JP7513535B2

JP7513535B2 - Automatic transmission control device

Info

Publication number: JP7513535B2
Application number: JP2021009632A
Authority: JP
Inventors: 亮井上; 将人清水; 雅英市川; 雄二今永; 浩司山田
Original assignee: Aisin Seiki Co Ltd; Toyota Motor Corp; Aisin Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp; Aisin Corp
Filing date: 2021-01-25
Publication date: 2024-07-09
Anticipated expiration: 2041-01-25

Description

本発明は、自動変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for an automatic transmission.

複数の係合装置を備えた自動変速機の制御装置が知られている（例えば特許文献１参照）。 A control device for an automatic transmission equipped with multiple engagement devices is known (see, for example, Patent Document 1).

特開２００９－０１４０６２号公報JP 2009-014062 A

このような自動変速機の制御装置では、所定の油圧を供給する供給手段から所定の係合装置に、コントロールバルブを介して油圧が供給される。係合装置に供給される油圧に応じて、係合装置は係合状態又は非係合（解放）状態に切り替えられる。ここで、コントロールバルブは、所定の供給手段から所定の係合装置への油路を確保する正常位置と、この油路を遮断するフェール位置とに移動可能なスプールを備え、このスプールは正常位置側に付勢部材によって常時付勢されている。このスプールには、他の係合装置に所定の油圧を供給する供給手段からも油圧が供給される。供給される複数の油圧のバランスによっては、スプールが正常位置からフェール位置に移動して、所定の係合装置への油圧の供給が適切に行われないおそれがある。 In such an automatic transmission control device, hydraulic pressure is supplied from a supply means that supplies a predetermined hydraulic pressure to a predetermined engagement device via a control valve. The engagement device is switched between an engaged state and a non-engaged (released) state depending on the hydraulic pressure supplied to the engagement device. Here, the control valve has a spool that can move between a normal position that ensures an oil passage from the predetermined supply means to the predetermined engagement device and a fail position that blocks this oil passage, and this spool is constantly biased toward the normal position by a biasing member. Hydraulic pressure is also supplied to this spool from a supply means that supplies a predetermined hydraulic pressure to other engagement devices. Depending on the balance of the multiple hydraulic pressures supplied, the spool may move from the normal position to the fail position, causing hydraulic pressure to be inappropriately supplied to the predetermined engagement device.

そこで本発明は、適切に変速を行うことができる自動変速機の制御装置を提供することを目的とする。 Therefore, the present invention aims to provide an automatic transmission control device that can perform appropriate gear changes.

上記目的は、第１係合装置に第１油圧を供給可能な第１供給手段と、第２係合装置に第２油圧を供給可能な第２供給手段と、第３係合装置に第３油圧を供給可能な第３供給手段と、コントロールバルブに第４油圧を供給可能な第４供給手段と、前記第１、第２、第３、第４供給手段を制御する制御部と、を備えた自動変速機の油圧制御装置において、前記コントロールバルブは、前記第１供給手段に連通した第１入力ポート、前記第１係合装置に連通した出力ポート、前記第２供給手段に連通した第２入力ポート、前記第３供給手段に連通した第３入力ポート、前記第４供給手段に連通した第４入力ポート、前記第１入力ポートと前記出力ポートを連通する正常位置と遮断するフェール位置との間を移動可能なスプール、前記スプールを前記正常位置側へと付勢する付勢部材、を含み、前記スプールには、前記正常位置側への第１押圧力と、前記フェール位置側への第２押圧力と、が作用し、前記第１押圧力は、前記付勢部材の付勢力、前記第４入力ポートを介して前記スプールに供給される第４油圧、に基づいており、前記第２押圧力は、前記第１入力ポートを介して前記スプールに供給される前記第１油圧、前記第２入力ポートを介して前記スプールに供給される前記第２油圧、前記第３入力ポートを介して前記スプールに供給される前記第３油圧、に基づいており、前記制御部は、前記第１油圧の供給が停止し、前記第２、第３、第４油圧が供給された状態から、前記第１、第２、第４油圧を供給し前記第３油圧の供給を停止する状態に移行する場合には、前記第２押圧力が前記第１押圧力以上とならないように、前記第２係合装置が係合状態に維持された範囲内で前記第２油圧を低下させるように前記第２供給手段を制御する、自動変速機の油圧制御装置によって達成できる。 The above object is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission, the hydraulic control device being provided with a first supply means capable of supplying a first hydraulic pressure to a first engagement device, a second supply means capable of supplying a second hydraulic pressure to a second engagement device, a third supply means capable of supplying a third hydraulic pressure to a third engagement device, a fourth supply means capable of supplying a fourth hydraulic pressure to a control valve, and a control unit for controlling the first, second, third, and fourth supply means, the control valve including a first input port communicating with the first supply means, an output port communicating with the first engagement device, a second input port communicating with the second supply means, a third input port communicating with the third supply means, a fourth input port communicating with the fourth supply means, a spool movable between a normal position communicating the first input port and the output port and a fail position blocking the communication between the first input port and the output port, and a biasing member for biasing the spool toward the normal position, the spool being provided with a first pressing force toward the normal position and a forward pressing force toward the forward pressing force. and a second pressing force toward the fail position side, the first pressing force is based on the biasing force of the biasing member and the fourth hydraulic pressure supplied to the spool through the fourth input port, the second pressing force is based on the first hydraulic pressure supplied to the spool through the first input port, the second hydraulic pressure supplied to the spool through the second input port, and the third hydraulic pressure supplied to the spool through the third input port, and the control unit controls the second supply means to reduce the second hydraulic pressure within a range in which the second engagement device is maintained in an engaged state so that the second pressing force does not exceed the first pressing force when the supply of the first hydraulic pressure is stopped and the state in which the second, third, and fourth hydraulic pressures are supplied transitions to a state in which the first, second, and fourth hydraulic pressures are supplied and the supply of the third hydraulic pressure is stopped. This can be achieved by a hydraulic control device for an automatic transmission.

本発明によれば、適切に変速を行うことができる自動変速機の制御装置を提供できる。 The present invention provides an automatic transmission control device that can perform appropriate gear changes.

図１は、本実施例の車両の概略構成を説明する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle according to this embodiment. 図２は、トルクコンバータや自動変速機を説明する骨子図である。FIG. 2 is a schematic diagram for explaining a torque converter and an automatic transmission. 図３は、ギヤ段を形成する際のソレノイドバルブへの係合指示の組み合わせ、及び係合装置の作動の組み合わせを説明する作動図表である。FIG. 3 is an operation chart illustrating combinations of engagement instructions to solenoid valves and combinations of operations of engagement devices when establishing a gear stage. 図４は、コントロールバルブの断面図である。FIG. 4 is a cross-sectional view of the control valve. 図５は、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへ切り替えられる際のスプールに作用する油圧の推移を示したタイミングチャートである。FIG. 5 is a timing chart showing the transition of the hydraulic pressure acting on the spool when the gear is shifted from 3rd to 1st.

以下、本発明の一実施例について図面を参照して説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。 An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. Note that in the following embodiment, the drawings have been appropriately simplified or modified, and the dimensional ratios and shapes of each part are not necessarily drawn accurately.

図１は、本実施例の車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源として機能するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース１８（以下、ケース１８という）内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された車両用自動変速機２２（以下、自動変速機２２という）、自動変速機２２の出力回転部材である出力軸２４に連結されたプロペラシャフト２６、そのプロペラシャフト２６に連結された差動歯車装置（ディファレンシャルギヤ）２８、その差動歯車装置２８に連結された１対の車軸３０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力（或いはトルク）は、トルクコンバータ２０、自動変速機２２、プロペラシャフト２６、差動歯車装置２８、車軸３０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。 1 is a diagram illustrating the schematic configuration of a vehicle 10 according to the present embodiment. In FIG. 1, the vehicle 10 includes an engine 12, such as a gasoline engine or diesel engine, which functions as a driving force source for traveling, drive wheels 14, and a power transmission device 16 provided between the engine 12 and the drive wheels 14. The power transmission device 16 includes a known torque converter 20 as a fluid-type transmission device connected to the engine 12 in a transmission case 18 (hereinafter referred to as case 18) as a non-rotating member attached to the vehicle body, a vehicle automatic transmission 22 (hereinafter referred to as automatic transmission 22) connected to the torque converter 20, a propeller shaft 26 connected to an output shaft 24 that is an output rotating member of the automatic transmission 22, a differential gear device (differential gear) 28 connected to the propeller shaft 26, and a pair of axles 30 connected to the differential gear device 28. In the power transmission device 16 configured in this manner, the power (or torque) of the engine 12 is transmitted to a pair of drive wheels 14 via a torque converter 20, an automatic transmission 22, a propeller shaft 26, a differential gear device 28, an axle 30, etc.

図２は、トルクコンバータ２０や自動変速機２２を説明する骨子図である。尚、トルクコンバータ２０や自動変速機２２等は中心線（軸心ＲＣ）に対して略対称的に構成されており、図２ではその中心線の下半分が省略されている。又、図２中の軸心ＲＣはエンジン１２、トルクコンバータ２０の回転軸心である。 Figure 2 is a schematic diagram explaining the torque converter 20 and the automatic transmission 22. The torque converter 20 and the automatic transmission 22 are configured approximately symmetrically with respect to a center line (axis center RC), and the lower half of the center line is omitted in Figure 2. The axis center RC in Figure 2 is the rotation axis of the engine 12 and the torque converter 20.

図２において、トルクコンバータ２０は、軸心ＲＣと同心に配設されており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、自動変速機２２の入力回転部材である変速機入力軸３２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、機械式のオイルポンプ３４が連結されている。これにより、機械式のオイルポンプ３４はエンジン１２により回転駆動されることにより自動変速機２２を変速制御したり、動力伝達装置１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧を発生する。 In FIG. 2, the torque converter 20 is disposed concentrically with the axis RC, and includes a pump wheel 20p connected to the engine 12, and a turbine wheel 20t connected to a transmission input shaft 32, which is an input rotating member of the automatic transmission 22. A mechanical oil pump 34 is connected to the pump wheel 20p. As a result, the mechanical oil pump 34 is driven to rotate by the engine 12 to generate hydraulic oil pressure for controlling the shifting of the automatic transmission 22 and for supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the power transmission device 16.

自動変速機２２は、エンジン１２から駆動輪１４までの動力伝達経路の一部を構成し、複数の摩擦係合装置の何れかが選択的に係合されることによりギヤ比（変速比）が異なる複数のギヤ段（変速段）が形成される有段式の自動変速機として機能する遊星歯車式多段変速機である。例えば、公知の車両によく用いられる所謂クラッチツゥクラッチ変速を行う有段変速機である。この自動変速機２２は、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置３６と、ラビニヨ型に構成されているシングルピニオン型の第２遊星歯車装置３８及びダブルピニオン型の第３遊星歯車装置４０と、シングルピニオン型の第４遊星歯車装置４２とを同軸線上（軸心ＲＣ上）に有し、入力軸３２の回転を変速して出力軸２４から出力する。 The automatic transmission 22 is a planetary gear type multi-stage transmission that constitutes part of the power transmission path from the engine 12 to the drive wheels 14, and functions as a stepped automatic transmission in which multiple gear stages (speed stages) with different gear ratios (gear ratios) are formed by selectively engaging one of multiple friction engagement devices. For example, it is a stepped transmission that performs so-called clutch-to-clutch shifting, which is often used in known vehicles. This automatic transmission 22 has a single-pinion type first planetary gear set 36, a single-pinion type second planetary gear set 38 configured as a Ravigneaux type, a double-pinion type third planetary gear set 40, and a single-pinion type fourth planetary gear set 42 on the same axis (on the axis center RC), and changes the speed of the rotation of the input shaft 32 and outputs it from the output shaft 24.

第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８、第３遊星歯車装置４０、第４遊星歯車装置４２は、良く知られているように、サンギヤ（Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３、Ｓ４）、ピニオンギヤ（Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４）を自転、公転可能に支持するキャリヤ（ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３、ＣＡ４）、ピニオンギヤを介してサンギヤと噛み合うリングギヤ（Ｒ１、Ｒ２、Ｒ３、Ｒ４）によって各々３つの回転要素（回転部材）が構成されている。そして、それら各々３つの回転要素は、直接的に或いは摩擦係合装置（クラッチＣ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２）を介して間接的（或いは選択的）に、一部が互いに連結されたり、変速機入力軸３２、ケース１８、或いは出力軸２４に連結されている。 As is well known, the first planetary gear set 36, the second planetary gear set 38, the third planetary gear set 40, and the fourth planetary gear set 42 each have three rotating elements (rotating members) composed of a sun gear (S1, S2, S3, S4), a carrier (CA1, CA2, CA3, CA4) that supports the pinion gears (P1, P2, P3, P4) so that they can rotate and revolve, and a ring gear (R1, R2, R3, R4) that meshes with the sun gear via the pinion gear. Each of the three rotating elements is partially connected to each other or to the transmission input shaft 32, the case 18, or the output shaft 24, either directly or indirectly (or selectively) via a friction engagement device (clutch C1, C2, C3, C4, brake B1, B2).

クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２は、公知の車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式の摩擦係合装置であって、油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型のクラッチやブレーキ、油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成される。このように構成されたクラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２は、それぞれ、自動変速機２２に備えられた油圧制御回路５０が有する不図示のリニアソレノイドバルブＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ３、ＳＬ４、ＳＬ５、ＳＬ６からの油圧によりトルク容量（すなわち係合力）が変化させられて、係合と解放とが切り替えられる。 The clutches C1-C4 and brakes B1, B2 are hydraulic friction engagement devices commonly used in known vehicle automatic transmissions, and are composed of wet multi-plate clutches and brakes pressed by a hydraulic actuator, band brakes tightened by a hydraulic actuator, etc. The clutches C1-C4 and brakes B1, B2 thus configured have their torque capacity (i.e., engagement force) changed by hydraulic pressure from linear solenoid valves SL1, SL2, SL3, SL4, SL5, SL6 (not shown) in a hydraulic control circuit 50 provided in the automatic transmission 22, and are switched between engagement and release.

油圧制御回路５０によってクラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２の係合と解放とが制御されることで、図３の作動図表に示すように、運転者のアクセル操作や車速Ｖ等に応じて前進１０段の各ギヤ段が形成される。図３は、ギヤ段を形成する際のソレノイドバルブへの係合指示の組み合わせ、及び係合装置の作動の組み合わせを説明する作動図表である。図３の「１ｓｔ」－「ＯＤ３」はそれぞれ前進ギヤ段としての第１速ギヤ段－第１０速ギヤ段を意味しており、各ギヤ段に対応する自動変速機２２のギヤ比γ（＝変速機入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）は、第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８、第３遊星歯車装置４０、第４遊星歯車装置４２の各歯車比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）によって適宜定められる。「Ｒｅｖ」は後進ギヤ段を意味している。 The hydraulic control circuit 50 controls the engagement and release of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2, and as shown in the operation diagram of FIG. 3, each of the 10 forward gear stages is formed according to the driver's accelerator operation, the vehicle speed V, etc. FIG. 3 is an operation diagram that explains the combination of engagement instructions to the solenoid valves when forming the gear stages, and the combination of the operation of the engagement devices. "1st" to "OD3" in FIG. 3 respectively mean the 1st gear stage to the 10th gear stage as the forward gear stages, and the gear ratio γ (= transmission input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout) of the automatic transmission 22 corresponding to each gear stage is appropriately determined by each gear ratio (= number of teeth of the sun gear / number of teeth of the ring gear) of the first planetary gear device 36, the second planetary gear device 38, the third planetary gear device 40, and the fourth planetary gear device 42. "Rev" means the reverse gear stage.

図３の作動図表は、上記各ギヤ段とリニアソレノイドバルブＳＬ１～ＳＬ６に対するソレノイド指示との関係、上記各ギヤ段と係合装置の各作動状態との関係をまとめたものである。図３において、「○」はリニアソレノイドバルブＳＬ１～ＳＬ６を作動させる（オンする）係合指令信号の出力および係合装置の係合を、空欄は上記係合指令信号の非出力および係合装置の非係合（解放）をそれぞれ表している。このように、自動変速機２２は、所定のリニアソレノイドバルブＳＬ１～ＳＬ６等の作動による所定の係合装置への係合油圧の供給によってその所定の係合装置が係合されることで複数のギヤ段が択一的に形成される自動変速機である。 The operation diagram in Figure 3 summarizes the relationship between each of the above gear stages and solenoid commands for the linear solenoid valves SL1 to SL6, and the relationship between each of the above gear stages and each operating state of the engagement devices. In Figure 3, "○" represents the output of an engagement command signal that operates (turns on) the linear solenoid valves SL1 to SL6 and engagement of the engagement device, and blank spaces represent the non-output of the engagement command signal and disengagement (release) of the engagement device. In this way, the automatic transmission 22 is an automatic transmission in which a plurality of gear stages are selectively formed by engaging a predetermined engagement device by supplying engagement hydraulic pressure to the predetermined engagement device through the operation of a predetermined linear solenoid valve SL1 to SL6, etc.

図１に戻り、車両１０には、例えば自動変速機２２の変速制御などに関連する自動変速機２２の制御装置を含む電子制御装置８０が備えられている。よって、図１は、電子制御装置８０の入出力系統を示す図でもあり、又、電子制御装置８０による制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。電子制御装置８０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置８０は、エンジン１２の出力制御、自動変速機２２の変速制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン出力制御用電子制御装置や油圧制御用電子制御装置等に分けて構成される。 Returning to FIG. 1, the vehicle 10 is equipped with an electronic control device 80 including a control device for the automatic transmission 22 related to, for example, the shift control of the automatic transmission 22. Therefore, FIG. 1 is also a diagram showing the input/output system of the electronic control device 80, and is also a functional block diagram explaining the main parts of the control function by the electronic control device 80. The electronic control device 80 is configured to include, for example, a so-called microcomputer equipped with a CPU, RAM, ROM, an input/output interface, etc., and the CPU executes various controls of the vehicle 10 by performing signal processing according to a program previously stored in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM. For example, the electronic control device 80 executes output control of the engine 12, shift control of the automatic transmission 22, etc., and is configured separately as necessary into an electronic control device for engine output control, an electronic control device for hydraulic control, etc.

電子制御装置８０には、車両１０が備える各種センサ（例えば各種回転速度センサ７０、７２、７４、アクセル開度センサ７６、スロットルセンサ７８など）による検出信号に基づく各種実際値（例えばエンジン回転速度Ｎe（rpm）、タービン回転速度Ｎt（rpm）である変速機入力軸回転速度Ｎin（rpm）、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout（rpm）、アクセル開度θacc（％）、スロットル弁開度θth（％）など)が、それぞれ供給される。又、電子制御装置８０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、自動変速機２２の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓp等が、それぞれ出力される。油圧制御指令信号Ｓpは、例えば所定の係合装置を係合させる為の係合指令信号であって、クラッチＣ１～Ｃ４、ブレーキＢ１、Ｂ２の各油圧アクチュエータへ供給される油圧ＰＳＬ１、ＰＳＬ２、ＰＳＬ３、ＰＳＬ４、ＰＳＬ５、ＰＳＬ６を調圧する各リニアソレノイドバルブＳＬ１～ＳＬ６を作動させる為の係合指令信号であり、油圧制御回路５０（すなわち所定のリニアソレノイドバルブＳＬ１～ＳＬ６）へ出力される。 The electronic control unit 80 is supplied with various actual values (e.g., engine speed Ne (rpm), transmission input shaft rotation speed Nin (rpm) which is turbine rotation speed Nt (rpm), output shaft rotation speed Nout (rpm) corresponding to vehicle speed V, accelerator opening θacc (%), throttle valve opening θth (%), etc.) based on detection signals from various sensors (e.g., various rotation speed sensors 70, 72, 74, accelerator opening sensor 76, throttle sensor 78, etc.) equipped on the vehicle 10. In addition, the electronic control unit 80 outputs an engine output control command signal Se for output control of the engine 12, a hydraulic control command signal Sp for hydraulic control related to shifting of the automatic transmission 22, etc. The hydraulic control command signal Sp is, for example, an engagement command signal for engaging a specified engagement device, and is an engagement command signal for operating each of the linear solenoid valves SL1 to SL6 that regulate the hydraulic pressures PSL1, PSL2, PSL3, PSL4, PSL5, and PSL6 supplied to each of the hydraulic actuators of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2, and is output to the hydraulic control circuit 50 (i.e., the specified linear solenoid valves SL1 to SL6).

次にコントロールバルブ６０の構成について説明する。図４は、コントロールバルブ６０の断面図である。コントロールバルブ６０は、内部に収納室６０ｂを有して所定方向に延びたスリーブ６０ａと、収納室６０ｂ内に移動可能に収納されたスプール６３と、スプール６３を後述する正常位置側に付勢するスプリング６７とを備えている。図４では、左半分はスプール６３が正常位置にある状態を示し、右半分はスプール６３がフェール位置にある状態を示している。 Next, the configuration of the control valve 60 will be described. Figure 4 is a cross-sectional view of the control valve 60. The control valve 60 comprises a sleeve 60a that has an internal storage chamber 60b and extends in a predetermined direction, a spool 63 that is movably stored within the storage chamber 60b, and a spring 67 that biases the spool 63 toward a normal position, which will be described later. In Figure 4, the left half shows the spool 63 in the normal position, and the right half shows the spool 63 in the fail position.

スリーブ６０ａは、上方側から入力ポート６１ａ、６１ｂ、６１ｃ、出力ポート６１ｄ、ドレインポート６１ｅ、出力ポート６１ｆ、入力ポート６１ｇ、６１ｈ、６１ｉ、６１ｊが順に形成され、これらは収納室６０ｂに連通している。入力ポート６１ａには、リニアソレノイドバルブＳＬ２及びＳＬ４が油路を介して連通しており、油圧ＰＳＬ２又は油圧ＰＳＬ４が供給される。入力ポート６１ｂ、６１ｃ、６１ｇには、リニアソレノイドバルブＳＬ１が油路を介して連通しており油圧ＰＳＬ１が供給される。出力ポート６１ｄには、油路を介してクラッチＣ１が連通している。ドレインポート６１ｅからは、収納室６０ｂ内の余分なオイルがオイルパンに排出される。出力ポート６１ｆには、ブレーキＢ２への油圧を制御するコントロールバルブが油路を介して連通している。入力ポート６１ｈには、リニアソレノイドバルブＳＬ４及びＳＬ５が油路を介して連通しており、油圧ＰＳＬ４又は油圧ＰＳＬ５が供給される。入力ポート６１ｉ及び６１ｊには、オイルポンプ３４が油路を介して連通しており、ライン油圧ＰＬが供給される。尚、入力ポート６１ｉには、ギヤ段が４ｔｈ～ＯＤ３の何れかの際にオンとなるソレノイドバルブがオフの状態で、ライン油圧ＰＬが供給される。 The sleeve 60a is formed with input ports 61a, 61b, 61c, output port 61d, drain port 61e, output port 61f, input ports 61g, 61h, 61i, and 61j in this order from the top, which are connected to the storage chamber 60b. The input port 61a is connected to linear solenoid valves SL2 and SL4 via oil passages, and hydraulic pressure PSL2 or hydraulic pressure PSL4 is supplied. The input ports 61b, 61c, and 61g are connected to linear solenoid valve SL1 via oil passages, and hydraulic pressure PSL1 is supplied. The output port 61d is connected to clutch C1 via an oil passage. Excess oil in the storage chamber 60b is discharged from the drain port 61e to the oil pan. The output port 61f is connected to a control valve that controls the hydraulic pressure to the brake B2 via an oil passage. Linear solenoid valves SL4 and SL5 are connected to input port 61h via oil passages, and hydraulic pressure PSL4 or PSL5 is supplied to input port 61h. Oil pump 34 is connected to input ports 61i and 61j via oil passages, and line hydraulic pressure PL is supplied to input port 61i. Line hydraulic pressure PL is supplied to input port 61i when the solenoid valve that is turned on when the gear is in any of 4th to OD3 is turned off.

スプール６３は、主軸６４と、主軸６４の上方側から順に形成された円柱状の小径ランド部６５ａ、中径ランド部６５ｂ、６５ｃ、６５ｄ、大径ランド部６５ｅ、中径ランド部６５ｆとを備えている。中径ランド部６５ｂの軸方向の断面積は、小径ランド部６５ａよりも大きく形成されている。大径ランド部６５ｅの軸方向の断面積は、中径ランド部６５ｄ及び６５ｆのそれぞれよりも大きく形成されている。スプリング６７は、コイル状のバネであり、スリーブ６０ａの収納室６０ｂ内に収納されており、一端がスリーブ６０ａに係止しており他端が大径ランド部６５ｅの下部を上方側に押圧している。従ってスプリング６７はスプール６３を正常位置側に付勢している。 The spool 63 includes a main shaft 64 and a cylindrical small diameter land portion 65a, medium diameter land portions 65b, 65c, 65d, large diameter land portion 65e, and medium diameter land portion 65f, which are formed in this order from the upper side of the main shaft 64. The axial cross-sectional area of the medium diameter land portion 65b is larger than that of the small diameter land portion 65a. The axial cross-sectional area of the large diameter land portion 65e is larger than that of each of the medium diameter land portions 65d and 65f. The spring 67 is a coil spring that is stored in the storage chamber 60b of the sleeve 60a, with one end engaged with the sleeve 60a and the other end pressing the lower portion of the large diameter land portion 65e upward. Therefore, the spring 67 biases the spool 63 toward the normal position.

スプール６３が正常位置にある状態では、入力ポート６１ｃ及び出力ポート６１ｄは連通しており、入力ポート６１ｃから供給された油圧ＰＳＬ１は、出力ポート６１ｄを介してクラッチＣ１に供給されてクラッチＣ１は係合状態となり得る。スプール６３がフェール位置にある状態では、中径ランド部６５ｂにより入力ポート６１ｃと出力ポート６１ｄは遮断され、クラッチＣ１に油圧ＰＳＬ１を供給することはできない。また、スプール６３が正常位置にある状態では、中径ランド部６５ｄにより入力ポート６１ｇと出力ポート６１ｆは遮断され、スプール６３がフェール位置にある状態では、入力ポート６１ｇと出力ポート６１ｆは連通し、入力ポート６１ｇから供給された油圧ＰＳＬ１は、出力ポート６１ｆを介してブレーキＢ２用のコントロールバルブに供給される。 When the spool 63 is in the normal position, the input port 61c and the output port 61d are connected, and the hydraulic pressure PSL1 supplied from the input port 61c is supplied to the clutch C1 via the output port 61d, so that the clutch C1 can be engaged. When the spool 63 is in the fail position, the input port 61c and the output port 61d are blocked by the medium diameter land portion 65b, and the hydraulic pressure PSL1 cannot be supplied to the clutch C1. When the spool 63 is in the normal position, the input port 61g and the output port 61f are blocked by the medium diameter land portion 65d, and when the spool 63 is in the fail position, the input port 61g and the output port 61f are connected, and the hydraulic pressure PSL1 supplied from the input port 61g is supplied to the control valve for the brake B2 via the output port 61f.

ギヤ段を３ｒｄから１ｓｔに切り替えられる場合について説明する。ギヤ段が３ｒｄの場合、図３に示したように、リニアソレノイドバルブＳＬ２、ＳＬ５、ＳＬ６を作動させてクラッチＣ２、ブレーキＢ１、Ｂ２が係合状態となる。即ち、スプール６３には、入力ポート６１ａから油圧ＰＳＬ２が供給され、入力ポート６１ｈから油圧ＰＳＬ５が供給される。この際の油圧ＰＳＬ２及びＰＳＬ５のそれぞれは、ライン油圧ＰＬと同じ値に維持される。 The case where the gear is switched from 3rd to 1st will be described. When the gear is 3rd, as shown in FIG. 3, the linear solenoid valves SL2, SL5, and SL6 are operated to engage the clutch C2 and the brakes B1 and B2. That is, the spool 63 is supplied with hydraulic pressure PSL2 from the input port 61a, and with hydraulic pressure PSL5 from the input port 61h. At this time, the hydraulic pressures PSL2 and PSL5 are each maintained at the same value as the line hydraulic pressure PL.

一方、ギヤ段が１ｓｔの場合、図３に示したように、リニアソレノイドバルブＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ６が作動して、クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ２が係合状態となる。即ち、スプール６３には、入力ポート６１ｂ、６１ｃ、６１ｇから油圧ＰＳＬ１が供給され、入力ポート６１ａから油圧ＰＳＬ２が供給される。この際の油圧ＰＳＬ１及びＰＳＬ２のそれぞれは、ライン油圧ＰＬと同じ値に維持される。尚、入力ポート６１ｉ及び６１ｊからは、ギヤ段が３ｒｄ、１ｓｔの何れの場合にもライン油圧ＰＬが供給される。 On the other hand, when the gear is in 1st, as shown in FIG. 3, the linear solenoid valves SL1, SL2, and SL6 are actuated, and the clutches C1, C2 and the brake B2 are engaged. That is, the spool 63 is supplied with hydraulic pressure PSL1 from the input ports 61b, 61c, and 61g, and with hydraulic pressure PSL2 from the input port 61a. At this time, each of the hydraulic pressures PSL1 and PSL2 is maintained at the same value as the line hydraulic pressure PL. Note that the line hydraulic pressure PL is supplied from the input ports 61i and 61j whether the gear is in 3rd or 1st.

ここで、スプール６３が正常位置にある状態で、入力ポート６１ａからスプール６３に供給される油圧ＰＳＬ２は、小径ランド部６５ａの上部を下方側に押圧するように作用する。即ち、油圧ＰＳＬ２は、スプール６３をフェール位置側に押圧するように作用する。また、スプール６３が正常位置にある状態で、入力ポート６１ｈからスプール６３に供給される油圧ＰＳＬ５は、大径ランド部６５ｅの上部と中径ランド部６５ｄの下部に作用するが、上述したように大径ランド部６５ｅの方が中径ランド部６５ｄよりも軸方向の断面積が大きいため、大径ランド部６５ｅの上部を下方側に押圧する力の方が、中径ランド部６５ｄの下部を上方側に押圧する力よりも大きい。即ち油圧ＰＳＬ５は、スプール６３をフェール位置側に押圧するように作用する。 Here, when the spool 63 is in the normal position, the hydraulic pressure PSL2 supplied to the spool 63 from the input port 61a acts to press the upper part of the small diameter land portion 65a downward. That is, the hydraulic pressure PSL2 acts to press the spool 63 toward the fail position. Also, when the spool 63 is in the normal position, the hydraulic pressure PSL5 supplied to the spool 63 from the input port 61h acts on the upper part of the large diameter land portion 65e and the lower part of the medium diameter land portion 65d. However, as described above, since the large diameter land portion 65e has a larger axial cross-sectional area than the medium diameter land portion 65d, the force pressing the upper part of the large diameter land portion 65e downward is greater than the force pressing the lower part of the medium diameter land portion 65d upward. That is, the hydraulic pressure PSL5 acts to press the spool 63 toward the fail position.

また、スプール６３が正常位置にある状態で、入力ポート６１ｂからスプール６３に供給される油圧ＰＳＬ１は、中径ランド部６５ｂを下方側に押圧するように作用するが、入力ポート６１ｃからスプール６３に供給される油圧ＰＳＬ１は、出力ポート６１ｄを介してクラッチＣ１に供給されるため、スプール６３に対して軸方向の力は作用しない。同様に、入力ポート６１ｇからスプール６３に供給される油圧ＰＳＬ１は、スプール６３が正常位置にある場合には中径ランド部６５ｄにより塞がれているためスプール６３に対して軸方向の力は作用しない。従って、スプール６３が正常位置にある場合には、入力ポート６１ｃ及び６１ｇから供給される油圧ＰＳＬ１はスプール６３には作用しないが、入力ポート６１ｂから供給される油圧ＰＳＬ１は、スプール６３をフェール位置側に押圧するように作用する。 When the spool 63 is in the normal position, the hydraulic pressure PSL1 supplied to the spool 63 from the input port 61b acts to press the medium diameter land portion 65b downward, but the hydraulic pressure PSL1 supplied to the spool 63 from the input port 61c is supplied to the clutch C1 via the output port 61d, so no axial force acts on the spool 63. Similarly, when the spool 63 is in the normal position, the hydraulic pressure PSL1 supplied to the spool 63 from the input port 61g is blocked by the medium diameter land portion 65d, so no axial force acts on the spool 63. Therefore, when the spool 63 is in the normal position, the hydraulic pressure PSL1 supplied from the input ports 61c and 61g does not act on the spool 63, but the hydraulic pressure PSL1 supplied from the input port 61b acts to press the spool 63 toward the fail position.

スプール６３が正常位置にある状態で、入力ポート６１ｉからスプール６３に供給されるライン油圧ＰＬは、大径ランド部６５ｅの下部と中径ランド部６５ｆの上部に作用するが、上述したように軸方向の断面積は大径ランド部６５ｅの方が中径ランド部６５ｆよりも大きいため、大径ランド部６５ｅの下部を上方側に押圧する力の方が中径ランド部６５ｆの上部を下方側に押圧する力より大きい。即ち、入力ポート６１ｉから供給されるライン油圧ＰＬは、スプール６３を正常位置側に押圧する。また、スプール６３が正常位置にある状態で、入力ポート６１ｊからスプール６３に供給されるライン油圧ＰＬは、中径ランド部６５ｆの下部を上方側に押圧するように作用する。即ち、入力ポート６１ｊから供給されるライン油圧ＰＬは、スプール６３を正常位置側に押圧する。 When the spool 63 is in the normal position, the line oil pressure PL supplied to the spool 63 from the input port 61i acts on the lower part of the large diameter land portion 65e and the upper part of the medium diameter land portion 65f. However, as described above, the axial cross-sectional area of the large diameter land portion 65e is larger than that of the medium diameter land portion 65f, so the force pressing the lower part of the large diameter land portion 65e upward is greater than the force pressing the upper part of the medium diameter land portion 65f downward. In other words, the line oil pressure PL supplied from the input port 61i presses the spool 63 toward the normal position. Also, when the spool 63 is in the normal position, the line oil pressure PL supplied to the spool 63 from the input port 61j acts to press the lower part of the medium diameter land portion 65f upward. In other words, the line oil pressure PL supplied from the input port 61j presses the spool 63 toward the normal position.

また、上述したようにスプリング６７はスプール６３を正常位置側に付勢しており、スプリング６７によるスプール６３への正常位置側への圧力を付勢力ＰＳＳとする。尚、付勢力ＰＳＳは例えば３２０ｋＰａであるがこれに限定されない。 As described above, the spring 67 biases the spool 63 toward the normal position, and the pressure exerted by the spring 67 on the spool 63 toward the normal position is referred to as the biasing force PSS. The biasing force PSS is, for example, 320 kPa, but is not limited to this value.

以上により、ギヤ段が３ｒｄ、１ｓｔの何れの場合もスプール６３に正常位置側に作用する圧力は、入力ポート６１ｉから供給されるライン油圧ＰＬと、入力ポート６１ｊから供給されるライン油圧ＰＬと、付勢力ＰＳＳとの合計で表すことができ、即ち、２×ＰＬ＋ＰＳＳと表すことができる。また、ギヤ段が３ｒｄ時にスプール６３にフェール位置側に作用する圧力は、ＰＳＬ２＋ＰＳＬ５と表すことができる。ギヤ段が１ｓｔ時にスプール６３にフェール位置側に作用する圧力は、ＰＳＬ１＋ＰＳＬ２と表すことができる。 As a result of the above, the pressure acting on the spool 63 toward the normal position when the gear is in either 3rd or 1st can be expressed as the sum of the line oil pressure PL supplied from input port 61i, the line oil pressure PL supplied from input port 61j, and the biasing force PSS, that is, 2 x PL + PSS. Furthermore, the pressure acting on the spool 63 toward the fail position when the gear is in 3rd can be expressed as PSL2 + PSL5. The pressure acting on the spool 63 toward the fail position when the gear is in 1st can be expressed as PSL1 + PSL2.

ここで、ギヤ段が３ｒｄの時にスプール６３を正常位置に維持するためには、以下の不等式が成立する必要がある。
ＰＳＬ２＋ＰＳＬ５＜２×ＰＬ＋ＰＳＳ…（１）
上述したように、ＰＳＬ２＝ＰＳＬ５＝ＰＬに維持されるため、付勢力ＰＳＳにより上記（１）の不等式は維持される。
また、ギヤ段が１ｓｔの時にスプール６３を正常位置に維持するためには、以下の不等式が成立する必要がある。
ＰＳＬ１＋ＰＳＬ２＜２×ＰＬ＋ＰＳＳ…（２）
上述したように、ＰＳＬ１＝ＰＳＬ２＝ＰＬに維持されるため、付勢力ＰＳＳにより上記（２）の不等式は維持される。 Here, in order to maintain the spool 63 in the normal position when the gear is in the 3rd gear, the following inequality must be satisfied.
PSL2 + PSL5 < 2 × PL + PSS ... (1)
As described above, since PSL2 = PSL5 = PL is maintained, the inequality (1) above is maintained by the biasing force PSS.
In addition, in order to maintain the spool 63 in the normal position when the gear is in 1st, the following inequality must be satisfied.
PSL1 + PSL2 < 2 × PL + PSS ... (2)
As described above, since PSL1 = PSL2 = PL is maintained, the inequality (2) above is maintained by the biasing force PSS.

しかしながら、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへの移行途中でスプール６３を正常位置に維持するためには、以下の不等式きが成立する必要がある。
ＰＳＬ１＋ＰＳＬ２＋ＰＳＬ５＜２×ＰＬ＋ＰＳＳ…（３）
即ち、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへの移行途中では、スプール６３にはフェール位置側に作用する油圧ＰＳＬ１及びＰＳＬ５の双方が作用し、油圧ＰＳＬ１は徐々に増大し、油圧ＰＳＬ５は徐々に低下する。 However, in order to maintain the spool 63 in the normal position during the shift from 3rd to 1st gear, the following inequality must be satisfied.
PSL1 + PSL2 + PSL5 < 2 × PL + PSS ... (3)
That is, when the gear is shifting from 3rd to 1st, both hydraulic pressures PSL1 and PSL5 acting on the fail position side act on the spool 63, with the hydraulic pressure PSL1 gradually increasing and the hydraulic pressure PSL5 gradually decreasing.

このため、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへの移行途中での油圧ＰＳＬ１及びＰＳＬ５の大きさによっては、上記の（３）の式において、左辺が右辺よりも大きくなってスプール６３がフェール位置側に移動して、中径ランド部６５ｂにより入力ポート６１ｃ及び出力ポート６１ｄの連通が遮断されてクラッチＣ１に油圧ＰＳＬ１が供給されない可能性がある。例えば、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへの移行途中で、油圧ＰＳＬ５の低下速度よりも油圧ＰＳＬ１の増大速度が速い場合である。このような場合には、最終的には油圧ＰＳＬ５はスプール６３には供給されなくなるため、上記の（３）の式で右辺の方が左辺よりも大きくなり、スプール６３はフェール位置から正常位置に移動するが、この際にライン油圧ＰＬや付勢力ＰＳＳによりスプール６３が正常位置に位置付けられてスプール６３に衝撃が加わるおそれがある。また、このようにスプール６３がフェール位置側に移動してから正常位置側に移動してクラッチＣ１に油圧ＰＳＬ１が供給されるため、３ｒｄから１ｓｔへの切替に要する時間が延び、応答性が低下する可能性がある。 Therefore, depending on the magnitude of the hydraulic pressures PSL1 and PSL5 during the shift from 3rd to 1st gear, the left side of the formula (3) may become larger than the right side, causing the spool 63 to move to the fail position, and the medium diameter land portion 65b may block communication between the input port 61c and the output port 61d, preventing the hydraulic pressure PSL1 from being supplied to the clutch C1. For example, when the gear shifts from 3rd to 1st gear, the increase rate of the hydraulic pressure PSL1 is faster than the decrease rate of the hydraulic pressure PSL5. In such a case, the hydraulic pressure PSL5 is eventually not supplied to the spool 63, so the right side of the formula (3) becomes larger than the left side, and the spool 63 moves from the fail position to the normal position. However, at this time, the line hydraulic pressure PL and the biasing force PSS may position the spool 63 in the normal position, causing an impact to be applied to the spool 63. In addition, because the spool 63 moves to the fail position and then to the normal position, supplying hydraulic pressure PSL1 to the clutch C1, the time required to switch from 3rd to 1st increases, which may reduce responsiveness.

そこで本実施例では、ギヤ段の３ｒｄから１ｓｔへの切替の際には、移行途中で油圧ＰＳＬ２をクラッチＣ２が係合状態を維持できる程度に低減することにより、上記の（３）で右辺の方が左辺よりも小さい状態に維持する。これにより、ギヤ段を３ｒｄから１ｓｔへ適切に切り替えることができる。 In this embodiment, when the gear is switched from 3rd to 1st, the hydraulic pressure PSL2 is reduced during the transition to a level that allows the clutch C2 to remain engaged, thereby maintaining the right side of (3) above in a state smaller than the left side. This allows the gear to be switched appropriately from 3rd to 1st.

次に具体的な油圧の推移について説明する。図５は、ギヤ段が３ｒｄから１ｓｔへ切り替えられる際のスプール６３に作用する油圧の推移を示したタイミングチャートである、具体的には図５では、スプール６３に作用する油圧ＰＳＬ１、ＰＳＬ２、ＰＳＬ５の推移を示している。図５においては、油圧ＰＳＬ１は点線で、油圧ＰＳＬ２は一点鎖線で、油圧ＰＳＬ５は２点鎖線で示している。 Next, specific changes in hydraulic pressure will be described. Figure 5 is a timing chart showing changes in hydraulic pressure acting on the spool 63 when the gear is switched from 3rd to 1st. Specifically, Figure 5 shows changes in hydraulic pressures PSL1, PSL2, and PSL5 acting on the spool 63. In Figure 5, hydraulic pressure PSL1 is shown by a dotted line, hydraulic pressure PSL2 by a dashed line, and hydraulic pressure PSL5 by a dashed double-dot line.

時刻ｔ０では、ギヤ段が３ｒｄに維持されており、電子制御装置８０は油圧ＰＳＬ２及びＰＳＬ５がそれぞれライン油圧ＰＬに維持されるようにリニアソレノイドバルブＳＬ２及びＳＬ５を制御し、油圧ＰＳＬ１がほぼゼロとなるようにリニアソレノイドバルブＳＬ１を制御している。３ｒｄから１ｓｔへの切替要求があると電子制御装置８０は、時刻ｔ１で油圧ＰＳＬ１が所定値まで増大するようにリニアソレノイドバルブＳＬ１を制御し、油圧ＰＳＬ５が低下するようにリニアソレノイドバルブＳＬ５を制御すると共に、油圧ＰＳＬ２が所定値ΔＰだけ低下させて維持するようにリニアソレノイドバルブＳＬ２を制御する。ここで所定値ΔＰは、クラッチＣ２が係合状態であることを維持しつつ、油圧ＰＳＬ１の増大量と油圧ＰＳＬ５の低下量を考慮して、上述した式（３）における左辺が右辺よりも大きくならない値に設定されている。所定値ΔＰは、油圧ＰＳＬ１の増大量よりも、油圧ＰＳＬ２の低下量と油圧ＰＳＬ５の低下量との方が大きくなるように設定されていることが好ましい。この所定値ΔＰは、実験により予め取得され電子制御装置８０に記憶されている。 At time t0, the gear stage is maintained at 3rd, and the electronic control device 80 controls the linear solenoid valves SL2 and SL5 so that the hydraulic pressures PSL2 and PSL5 are maintained at the line hydraulic pressure PL, respectively, and controls the linear solenoid valve SL1 so that the hydraulic pressure PSL1 is approximately zero. When a request to switch from 3rd to 1st is received, the electronic control device 80 controls the linear solenoid valve SL1 so that the hydraulic pressure PSL1 increases to a predetermined value at time t1, controls the linear solenoid valve SL5 so that the hydraulic pressure PSL5 decreases, and controls the linear solenoid valve SL2 so that the hydraulic pressure PSL2 decreases by a predetermined value ΔP and is maintained. Here, the predetermined value ΔP is set to a value that does not make the left side of the above-mentioned equation (3) larger than the right side, taking into account the increase in the hydraulic pressure PSL1 and the decrease in the hydraulic pressure PSL5 while maintaining the clutch C2 in an engaged state. It is preferable that the predetermined value ΔP is set so that the decrease in the hydraulic pressure PSL2 and the decrease in the hydraulic pressure PSL5 are larger than the increase in the hydraulic pressure PSL1. This predetermined value ΔP is obtained in advance through experiments and stored in the electronic control device 80.

電子制御装置８０は更に油圧ＰＳＬ５を低下させ時刻ｔ２では、ブレーキＢ１は解放状態となる。尚、電子制御装置８０は時刻ｔ２で再度油圧ＰＳＬ１を低下させる。次に電子制御装置８０は、油圧ＰＳＬ５を徐々に低下させつつ油圧ＰＳＬ１を徐々に増大させる。時刻ｔ３では、クラッチＣ１は係合状態となる。また、時刻ｔ４では電子制御装置８０は油圧ＰＳＬ１をライン油圧ＰＬまで上昇させ、その後の時刻ｔ５で油圧ＰＳＬ２をライン油圧ＰＬに戻すと共に油圧ＰＳＬ５を略ゼロに制御する。 The electronic control device 80 further reduces the hydraulic pressure PSL5, and at time t2, the brake B1 is released. The electronic control device 80 reduces the hydraulic pressure PSL1 again at time t2. Next, the electronic control device 80 gradually reduces the hydraulic pressure PSL5 while gradually increasing the hydraulic pressure PSL1. At time t3, the clutch C1 is engaged. At time t4, the electronic control device 80 increases the hydraulic pressure PSL1 to the line hydraulic pressure PL, and then at time t5, the hydraulic pressure PSL2 is returned to the line hydraulic pressure PL and the hydraulic pressure PSL5 is controlled to approximately zero.

以上のようにして、ギヤ段の３ｒｄから１ｓｔへの切替時に、スプール６３がフェール位置側に移動することを抑制することができる。これにより、上述したギヤ段の切替時に衝撃が発生することを抑制し、応答性を良好にしてギヤ段を適切に切り替えることができる。 In this way, the spool 63 can be prevented from moving toward the fail position when the gear is switched from 3rd to 1st. This prevents shocks from occurring when the gear is switched as described above, and allows the gear to be switched appropriately with good responsiveness.

上記実施例において、クラッチＣ１、Ｃ２、ブレーキＢ１は、それぞれ第１、第２、第３係合装置の一例である。リニアソレノイドバルブＳＬ１、ＳＬ２、ＳＬ５は、それぞれ第１、第２、第３供給手段の一例である。オイルポンプ３４は、第４供給手段の一例である。電子制御装置８０は、制御部の一例である。入力ポート６１ｂ、６１ｃ、６１ｇは、第１入力ポートの一例である。出力ポート６１ｄは、出力ポートの一例である。入力ポート６１ａは、第２入力ポートの一例である。入力ポート６１ｈは、第３入力ポートの一例である。入力ポート６１ｉ及び６１ｊは、第４入力ポートの一例である。スプリング６７は付勢部材の一例である。油圧ＰＳＬ１、ＰＳＬ２、ＰＳＬ５、ライン油圧ＰＬは、それぞれ第１、第２、第３、第４油圧の一例である。 In the above embodiment, the clutches C1, C2, and the brake B1 are examples of the first, second, and third engagement devices, respectively. The linear solenoid valves SL1, SL2, and SL5 are examples of the first, second, and third supply means, respectively. The oil pump 34 is an example of the fourth supply means. The electronic control device 80 is an example of a control unit. The input ports 61b, 61c, and 61g are examples of the first input port. The output port 61d is an example of the output port. The input port 61a is an example of the second input port. The input port 61h is an example of the third input port. The input ports 61i and 61j are examples of the fourth input port. The spring 67 is an example of a biasing member. The hydraulic pressures PSL1, PSL2, and PSL5, and the line hydraulic pressure PL are examples of the first, second, third, and fourth hydraulic pressures, respectively.

上記の実施の形態の自動変速機の制御装置は、車両用内燃機関に適用した例について説明したが、動力源として内燃機関を用いるものであれば適用可能であり、例えば、所謂ハイブリッド車や自動二輪車等に搭載される内燃機関にも適用可能である。 The automatic transmission control device of the above embodiment has been described as being applied to an internal combustion engine for a vehicle, but it can be applied to anything that uses an internal combustion engine as a power source, such as an internal combustion engine mounted on a so-called hybrid vehicle or motorcycle.

以上、本発明の実施例について詳述したが、本発明はかかる特定の実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described in detail above, the present invention is not limited to these specific embodiments, and various modifications and variations are possible within the scope of the gist of the present invention as described in the claims.

１０車両
１２エンジン
１６動力伝達装置
２０トルクコンバータ
２２自動変速機
６０コントロールバルブ
６０ａスリーブ
６１ａ、６１ｂ、６１ｃ、６１ｇ、６１ｈ、６１ｉ入力ポート
６１ｄ、６１ｆ出力ポート
６１ｅドレインポート
６３スプール
６４主軸
８０電子制御装置
Ｃ１～Ｃ４クラッチ
Ｂ１、Ｂ２ブレーキ
ＳＬ１～ＳＬ６リニアソレノイドバルブ
ＰＳＬ１～ＰＳＬ６油圧
REFERENCE SIGNS LIST 10 vehicle 12 engine 16 power transmission device 20 torque converter 22 automatic transmission 60 control valve 60a sleeve 61a, 61b, 61c, 61g, 61h, 61i input port 61d, 61f output port 61e drain port 63 spool 64 main shaft 80 electronic control device C1 to C4 clutch B1, B2 brake SL1 to SL6 linear solenoid valve PSL1 to PSL6 hydraulic pressure

Claims

A hydraulic control device for an automatic transmission including first supply means capable of supplying a first hydraulic pressure to a first engagement device, second supply means capable of supplying a second hydraulic pressure to a second engagement device, third supply means capable of supplying a third hydraulic pressure to a third engagement device, fourth supply means capable of supplying a fourth hydraulic pressure to a control valve, and a control unit that controls the first, second, third and fourth supply means,
the control valve includes a first input port communicating with the first supply means, an output port communicating with the first engagement device, a second input port communicating with the second supply means, a third input port communicating with the third supply means, a fourth input port communicating with the fourth supply means, a spool movable between a normal position that connects the first input port and the output port and a fail position that blocks communication between the first input port and the output port, and a biasing member that biases the spool toward the normal position,
A first pressing force toward the normal position and a second pressing force toward the fail position are applied to the spool,
the first pressing force is based on the biasing force of the biasing member and a fourth hydraulic pressure supplied to the spool via the fourth input port,
the second pressing force is based on the first hydraulic pressure supplied to the spool via the first input port, the second hydraulic pressure supplied to the spool via the second input port, and the third hydraulic pressure supplied to the spool via the third input port,
A hydraulic control device for an automatic transmission, wherein, when transitioning from a state in which the supply of the first hydraulic pressure is stopped and the second, third, and fourth hydraulic pressures are supplied to a state in which the first, second, and fourth hydraulic pressures are supplied and the supply of the third hydraulic pressure is stopped, the control unit controls the second supply means to reduce the second hydraulic pressure within a range in which the second engagement device is maintained in an engaged state so that the second pressing force does not become equal to or greater than the first pressing force.