す図。
【符号の説明】
１自動変速機（無段変速機）
７７マニュアルバルブ
８０コントロールバルブ（Ｃ１コントロールバルブ）
８１リレーバルブ
９１アキュムレータ
１２０一方向バルブ
Ｃ１油圧サーボ
Ｃ₁ 入力クラッチ（ダイレクトクラッチ）
Ｍ１第１の油路
Ｍ２第２の油路
Ｍ３第３の油路
ＳＬＣリニアソレノイドバルブ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission in which the response of an input clutch to the output hydraulic pressure of a linear solenoid valve is improved.
[0002]
[Prior art]
FIG. 7 shows the configuration of a conventional hydraulic control device for an automatic transmission (hereinafter referred to as “hydraulic control device” as appropriate).
[0003]
In the figure, 77 is a manual valve for switching the range, 80 is a C1 control valve that regulates the range pressure of the D range or L range of the manual valve according to the signal pressure output by the linear solenoid valve SLC, and 81 is a solenoid. The relay valve is switched by the signal pressure of S1, and the engagement pressure of the input clutch input to the hydraulic servo C1 is set to the D range pressure (or L range pressure) of the manual valve 77 or the control pressure of the C1 control valve 80. Switch. 120 and 121 are one-way valves, and 91 is an accumulator connected to a branch point A5.
[0004]
Here, assuming that the above-described conventional example having the accumulator 91 is the conventional example 1 and the conventional example not having the accumulator 91 is the conventional example 2, in this conventional example 2, the engagement pressure of the input clutch is set to the linear solenoid valve. Although it can be controlled well by the SLC, when the manual valve 77 is switched from the D range (or L range) to the N range (hereinafter referred to as “DN shift”), the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 is one-way valve. When the manual valve 77 is discharged through 120, a torque loss shock due to a sudden release of the input clutch occurs.
[0005]
This torque loss shock can be eliminated by providing an accumulator 91 at the branch point A5 as shown in the above-described conventional example 1. That is, the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 at the time of the DN shift is discharged from the manual valve 77 via the one-way valve 120. At this time, the accumulator 91 is activated, thereby eliminating the torque loss shock.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the hydraulic control apparatus of the above-described conventional example 1, the accumulator 91 is also actuated when controlling the engagement pressure of the input clutch by the linear solenoid valve SLC, and the hydraulic pressure follows the signal pressure of the linear solenoid valve SLC. There is a problem that it is difficult to control the engagement pressure of the input clutch by adjusting the hydraulic pressure of the servo C1, that is, the followability of the hydraulic servo C1 deteriorates and the response of the input clutch decreases. It was.
[0007]
Therefore, the present invention prevents the accumulator from operating when releasing the engagement pressure by the manual valve and not operating when controlling the engagement pressure by the linear solenoid valve. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that prevents deterioration of performance.
[0008]
Here, the reference numerals in parentheses in the following “Means for Solving the Problems” and “Operations and Effects of the Invention” are given for convenience in order to facilitate the comparison between each member and each drawing. However, this does not impose any restrictions on the configuration of the present invention.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above-described object, the present invention according to claim 1 includes a manual valve (77) for switching a range and an input clutch (connecting / disconnecting power according to an engagement pressure input to a hydraulic servo (C1)). C ₁ ) and a predetermined range of pressure input from the manual valve (77) via the first oil passage (M1) is regulated by a signal pressure output from the linear solenoid valve (SLC), A control valve (80) that inputs the engagement pressure to the hydraulic servo (C1) via the oil passage (M2), the first oil passage (M1), and the second oil passage (M2). Between the accumulator (91) and the second oil passage (M2) in the third oil passage (M3). And the first Is blocked from flowing from the oil passage (M1) side to the second oil passage (M2) side, and from the second oil passage (M2) side to the first oil passage (M1) side. And a one-way valve (120) that allows the flow of hydraulic pressure.
[0010]
The present invention according to claim 2 is a control in which the engagement pressure input to the hydraulic servo (C1) is regulated by a predetermined range pressure of the manual valve (77) and the control valve (80). A relay valve (81) that selectively switches to one of the pressure and the relay valve (81) in the second oil passage (M2) and the accumulator (3) in the third oil passage (M3). 91) and the one-way valve (120).
[0011]
[Operation and effect of the invention]
According to the first aspect of the present invention, for example, when the engagement pressure of the hydraulic servo (C1) is discharged, the engagement pressure is supplied from the hydraulic servo (C1) to the second oil passage (M2) and the third oil passage. It flows to the manual valve (77) through the one-way valve (120), the accumulator (91), and the first oil passage (M1) in (M3), and can be discharged from the manual valve (77). That is, since the hydraulic pressure is discharged through the accumulator (91), the discharge speed becomes slow and no torque loss shock occurs.
[0012]
On the other hand, when the engagement pressure of the hydraulic servo (C1) is controlled by the linear solenoid valve (SLC) and the control valve (80), the range pressure of the predetermined range of the manual valve (77) that is the source of the engagement pressure is It is supplied to the hydraulic servo (C1) via the first oil passage (M1), the control valve (80), and the second oil passage (M2). At this time, the accumulator ( 91) is not routed. Therefore, the engagement pressure is not affected by the accumulator (91), and the controllability and responsiveness are improved.
[0013]
According to the invention of claim 2, there are cases where the engagement pressure of the input clutch (C ₁ ) is a control pressure from the control valve (80) and a range pressure from the manual valve (77). And when engagement pressure is range pressure, when discharging this, besides the 3rd oil passage (M3) similar to claim 1, the 2nd oil passage (81) which goes via a relay valve (81) The engagement pressure also flows through M2). Therefore, the relay valve (81) is engaged by connecting it between the second oil passage (M2) and the accumulator (91) and the one-way valve (120) in the third oil passage (M3). The accumulator (91) can be operated even when the pressure passes through any one of the third oil passage (M3) and the second oil passage (M2). The effect in this case is the same as that of the first aspect. That is, there is no torque loss shock and the controllability and responsiveness of the engagement pressure are improved.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0015]
<Embodiment 1>
In the first embodiment,
(1) Configuration of continuously variable transmission to which a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention can be applied
(2) Configuration of hydraulic circuit of continuously variable transmission
(3) Operation of continuously variable transmission (1) and hydraulic circuit (2)
(4) Configuration of hydraulic control device for automatic transmission according to the present invention
(5) The operation of the hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention will be described in the order of operation.
[0016]
(1) Configuration of continuously variable transmission to which a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention can be applied FIG. 1 shows a continuously variable automatic transmission for a vehicle to which the hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention can be applied. 1 shows a schematic configuration of 1 (hereinafter referred to as “continuously variable transmission”).
[0017]
A continuously variable transmission 1 shown in FIG. 1 includes a CVT (belt type continuously variable transmission) 2, a forward / reverse switching device 3, a torque converter 6 having a lock-up clutch 5 incorporated therein, a counter shaft 7, and a differential device 9. These devices and members are housed in a split case (not shown).
[0018]
The torque converter 6 includes a pump impeller 11 connected to the engine output shaft 10 via a front cover 17, a turbine runner 13 connected to the input shaft 12, and a stator 16 supported via a one-way clutch 15. Have. The lockup clutch 5 is interposed between the input shaft 12 and the front cover 17. In the figure, 20 is a damper spring interposed between the lock-up clutch plate and the input shaft 12, and 21 is an oil pump connected to the pump impeller 11 and driven.
[0019]
The CVT 2 is fixed to a secondary shaft 27 and a primary pulley 26 including a fixed sheave 23 fixed to the primary shaft 22 and a movable sheave 25 supported on the primary shaft 22 so as to be slidable only in the axial direction. A secondary sheave 31 comprising a fixed sheave 29 and a movable sheave 30 supported only freely in the axial direction on the secondary shaft 27, and a metal belt wound around the primary pulley 26 and the secondary pulley 31 32.
[0020]
Further, a hydraulic actuator 33 composed of a double piston is disposed on the back surface of the primary side movable sheave 25, and a hydraulic actuator 35 composed of a single piston is disposed on the back surface of the secondary side movable sheave 30. The primary hydraulic actuator 33 includes a cylinder member 36 and a reaction force support member 37 fixed to the primary shaft 22, a cylindrical member 39 and a piston member 40 fixed to the movable sheave 25, and the cylindrical member 39, the first hydraulic chamber 41 is configured by the reaction force support member 37 and the back surface of the movable sheave 25, and the second hydraulic chamber 42 is configured by the cylinder member 36 and the piston member 40. Since the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 42 communicate with each other through the communication hole 37a, as a whole, the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 42 are compared with the axial force generated in the secondary hydraulic actuator 35 by the same hydraulic pressure. Almost twice as much axial force. On the other hand, the secondary hydraulic actuator 35 includes a reaction force support member 43 fixed to the secondary shaft 27 and a cylindrical member 45 fixed to the back surface of the movable sheave 30. The cylindrical member 45 constitutes one hydraulic chamber 46, and a preload spring 47 is contracted between the movable sheave 30 and the reaction force support member 43.
[0021]
The forward / reverse switching device 3 includes a double pinion planetary gear 50, a reverse brake B ₁ , and a direct clutch (input clutch) C ₁ . In the double pinion planetary gear 50 described above, the sun gear S is connected to the input shaft 12, and the carrier CR that supports the first pinion P ₁ and the second pinion P ₂ is connected to the primary side fixed sheave 23. The ring gear R is connected to the above-described reverse brake B ₁ , and the above-described direct clutch C ₁ is interposed between the carrier CR and the ring gear R.
[0022]
A large gear 51 and a small gear 52 are fixed to the counter shaft 7, the large gear 51 meshes with a gear 53 fixed to the secondary shaft 27, and the small gear 52 meshes with a gear 55 of the differential device 9. ing. In the differential device 9, the rotation of the differential gear 56 supported by the differential case 66 having the gear 55 is transmitted to the left and right axles 60 and 61 via the left and right side gears 57 and 59.
[0023]
In addition, a large number of uneven portions 23a are formed at equal intervals on the outer peripheral portion of the primary side fixed sheave 23 by gear cutting, and are fixed to a case (not shown) so as to face these uneven portions 23a. 62 is arranged. Similarly, a large number of uneven portions 29a are formed at equal intervals on the outer peripheral portion of the secondary side fixed sheave 29 by gear cutting, and the electromagnetic pickup 63 is fixed to the case so as to face the uneven portions 29a. Has been. These electromagnetic pickups 62 and 63 have their detection surfaces arranged in proximity to the above-described uneven portions 23a and 29a, respectively, and detect primary (input) rotational speed sensors and secondary (output) rotational speeds that detect the uneven portions 23a and 29a, respectively. It constitutes a sensor (vehicle speed sensor). Further, an electromagnetic pickup 65 is disposed in the vicinity of the front cover 17, and the electromagnetic pickup 65 constitutes an engine speed sensor. The input torque is obtained from the map based on the throttle opening and the engine speed, and the speed ratio is calculated from the input / output speed of the torque converter 6, and the torque ratio is obtained from the map based on the speed ratio. It is obtained by multiplying the engine torque by this torque ratio.
[0024]
(2) The configuration of the hydraulic circuit of the continuously variable transmission, the hydraulic circuit of the continuously variable transmission 1 to which the present invention is applied will be described with reference to FIG.
[0025]
In FIG. 2, 21 is the oil pump described above, 70 is an oil pump control valve, and S2 is a solenoid valve for this oil pump control valve. 72 is a primary regulator valve, 73 is a secondary regulator valve, SLT is a linear solenoid valve for line pressure control, SLC is a linear solenoid valve for lock-up control, SLR is a linear solenoid valve for ratio control, and 76 is for a solenoid valve It is a modulator valve.
[0026]
Reference numeral 77 denotes a manual valve. By manual operation, as shown in the table of FIG. 7, the modulated pressure (port 1 hydraulic pressure) regulated by the clutch modulator valve 79 is switched to port 2 or port 3. 80 is a C1 control valve, 81 is a neutral relay valve, 82 is a reverse inhibit valve, and S1 is a solenoid valve for forward / reverse control. Further, C1 hydraulic servo for the direct clutch C ₁ described above, B1 is the aforementioned reverse brake B ₁ hydraulic servo, 90, 91 B1 accumulator respectively, a C1 accumulator.
[0027]
Reference numeral 92 denotes a ratio control valve, and 33 and 35 denote the primary hydraulic actuator and the secondary hydraulic actuator described above. Reference numeral 96 denotes a lockup relay valve, and S3 denotes a lockup switching solenoid valve. In the figure, EX is a drain port.
[0028]
Reference numeral 97 is a bypass control valve, 99 is a secondary control pressure modulator valve, 100 is a cooler, and 110 is a gain control valve.
[0029]
(3) Operations of the continuously variable transmission and the hydraulic circuit Next, operations of the continuously variable transmission 1 and the hydraulic circuit configured as described above will be described. When the oil pump 21 is activated based on engine rotation, a predetermined hydraulic pressure is generated. This hydraulic pressure is based on a linear solenoid valve SLT controlled by a signal from a control unit calculated based on a pulley ratio and an input torque. Thus, the pressure is adjusted to the line pressure P _L and further adjusted to the secondary pressure P _S by the secondary regulator valve 73 described later. Further, when a high line pressure P _L is not required, such as in a stopped state, the solenoid valve S2 is controlled based on a signal from the control unit, and the oil pump control valve 70 is operated to the right half position to Circulate directly.
[0030]
In the D (drive) range and L (el) range of the manual valve 77, the hydraulic pressure from the port 1 is supplied to the hydraulic servo C1 for the direct clutch through port 2, the direct clutch C ₁ is connected. In this state, the rotation of the engine output shaft 10 is transmitted to the primary pulley 26 via the planetary gear 50 that is directly connected by the torque converter 6, the input shaft 12, and the direct clutch C _1. Is transmitted to the secondary shaft 27, and is transmitted to the left and right axles 60 and 61 via the counter shaft 7 and the differential device 9.
[0031]
When the manual valve 77 is operated to the R (reverse) range, the hydraulic pressure from the port 1 is supplied to the brake hydraulic servo B1 via the port 3. In this state, the ring gear R of the planetary gear 50 is locked, and the rotation of the sun gear S from the input shaft 12 is extracted as reverse rotation to the carrier CR, and this reverse rotation is transmitted to the primary pulley 26.
[0032]
In the CVT 2 described above, the line pressure P _L from the primary regulator valve 72 is supplied to the hydraulic actuator 35 of the secondary pulley 31, and the belt clamping force according to the input torque and the gear ratio acts. On the other hand, the ratio control linear solenoid valve SLR is controlled based on the shift signal from the control unit, and the ratio control valve 92 is controlled by (signal pressure) from the ratio control linear solenoid valve SLR, and the output from the output port is controlled. The hydraulic pressure is supplied to a hydraulic actuator 33 including a double piston of the primary pulley 26, whereby the gear ratio of the CVT 2 is appropriately controlled.
[0033]
The torque of the engine output shaft 10 is transmitted to the input shaft 12 via the torque converter 6, and particularly at the time of starting, the torque is shifted by the torque converter 6 so that the torque ratio becomes high and transmitted to the input shaft 12. And start smoothly. Further, the torque converter 6 has a lock-up clutch 5, and at the time of high-speed stable running, the lock-up clutch 5 is engaged and the engine output shaft 10 and the input shaft 12 are directly connected. Thus, the power loss due to the oil flow of the torque converter 6 is reduced.
[0034]
The description of the configuration and operation of the continuously variable transmission 1 to which the present invention is applied and the hydraulic circuit of the continuously variable transmission 1 is completed.
[0035]
(4) Configuration of Hydraulic Control Device for Automatic Transmission According to the Present Invention Next, the characteristic part of the present invention will be described in detail with reference to FIG. 3 which is a partially enlarged view of FIG.
[0036]
As shown in FIG. 3, the hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention includes a manual valve 77 and a direct clutch C ₁ as an input clutch (see FIG. 1, but in FIG. 3, the hydraulic servo of the direct clutch C ₁ C1 is shown.), A linear solenoid valve SLC, a C1 control valve 80, an accumulator 91, and a one-way valve 120, and the other components are relay valves (neutral relay valves). 81, a solenoid valve S1 is provided.
[0037]
As shown in the table of FIG. 3, the manual valve 77 is configured to switch the modulated pressure (the hydraulic pressure of the port 1) adjusted by the clutch modulator valve 79 to the port 2 or the port 3 by manual operation. For example, in the D range and the L range, the hydraulic pressure input to the port 1 is output from the port 2.
[0038]
In the linear solenoid valve SLC, the same modulated pressure as that input to the manual valve 77 is input via the solenoid valve modulator valve 76, and the hydraulic pressure input to the input port a is adjusted. And an output port b output as a signal pressure.
[0039]
The C1 control valve 80 includes an input port d to which the signal pressure from the output port b of the linear solenoid valve SLC is input, an input port c to which the range pressure from the port 2 of the manual valve 77 is input, and a signal pressure. The output port f outputs the range pressure regulated by the control port as a control pressure, and the input port e feeds back the control pressure from the output port f through the orifice. The output port f described above is connected to the hydraulic servo C1 via a one-way valve 121 in addition to being connected to an input port i of a relay valve 81 described later. This one-way valve 121 only allows the flow of hydraulic pressure from the C1 control valve 80 to the hydraulic servo C1 side.
[0040]
The relay valve 81 includes an input port g to which the signal pressure of the solenoid valve S1 is input, an input port h to which the range pressure from the port 2 of the manual valve 77 is input via an orifice, and the above-described C1 control valve 80. Output port j from which one of the input port i to which the control pressure from the output port f is input, the range pressure input to the input port h, and the control pressure input to the input port i is selectively output. And have. This output port j is connected to the hydraulic servo C1.
[0041]
Next, an oil passage connecting the above-described valves and the like will be described. The oil passage connecting the port 2 of the manual valve 77 and the input port c of the C1 control valve 80 in FIG. 3 is connected to the relay valve 81 or the one-way valve 121 from the first oil passage M1 and the output port f of the C1 control valve 80. An oil passage that reaches the hydraulic servo C1 through the second oil passage M2 is defined as a second oil passage M2. An oil path connecting the branch point A3 on the first oil path M1 and the branch point A4 on the second oil path M2 is defined as an oil path M3.
[0042]
If determined in this way, the above-described accumulator 91 is disposed in the third oil passage M3. That is, it is connected to the branch point A2 of the third oil passage M3.
[0043]
In the third oil passage M3, the one-way valve 120 is disposed between the accumulator 91 and the second oil passage M2, that is, between the branch point A2 and the branch point A4. The one-way valve 120 blocks the flow of hydraulic pressure from the first oil passage M1 side (branch point A3 side) to the second oil passage M2 side (branch point A4 side), and the second oil passage M2. It is arranged in a direction that allows the flow of hydraulic pressure from the side (branch point A4 side) to the first oil passage M1 side (branch point A3 side).
[0044]
The input port h of the relay valve 81 is connected to a branch point A1 between the branch point A2 and the branch point A3 in the third oil passage M3.
[0045]
(5) Operation of hydraulic control device for automatic transmission according to the present invention First, with reference to FIG. 3, the operation when the manual valve 77 is switched from the N range to the D range (hereinafter referred to as “ND shift”). explain.
[0046]
The relay valve 81 is arranged at the right half position by the solenoid valve S1. In this state, when an ND shift is performed, the hydraulic pressure from the port 2 of the manual valve 77 rises rapidly as the original pressure of the C1 control valve 80, and the C1 control valve 80 passes through the first oil passage M1. Input to input port c. The hydraulic pressure from the port 2 is simultaneously supplied to the accumulator 91 via the branch point A3 and the third oil path M3 of the first oil passage M1, but at this time, the branch point A3 side is more than the branch point A4 side. Due to the high pressure, the one-way valve 120 is closed. Accordingly, during the ND shift, the hydraulic pressure controlled by the linear solenoid valve SLC and the C1 control valve 80 is supplied to the hydraulic servo C1 via the second oil passage M2 (the relay valve 81 and the one-way valve 121). . At this time, since the one-way valve 120 is closed as described above, the engagement pressure of the hydraulic servo C1 is not affected by the accumulator 91, and the controllability and responsiveness do not deteriorate.
[0047]
On the other hand, according to the conventional example 1 shown in FIG. 7, the accumulator 91 is disposed downstream of the C1 control valve 80, and the actuator 91 increases as the control pressure (output pressure) of the C1 control valve 80 increases. Since the internal pressure rises, the pressure increase of the hydraulic servo C1 is delayed accordingly.
[0048]
Note that such constant speed running, if the control of the engagement pressure for the input clutch C ₁ unnecessary, switches the relay valve 81 to the left half position by the solenoid S1, thereby, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo C1, Directly from the manual valve 77 without passing through the C1 control valve 80, that is, the port 2, the first oil passage M1, the branch point A3, the third oil passage M3, the branch point A1, the input port g of the relay valve 81, It can be supplied to the hydraulic servo C1 via the output port j and the second oil passage M2.
[0049]
Next, the operation when the manual valve 77 is switched from the D range to the N range (hereinafter referred to as “DN shift”) will be described with reference to FIGS. In the figure, P _c-1 indicates the maximum value of the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo C1, and naturally exceeds the required engagement pressure.
[0050]
When the DN shift is performed (shift point in FIG. 5), the relay valve 81 is in the left half position by the solenoid S1, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 is drained from the manual valve 77 through the next oil passage. The The next oil passage is the second oil passage M2, the branch point A4, the third oil passage M3, the one-way valve 120, the branch point A2, the accumulator 91, the branch point A1, and the second oil passage M2, the branch. The point A4, the output port j of the relay valve 81, the input port h, and the branch A1 are further drained through the branch point A3, the first oil passage M1, the port 2 of the manual valve 77, and the drain EX, respectively. At this time, as shown in FIG. 5, when the shift point is passed, the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 rapidly decreases. In the case of the above-described conventional example 2 (conventional example without the accumulator 91) (the one-dot chain line in the figure), the oil pressure of the hydraulic servo C1 continues to decrease rapidly in the vicinity of the necessary engagement pressure. release shock of the clutch C ₁ is generated. On the other hand, according to the first embodiment, the damper effect of the accumulator 91 appears before the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 decreases to the vicinity of the required engagement pressure, and as shown by the solid line in FIG. In the vicinity of the engagement pressure, the decrease in hydraulic pressure becomes moderate. For this reason, the torque loss shock due to the sudden release of the input clutch C ₁ does not occur.
[0051]
In addition, since the branch point A1 is set downstream of the branch point A2 with respect to the hydraulic flow during the drain, the accumulator 91 acts on the hydraulic pressure drained through the relay valve 81 and the like. do not do. Therefore, in "Embodiment 1" shown in FIG. 3, the damper action of accumulator 91 is reduced. In this case, the second embodiment described later prevents the reduction of the damper action.
[0052]
Finally, with reference to FIGS. 3 and 6, the operation during neutral control (N control) in which the input clutch C ₁ is slipped when the vehicle is stopped will be described. Note that the target control pressure in FIG. 6 is substantially equal to the required engagement pressure in FIG. However, generally, the former target control pressure is set a little lower than the latter required engagement pressure.
[0053]
In the N control, the output pressure (control pressure) from the C1 control valve 80 is supplied to the hydraulic servo C1, and at this time, the relay valve 81 is naturally arranged at the right half position. In this N control, the C1 control valve 80 regulates the hydraulic pressure input from the port 2 of the manual valve 77 to the input port c via the first oil passage M1 according to the signal pressure of the linear solenoid valve SLC, A control pressure is output from the output port f. This control pressure is supplied to the hydraulic servo C1 via the second oil passage M2 (relay valve 81 and one-way valve 121). At this time, as described above, the hydraulic pressure at the branch point A3 is higher than the hydraulic pressure at the branch point A4, and the one-way valve 120 is closed, so the C1 control valve 80 passes through the second oil path M2. The control pressure supplied to the hydraulic servo C1 does not flow to the accumulator 91 via the branch point A4 and the one-way valve 120. That is, the accumulator 91 does not act on the control pressure output from the C1 control valve 80. As shown in FIG. 6, when the N control is started, the hydraulic pressure of the hydraulic servo C <b> 1 rapidly decreases near the control target pressure. Thereafter, in the above-described conventional example 1 (thick one-dot chain line in the figure), the accumulator 91 is operated near the control target pressure, so that the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 greatly fluctuates within the damper operating range. This means that control of the clutch C _1, the response poor.
[0054]
On the other hand, in the present invention, since the accumulator 91 does not operate during N control, the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 can be maintained almost in the vicinity of the control target pressure, and good responsiveness of the input clutch C1 is ensured. Can do.
[0055]
<Embodiment 2>
FIG. 4 shows a hydraulic control apparatus according to the second embodiment.
[0056]
In the second embodiment, the branch point A2 of the accumulator 91 is arranged between the one-way valve 120 and the branch point A1 in the first embodiment shown in FIG. As shown, the branch point A2 is arranged between the branch point A1 and the branch point A3.
[0057]
As a result, as described above, even when the DN shift is performed in the state where the relay valve 81 is disposed at the left half position, the hydraulic pressure of the hydraulic servo C1 passes through the one-way valve 120 side. a hydraulic pressure is drained Te, both the hydraulic pressure is drained via the relay valve 81 side, will be subjected to the action of the accumulator 91, the damper effect is sufficiently exhibited, release shock input clutch C ₁ Disappear.
[0058]
Note that the operation and effect at the time of ND shift and N control in the second embodiment are the same as those in the first embodiment described above, and a duplicate description of the shift is omitted.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a continuously variable transmission to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a diagram showing a hydraulic circuit of the entire continuously variable transmission.
FIG. 3 is an enlarged view of a hydraulic circuit showing a characteristic part in the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is an enlarged view of a hydraulic circuit showing a characteristic part in Embodiment 2 of the present invention.
FIG. 5 is a diagram showing a change in hydraulic pressure of a hydraulic servo during a DN shift.
FIG. 6 is a diagram showing a change in hydraulic pressure of a hydraulic servo during N control.
FIG. 7 is a diagram showing a hydraulic circuit of a conventional continuously variable transmission.
[Explanation of symbols]
1 Automatic transmission (continuously variable transmission)
77 Manual valve 80 Control valve (C1 control valve)
81 Relay valve 91 Accumulator 120 One-way valve C1 Hydraulic servo C ₁ input clutch (direct clutch)
M1 first oil passage M2 second oil passage M3 third oil passage SLC linear solenoid valve

Claims

A manual valve to switch the range,
An input clutch that connects and disconnects power according to the engagement pressure input to the hydraulic servo;
A range pressure of a predetermined range input from the manual valve through the first oil passage is regulated by a signal pressure output by a linear solenoid valve, and the engagement pressure is applied to the hydraulic servo through the second oil passage. Control valve to input as,
An accumulator disposed in a third oil passage connecting the first oil passage and the second oil passage;
Disposed between the accumulator and the second oil passage in the third oil passage, and prevents a flow of hydraulic pressure from the first oil passage side to the second oil passage side; and A one-way valve that allows the flow of hydraulic pressure from the second oil passage side to the first oil passage side,
A hydraulic control apparatus for an automatic transmission.

A relay valve that selectively switches the engagement pressure input to the hydraulic servo to one of a range pressure within a predetermined range of the manual valve and a control pressure regulated by the control valve;
Connecting the relay valve between the second oil passage and the accumulator and the one-way valve in the third oil passage;
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1.