JP3608221B2

JP3608221B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP3608221B2
Application number: JP12016694A
Authority: JP
Inventors: 章高木; 勝鈴木; 敏博竹井
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1993-06-04
Filing date: 1994-06-01
Publication date: 2005-01-05
Anticipated expiration: 2020-01-05
Also published as: JPH07253156A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は自動変速機の変速機構を油圧で変速制御する自動変速機用油圧制御装置に関し、特に車両用の自動変速機用油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、回転駆動力を負荷に応じてスムーズに伝達するために、車両用等に多く利用されている自動変速機（オートマチック・トランスミッション、以下ＡＴと記す）は、油圧式で複数の制御弁、アキュムレータ、電磁弁を用いた油圧回路で変速制御を実現している。そのため、装置が大型で数多くの部品を要すると共に、複雑でコストが高くなるといった問題点を有していた。このような大型・複雑という問題点を解消するため、特公平４−７７１８３号公報に示された如く、一つの集合制御弁（集約された制御弁、集積型バルブ）で変速制御を行う構成が提案されている。このような構成により、油圧制御装置の小型、軽量、簡素化を図ることが可能である。
【０００３】
このように集積型バルブによる油圧制御を行うのは以下の理由による。即ち、個々の摩擦係合装置の油圧を制御するために直接油圧を変化させる構成とすると、ＡＴ内の摩擦係合装置の数だけ油圧制御弁が必要となってしまって、やはり大型化してしまい不経済であるために、必要とする摩擦係合装置の係合状態に合わせた油圧配分となるように、この集積型バルブの油圧弁を用いて少ない油圧制御弁でスムーズに油圧を切換えつつ、油圧弁制御手段で油圧弁を切り換えて自動変速を実施することが行われる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
分散された油圧制御弁により各摩擦係合装置を制御して変速制御する装置においては、変速制御は、乗員によってある程度任意のギア位置を選択できるセレクトレバー操作と、エンジンのスロットル開度や車速などから機関制御コンピュータ（以下ＥＣＵと記す）により、適正なギア比となるようＡＴ内の摩擦係合装置を決定する変速段指示とによって実現されている。この場合ＥＣＵフェイルセーフシステム等によって、電子制御の自動制御機能が故障しても、乗員がセレクトレバーを操作することにより、前進と後進の選択や、ある程度の前進時の変速段の選択を行えるように配慮されている。しかしながら、上記従来の集合制御弁により自動変速を制御する装置の場合においては、弁切換制御を電気的手段のみで行っているので、ＥＣＵ自体の故障や配線断線等の異常発生時に変速切換機能が完全に失われてしまうという問題があった。
【０００５】
そこで本発明は、簡素で小型であり、かつ確実な制御が実行可能な自動変速機用油圧制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため本発明は、自動変速機に設けられる複数の摩擦締結要素の係合／解除を、前記摩擦締結要素に供給される油路を切り換えることにより複数の変速段を切り換え制御する自動変速機用油圧制御装置において、各摩擦締結要素に供給される油路を切り換える複数の油圧弁を集積した集積型バルブと、前記複数の油圧弁を直接的、かつ同時に切り換え可能な弁切り換え手段と、前記弁切り換え手段の駆動を自動駆動制御する油圧弁自動切り換え手段と、手動により前記弁切り換え手段を駆動制御する油圧弁手動切り換え手段とを備え、前記自動切り換え手段及び前記手動切り換え手段は、互いに独立した異なる２方向に、前記弁切り換え手段を駆動する手段、または前記自動切り換え手段は前記自動変速機における前進変速段のみを切り換える手段であり、前記手動切り換え手段は少なくとも前進及び後退を切り換える手段という技術的手段を採用するものである。
【０００７】
【作用】
自動変速機は、油圧弁自動切り換え手段により複数の油圧弁を自動切り換え制御し、油圧弁手動切り換え手段により油圧弁を手動切り換え制御する。さらに前記自動切り換え手段及び前記手動切り換え手段は、互いに独立した異なる２方向に、弁切り換え手段を駆動する。または前記自動切り換え手段は前記自動変速機における前進変速段のみを切り換える手段であり、前記手動切り換え手段は少なくとも前進及び後退を切り換える手段である。その際、弁切り換え手段は複数の油圧弁を直接的かつ同時に切り換え可能であるため、これら複数の油圧弁により切り換えられた油路により各摩擦締結要素の係合／解除が行われ、自動変速機における複数の変速段の切り換え制御が実施される。
【０００８】
【発明の効果】
集積型バルブの自動、手動、二系統の制御手段が互いに独立した異なる２方向に弁切り換え手段を駆動するように、または前記自動切り換え手段は前記自動変速機における前進変速段のみを切り換える手段として、前記手動切り換え手段は前進及び後退を切り換える手段として設けられているため、集積型バルブを用いない従来の複雑なＡＴ搭載の車両で実施されている制御方法と同じシステムを維持しつつ、集積型バルブによるコンパクトな油圧制御装置が実現できる。また従来の集積型バルブ方式のＡＴにはなかった、自動装置のフェイル時に対応する手動制御（フェイルセーフ手段）が実現できて、安全性の高い自動変速機の油圧制御装置をも提供することができた。またカムシャフト構成の場合、油圧弁をカムシャフトの周囲に軸対称的に配置できるので、集積型バルブの断面形状として略平板状、略Ｖ字状などの形状が選択でき、適用するＡＴ形状に合わせた搭載自由度の大きい油圧制御装置の設計ができる。また、カムの動きをピンを介して油圧弁を駆動させる場合では、切り換えるべき油圧連通路の配置を考慮することでピンに対する駆動力を低減させることができ、カム類を駆動する駆動力源のコンパクト化が図れ、より装置の小型化が実現する。
【０００９】
【実施例】
以下、本発明を具体的な実施例に基づいて説明する。
（第一実施例）
図１は車両用のＡＴに本発明を適用した一実施例の油圧制御装置を構成する集積バルブ（集積型バルブ）６０の断面図である。車両用ＡＴの動作は、周知のように自動または手動でトランスミッション３００内のギヤ接続が切り換えられて、トルクコンバータ２００の先に接続された図示しないエンジンからの回転力が車両の後輪または前輪に伝達される。図１は本発明の特徴を最もよく示しているが、油圧制御装置の全体の構成としては、図２に示す油圧制御装置４００の構成図のようになっており、集積バルブ６０とその周辺装置全体は、ＡＴ内部で、トランスミッション３００下部に設けられている図示しないオイルパンの内部にあって、オイルパン内部の油圧制御装置４００の環境は油圧回路のドレンになっている。
【００１０】
トランスミッション３００内には、エンジンの回転軸に直結して回転駆動される公知の油圧ポンプ５６が設けられており、各油圧装置からオイルパン等に排出された駆動油を吸入ポート５７より吸入し、ライン圧制御弁６４を介して各装置へ圧油を供給している。この油圧ポンプからの圧油は変動のある高ポンプ油圧であり、電磁制御式圧力制御弁であるライン圧制御弁（図２中のＥＶは電磁弁の意）６４により一定の高圧なライン圧に制御して各油圧機器へ供給する。油圧制御装置４００には２つの係合油圧制御弁６１、６２（これらをまとめて油圧制御弁と呼ぶ）が設けられており、ライン圧制御弁６４より供給されたライン圧を、後述するトランスミッション３００内にある各摩擦係合装置の係合時の油圧に適当な所定の係合圧に任意に制御して集積バルブ６０に供給している。係合油圧制御弁６１、６２はそれぞれ図１に示す集積バルブ６０の圧力制御ポート３６、３８に接続され、さらにライン圧制御弁６４は、ライン圧を集積バルブ６０に直接供給するようにライン圧ポート３５、３７に接続されている。
【００１１】
尚、ライン圧ポート３５、３７は、サイドハウジング３０内で連通している。集積バルブ６０に供給されたライン圧、係合油圧等は、各スプール弁２〜８を介して連通ポート３９、４０、４１、４２、４３、４４、４５よりトランスミッション３００内の摩擦係合装置（図示しない多板クラッチ類Ｃ_０，Ｃ_１，Ｃ_２や多板ブレーキ類Ｂ_０，Ｂ_１，Ｂ_２，Ｂ_３）に接続されている。各摩擦係合装置は、トランスミッション３００内にあるプラネタリギア等の各変速比を構成するギアに連結されており、これら摩擦係合装置を締結解除することにより、変速比を切り換えて車両の変速制御を行っている。
【００１２】
また連結部１１は、操作者が手動で前進、後退、ニュートラル、パーキング等、車両の駆動状態を操作するセレクトレバー５００と機械的に接続される。ライン圧はさらにトルクコンバータ２００のロックアップ（Ｌ／Ｕ）スリップ制御を行うため、ロックアップ油圧制御弁６５を介してトルクコンバータ２００に接続される。
【００１３】
図１に示す集積バルブ６０は、ハウジング２８およびサイドハウジング３０、ポートケース３１、３２などから構成されている。ハウジング２８のほぼ中央に設けられた窪み５８内には略円筒形状をした円筒状のカムシャフト１が設けられ、玉軸受やコロ軸受などの軸受９、２９に対して回転自由に嵌挿される軸受部を両端に有している。カムシャフト１の主要部分の外周面には各スプール弁２〜８を移動駆動するためのカムとしての凹凸が形成され、さらに円周面の一部にはシャフト軸方向にラック５２を有し、ステッピングモータ１２の回転軸に装着されたピニオンギア１３と噛み合っており、ステッピングモータ１２の回転駆動により軸方向（図中矢印ＡＢ方向）に移動駆動される。ラック５２は、カムシャフト１が軸を中心にして円周方向に回転した場合においても、ピニオンギア１３との噛み合いが外れないよう円周方向にギア溝が延設されている。
【００１４】
軸受９、２９はカムシャフト１を回転自在かつ軸方向に平行移動自在に支持する。カムシャフト１の一端には、外周にピニオンギア５３が形成されており、ピニオンギア５３にはラック１０がかみ合い、ラック１０は、操作者によって操作される外部のセレクトレバー５００に連動する連結部１１に機械的に連結されている。
【００１５】
なお軸受９はハウジング２８の一端にサークリップ３４で装着され、軸受２９は、サイドハウジング３０にサークリップ３３で装着されている。カムシャフト１の外周にはリターンスプリング５４が嵌め込まれて、リターンスプリング５４の一端がハウジング２８の窪み５８の左端面５８ａに当接され、他端はカムシャフト１に固定されたスプリングストッパー５５に当接されている。スプリング５４は，カムシャフト１の一端１ａが窪み５８の端面５８ｂに当接し得るよう、図中矢印Ｂ方向にカムシャフト１を付勢している。
【００１６】
また、油路を切り換えるスプール弁２、３、４、５、６、７、８が、円筒カムシャフト１の軸に垂直な方向でカムシャフト１の両側に並んで配置して、ハウジング２８内に設けられている。スプール弁２〜８は、それぞれハウジング２８に設けられた円筒孔２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄ，２８ｅ，２８ｆ，２８ｇ，２８ｈを軸方向に摺動可能に挿入されている。次にスプール弁の詳細な構造を説明する。
【００１７】
図１１（ａ）に示すように各スプール弁２〜８は内部に空洞を有する円筒形をしており、その円筒の外側面周囲中央部に形成された溝（例えば図１１に示すスプール弁５における溝５ａ）と、この溝に円筒内部に設けられた内円筒部（例えば図１１に示すスプール弁５における内円筒部５ｃ）に連通する穴部（例えば図１１に示すスプール弁５における穴部５ｂ）を有し、各円筒孔２８ａ〜２８ｈに連通するポート４６、４７、４８，４９，５０，５１等と連通し得るよう構成されている。各スプール弁内に設けられた内円筒部はその一端が開口していて、ポートケース３１、３２に設けられた連通ポート３９〜４５に連通している。
【００１８】
そして円筒カムシャフト１と各スプール弁の未開口側底部（例えば図１１におけるスプール弁５の端面５ｄ）との間には、円筒カムシャフト１の軸の垂直方向に、ピン１４、１５、１６、１７、１８、１９、２０がハウジング２８にその軸方向に摺動可能に嵌挿され、カムシャフト１のカムの動きを各スプール弁に伝えている。カムシャフト１の動きに従って、スプール弁２〜８が各円筒孔２８ａ〜２８ｈ内をスライドするので、スムーズに動くように、ピン１４〜２０が当たるスプール弁の未開口側に圧力抜きの小穴が設けられている。これはスプール弁の内部の油をスプール弁未開口側底部下へも供給することにより、スプール弁の内部の油圧による圧力と、スプール弁未開口側底部の面に働く油圧をバランスさせることにより、スプール弁を駆動するための力が軽減されるよう作用させるためのものである。またスプール弁２〜８は全て、スプリング２１、２２、２３、２４、２５、２６、２７によってピンとともに円筒カムシャフト側に押しつけられ、図示していないボルトでハウジング２８に固定されたポートケース３１、３２によって外部に飛び出さないようにハウジングの円筒孔に封止されている。
【００１９】
サイドハウジング３０にはライン圧ポート３５、３７が穿たれ、ライン圧制御弁６４からライン圧（高圧油）が供給される。そしてハウジング２８内に設けられた、油圧連通路のひとつであるライン圧連通路４６、５１に、このライン圧ポート３５、３７からライン圧が伝えられる。ライン圧連通路４６は、スプール弁２、３、４、５が挿入されるハウジング２８の円筒孔２８ｄ，２８ｃ，２８ｂ，２８ａにそれぞれライン圧を供給するように設けられており、またライン圧連通路５１は、スプール弁６、７、８が挿入されるハウジング２８の円筒孔２８ｇ，２８ｆ，２８ｅにそれぞれライン圧を供給するように設けられている。
【００２０】
各スプール弁が、カムシャフト１の駆動により円筒孔を移動した際、各スプール弁の溝及び穴が、ライン圧連通路４６もしくはライン圧連通路５１の各円筒孔に開口する位置と対向する位置に位置決めされると、各ライン圧連通路に供給されたライン圧Ｐｓが、各スプール弁の溝及び穴を経由してスプール弁内円筒部に供給され、さらにポートケース３１、３２の各連通ポート３９〜４５を経由して摩擦係合装置にライン圧が供給される。また、サイドハウジング３０内には圧力調整された係合油圧（または制御圧）が供給される圧力制御ポート３６、３８が穿たれ、このポートからライン圧連通路に平行に設けられた制御圧連通路４７、５０が延設されており、ライン圧連通路と同様各スプール弁に供給され、さらにスプール弁を介して各摩擦係合装置へ供給される構成になっている。ただし、圧力制御ポート３６、３８はサイドハウジング内において互いに連通しておらず、従って圧力制御ポート３６に供給された係合油圧制御弁６２からの係合油圧は、制御圧連通路４７に連通するスプール弁２、３、４、５にのみ供給される。同様に、圧力制御ポート３８に供給された係合油圧制御弁６１からの係合油圧は、制御圧連通路５０に連通するスプール弁６、７、８にのみ供給される。
【００２１】
その結果、係合油圧制御弁６１から供給された係合油圧は多板ブレーキＢ_１，Ｂ_０，Ｂ_２にのみ供給され、係合油圧制御弁６２から供給された係合油圧は多板ブレーキＢ_３及び多板クラッチＣ_０，Ｃ_２，Ｃ_１にのみ供給されることとなる。
またハウジング２８内の制御圧連通路４７、５０に並列して、ハウジング外部のドレンに通ずる油圧連通路、つまりドレン圧連通路（ドレン圧ポート、以下単にドレンとも記す）４８、４９があり、スプール弁の溝がこのドレン圧連通路と連通する位置に位置決めされた際、該スプール弁に連通する摩擦係合装置内の圧油をドレンポート５８、５９よりハウジング外部に排出する。これら三つの油圧連通路は、図１に示すように、カムシャフト側からドレン圧、制御圧、ライン圧となるように配置されている。
【００２２】
なお、トランスミッション３００に連結している連通ポート３９〜４５の内、トランスミッション３００に設置されている多板クラッチＣ_０、多板ブレーキＢ_０に連通するポート４０、４４は、これら二本が同時に作動操作されると内部的な構造からトランスミッションが駆動不能となり、損傷を与えてしまう恐れがあるため、同時に結合されるのを防ぐため二重結合防止弁６３が介在している（図２）。その他の連通ポートは周知のトランスミッションに見られるような、他の多板クラッチＣ_１，Ｃ_２、多板ブレーキＢ_１，Ｂ_２，Ｂ_３に連通され、これらのクラッチ、ブレーキ類は連通ポートからの油圧で締結、解除されミッション内の変速のための複数のギアの連結状態を切り換え、ＡＴとしての変速制御がなされる。なおブレーキ類は実質的にクラッチと同類の摩擦要素であり、クラッチの片側をトランスミッションのボディに固定した構造となっているものがブレーキである。
【００２３】
図１に示す円筒カムシャフト１はＡＴ用電子制御装置ＡＴ用ＥＣＵ７０からの指示によって制御され、ステップモータ１２がカムシャフト１を軸方向に移動させて、カムシャフトの側面円周に設けられた凹凸によってピン１４〜２０を介してスプール弁２〜８の位置を制御し、それによりスプール弁に設けられた溝が各連通路と通じて所定の油圧が各連通ポートに伝えられる。図４は、セレクトレバー５００の各レンジ及び各変速レンジにおいて各スプール弁がライン圧ポートＰｓ，ドレンＤｒ，ライン圧制御弁６１に連通する制御圧ポートＰ_ｃ１，ライン圧制御弁６２に連通する制御圧ポートＰ_ｃ２のいずれのポートに接続されるかを示した図である。
【００２４】
ＡＴ用ＥＣＵ７０は、図３に示すように加速に際し変速段を下段にシフトするためのキックダウン信号やセレクトレバー５００がどのポジションにあるのかを示すセレクトレバー信号等と、エンジンの駆動を制御するエンジン用電子制御装置Ｅ／Ｇ用ＥＣＵ７２からの信号によって、Ｅ／Ｇ用ＥＣＵ７２とデータを交換しながらステップモータ１２を駆動するモータ位置信号を出力し、同時に各油圧制御信号を前述の各油圧制御弁６１、６２、６４、６５に出力する。この時Ｅ／Ｇ用ＥＣＵ７２とＡＴ用ＥＣＵ７０が交換するデータとしては、図３に示すようにラジエータの水温、スロットル開度、クランクシャフトのクランク角、車速、タービン回転数等がある。
【００２５】
円筒カムシャフト１は連結部１１によってセレクトレバー５００と連結しているので、運転者による手動操作でセレクトレバー５００の位置選択が行われると、連結部１１につながるラック１０が円筒カムシャフト１をシャフト軸の回りに回転させ、円筒カムシャフト１の円周方向の凹凸（図６（ｂ））でカムシャフトに接するピン１４〜２０を動かし、各スプール弁２〜８を制御する。
【００２６】
例えば図６（ｂ）はスプール弁３の変速段が第４速の位置にあるカムシャフト１の軸方向断面図を示しており、セレクトレバー５００がＬ（前進低速）の位置にある状態を示している。スプール弁３に接しているピン１５は、カムシャフト１の最大径の位置に接しており、スプール弁３を最上方に押し上げており、従ってスプール弁３はライン圧ポートＰｓと連通する位置に位置決めされ、スプール弁３に連通する多板クラッチＣ_０にはライン圧が供給される。
【００２７】
この状態から、セレクトレバー５００を順に、２（前進第２速）、Ｄ（前進自動変速段）、Ｎ（ニュートラル）、Ｒ（バック）、Ｐ（パーキング）にシフトした場合、カムシャフト１は、セレクトレバー５００に連結した連結部１１、ラック１０を介して、カムシャフト１を２２．５°ずつ回転させる。すると、ピン１５の先端は、カムシャフト１の外周面の凹凸に沿って回転方向に摺動する。図６（ｂ）の場合，Ｄレンジのみピン１５が軸中心に移動することとなり、スプール弁３は、制御圧連通通路４７と連通する位置にシフトされ、クラッチＣ_０には係合油圧が供給される。
【００２８】
他のレンジにおいてはＬレンジと同様、スプール弁３はライン圧ポートＰｓと連通する位置に位置決めされる。この状態は、図４におけるスプール弁３のスピード第４速における各レンジにおけるポート状態に示される通りである。
他のスプール弁においても同様の作動を示す。
円筒カムシャフト１はＡＴ用ＥＣＵ７０によっても制御されているので、セレクトレバー信号もＡＴ用ＥＣＵ７０に入力されている。その為、円筒カムシャフト１のカム形状は、シャフト側面の軸方向と円周方向の両方向に凹凸を有し、その凹凸の形状は図４に示される油圧連通モードで決まるスプール弁位置となるよう設計される。なおこのようにして制御されるＡＴの各クラッチ類、ブレーキ類の動作状態は図５に示すような構成となる。
【００２９】
第一実施例では円周方向の駆動はセレクトレバー５００による手動操作によってなされているが、もちろん自動側即ちステッピングモータ１２によって駆動される軸方向への駆動に適用する構成でも効果は同じである。
この円筒カムシャフト１のカム形状はシャフトと一体化した構造ばかりでなく、外周面をカム形状としたカムリングをシャフトに嵌め込んで図１に示すカムシャフト構造としてもよく、その場合はポート数変更やポート組合せ変更等に対応しやすくなる。例えば図示はしないが、図１の各スプール弁のあるハウジングの円筒孔の周囲を１ブロックとしてカムシャフト軸方向に積み重ねるような構成にすることで変更は容易となる。従って、そのような構成は、集積バルブが、油圧弁とそのハウジングを１ブロック単位として、該１ブロック単位を必要ポート数だけ積層したことを特徴とすることになる。また図１、図６のように、スプール弁がカムシャフト１の両側に配列される場合は、集積バルブ６０はコンパクトな略平板状に構成され、配置に上下の制約はないのでオイルパン内での配置も容易となる。
【００３０】
セレクトレバー５００のシフト位置は、通常Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、２、Ｌ（パーキング、リア（後退）、ニュートラル、ドライブ、セカンド、ローの頭文字）の６位置であるが、パーキングおよびニュートラルの位置については変速操作は実施されないので、自動変速処理が実施されたとしても、トランスミッション３００はトルクを伝達しないように設定されている。
【００３１】
次にＤレンジ位置における変速動作を説明する。他のレンジにおいても基本的な作動は同様である。
円筒カムシャフト１は、手動のＤレンジの位置において、カムの凹凸によりピンを介して、各スプール弁２〜８を図４のＤレンジの欄で示す連通ポートで決まる油圧連通モードにする。そして円筒カムシャフト１に対するＡＴ用ＥＣＵ７０の指示が、車速の４段階の内の１速モード（図４の１ｓｔ）であると、図４、図５に示すように、多板クラッチＣ_０は、図１のライン圧ポート（図４のＰ_Ｓ）３５からライン圧連通路４６、スプール弁３の溝、連通ポート４０を介してライン圧を受けて作動状態となり、多板クラッチＣ_１は同様に、圧力制御ポート（図４のＰ_ｃ１）３６から制御圧連通路４７、スプール弁５の溝、連通ポート４２を介して制御圧が連通され、車速等の状態によって制御油圧が係合油圧制御弁６１、６２で調節され、係合状態が制御される。また、多板クラッチＣ_２および多板ブレーキＢ_０はドレン（ドレン圧連通路、図４のＤｒ）４８に連通され、多板ブレーキＢ_１，Ｂ_２，Ｂ_３もすべてドレン４９に連通される。なお図４の記号は、対応するスプール弁に対して接続される供給ポートの種類を示す。また図４のＰ_ｃ１とＰ_ｃ２は二つの係合油圧制御弁６１、６２を用いているので違う記号としたが、とりうる圧力値の範囲（即ちライン圧を最高圧としてそれ以下の範囲）としては同じである。さらに図４のスプール１とはスプール弁１のことを意味する。
【００３２】
そして１速モードの状態からＡＴ用ＥＣＵ７０が２速モード（図４の２ｎｄ）の指示状態になったとすると、ＡＴ用ＥＣＵ７０からの指示によってステップモータ１２が円筒カムシャフト１を２速モード位置にずらし、各スプール弁２〜８の位置を変化させる。その結果、図４のＤレンジの２ｎｄの欄に示すように、多板クラッチＣ_１がライン圧ポート４６（Ｐ_Ｓ）に連通され、多板ブレーキＢ_２が制御圧連通路５０（Ｐ_ｃ２）に連通され、他のクラッチ、ブレーキは１速モードと同じ状態が保持され、これらのモードによって決まる油圧でトランスミッション３００内のクラッチ類、ブレーキ類が作動して異なる変速比（２速）のトルク伝達状態となる。このように制御状態が決められてＡＴとしての機能を果たす。他のレンジ位置でも、またシフトダウン操作でも同様な動作で制御される。
【００３３】
また、手動でセレクトレバー５００を切り換えシフト位置を変更すると、シフトレバーに連動した連結部１１によって円筒カムシャフト１が回転させられて、各スプール弁２〜８の位置を切換え、図４の各レンジで指定するような油圧連通モードとする。その状態で同時にＥＣＵ７０による制御でステップモータ１２により円筒カムシャフト１がスライドされて車速に対応した油圧連通モードになり、自動制御が続行される。
【００３４】
次に、フェイルセーフ機能について説明する。通常、フェイル発生は突然であり、車両においては走行中に発生することも考えられるため、フェイル発生と同時に対応する必要がある。ここで対応するフェイルセーフは、装置自体が機械的な破損を生じる程度までのフェイルではなく、自動制御機能が不能となった場合である。なんらかの理由で自動制御機能が不能状態になった場合には、手動で変速操作を実施できるようにフェイルセーフ設定する。通常、従来の車両で実施されているように、ＡＴにおけるフェイルセーフは、変速状態を現状維持もしくは４速モード位置（高速モード側）にするようにしている。これは、フェイル時にシフトダウンが生じると、車速が突然エンジンブレーキがかかる状態となる場合があり、変速ショックを生じ、危険であるため、必ず高速側にシフトアップするようにしてショックの生じる危険性を避けるように処置がとられている。
【００３５】
図４の各油圧連通モードは本来、通常使用する範囲は、例として多板クラッチＣ_０（スプール弁３）の欄で示すと、太線の枠で囲った範囲内の連通位置が必要なだけである。即ち、Ｌレンジにおいては、スピードは１ｓｔおよび２ｎｄ状態だけであり、正常に動作している間は、３ｒｄや４ｔｈに変速されることはない。同様に、２レンジにおいては、１ｓｔ、２ｎｄ、３ｒｄのみで、４ｔｈへは変速されない。Ｎ，Ｒ，Ｐレンジにおいては、その作動から変速されることはなく、１ｓｔのみである。そこで本発明においては、フェイル（故障）時のフェイルセーフの為に、未使用変速モード位置において、図４に示すように、連通モードを限定しておく。即ち、高速側である連通モード位置に太枠範囲の右端の連通モードと同一の連通状態を維持するようになっている。例えばＬレンジにおいては、Ｌレンジにおける最高速モードである２ｎｄの連通モードＰｓを未使用の３ｒｄ、４ｔｈに設定する。以下、２レンジ、Ｄレンジ、Ｎレンジ、Ｒレンジ、Ｐレンジにおいても同様である。
【００３６】
この実施例の場合ではさらに、変速モード側、即ちカムシャフト１の軸方向移動側にフェイルセーフモード位置を別途設けている（図４のフェイル欄）。このフェイルセーフモード位置の作用については後述する。まず４ｔｈ位置をフェイルセーフ位置としている場合のフェイル時の動作について説明する。
何らかのフェイルが発生したものとＡＴ用ＥＣＵ７０が判断すると、変速状態を決定している円筒カムシャフト１をステップモータ１２の駆動でフェイルセーフ位置（４速モード位置）にシフトする。強制的にこのフェイルセーフ位置に固定することで、自動制御は不能となっても、上述のように各レンジにおける高速段と同じ連通モードを４ｔｈに設定しているため、手動操作によるレンジ切り換え動作は作動する。
【００３７】
自動制御を行うＡＴ用ＥＣＵ７０の処理プログラムのうち、フェイルに関する処理の流れの概略を示したものが図７（ａ）である。ＡＴ用ＥＣＵ７０は、各種のセンサなどの異常信号や演算結果の食い違い等からフェイルかどうかの判定を行い、フェイルならば図７（ａ）のフローチャートのステップ６１０の判断でフェイル処理のステップ６５０へ移り、カムシャフト１をフェイルセーフ位置（４速モード位置）に移動させる。フェイルセーフ位置では完全には自動変速と同等の変速機能を実現しなくなるが（例えばＬレンジで２ｎｄ発進となるなど）、手動制御により少なくとも変速させる機能は維持されることになる。
【００３８】
ステップモータ１２の駆動制御にフェイルが生じた場合はステップモータ１２の駆動を打ち切って、リターンスプリング５４によってフェイルセーフ位置（４速モード位置）まで強制的に移動させる。その場合が図７（ｂ）のフローチャートで、ＡＴ用ＥＣＵ７０は各種センサからステップモータ１２の駆動制御がフェイルしたと判断した場合に、ステップモータ１２をフリーの状態にし、円筒カムシャフト１を、リターンスプリング５４の伸張力でフェイルセーフ位置（４速モード位置）にシフトする。その状態でセレクトレバー５００の操作による手動のＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、２、Ｌレンジの選択がなされ、円筒カムシャフト１は連結部１１で回転させられて各スプール弁２〜８の位置を制御する。
【００３９】
本構成の場合いずれの変速モード位置においてフェイルした場合においても変速ショックが軽減される構造となっている。例えば、セレクトレバー５００が２レンジに有り、変速モードが２ｎｄにある時フェイルしたとすると、カムシャフト１は、低速側である１ｓｔ側へ移動することなく、フェイル時の２ｎｄ位置より順に、３ｒｄ位置を経由して４ｔｈへシフトすることとなり、順に高速段側へ切り換わり、シフトダウン時に生じるようなエンジンブレーキによるショック等が発生しない。
【００４０】
なお、このリターンスプリング５４は、ハウジング外部に設けられる構成でも、別の機構による力を用いてもよく、また自動と手動とが入れ代わった構成の場合は、このリターンスプリング５４の力は、どの部位に設けようともカムシャフトを回転方向にストッパー位置まで回転させる力を蓄えさせる構成とし、さらには特に設けず、モータの力でリターンさせる構成であっても構わない。
【００４１】
フェイル時のスプール弁の位置において、カムシャフト１はリターンスプリング５４の押す力によってストッパ位置１ａまで移動することから、カムシャフト１のフェイルセーフ位置として、通常利用されている４速モード位置ではなく、フェイルセーフモード位置を別途設けてもよい。図４では４ｔｈの隣りのフェイル欄で示される。即ち、フェイルが発生する場合は突然の場合がほとんどであり、どのような原因で発生するかは予想できない。場合によっては油圧調整がストップしてしまうこともあり得る。そうすると油圧は急激に変化するので、油圧で作動させるクラッチ類も急激に変化する。するとＡＴとしては変速ショックと呼ばれる急激な変速チェンジが生じることから、このような変速ショックを生じないようにする必要がある。そこで変速ショックを防ぐためにフェイルセーフモード位置として、各スプール弁の連通状態を通常使用しない半開の位置に固定し半連通状態にして、フェイルによる急激な油圧変化を避ける設定とする。これは特にクラッチ圧を直接制御する本発明のようなシステムのＡＴに対して有効な設定である。油圧供給が正常のままの場合は半連通状態であっても制御は正常に保たれるので、半連通状態にすることは差し支えない。
【００４２】
図８（ａ）は上記のフェイルセーフモード位置としてのスプール弁位置を決めるための、カムシャフトの軸方向の凹凸断面（一部）である。横軸はカムシャフト１の軸方向を表しており、１速〜４速モード位置およびフェイルセーフ位置を表している。縦軸はスプール弁の溝部の位置で、各油圧連通路と連通する位置として、下からドレン圧ポート、制御圧ポート、ライン圧ポート位置が示してある。図に示したハッチ付きのグラフは、カムシャフト１を軸方向に移動させた際のスプール弁溝部位置を、クラッチＣ_２（スプール弁４）におけるＤレンジ、およびブレーキＢ_１（スプール弁７）における２レンジについて示してある。４速モード（４ｔｈ）の位置にあるスプール弁４は、図８（ｂ）に示すように、スプール弁４に設けられた溝がちょうどライン圧連通路４６に整合した位置となっている。それがフェイルセーフ位置になった場合は図８（ｃ）に示すように、スプール弁の位置が下にずれて、溝がライン圧連通路４６に対して半連通（半開）の位置になり、弁の開口度を狭くして油圧の変化をさえぎる状態になる。従ってフェイル時の油圧状態と著しく変化する場合においても、圧油は絞られた開口部から徐々に流入、流出することとなり、フェイルセーフ位置へ変速された際に、変速ショックを起こすことがない。
図８（ｃ）の位置は、図８（ａ）のＤレンジ、クラッチＣ_２（スプール弁４）に限らず、他のスプール弁でも４速がライン圧ポート（Ｐ_Ｓ）と連通される場合は同様である。図９（ａ）は同様に、ＤレンジにおけるクラッチＣ_０と２レンジにおけるクラッチＣ_２のスプール弁３、スプール弁４の溝部の位置を示した図で、フェイル時にはスプール弁３は図９（ｂ）に示す位置に設定される。正常な状態は図９（ｃ）である。スプール弁３が制御圧連通路４７に連通する位置の場合、スプール弁３は上下どちらに移動しても半開状態とすることができ、カムシャフトの設計で望ましい方を選択すればよい。しかしながら、フェイルセーフ時のスプール弁位置は、もし４速モード位置で大きな連通穴が必要でなければ、従来のフェイルセーフ位置である４速モード位置を半連通状態にする位置に設定すると、スプール弁の移動量が少なくて済む。図１０（ａ）の図では、２レンジにおけるスプール弁３がフェイルセーフ位置に位置決めされた際、下に移動して半開状態になった状態を示している。また、図８（ａ）に示すように、２レンジにおけるスプール弁スプール弁６は、４速モードにおいてドレン圧の油圧連通路４９に通ずる位置にあったスプール弁６は、これ以上下がらないので、図１０（ｂ）のように少し上げた位置にする。
【００４３】
なおもちろん、このフェイルセーフモード位置を設けたカムシャフトにおいて、フェイルセーフ機能として、必ずしもスプール弁をこのフェイルセーフモード位置にする必要はなく、モータによる移動で４速モード位置を利用しても構わない。
また、他のフェイルセーフ手段として、スプール弁の油路孔もしくは油路溝の位置が油圧供給連通路のいずれにも連通しない位置でロックする場合に備えて、油路孔幅もしくは油路溝幅が、各油圧連通路のいずれかに必ず少なくとも僅かに連通している幅を有することを特徴とするようにスプール弁を構成しておいても良い。
【００４４】
次に、ライン圧連通路４６、制御圧連通路４７、ドレン圧連通路４８の各油圧連通路の配置は、カムシャフト１から遠い順に配置する構成すると良い。このようにする理由は、スプール弁の位置によってピン１４〜２０のカムシャフト側への突出割合が変わり、スプール弁内部の圧力の違いによってピンの押し戻される力が変化するためである。以下そのことを説明する。なおこの油圧連通路の配置の効果は、第一実施例で示した集積バルブの構成でなくとも、つまり単に自動制御だけ、もしくは手動制御だけの構成のものであっても、同様なスプール弁の構成であれば同様な効果を有する。
【００４５】
図１１（ａ）および（ｂ）は、スプール弁５を例として、スプール弁５の溝部５ａの位置が各油圧連通路の各位置Ａ、Ｂ、Ｃの違いによって受ける、カムシャフト１の移動の際に必要とする、ピン１７を押し上げる力を、油圧を変化させて比較したものである。スプール弁５の溝５ａが位置Ｃの場合、即ち最もスプール弁５が下がってカムシャフト１に近づいている場合、ピン１７は最もカムシャフト側に突き出していて、カムシャフトが移動してピンを押し上げようとするときは、ｄ点を支点とする回転モーメントを受ける。従ってこのピンの突き出し長さが大きい程、ピンに対するこじり力が大きく働くことになる。この場合にピンを押し上げる力が大きいと、こじる力も同様に大きくなってしまう。そこで、ピン１７の突き出し量が長い位置Ｃの場合にピン１７にかかる圧力が小さくなるような油圧連通モードを選択できれば全体としてピン１７を押し上げる力は少なくて済み、ピンをこじる力も大きくならずに済む。これはスプール弁の溝が各位置Ａ〜Ｃである時に、連通する供給油圧を図１１（ｂ）の黒点で示す関係とすれば、最大でも制御油圧の取る最大値、即ちライン圧と位置Ｂの線の交点のｂという大きさの力でよいことになる。つまり、高圧となるライン圧を供給する連通路を位置Ａにし、最も低い圧力であるドレン圧の連通路を位置Ｃとすることで、円筒カムシャフト１の駆動力を低減でき、ピン変形の危険性を防ぐことができる。またカムシャフトの駆動源であるステップモータ１２の駆動力も小さくて済み、装置の大型化を防ぐことになる。さらに、手動の際のセレクトレバー５００の操作力にも影響するので、より少ない力で駆動できる。
（第二実施例）
カムシャフト１の両側へ配置されるスプール弁の配置位置は、比較的自由度が高く、図１に示した形状に限らず、様々な変形が可能である。図１２は図６（ａ）の配列を変形させた場合で、カムシャフト１の両側に配列させたスプール弁を同一平面とするのではなく、カムシャフト軸を中心として屈曲させるようにしてもよい。また図示しないが、スプール弁列をカムシャフト１の片側に一列に配置させて、細長くした棒形状でももちろん構わない。これらの場合では、他の装置、特にＡＴ本体のトランスミッション（図２の３００）の形状に合わせて設置余裕の少ないオイルパン内部などの周辺にコンパクトに搭載することができる。
（第三実施例）
また、スプール弁の片側一列の配置を平面的に複数列に配列させると、カム機構はカムシャフトの代わりにカムプレートとすることで同じ効果が得られる。カムプレートの場合は回転機構の代わりに、プレートの平面をなす二つの軸方向への直線運動機構となる。つまり、円筒カムシャフト１を平面状に展開したものに相当する、面上に凹凸を形成したカムプレートを形成し、このカムプレート上でピンを介してスプール弁２〜８を配置する。そして、カムプレートがその平面をなす面内で、カムシャフト１の軸方向に対応する第一方向、およびこの第一方向と異なる第二方向（最も顕著な場合では、第一方向に対して直角方向）へピニオン、ラック機構等によって直線運動させることによって、上記実施例の手動制御、自動制御と同様の制御が可能である。つまりカムプレート上にスプール弁を必要な所定の配置で並列配置し、第一方向（第一機構）として１速〜４速モード位置の切換えをステップモータのピニオン、ラック機構でカムプレートを自動駆動し、第二方向（第二機構）のラック機構でセレクトレバーと連結した手動制御で変速操作する。なおこのカムプレートは完全な平板でなくとも良く、カムシャフトとカムプレートとの中間とも言える、円筒側面の一部をなす扇型断面形状を持つ曲面であっても構わない。
【００４６】
上記第一実施例では、円筒カムシャフト１の回動運動によって手動制御、軸方向の直線運動によって自動制御を行っている。もちろんこの関係が入れ代わった手動、自動制御でも本発明の効果は同様である。その場合は図１のステップモータ１２はラック１０に連動する配置となり、図１で示すステップモータ１２の位置には歯車でセレクトレバー５００に機械的に接続されることになる。さらに、図示した機構に限らず、自動制御のステップモータの回転がこのカムシャフト１に直結し、モータごとラック５２の機構で手動によりスライドする構成でもよい。また、円筒カムシャフト１は図示した寸法に限らず、径を大きくして略円筒ドラムカムシャフトとしても構わない。またスプール弁の形状も、上述の機能をもつ油圧弁であれば円筒に限らず、どのような形状の弁であっても良い。
（第四実施例）
第四実施例として、図１３は別構成の集積バルブの構造を示す断面図で、ハウジング８３に固定されたモータ８５に直結した円筒状のロータリスプール８１が自在に動くスライドスリーブ８２の中にモータ軸を中心に回転自在で嵌合してハウジング８３内に装着されている。スライドスリーブ８２は、図示しない連結機構に接続され、変速用のセレクトレバーに機械的に接続されＤ、２、Ｌ及び、Ｐ，Ｒ，Ｎを共通位置としたシフト位置に軸方向にスライドさせる構造となっている。またスライドスリーブ８２の周囲には、前述のライン圧ポート、制御圧ポート、ドレンポート及び各摩擦締結要素への油圧ポートが共通に穿設されたバルブプレート９１、９２、９３、９４、９５、９６、９７、９８、９９、１００が軸方向に積層される形で嵌挿されており、それらバルブプレートの外周はハウジング８３によって支持されている。
【００４７】
ロータリスプール８１の外周には各摩擦締結要素への油圧通路の連通を決定する溝が設けられ、モータ８５の回転によって位置が決められる。さらに、図１４（ａ）に示すようなスライドスリーブ８２にスライドスリーブ８２の内外周面を貫通するように円周方向に穿たれた連通孔▲１▼、▲２▼、▲３▼、▲４▼が設けられており、これら連通孔を介してバルブプレート９１〜１００に連通されることにより、各バルブプレートに設けられた油圧ポートの連通関係が切り換わり各摩擦締結要素への油路を切り換え制御する。
【００４８】
モータ８５側から順に挿入されたバルブプレート９１〜１００は、バルブプレート１００に隣接して盲用プレートカバー８８がもうけられている。
プレートカバー８８は、軸方向への移動を規制するように、サークリップ８９で固定されている。各バルブプレートは、９１と９２、９３と９４、９５と９６、９７と９８、９９と１００がそれぞれ２枚一組となって所定の油圧通路を設定するように構成されている。各組のプレートはそれぞれ複数の摩擦締結要素への油路を分担する形で構成されている。
【００４９】
これらバルブプレート、スライドスリーブ８２、ロータリスプール８１との間の油路の連通関係をバルブプレート９３、９４を例に説明する。
バルブプレート９３と９４の断面図を図１４（ａ），（ｂ）に示す。図１４（ａ）は、図１３におけるＡ−Ａ断面であり、バルブプレート９４の断面図を示しており、同様に図１４（ｂ）は、図１３に示すＢ−Ｂ断面であり、バルブプレート９３の断面図を示している。なお、図１３に示す図面は図１４（ａ）のＥ−Ｆ断面に相当する。図１４に示すようにバルブプレート８４、９３には、複数の油圧ポートが穿孔されており、円内の記号は、連通する各油圧機器及び摩擦締結要素を示す。Ｃ０〜Ｃ２は、第１実施例と同様トランスミッション３００に設けられる多板クラッチＣ０〜Ｃ２につながるポートを意味しており、Ｂ０〜Ｂ３は多板ブレーキにつながるポートであり、ｄはドレンポート、ａは第１実施例の制御圧ポートＰ_Ｃ１に相当し、ｂは制御圧ポートＰ_Ｃ２に相当する。Ｐ_Ｓは、第１実施例と同じくライン圧ポートである。
【００５０】
これらのポートは、各バルブプレートに共通に同一の位置に設けられており、一番外側のカバープレート８８の部分から図示しないパイプでトランスミッション３００等に接続されている。従って、バルブプレート９４、９３の各ポートへは、カバープレート８８及びバルブプレート９５〜１００におけるポートを経由して圧油等が供給される。
【００５１】
バルブプレート９３には、Ｃ１ポートからスライドスリーブ８２に向かう連通路９３ａと、Ｂ２ポートからスライドスリーブ８２に向かう連通路９３ｂが形成されていることから多板クラッチＣ１、多板ブレーキＢ２を受け持つバルブプレートの組であり、他のバルブプレートの組も同様に他のポートと連通する連通路が設けられている。
【００５２】
スライドスリーブ８２には連通孔▲１▼〜▲４▼が中心対象に左右に二組設けられており、ロータリスプール８１は±４５°回動するようになっている。またこの図１４の連通孔▲１▼〜▲４▼の数字は車速の変速に対応しており、▲１▼が１速モードに対応し、ドレンに連通される。▲２▼は制御圧、▲３▼、▲４▼はライン圧に連通される。図１４では２速モードの位置を示しており、制御ポートｂ即ち制御圧ポートＰ_Ｃ２ポートからの油圧がスライドスリーブ８２の２速の連通孔▲２▼を介してロータリスプール８１に設けられた切り欠き溝に伝わり、その溝が図１４（ｂ）の半円形の流路８１ａを通じて、再びスライドスリーブ８２の連通孔αを介してバルブプレート９３の連通ポートＢ２（ブレーキＢ_２）につながっている。そのため、多板ブレーキＢ２には、制御圧ポートＰ_Ｃ２ポートからの圧油が供給されることとなる。同様にβとγの連通孔は他のバルブプレートに対向する位置に穿設されており、他のバルブプレートに設けられている油圧ポートと適宜連通している。スライドスリーブ８２のもう一方の連通孔▲２▼はＰ_Ｓポートに連通しており、同様にロータリスプール８１の切り欠き溝を経由して図１４（ｂ）の半円形の流路８１ｂを通じて、再びスライドスリーブ８２の連通孔γを介してバルブプレート９３の連通ポートＣ１につながっている。従って多板クラッチＣ１へはＰ_Ｓポートからのライン圧が供給されることとなる。さらに変速モードが３即、４足へと切り換わる場合は、ロータリスプール８１がモータ８５により回転駆動され、ロータリスプール８１に設けられた切り欠き溝がスライドスリーブ８２の連通孔▲３▼、▲４▼に対向する位置に位置決めされることにより、ポートの連通状態が切り換わる。各摩擦締結要素への各レンジ、各変速モードにおける油路の連通状態は、第１実施例における図４及び図４に示されるような関係となるよう、各バルブプレートの連通路及びスライドスリーブ８２の連通孔α、β、γの穿孔位置が決定される。
【００５３】
ハウジング８３の下部側方にはスライドバルブ８４が設けられ、小さな別の油圧弁を形成している（図１３）。このスライドバルブ８４も図示しない連結機構に接続されており、スライドスリーブ８２の補完的役割を担い、スライドスリーブ８２が図１３のＰ，Ｒ，Ｎレンジの位置となる時に連動し、Ｐ，Ｒ，Ｎのシフト切り換えのバルブ切り換え機能を受け持つ。このスライドバルブ８４には、図１５に示すように連通ポートＢ３と連通ポートＣ２にライン圧ポートＰ_Ｓもしくはドレンポートｄが連通される。図１５はＰレンジ状態を示した図であり、ハウジング８３には、Ｂ３ポート及びＣ２ポートに連通する通路９０が設けられており、さらに、スライドバルブ８４が挿入される孔に連通する孔１０１が設けられている。
【００５４】
スライドバルブ８４にはその軸中心にドレンポートｄにつながる連通孔１０３が設けれており、外周に向けて複数の連通孔１０４が穿設されている。さらにスライドバルブ８４には円環状の通路１０２が形成されている。図１５においては、ハウジング８３の孔１０１が、スライドバルブ８４の連通孔１０４と対向する位置に位置決めされており、従って、連通ポートＢ３，Ｃ２は、ともにドレンポートにつながる。同様に、通路１０２が孔１０１に対向する位置に位置決めされた際は、ライン圧ポートＰ_Ｓと連通することとなり、連通ポートＢ３，Ｃ２には、ライン圧が供給されることとなる。
【００５５】
これはＰ，Ｒ，Ｎのシフト位置の時、図４に示すように各ポートのうち油圧切換えの必要があるのは連通ポートＢ３、Ｃ２のみなので、固定状態のポートは上部のロータリスプール側で連通させておくことで済むことや、他にロータリスプール８１の動作ストロークを短くできるという利点がある。
この第四実施例の集積バルブでは、ロータリスプール８１がモータ８５に直結しており、ＡＴ用ＥＣＵ７０からの信号によりモータを回転することでロータリスプール８１の周囲に設けられた溝の位置をずらして、自動で油圧通路の制御を行う。そしてセレクトレバー５００の操作で、スライドスリーブ８２およびスライドバルブ８４が油通路を切換えることで、手動で各油圧連通路への弁切換えを行う。従ってこの集積バルブの機構でも自動、手動両制御が反映される。この第四実施例の集積バルブも、バルブプレートを交換することで様々なトランスミッションに対応できるので、汎用性を有する利点がある。各油圧通路の連通モード等は第一実施例と同様であるため、ロータリスプールやスリーブの動作の詳細な説明は省略する。
【００５６】
なお一般的にスプール弁の個数や図４の連通モードは、トランスミッション３００の構造に依存して変わり、また多板ブレーキや多板クラッチの数や質によって設定条件も変化する。
以上のように、本発明の集積バルブは二方向の動きで制御され、即ち自動制御と手動制御とを同時に兼ね備えてフェイルセーフ手段を有した油圧制御を行う構造となっている。このため、自動制御側が異常のために制御不能になっても手動制御によりＡＴの制御を維持でき、特に下り坂や上り坂、山岳路、雪道発進等の場合に不都合が生じることが防げる。また円筒カムシャフトやロータリスプールに限らず自動、手動の機構を備えた油圧制御方式ならば同様な効果を有する。このように本発明の油圧制御装置は自動、手動両制御機構を備えた集積バルブによって軽量、コンパクトでなおかつ信頼性の高いＡＴ装置として従来の機能を損なうことなく提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第一実施例の集積バルブの正面断面図。
【図２】自動変速機装置の全体を示すシステム図。
【図３】信号の入出力を示すＡＴ用ＥＣＵの構成ブロック図。
【図４】集積バルブの作動状態を示す連通動作モード図。
【図５】トランスミッションの多板クラッチ、多板ブレーキの動作状態図。
【図６】図１の集積バルブの側面断面図。
【図７】フェイル時判定を示すモータ制御のフローチャート図。
【図８】フェイルセーフモード位置をもつカムシャフトの概略説明図およびスプール弁の動作説明図。
【図９】図８とは異なるスプール弁位置の場合の説明図。
【図１０】図８、図９とは異なるスプール弁位置の場合の説明図。
【図１１】油圧供給連通路の配置による駆動力差の説明図。
【図１２】第二実施例として図６（ａ）の変形例で、略Ｖ字断面形状の集積バルブの側断面図。
【図１３】第四実施例の集積バルブの構造断面図。
【図１４】図１３のバルブプレートの断面図。
【図１５】図１３のスライドバルブの断面図。
【符号の説明】
１円筒カムシャフト（カムシャフト）
２〜８スプール弁（油圧弁）
９、２９軸受
１０、５２ラック
１１連結部
３９〜４５連通ポート
３５、３７ライン圧ポート
３６、３８圧力制御ポート
３３、３４サークリップ
１４〜２０ピン
１２ステップモータ
１３、５３ピニオン
２８ハウジング
３１、３２ポートケース
３０サイドハウジング
２１〜２７スプリング
４６、５１ライン圧連通路（ライン圧）
４７、５０制御圧連通路（係合油圧）
４８、４９ドレン圧連通路（ドレン圧）
５４リターンスプリング
５５スプリングストッパー
６０集積バルブ
２００トルクコンバータ
３００トランスミッション（摩擦係合装置、油圧ポンプを含む）
５００セレクトレバー
６１、６２係合油圧制御弁（係合油圧設定手段）
６４ライン圧制御弁（高油圧設定手段）
７０ＡＴ用ＥＣＵ（油圧弁制御手段および係合油圧設定手段、高油圧設定手段を含む）
７２エンジン用ＥＣＵ
８１ロータリスプール
８２スライドスリーブ
８３ハウジング
８４スライドバルブ
８５モータ
８６回転角センサ
８７スリーブ回転止め
８８プレートカバー
８９サークリップ
９１〜１００バルブプレート[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission that controls a transmission mechanism of an automatic transmission with hydraulic pressure, and more particularly to a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, automatic transmissions (automatic transmissions, hereinafter referred to as AT), which are widely used for vehicles, etc., to transmit rotational driving force smoothly according to load, are hydraulic and have multiple control valves and accumulators. The shift control is realized by a hydraulic circuit using a solenoid valve. Therefore, the apparatus is large and requires a large number of parts, and has a problem that it is complicated and expensive. In order to solve such problems of large size and complexity, as shown in Japanese Examined Patent Publication No. 4-77183, there is a configuration in which shift control is performed with one collective control valve (aggregated control valve, integrated valve). Proposed. With such a configuration, the hydraulic control device can be reduced in size, weight, and simplification.
[0003]
The hydraulic control by the integrated valve is performed for the following reason. That is, if the hydraulic pressure is directly changed in order to control the hydraulic pressure of each friction engagement device, the number of hydraulic control valves is required as many as the number of friction engagement devices in the AT, which also increases the size. Since it is uneconomical, the hydraulic pressure is smoothly switched with a small number of hydraulic control valves using the hydraulic valve of this integrated valve so that the hydraulic pressure distribution according to the required engagement state of the friction engagement device is achieved, Automatic shifting is performed by switching the hydraulic valve by the hydraulic valve control means.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In a device that controls shift by controlling each friction engagement device by means of distributed hydraulic control valves, the shift control includes a select lever operation that allows an occupant to select any gear position to some extent, engine throttle opening, vehicle speed, etc. From an engine control computer (hereinafter referred to as ECU), it is realized by a gear position instruction for determining a friction engagement device in the AT so as to obtain an appropriate gear ratio. In this case, even if the electronic control automatic control function breaks down due to an ECU fail-safe system or the like, the occupant can operate the select lever to select forward and reverse, or to select a gear stage for a certain degree of forward movement. Is considered. However, in the case of the above-described conventional device for controlling automatic shift by the collective control valve, the valve switching control is performed only by electric means, so that the shift switching function is provided when an abnormality such as failure of the ECU itself or wiring disconnection occurs. There was a problem of being completely lost.
[0005]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that is simple, small, and capable of performing reliable control.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, the present invention is configured to switch and control a plurality of shift stages by switching the oil passages supplied to the friction engagement elements for the engagement / release of the plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission. In a hydraulic control device for an automatic transmission, an integrated valve in which a plurality of hydraulic valves for switching an oil passage supplied to each friction engagement element are integrated, and a valve switching that can switch the plurality of hydraulic valves directly and simultaneously Hydraulic valve automatic switching means for automatically driving and controlling the driving of the valve switching means, and hydraulic valve manual switching means for manually driving and controlling the valve switching means, The automatic switching means and the manual switching means are means for driving the valve switching means in two different directions independent from each other, or the automatic switching means is means for switching only a forward shift stage in the automatic transmission, Manual switching means is means for switching at least forward and backward The technical means is adopted.
[0007]
[Action]
The automatic transmission automatically switches and controls multiple hydraulic valves using hydraulic valve automatic switching means. , The hydraulic valve is manually switched by the hydraulic valve manual switching means. Further, the automatic switching means and the manual switching means drive the valve switching means in two different directions independent of each other. Alternatively, the automatic switching means is means for switching only a forward shift stage in the automatic transmission, and the manual switching means is means for switching at least forward and reverse. At that time, since the valve switching means can directly and simultaneously switch a plurality of hydraulic valves, each friction engagement element is engaged / released by an oil passage switched by the plurality of hydraulic valves, and the automatic transmission The switching control of a plurality of shift speeds in is performed.
[0008]
【The invention's effect】
There are automatic, manual and dual control systems for integrated valves. Drive the valve switching means in two different directions independent of each other, or the automatic switching means as means for switching only the forward shift stage in the automatic transmission, and the manual switching means as means for switching between forward and reverse. Therefore, a compact hydraulic control device using an integrated valve can be realized while maintaining the same system as the control method implemented in a conventional complex AT-equipped vehicle that does not use an integrated valve. In addition, it is possible to provide a highly safe hydraulic control device for an automatic transmission that can realize manual control (fail-safe means) corresponding to a failure time of an automatic device, which was not found in a conventional integrated valve type AT. did it. In the case of the camshaft configuration, the hydraulic valve can be arranged axisymmetrically around the camshaft, so that the cross-sectional shape of the integrated valve can be selected from a substantially flat shape, a substantially V shape, etc. It is possible to design a hydraulic control device with a high degree of mounting flexibility. In the case of driving the hydraulic valve via the pin for the cam movement, the driving force for the pin can be reduced by considering the arrangement of the hydraulic communication path to be switched, and the driving force source for driving the cams can be reduced. The size can be reduced, and the device can be further downsized.
[0009]
【Example】
Hereinafter, the present invention will be described based on specific examples.
(First Example)
FIG. 1 is a cross-sectional view of an integrated valve (integrated valve) 60 constituting a hydraulic control apparatus according to an embodiment in which the present invention is applied to an AT for a vehicle. As is well known, the operation of the vehicle AT is automatically or manually switched in gear connection in the transmission 300 so that the rotational force from an engine (not shown) connected to the tip of the torque converter 200 is applied to the rear or front wheels of the vehicle. Communicated. FIG. 1 best shows the features of the present invention, but the overall configuration of the hydraulic control device is as shown in the configuration diagram of the hydraulic control device 400 shown in FIG. The whole is inside the AT, inside an oil pan (not shown) provided below the transmission 300, and the environment of the hydraulic control device 400 inside the oil pan is a drain of the hydraulic circuit.
[0010]
In the transmission 300, a known hydraulic pump 56 that is directly connected to the rotation shaft of the engine and driven to rotate is provided. The drive oil discharged from each hydraulic device to an oil pan or the like is sucked from the suction port 57, Pressure oil is supplied to each device via a line pressure control valve 64. The pressure oil from the hydraulic pump is a high pump hydraulic pressure that fluctuates, and a line pressure control valve 64 (EV in FIG. 2 means an electromagnetic valve) 64 which is an electromagnetic control type pressure control valve makes the line pressure constant and high. Control and supply to each hydraulic device. The hydraulic control device 400 is provided with two engagement hydraulic control valves 61 and 62 (collectively referred to as a hydraulic control valve), and the line pressure supplied from the line pressure control valve 64 is transmitted to a transmission 300 described later. The integrated engagement valve 60 is supplied to the integrated valve 60 while being arbitrarily controlled to a predetermined engagement pressure appropriate to the hydraulic pressure at the time of engagement of each friction engagement device. The engagement hydraulic control valves 61 and 62 are respectively connected to the pressure control ports 36 and 38 of the integrated valve 60 shown in FIG. 1, and the line pressure control valve 64 is further connected to the line pressure so as to supply the line pressure directly to the integrated valve 60. It is connected to ports 35 and 37.
[0011]
The line pressure ports 35 and 37 communicate with each other in the side housing 30. The line pressure, the engagement hydraulic pressure, etc. supplied to the integrated valve 60 are the friction engagement devices (in the transmission 300) from the communication ports 39, 40, 41, 42, 43, 44, 45 via the spool valves 2-8. Multi-plate clutches C (not shown) ₀ , C ₁ , C ₂ And multi-plate brakes B ₀ , B ₁ , B ₂ , B ₃ )It is connected to the. Each friction engagement device is connected to a gear constituting each gear ratio, such as a planetary gear, in the transmission 300. By releasing the engagement of these friction engagement devices, the gear ratio is switched to control the shift of the vehicle. It is carried out.
[0012]
Further, the connecting portion 11 is mechanically connected to a select lever 500 that is operated manually by the operator, such as forward, backward, neutral, and parking. The line pressure is further connected to the torque converter 200 via a lock-up hydraulic control valve 65 in order to perform lock-up (L / U) slip control of the torque converter 200.
[0013]
An integrated valve 60 shown in FIG. 1 includes a housing 28, a side housing 30, port cases 31, 32, and the like. A cylindrical camshaft 1 having a substantially cylindrical shape is provided in a recess 58 provided substantially at the center of the housing 28, and is a bearing that is freely inserted into a bearing 9, 29 such as a ball bearing or a roller bearing. Part at both ends. Concavities and convexities as cams for moving and driving the spool valves 2 to 8 are formed on the outer peripheral surface of the main portion of the camshaft 1, and a rack 52 is provided in a part of the circumferential surface in the shaft axial direction. It meshes with a pinion gear 13 mounted on the rotation shaft of the stepping motor 12 and is driven to move in the axial direction (in the direction of arrow AB in the figure) by the rotational drive of the stepping motor 12. The rack 52 has a gear groove extending in the circumferential direction so that the mesh with the pinion gear 13 is not disengaged even when the camshaft 1 rotates in the circumferential direction around the axis.
[0014]
The bearings 9 and 29 support the camshaft 1 so as to be rotatable and movable in parallel in the axial direction. A pinion gear 53 is formed on the outer periphery of one end of the camshaft 1, and the rack 10 meshes with the pinion gear 53, and the rack 10 is connected to an external selection lever 500 operated by an operator. Mechanically connected to the
[0015]
The bearing 9 is attached to one end of the housing 28 with a circlip 34, and the bearing 29 is attached to the side housing 30 with a circlip 33. A return spring 54 is fitted on the outer periphery of the camshaft 1, one end of the return spring 54 abuts on the left end surface 58 a of the recess 58 of the housing 28, and the other end abuts against a spring stopper 55 fixed to the camshaft 1. It is touched. The spring 54 urges the camshaft 1 in the direction of arrow B in the figure so that one end 1a of the camshaft 1 can abut against the end face 58b of the recess 58.
[0016]
Further, spool valves 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8 for switching the oil passage are arranged side by side on both sides of the camshaft 1 in a direction perpendicular to the axis of the cylindrical camshaft 1, and are placed in the housing 28. Is provided. The spool valves 2 to 8 are respectively inserted into cylindrical holes 28a, 28b, 28c, 28d, 28e, 28f, 28g, and 28h provided in the housing 28 so as to be slidable in the axial direction. Next, the detailed structure of the spool valve will be described.
[0017]
As shown in FIG. 11A, each of the spool valves 2 to 8 has a cylindrical shape having a cavity inside, and a groove (for example, the spool valve 5 shown in FIG. 11) formed in the central portion around the outer surface of the cylinder. And a hole portion (for example, a hole portion in the spool valve 5 shown in FIG. 11) communicating with an inner cylindrical portion (for example, the inner cylinder portion 5c in the spool valve 5 shown in FIG. 11) provided inside the cylinder in the groove. 5b) and is configured to communicate with ports 46, 47, 48, 49, 50, 51, etc. communicating with the respective cylindrical holes 28a to 28h. One end of the inner cylindrical portion provided in each spool valve is open and communicates with communication ports 39 to 45 provided in the port cases 31 and 32.
[0018]
And between the cylindrical camshaft 1 and the unopened bottom portion of each spool valve (for example, the end face 5d of the spool valve 5 in FIG. 11), pins 14, 15, 16, 17, 18, 19, and 20 are inserted into the housing 28 so as to be slidable in the axial direction, and the cam movement of the camshaft 1 is transmitted to each spool valve. Since the spool valves 2 to 8 slide in the respective cylindrical holes 28a to 28h according to the movement of the camshaft 1, a small hole for releasing pressure is provided on the non-opening side of the spool valve to which the pins 14 to 20 hit so as to move smoothly. It has been. By supplying the oil inside the spool valve also below the bottom of the spool valve non-opening side, the pressure due to the oil pressure inside the spool valve and the hydraulic pressure acting on the surface of the non-opening side of the spool valve are balanced, This is intended to reduce the force for driving the spool valve. Further, the spool valves 2 to 8 are all pressed against the cylindrical camshaft side together with the pins by the springs 21, 22, 23, 24, 25, 26 and 27, and are fixed to the housing 28 with bolts (not shown). 32 is sealed in a cylindrical hole of the housing so as not to jump out.
[0019]
Line pressure ports 35 and 37 are bored in the side housing 30, and line pressure (high pressure oil) is supplied from the line pressure control valve 64. The line pressure is transmitted from the line pressure ports 35 and 37 to the line pressure communication paths 46 and 51 which are one of the hydraulic communication paths provided in the housing 28. The line pressure communication passage 46 is provided so as to supply line pressure to the cylindrical holes 28d, 28c, 28b, 28a of the housing 28 into which the spool valves 2, 3, 4, 5 are inserted, and the line pressure communication passage 51 is provided. Is provided so as to supply line pressure to the cylindrical holes 28g, 28f, 28e of the housing 28 into which the spool valves 6, 7, 8 are inserted.
[0020]
When each spool valve moves through the cylindrical hole by driving the camshaft 1, the groove and the hole of each spool valve are positioned at a position opposite to the position where the line pressure communicating path 46 or the line pressure communicating path 51 opens in each cylindrical hole. Then, the line pressure Ps supplied to each line pressure communication passage is supplied to the spool valve inner cylindrical portion via the groove and hole of each spool valve, and the communication ports 39 to 45 of the port cases 31 and 32 are further provided. The line pressure is supplied to the frictional engagement device via. Further, pressure control ports 36 and 38 to which engagement hydraulic pressure (or control pressure) whose pressure is adjusted are supplied are formed in the side housing 30, and a control pressure communication passage 47 provided in parallel to the line pressure communication passage from this port. , 50 are extended and supplied to each spool valve in the same manner as the line pressure communication path, and further supplied to each friction engagement device via the spool valve. However, the pressure control ports 36 and 38 are not in communication with each other in the side housing, and therefore the engagement hydraulic pressure from the engagement hydraulic control valve 62 supplied to the pressure control port 36 is a spool communicating with the control pressure communication passage 47. Only the valves 2, 3, 4, 5 are supplied. Similarly, the engagement hydraulic pressure from the engagement hydraulic pressure control valve 61 supplied to the pressure control port 38 is supplied only to the spool valves 6, 7, 8 communicating with the control pressure communication path 50.
[0021]
As a result, the engagement hydraulic pressure supplied from the engagement hydraulic control valve 61 is the multi-plate brake B. _1, B _0, B ₂ The engagement hydraulic pressure supplied from the engagement hydraulic control valve 62 is supplied to the multi-plate brake B only. ₃ And multi-plate clutch C _0, C _2, C ₁ It will be supplied only to.
In parallel with the control pressure communication passages 47 and 50 in the housing 28, there are hydraulic communication passages that lead to drains outside the housing, that is, drain pressure communication passages (drain pressure ports, hereinafter simply referred to as drains) 48 and 49. When the groove is positioned at a position communicating with the drain pressure communication path, the pressure oil in the friction engagement device communicating with the spool valve is discharged from the drain ports 58 and 59 to the outside of the housing. As shown in FIG. 1, these three hydraulic communication passages are arranged so as to have a drain pressure, a control pressure, and a line pressure from the camshaft side.
[0022]
Of the communication ports 39 to 45 connected to the transmission 300, the multi-plate clutch C installed in the transmission 300 ₀ Multi-plate brake B ₀ Ports 40 and 44 communicating with the two ports are doubled to prevent them from being combined at the same time, because if these two are operated at the same time, the transmission may be unable to drive due to the internal structure and damage may occur. A coupling prevention valve 63 is interposed (FIG. 2). Other communication ports are other multi-plate clutches C as found in known transmissions. ₁ , C ₂ Multi-plate brake B ₁ , B ₂ , B ₃ These clutches and brakes are engaged and released by hydraulic pressure from the communication port, and the connection state of a plurality of gears for shifting in the transmission is switched to perform shift control as AT. The brakes are substantially the same friction elements as the clutches, and the brakes have a structure in which one side of the clutch is fixed to the body of the transmission.
[0023]
The cylindrical camshaft 1 shown in FIG. 1 is controlled by an instruction from the AT electronic control unit AT ECU 70, and the step motor 12 moves the camshaft 1 in the axial direction so that the unevenness provided on the side circumference of the camshaft. Thus, the positions of the spool valves 2 to 8 are controlled via the pins 14 to 20, whereby a groove provided in the spool valve communicates with each communication path and a predetermined hydraulic pressure is transmitted to each communication port. FIG. 4 shows a control pressure port P in which each spool valve communicates with the line pressure port Ps, the drain Dr, and the line pressure control valve 61 in each range and each shift range of the select lever 500. _c1, Control pressure port P communicating with the line pressure control valve 62 _c2 It is the figure which showed which port of which is connected.
[0024]
As shown in FIG. 3, the AT ECU 70 is configured to control the engine drive, a kick-down signal for shifting the shift stage to the lower stage during acceleration, a select lever signal indicating the position of the select lever 500, and the like. A motor position signal for driving the step motor 12 while exchanging data with the E / G ECU 72 is output by a signal from the electronic control unit E / G ECU 72, and at the same time, each hydraulic control signal is transmitted to each hydraulic control valve described above. 61, 62, 64, 65. The data exchanged by the E / G ECU 72 and the AT ECU 70 at this time includes the water temperature of the radiator, the throttle opening, the crank angle of the crankshaft, the vehicle speed, the turbine speed, etc., as shown in FIG.
[0025]
Since the cylindrical camshaft 1 is connected to the select lever 500 by the connecting portion 11, when the position of the select lever 500 is manually selected by the driver, the rack 10 connected to the connecting portion 11 shafts the cylindrical camshaft 1. By rotating around the shaft, the pins 14 to 20 in contact with the camshaft are moved by the circumferential unevenness of the cylindrical camshaft 1 (FIG. 6B), and the spool valves 2 to 8 are controlled.
[0026]
For example, FIG. 6B shows an axial sectional view of the camshaft 1 in which the gear stage of the spool valve 3 is at the fourth speed position, and shows a state where the select lever 500 is at the L (forward low speed) position. ing. The pin 15 in contact with the spool valve 3 is in contact with the position of the maximum diameter of the camshaft 1 and pushes up the spool valve 3 so that the spool valve 3 is positioned at a position communicating with the line pressure port Ps. And a multi-plate clutch C communicating with the spool valve 3 ₀ Is supplied with line pressure.
[0027]
From this state, when the select lever 500 is sequentially shifted to 2 (forward second speed), D (forward automatic shift speed), N (neutral), R (back), and P (parking), the camshaft 1 The camshaft 1 is rotated by 22.5 ° through the connecting portion 11 and the rack 10 connected to the select lever 500. Then, the tip of the pin 15 slides in the rotational direction along the unevenness of the outer peripheral surface of the camshaft 1. In the case of FIG. 6B, the pin 15 moves to the center of the shaft only in the D range, and the spool valve 3 is shifted to a position where it communicates with the control pressure communication passage 47, and the clutch C ₀ The engagement hydraulic pressure is supplied to.
[0028]
In the other ranges, like the L range, the spool valve 3 is positioned at a position communicating with the line pressure port Ps. This state is as shown in the port state in each range at the fourth speed of the spool valve 3 in FIG.
The same operation is shown in other spool valves.
Since the cylindrical camshaft 1 is also controlled by the AT ECU 70, the select lever signal is also input to the AT ECU 70. For this reason, the cam shape of the cylindrical camshaft 1 has irregularities in both the axial direction and the circumferential direction of the side surface of the shaft, and the irregular shape is the spool valve position determined by the hydraulic communication mode shown in FIG. Designed. The operating states of the AT clutches and brakes controlled in this way are configured as shown in FIG.
[0029]
In the first embodiment, driving in the circumferential direction is performed by manual operation by the select lever 500, but of course, the same effect can be obtained in the configuration applied to driving on the automatic side, that is, the axial direction driven by the stepping motor 12.
The cam shape of the cylindrical cam shaft 1 is not limited to a structure integrated with the shaft, but a cam ring having a cam shape on the outer peripheral surface may be fitted into the shaft to form the cam shaft structure shown in FIG. 1, in which case the number of ports is changed. It becomes easy to cope with the change of port combination. For example, although not shown in the figure, the configuration can be easily changed by stacking in the camshaft axial direction with one block around the cylindrical hole of the housing with the spool valves in FIG. Therefore, such a configuration is characterized in that the integrated valve has the hydraulic valve and its housing as one block unit, and the one block unit is stacked by the required number of ports. Further, as shown in FIGS. 1 and 6, when the spool valves are arranged on both sides of the camshaft 1, the integrated valve 60 is configured in a compact and substantially flat plate shape, and there is no upper and lower restrictions on the arrangement. Is also easy to arrange.
[0030]
The shift position of the select lever 500 is normally 6 positions of P, R, N, D, 2, L (parking, rear (reverse), neutral, drive, second, low), but parking and neutral Since no speed change operation is performed on the position, the transmission 300 is set so as not to transmit torque even if the automatic speed change process is executed.
[0031]
Next, the shifting operation at the D range position will be described. The basic operation is the same in other ranges.
At the position of the manual D range, the cylindrical camshaft 1 places each spool valve 2 to 8 in the hydraulic communication mode determined by the communication port shown in the D range column of FIG. When the AT ECU 70 instructs the cylindrical camshaft 1 to be in the first speed mode (1st in FIG. 4) of the four stages of the vehicle speed, as shown in FIGS. ₀ Is the line pressure port of FIG. 1 (P in FIG. _S ) When the line pressure is received from 35 via the line pressure communication passage 46, the groove of the spool valve 3, and the communication port 40, the multi-plate clutch C ₁ Similarly, the pressure control port (P in FIG. _c1 ), The control pressure is communicated from 36 via the control pressure communication passage 47, the groove of the spool valve 5, and the communication port 42, and the control hydraulic pressure is adjusted by the engagement hydraulic control valves 61 and 62 according to the state of the vehicle speed, etc. Be controlled. Multi-plate clutch C ₂ And multi-plate brake B ₀ Is connected to a drain (drain pressure communication path, Dr in FIG. 4) 48, and a multi-plate brake B ₁ , B ₂ , B ₃ Are all communicated to the drain 49. The symbol in FIG. 4 indicates the type of supply port connected to the corresponding spool valve. Also, P in FIG. _c1 And P _c2 Since the two engagement hydraulic control valves 61 and 62 are used, the symbols are different, but the range of possible pressure values (that is, the range where the line pressure is the maximum pressure and below) is the same. Furthermore, the spool 1 in FIG. 4 means the spool valve 1.
[0032]
Assuming that the AT ECU 70 changes from the first speed mode to the second speed mode (2nd in FIG. 4), the step motor 12 moves the cylindrical camshaft 1 to the second speed mode position according to the instruction from the AT ECU 70. To change the position of each spool valve 2-8. As a result, as shown in the 2nd column of the D range in FIG. ₁ Line pressure port 46 (P _S ), And multi-plate brake B ₂ Is the control pressure communication passage 50 (P _c2 ), And the other clutches and brakes are kept in the same state as the first speed mode, and the clutches and brakes in the transmission 300 are operated by the hydraulic pressure determined by these modes, and the torque of the different speed ratio (second speed). It becomes a transmission state. In this way, the control state is determined and the function as AT is achieved. It is controlled by the same operation at other range positions and also at the downshift operation.
[0033]
Further, when the selector lever 500 is manually switched and the shift position is changed, the cylindrical camshaft 1 is rotated by the connecting portion 11 interlocked with the shift lever, and the positions of the spool valves 2 to 8 are switched. Use the hydraulic communication mode specified in. In this state, simultaneously with the control by the ECU 70, the cylindrical camshaft 1 is slid by the step motor 12 to enter the hydraulic communication mode corresponding to the vehicle speed, and the automatic control is continued.
[0034]
Next, the fail safe function will be described. Usually, the occurrence of a failure is abrupt, and in a vehicle, it can be considered that the failure occurs during travel. The fail-safe corresponding here is a case where the apparatus itself does not fail to the extent that mechanical damage occurs, and the automatic control function is disabled. If for some reason the automatic control function is disabled, fail-safe settings are set so that manual shifting operations can be performed. Usually, as implemented in a conventional vehicle, the fail-safe in AT is such that the shift state is maintained as it is or in the fourth speed mode position (high speed mode side). This is because if a downshift occurs during a failure, the vehicle speed may suddenly become engine braked, causing a shift shock and dangerous. Measures are taken to avoid.
[0035]
Each hydraulic communication mode in FIG. 4 originally has a range that is normally used as an example of the multi-plate clutch C. ₀ In the column of (Spool valve 3), only the communication position within the range enclosed by the bold line frame is required. That is, in the L range, the speed is only in the 1st and 2nd states, and the gear is not shifted to 3rd or 4th during normal operation. Similarly, in the second range, only 1st, 2nd and 3rd are used, and no shift to 4th is made. In the N, R, and P ranges, the speed is not shifted from the operation, and only 1st. Therefore, in the present invention, for fail-safe at the time of failure (failure), the communication mode is limited as shown in FIG. 4 at the unused shift mode position. That is, the same communication state as the communication mode at the right end of the thick frame range is maintained at the communication mode position on the high speed side. For example, in the L range, the 2nd communication mode Ps which is the highest speed mode in the L range is set to unused 3rd and 4th. Hereinafter, the same applies to the 2 range, D range, N range, R range, and P range.
[0036]
In this embodiment, a fail-safe mode position is additionally provided on the shift mode side, that is, on the axial movement side of the camshaft 1 (failure column in FIG. 4). The operation of the fail safe mode position will be described later. First, the operation at the time of fail when the 4th position is the fail safe position will be described.
When the AT ECU 70 determines that some kind of failure has occurred, the cylindrical camshaft 1 that has determined the shift state is shifted to the fail-safe position (fourth speed mode position) by driving the step motor 12. Even if automatic control is disabled by forcibly fixing this fail-safe position, the same communication mode as the high-speed stage in each range is set to 4th as described above. Operates.
[0037]
FIG. 7A shows an outline of the processing flow related to the failure among the processing programs of the AT ECU 70 that performs automatic control. The ECU for AT 70 determines whether or not a failure has occurred based on an abnormal signal from various sensors, a difference in calculation results, or the like. If it is a failure, the determination is made at step 610 of the flowchart of FIG. The camshaft 1 is moved to the fail-safe position (fourth speed mode position). Although the shift function equivalent to the automatic shift cannot be realized completely at the fail-safe position (for example, 2nd start in the L range), at least the function of shifting by manual control is maintained.
[0038]
When a failure occurs in the drive control of the step motor 12, the drive of the step motor 12 is stopped and the return spring 54 forcibly moves to the fail safe position (fourth speed mode position). In this case, in the flowchart of FIG. 7B, when the AT ECU 70 determines from various sensors that the drive control of the step motor 12 has failed, the AT motor 70 is brought into a free state, and the cylindrical camshaft 1 is The return spring 54 is extended to shift to the fail safe position (fourth speed mode position). In this state, the manual P, R, N, D, 2, and L ranges are selected by operating the select lever 500, and the cylindrical camshaft 1 is rotated by the connecting portion 11 so that the positions of the spool valves 2 to 8 are changed. Control.
[0039]
In the case of this configuration, the shift shock is reduced when a failure occurs in any shift mode position. For example, if the select lever 500 is in the 2 range and the transmission mode is 2nd, the camshaft 1 moves to the 3rd position in order from the 2nd position at the time of failure without moving to the 1st side which is the low speed side. The shift to 4th is made, and the gears are sequentially switched to the high-speed stage side, so that the engine brake shock or the like that occurs at the time of shift down does not occur.
[0040]
The return spring 54 may be configured to be provided outside the housing, or a force by another mechanism may be used. In a configuration in which automatic and manual are interchanged, the return spring 54 may have any force. Even if it is provided at the site, it may be configured to store the force for rotating the camshaft in the rotational direction to the stopper position, and may be configured to return by the power of the motor without being particularly provided.
[0041]
At the position of the spool valve at the time of failure, the camshaft 1 moves to the stopper position 1a by the pushing force of the return spring 54. Therefore, the failsafe position of the camshaft 1 is not the normally used 4-speed mode position, A fail-safe mode position may be provided separately. In FIG. 4, it is indicated by a fail column adjacent to 4th. That is, when a failure occurs, it is almost abrupt, and it is impossible to predict what the failure will be. In some cases, the hydraulic pressure adjustment may stop. Then, since the hydraulic pressure changes rapidly, the clutches operated by the hydraulic pressure also change rapidly. Then, since an abrupt shift change called a shift shock occurs for the AT, it is necessary to prevent such a shift shock from occurring. Therefore, in order to prevent a shift shock, the fail-safe mode position is set so that the communication state of each spool valve is fixed at a half-open position where it is not normally used, and is set to a half-communication state to avoid a sudden change in hydraulic pressure due to the failure. This is a particularly effective setting for the AT of a system such as the present invention that directly controls the clutch pressure. If the hydraulic pressure supply is normal, the control is kept normal even in the semi-communication state, so it is possible to make the communication state semi-communication.
[0042]
FIG. 8 (a) is an uneven cross section (a part) in the axial direction of the camshaft for determining the spool valve position as the failsafe mode position. The horizontal axis represents the axial direction of the camshaft 1, and represents the 1st to 4th speed mode position and the fail safe position. The vertical axis indicates the position of the groove portion of the spool valve, and the positions of the drain pressure port, the control pressure port, and the line pressure port are shown from the bottom as the positions communicating with the respective hydraulic communication paths. The hatched graph shown in the figure shows the position of the spool valve groove when the camshaft 1 is moved in the axial direction. ₂ D range and brake B in (spool valve 4) ₁ Two ranges in the (spool valve 7) are shown. The spool valve 4 in the position of the fourth speed mode (4th) is in a position where the groove provided in the spool valve 4 is aligned with the line pressure communication passage 46 as shown in FIG. When it is in the fail-safe position, as shown in FIG. 8C, the position of the spool valve is shifted downward, and the groove is in a half-communication (half-open) position with respect to the line pressure communication passage 46. The opening degree is narrowed so that the change in hydraulic pressure is blocked. Therefore, even when there is a significant change from the oil pressure state at the time of failure, the pressure oil gradually flows in and out from the throttled opening, and no shift shock occurs when the gear is shifted to the fail-safe position.
The position of FIG. 8 (c) is the D range and clutch C of FIG. 8 (a). ₂ (Spool valve 4) Not only the spool valve 4 but also the 4th speed is the line pressure port (P _S It is the same when communicating with). Similarly, FIG. 9A shows the clutch C in the D range. ₀ And clutch C in 2 ranges ₂ The spool valve 3 and the position of the groove portion of the spool valve 4 are shown, and at the time of failure, the spool valve 3 is set to the position shown in FIG. 9B. The normal state is shown in FIG. When the spool valve 3 is in a position where it communicates with the control pressure communication passage 47, the spool valve 3 can be in a half-open state regardless of whether it moves up or down, and a desired one may be selected according to the design of the camshaft. However, if the position of the spool valve at the time of fail-safe is not set to a large communication hole at the 4-speed mode position, the spool valve position is set to a position where the conventional 4-speed mode position, which is the fail-safe position, is set to a semi-communication state. Requires less movement. FIG. 10A shows a state where the spool valve 3 in the two ranges moves downward and is in a half-open state when the spool valve 3 is positioned at the fail-safe position. Further, as shown in FIG. 8 (a), the spool valve spool valve 6 in the second range is not lowered any more than the spool valve 6 that was in the position communicating with the drain pressure hydraulic communication passage 49 in the fourth speed mode. The position is slightly raised as shown in FIG.
[0043]
Of course, in the camshaft provided with the fail-safe mode position, as a fail-safe function, the spool valve does not necessarily need to be in the fail-safe mode position, and the 4-speed mode position may be used by movement by a motor.
As another fail-safe means, the oil passage hole width or the oil passage groove width is provided in case the oil passage hole or the oil passage groove of the spool valve is locked at a position where it does not communicate with any of the hydraulic supply communication passages. However, the spool valve may be configured to have a width that always communicates with any one of the hydraulic communication paths at least slightly.
[0044]
Next, the arrangement of the hydraulic pressure communication paths 46, the control pressure communication path 47, and the drain pressure communication path 48 may be arranged in order of increasing distance from the camshaft 1. The reason for this is that the protruding ratio of the pins 14 to 20 to the camshaft side varies depending on the position of the spool valve, and the force with which the pin is pushed back varies depending on the pressure inside the spool valve. This will be described below. Note that the effect of the arrangement of the hydraulic communication path is not limited to the configuration of the integrated valve shown in the first embodiment, that is, even if the configuration is merely automatic control or only manual control. The configuration has the same effect.
[0045]
11 (a) and 11 (b), taking the spool valve 5 as an example, the movement of the camshaft 1 that the position of the groove portion 5a of the spool valve 5 is affected by the difference between the positions A, B, and C of each hydraulic communication path. The force required to push up the pin 17 is compared by changing the hydraulic pressure. When the groove 5a of the spool valve 5 is at the position C, that is, when the spool valve 5 is lowered most and approaches the camshaft 1, the pin 17 protrudes most toward the camshaft, and the camshaft moves to push up the pin. When trying to do so, it receives a rotational moment with the point d as a fulcrum. Therefore, the greater the protruding length of this pin, the greater the twisting force on the pin. In this case, if the force to push up the pin is large, the force to be squeezed will be large as well. Therefore, if the hydraulic communication mode can be selected so that the pressure applied to the pin 17 is small when the protrusion amount of the pin 17 is long, the force for pushing up the pin 17 as a whole is small, and the force for pinning does not increase. That's it. If the supply hydraulic pressure communicated with the groove of the spool valve at each of the positions A to C is represented by the black dot in FIG. 11B, the maximum value taken by the control hydraulic pressure, that is, the line pressure and the position B A force having a magnitude of b at the intersection of the lines is sufficient. In other words, by setting the communication path for supplying a high line pressure to the position A and the communication path for the drain pressure, which is the lowest pressure, to the position C, the driving force of the cylindrical camshaft 1 can be reduced and there is a risk of pin deformation. Can prevent sex. In addition, the driving force of the step motor 12, which is the driving source of the camshaft, can be small, and the apparatus can be prevented from becoming large. Furthermore, since it also affects the operating force of the select lever 500 during manual operation, it can be driven with less force.
(Second embodiment)
The positions of the spool valves arranged on both sides of the camshaft 1 have a relatively high degree of freedom, and are not limited to the shape shown in FIG. FIG. 12 shows a case in which the arrangement of FIG. 6A is modified, and the spool valves arranged on both sides of the camshaft 1 may be bent around the camshaft axis instead of being coplanar. . Although not shown in the drawings, the spool valve row may be arranged in a row on one side of the camshaft 1 so as to have an elongated rod shape. In these cases, it can be compactly mounted in the periphery of the oil pan or the like with a small installation margin in accordance with the shape of another device, particularly the AT main body transmission (300 in FIG. 2).
(Third embodiment)
When the arrangement of one row of spool valves is arranged in a plurality of rows in a plan view, the same effect can be obtained by using a cam mechanism as a cam plate instead of a cam shaft. In the case of a cam plate, instead of a rotation mechanism, it becomes a linear motion mechanism in two axial directions that form the plane of the plate. That is, a cam plate having an uneven surface formed corresponding to a flat developed cylindrical camshaft 1 is formed, and spool valves 2 to 8 are arranged on the cam plate via pins. Then, within a plane on which the cam plate forms a plane, a first direction corresponding to the axial direction of the camshaft 1 and a second direction different from the first direction (in the most remarkable case, perpendicular to the first direction). The same control as the manual control and automatic control of the above-described embodiment is possible by linearly moving in the direction) by a pinion, a rack mechanism or the like. In other words, spool valves are arranged in parallel in the required arrangement on the cam plate, and the position of the 1st to 4th speed mode is switched in the first direction (first mechanism). The cam plate is automatically driven by the step motor pinion and rack mechanism. Then, the shift operation is performed by manual control coupled to the select lever by the rack mechanism in the second direction (second mechanism). The cam plate may not be a perfect flat plate, and may be a curved surface having a fan-shaped cross-sectional shape forming a part of a cylindrical side surface, which can be said to be intermediate between the cam shaft and the cam plate.
[0046]
In the first embodiment, manual control is performed by the rotational motion of the cylindrical camshaft 1 and automatic control is performed by the linear motion in the axial direction. Of course, the effects of the present invention are the same in manual and automatic control in which this relationship is replaced. In this case, the step motor 12 in FIG. 1 is arranged in conjunction with the rack 10, and the position of the step motor 12 shown in FIG. 1 is mechanically connected to the select lever 500 with a gear. Further, the present invention is not limited to the illustrated mechanism, and a configuration in which the rotation of an automatically controlled step motor is directly coupled to the camshaft 1 and is manually slid by the mechanism of the rack 52 together with the motor. Further, the cylindrical camshaft 1 is not limited to the illustrated dimensions, and the diameter may be increased to be a substantially cylindrical drum camshaft. The shape of the spool valve is not limited to a cylinder as long as it is a hydraulic valve having the above-described function, and may be any shape.
(Fourth embodiment)
As a fourth embodiment, FIG. 13 is a cross-sectional view showing the structure of an integrated valve having a different configuration. A cylindrical rotary pool 81 directly connected to a motor 85 fixed to a housing 83 is freely moved in a slide sleeve 82 in which the motor moves freely. The housing 83 is mounted so as to be rotatable about the shaft. The slide sleeve 82 is connected to a coupling mechanism (not shown), mechanically connected to a shift select lever, and is slid in the axial direction to a shift position having D, 2, L, and P, R, N as common positions. It has become. Further, around the slide sleeve 82, valve plates 91, 92, 93, 94, 95, 96 in which the above-described line pressure port, control pressure port, drain port, and hydraulic ports to the respective frictional engagement elements are formed in common. , 97, 98, 99, 100 are inserted in the form of being laminated in the axial direction, and the outer periphery of these valve plates is supported by a housing 83.
[0047]
A groove for determining the communication of the hydraulic passage to each friction engagement element is provided on the outer periphery of the rotary pool 81, and the position is determined by the rotation of the motor 85. Further, the communication holes {circle around (1)}, {circle around (2)}, {circle around (3)}, {circle around (4)} drilled in the circumferential direction so as to penetrate the inner and outer peripheral surfaces of the slide sleeve 82 as shown in FIG. ▼ is provided, and by communicating with the valve plates 91 to 100 through these communication holes, the communication relationship of the hydraulic ports provided in each valve plate is switched, and the oil path to each friction engagement element is switched. Control.
[0048]
The valve plates 91 to 100 inserted in this order from the motor 85 side are provided with a blind plate cover 88 adjacent to the valve plate 100.
The plate cover 88 is fixed with a circlip 89 so as to restrict movement in the axial direction. Each valve plate is configured such that 91 and 92, 93 and 94, 95 and 96, 97 and 98, and 99 and 100 each form a set and set a predetermined hydraulic passage. Each set of plates is configured to share an oil path to a plurality of frictional engagement elements.
[0049]
The oil passage communication relationship between the valve plate, the slide sleeve 82, and the rotary pool 81 will be described by taking the valve plates 93 and 94 as an example.
Cross-sectional views of the valve plates 93 and 94 are shown in FIGS. 14A is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 13 and shows a cross-sectional view of the valve plate 94. Similarly, FIG. 14B is a cross-sectional view taken along the line BB shown in FIG. 93 is a cross-sectional view. Note that the drawing shown in FIG. 13 corresponds to the EF cross section of FIG. As shown in FIG. 14, a plurality of hydraulic ports are perforated in the valve plates 84 and 93, and symbols in circles indicate the hydraulic devices and frictional engagement elements that communicate with each other. C0 to C2 mean ports connected to the multi-plate clutches C0 to C2 provided in the transmission 300 as in the first embodiment, B0 to B3 are ports connected to the multi-plate brake, d is a drain port, a Is the control pressure port P of the first embodiment. _C1 B is the control pressure port P _C2 It corresponds to. P _S Is a line pressure port as in the first embodiment.
[0050]
These ports are provided at the same position in common for each valve plate, and are connected to the transmission 300 and the like by a pipe (not shown) from the outermost cover plate 88 portion. Accordingly, pressure oil or the like is supplied to the ports of the valve plates 94 and 93 via the ports in the cover plate 88 and the valve plates 95 to 100.
[0051]
The valve plate 93 is formed with a communication path 93a from the C1 port to the slide sleeve 82 and a communication path 93b from the B2 port to the slide sleeve 82. Therefore, the valve plate is responsible for the multi-plate clutch C1 and the multi-plate brake B2. Similarly, other valve plate groups are also provided with communication passages communicating with other ports.
[0052]
The slide sleeve 82 is provided with two sets of communication holes (1) to (4) on the left and right with respect to the center, and the rotary pool 81 is rotated by ± 45 °. Further, the numbers of the communication holes (1) to (4) in FIG. 14 correspond to the speed change of the vehicle speed, and (1) corresponds to the first speed mode and communicates with the drain. (2) communicates with the control pressure, and (3) and (4) communicate with the line pressure. FIG. 14 shows the position of the second speed mode, and the control port b, that is, the control pressure port P _C2 The hydraulic pressure from the port is transmitted to the notch groove provided in the rotary pool 81 via the second speed communication hole (2) of the slide sleeve 82, and the groove passes through the semicircular channel 81a of FIG. Again, the communication port B2 (brake B) of the valve plate 93 through the communication hole α of the slide sleeve ₂ ). Therefore, the multi-plate brake B2 has a control pressure port P _C2 Pressure oil from the port will be supplied. Similarly, β and γ communication holes are formed at positions facing the other valve plates and communicate with hydraulic ports provided in the other valve plates as appropriate. The other communication hole (2) of the slide sleeve 82 is P _S Similarly, the valve plate 93 communicates with the slide sleeve 82 through the communication hole γ through the semicircular flow path 81b of FIG. Connected to port C1. Therefore, the multi-plate clutch C1 has P _S The line pressure from the port will be supplied. Further, when the speed change mode is switched to 3 foot or 4 feet, the rotary pool 81 is driven to rotate by the motor 85, and the notch groove provided in the rotary pool 81 is the communication hole (3), (4) of the slide sleeve 82. By positioning at a position opposite to ▼, the communication state of the port is switched. The communication path of each valve plate and the slide sleeve 82 are set so that the communication state of the oil passage in each range and each speed change mode to each friction engagement element has a relationship as shown in FIGS. 4 and 4 in the first embodiment. The drilling positions of the communication holes α, β, γ are determined.
[0053]
A slide valve 84 is provided on the lower side of the housing 83 to form another small hydraulic valve (FIG. 13). This slide valve 84 is also connected to a coupling mechanism (not shown) and plays a complementary role of the slide sleeve 82. When the slide sleeve 82 is in the position of the P, R, N range in FIG. It has a valve switching function for N shift switching. As shown in FIG. 15, the slide valve 84 includes a communication port B3 and a communication port C2, and a line pressure port P. _S Alternatively, the drain port d is communicated. FIG. 15 is a diagram showing the P range state. The housing 83 is provided with a passage 90 communicating with the B3 port and the C2 port, and further has a hole 101 communicating with the hole into which the slide valve 84 is inserted. Is provided.
[0054]
The slide valve 84 is provided with a communication hole 103 connected to the drain port d at the shaft center, and a plurality of communication holes 104 are formed toward the outer periphery. Further, an annular passage 102 is formed in the slide valve 84. In FIG. 15, the hole 101 of the housing 83 is positioned at a position facing the communication hole 104 of the slide valve 84, and therefore the communication ports B3 and C2 are both connected to the drain port. Similarly, when the passage 102 is positioned at a position facing the hole 101, the line pressure port P _S Thus, the line pressure is supplied to the communication ports B3 and C2.
[0055]
This is because, at the shift position of P, R, N, as shown in FIG. 4, only the communication ports B3 and C2 need to be switched as shown in FIG. 4, so the fixed ports are on the upper rotary pool side. There are advantages that it is only necessary to communicate with each other and that the operation stroke of the rotary pool 81 can be shortened.
In the integrated valve of the fourth embodiment, the rotary pool 81 is directly connected to the motor 85, and the position of the groove provided around the rotary pool 81 is shifted by rotating the motor in response to a signal from the AT ECU 70. The hydraulic passage is automatically controlled. Then, by operating the select lever 500, the slide sleeve 82 and the slide valve 84 switch the oil passage to manually switch the valve to each hydraulic communication passage. Therefore, both automatic and manual controls are reflected in this integrated valve mechanism. The integrated valve of the fourth embodiment can also be used for various transmissions by exchanging the valve plate, and thus has an advantage of versatility. Since the communication mode of each hydraulic passage is the same as that in the first embodiment, detailed description of the operation of the rotary pool and the sleeve is omitted.
[0056]
In general, the number of spool valves and the communication mode in FIG. 4 vary depending on the structure of the transmission 300, and the setting conditions also vary depending on the number and quality of multi-plate brakes and multi-plate clutches.
As described above, the integrated valve of the present invention is controlled by two-way movement, that is, has a structure in which automatic control and manual control are simultaneously performed to perform hydraulic control having fail-safe means. For this reason, even if the automatic control side becomes uncontrollable due to an abnormality, it is possible to maintain AT control by manual control, and it is possible to prevent inconveniences particularly in the case of downhills, uphills, mountain roads, snowy roads and the like. Further, the hydraulic control system having automatic and manual mechanisms is not limited to the cylindrical camshaft and the rotary pool, and has the same effect. Thus, the hydraulic control device of the present invention can be provided as a lightweight, compact and highly reliable AT device without impairing conventional functions by the integrated valve having both automatic and manual control mechanisms.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front sectional view of an integrated valve according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a system diagram showing the entire automatic transmission apparatus.
FIG. 3 is a structural block diagram of an AT ECU showing signal input / output.
FIG. 4 is a communication operation mode diagram showing an operation state of the integrated valve.
FIG. 5 is an operation state diagram of a multi-plate clutch and a multi-plate brake of the transmission.
6 is a side sectional view of the integrated valve of FIG. 1;
FIG. 7 is a flowchart of motor control showing determination at the time of failure.
FIG. 8 is a schematic explanatory diagram of a camshaft having a fail-safe mode position and an operation explanatory diagram of a spool valve.
9 is an explanatory view in the case of a spool valve position different from FIG.
FIG. 10 is an explanatory diagram in the case of a spool valve position different from those in FIGS.
FIG. 11 is an explanatory diagram of a driving force difference due to the arrangement of the hydraulic pressure supply communication path.
FIG. 12 is a side sectional view of an integrated valve having a substantially V-shaped cross section, which is a modification of FIG. 6A as a second embodiment.
FIG. 13 is a structural cross-sectional view of an integrated valve of a fourth embodiment.
14 is a cross-sectional view of the valve plate of FIG.
15 is a cross-sectional view of the slide valve of FIG.
[Explanation of symbols]
1 Cylindrical camshaft (camshaft)
2-8 Spool valve (hydraulic valve)
9, 29 Bearing
10, 52 racks
11 Connecting part
39-45 communication port
35, 37 Line pressure port
36, 38 Pressure control port
33, 34 circlip
14-20 pins
12 Step motor
13, 53 Pinion
28 Housing
31, 32 port case
30 Side housing
21-27 Spring
46, 51 Line pressure communication passage (line pressure)
47, 50 Control pressure communication path (engagement hydraulic pressure)
48, 49 Drain pressure communication passage (drain pressure)
54 Return spring
55 Spring stopper
60 integrated valves
200 Torque converter
300 Transmission (including friction engagement device and hydraulic pump)
500 Select lever
61, 62 Engagement oil pressure control valve (engagement oil pressure setting means)
64 Line pressure control valve (high hydraulic pressure setting means)
70 AT ECU (including hydraulic valve control means, engagement hydraulic pressure setting means, and high hydraulic pressure setting means)
72 Engine ECU
81 Rotary pool
82 Slide sleeve
83 Housing
84 Slide valve
85 motor
86 Rotation angle sensor
87 Sleeve rotation stop
88 Plate cover
89 Circlip
91-100 Valve plate

Claims

In an automatic transmission hydraulic control device that controls switching of a plurality of shift stages by switching an oil path supplied to the friction engagement element for engagement / release of the plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission,
An integrated valve in which a plurality of hydraulic valves for switching oil passages supplied to each frictional engagement element are integrated;
A valve switching means capable of directly and simultaneously switching the plurality of hydraulic valves;
Hydraulic valve automatic switching means for automatically controlling the drive of the valve switching means;
Hydraulic valve manual switching means for manually driving and controlling the valve switching means ,
Said automatic switching means and said manual switching means, to separate two different directions from each other, the hydraulic control device for an automatic transmission which is characterized that you drive the valve switching means.

The said some hydraulic valve is comprised from the spool valve provided for every friction fastening element, The said valve switching means is a camshaft which moves and drives this spool valve, The said 2nd aspect is characterized by the above-mentioned. Hydraulic control device for automatic transmission.

The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2 , wherein the plurality of spool valves are arranged in an axial contrast with the camshaft interposed therebetween.

Each spool valve comes into contact with the concavo-convex surface of the camshaft via a pin that moves in the sliding direction, and each spool valve has a line pressure that is a predetermined high hydraulic pressure supplied to each frictional engagement element, A communication passage is provided to which the engagement pressure at the time of engagement and the discharge pressure at the time of release are respectively supplied, and each communication passage is arranged in the order of discharge pressure, engagement pressure, and line pressure from the side closer to the camshaft. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2 , wherein the hydraulic control device is arranged.

The automatic switching means is means for switching the oil passage by driving the camshaft in the axial direction, and the manual switching means is means for switching the oil passage by driving the camshaft in the rotational direction. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2 .

The manual switching means is means for switching the oil path by driving the camshaft in the axial direction, and the automatic switching means is means for switching the oil path by driving the camshaft in the rotational direction. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 2 .

In an automatic transmission hydraulic control device that controls switching of a plurality of shift stages by switching engagement / release of a plurality of friction engagement elements provided in an automatic transmission by switching an oil passage supplied to the friction engagement elements,
An integrated valve in which a plurality of hydraulic valves for switching oil passages supplied to each frictional engagement element are integrated;
A valve switching means capable of directly and simultaneously switching the plurality of hydraulic valves;
Hydraulic valve automatic switching means for automatically controlling the drive of the valve switching means;
A hydraulic valve manual switching means for manually driving and controlling the valve switching means,
The automatic transmission hydraulic control device, wherein the automatic switching means is means for switching only a forward shift stage in the automatic transmission, and the manual switching means is means for switching at least forward and reverse.

In a hydraulic control device for an automatic transmission for controlling engagement / release of a plurality of frictional engagement elements provided in a vehicle automatic transmission by switching a plurality of shift stages by switching an oil passage supplied to the frictional engagement elements ,
An integrated valve in which a plurality of hydraulic valves for switching oil passages supplied to each frictional engagement element are integrated;
A valve switching means capable of directly and simultaneously switching the plurality of hydraulic valves;
Hydraulic valve automatic switching means for automatically driving control of the valve switching means based on a drive control device for controlling driving of the vehicle;
Hydraulic valve manual switching means for manually driving and controlling the valve switching means ,
Said automatic switching means and said manual switching means, to separate two different directions from each other, the hydraulic control device for an automatic transmission which is characterized that you drive the valve switching means.

The automatic transmission hydraulic control device includes a determination unit that determines whether or not the shift control is normal. When the determination unit determines that the shift control is in a fail state, the hydraulic pressure switching valve is set to a fail-safe position. 9. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 8 , further comprising fail-safe positioning means for positioning.

9. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 8 , wherein the fail-safe position is a highest speed stage of a gear stage.

The fail-safe position is a position where the hydraulic valves are positioned at positions where the oil passages to the respective fastening elements in the highest speed stage are close to the highest speed stage of the gear stage. Item 9. The hydraulic control device for an automatic transmission according to Item 8 .

When the hydraulic valve automatic switching means fails, the drive to the hydraulic valve automatic switching means is stopped, and the hydraulic switching valve is moved and driven by the forced valve switching means for forcibly switching the valve switching means. the hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 8, wherein the positioning in Lee Rousset-safe position.

In the automatic transmission hydraulic control device for switching and controlling a plurality of shift stages by switching engagement / release of a plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission by switching an oil passage supplied to the friction engagement element,
A plurality of oil passages connected to the respective frictional engagement elements, a line pressure for maintaining the engagement of the frictional engagement elements, an engagement pressure at the time of engagement, and a discharge path at the time of release. A valve plate;
A cylindrical rotary pool having a plurality of communication passages on the outer periphery for switching an oil passage supplied to each friction engagement element;
A cylindrical sleeve that is inserted between the valve plate and the rotary pool and switches an oil passage supplied to each frictional engagement element;
Oil passage automatic switching means for automatically driving and controlling the oil passage switching of the rotary pool;
A hydraulic control device for an automatic transmission, comprising: an oil passage manual switching unit that manually controls the drive of the sleeve to switch the oil passage.

The oil path automatic switching means is means for switching the oil path by driving and controlling the rotary pool in the rotation direction, and the oil path manual switching means is means for switching the oil path by driving and controlling the sleeve in the axial direction. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 13, wherein

The oil path automatic switching means is means for switching only the forward shift stage in the automatic transmission,
14. The hydraulic control apparatus for an automatic transmission according to claim 13, wherein the oil path manual switching means is means for switching at least forward and reverse.