JP4056767B2

JP4056767B2 - Hydraulic control device for automatic transmission

Info

Publication number: JP4056767B2
Application number: JP2002055394A
Authority: JP
Inventors: 一志中谷; 章高木; 茂樹平川; 巳貴男金房; 創横山
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2002-03-01
Filing date: 2002-03-01
Publication date: 2008-03-05
Anticipated expiration: 2022-03-01
Also published as: JP2003254420A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機の油圧制御装置として、例えば特開平６−７４３３３号公報に開示されているものが公知である。特開平６−７４３３３号公報に開示されている油圧制御装置の場合、後進段（以下、「Ｒレンジ」）のときリバース圧をフィードバックされるライン圧とは逆の方向から導入しプライマリバルブのスプールを付勢している。すなわち、プライマリバルブに導入される入力圧と同一の方向からリバース圧を導入している。一方、特開平６−７４３３３号公報に開示されている油圧制御装置とは逆に、プライマリバルブに導入される入力圧と逆の方向からリバース圧を導入する油圧制御装置も公知である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、特開平６−７４３３３号公報に開示されている油圧制御装置の場合、何らかの原因でブーストポートを構成するバルブが制御不能となった場合、ライン圧自体を制御することが困難になるおそれがある。また、プライマリバルブに導入される入力圧と逆の方向からリバース圧を導入する場合、同じ側にて前進段（以下、「Ｄレンジ」）における油圧が導入されるため、これらの油路を構成するための領域確保が厳しく、油路の構成が困難であるという問題がある。
【０００４】
また、油圧制御装置では、フィードパックポートに高圧のライン圧が導入される。従来の油圧制御装置の場合、フィードバックポートの周囲にはドレイン回路などの低圧のポートあるいは大気圧に解放されたポートが配置されている。そのため、高圧のフィードバックポートから周囲の低圧のポートへフィードバックポートの作動油が漏れやすいという問題がある。そこで、従来は、フィードバックポートを仕切るためのセパレートプレートにガスケットを設置したり、フィードバックポートを形成する壁部の厚みを増すことによりシール性を高めている。
【０００５】
しかし、セパレートプレートにガスケットを設置する場合、部品点数の増大を招くため、コストの上昇を招くという問題がある。一方、フィードバックポートを形成する壁部の厚みを増す場合、厚肉化により鋳巣が発生するおそれがある。また、厚肉化による油圧制御装置の重量増大にともなう燃費の悪化、ならびに確実なシール性の確保が困難であるという問題がある。
【０００６】
ところで、従来の油圧制御装置の場合、スプールに駆動力を伝達するプラグをスリーブにより往復移動可能に支持するものが公知である。スプールを駆動するためには高圧の入力圧に制御された作動油が導入される。そのため、スリーブとスリーブが収容されるボディとの間からは作動油が漏れるおそれがある。特に、例えばボディをアルミニウムで形成し、スリーブを鉄で形成するように材料が異なる場合、スリーブとボディとの熱膨張率の差によりスリーブとボディとの間に形成されるクリアランスが拡大するおそれがある。そのため、このクリアランスを経由して作動油が漏れ、油圧制御装置の油圧制御性能が不安定になるという問題がある。従来は、スリーブの全体をアルミニウムで形成したり、例えば特開平１１−４４３６１号公報に開示されているようにスリーブの一部をアルミニウムで形成することにより、熱による影響の低減を図っている。また、スリーブを鉄で形成したままスリーブの長さを延長することにより、シール部を拡大しシール性を確保することも考えられる。
【０００７】
しかしながら、スリーブの一部をアルミニウムで形成する場合、部品点数の増大を招くため、組み付け性が悪化するという問題がある。また、スリーブの全体をアルミニウムで形成する場合、スリーブの耐久性を確保するためにアルミダイカスト製とする必要があり、コストの上昇を招くという問題がある。さらに、スリーブの長さを延長した場合、レイアウト性が悪化し、油圧制御装置の配置が困難になるという問題がある。
【０００８】
そこで、本発明の目的は、簡単な構造でライン圧からＲレンジで必要な高圧を生成する自動変速機の油圧制御装置を提供することにある。
また、本発明の他の目的は、簡単な構造でライン圧からＲレンジで必要な高圧を生成可能であり、油圧の高精度な制御が容易な自動変速機の油圧制御装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明の請求項１記載の自動変速機の油圧制御装置によると、シフトバルブはリバース圧により駆動される弁部材を有している。シフトバルブの弁部材は、リバース圧の導入の断続により第一位置または第二位置に駆動される。弁部材が第一位置のとき、フィードバックされたライン圧は複数のポートのすべてに導入される。そのため、弁部材にリバース圧が加わらないＤレンジのとき、プライマリバルブからの出力圧は低圧となる。一方、弁部材が第二位置のとき、複数のポートのいずれか一つにライン圧を導入する回路を閉鎖する。そのため、弁部材にリバース圧が加わるＲレンジのとき、プライマリバルブからの出力圧は高圧となる。また、Ｒレンジのとき、弁部材はプライマリバルブから出力される出力圧がＤレンジにおける出力圧の所定値よりも大きくなるまで第二位置に駆動されない。そのため、Ｒレンジであっても、Ｄレンジにおける出力圧の所定値となるまではＤレンジと同様に入力圧に対する出力圧の変化が小さな領域で油圧を制御することができる。したがって、Ｒレンジにおいても油圧を高精度に制御することができる。さらに、出力圧がＤレンジにおける出力圧の所定値よりも大きくなると、シフトバルブの弁部材は第二位置に駆動される。したがって、プライマリバルブはＲレンジに必要な高圧を生成することができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明による自動変速機の圧力制御装置を示す複数の実施例を図面に基づいて説明する。
（第１実施例）
本発明の第１実施例による自動変速機の油圧制御装置を図１に示す。
油圧制御装置は、プライマリバルブ１０、シフトバルブ３０、油圧ポンプ４０、減圧弁４１、モジュレートバルブ４２、入力圧調整手段としての入力圧調整バルブ４３、およびリバース圧生成部４４を備えている。
【００１５】
プライマリバルブ１０は、油路に連通する複数のポートが形成されているボディ１１と、ボディ１１の内周側を軸方向へ往復移動可能なスプール２０とを有している。ボディ１１にはセパレートプレート１２が設置されており、隣接する油圧制御装置のボディ１１同士を仕切っている。ボディ１１には、入力ポート１３、導入ポート１４、出力ポート１５、出力ポート１６、フィードバックポート１７およびフィードバックポート１８などが形成されている。入力ポート１３には、油圧ポンプ４０から吐出され、モジュレートバルブ４２および入力圧調整バルブ４３で所定の入力圧に調整された作動油が供給される。導入ポート１４には、油圧ポンプ４０から吐出されたライン圧の作動油が供給される。出力ポート１５からは、プライマリバルブ１０により油圧が調整された作動油が排出される。出力ポート１５から排出された作動油は、自動変速機の摩擦要素に供給される。同様に、出力ポート１６からも油圧が調整された作動油が排出される。出力ポート１６から排出された作動油は、減圧弁４１により油圧が調整された後、図示しないトルクコンバータへ供給される。
【００１６】
スプール２０には複数のランド２１、２２、２３、２４、２５が形成されており、スプール２０の移動にともなってランド２１、２２、２３、２４、２５とボディ１１の各ポートとが重なり合った状態が変化することにより作動油の供給が断続される。スプール２０は、入力ポート１３から導入される入力圧により作用する力、スプリング２６の付勢力、導入ポート１４から導入されるライン圧により作用する力、ならびにフィードバックポート１７およびフィードバックポート１８から導入されるライン圧により作用する力が均衡する位置で停止する。入力圧調整ポート４３によって入力ポート１３に供給される作動油の入力圧を調整することにより、スプール２０に作用する力のバランスが変化し、スプール２０はボディ１１の内部を軸方向へ往復移動する。これにより、各ポートの連通が断続されるとともに各ポートの連通面積が変化する。
【００１７】
シフトバルブ３０は、弁部材３１と付勢手段としてのスプリング３２とを有している。シフトバルブ３０は、ライン圧の作動油をフィードバックポート１８へ供給するフィードバック回路１９に設置されている。シフトバルブ３０には、リバース圧生成部４４からリバース圧に調整された作動油が供給される。リバース圧生成部４４は、プライマリバルブ１０から出力された出力圧の作動油からリバース圧に調整された作動油を生成する。リバース圧生成部４４は、図示しないシフトレバーが「Ｒレンジ」となったとき、図示しないリバースクラッチの作動を制御するリバース圧を生成する。このリバース圧生成部４４で生成されたリバース圧に調整された作動油がシフトバルブ３０に供給される。
【００１８】
シフトバルブ３０の弁部材３１は、リバース圧生成部４４から供給されるリバース圧に調整された作動油によりフィードバック回路１９を閉塞する方向へ付勢される。スプリング３２は、リバース圧により弁部材３１が付勢される方向とは逆方向へ弁部材３１を付勢している。
【００１９】
次に、本実施例の油圧制御装置の作動について説明する。
図示しないシフトレバーが「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」のとき、リバース圧生成部４４ではリバース圧が生成されていない。そのため、シフトバルブ３０にはリバース圧が導入されず、弁部材３１にはリバース圧が作用していない。これにより、弁部材３１はスプリング３２の付勢力によりフィードバック回路１９を開放している。このとき、フィードバック回路１９が開放されているため、ライン圧の作動油は、フィードバックポート１７およびフィードバックポート１８に供給される。すなわち、弁部材３１はフィードバックポート１７およびフィードバックポート１８に作動油を供給する第一位置に駆動される。
【００２０】
その結果、入力圧調整バルブ４３からプライマリバルブ１０へ導入された入力圧と、プライマリバルブ１０から出力される出力圧との関係は、図２に示すようになる。すなわち、入力圧と出力圧との関係は傾きが小さな直線状の関係となる。
【００２１】
図示しないシフトレバーが「Ｒレンジ」となると、リバース圧生成部４４ではリバース圧が生成される。そのため、シフトバルブ３０にはリバース圧が導入され、弁部材３１にはリバース圧が作用する。これにより、弁部材３１はスプリング３２の付勢力に抗してフィードバック回路１９を閉塞する。このとき、フィードバック回路１９が閉塞されているため、ライン圧の作動油は、フィードバックポート１７のみに供給される。すなわち、弁部材３１はフィードバックポート１７のみに作動油を供給する第二位置に駆動される。
【００２２】
その結果、フィードバックポート１７のみにフィードバックされた作動油の圧力によりスプール２０に作用する付勢力は大きくなり、プライマリバルブ１０から出力される出力圧は増大する。これにより、プライマリバルブ１０からは、Ｒレンジで必要となる高圧が出力される。このとき、入力圧調整バルブ４３からプライマリバルブ１０へ導入された入力圧と、プライマリバルブ１０から出力される出力圧との関係は、図２に示すようになる。すなわち、入力圧と出力圧との関係は傾きが大きな直線状の関係となる。したがって、入力される入力圧の変化量に対する出力される出力圧の変化量は、Ｄ、Ｎ、Ｐレンジのときと比較して大きくなる。
【００２３】
以上、説明したように、本発明の第１実施例による油圧制御装置によると、シフトレバーが「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」のときと、「Ｒレンジ」のときとでは、入力圧と出力圧との関係を変化させることができる。そのため、「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」のとき、入力圧の変化に対する出力圧の変化が小さくなり、油圧の調整を容易にすることができる。一方、「Ｒレンジ」のとき、入力圧の変化に対する出力圧の変化が大きくなり、Ｒクラッチの作動などに必要な大きな油圧を生成することができる。
第１実施例では、シフトバルブ３０へのリバース圧の導入の有無によりプライマリバルブ１０から出力される出力圧を変更することができる。したがって、油圧制御装置の構造を簡単にすることができ、かつ作動を確実にすることができる。
【００２４】
（第２実施例）
本発明の第２実施例による油圧制御装置について説明する。
第２実施例による油圧制御装置の構成は第１実施例と同一であるので説明を省略する。
第２実施例では、シフトバルブ３０の弁部材３１が駆動されるタイミングが第１実施例と異なる。第２実施例では、シフトレバーが「Ｒレンジ」の場合であっても、入力圧調整バルブ４３からプライマリバルブ１０へ入力される入力圧が所定の圧力よりも大きくならない限り、弁部材３１は第一位置から第二位置へ切り替えられることはない。
【００２５】
リバース圧生成部４４で生成されるリバース圧は、プライマリバルブ１０に入力される入力圧に相関している。すなわち、入力圧の上昇にともなってリバース圧も上昇する。そのため、入力圧の上昇にともないリバース圧が所定の圧力以上となると、弁部材３１が第二位置へ移動するように設定することにより、シフトバルブ３０の弁部材３１が駆動されるタイミングを設定することができる。弁部材３１が駆動されるタイミングは、スプリング３２の付勢力を変更することにより容易に設定することができる。すなわち、スプリング３２の付勢力は、プライマリバルブ１０に入力される入力圧が所定値のときにリバース圧として弁部材３１に作用する力よりも小さく設定されている。これにより、弁部材３１に作用するリバース圧が所定値よりも大きくなると、弁部材３１はスプリング３２の付勢力に抗して第二位置へ移動する。
【００２６】
図示しないシフトレバーが「Ｒレンジ」のとき、プライマリバルブ１０の出力圧が「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における出力圧の所定値Ｐ_Dmaxとなるまでは、シフトバルブ３０に導入されるリバース圧により弁部材３２に作用する力はスプリング３２の付勢力よりも小さい。そのため、弁部材３１は第一位置に位置し、フィードバックされるライン圧はフィードバックポート１７およびフィードバックポート１８のいずれにも供給される。これにより、「Ｒレンジ」の場合でも、図３に示すようにプライマリバルブ１０の出力圧は、「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における入力圧と出力圧との関係を示す線に沿って変化する。
【００２７】
プライマリバルブ１０の出力圧が「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における出力圧の所定値Ｐ_Dmaxよりも大きくなると、シフトバルブ３０に導入されるリバース圧により弁部材３２に付勢する力はスプリング３２の付勢力よりも大きくなる。そのため、弁部材３１はスプリング３２の付勢力に抗して第二位置へ切り替えられ、弁部材３１はフィードバック回路１９を閉塞する。その結果、フィードバックされたライン圧はフィードバックポート１７へのみ導入される。これにより、図３に示すようにプライマリバルブ１０の出力圧は、弁部材３１が第二位置へ切り替えられた後、「Ｒレンジ」における入力圧と出力圧との関係を示す線に沿って変化する。
【００２８】
以上、説明したように第２実施例では、プライマリバルブ１０の出力圧は、シフトレバーが「Ｒレンジ」の場合であっても、所定値Ｐ_Dmaxになるまで「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における入力圧と出力圧との関係に沿って変化する。そのため、プライマリバルブ１０からの出力圧が「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における出力圧の所定値Ｐ_Dmaxよりも小さなときは、入力圧の変化に対する出力圧の変化が小さくなる。したがって、「Ｒレンジ」におけるプライマリバルブ１０からの出力圧の制御が容易であり、出力圧を精密に制御することができる。
【００２９】
また、「Ｒレンジ」のとき、プライマリバルブ１０からの出力圧は「Ｄレンジ」、「Ｎレンジ」または「Ｐレンジ」における出力圧の所定値Ｐ_Dmaxよりも大きくなると、弁部材３１は第二位置へ切り替わり、「Ｒレンジ」における入力圧と出力圧との関係に沿って変化する。したがって、Ｒクラッチの作動などに必要な大きな油圧を生成することができる。
【００３０】
（第３実施例）
本発明の第３実施例による油圧制御装置を図４および図５に示す。第１実施例と実質的に同一の構成部位には同一の符号を付し、説明を省略する。
図４および図５は、図１に示すプライマリバルブ１０のフィードバックポート１８の近傍を拡大した図である。フィードバックポート１８は、フィードバック回路１９に連通している。そのため、フィードバックポート１８にはライン圧の作動油が供給されている。フィードバックポート１８には、隣接してライン圧導入ポート５１およびライン圧導入ポート５２が設置されている。ライン圧導入ポート５１およびライン圧導入ポート５２は、図示しないライン圧回路に連通し、ライン圧の作動油が供給されている。
【００３１】
第３実施例では、高圧のライン圧が導入されるフィードバックポート１８には隣接してライン圧導入ポート５１、５２が設置されている。ライン圧導入ポート５１、５２に導入されるライン圧は、フィードバックポート１８に導入されるライン圧と同一であるため、フィードバックポート１８とライン圧導入ポート５１、５２との間の圧力差はほとんどない。そのため、フィードバックポート１８からライン圧導入ポート５１、５２への作動油の漏れを低減することができる。したがって、フィードバックポート１８に導入されるライン圧が安定し、プライマリバルブ１０からの出力圧を精密に制御することができる。
【００３２】
なお、第３実施例では、プライマリバルブ１０のフィードバックポート１８に隣接してライン圧導入ポート５１、５２を配置する構成としたが、フィードバックポート１７に隣接して導入ポートを配置してもよい。
また、プライマリバルブに限らず、油圧制御装置のその他のバルブあるいは一般的な油圧制御弁に本実施例の構成を適用してもよい。
【００３３】
（第４実施例）
本発明の第４実施例による油圧制御装置のプライマリバルブを図６に示す。
プライマリバルブ６０は、ボディ６１、スプール７０、スリーブ８０、プラグ９０およびシール部材としてのＯリング８１を備えている。
【００３４】
ボディ６１は、アルミニウム製であり、筒状に形成されている。ボディ６１には、入力ポート６２、導入ポート６３、出力ポート６４、出力ポート６５、フィードバックポート６６およびリザーバポート６７などが形成されている。入力ポート６２には、図示しない油圧ポンプから吐出され、入力圧調整バルブで所定の入力圧に調整された作動油が供給される。導入ポート６３には、油圧ポンプから吐出されライン圧に制御された作動油が供給される。出力ポート６４、６５からは、プライマリバルブ６０により油圧が調整された作動油が排出される。出力ポート６４から排出された作動油は、自動変速機の摩擦要素に供給される。同様に、出力ポート６５からも油圧が調整された作動油が排出される。出力ポート６５から排出された作動油は、図示しないトルクコンバータへ供給される。
【００３５】
スプール７０は、筒状のボディ６１の内部を軸方向へ往復移動可能である。スプール７０には複数のランド７１、７２、７３、７４が形成されており、スプール７０の移動にともなってランド７１、７２、７３、７４とボディ６１のポートとが重なり合った状態が変化することにより作動油の供給が断続される。
【００３６】
スリーブ８０は、鉄製であり、ボディ６１の内周側に固定されている。スリーブ８０は筒状に形成されている。スリーブ８０には外壁と内壁とを連通する導入ポート８２が形成されており、導入ポート８２はボディ６１に形成されている入力ポート６２に連通している。スリーブ８０の内周側には軸方向へ往復移動可能にプラグ９０が支持されている。プラグ９０は大径部９１と小径部９２とを有しており、大径部９１の外壁はスリーブ８０の内壁と摺動可能である。小径部９２は大径部９１からスプール７０側へ突出して形成されている。大径部９１の反小径部側は入力ポート６２から入力圧の作動油が供給される油圧室８３となる。プラグ９０とスリーブ８０の間には付勢手段としてのスプリング７５が設置されている。スプリング７５はプラグ９０とスリーブ８０とを離間させる方向へ付勢している。油圧室８３に導入される油圧によりプラグ９０に作用する力は、スプリング７５を介してスプール７０へ伝達される。
【００３７】
スリーブ８０の導入ポート８２よりも反プラグ側には、Ｏリング８１が設置されている。Ｏリング８１は、ボディ６１とスリーブ８０との間に設置されている。Ｏリング８１は、ボディ６１とスリーブ８０との間の熱膨張率の差により形成されるクリアランスをシールしている。
【００３８】
スプール７０は、入力ポート６２から導入される入力圧によりスプリング７５を介してプラグ９０に作用する力、導入ポート６３から導入されるライン圧により作用する力、ならびにフィードバックポート６６から導入されるライン圧により作用する力が均衡する位置で停止する。プライマリバルブ６０に供給される作動油の入力圧を調整することにより、スプール７０に作用する力のバランスが変化し、スプール７０はボディ６１の内部を軸方向へ往復移動する。これにより、各ポートの連通が断続されるとともに各ポートの連通面積が変化する。
【００３９】
以上、説明したように、本発明の第４実施例によると、ボディ６１とスリーブ８０との間にはＯリング８１が設置されている。Ｏリング８１は、ボディ６１とスリーブ８０との間の熱膨張率の差により、ボディ６１とスリーブ８０との間に形成されるクリアランスをシールする。そのため、ボディ６１とスリーブ８０とを異なる材料で形成する場合でも、プライマリバルブ６０の油圧室８３に入力された入力圧がボディ６１とスリーブ８０との間に形成されるクリアランスを経由して漏れ出すことを防止できる。その結果、スリーブ８０の一部の材質を変更したり、シール性の確保のためにスリーブ８０の全長を拡大したりする必要がない。したがって、小型かつ簡単な構造で入力圧のリークが防止され、油圧を高精度に制御することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例による油圧制御装置を示す模式図である。
【図２】本発明の第１実施例による油圧制御装置のプライマリバルブにおいて、入力圧と出力圧との関係を示す模式図である。
【図３】本発明の第２実施例による油圧制御装置のプライマリバルブにおいて、入力圧と出力圧との関係を示す模式図である。
【図４】本発明の第３実施例による油圧制御装置のプライマリバルブの要部を示す模式図である。
【図５】図４のＩＶ−ＩＶ線で切断した断面図である。
【図６】本発明の第４実施例による油圧制御装置のプライマリバルブを示す模式的な断面図である。
【符号の説明】
１０プライマリバルブ
１１ボディ
１７フィードバックポート
１８フィードバックポート
１９フィードバック回路
２０スプール
３０シフトバルブ
３１弁部材
３２スプリング（付勢手段）
４０油圧ポンプ
４３入力圧調整バルブ（入力圧調整手段）
４４リバース圧生成部
５１ライン圧導入ポート
５２ライン圧導入ポート
６０プライマリバルブ
６１ボディ
７０スプール
７５スプリング（付勢手段）
８０スリーブ
８１Ｏリング
８２導入ポート
９０プラグ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a hydraulic control device for an automatic transmission, for example, a device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-74333 is known. In the case of the hydraulic control device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-74333, the spool of the primary valve is introduced by introducing the reverse pressure from the opposite direction to the line pressure fed back at the reverse stage (hereinafter referred to as “R range”). Is energized. That is, the reverse pressure is introduced from the same direction as the input pressure introduced into the primary valve. On the other hand, in contrast to the hydraulic control device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-74333, a hydraulic control device that introduces reverse pressure from the direction opposite to the input pressure introduced to the primary valve is also known.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the case of the hydraulic control device disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-74333, if the valve constituting the boost port becomes uncontrollable for some reason, it may be difficult to control the line pressure itself. is there. In addition, when reverse pressure is introduced from the direction opposite to the input pressure introduced to the primary valve, the oil pressure in the forward gear (hereinafter referred to as “D range”) is introduced on the same side, so these oil passages are configured. There is a problem that it is difficult to secure an area for the oil passage and it is difficult to configure the oil passage.
[0004]
In the hydraulic control device, a high line pressure is introduced into the feed pack port. In the case of a conventional hydraulic control device, a low-pressure port such as a drain circuit or a port released to atmospheric pressure is arranged around the feedback port. Therefore, there is a problem that the hydraulic fluid of the feedback port is likely to leak from the high pressure feedback port to the surrounding low pressure port. Therefore, conventionally, the sealing performance is enhanced by installing a gasket on a separate plate for partitioning the feedback port or increasing the thickness of the wall portion forming the feedback port.
[0005]
However, when a gasket is installed on a separate plate, there is a problem in that the number of parts is increased and the cost is increased. On the other hand, when the thickness of the wall portion forming the feedback port is increased, there is a possibility that a cast hole is generated due to the thickening. In addition, there is a problem that fuel consumption deteriorates due to an increase in weight of the hydraulic control device due to thickening, and it is difficult to ensure reliable sealing performance.
[0006]
By the way, in the case of a conventional hydraulic control device, a device that supports a plug that transmits a driving force to a spool so as to reciprocate by a sleeve is known. In order to drive the spool, hydraulic oil controlled to a high input pressure is introduced. Therefore, hydraulic oil may leak from between the sleeve and the body in which the sleeve is accommodated. In particular, when the material is different, for example, the body is made of aluminum and the sleeve is made of iron, the clearance formed between the sleeve and the body may increase due to the difference in the thermal expansion coefficient between the sleeve and the body. is there. Therefore, there is a problem that hydraulic oil leaks through this clearance and the hydraulic control performance of the hydraulic control device becomes unstable. Conventionally, the influence of heat is reduced by forming the entire sleeve from aluminum or by forming a part of the sleeve from aluminum as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-44361. It is also conceivable to extend the length of the sleeve while the sleeve is made of iron, thereby enlarging the seal portion and ensuring the sealing performance.
[0007]
However, when a part of the sleeve is formed of aluminum, the number of parts is increased, and there is a problem that the assembling property is deteriorated. In addition, when the entire sleeve is formed of aluminum, it is necessary to make the sleeve made of aluminum die casting in order to ensure the durability of the sleeve, and there is a problem that the cost increases. Furthermore, when the length of the sleeve is extended, there is a problem that the layout is deteriorated and the arrangement of the hydraulic control device becomes difficult.
[0008]
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that generates a high pressure required in the R range from a line pressure with a simple structure.
Another object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can generate a high pressure required in the R range from a line pressure with a simple structure, and can easily control the hydraulic pressure with high accuracy. There is .
[0009]
[Means for Solving the Problems]
According to the hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 of the present invention, the shift valve has a valve member driven by a reverse pressure. The valve member of the shift valve is driven to the first position or the second position by intermittently introducing the reverse pressure. When the valve member is in the first position, the fed back line pressure is introduced into all of the plurality of ports. Therefore, in the D range where no reverse pressure is applied to the valve member, the output pressure from the primary valve is low. On the other hand, when the valve member is in the second position, the circuit for introducing the line pressure to any one of the plurality of ports is closed. Therefore, in the R range where reverse pressure is applied to the valve member, the output pressure from the primary valve is high. In the R range, the valve member is not driven to the second position until the output pressure output from the primary valve becomes larger than a predetermined value of the output pressure in the D range. Therefore, even in the R range, the oil pressure can be controlled in a region where the change in the output pressure with respect to the input pressure is small as in the D range until the output pressure in the D range reaches a predetermined value. Therefore, the hydraulic pressure can be controlled with high accuracy even in the R range. Further, when the output pressure becomes larger than a predetermined value of the output pressure in the D range, the valve member of the shift valve is driven to the second position. Therefore, the primary valve can generate the high pressure required for the R range.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a plurality of embodiments showing a pressure control device for an automatic transmission according to the present invention will be described with reference to the drawings.
(First embodiment)
FIG. 1 shows a hydraulic control device for an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention.
The hydraulic control device includes a primary valve 10, a shift valve 30, a hydraulic pump 40, a pressure reducing valve 41, a modulating valve 42, an input pressure adjusting valve 43 as input pressure adjusting means, and a reverse pressure generating unit 44.
[0015]
The primary valve 10 includes a body 11 in which a plurality of ports communicating with an oil passage are formed, and a spool 20 that can reciprocate in the axial direction on the inner peripheral side of the body 11. A separate plate 12 is installed on the body 11 and partitions the bodies 11 of the adjacent hydraulic control devices. In the body 11, an input port 13, an introduction port 14, an output port 15, an output port 16, a feedback port 17, a feedback port 18, and the like are formed. Hydraulic fluid discharged from the hydraulic pump 40 and adjusted to a predetermined input pressure by the modulation valve 42 and the input pressure adjustment valve 43 is supplied to the input port 13. The introduction port 14 is supplied with hydraulic oil having a line pressure discharged from the hydraulic pump 40. From the output port 15, the hydraulic oil whose hydraulic pressure is adjusted by the primary valve 10 is discharged. The hydraulic oil discharged from the output port 15 is supplied to the friction element of the automatic transmission. Similarly, hydraulic oil whose hydraulic pressure is adjusted is discharged from the output port 16. The hydraulic oil discharged from the output port 16 is supplied to a torque converter (not shown) after the hydraulic pressure is adjusted by the pressure reducing valve 41.
[0016]
A plurality of lands 21, 22, 23, 24, 25 are formed in the spool 20, and the lands 21, 22, 23, 24, 25 overlap each port of the body 11 as the spool 20 moves. The supply of hydraulic oil is interrupted by the change of. The spool 20 is introduced from the force acting on the input pressure introduced from the input port 13, the biasing force of the spring 26, the force acting on the line pressure introduced from the introduction port 14, and the feedback port 17 and the feedback port 18. Stops at a position where the forces acting on the line pressure are balanced. By adjusting the input pressure of the hydraulic oil supplied to the input port 13 by the input pressure adjustment port 43, the balance of the force acting on the spool 20 changes, and the spool 20 reciprocates in the body 11 in the axial direction. . Thereby, the communication of each port is interrupted and the communication area of each port changes.
[0017]
The shift valve 30 includes a valve member 31 and a spring 32 as urging means. The shift valve 30 is installed in a feedback circuit 19 that supplies hydraulic oil having a line pressure to the feedback port 18. The shift valve 30 is supplied with hydraulic oil adjusted to the reverse pressure from the reverse pressure generation unit 44. The reverse pressure generator 44 generates hydraulic oil adjusted to reverse pressure from the hydraulic oil having the output pressure output from the primary valve 10. The reverse pressure generator 44 generates a reverse pressure that controls the operation of a reverse clutch (not shown) when a shift lever (not shown) is in the “R range”. The hydraulic oil adjusted to the reverse pressure generated by the reverse pressure generator 44 is supplied to the shift valve 30.
[0018]
The valve member 31 of the shift valve 30 is urged in the direction of closing the feedback circuit 19 by the hydraulic oil adjusted to the reverse pressure supplied from the reverse pressure generating unit 44. The spring 32 biases the valve member 31 in the direction opposite to the direction in which the valve member 31 is biased by the reverse pressure.
[0019]
Next, the operation of the hydraulic control device of this embodiment will be described.
When the shift lever (not shown) is in the “D range”, “N range”, or “P range”, the reverse pressure is not generated in the reverse pressure generator 44. Therefore, no reverse pressure is introduced into the shift valve 30, and no reverse pressure is applied to the valve member 31. As a result, the valve member 31 opens the feedback circuit 19 by the biasing force of the spring 32. At this time, since the feedback circuit 19 is opened, the hydraulic oil having the line pressure is supplied to the feedback port 17 and the feedback port 18. That is, the valve member 31 is driven to the first position for supplying hydraulic oil to the feedback port 17 and the feedback port 18.
[0020]
As a result, the relationship between the input pressure introduced from the input pressure adjusting valve 43 to the primary valve 10 and the output pressure output from the primary valve 10 is as shown in FIG. That is, the relationship between the input pressure and the output pressure is a linear relationship with a small slope.
[0021]
When the shift lever (not shown) is in the “R range”, the reverse pressure generator 44 generates a reverse pressure. Therefore, a reverse pressure is introduced into the shift valve 30 and a reverse pressure acts on the valve member 31. As a result, the valve member 31 closes the feedback circuit 19 against the urging force of the spring 32. At this time, since the feedback circuit 19 is closed, the hydraulic oil of the line pressure is supplied only to the feedback port 17. That is, the valve member 31 is driven to the second position for supplying hydraulic oil only to the feedback port 17.
[0022]
As a result, the biasing force acting on the spool 20 is increased by the pressure of the hydraulic oil fed back only to the feedback port 17, and the output pressure output from the primary valve 10 increases. Thereby, the primary valve 10 outputs a high pressure required in the R range. At this time, the relationship between the input pressure introduced from the input pressure adjusting valve 43 to the primary valve 10 and the output pressure output from the primary valve 10 is as shown in FIG. That is, the relationship between the input pressure and the output pressure is a linear relationship with a large slope. Therefore, the change amount of the output pressure that is output relative to the change amount of the input pressure that is input is larger than that in the D, N, and P ranges.
[0023]
As described above, according to the hydraulic control apparatus according to the first embodiment of the present invention, when the shift lever is in the “D range”, “N range” or “P range”, and in the “R range”. The relationship between the input pressure and the output pressure can be changed. Therefore, in the “D range”, “N range”, or “P range”, the change in the output pressure with respect to the change in the input pressure becomes small, and the adjustment of the oil pressure can be facilitated. On the other hand, in the “R range”, the change in the output pressure with respect to the change in the input pressure becomes large, and a large hydraulic pressure required for the operation of the R clutch can be generated.
In the first embodiment, the output pressure output from the primary valve 10 can be changed depending on whether or not the reverse pressure is introduced to the shift valve 30. Therefore, the structure of the hydraulic control device can be simplified and the operation can be ensured.
[0024]
(Second embodiment)
A hydraulic control apparatus according to a second embodiment of the present invention will be described.
Since the configuration of the hydraulic control apparatus according to the second embodiment is the same as that of the first embodiment, the description thereof is omitted.
In the second embodiment, the timing at which the valve member 31 of the shift valve 30 is driven is different from that in the first embodiment. In the second embodiment, even when the shift lever is in the “R range”, as long as the input pressure input from the input pressure adjusting valve 43 to the primary valve 10 does not become larger than the predetermined pressure, the valve member 31 is There is no switching from the first position to the second position.
[0025]
The reverse pressure generated by the reverse pressure generator 44 is correlated with the input pressure input to the primary valve 10. That is, the reverse pressure increases as the input pressure increases. Therefore, the timing at which the valve member 31 of the shift valve 30 is driven is set by setting the valve member 31 to move to the second position when the reverse pressure becomes equal to or higher than the predetermined pressure as the input pressure increases. be able to. The timing at which the valve member 31 is driven can be easily set by changing the urging force of the spring 32. That is, the biasing force of the spring 32 is set to be smaller than the force acting on the valve member 31 as a reverse pressure when the input pressure input to the primary valve 10 is a predetermined value. Accordingly, when the reverse pressure acting on the valve member 31 becomes larger than a predetermined value, the valve member 31 moves to the second position against the urging force of the spring 32.
[0026]
When the shift lever (not shown) is in the “R range”, until the output pressure of the primary valve 10 reaches the predetermined value P _Dmax of the output pressure in the “D range”, “N range” or “P range”, The force acting on the valve member 32 by the introduced reverse pressure is smaller than the urging force of the spring 32. Therefore, the valve member 31 is located at the first position, and the line pressure fed back is supplied to both the feedback port 17 and the feedback port 18. Thus, even in the “R range”, the output pressure of the primary valve 10 shows the relationship between the input pressure and the output pressure in the “D range”, “N range” or “P range” as shown in FIG. It changes along the line.
[0027]
When the output pressure of the primary valve 10 becomes larger than a predetermined value _PDmax of the output pressure in the “D range”, “N range”, or “P range”, the valve member 32 is urged by the reverse pressure introduced into the shift valve 30. The force to be applied is larger than the urging force of the spring 32. Therefore, the valve member 31 is switched to the second position against the biasing force of the spring 32, and the valve member 31 closes the feedback circuit 19. As a result, the fed back line pressure is introduced only to the feedback port 17. Thereby, as shown in FIG. 3, after the valve member 31 is switched to the second position, the output pressure of the primary valve 10 changes along a line indicating the relationship between the input pressure and the output pressure in the “R range”. To do.
[0028]
As described above, in the second embodiment, even if the shift lever is in the “R range”, the output pressure of the primary valve 10 is “D range” or “N range” until the predetermined value P _Dmax is reached. Or it changes along the relationship between the input pressure and the output pressure in the “P range”. Therefore, when the output pressure from the primary valve 10 is smaller than the predetermined value _PDmax of the output pressure in the “D range”, “N range” or “P range”, the change in the output pressure with respect to the change in the input pressure is small. . Therefore, it is easy to control the output pressure from the primary valve 10 in the “R range”, and the output pressure can be precisely controlled.
[0029]
In the “R range”, when the output pressure from the primary valve 10 becomes larger than a predetermined value P _Dmax of the output pressure in the “D range”, “N range”, or “P range”, the valve member 31 is in the second range. It switches to the position and changes along the relationship between the input pressure and the output pressure in the “R range”. Therefore, it is possible to generate a large hydraulic pressure necessary for operating the R clutch.
[0030]
(Third embodiment)
A hydraulic control apparatus according to a third embodiment of the present invention is shown in FIGS. Components that are substantially the same as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
4 and 5 are enlarged views of the vicinity of the feedback port 18 of the primary valve 10 shown in FIG. The feedback port 18 communicates with the feedback circuit 19. Therefore, hydraulic oil with a line pressure is supplied to the feedback port 18. A line pressure introduction port 51 and a line pressure introduction port 52 are installed adjacent to the feedback port 18. The line pressure introduction port 51 and the line pressure introduction port 52 communicate with a line pressure circuit (not shown) and are supplied with hydraulic oil of line pressure.
[0031]
In the third embodiment, line pressure introduction ports 51 and 52 are provided adjacent to the feedback port 18 into which a high line pressure is introduced. Since the line pressure introduced into the line pressure introduction ports 51 and 52 is the same as the line pressure introduced into the feedback port 18, there is almost no pressure difference between the feedback port 18 and the line pressure introduction ports 51 and 52. . Therefore, leakage of hydraulic oil from the feedback port 18 to the line pressure introduction ports 51 and 52 can be reduced. Therefore, the line pressure introduced into the feedback port 18 is stabilized, and the output pressure from the primary valve 10 can be precisely controlled.
[0032]
In the third embodiment, the line pressure introduction ports 51 and 52 are disposed adjacent to the feedback port 18 of the primary valve 10. However, the introduction port may be disposed adjacent to the feedback port 17.
Further, the configuration of this embodiment may be applied not only to the primary valve but also to other valves of a hydraulic control device or general hydraulic control valves.
[0033]
(Fourth embodiment)
FIG. 6 shows a primary valve of the hydraulic control apparatus according to the fourth embodiment of the present invention.
The primary valve 60 includes a body 61, a spool 70, a sleeve 80, a plug 90, and an O-ring 81 as a seal member.
[0034]
The body 61 is made of aluminum and has a cylindrical shape. In the body 61, an input port 62, an introduction port 63, an output port 64, an output port 65, a feedback port 66, a reservoir port 67, and the like are formed. The input port 62 is supplied with hydraulic oil discharged from a hydraulic pump (not shown) and adjusted to a predetermined input pressure by an input pressure adjusting valve. The introduction port 63 is supplied with hydraulic oil discharged from the hydraulic pump and controlled to the line pressure. From the output ports 64 and 65, hydraulic oil whose hydraulic pressure is adjusted by the primary valve 60 is discharged. The hydraulic oil discharged from the output port 64 is supplied to the friction element of the automatic transmission. Similarly, hydraulic oil whose hydraulic pressure is adjusted is also discharged from the output port 65. The hydraulic oil discharged from the output port 65 is supplied to a torque converter (not shown).
[0035]
The spool 70 can reciprocate in the axial direction inside the cylindrical body 61. A plurality of lands 71, 72, 73, 74 are formed in the spool 70, and the state in which the lands 71, 72, 73, 74 overlap with the ports of the body 61 changes as the spool 70 moves. The supply of hydraulic oil is interrupted.
[0036]
The sleeve 80 is made of iron and is fixed to the inner peripheral side of the body 61. The sleeve 80 is formed in a cylindrical shape. The sleeve 80 is formed with an introduction port 82 that communicates the outer wall and the inner wall, and the introduction port 82 communicates with an input port 62 formed in the body 61. A plug 90 is supported on the inner peripheral side of the sleeve 80 so as to be reciprocally movable in the axial direction. The plug 90 has a large-diameter portion 91 and a small-diameter portion 92, and the outer wall of the large-diameter portion 91 can slide with the inner wall of the sleeve 80. The small diameter portion 92 is formed to protrude from the large diameter portion 91 to the spool 70 side. The side of the large-diameter portion 91 opposite to the small-diameter portion is a hydraulic chamber 83 to which hydraulic oil of input pressure is supplied from the input port 62. Between the plug 90 and the sleeve 80, a spring 75 is installed as a biasing means. The spring 75 biases the plug 90 and the sleeve 80 in the direction of separating them. The force acting on the plug 90 by the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber 83 is transmitted to the spool 70 via the spring 75.
[0037]
An O-ring 81 is installed on the side of the sleeve 80 opposite to the introduction port 82 from the plug side. The O-ring 81 is installed between the body 61 and the sleeve 80. The O-ring 81 seals the clearance formed by the difference in coefficient of thermal expansion between the body 61 and the sleeve 80.
[0038]
The spool 70 has a force acting on the plug 90 via the spring 75 by the input pressure introduced from the input port 62, a force acting on the line pressure introduced from the introduction port 63, and a line pressure introduced from the feedback port 66. It stops at the position where the acting force balances. By adjusting the input pressure of the hydraulic oil supplied to the primary valve 60, the balance of the force acting on the spool 70 changes, and the spool 70 reciprocates in the body 61 in the axial direction. Thereby, the communication of each port is interrupted and the communication area of each port changes.
[0039]
As described above, according to the fourth embodiment of the present invention, the O-ring 81 is installed between the body 61 and the sleeve 80. The O-ring 81 seals a clearance formed between the body 61 and the sleeve 80 due to a difference in coefficient of thermal expansion between the body 61 and the sleeve 80. Therefore, even when the body 61 and the sleeve 80 are formed of different materials, the input pressure input to the hydraulic chamber 83 of the primary valve 60 leaks through a clearance formed between the body 61 and the sleeve 80. Can be prevented. As a result, it is not necessary to change the material of a part of the sleeve 80 or to enlarge the entire length of the sleeve 80 in order to ensure sealing performance. Therefore, the leak of the input pressure is prevented with a small and simple structure, and the hydraulic pressure can be controlled with high accuracy.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a hydraulic control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic diagram showing the relationship between input pressure and output pressure in the primary valve of the hydraulic control apparatus according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic diagram showing the relationship between input pressure and output pressure in a primary valve of a hydraulic control apparatus according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a schematic diagram showing a main part of a primary valve of a hydraulic control apparatus according to a third embodiment of the present invention.
5 is a cross-sectional view taken along line IV-IV in FIG.
FIG. 6 is a schematic sectional view showing a primary valve of a hydraulic control apparatus according to a fourth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
10 Primary valve 11 Body 17 Feedback port 18 Feedback port 19 Feedback circuit 20 Spool 30 Shift valve 31 Valve member 32 Spring (biasing means)
40 Hydraulic pump 43 Input pressure adjusting valve (input pressure adjusting means)
44 Reverse pressure generating part 51 Line pressure introduction port 52 Line pressure introduction port 60 Primary valve 61 Body 70 Spool 75 Spring (biasing means)
80 Sleeve 81 O-ring 82 Introduction port 90 Plug

Claims

A hydraulic control device for an automatic transmission capable of controlling the reverse hydraulic pressure higher than the forward hydraulic pressure,
An input pressure adjusting means for adjusting the input pressure;
A plurality of ports for generating a line pressure by a supply pressure from a pump and introducing the line pressure at a position balanced with an input pressure input from the input pressure adjusting means; A primary valve that can control the output pressure that is output by
Reverse pressure generating means for generating a reverse pressure from the line pressure;
A valve member that is driven by the reverse pressure introduced from the reverse pressure generating unit; and a biasing unit that biases the valve member in a direction opposite to the driving direction by the reverse pressure. The port into which the line pressure is introduced can be switched by the valve member, and the valve member is in the first position at which the line pressure is introduced into all of the plurality of ports or the line in any one of the plurality of ports. A shift valve driven to a second position to close the circuit for introducing pressure,
When in the forward stage, the valve member is driven to the first position;
In the reverse stage, when the output pressure output from the primary valve is smaller than a predetermined value in the forward stage, the valve member is driven to the first position and the output output from the primary valve The hydraulic control device according to claim 1, wherein when the pressure becomes larger than a predetermined value in the forward gear, the valve member is driven to the second position by the reverse pressure introduced into the shift valve.