JP3839367B2

JP3839367B2 - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP3839367B2
Application number: JP2002191465A
Authority: JP
Inventors: 彰深津; 卓也藤峰; 雅彦安藤; 二十三判治; 和幸野田; 和俊野崎; 俊樹金田
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-06-28
Filing date: 2002-06-28
Publication date: 2006-11-01
Anticipated expiration: 2022-06-28
Also published as: JP2004036666A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば車輌等に搭載される自動変速機を制御する油圧制御装置に係り、詳しくは、１本のソレノイドバルブにより出力される信号圧に基づいて複数の切替えバルブを切替える際の応答遅れを低減することが可能な油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近来、例えば車輌等に搭載される自動変速機の油圧制御装置において、該油圧制御装置のコンパクト化やコスト低減などのために、共に切替えを行うことが可能な複数の切替えバルブの切替えを１本のソレノイドバルブのオン・オフ制御による信号圧で行うものがある。
【０００３】
図４は従来の油圧制御装置１００を示す概略図である。図４に示すように、油圧制御装置１００には、例えば油圧発生源により供給される油圧をポートａに入力し、オン・オフ制御に基づく信号圧をポートｂより出力するソレノイドバルブＳＯＬが備えられており、該ソレノイドバルブＳＯＬのポートｂは、油路ｂ１，ｂ２，ｂ３を介して切替えバルブ５の油室５ａ、切替えバルブ６の油室６ａ、切替えバルブ７の油室７ａに接続されている。該ソレノイドバルブＳＯＬがオフ制御されて該ポートｂより信号圧が出力されていないと、切替えバルブ５，６，７が有しているスプリング５ｓ，６ｓ，７ｓの付勢力により、切替えバルブ５が左半位置、切替えバルブ６が右半位置、切替えバルブ７が右半位置にある。そして、上記ソレノイドバルブＳＯＬがオン制御されて該ポートｂより信号圧が出力されると、上記油室５ａ，６ａ，７ａに信号圧が入力され、切替えバルブ５，６，７は、スプリング５ｓ，６ｓ，７ｓの付勢力に反して切替えバルブ５が右半位置、切替えバルブ６が左半位置、切替えバルブ７が左半位置となって、つまり３本の切替えバルブ５，６，７が共に切替えられる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで一般に、油温が低くなればなるほどオイルの粘性が増すため、例えば油温が低くなるとソレノイドバルブの信号圧の排出能力が低くなり、切替えバルブのスプールを動かすための信号圧を排出する時間が長くなる。特に上述したような油圧制御装置１００などのように、１本のソレノイドバルブＳＯＬにより例えば３本の切替えバルブ５，６，７を切替えるようなものであると、それら３本の切替えバルブ５，６，７のスプールを動かすためのオイル排出量が３本分となるため、ソレノイドバルブＳＯＬの信号圧の排出能力が低くなることで、更に信号圧を排出する時間が長くなり、それら切替えバルブ５，６，７を切替える時間が更に長くなってしまう。そのため、特に低油温時など、ソレノイドバルブＳＯＬの信号圧の排出能力が低くなる場合には、油圧制御装置としての機能上に影響を与える虞があった。
【０００５】
そこで本発明は、ソレノイドバルブの排出能力が低下する場合であっても複数の切替えバルブを切替える時間が長くなることを防止することが可能な油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、信号圧（Ｐｓｏｌ）を出力自在なソレノイドバルブ（ＳＯＬ）と、該ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）の信号圧（Ｐｓｏｌ）に基づいて共に切替えることが可能な複数の切替えバルブ（例えば２，３，４）と、を備える油圧制御装置（１）において、
前記複数の切替えバルブ（例えば２，３，４）のうちの少なくとも１つであって、前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）の信号圧（Ｐｓｏｌ）に基づき直接的に切替えられ、該切替えによって入力される所定油圧（例えばＰＬ）を出力する直接切替えバルブ（例えば３）と、
前記複数の切替えバルブ（例えば２，３，４）のうちの前記直接切替えバルブ（例えば３）以外に、前記直接切替えバルブ（例えば３）の切替えによって出力される前記所定油圧（例えばＰＬ）に基づき間接的に切替えられる間接切替えバルブ（例えば２，４）と、を備え、
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）の信号圧（Ｐｓｏｌ）に基づき、前記直接切替えバルブ（例えば３）及び前記間接切替えバルブ（例えば２，４）が切替えられる、
ことを特徴とする油圧制御装置（１）にある。
【０００７】
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）は、オン・オフ制御に基づいて前記信号圧（Ｐｓｏｌ）を出力してなる。
【０００８】
前記直接切替えバルブ（３）は、油圧源からの油圧を調圧したライン圧（ＰＬ）が入力する入力ポート（ｅ１又は３ｆ）と、油圧サーボ（Ｂ−４又はＢ−２）に連通する出力ポート（３ｅ又は３ｇ）と、第２の排出ポートと、を有し、前記信号油室（３ａ）への前記信号圧の作用・非作用に基づき、前記出力ポートに前記入力ポート及び前記第２の出力ポートのいずれか一方が連通するように切替えられてなる、と好ましい。
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）は、３ウェイソレノイドバルブである、と好ましい。
【０００９】
前記直接切替えバルブは、前記複数の切替えバルブ（例えば２，３，４）のうちのいずれか１つ（例えば３）であり、
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）は、前記信号圧（Ｐｓｏｌ）を前記１つの直接切替えバルブ（例えば３）にのみ出力自在である。
【００１０】
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）の信号圧（Ｐｓｏｌ）に基づく前記直接切替えバルブ（例えば３）の切替えに連動して前記間接切替えバルブ（例えば２，４）が切替えられてなる。
【００１１】
前記間接切替えバルブ（２，４）は、前記所定油圧（例えばＰＬ）のみに基づき切替えられてなる。
【００１２】
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）は、前記信号圧（Ｐｓｏｌ）を出力する信号圧出力ポート（ｂ）を有してなり、
前記直接切替えバルブ（例えば３）は、前記所定油圧（例えばＰＬ）を入力する入力ポート（３ｂ）と、前記直接切替えバルブ（例えば３）の切替えに応じて前記入力ポート（３ｂ）に連通し、前記所定油圧（例えばＰＬ）を出力する所定油圧出力ポート（３ｃ）と、を有してなり、
前記所定油圧入力ポート（３ｂ）及び前記所定油圧出力ポート（３ｃ）の油路面積の大きさを、前記信号圧出力ポート（ｂ）の油路面積の大きさ以上にしてなる。
【００１３】
前記直接切替えバルブ（例えば３）は、切替え位置を位置決めするスプール（３ｐ）と、前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）の信号圧（Ｐｓｏｌ）を入力し、該スプール（３ｐ）に作用させる信号油室（３ａ）と、前記所定油圧（例えばＰＬ）を入力する所定油圧入力ポート（３ｂ）と、前記信号油室（３ａ）に入力される前記信号圧（Ｐｓｏｌ）に基づく前記切替えによって前記所定油圧入力ポート（３ｂ）に連通する所定油圧出力ポート（３ｃ）と、排出ポート（ＥＸ）と、を有してなり、
前記間接切替えバルブ（例えば２，４）は、切替え位置を位置決めするスプール（２ｐ，４ｐ）と、入力される油圧を該スプール（２ｐ，４ｐ）に作用させる油室（２ａ，４ａ）と、を有してなり、
前記直接切替えバルブ（例えば３）の所定油圧出力ポート（３ｃ）と前記間接切替えバルブ（例えば２，４）の油室（２ａ，４ａ）とを連通させる油路（ｃ２、ｃ３、ｃ４）を備えてなり、
前記直接切替えバルブ（例えば３）の所定油圧出力ポート（３ｃ）は、前記所定油圧入力ポート（３ｂ）に連通しない際に前記排出ポート（ＥＸ）に連通し、前記油路（ｃ２、ｃ３、ｃ４）を介して前記間接切替えバルブ（２，４）の油室（２ａ，４ａ）の油圧を排出してなる。
【００１４】
前記ソレノイドバルブ（ＳＯＬ）は、前記信号圧（Ｐｓｏｌ）を出力する信号圧出力ポート（ｂ）を有してなり、
前記所定油圧入力ポート（３ｂ）及び前記所定油圧出力ポート（３ｃ）の油路面積の大きさを、前記信号圧出力ポート（ｂ）の油路面積の大きさ以上にしてなる。
【００１５】
前記所定油圧は、前記ソレノイドバルブを介さない油圧（例えばＰＬ）である。
【００１６】
前記所定油圧は、油圧発生源の油圧を調圧したライン圧（ＰＬ）である、と好ましい。
【００１７】
本発明は、複数の前記間接切替えバルブ（２，４）を備えてなる。
【００１８】
本発明は、油圧サーボに供給される油圧に基づいて係合状態が制御される複数の摩擦係合要素（例えばＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３，Ｃ−４，Ｂ−１，Ｂ−２，Ｂ−３，Ｂ−４）と、前記複数の摩擦係合要素の係合状態に基づき複数の変速段（例えば前進６速段、後進１速段）を形成する歯車機構（１０）と、を有し、入力回転を変速して駆動車輪に出力する自動変速機、に適用されて好適である。
【００１９】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。
【００２０】
【発明の効果】
本発明によると、複数の切替えバルブのうちの１つであって、ソレノイドバルブの信号圧に基づき直接的に切替えられ、該切替えによって入力される所定油圧を出力する直接切替えバルブと、複数の切替えバルブのうちの直接切替えバルブ以外の複数の切替えバルブであって、直接切替えバルブの切替えによって出力される所定油圧に基づき間接的に切替えられる間接切替えバルブとを備えて、ソレノイドバルブの信号圧に基づいて、直接切替えバルブ及び間接切替えバルブが切替えられるので、ソレノイドバルブが切替える切替えバルブを直接切替えバルブだけにすることができるものでありながら、複数の切替えバルブを略々同時に切替えることができる。それにより、特に低油温時であっても、ソレノイドバルブが複数の切替えバルブを切替える時間が長くなることを防止することができ、油圧制御装置としての機能上に影響を与えることを防止することができる。また、例えば複数のソレノイドバルブを設けることなく、複数の切替えバルブを切替えることができるので、油圧制御装置の肥大化やコスト増大も防止することができる。
【００２１】
ソレノイドバルブは、オン・オフ制御に基づいて信号圧を出力するので、ソレノイドバルブのオン・オフ制御に基づいて複数の切替えバルブを略々同時に切替えることができる。
【００２２】
ソレノイドバルブが、３ウェイソレノイドバルブであると、例えば２ウェイソレノイドバルブである場合に比して、直接切替えバルブに作用する信号圧の応答性を良くすることができる。また、例えば２ウェイソレノイドバルブである場合に比して、オイルの消費流量を少なくすることができ、該ソレノイドバルブに油圧を供給する油圧発生源の駆動損失を小さくすることができる。
【００２３】
直接切替えバルブは、複数の切替えバルブのうちのいずれか１つであり、ソレノイドバルブは、信号圧を１つの直接切替えバルブにのみ出力自在であるので、１本のソレノイドバルブが切替える切替えバルブを直接切替えバルブの１本だけにすることができるものでありながら、複数の切替えバルブを略々同時に切替えることができる。それにより、特に低油温時であっても、ソレノイドバルブが直接切替えバルブを切替える時間が長くなることを防止することができるため、複数の切替えバルブを切替える時間が長くなることを防止することができ、油圧制御装置としての機能上に影響を与えることを防止することができる。
【００２４】
ソレノイドバルブの信号圧に基づく直接切替えバルブの切替えに連動して間接切替えバルブが切替えられるので、ソレノイドバルブの信号圧に基づき、直接切替えバルブと間接切替えバルブとを連動して切替えることができる。
【００２５】
間接切替えバルブは、所定油圧のみに基づき切替えられるので、間接切替えバルブの切替えをソレノイドバルブの信号圧に連動させることができる。それにより、ソレノイドバルブが切替える切替えバルブを直接切替えバルブだけにすることができるものでありながら、複数の切替えバルブを略々同時に切替えることができる。また、例えば複数のソレノイドバルブを設けることなく、複数の切替えバルブを切替えることができるので、油圧制御装置の肥大化やコスト増大も防止することができる。
【００２６】
直接切替えバルブの入力ポート及び所定油圧出力ポートの油路面積の大きさを、ソレノイドバルブの信号圧出力ポートの油路面積の大きさ以上にすると、間接切替えバルブの切替えにおける、直接切替えバルブの切替えに対する応答遅れを低減することができる。
【００２７】
直接切替えバルブの所定油圧出力ポートは、所定油圧入力ポートに連通しない際に排出ポートに連通し、油路を介して間接切替えバルブの油室の油圧を排出するので、間接切替えバルブの切替えをソレノイドバルブの信号圧に連動させることができる。それにより、ソレノイドバルブが切替える切替えバルブを直接切替えバルブだけにすることができるものでありながら、複数の切替えバルブを略々同時に切替えることができる。また、例えば複数のソレノイドバルブを設けることなく、複数の切替えバルブを切替えることができるので、油圧制御装置の肥大化やコスト増大も防止することができる。
【００２８】
直接切替えバルブの所定油圧入力ポート及び所定油圧出力ポートの油路面積の大きさを、ソレノイドバルブの信号圧出力ポートの油路面積の大きさ以上にすると、間接切替えバルブの切替えにおける、直接切替えバルブの切替えに対する応答遅れを低減することができる。
【００２９】
所定油圧はソレノイドバルブを介さない油圧であるので、間接切替えバルブはソレノイドバルブの信号圧以外の油圧により切替えることができ、それにより、該ソレノイドバルブが切替える切替えバルブを直接切替えバルブの１本だけにすることができる。
【００３０】
所定油圧が、油圧発生源の油圧を調圧したライン圧であると、間接切替えバルブの切替えにおける、直接切替えバルブの切替えに対する応答遅れを低減することができる。
【００３１】
複数の間接切替えバルブを備えているが、それら間接切替えバルブは、所定油圧に基づき切替えられるので、１本のソレノイドバルブにより直接切替えバルブ及び複数の間接切替えバルブを切替えることができ、特に複数のソレノイドバルブを設けることなく、直接切替えバルブ及び複数の間接切替えバルブを切替えることができるので、油圧制御装置の肥大化やコスト増大をより効果的に防止することができる。また、例えば所定油圧がライン圧であると、切替える間接切替えバルブが複数であっても、直接切替えバルブの切替えに対する応答遅れを低減することができる。
【００３２】
油圧サーボに供給される油圧に基づいて係合状態が制御される複数の摩擦係合要素と、複数の摩擦係合要素の係合状態に基づき複数の変速段を形成する歯車機構とを有して、入力回転を変速して駆動車輪に出力する自動変速機に適用されると、特に低油温時であっても、自動変速機の油圧制御装置としての機能上に影響を与えることを防止することができる。
【００３３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図に沿って説明する。図１は本発明を適用し得る自動変速機構を示すスケルトン図、図２は各変速段における摩擦係合要素の係合状態とソレノイドバルブＳ４の作動状態とを示す作動表である。
【００３４】
例えば車輌等に搭載される自動変速機には、本発明に係る油圧制御装置１と、該油圧制御装置１の油圧制御に基づき複数の摩擦係合要素（例えばクラッチＣ−１〜Ｃ−４、ブレーキＢ−１〜Ｂ−４）の係合状態が制御されることで例えば前進６速段後進１速段を形成する自動変速機構（歯車機構）１０とが備えられている。
【００３５】
図１に示すように、上記自動変速機構１０は、入力軸１１及び出力軸１５を有しており、それら入力軸１１及び出力軸１５と同軸上に、サンギヤＳ１とキャリヤＣＲ１とリングギヤＲ１とを有するダブルピニオンプラネタリギヤ１２、サンギヤＳ２とキャリヤＣＲ２とリングギヤＲ２とを有するシンプルプラネタリギヤ１３、サンギヤＳ３とキャリヤＣＲ３とリングギヤＲ３とを有するシンプルプラネタリギヤ１４が配設されている。該自動変速機構１０の入力側には、２つのクラッチが並設された形の、いわゆるダブルクラッチが内周側と外周側とにそれぞれ配設されており、即ち、内周側にクラッチＣ−１及びクラッチＣ−４が、外周側にクラッチＣ−２及びクラッチＣ−３が、それぞれ配設されている。
【００３６】
上記クラッチＣ−４は上記サンギヤＳ２及びサンギヤＳ３に接続されており、また、上記クラッチＣ−１はワンウェイクラッチＦ−０を介して該サンギヤＳ２及び該サンギヤＳ３に接続されている。上記クラッチＣ−３は上記サンギヤＳ１に接続されており、該サンギヤＳ１はブレーキＢ−３の係止によって係合するワンウェイクラッチＦ−１により一方向の回転が規制される。また、キャリヤＣＲ１はワンウェイクラッチＦ−１により一方向の回転が規制されていると共に、ブレーキＢ−１により固定自在となっている。更に、リングギヤＲ１はリングギヤＲ２に接続されており、該リングギヤＲ１及び該リングギヤＲ２はブレーキＢ−２により固定自在となっている。一方、上記クラッチＣ−２は上記キャリヤＣＲ２に接続されると共に、該キャリヤＣＲ２はリングギヤＲ３に接続されており、該キャリヤＣＲ２及び該リングギヤＲ３はワンウェイクラッチＦ−３により一方向の回転が規制されていると共に、ブレーキＢ−４により固定自在となっている。そして、キャリヤＣＲ３は出力軸１５に接続されている。
【００３７】
ついで、上記自動変速機構１０の作動について図１及び図２に沿って説明する。前進１速段（１ＳＴ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合し、ワンウェイクラッチＦ−０及びワンウェイクラッチＦ−３を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−３によってリングギヤＲ３の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ３と回転が規制されたリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が減速回転になる。それにより、出力軸１５より前進１速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進１速段を形成する。
【００３８】
なお、前進１速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、クラッチＣ−１及びワンウェイクラッチＦ−０に代えてクラッチＣ−４を係合することでサンギヤＳ３の空転を防止し、また、ワンウェイクラッチＦ−３に代えてブレーキＢ−４を係止することでリングギヤＲ３の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進１速段を形成する。
【００３９】
前進２速段（２ＮＤ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にブレーキＢ−３を係止し、ワンウェイクラッチＦ−０、ワンウェイクラッチＦ−１及びワンウェイクラッチＦ−２を作動する。すると、図１に示すように、ブレーキＢ−３の係止により係合するワンウェイクラッチＦ−２によってサンギヤＳ１の回転が一方向に規制されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によってキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、リングギヤＲ１及びリングギヤＲ２の回転も一方向に規制される。クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ２に入力されると、入力回転のサンギヤＳ２と上記回転が規制されたリングギヤＲ２とによりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３が減速回転となる。更に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると、入力回転のサンギヤＳ３と減速回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が上記前進１速段より僅かに大きな減速回転となる。それにより、出力軸１５より前進２速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進２速段を形成する。
【００４０】
なお、前進２速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、クラッチＣ−１及びワンウェイクラッチＦ−０に代えてクラッチＣ−４を係合することでサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３の空転を防止し、また、ワンウェイクラッチＦ−１及びワンウェイクラッチＦ−２に代えてブレーキＢ−２を係止することでリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進２速段を形成する。
【００４１】
前進３速段（３ＲＤ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にクラッチＣ−３を係合し、ワンウェイクラッチＦ−０及びワンウェイクラッチＦ−１を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によってキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ１と回転が規制されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ２に入力されると、入力回転のサンギヤＳ２と上記減速回転のリングギヤＲ２とによりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３が比較的大きな減速回転となる。更に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力されると、入力回転のサンギヤＳ３と減速回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が上記前進２速段より僅かに大きな減速回転となる。それにより、出力軸１５より前進３速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進３速段を形成する。
【００４２】
なお、前進３速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、クラッチＣ−１及びワンウェイクラッチＦ−０に代えてクラッチＣ−４を係合することでサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３の空転を防止し、また、ワンウェイクラッチＦ−１に代えてブレーキＢ−１を係止することでキャリヤＣＲ１の空転を防止する形でその回転を固定し、上述と同様に前進３速段を形成する。
【００４３】
前進４速段（４ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ−１を係合すると共にクラッチＣ−２を係合し、ワンウェイクラッチＦ−０を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−２の係合によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３に入力回転が入力されると共に、クラッチＣ−１を介して入力軸１１の回転がサンギヤＳ３に入力される。すると、入力回転のサンギヤＳ３と入力回転のリングギヤＲ３とにより、即ち直結回転となってキャリヤＣＲ３が入力回転となる。それにより、出力軸１５より前進４速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進４速段を形成する。
【００４４】
なお、前進４速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、クラッチＣ−１及びワンウェイクラッチＦ−０に代えてクラッチＣ−４を係合することでサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３の空転を防止し、上述と同様に前進４速段を形成する。
【００４５】
前進５速段（５ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ−２を係合すると共にクラッチＣ−３を係合し、ブレーキＢ−１を係止する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ブレーキＢ−１によりキャリヤＣＲ１の回転が固定され、入力回転のサンギヤＳ１と固定されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、クラッチＣ−２の係合によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３に入力回転が入力され、入力回転のキャリヤＣＲ２と減速回転のリングギヤＲ２とによりサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３が増速回転となる。更に、増速回転のサンギヤＳ３と入力回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が増速回転となる。それにより、出力軸１５より前進５速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進５速段を形成する。
【００４６】
前進６速段（６ＴＨ）では、図２に示すように、クラッチＣ−２を係合すると共に、ブレーキＢ−２を係止する。すると、図１に示すように、リングギヤＲ１及びリングギヤＲ２の回転が固定される。一方、クラッチＣ−２の係合によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３に入力回転が入力され、入力回転のキャリヤＣＲ２と固定されたリングギヤＲ２とによりサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３が（前進５速段のときより大きな）増速回転となる。更に、増速回転のサンギヤＳ３と入力回転のリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が増速回転となる。それにより、出力軸１５より前進６速段としての正転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は前進６速段を形成する。
【００４７】
後進１速段（ＲＥＶ）では、図２に示すように、クラッチＣ−３を係合すると共にブレーキＢ−４を係止し、ワンウェイクラッチＦ−１を作動する。すると、図１に示すように、クラッチＣ−３の係合によりサンギヤＳ１に入力回転が入力されると共に、ワンウェイクラッチＦ−１によりキャリヤＣＲ１の回転が一方向に規制され、入力回転のサンギヤＳ１と回転が規制されたキャリヤＣＲ１とによりリングギヤＲ１及びリングギヤＲ２が減速回転となる。一方、ブレーキＢ−４の係止によりキャリヤＣＲ２及びリングギヤＲ３の回転が固定される。すると、減速回転のリングギヤＲ２と固定されたキャリヤＣＲ２とによりサンギヤＳ２及びサンギヤＳ３が逆転回転となり、逆転回転のサンギヤＳ３と固定されたリングギヤＲ３とによりキャリヤＣＲ３が逆転回転となる。それにより、出力軸１５より後進１速段としての逆転回転が出力されて、つまり該自動変速機構１０は後進１速段を形成する。
【００４８】
なお、後進１速段のエンジンブレーキ（コースト）時では、図２に示すように、ワンウェイクラッチＦ−１に代えてブレーキＢ−１を係止することでキャリヤＣＲ１の空転を防止し、上述と同様に後進１速段を形成する。
【００４９】
つづいて、本発明の要部となる油圧制御装置１について図３に沿って説明する。図３は本発明に係る油圧制御装置１を示す概略図である。なお、図３に示す油圧制御装置は、本発明に係る部分を概略的に示したものであり、実際の油圧制御装置１は更に多くのバルブや油路などを有して構成されるものであって、例えば上述した自動変速機構１０における複数の摩擦係合要素の係合状態を制御する油圧サーボ、ロックアップクラッチ、潤滑油回路などを油圧制御するものである。
【００５０】
図３に示すように、油圧制御装置１には、ソレノイドバルブＳＯＬの一例であり、３ウェイソレノイドバルブであるソレノイドＮｏ．４バルブＳ４（以下、「ソレノイドバルブＳ４」とする。）と、複数の切替えバルブとして４−５シフトバルブ（間接切替えバルブ）２、リバースシーケンスバルブ（直接切替えバルブ）３、及びＳＬ１リレーバルブ（間接切替えバルブ）４と、が備えられている。３ウェイソレノイドバルブであるソレノイドバルブＳ４は、ポートａ、ポート（信号圧出力ポート）ｂ及びドレーンポートｃが備えられており、該ポートａには、ソレノイドバルブＳ４を介していない油圧として、詳しくは後述するライン圧が入力されている。該ソレノイドバルブＳ４は、ノーマルクローズであり、オフ制御されている際は、ポートｂとドレーンポートｃとが連通して、該ポートｂより信号圧Ｐｓｏｌを出力せず、オン制御された際に、ポートａとポートｂとが連通して、該ポートｂより信号圧Ｐｓｏｌが出力（排出）され、油路ｂ１に該信号圧Ｐｓｏｌを出力する。
【００５１】
また、上記ライン圧とは、車輌の走行状況（例えば入力トルク）に基づき演算される制御部（図示せず）からの信号によりリニアソレノイドバルブＳＬＴ（図示せず）が制御され、該リニアソレノイドバルブＳＬＴからの制御圧に基づいてプライマリレギュレータバルブが制御されて、不図示のオイルポンプ（油圧発生源）により発生する油圧を該プライマリレギュレータバルブにより調圧した油圧であり、即ちライン圧は、車輌の走行状況に応じて高低に変化する油圧である。
【００５２】
上記リバースシーケンスバルブ３は、スプリング３ｓにより図中下方（右半位置）に付勢されているスプール３ｐを有しており、供給される油圧により該スプール３ｐを介してスプリング３ｓに対向作用する油室（信号油室）３ａに上記油路ｂ１が接続されている。また、ポート（所定油圧入力ポート）３ｂには、上述したライン圧ＰＬが供給されている油路ｃ１が接続されており、該リバースシーケンスバルブ３が左半位置であると該ポート３ｂに連通するポート（所定圧出力ポート）３ｃには、後述する油路ｃ３及び油路ｃ４に連通する油路ｃ２が接続されている。また、該リバースシーケンスバルブ３が右半位置であるとポート３ｃはドレーンポート（排出ポート）ＥＸに連通する。なお、リバースシーケンスバルブ３のポート３ｂ，３ｃの油路面積の大きさは、上記ソレノイドバルブＳ４のポートｂの油路面積の大きさ以上に形成されており、つまり小さくならないように形成されている。また、油路ｃ１，ｃ２，ｃ３，ｃ４の油路面積も、油路ｂ１の油路面積に対して小さくならないように形成されている。
【００５３】
また、該リバースシーケンスバルブ３のポート３ｄには、例えば不図示のマニュアルシフトバルブなどを介して供給される油路ｅ１が接続されており、該リバースシーケンスバルブ３が右半位置であると該ポート３ｄに連通するポート３ｅには、上記ブレーキＢ−４の油圧サーボに連通する油路ｅ２が接続されている。更に、ポート３ｆには、不図示のマニュアルシフトバルブやその他の切替えバルブ（例えば２−３，５−６シフトバルブ）などを介して前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が供給される油路ｆ１が接続されており、該リバースシーケンスバルブ３が左半位置であると該ポート３ｆに連通するポート３ｇには、上記ブレーキＢ−２の油圧サーボに連通する油路ｆ２が接続されている。
【００５４】
上記４−５シフトバルブ２は、スプリング２ｓにより図中上方（左半位置）に付勢されているスプール２ｐを有しており、供給される油圧により該スプール２ｐを介してスプリング２ｓに対向作用する油室２ａに、上記油路ｃ２に連通する油路ｃ３が接続されている。また、該４−５シフトバルブ２のポート２ｂには、例えば不図示のマニュアルシフトバルブなどを介して前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が供給される油路ｄ１が接続されており、該４−５シフトバルブ２が右半位置であると該ポート２ｂに連通するポート２ｃには、上記ブレーキＢ−１の油圧サーボに連通する油路ｄ２が接続されている。
【００５５】
上記ＳＬ１リレーバルブ４は、スプリング４ｓにより図中下方（右半位置）に付勢されているスプール４ｐを有しており、供給される油圧により該スプール４ｐを介してスプリング４ｓに対向作用する油室４ａに、上記油路ｃ２に連通する油路ｃ４が接続されている。また、該ＳＬ１リレーバルブ４のポート４ｂには、ライン圧ＰＬが供給されている油路ｇ２が接続されており、ポート４ｃには、例えば不図示のリニアソレノイドバルブなどによってスロットル開度に基づきライン圧ＰＬを調圧制御した制御圧ＰＳＬ１が供給されている油路ｇ１が接続されている。そして、ＳＬ１リレーバルブ４が右半位置であると該ポート４ｂに連通し、左半位置であると該ポート４ｃに連通しポート４ｄには、例えば不図示のクラッチコントロールバルブなどに連通する油路ｇ３が接続されている。
【００５６】
ついで、上記油圧制御装置１の作用について説明する。上記ソレノイドバルブＳ４がオフ制御されると（図３参照）、上述のようにポートｂから信号圧Ｐｓｏｌが出力されなく、上記リバースシーケンスバルブ３の油室３ａに油圧が作用せずに、上記スプリング３ｓの付勢力によって該リバースシーケンスバルブ３は右半位置となる。該リバースシーケンスバルブ３が右半位置にあると、ポート３ｂとポート３ｃとが遮断されており、油路ｃ１に供給されているライン圧ＰＬが遮断されて、油路ｃ２には油圧が供給されない。また、ポート３ｃはドレーンポートＥＸに連通し、油路ｃ２，ｃ３，ｃ４を介して４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４の油室２ａ，４ａの油圧を排出する。
【００５７】
すると、上記油路ｃ２に油圧が供給されない（排出されている）ので、油路ｃ３及び油路ｃ４にも油圧が供給されず、４−５シフトバルブ２の油室２ａ及びＳＬ１リレーバルブ４の油室４ａには油圧が作用しない。すると、上記スプリング２ｓの付勢力によって該４−５シフトバルブ２は左半位置になり、また、上記スプリング４ｓの付勢力によって該ＳＬ１リレーバルブ４は右半位置となる。
【００５８】
この際、上記リバースシーケンスバルブ３が右半位置にあると、ポート３ｄとポート３ｅとは連通され、例えば不図示のマニュアルシフトバルブが後進位置（Ｒレンジ、リバースレンジ）であって後進１速段（ＲＥＶ）であると、該マニュアルシフトバルブ及び不図示の切替えバルブ（例えば１−２シフトバルブ）等を介して後進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｒ）が該ポート３ｄに供給され、更にポート３ｅを介してブレーキＢ−４の油圧サーボに供給され、該ブレーキＢ−４が係合する（図２参照）。なお、前進１速段のエンジンブレーキ時には、不図示の切替えバルブ（例えば１−２シフトバルブ、Ｂ−４チェックバルブ）などを介して上記ブレーキＢ−４の油圧サーボに油圧が供給され、該ブレーキＢ−４が係合する。また、ポート３ｆとポート３ｇとは遮断され、ブレーキＢ−２の油圧サーボには油圧が供給されない。
【００５９】
また、該４−５シフトバルブ２が左半位置であると、ポート２ｂとポート２ｃとは遮断され、図２に示すように、該４−５シフトバルブ２からのライン圧ＰＬはブレーキＢ−１の油圧サーボに供給されない。なお、前進３速段及び後進１速段におけるエンジンブレーキ時には、不図示の切替えバルブ（例えば２−３，５−６シフトバルブ、Ｂ−１リレーバルブ）などを介して上記ブレーキＢ−１の油圧サーボに油圧が供給され、該ブレーキＢ−１が係合する。
【００６０】
更に、上記ＳＬ１リレーバルブ４が右半位置であると、ポート４ｂとポート４ｄとが連通され、油路ｇ２に供給されているライン圧ＰＬが油路ｇ３に供給されて、例えば不図示のコントロールバルブ（例えばクラッチコントロールバルブ）などに出力され、該コントロールバルブを介して例えばクラッチＣ−１の油圧サーボなどに油圧が供給される。
【００６１】
一方、図２に示すように、前進５速段、前進６速段、前進２速段のエンジンブレーキ時において、上記ソレノイドバルブＳ４がオン制御されると、図３に示すように、上記ポートｂから信号圧Ｐｓｏｌが出力され、上記リバースシーケンスバルブ３の油室３ａに該信号圧Ｐｓｏｌが作用して、上記スプリング３ｓの付勢力に反して該リバースシーケンスバルブ３は切替えられ、左半位置となる。それにより、該リバースシーケンスバルブ３のポート３ｂとポート３ｃとが連通して、油路ｃ１に供給されているライン圧ＰＬが油路ｃ２に供給される。
【００６２】
すると、該油路ｃ２を介して油路ｃ３及び油路ｃ４にライン圧ＰＬが供給され、４−５シフトバルブ２の油室２ａ及びＳＬ１リレーバルブ４の油室４ａには該ライン圧ＰＬが作用して、上記スプリング２ｓの付勢力に反して該４−５シフトバルブ２が切替えられて右半位置になり、また、上記スプリング４ｓの付勢力に反して該ＳＬ１リレーバルブ４が切替えられて左半位置となる。つまり、ソレノイドバルブＳ４の信号圧Ｐｓｏｌに基づき、上記リバースシーケンスバルブ３、該４−５シフトバルブ２、及び該ＳＬ１リレーバルブ４が連動して切替えられる。なお、本実施の形態において、連動とは、正常時にあって、略々同時に必ず切替えられることをいい、特にソレノイドバルブＳ４の信号圧Ｐｓｏｌのオン・オフ制御に基づき、リバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、及びＳＬ１リレーバルブ４が共に必ず切替えられることをいう。
【００６３】
この際、上記リバースシーケンスバルブ３が左半位置であると、ポート３ｆとポート３ｇとが連通され、油路ｆ１に供給される前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が油路ｆ２に供給されて、上記ブレーキＢ−２の油圧サーボに油圧が供給され、該ブレーキＢ−２が係合する（図２参照）。なお、前進５速段においては、不図示の切替えバルブ（例えば２−３，５−６シフトバルブ）などにより油路ｆ２とブレーキＢ−２の油圧サーボとの間が遮断され、該ブレーキＢ−２の油圧サーボに油圧は供給されない。また、ポート３ｄとポート３ｅとは遮断され、該リバースシーケンスバルブ３からの後進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｒ）は、ブレーキＢ−４の油圧サーボに供給されない。
【００６４】
また、４−５シフトバルブ２が右半位置であると、ポート２ｂとポート２ｃとが連通され、油路ｄ１に供給される前進レンジ時のライン圧ＰＬ（Ｄ）が油路ｄ２に供給されて、上記ブレーキＢ−１の油圧サーボに油圧が供給され、該ブレーキＢ−１が係合する（図２参照）。なお、前進２速段のエンジンブレーキ時においては、不図示の切替えバルブ（例えば２−３，５−６シフトバルブ）により油路ｄ２とブレーキＢ−１の油圧サーボとの間が遮断され、該ブレーキＢ−１の油圧サーボに油圧は供給されない。
【００６５】
更に、上記ＳＬ１リレーバルブ４が左半位置であると、ポート４ｃとポート４ｄとが連通され、油路ｇ１に供給される上述の制御圧ＰＳＬ１が油路４ｄに供給されて、例えば不図示のコントロールバルブ（例えばクラッチコントロールバルブ）などに出力され、該コントロールバルブを介して例えばクラッチＣ−１の油圧サーボなどに油圧が供給される。
【００６６】
ついで、図２に示す前進５速段、前進６速段、前進２速段のエンジンブレーキ時の状態からその他の状態、つまり上記ソレノイドバルブＳ４がオン制御からオフ制御されると、リバースシーケンスバルブ３の油室３ａに信号圧Ｐｓｏｌが入力されなくなり、該リバースシーケンスバルブ３が右半位置になって、ポート３ｃとポート３ｂと遮断されると共に、ポート３ｃとドレーンポートＥＸとが連通する。すると、油路ｃ２、ｃ３、ｃ４を介して４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４の油室２ａ，４ａの油圧が排出され、４−５シフトバルブ２が左半位置に、ＳＬ１リレーバルブ４が右半位置に切替えられ、つまりソレノイドバルブＳ４の信号圧に連動してリバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、及びＳＬ１リレーバルブ４が切替えられる。
【００６７】
なお、例えばソレノイドバルブＳ４が３ウェイソレノイドバルブでなく、２ウェイソレノイドバルブである場合、信号圧を出力しない際には、ドレーンポートに連通するため、入力ポートに入力される元圧（ライン圧ＰＬ）が排出されつづけることになる。それにより、オイルの消費流量を多くし、元圧を発生させる例えばオイルポンプ（油圧発生源）の駆動損失が大きくなってしまう。また、そのため、入力ポートに元圧を供給する油路にオリフィスを設けて、該元圧の排出を絞り、上記駆動損失を減らすと共に元圧の油圧低下を防ぐ必要がある。ところが、このオリフィスを設けると、元圧が該オリフィスを介して供給されるため、オフ制御からオン制御され、ドレーンポートが閉じてから信号圧として油圧が上昇するまでの応答性、つまりリバースシーケンスバルブ３の油室３ａに作用する信号圧の（入力に対する）応答性が悪くなってしまう虞がある。更に、反対に、オン制御からオフ制御され、ドレーンポートが開いて信号圧をドレーンする際には、オリフィスを介して供給されている元圧と共に該信号圧をドレーンするため、信号圧として油圧が排出されるまでの応答性、つまりリバースシーケンスバルブ３の油室３ａに作用している信号圧の（排出に対する）応答性が悪くなってしまう虞がある。
【００６８】
しかしながら、本実施の形態においては、ソレノイドバルブＳ４が３ウェイソレノイドバルブであるので、上記２ウェイソレノイドバルブである場合に比して、リバースシーケンスバルブ３の油室３ａに作用する信号圧の（入力及び排出に対する）応答性を良くすることができる。また、上記２ウェイソレノイドバルブである場合に比して、オイルの消費流量を少なくすることができ、該ソレノイドバルブＳ４に油圧を供給するオイルポンプの駆動損失を小さくすることができる。
【００６９】
以上のように、本発明に係る油圧制御装置１は、ソレノイドバルブＳ４の信号圧に基づき、リバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、及びＳＬ１リレーバルブ４が連動して切替えられるので、つまり１本のソレノイドバルブＳ４が切替えるバルブをリバースシーケンスバルブ３の１本だけにすることができる。それにより、特に低油温時であっても、ソレノイドバルブＳ４がリバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４を切替える時間が長くなることを防止することができ、油圧制御装置としての機能上に影響を与えることを防止することができる。
【００７０】
また、例えばリバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、ＳＬ１リレーバルブ４のそれぞれに各専用のソレノイドバルブを設けることにより、それらの切替え時間が長くなることを防止することができるが、本発明によれば、１本のソレノイドバルブＳ４により、それらリバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、ＳＬ１リレーバルブ４を各専用のソレノイドバルブを設けることなく、同様に切替えることができるので、油圧制御装置の肥大化やコスト増大も防止することができる。
【００７１】
特に、リバースシーケンスバルブ３の切替えによって４−５シフトバルブ２の油室２ａ及びＳＬ１リレーバルブ４の油室４ａに供給される油圧（ライン圧ＰＬ）は、ソレノイドバルブＳ４を介さない油圧であるので、４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４は、ソレノイドバルブＳ４の信号圧Ｐｓｏｌ以外の油圧（即ち、ライン圧ＰＬ）により切替えることができ、それにより、該ソレノイドバルブＳ４が切替える切替えバルブをリバースシーケンスバルブ３の１本だけにすることができる。
【００７２】
また、リバースシーケンスバルブ３の切替えによって４−５シフトバルブ２の油室２ａ及びＳＬ１リレーバルブ４の油室４ａに供給される油圧が、オイルポンプの油圧を調圧したライン圧ＰＬであるので、４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４の切替えにおけるリバースシーケンスバルブ３の切替えに対する応答遅れを低減することができる。更に、リバースシーケンスバルブ３のポート３ｂ及びポート３ｃの油路面積の大きさを、ソレノイドバルブＳ４のポートｂの油路面積の大きさ以上にしているので、４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４の切替えにおけるリバースシーケンスバルブ３の切替えに対する応答遅れを低減することができる。
【００７３】
なお、ソレノイドバルブＳ４は、例えばリニアソレノイドバルブなどと違い、オン・オフ制御を行うソレノイドバルブであり、リバースシーケンスバルブ３、４−５シフトバルブ２、ＳＬ１リレーバルブ４は、例えば制御圧を入力してスプールの位置をコントロールするコントロールバルブなどではなく、切替えバルブであるので、比較的容易に略々同時に切替える構成を可能としている。
【００７４】
また、上述したように、４−５シフトバルブ２、リバースシーケンスバルブ３、及びＳＬ１リレーバルブ４は、自動変速機の油圧制御装置における機能上、同時に切替えることが可能なものであるので、該油圧制御装置の肥大化やコスト増大も防止するものであって、かつ切替える時間が長くなることを防止するものでありながら、略々同時に切替える本発明に係る構成を可能としている。
【００７５】
なお、以上の本発明に係る実施の形態において、ソレノイドバルブＳ４、４−５シフトバルブ２、リバースシーケンスバルブ３、ＳＬ１リレーバルブ４を一例に説明したが、これらに限らず、１本のソレノイドバルブにより同時に切替えられる複数の切替えバルブであれば、何れのものであってもよい。
【００７６】
また、ソレノイドバルブＳ４の信号圧Ｐｓｏｌにより４−５シフトバルブ２、リバースシーケンスバルブ３、ＳＬ１リレーバルブ４が連動して切替えられるものについて説明したが、例えば４−５シフトバルブ２やＳＬ１リレーバルブ４において油室２ａ，４ａの他に油室を設け、ちがう油圧を入力して、一部の状態では連動しないようにしてもよい。
【００７７】
更に、ソレノイドバルブＳ４によりリバースシーケンスバルブ３を直接低に切替えて、４−５シフトバルブ２及びＳＬ１リレーバルブ４を間接的に切替えるものを一例に説明しているが、４−５シフトバルブ２、又はＳＬ１リレーバルブ４を直接的に切替え、他のバルブを間接的に切替えてもよい。
【００７８】
また、１本のソレノイドバルブにより３本の切替えバルブを切替えるものを説明しているが、切替えバルブの本数は、この限りではなく、同時に切替えることが可能な切替えバルブの本数が多いほど、油圧制御装置の肥大化やコスト増大に対して効果的であることは、勿論である。特に、同時に切替えることが可能な切替えバルブの本数が多い場合は、例えば１本のソレノイドバルブにより２本以上の切替えバルブを直接的に切替え、更に多くの切替えバルブを間接的に切替えるようにしてもよく、これに限らず、１本のソレノイドバルブが直接切替える切替えバルブの本数を減らせるものであれば、何れのものであってもよい。
【００７９】
更に、所定油圧としてライン圧ＰＬを用いた場合について説明しているが、いわゆるモジュレータ圧などの一定圧に調圧された油圧であってもよく、これらに限らず、ソレノイドバルブＳ４を介さない油圧であって、少なくとも直接切替えバルブ（リバースシーケンスバルブ３）が切替えられた際に、間接切替えバルブ（４−５シフトバルブ２、ＳＬ１リレーバルブ４）を切替えるための圧が供給される油圧であれば何れのものであってもよく、好ましくは該所定油圧が例えばライン圧ＰＬのように大きな圧であることで、応答遅れを低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用し得る自動変速機構を示すスケルトン図。
【図２】各変速段における摩擦係合要素の係合状態とソレノイドバルブＳ４の作動状態とを示す作動表。
【図３】本発明に係る油圧制御装置１を示す概略図。
【図４】従来の油圧制御装置１００を示す概略図。
【符号の説明】
１油圧制御装置
２複数の切替えバルブ、間接切替えバルブ（４−５シフトバルブ）
２ａ油室
２ｐスプール
３複数の切替えバルブ、直接切替えバルブ（リバースシーケンスバルブ）
３ａ信号油室
３ｂ所定油圧入力ポート
３ｃ所定油圧出力ポート
３ｐスプール
４複数の切替えバルブ、間接切替えバルブ（ＳＬ１リレーバルブ）
４ａ油室
４ｐスプール
１０歯車機構（自動変速機構）
Ｐｓｏｌ信号圧
ＰＬ所定油圧、ライン圧
ＰＳＬ１制御圧
ＳＯＬ（Ｓ４）ソレノイドバルブ
ＥＸ排出ポート
ｂ信号圧出力ポート
ｃ２（所定油圧出力ポートと油室とを連通する）油路
ｃ３（所定油圧出力ポートと油室とを連通する）油路
ｃ４（所定油圧出力ポートと油室とを連通する）油路[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device that controls an automatic transmission mounted on, for example, a vehicle, and more specifically, a response delay when switching a plurality of switching valves based on a signal pressure output by a single solenoid valve. The present invention relates to a hydraulic control device that can reduce the pressure.
[0002]
[Prior art]
Recently, for example, in a hydraulic control device of an automatic transmission mounted on a vehicle or the like, a single switching of a plurality of switching valves that can be switched together is performed in order to make the hydraulic control device compact and reduce costs. Some of them are operated with signal pressure by on / off control of solenoid valves.
[0003]
FIG. 4 is a schematic view showing a conventional hydraulic control device 100. As shown in FIG. 4, the hydraulic control apparatus 100 includes a solenoid valve SOL that inputs, for example, a hydraulic pressure supplied from a hydraulic pressure generation source to a port a and outputs a signal pressure based on on / off control from the port b. The port b of the solenoid valve SOL is connected to the oil chamber 5a of the switching valve 5, the oil chamber 6a of the switching valve 6, and the oil chamber 7a of the switching valve 7 via oil passages b1, b2, and b3. . If the solenoid valve SOL is turned off and no signal pressure is output from the port b, the switching valve 5 is moved to the left by the urging force of the springs 5s, 6s, 7s of the switching valves 5, 6, 7 The half position, the switching valve 6 is in the right half position, and the switching valve 7 is in the right half position. When the solenoid valve SOL is turned on and a signal pressure is output from the port b, the signal pressure is input to the oil chambers 5a, 6a, 7a, and the switching valves 5, 6, 7 are connected to the springs 5s, The switching valve 5 is in the right half position, the switching valve 6 is in the left half position, and the switching valve 7 is in the left half position against the urging force of 6s and 7s, that is, the three switching valves 5, 6 and 7 are switched together. It is done.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In general, the lower the oil temperature, the higher the viscosity of the oil. For example, when the oil temperature decreases, the solenoid valve's ability to discharge the signal pressure decreases, and the time for discharging the signal pressure to move the spool of the switching valve is reduced. become longer. In particular, when the three switching valves 5, 6, and 7 are switched by one solenoid valve SOL, such as the hydraulic control device 100 as described above, the three switching valves 5, 6 are switched. The amount of oil discharged for moving the spools of 7 and 7 is three, so that the signal pressure discharging capability of the solenoid valve SOL is lowered, so that the time for discharging the signal pressure is further increased. The time for switching between 6 and 7 becomes longer. Therefore, when the signal pressure discharging capability of the solenoid valve SOL becomes low, particularly when the oil temperature is low, the function as the hydraulic control device may be affected.
[0005]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of preventing an increase in time for switching a plurality of switching valves even when the discharge capacity of the solenoid valve is lowered. .
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention provides a solenoid valve (SOL) capable of outputting a signal pressure (Psol) and a plurality of switching valves (for example, 2, 3) that can be switched together based on the signal pressure (Psol) of the solenoid valve (SOL). 4) and a hydraulic control device (1) comprising:
  At least one of the plurality of switching valves (for example, 2, 3, 4), which is directly switched based on the signal pressure (Psol) of the solenoid valve (SOL) and is input by the switching A direct switching valve (eg 3) that outputs hydraulic pressure (eg PL);
  In addition to the direct switching valve (for example, 3) of the plurality of switching valves (for example, 2, 3, and 4), based on the predetermined hydraulic pressure (for example, PL) that is output by switching the direct switching valve (for example, 3). An indirect switching valve (for example, 2, 4) that can be switched indirectly;
  Based on the signal pressure (Psol) of the solenoid valve (SOL), the direct switching valve (for example, 3) and the indirect switching valve (for example, 2, 4) are switched.
  The hydraulic control device (1) is characterized in that.
[0007]
  The solenoid valve (SOL) outputs the signal pressure (Psol) based on on / off control.
[0008]
  The direct switching valve (3) is connected to an input port (e1 or 3f) to which a line pressure (PL) obtained by adjusting a hydraulic pressure from a hydraulic pressure source and a hydraulic servo (B-4 or B-2) is communicated. A port (3e or 3g) and a second discharge port, and based on the action / non-action of the signal pressure on the signal oil chamber (3a), the output port includes the input port and the second discharge port. It is preferable that one of the output ports is switched so as to communicate with each other.
  The solenoid valve (SOL) is a 3-way solenoid valve.And preferred.
[0009]
  The direct switching valve is any one (for example, 3) of the plurality of switching valves (for example, 2, 3, and 4),
  The solenoid valve (SOL) can output the signal pressure (Psol) only to the one direct switching valve (for example, 3).
[0010]
  The indirect switching valve (for example, 2, 4) is switched in conjunction with the switching of the direct switching valve (for example, 3) based on the signal pressure (Psol) of the solenoid valve (SOL).
[0011]
  The indirect switching valves (2, 4) are switched based only on the predetermined hydraulic pressure (for example, PL).
[0012]
  The solenoid valve (SOL) has a signal pressure output port (b) for outputting the signal pressure (Psol),
  The direct switching valve (for example, 3) communicates with the input port (3b) for inputting the predetermined hydraulic pressure (for example, PL) and the input port (3b) in response to switching of the direct switching valve (for example, 3). A predetermined hydraulic pressure output port (3c) for outputting the predetermined hydraulic pressure (for example, PL),
  The size of the oil passage area of the predetermined hydraulic pressure input port (3b) and the predetermined hydraulic pressure output port (3c) is greater than the size of the oil passage area of the signal pressure output port (b).
[0013]
  The direct switching valve (for example, 3) receives a spool (3p) for positioning a switching position and a signal pressure (Psol) of the solenoid valve (SOL), and a signal oil chamber (3a) that acts on the spool (3p). ), A predetermined oil pressure input port (3b) for inputting the predetermined oil pressure (for example, PL), and the predetermined oil pressure input port (3) by the switching based on the signal pressure (Psol) input to the signal oil chamber (3a). A predetermined hydraulic pressure output port (3c) communicating with 3b) and a discharge port (EX);
  The indirect switching valve (for example, 2, 4) includes a spool (2p, 4p) for positioning a switching position, and an oil chamber (2a, 4a) for applying an input hydraulic pressure to the spool (2p, 4p). Have
  Oil passages (c2, c3, c4) are provided for communicating a predetermined hydraulic pressure output port (3c) of the direct switching valve (eg 3) and an oil chamber (2a, 4a) of the indirect switching valve (eg 2, 4). And
  The predetermined hydraulic pressure output port (3c) of the direct switching valve (for example, 3) communicates with the discharge port (EX) when not communicating with the predetermined hydraulic pressure input port (3b), and the oil passages (c2, c3, c4). ) To discharge the hydraulic pressure of the oil chamber (2a, 4a) of the indirect switching valve (2, 4).
[0014]
  The solenoid valve (SOL) has a signal pressure output port (b) for outputting the signal pressure (Psol),
  The size of the oil passage area of the predetermined hydraulic pressure input port (3b) and the predetermined hydraulic pressure output port (3c) is greater than the size of the oil passage area of the signal pressure output port (b).
[0015]
  The predetermined hydraulic pressure is a hydraulic pressure (for example, PL) not passing through the solenoid valve.
[0016]
  The predetermined oil pressure is a line pressure (PL) obtained by adjusting the oil pressure of the oil pressure generating source.And preferred.
[0017]
  The present invention comprises a plurality of the indirect switching valves (2, 4).
[0018]
  In the present invention, a plurality of friction engagement elements (for example, C-1, C-2, C-3, C-4, B-1, B) whose engagement state is controlled based on the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo. -2, B-3, B-4) and a gear mechanism (10) for forming a plurality of shift speeds (for example, 6 forward speeds and 1 reverse speed) based on the engagement state of the plurality of friction engagement elements. And is applied to an automatic transmission that shifts input rotation and outputs it to driving wheels.Is preferred.
[0019]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, this is for convenience for making an understanding of invention easy, and has no influence on the structure of a claim. It is not a thing.
[0020]
【The invention's effect】
  According to the present invention, a direct switching valve that is one of a plurality of switching valves and is directly switched based on a signal pressure of a solenoid valve and outputs a predetermined hydraulic pressure input by the switching, and a plurality of switching Other than direct switching valvesA plurality of switching valves,An indirect switching valve that is indirectly switched based on a predetermined hydraulic pressure output by switching of the direct switching valve, and the direct switching valve and the indirect switching valve are switched based on the signal pressure of the solenoid valve. Although the switching valve to be switched can be only the direct switching valve, a plurality of switching valves can be switched substantially simultaneously. As a result, even when the oil temperature is low, it is possible to prevent the solenoid valve from taking a long time to switch between the plurality of switching valves, thereby preventing the function of the hydraulic control device from being affected. Can do. Further, for example, since a plurality of switching valves can be switched without providing a plurality of solenoid valves, enlargement and cost increase of the hydraulic control device can be prevented.
[0021]
  Since the solenoid valve outputs a signal pressure based on the on / off control, a plurality of switching valves can be switched substantially simultaneously based on the on / off control of the solenoid valve.
[0022]
  Solenoid valveBut3 way solenoid valveWhenFor example, the response of the signal pressure acting directly on the switching valve can be improved as compared with the case of a 2-way solenoid valve. Further, for example, compared to a 2-way solenoid valve, the oil consumption flow rate can be reduced, and the drive loss of the hydraulic pressure generating source that supplies hydraulic pressure to the solenoid valve can be reduced.
[0023]
  The direct switching valve is one of a plurality of switching valves, and the solenoid valve can output the signal pressure to only one direct switching valve. Therefore, the switching valve that is switched by one solenoid valve is directly connected. While only one switching valve can be used, a plurality of switching valves can be switched substantially simultaneously. As a result, even when the oil temperature is low, it is possible to prevent the time for the solenoid valve to switch the switching valve directly, so that it is possible to prevent the time for switching the plurality of switching valves from increasing. It is possible to prevent the function of the hydraulic control device from being affected.
[0024]
  Since the indirect switching valve is switched in conjunction with the switching of the direct switching valve based on the signal pressure of the solenoid valve, the direct switching valve and the indirect switching valve can be switched in conjunction with each other based on the signal pressure of the solenoid valve.
[0025]
  Since the indirect switching valve is switched based only on a predetermined oil pressure, the switching of the indirect switching valve can be linked to the signal pressure of the solenoid valve. As a result, the switching valve to be switched by the solenoid valve can be the direct switching valve alone, but a plurality of switching valves can be switched substantially simultaneously. Further, for example, since a plurality of switching valves can be switched without providing a plurality of solenoid valves, enlargement and cost increase of the hydraulic control device can be prevented.
[0026]
  Make the oil path area of the input port of the direct switching valve and the predetermined hydraulic output port larger than the oil path area of the signal pressure output port of the solenoid valve.WhenIn response to the switching of the indirect switching valve, it is possible to reduce the delay in response to the switching of the direct switching valve.
[0027]
  The predetermined hydraulic pressure output port of the direct switching valve communicates with the discharge port when not communicating with the predetermined hydraulic pressure input port, and discharges the hydraulic pressure of the oil chamber of the indirect switching valve through the oil passage. It can be linked to the signal pressure of the valve. As a result, the switching valve to be switched by the solenoid valve can be the direct switching valve alone, but a plurality of switching valves can be switched substantially simultaneously. Further, for example, since a plurality of switching valves can be switched without providing a plurality of solenoid valves, enlargement and cost increase of the hydraulic control device can be prevented.
[0028]
  The oil passage area of the predetermined hydraulic input port and the predetermined hydraulic output port of the direct switching valve is set to be larger than the oil passage area of the signal pressure output port of the solenoid valve.WhenIn response to the switching of the indirect switching valve, it is possible to reduce the delay in response to the switching of the direct switching valve.
[0029]
  Since the predetermined hydraulic pressure is a hydraulic pressure that does not go through the solenoid valve, the indirect switching valve can be switched by a hydraulic pressure other than the signal pressure of the solenoid valve, so that the switching valve to be switched by the solenoid valve is limited to only one direct switching valve. can do.
[0030]
  Predetermined hydraulic pressureButThis is the line pressure that regulates the oil pressure of the oil pressure source.WhenIn response to the switching of the indirect switching valve, it is possible to reduce the delay in response to the switching of the direct switching valve.
[0031]
  A plurality of indirect switching valves are provided, but these indirect switching valves are switched based on a predetermined hydraulic pressure. Therefore, the direct switching valve and the plurality of indirect switching valves can be switched by a single solenoid valve. Since a direct switching valve and a plurality of indirect switching valves can be switched without providing a valve, enlargement and cost increase of the hydraulic control device can be more effectively prevented. Further, for example, when the predetermined hydraulic pressure is a line pressure, even when there are a plurality of indirect switching valves to be switched, a response delay with respect to switching of the direct switching valves can be reduced.
[0032]
  A plurality of friction engagement elements whose engagement states are controlled based on hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo; and a gear mechanism that forms a plurality of shift stages based on the engagement states of the plurality of friction engagement elements. Applied to an automatic transmission that shifts the input rotation and outputs it to the drive wheels.WhenIn particular, even when the oil temperature is low, the function of the automatic transmission as a hydraulic control device can be prevented from being affected.
[0033]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission mechanism to which the present invention can be applied, and FIG. 2 is an operation table showing engagement states of friction engagement elements and operation states of a solenoid valve S4 at each shift stage.
[0034]
For example, an automatic transmission mounted on a vehicle or the like includes a hydraulic control device 1 according to the present invention and a plurality of friction engagement elements (for example, clutches C-1 to C-4, based on the hydraulic control of the hydraulic control device 1). The automatic transmission mechanism (gear mechanism) 10 that forms, for example, the sixth forward speed and the reverse first speed stage is provided by controlling the engagement state of the brakes B-1 to B-4).
[0035]
As shown in FIG. 1, the automatic transmission mechanism 10 has an input shaft 11 and an output shaft 15, and a sun gear S1, a carrier CR1, and a ring gear R1 are coaxially connected to the input shaft 11 and the output shaft 15. A double pinion planetary gear 12 having a simple planetary gear 13 having a sun gear S2, a carrier CR2, and a ring gear R2, and a simple planetary gear 14 having a sun gear S3, a carrier CR3, and a ring gear R3 are provided. On the input side of the automatic transmission mechanism 10, so-called double clutches in which two clutches are arranged in parallel are arranged on the inner peripheral side and the outer peripheral side, that is, on the inner peripheral side, the clutch C- 1 and the clutch C-4, and the clutch C-2 and the clutch C-3 are respectively disposed on the outer peripheral side.
[0036]
The clutch C-4 is connected to the sun gear S2 and the sun gear S3, and the clutch C-1 is connected to the sun gear S2 and the sun gear S3 via a one-way clutch F-0. The clutch C-3 is connected to the sun gear S1, and the sun gear S1 is restricted from rotating in one direction by a one-way clutch F-1 that is engaged by locking of the brake B-3. Further, the carrier CR1 is restricted in rotation in one direction by the one-way clutch F-1, and can be fixed by the brake B-1. Further, the ring gear R1 is connected to the ring gear R2, and the ring gear R1 and the ring gear R2 can be fixed by a brake B-2. On the other hand, the clutch C-2 is connected to the carrier CR2, and the carrier CR2 is connected to a ring gear R3. The carrier CR2 and the ring gear R3 are restricted from rotating in one direction by a one-way clutch F-3. And can be fixed by the brake B-4. The carrier CR3 is connected to the output shaft 15.
[0037]
Next, the operation of the automatic transmission mechanism 10 will be described with reference to FIGS. In the first forward speed (1ST), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged, and the one-way clutch F-0 and the one-way clutch F-3 are operated. Then, as shown in FIG. 1, the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, and the rotation of the ring gear R3 is regulated in one direction by the one-way clutch F-3. The carrier CR3 is decelerated and rotated by the sun gear S3 and the ring gear R3 whose rotation is restricted. As a result, the forward rotation as the first forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the first forward speed.
[0038]
Note that during engine braking (coast) at the first forward speed, the sun gear S3 is caused to idle by engaging the clutch C-4 instead of the clutch C-1 and the one-way clutch F-0, as shown in FIG. In addition, by locking the brake B-4 instead of the one-way clutch F-3, the rotation is fixed in such a manner as to prevent the ring gear R3 from idling, and the first forward speed is formed in the same manner as described above.
[0039]
At the second forward speed (2ND), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the brake B-3 is locked, and the one-way clutch F-0, the one-way clutch F-1, and the one-way clutch F- 2 is activated. Then, as shown in FIG. 1, the rotation of the sun gear S1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-2 engaged by the locking of the brake B-3, and the rotation of the carrier CR1 is rotated by the one-way clutch F-1. The rotation of the ring gear R1 and the ring gear R2 is restricted in one direction. When the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S2 via the clutch C-1, the carrier CR2 and the ring gear R3 are decelerated by the input rotation sun gear S2 and the ring gear R2 in which the rotation is restricted. Further, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, the carrier CR3 is decelerated and rotated slightly larger than the first forward speed by the input rotation sun gear S3 and the reduction rotation ring gear R3. It becomes. As a result, the forward rotation as the second forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the second forward speed.
[0040]
At the time of engine braking (coast) at the second forward speed, the sun gear S2 and the sun gear S3 are engaged by engaging the clutch C-4 instead of the clutch C-1 and the one-way clutch F-0 as shown in FIG. And the rotation of the ring gear R1 and the ring gear R2 is prevented from idling by locking the brake B-2 instead of the one-way clutch F-1 and the one-way clutch F-2. The second forward speed is formed in the same manner as described above.
[0041]
In the third forward speed (3RD), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the clutch C-3 is engaged, and the one-way clutch F-0 and the one-way clutch F-1 are operated. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-1, so that the input sun gear S1 is rotated. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1 whose rotation is restricted. On the other hand, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S2 via the clutch C-1, the carrier CR2 and the ring gear R3 are rotated at a relatively large reduced speed by the input rotation sun gear S2 and the reduction rotation ring gear R2. . Further, when the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, the carrier CR3 is decelerated and rotated slightly larger than the second forward speed by the input rotation sun gear S3 and the reduction rotation ring gear R3. It becomes. Thereby, the forward rotation as the third forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the third forward speed.
[0042]
At the time of engine braking (coast) at the third forward speed, the sun gear S2 and the sun gear S3 are engaged by engaging the clutch C-4 instead of the clutch C-1 and the one-way clutch F-0 as shown in FIG. The rotation of the carrier CR1 is fixed by locking the brake B-1 in place of the one-way clutch F-1, and the third forward speed is set in the same manner as described above. Form.
[0043]
At the fourth forward speed (4TH), as shown in FIG. 2, the clutch C-1 is engaged and the clutch C-2 is engaged, and the one-way clutch F-0 is operated. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the carrier CR2 and the ring gear R3 by the engagement of the clutch C-2, and the rotation of the input shaft 11 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1. . As a result, the input rotation sun gear S3 and the input rotation ring gear R3, that is, the direct rotation, causes the carrier CR3 to perform the input rotation. As a result, the forward rotation as the fourth forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the fourth forward speed.
[0044]
At the time of engine braking (coast) at the fourth forward speed, the sun gear S2 and the sun gear S3 are engaged by engaging the clutch C-4 instead of the clutch C-1 and the one-way clutch F-0 as shown in FIG. Idling is prevented, and the fourth forward speed is formed in the same manner as described above.
[0045]
At the fifth forward speed (5TH), as shown in FIG. 2, the clutch C-2 is engaged, the clutch C-3 is engaged, and the brake B-1 is locked. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is fixed by the brake B-1, and is fixed to the input rotation sun gear S1. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1. On the other hand, the input rotation is input to the carrier CR2 and the ring gear R3 by the engagement of the clutch C-2, and the sun gear S2 and the sun gear S3 are rotated at an increased speed by the carrier CR2 for input rotation and the ring gear R2 for reduction rotation. Further, the carrier CR3 is rotated at an increased speed by the increased-speed rotation sun gear S3 and the input-rotation ring gear R3. As a result, the forward rotation as the fifth forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the fifth forward speed.
[0046]
At the sixth forward speed (6TH), as shown in FIG. 2, the clutch C-2 is engaged and the brake B-2 is locked. Then, as shown in FIG. 1, the rotation of the ring gear R1 and the ring gear R2 is fixed. On the other hand, the input rotation is input to the carrier CR2 and the ring gear R3 by the engagement of the clutch C-2, and the sun gear S2 and the sun gear S3 are larger than those at the fifth forward speed by the input rotation carrier CR2 and the fixed ring gear R2. ) Increased speed rotation. Further, the carrier CR3 is rotated at an increased speed by the increased-speed rotation sun gear S3 and the input-rotation ring gear R3. Thereby, the forward rotation as the sixth forward speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the sixth forward speed.
[0047]
In the first reverse speed (REV), as shown in FIG. 2, the clutch C-3 is engaged, the brake B-4 is locked, and the one-way clutch F-1 is operated. Then, as shown in FIG. 1, the input rotation is input to the sun gear S1 by the engagement of the clutch C-3, and the rotation of the carrier CR1 is restricted in one direction by the one-way clutch F-1, so that the input sun gear S1 is rotated. The ring gear R1 and the ring gear R2 are decelerated and rotated by the carrier CR1 whose rotation is restricted. On the other hand, the rotation of the carrier CR2 and the ring gear R3 is fixed by the locking of the brake B-4. Then, the sun gear S2 and the sun gear S3 are rotated in reverse by the reduced-speed ring gear R2 and the fixed carrier CR2, and the carrier CR3 is rotated in reverse by the reverse-rotated sun gear S3 and the fixed ring gear R3. Thereby, the reverse rotation as the first reverse speed is output from the output shaft 15, that is, the automatic transmission mechanism 10 forms the first reverse speed.
[0048]
When the engine is braked at the first reverse speed (coast), as shown in FIG. 2, the brake B-1 is locked in place of the one-way clutch F-1, thereby preventing the carrier CR1 from slipping. Similarly, the first reverse speed is formed.
[0049]
Next, the hydraulic control device 1 which is a main part of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 3 is a schematic view showing a hydraulic control apparatus 1 according to the present invention. Note that the hydraulic control device shown in FIG. 3 is a schematic illustration of the parts according to the present invention, and the actual hydraulic control device 1 is configured to have more valves and oil passages. For example, a hydraulic servo, a lock-up clutch, a lubricating oil circuit, and the like that control the engagement state of a plurality of friction engagement elements in the automatic transmission mechanism 10 described above are hydraulically controlled.
[0050]
As shown in FIG. 3, the hydraulic control device 1 is an example of a solenoid valve SOL, which is a solenoid no. 4 valves S4 (hereinafter referred to as "solenoid valve S4"), 4-5 shift valves (indirect switching valves) 2, reverse sequence valves (direct switching valves) 3, and SL1 relay valves (indirect) as a plurality of switching valves. Switching valve) 4. The solenoid valve S4, which is a three-way solenoid valve, includes a port a, a port (signal pressure output port) b, and a drain port c. The port a has a hydraulic pressure that does not go through the solenoid valve S4. A line pressure to be described later is input. When the solenoid valve S4 is normally closed and is controlled to be off, the port b and the drain port c communicate with each other, and the signal pressure Psol is not output from the port b. The port a and the port b communicate with each other, the signal pressure Psol is output (discharged) from the port b, and the signal pressure Psol is output to the oil passage b1.
[0051]
The line pressure is controlled by a linear solenoid valve SLT (not shown) based on a signal from a control unit (not shown) calculated on the basis of a vehicle running condition (for example, input torque). The primary regulator valve is controlled based on the control pressure from the SLT, and the hydraulic pressure generated by an unillustrated oil pump (hydraulic pressure generating source) is adjusted by the primary regulator valve, that is, the line pressure is the vehicle pressure. The hydraulic pressure changes depending on the driving situation.
[0052]
The reverse sequence valve 3 has a spool 3p that is biased downward (right half position) in the figure by a spring 3s, and oil that opposes the spring 3s through the spool 3p by the supplied hydraulic pressure. The oil passage b1 is connected to the chamber (signal oil chamber) 3a. The port (predetermined hydraulic pressure input port) 3b is connected to the oil passage c1 to which the above-described line pressure PL is supplied, and communicates with the port 3b when the reverse sequence valve 3 is in the left half position. An oil passage c2 communicating with an oil passage c3 and an oil passage c4 described later is connected to the port (predetermined pressure output port) 3c. When the reverse sequence valve 3 is in the right half position, the port 3c communicates with a drain port (discharge port) EX. The size of the oil passage area of the ports 3b and 3c of the reverse sequence valve 3 is formed to be larger than the size of the oil passage area of the port b of the solenoid valve S4. . Further, the oil passage areas of the oil passages c1, c2, c3, and c4 are formed so as not to be smaller than the oil passage area of the oil passage b1.
[0053]
Further, an oil passage e1 supplied through, for example, a manual shift valve (not shown) is connected to the port 3d of the reverse sequence valve 3, and when the reverse sequence valve 3 is in the right half position, the port 3d is connected to the port 3d. An oil passage e2 communicating with the hydraulic servo of the brake B-4 is connected to the port 3e communicating with 3d. Further, an oil passage to which the line pressure PL (D) at the forward range is supplied to the port 3f via a manual shift valve (not shown) or other switching valve (for example, a 2-3, 5-6 shift valve). When f1 is connected and the reverse sequence valve 3 is in the left half position, an oil path f2 that communicates with the hydraulic servo of the brake B-2 is connected to the port 3g that communicates with the port 3f.
[0054]
The 4-5 shift valve 2 has a spool 2p that is biased upward (left half position) in the figure by a spring 2s, and is opposed to the spring 2s via the spool 2p by the supplied hydraulic pressure. An oil passage c3 communicating with the oil passage c2 is connected to the oil chamber 2a. An oil passage d1 to which the line pressure PL (D) at the forward range is supplied is connected to the port 2b of the 4-5 shift valve 2 through a manual shift valve (not shown), for example. When the 4-5 shift valve 2 is in the right half position, an oil passage d2 communicating with the hydraulic servo of the brake B-1 is connected to the port 2c communicating with the port 2b.
[0055]
The SL1 relay valve 4 has a spool 4p that is biased downward (right half position) in the figure by a spring 4s, and oil that acts on the spring 4s through the spool 4p by the supplied hydraulic pressure. An oil passage c4 communicating with the oil passage c2 is connected to the chamber 4a. Further, an oil passage g2 to which a line pressure PL is supplied is connected to the port 4b of the SL1 relay valve 4, and the line 4c is connected to the port 4c based on the throttle opening by a linear solenoid valve (not shown), for example. An oil passage g1 to which a control pressure PSL1 obtained by adjusting the pressure PL is supplied is connected. When the SL1 relay valve 4 is in the right half position, it communicates with the port 4b. When the SL1 relay valve 4 is in the left half position, the port 4d communicates with an oil passage that communicates with, for example, a clutch control valve (not shown). g3 is connected.
[0056]
Next, the operation of the hydraulic control device 1 will be described. When the solenoid valve S4 is controlled to be turned off (see FIG. 3), the signal pressure Psol is not output from the port b as described above, the hydraulic pressure does not act on the oil chamber 3a of the reverse sequence valve 3, and the spring The reverse sequence valve 3 is in the right half position by the urging force of 3 s. When the reverse sequence valve 3 is in the right half position, the port 3b and the port 3c are cut off, the line pressure PL supplied to the oil passage c1 is cut off, and no hydraulic pressure is supplied to the oil passage c2. . The port 3c communicates with the drain port EX, and discharges the hydraulic pressures of the oil chambers 2a and 4a of the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 through the oil passages c2, c3, and c4.
[0057]
Then, since the hydraulic pressure is not supplied (discharged) to the oil passage c2, the hydraulic pressure is not supplied to the oil passage c3 and the oil passage c4, and the oil chamber 2a of the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 are not supplied. Oil pressure does not act on the oil chamber 4a. Then, the 4-5 shift valve 2 is in the left half position by the biasing force of the spring 2s, and the SL1 relay valve 4 is in the right half position by the biasing force of the spring 4s.
[0058]
At this time, if the reverse sequence valve 3 is in the right half position, the port 3d and the port 3e communicate with each other. For example, a manual shift valve (not shown) is in the reverse position (R range, reverse range) and the first reverse speed stage. (REV), the line pressure PL (R) in the reverse range is supplied to the port 3d via the manual shift valve, a switching valve (not shown) (for example, 1-2 shift valve), etc., and further to the port 3e. Is supplied to the hydraulic servo of the brake B-4, and the brake B-4 is engaged (see FIG. 2). During engine braking at the first forward speed, hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the brake B-4 via a switching valve (not shown, for example, 1-2 shift valve, B-4 check valve) or the like. B-4 engages. Further, the port 3f and the port 3g are cut off, and no hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the brake B-2.
[0059]
When the 4-5 shift valve 2 is in the left half position, the port 2b and the port 2c are disconnected, and the line pressure PL from the 4-5 shift valve 2 is brake B- as shown in FIG. 1 is not supplied to the hydraulic servo. During engine braking at the third forward speed and the first reverse speed, the hydraulic pressure of the brake B-1 via a switching valve (not shown) (for example, a 2-3, 5-6 shift valve, B-1 relay valve) or the like. Hydraulic pressure is supplied to the servo, and the brake B-1 is engaged.
[0060]
Further, when the SL1 relay valve 4 is in the right half position, the port 4b and the port 4d are communicated, and the line pressure PL supplied to the oil passage g2 is supplied to the oil passage g3. The pressure is output to a valve (for example, a clutch control valve) and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the clutch C- 1 and the like through the control valve.
[0061]
On the other hand, as shown in FIG. 2, when the solenoid valve S4 is ON-controlled during engine braking at the fifth forward speed, the sixth forward speed, and the second forward speed, as shown in FIG. Signal pressure Psol is output, and the signal pressure Psol acts on the oil chamber 3a of the reverse sequence valve 3, and the reverse sequence valve 3 is switched against the urging force of the spring 3s to the left half position. . As a result, the port 3b and the port 3c of the reverse sequence valve 3 communicate with each other, and the line pressure PL supplied to the oil passage c1 is supplied to the oil passage c2.
[0062]
Then, the line pressure PL is supplied to the oil passage c3 and the oil passage c4 via the oil passage c2, and the line pressure PL is supplied to the oil chamber 2a of the 4-5 shift valve 2 and the oil chamber 4a of the SL1 relay valve 4. As a result, the 4-5 shift valve 2 is switched to the right half position against the biasing force of the spring 2s, and the SL1 relay valve 4 is switched against the biasing force of the spring 4s. Left half position. That is, based on the signal pressure Psol of the solenoid valve S4, the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4 are switched in conjunction with each other. In the present embodiment, the interlock means that it is in a normal state and is always switched almost simultaneously. In particular, based on the on / off control of the signal pressure Psol of the solenoid valve S4, the reverse sequence valves 3, 4- This means that both the 5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 are always switched.
[0063]
At this time, if the reverse sequence valve 3 is in the left half position, the port 3f and the port 3g communicate with each other, and the line pressure PL (D) at the forward range supplied to the oil passage f1 is supplied to the oil passage f2. Thus, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the brake B-2, and the brake B-2 is engaged (see FIG. 2). At the fifth forward speed, the switching path (for example, a 2-3, 5-6 shift valve) (not shown) or the like cuts off the oil path f2 and the hydraulic servo of the brake B-2. No hydraulic pressure is supplied to the second hydraulic servo. Further, the port 3d and the port 3e are blocked, and the line pressure PL (R) in the reverse range from the reverse sequence valve 3 is not supplied to the hydraulic servo of the brake B-4.
[0064]
Further, when the 4-5 shift valve 2 is in the right half position, the port 2b and the port 2c are communicated, and the line pressure PL (D) at the forward range supplied to the oil passage d1 is supplied to the oil passage d2. Thus, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the brake B-1, and the brake B-1 is engaged (see FIG. 2). During engine braking at the second forward speed, the switching valve (for example, 2-3, 5-6 shift valve) (not shown) blocks the oil path d2 and the hydraulic servo of the brake B-1, No hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the brake B-1.
[0065]
Further, when the SL1 relay valve 4 is in the left half position, the port 4c and the port 4d are communicated, and the control pressure PSL1 supplied to the oil passage g1 is supplied to the oil passage 4d. The pressure is output to a control valve (for example, a clutch control valve) and the oil pressure is supplied to the hydraulic servo of the clutch C- 1 through the control valve.
[0066]
Subsequently, when the fifth forward speed, the sixth forward speed, and the second forward speed shown in FIG. 2 are changed from the engine braking state to another state, that is, when the solenoid valve S4 is controlled to be turned off from the on control, the reverse sequence valve 3 The signal pressure Psol is no longer input to the oil chamber 3a, the reverse sequence valve 3 is in the right half position, the port 3c and the port 3b are shut off, and the port 3c and the drain port EX communicate with each other. Then, the oil pressures in the oil chambers 2a and 4a of the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 are discharged via the oil passages c2, c3, and c4, and the 4-5 shift valve 2 is moved to the left half position, and the SL1 relay valve 4 is switched to the right half position, that is, the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4 are switched in conjunction with the signal pressure of the solenoid valve S4.
[0067]
For example, when the solenoid valve S4 is not a 3-way solenoid valve but a 2-way solenoid valve, when the signal pressure is not output, the source pressure (line pressure PL) is input to the input port to communicate with the drain port. ) Will continue to be discharged. This increases the oil consumption flow rate and increases the drive loss of, for example, an oil pump (hydraulic pressure generating source) that generates the original pressure. For this reason, it is necessary to provide an orifice in the oil passage that supplies the original pressure to the input port to restrict the discharge of the original pressure to reduce the driving loss and prevent a decrease in the original pressure. However, when this orifice is provided, the original pressure is supplied through the orifice, so that the responsiveness from when the drain port is closed to when the hydraulic pressure rises as the signal pressure after the drain port is closed, that is, the reverse sequence valve is provided. There is a possibility that the responsiveness (to input) of the signal pressure acting on the third oil chamber 3a may be deteriorated. Furthermore, on the contrary, when the drain port is opened and the signal pressure is drained when the drain port is opened, the signal pressure is drained together with the original pressure supplied through the orifice. There is a possibility that the responsiveness until discharge, that is, the responsiveness (to the discharge) of the signal pressure acting on the oil chamber 3a of the reverse sequence valve 3 may be deteriorated.
[0068]
However, in the present embodiment, since the solenoid valve S4 is a 3-way solenoid valve, the signal pressure (input) acting on the oil chamber 3a of the reverse sequence valve 3 is compared to the case of the 2-way solenoid valve. And responsiveness to discharge). Further, the oil consumption flow rate can be reduced as compared with the case of the two-way solenoid valve, and the drive loss of the oil pump that supplies hydraulic pressure to the solenoid valve S4 can be reduced.
[0069]
As described above, the hydraulic control device 1 according to the present invention switches the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4 in conjunction with each other based on the signal pressure of the solenoid valve S4. Only one reverse sequence valve 3 can be switched by one solenoid valve S4. Accordingly, it is possible to prevent the solenoid valve S4 from switching over the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 even when the oil temperature is low. It is possible to prevent the function from being affected.
[0070]
Further, for example, by providing a dedicated solenoid valve for each of the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4, it is possible to prevent the switching time from becoming long. According to the above, it is possible to switch the reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4 in the same manner without providing a dedicated solenoid valve by one solenoid valve S4. It is possible to prevent enlargement of the apparatus and increase in cost.
[0071]
In particular, the hydraulic pressure (line pressure PL) supplied to the oil chamber 2a of the 4-5 shift valve 2 and the oil chamber 4a of the SL1 relay valve 4 by switching the reverse sequence valve 3 is a hydraulic pressure that does not go through the solenoid valve S4. The 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 can be switched by a hydraulic pressure other than the signal pressure Psol of the solenoid valve S4 (that is, the line pressure PL), thereby reversing the switching valve switched by the solenoid valve S4. Only one sequence valve 3 can be provided.
[0072]
Further, since the hydraulic pressure supplied to the oil chamber 2a of the 4-5 shift valve 2 and the oil chamber 4a of the SL1 relay valve 4 by switching the reverse sequence valve 3 is the line pressure PL obtained by adjusting the hydraulic pressure of the oil pump, The response delay to the switching of the reverse sequence valve 3 in the switching of the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 can be reduced. Further, since the size of the oil passage area of the port 3b and the port 3c of the reverse sequence valve 3 is larger than the size of the oil passage area of the port b of the solenoid valve S4, the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve The response delay to the switching of the reverse sequence valve 3 in the switching of 4 can be reduced.
[0073]
The solenoid valve S4 is a solenoid valve that performs on / off control unlike a linear solenoid valve, for example. The reverse sequence valve 3, the 4-5 shift valve 2, and the SL1 relay valve 4 input, for example, a control pressure. Since this is not a control valve for controlling the position of the spool, but a switching valve, it is possible to relatively easily switch at substantially the same time.
[0074]
Further, as described above, the 4-5 shift valve 2, the reverse sequence valve 3, and the SL1 relay valve 4 can be switched at the same time because of the functions of the hydraulic control device of the automatic transmission. While preventing the enlargement and cost increase of the control device and preventing the switching time from becoming long, the configuration according to the present invention can be switched almost simultaneously.
[0075]
In the above-described embodiment according to the present invention, the solenoid valve S4, the 4-5 shift valve 2, the reverse sequence valve 3, and the SL1 relay valve 4 have been described as an example. As long as a plurality of switching valves can be switched at the same time, any of them may be used.
[0076]
Moreover, although the 4-5 shift valve 2, the reverse sequence valve 3, and the SL1 relay valve 4 are switched in conjunction with the signal pressure Psol of the solenoid valve S4, for example, the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 are switched. In this case, an oil chamber may be provided in addition to the oil chambers 2a and 4a, and different hydraulic pressures may be input so as not to be interlocked in some states.
[0077]
Further, the reverse sequence valve 3 is directly switched to low by the solenoid valve S4 and the 4-5 shift valve 2 and the SL1 relay valve 4 are switched indirectly. As an example, the 4-5 shift valve 2, Alternatively, the SL1 relay valve 4 may be switched directly and the other valves may be switched indirectly.
[0078]
In addition, although the description has been made of switching three switching valves by one solenoid valve, the number of switching valves is not limited to this, and as the number of switching valves that can be switched simultaneously increases, the hydraulic control Of course, it is effective for the enlargement and cost increase of the apparatus. In particular, when there are a large number of switching valves that can be switched at the same time, for example, two or more switching valves can be switched directly by one solenoid valve, and more switching valves can be switched indirectly. The present invention is not limited to this, and any one may be used as long as the number of switching valves that can be directly switched by one solenoid valve can be reduced.
[0079]
Furthermore, although the case where the line pressure PL is used as the predetermined hydraulic pressure has been described, it may be a hydraulic pressure adjusted to a constant pressure such as a so-called modulator pressure, and the hydraulic pressure is not limited to this and does not go through the solenoid valve S4. If at least the direct switching valve (reverse sequence valve 3) is switched, the hydraulic pressure is supplied with pressure for switching the indirect switching valve (4-5 shift valve 2, SL1 relay valve 4). Any one of them may be used, and preferably, the predetermined oil pressure is a large pressure such as the line pressure PL, so that the response delay can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission mechanism to which the present invention can be applied.
FIG. 2 is an operation table showing an engagement state of a friction engagement element and an operation state of a solenoid valve S4 at each shift stage.
FIG. 3 is a schematic diagram showing a hydraulic control apparatus 1 according to the present invention.
FIG. 4 is a schematic diagram showing a conventional hydraulic control apparatus 100.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic control device
2 Multiple switching valves, indirect switching valves (4-5 shift valves)
2a Oil chamber
2p spool
3 Multiple switching valves, direct switching valve (reverse sequence valve)
3a Signal oil chamber
3b Predetermined hydraulic input port
3c Predetermined hydraulic output port
3p spool
4 Multiple switching valves, indirect switching valve (SL1 relay valve)
4a Oil chamber
4p spool
10 Gear mechanism (automatic transmission mechanism)
Psol signal pressure
PL Predetermined oil pressure, line pressure
PSL1 control pressure
SOL (S4) Solenoid valve
EX discharge port
b Signal pressure output port
c2 Oil passage (which connects the predetermined hydraulic output port and the oil chamber)
c3 (Oil passage for communication between the predetermined hydraulic output port and the oil chamber)
c4 (Oil passage that connects the specified hydraulic output port and the oil chamber)

Claims

In a hydraulic control device comprising: a solenoid valve capable of outputting a signal pressure by on / off control ; and a plurality of switching valves that can be switched to a first position and a second position based on the signal pressure of the solenoid valve. ,
One of the plurality of switching valves, which is directly switched based on the signal pressure of the solenoid valve and outputs a predetermined hydraulic pressure input by the switching;
A plurality of switching valves other than the direct switching valve among the plurality of switching valves, and an indirect switching valve that is indirectly switched based on the predetermined hydraulic pressure output by switching of the direct switching valve,
The direct switching valve includes a spool for positioning a switching position, a signal oil chamber for inputting a signal pressure of the solenoid valve and acting on the spool, a predetermined hydraulic pressure input port for inputting the predetermined hydraulic pressure, and a predetermined hydraulic pressure output port. And a discharge port, and either one of the predetermined pressure input port and the discharge port communicates with the predetermined hydraulic pressure output port based on the action / non-action of the signal pressure to the signal oil chamber. Has been switched,
Each of the plurality of indirect switching valves includes a spool that positions a switching position, and an oil chamber that applies the input predetermined hydraulic pressure to the spool.
An oil path from a predetermined hydraulic output port of the direct switching valve is branched to communicate with each oil chamber of the plurality of indirect switching valves,
The direct switching valve is switched to the second position based on the output of the signal pressure of the solenoid valve, and the oil chambers are connected to the oil pressure chambers by communication between the predetermined hydraulic pressure input port of the direct switching valve and the predetermined pressure output. A predetermined hydraulic pressure is applied, and the plurality of indirect switching valves are switched to the second position;
Based on the non-output of the signal pressure of the solenoid valve, the direct switching valve is switched to the first position, and each oil chamber is connected to the predetermined hydraulic pressure output port of the direct switching valve and the discharge port. The plurality of indirect switching valves communicate with the discharge port, and are switched to the first position.
A hydraulic control device characterized by that.

The direct switching valve has an input port for inputting a line pressure obtained by adjusting the hydraulic pressure from a hydraulic pressure source, an output port communicating with a hydraulic servo, and a second discharge port. Based on the action / non-action of the signal pressure, the output port is switched so that either the input port or the second output port communicates.
The hydraulic control device according to claim 1.

The solenoid valve is a three-way solenoid valve.
The hydraulic control apparatus according to claim 1 or 2 .

The solenoid valve has a signal pressure output port for outputting the signal pressure,
The size of the oil passage area before Symbol predetermined fluid pressure input port and the predetermined fluid pressure output port of the direct switching valve, formed by more than the size of the oil passage area of the signal pressure output port,
The hydraulic control device according to any one of claims 1 to 3 .

The predetermined oil pressure is an oil pressure not through the solenoid valve.
The hydraulic control device according to any one of claims 1 to 4 .

The predetermined oil pressure is a line pressure obtained by adjusting the oil pressure of the oil pressure generation source.
The hydraulic control device according to any one of claims 1 to 5 .

A plurality of friction engagement elements whose engagement states are controlled based on hydraulic pressure supplied to a hydraulic servo; and a gear mechanism that forms a plurality of shift stages based on the engagement states of the plurality of friction engagement elements. Having an automatic transmission that shifts the input rotation and outputs it to the drive wheel,
The hydraulic control device according to any one of claims 1 to 6 .