JP2007205495A - Fluid pressure control device of automatic transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic pressure control device capable of switching pressure supplied to frictional engagement elements from control pressure to line pressure at arbitrary timing. <P>SOLUTION: The hydraulic control device is equipped with: control valves 20, 30, and solenoid valves 22, 32 for regulating line pressure PL to second control pressure Pc2 fed to the frictional engagement elements B2, C1; and a shift valve 50 between the control valve 20 and a brake B2 capable of taking a first position for making the pressure fed to the brake B2 the second control pressure Pc2, and a second position for making the pressure fed to the brake B2 as the line pressure PL. The shift valve 50 is switched and controlled by the solenoid valve 32 not used in the shifting on shifting to a backward gear shift. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、自動変速機の流体圧制御装置に関し、特に、自動変速機に備えられている摩擦係合要素の係合タイミングを制御する技術に関する。   The present invention relates to a fluid pressure control device for an automatic transmission, and more particularly to a technique for controlling the engagement timing of a friction engagement element provided in an automatic transmission.

自動変速機は通常、複数の摩擦係合要素を備えており、それら複数の摩擦係合要素の係合開放を制御することにより、複数の変速段が選択的に成立する。この自動変速機の摩擦係合要素は、その摩擦係合要素に供給される作動流体の流体圧が制御されることによって、係合開放が制御される。作動流体としては通常、作動油が用いられるので、以下、作動流体が作動油であるとして説明する。   An automatic transmission normally includes a plurality of friction engagement elements, and a plurality of shift speeds are selectively established by controlling disengagement of the plurality of friction engagement elements. The frictional engagement element of the automatic transmission is controlled to be disengaged by controlling the fluid pressure of the working fluid supplied to the frictional engagement element. Since the working oil is usually used as the working fluid, the following description will be made assuming that the working fluid is the working oil.

自動変速機に備えられている摩擦係合要素を制御するために用いられる油圧制御装置は、作動油圧を調圧するための調圧弁を備えており、その調圧弁を制御することによって、係合当初は低い制御圧を摩擦係合要素に供給し、徐々に制御圧を高めることにより、変速に伴うショックを抑制しつつ係合を完了させる。   The hydraulic control device used for controlling the friction engagement element provided in the automatic transmission includes a pressure regulating valve for regulating the operating hydraulic pressure. By controlling the pressure regulating valve, the initial engagement is performed. Supplies a low control pressure to the frictional engagement element and gradually increases the control pressure, thereby completing the engagement while suppressing a shock associated with the shift.

この油圧制御装置として、調圧弁と摩擦係合要素との間に、摩擦係合要素へ供給する圧を調圧弁によって調圧された制御圧とするか、元圧とするかを切り替える切替弁を備えたものが知られている。たとえば、特許文献1に記載の装置がそれである。特許文献1に記載の装置では、摩擦係合開始当初は制御圧が供給され、その制御圧が徐々に増加させられる。そして、最終的には切替弁が切り替えられて元圧(ライン圧)が摩擦係合要素に供給される。これによって、変速過渡期の油圧制御性向上と変速終了後のトルク容量確保の両立が可能となっている。
特開2000−337486号公報
As this hydraulic control device, a switching valve is provided between the pressure regulating valve and the friction engagement element to switch the pressure supplied to the friction engagement element between the control pressure regulated by the pressure regulation valve or the original pressure. What you have is known. For example, this is the device described in Patent Document 1. In the apparatus described in Patent Document 1, a control pressure is supplied at the beginning of friction engagement, and the control pressure is gradually increased. Finally, the switching valve is switched, and the original pressure (line pressure) is supplied to the friction engagement element. As a result, it is possible to improve both the hydraulic controllability during the shift transition period and secure the torque capacity after the shift is completed.
JP 2000-337486 A

特許文献1の装置の場合、切替弁の位置は、調圧弁によって調圧される制御圧と、切替弁に備えられたばねの付勢力との大小関係によって定まるようになっている。ばねの付勢力の方が制御圧よりも大きい場合には制御圧を摩擦係合要素に供給する位置となり、制御圧の方が大きくなると元圧を摩擦係合要素に供給する位置となる。   In the case of the apparatus of Patent Document 1, the position of the switching valve is determined by the magnitude relationship between the control pressure regulated by the pressure regulating valve and the urging force of the spring provided in the switching valve. When the urging force of the spring is larger than the control pressure, the control pressure is supplied to the friction engagement element, and when the control pressure becomes larger, the original pressure is supplied to the friction engagement element.

すなわち、特許文献1の装置の場合、摩擦係合要素へ供給される油圧が制御圧から元圧へ切り替わる圧力は、予め定まっている固定値である。   That is, in the case of the device of Patent Document 1, the pressure at which the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element is switched from the control pressure to the original pressure is a fixed value determined in advance.

ところで、摩擦係合要素の必要棚圧は、必要トルク容量に応じて変化する。すなわち、必要トルク容量が大きいときは必要棚圧が高くなり、必要トルク容量が小さいときは必要棚圧は低くなる。なお、必要トルク容量は、たとえばスロットル開度に応じて変化する。   By the way, the required shelf pressure of the friction engagement element changes in accordance with the required torque capacity. That is, when the required torque capacity is large, the required shelf pressure increases, and when the required torque capacity is small, the required shelf pressure decreases. The required torque capacity varies depending on, for example, the throttle opening.

このように必要棚圧は変化するので、摩擦係合要素へ供給する圧は、必要棚圧までは調整可能な圧である制御圧とする必要がある。そのため、特許文献1に記載の装置のように、摩擦係合要素へ供給される油圧を制御圧から元圧へ切り替える圧力が固定値となっている場合には、その固定値を必要棚圧が高い場合に合わせて設定しなければならない。その結果、変速過渡期の油圧制御性が不十分であった。   Since the required shelf pressure changes in this way, the pressure supplied to the friction engagement element needs to be a control pressure that is an adjustable pressure up to the required shelf pressure. Therefore, when the pressure for switching the hydraulic pressure supplied to the friction engagement element from the control pressure to the original pressure is a fixed value, as in the device described in Patent Document 1, the required shelf pressure is set to the fixed value. Must be set for high cases. As a result, the hydraulic controllability during the shift transition period was insufficient.

本発明は、この事情に基づいて成されたものであり、その目的とするところは、摩擦係合要素へ供給する圧を制御圧から元圧へ任意のタイミングで切り替えることができる自動変速機の作動流体制御装置を提供することにある。   The present invention has been made based on this situation, and an object of the present invention is an automatic transmission capable of switching the pressure supplied to the friction engagement element from the control pressure to the original pressure at an arbitrary timing. It is to provide a working fluid control device.

その目的を達成するための請求項1記載の発明は、自動変速機に備えられた複数の摩擦係合要素の係合開放を制御する自動変速機の流体圧制御装置であって、入力される元圧を前記摩擦係合要素に供給する制御圧に調圧するために制御される調圧弁を複数備えるとともに、その調圧弁と前記摩擦係合要素との間に配置され、前記摩擦係合要素へ供給する圧力を前記元圧とする第1位置と、前記摩擦係合要素へ供給する圧力を前記制御圧とする第2位置とを取り得る切替弁とを備え、所定の変速段への変速に際して摩擦係合させられる摩擦係合要素に対して元圧および制御圧を切り替えて供給する切替弁を、変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧するために用いない調圧弁によって切替制御することを特徴とする。   To achieve the object, the invention according to claim 1 is a fluid pressure control device for an automatic transmission that controls disengagement of a plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission, and is inputted. A plurality of pressure regulating valves controlled to regulate the original pressure to a control pressure to be supplied to the friction engagement element, and disposed between the pressure regulation valve and the friction engagement element, to the friction engagement element A switching valve capable of taking a first position in which the pressure to be supplied is the original pressure and a second position in which the pressure to be supplied to the friction engagement element is the control pressure; The switching valve that switches and supplies the source pressure and the control pressure to the friction engagement element that is frictionally engaged is switched and controlled by a pressure regulating valve that is not used to regulate the control pressure that is supplied to the friction engagement element at the time of shifting. It is characterized by that.

このように、所定の変速段への変速に際して摩擦係合させられる摩擦係合要素に対して元圧および制御圧を切り替えて供給する切替弁を、その変速において摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧するために用いない調圧弁によって制御するようにすれば、切替弁を任意のタイミングで切り替えることができる。従って、摩擦係合要素へ供給する圧を制御圧から元圧へ任意のタイミングで切り替えることができる。   In this way, the switching valve that supplies the friction engagement element that is frictionally engaged during the shift to the predetermined shift stage by switching the source pressure and the control pressure is supplied to the friction engagement element at the shift. If it controls by the pressure regulation valve which is not used in order to regulate pressure, a switching valve can be switched at arbitrary timings. Therefore, the pressure supplied to the friction engagement element can be switched from the control pressure to the original pressure at an arbitrary timing.

前記調圧弁としては、請求項2記載のように、第1調圧弁および第2調圧弁とを一組として備えていてもよいし、請求項3記載のように、1つの電磁弁を備えていてもよい。なお、請求項2の場合、第1調圧弁と第2調圧弁とにより増幅機構が構成される。   As the pressure regulating valve, a first pressure regulating valve and a second pressure regulating valve may be provided as a set as in claim 2, or a single electromagnetic valve is provided as in claim 3. May be. In addition, in the case of Claim 2, an amplification mechanism is comprised by the 1st pressure regulation valve and the 2nd pressure regulation valve.

請求項2記載の発明は、前記調圧弁として、前記元圧が減圧されたモジュレート圧が供給され、電気的に制御されることにより、そのモジュレート圧を調圧して第1の制御圧を出力する第1調圧弁と、前記元圧が供給され、その第1の制御圧によって制御されることにより、元圧を第1の制御圧よりも大きな第2の制御圧に調圧して前記摩擦係合要素へ出力する第2調圧弁とをそれぞれ複数備え、前記切替弁の切替制御を、変速時に前記第2調圧弁を制御するために用いない前記第1調圧弁により行うことを特徴とする。   According to a second aspect of the present invention, as the pressure regulating valve, a modulated pressure obtained by reducing the original pressure is supplied and electrically controlled to regulate the modulated pressure to obtain the first control pressure. The first pressure regulating valve to be output and the original pressure are supplied and controlled by the first control pressure, thereby adjusting the original pressure to a second control pressure larger than the first control pressure and the friction. A plurality of second pressure regulating valves that output to the engaging element, and the switching control of the switching valve is performed by the first pressure regulating valve that is not used to control the second pressure regulating valve during a shift. .

また、請求項3記載の発明は、前記調圧弁として、元圧が供給され、電気的に制御されることにより、その元圧を制御圧に調圧して前記摩擦係合要素へ出力する電磁弁を備え、前記切替弁の切替制御を、変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧するために用いない前記電磁弁により行うことを特徴とする。   According to a third aspect of the present invention, as the pressure regulating valve, an electromagnetic valve that supplies a source pressure and is electrically controlled to regulate the source pressure to a control pressure and output it to the friction engagement element. And the switching control of the switching valve is performed by the electromagnetic valve that is not used to regulate the control pressure supplied to the friction engagement element at the time of shifting.

この請求項3記載の発明によれば、調圧弁の数が少なくなるので、装置を小型、軽量化することができる。   According to the invention described in claim 3, since the number of pressure regulating valves is reduced, the apparatus can be reduced in size and weight.

また、前記切替弁としては、請求項4記載のように、アンダーラップスプール弁を用いることが好ましい。アンダーラップスプール弁は異物等によって中間位置でロックしてしまう状態が生じにくいので、供給不良や排出不良の可能性を軽減できるからである。   Further, as the switching valve, it is preferable to use an underlap spool valve as described in claim 4. This is because the underlap spool valve is unlikely to be locked at an intermediate position due to foreign matter or the like, so that the possibility of supply failure or discharge failure can be reduced.

前述のように、請求項1記載の発明は、切替弁を任意のタイミングで切り替えることができる。また、摩擦係合要素の必要トルク容量はスロットル開度に応じて変化する。従って、請求項5記載のように、前記切替弁は、前記制御圧が所定の切替圧となったときに、前記調圧弁によって前記第1位置から前記第2位置へ切り替えられるようになっており、且つ、その切替圧がスロットル開度に応じて変化するようになっていることが好ましい。このようにすれば、変速ショックを軽減することができる。   As described above, the invention according to claim 1 can switch the switching valve at an arbitrary timing. Further, the required torque capacity of the friction engagement element changes according to the throttle opening. Therefore, as described in claim 5, when the control pressure reaches a predetermined switching pressure, the switching valve is switched from the first position to the second position by the pressure regulating valve. And it is preferable that the switching pressure changes according to the throttle opening. In this way, the shift shock can be reduced.

以下、本発明の実施の形態を、図面に基づいて説明する。図1は、第1実施形態の油圧制御装置10の概略図である。この油圧制御装置10が制御する自動変速機には、クラッチC1やブレーキB2などの摩擦係合要素が備えられている。これらの摩擦係合要素C1、B2は、複数の湿式摩擦板からなるものである。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram of a hydraulic control apparatus 10 according to the first embodiment. The automatic transmission controlled by the hydraulic control device 10 includes friction engagement elements such as a clutch C1 and a brake B2. These friction engagement elements C1 and B2 are composed of a plurality of wet friction plates.

油圧制御装置10は、自動変速機に備えられている摩擦係合要素の数に対応して複数(図では2つ)のコントロールバルブ20、30と、複数のソレノイドバルブ22、32とを備えている。   The hydraulic control device 10 includes a plurality (two in the figure) of control valves 20 and 30 and a plurality of solenoid valves 22 and 32 corresponding to the number of friction engagement elements provided in the automatic transmission. Yes.

ソレノイドバルブ22、32は、リニアソレノイドバルブ、デューティソレノイドバルブなどの出力圧を連続的に変化させることが可能な構造を有しており、その入力ポートには元圧であるライン圧PLが減圧されたモジュレート圧Pmが入力される。これらソレノイドバルブ22、32は第1調圧弁として機能しており、ECU(電子制御ユニット)40によって制御されることにより、モジュレート圧Pmを調圧して第1の制御圧Pc1を出力する。   The solenoid valves 22 and 32 have a structure capable of continuously changing the output pressure of a linear solenoid valve, a duty solenoid valve or the like, and the line pressure PL which is the original pressure is reduced at the input port. The modulated pressure Pm is input. These solenoid valves 22 and 32 function as a first pressure regulating valve, and are controlled by an ECU (electronic control unit) 40 to regulate the modulated pressure Pm and output a first control pressure Pc1.

コントロールバルブ20、30は、第2調圧弁として機能するものであり、入力ポートにライン圧PLが入力され、制御ポートに上記第1の制御圧Pc1が入力される。この第1の制御圧Pc1とスプリングとのバランスによって、出力圧である第2の制御圧Pc2の大きさが連続的に変化する。   The control valves 20 and 30 function as a second pressure regulating valve, and the line pressure PL is input to the input port, and the first control pressure Pc1 is input to the control port. Due to the balance between the first control pressure Pc1 and the spring, the magnitude of the second control pressure Pc2, which is the output pressure, continuously changes.

この第2の制御圧Pc2は摩擦係合要素C1、B2に供給され、第2の制御圧Pc2の大きさが制御されることにより、摩擦係合要素C1、B2の係合開放が制御される。なお、クラッチC1の係合開放を制御するためのコントロールバルブ30に入力されるライン圧PL(D)は、前進走行レンジ(Dレンジ)のときにのみ供給され後進走行レンジ(Rレンジ)のときには供給されない。他方、ブレーキB2の係合開放を制御するためのコントロールバルブ20に入力されるライン圧PL(R)は後進走行レンジのときにのみ供給され前進走行レンジのときには供給されない。また、ソレノイドバルブ22、32には、シフト位置にかかわらずモジュレート圧Pmが供給される。   The second control pressure Pc2 is supplied to the friction engagement elements C1 and B2, and the engagement of the friction engagement elements C1 and B2 is controlled by controlling the magnitude of the second control pressure Pc2. . Note that the line pressure PL (D) input to the control valve 30 for controlling the disengagement of the clutch C1 is supplied only in the forward travel range (D range) and is in the reverse travel range (R range). Not supplied. On the other hand, the line pressure PL (R) input to the control valve 20 for controlling the disengagement of the brake B2 is supplied only during the reverse travel range and not supplied during the forward travel range. The solenoid valves 22 and 32 are supplied with a modulated pressure Pm regardless of the shift position.

上記コントロールバルブ20とブレーキB2を連結する油路42の途中、すなわち、コントロールバルブ20とブレーキB2との間には、切替弁として機能するシフトバルブ50が設けられている。   A shift valve 50 functioning as a switching valve is provided in the middle of the oil passage 42 connecting the control valve 20 and the brake B2, that is, between the control valve 20 and the brake B2.

図2は、上記シフトバルブ50の拡大断面図である。図2に示すように、シフトバルブ50は、第1、第2入力ポート51、52を備えており、第1入力ポート51には上記第2の制御圧Pc2が入力され、第2入力ポート52にはライン圧PL(R)が入力される。また、切替弁50は第1、第2制御ポート53、54を有しており、第1制御ポート53は、油路44を介してソレノイドバルブ32の出力ポートと連結されている。従って、この第1制御ポート53には、ソレノイドバルブ32によって調圧された第1の制御圧Pc1が入力される。他方、第2制御ポート54にはライン圧PL(D)が入力される。これら2つの制御ポート53、54に入力される圧力の大きさによってスプール55の位置が制御される。なお、スプール55の軸方向の第2制御ポート54側にはスプリング56が設けられている。   FIG. 2 is an enlarged sectional view of the shift valve 50. As shown in FIG. 2, the shift valve 50 includes first and second input ports 51 and 52, and the second control pressure Pc <b> 2 is input to the first input port 51, and the second input port 52. Is input with the line pressure PL (R). The switching valve 50 has first and second control ports 53 and 54, and the first control port 53 is connected to the output port of the solenoid valve 32 via the oil passage 44. Accordingly, the first control pressure Pc1 regulated by the solenoid valve 32 is input to the first control port 53. On the other hand, the line pressure PL (D) is input to the second control port 54. The position of the spool 55 is controlled by the magnitude of the pressure input to these two control ports 53 and 54. A spring 56 is provided on the second control port 54 side in the axial direction of the spool 55.

このシフトバルブ50は、第2の制御圧Pc2が入力される第1入力ポート51を、ブレーキB2へ油圧を出力する出力ポート57と連通させる第1位置と、ライン圧PL(R)が入力される第2入力ポート52を上記出力ポート57と連通させる第2位置とをとることができる。以下、出力ポート57から出力されブレーキB2へ入力される圧を、ブレーキ圧という。   The shift valve 50 receives a first position where the first input port 51 to which the second control pressure Pc2 is input is communicated with an output port 57 that outputs hydraulic pressure to the brake B2, and a line pressure PL (R). The second position where the second input port 52 communicates with the output port 57 can be taken. Hereinafter, the pressure output from the output port 57 and input to the brake B2 is referred to as brake pressure.

シフトバルブ50は、アンダーラップスプール弁構造を有している。すなわち、図2に示すようなスプール55が中立位置にある状態においても、入力ポート51、52が一部開くようになっている。換言すれば、スプール55の2つの大径部間の軸方向長さをd1、2つの入力ポート51、52間の軸方向の最短距離をd2とすると、d1>d2とされているのである。このように、アンダーラップスプール弁を用いることにより、異物の混入によりスプール55がロックしてしまうことを防止できる。従って、中間位置でスプール55がロックしてしまい、ブレーキ圧を低下させることができないとか、逆に、スプール55を上記第1位置または第2位置とすることができず、適切なブレーキ圧を供給することができないといった状況を防止することができる。   The shift valve 50 has an underlap spool valve structure. That is, even when the spool 55 as shown in FIG. 2 is in the neutral position, the input ports 51 and 52 are partially opened. In other words, if the axial length between the two large diameter portions of the spool 55 is d1, and the shortest axial distance between the two input ports 51 and 52 is d2, d1> d2. As described above, by using the underlap spool valve, it is possible to prevent the spool 55 from being locked due to foreign matters. Accordingly, the spool 55 is locked at the intermediate position, and the brake pressure cannot be reduced. Conversely, the spool 55 cannot be set to the first position or the second position, and an appropriate brake pressure is supplied. It is possible to prevent a situation where it is impossible to do so.

なお、本実施形態のように、シフトバルブ50としてアンダーラップスプール弁を用いる場合、スプール55が第1位置や第2位置に位置する場合だけでなく、図2に示すような中間位置でも入力ポート51、52からの漏れ圧がブレーキB2に供給されてしまうが、シフトバルブ50は第1位置および第2位置のいずれかに切り替えられるだけであり、中間的な制御は実施されないことから、漏れ圧がブレーキB2に供給されてしまうことはない。   When an underlap spool valve is used as the shift valve 50 as in this embodiment, the input port is not only in the case where the spool 55 is located in the first position or the second position, but also in the intermediate position as shown in FIG. Although the leak pressure from 51 and 52 is supplied to the brake B2, the shift valve 50 is only switched to either the first position or the second position, and intermediate control is not performed. Is not supplied to the brake B2.

図1に戻って、ECU40は、図示しない内部にCPU、ROM、RAM等を備えたコンピュータであり、変速指令信号Scやスロットル開度θを表すスロットル開度信号Stなどが入力される。そして、変速指令信号Scに基づいて自動変速機に備えられている複数の摩擦係合要素の係合開放を行うために、それら複数の摩擦係合要素に対応して設けられているソレノイドバルブを制御する。ソレノイドバルブを制御することにより、コントロールバルブにおいてライン圧PLが調圧されて第2の制御圧Pc2として所定の摩擦係合要素へ出力される。   Returning to FIG. 1, the ECU 40 is a computer having a CPU, a ROM, a RAM, and the like inside (not shown), and receives a shift command signal Sc, a throttle opening signal St indicating the throttle opening θ, and the like. In order to disengage a plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission based on the shift command signal Sc, solenoid valves provided corresponding to the plurality of friction engagement elements are provided. Control. By controlling the solenoid valve, the line pressure PL is regulated in the control valve and output to the predetermined friction engagement element as the second control pressure Pc2.

また、変速に際して、ブレーキB2を係合させる必要がある場合には、ソレノイドバルブ32を制御することによって、ブレーキB2とコントロールバルブ20との間に設けられたシフトバルブ50の切替制御も行う。   Further, when it is necessary to engage the brake B2 at the time of shifting, the control of the shift valve 50 provided between the brake B2 and the control valve 20 is also performed by controlling the solenoid valve 32.

図3は、上記クラッチC1およびブレーキB2を備えた自動変速機の係合作動表である。図において、○印は係合を示し、空欄は開放を示す。図3に示すように、ブレーキB2は、Rレンジすなわち後進変速段が成立させられるときに係合させられる。一方、クラッチC1はRレンジのときには開放となっている。従って、変速前の変速段においてもC1が開放状態であるとすると、ソレノイドバルブ32はRレンジへの変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧しない。従って、Rレンジへの変速の際に、シフトバルブ50の切替制御のためにソレノイドバルブ32を使用することができる。なお、Rレンジへの変速の際には、コントロールバルブ30にはライン圧PL(D)は供給されていないので、ソレノイドバルブ32から第1の制御圧Pc1を出力しても、クラッチC1が係合してしまうことはない。   FIG. 3 is an engagement operation table of the automatic transmission including the clutch C1 and the brake B2. In the figure, ◯ indicates engagement, and a blank indicates release. As shown in FIG. 3, the brake B2 is engaged when the R range, that is, the reverse shift speed is established. On the other hand, the clutch C1 is opened when in the R range. Accordingly, if C1 is in the open state even at the gear position before the shift, the solenoid valve 32 does not adjust the control pressure supplied to the friction engagement element during the shift to the R range. Therefore, the solenoid valve 32 can be used for switching control of the shift valve 50 when shifting to the R range. Note that the line pressure PL (D) is not supplied to the control valve 30 when shifting to the R range, so that even if the first control pressure Pc1 is output from the solenoid valve 32, the clutch C1 is engaged. It wo n’t fit.

上述したブレーキB2に限らず、摩擦係合要素とコントロールバルブとの間にシフトバルブが設けられている場合には、変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧しないソレノイドバルブによってそのシフトバルブの切替制御を行う。   When a shift valve is provided between the friction engagement element and the control valve, not only the brake B2 described above, the shift is performed by a solenoid valve that does not regulate the control pressure supplied to the friction engagement element during a shift. Perform valve switching control.

ECU40がソレノイドバルブを制御することによって所定の摩擦係合要素を係合させる場合、まず、スロットル開度信号Stに基づいて必要棚圧Pfを決定する。スロットル開度θは、自動変速機へ入力される入力トルクに関連して変化するパラメータであり、入力トルクが大きいほど必要棚圧Pfは大きくなる。従って、スロットル開度θが大きいほど必要棚圧Pfを大きい値に決定する。   When the ECU 40 engages a predetermined friction engagement element by controlling the solenoid valve, first, the required shelf pressure Pf is determined based on the throttle opening signal St. The throttle opening θ is a parameter that changes in relation to the input torque input to the automatic transmission, and the required shelf pressure Pf increases as the input torque increases. Therefore, the required shelf pressure Pf is determined to be larger as the throttle opening θ is larger.

次いで、シフトバルブ50を第1位置とした状態で、ソレノイドバルブ22を制御してそのソレノイドバルブ22から出力される第1の制御圧Pc1を上昇させる。第1の制御圧Pc1はコントロールバルブ20の制御ポートに入力されるので、第1の制御圧Pc1が上昇させられることにより、コントロールバルブ20から出力される第2の制御圧Pc2も上昇する。   Next, with the shift valve 50 in the first position, the solenoid valve 22 is controlled to increase the first control pressure Pc1 output from the solenoid valve 22. Since the first control pressure Pc1 is input to the control port of the control valve 20, when the first control pressure Pc1 is increased, the second control pressure Pc2 output from the control valve 20 is also increased.

そして、第2の制御圧Pc2を必要棚圧Pfまで上昇させる。この第2の制御圧Pc2は、シフトバルブ50が第1位置となっているので、ブレーキ圧としてブレーキB2に入力される。従って、ブレーキ圧は第2の制御圧Pc2に対応して必要棚圧Pfまで上昇する。   Then, the second control pressure Pc2 is increased to the required shelf pressure Pf. This second control pressure Pc2 is input to the brake B2 as a brake pressure because the shift valve 50 is in the first position. Accordingly, the brake pressure rises to the required shelf pressure Pf corresponding to the second control pressure Pc2.

ブレーキ圧が必要棚圧Pfとなると、ブレーキB2は摩擦係合を開始する。この係合開始は、たとえば、タービン回転速度の変化から判断する。係合開始を判断したら、ECU40はソレノイドバルブ32を制御してバルブ切替可能圧となる所定の第1の制御圧Pc1を発生させる。このバルブ切替可能圧は、シフトバルブ50のスプリング54の付勢力よりも十分に高い圧力に設定されている。   When the brake pressure reaches the required shelf pressure Pf, the brake B2 starts frictional engagement. This engagement start is determined from, for example, a change in turbine rotational speed. When it is determined that the engagement is started, the ECU 40 controls the solenoid valve 32 to generate a predetermined first control pressure Pc1 that becomes a valve switchable pressure. This valve switchable pressure is set to a pressure sufficiently higher than the urging force of the spring 54 of the shift valve 50.

上記第1の制御圧Pc1(バルブ切り替え可能圧)は、油路44を介してシフトバルブ50の第1制御ポート53へ入力され、これにより、シフトバルブ50は第1位置から第2位置へと変化させられるので、ブレーキB2には、ライン圧PL(R)が供給されるようになる。ブレーキB2にライン圧PL(R)が供給されると、ブレーキB2の係合作動は完了する。なお、ライン圧PL(R)の大きさは、スロットル開度θに応じて必要な締結圧となるように調圧されているので、ライン圧PL(R)への切替によって十分な係合トルクが得られる。   The first control pressure Pc1 (valve switchable pressure) is input to the first control port 53 of the shift valve 50 via the oil passage 44, whereby the shift valve 50 is moved from the first position to the second position. Therefore, the line pressure PL (R) is supplied to the brake B2. When the line pressure PL (R) is supplied to the brake B2, the engagement operation of the brake B2 is completed. In addition, since the magnitude of the line pressure PL (R) is adjusted so as to be a required engagement pressure according to the throttle opening θ, sufficient engagement torque is obtained by switching to the line pressure PL (R). Is obtained.

図4は、変速時における第2の制御圧Pc2とブレーキ圧との関係を例示する図であり、(a)はスロットル開度θが高開度時、(b)はスロットル開度θが低開度時のものである。   FIGS. 4A and 4B are diagrams illustrating the relationship between the second control pressure Pc2 and the brake pressure at the time of shifting. FIG. 4A shows a case where the throttle opening θ is high and FIG. 4B shows a case where the throttle opening θ is low. At the time of opening.

必要棚圧Pf以下では、ブレーキ圧として第2の制御圧Pc2が入力されるので、図4(a)、(b)に示すように、ブレーキ圧は第2の制御圧Pc2に対応する。   Below the required shelf pressure Pf, the second control pressure Pc2 is input as the brake pressure, so that the brake pressure corresponds to the second control pressure Pc2, as shown in FIGS. 4 (a) and 4 (b).

一方、必要棚圧Pf以上では、シフトバルブ50は第2位置へと切り替えられる。すなわち、必要棚圧Pfを切替圧として、シフトバルブ50が第2位置へと切り替えられる。そのため、ブレーキ圧はライン圧PL(R)となる。   On the other hand, at the required shelf pressure Pf or higher, the shift valve 50 is switched to the second position. That is, the shift valve 50 is switched to the second position using the necessary shelf pressure Pf as the switching pressure. Therefore, the brake pressure becomes the line pressure PL (R).

また、図4に示すように、上記必要棚圧Pfはスロットル開度θによって変化し、スロットル開度θが大きいほど必要棚圧Pfが大きくなる。この必要棚圧Pfがシフトバルブ50の切替圧となっているので、切替圧もスロットル開度θによって変化することになる。   As shown in FIG. 4, the required shelf pressure Pf varies depending on the throttle opening θ, and the required shelf pressure Pf increases as the throttle opening θ increases. Since this necessary shelf pressure Pf is the switching pressure of the shift valve 50, the switching pressure also changes depending on the throttle opening θ.

これに対して、本実施形態では、後進変速段への変速に際して摩擦係合させられるブレーキB2に対してライン圧PL(R)および第2の制御圧Pc2を切り替えて供給するシフトバルブ50を、その変速において使用しないソレノイドバルブ32によって制御しているので、シフトバルブ50を任意のタイミングで切り替えることができる。従って、スロットル開度θが変化することにより必要棚圧Pfが変化しても、その必要棚圧PfにおいてブレーキB2へ供給する圧を第2の制御圧Pc2からライン圧PL(R)へ切り替えることができる。従って、変速過渡期の制御性が向上する。   On the other hand, in the present embodiment, the shift valve 50 that switches and supplies the line pressure PL (R) and the second control pressure Pc2 to the brake B2 that is frictionally engaged during the shift to the reverse shift stage, Since the control is performed by the solenoid valve 32 that is not used in the shift, the shift valve 50 can be switched at an arbitrary timing. Therefore, even if the required shelf pressure Pf changes as the throttle opening θ changes, the pressure supplied to the brake B2 at the required shelf pressure Pf is switched from the second control pressure Pc2 to the line pressure PL (R). Can do. Therefore, the controllability during the shift transition period is improved.

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、次の実施形態も本発明の技術的範囲に含まれ、さらに、下記以外にも要旨を逸脱しない範囲内で種々変更して実施することができる。   As mentioned above, although embodiment of this invention was described, this invention is not limited to the above-mentioned embodiment, The following embodiment is also contained in the technical scope of this invention, and also the summary other than the following is also included. Various modifications can be made without departing from the scope.

たとえば、前述の実施形態では、ブレーキB2は、互いに対となるコントロールバルブ20とソレノイドバルブ22とから構成される増幅機構によって、供給される油圧が制御されていたが、図5に示すように、コントロールバブル20が備えられていなくてもよい。この場合、前述の実施形態の第2の制御圧Pc2に相当する圧をソレノイドバルブ22にて調圧することになる。このようにすれば、コントロールバルブ20が備えられていない分、装置を小型、軽量化することができる。また、このソレノイドバルブ22にて制御圧を調圧してブレーキB2に供給する必要がない所定の変速段への変速である場合には、このソレノイドバルブ22を、図示しない他の摩擦係合要素のために設けられたシフトバルブ(切替弁)を切り替えるために用いてもよい。この場合、ソレノイドバルブ22が請求項3の電磁弁として機能する。   For example, in the above-described embodiment, the brake B2 is controlled in the hydraulic pressure supplied by the amplification mechanism including the control valve 20 and the solenoid valve 22 that are paired with each other. The control bubble 20 may not be provided. In this case, the solenoid valve 22 regulates the pressure corresponding to the second control pressure Pc2 of the above-described embodiment. In this way, the device can be reduced in size and weight because the control valve 20 is not provided. Further, in the case of shifting to a predetermined gear position where it is not necessary to regulate the control pressure by the solenoid valve 22 and supply it to the brake B2, the solenoid valve 22 is connected to another friction engagement element (not shown). Therefore, it may be used for switching a shift valve (switching valve) provided for the purpose. In this case, the solenoid valve 22 functions as the electromagnetic valve according to claim 3.

また、前述の実施形態は、後進変速段が成立する場合を例にして説明したが、本発明は成立する変速段に特に制限はなく、前進変速段でもよく、また、パーキングレンジやニュートラルレンジであってもよい。   In the above-described embodiment, the case where the reverse gear is established has been described as an example. However, the present invention is not particularly limited to the gear that is established, and may be the forward gear, and may be a parking range or a neutral range. There may be.

また、前述の実施形態の油圧制御装置10は、第1の制御圧Pc1が増加するほど、コントロールバルブ20においてその第1の制御圧Pc1に基づいて調圧される第2の制御圧Pc2も増加するようになっていたが、特許文献1と同様に、第1の制御圧Pc1(特許文献1ではソレノイド圧Psol)が増加するほど第2の制御圧Pc2(特許文献1では制御圧PS)が低下するようになっていてもよい。   Further, in the hydraulic control device 10 of the above-described embodiment, the second control pressure Pc2 that is regulated in the control valve 20 based on the first control pressure Pc1 increases as the first control pressure Pc1 increases. However, as in Patent Document 1, as the first control pressure Pc1 (solenoid pressure Psol in Patent Document 1) increases, the second control pressure Pc2 (control pressure PS in Patent Document 1) increases. It may be lowered.

本発明の第1実施形態の油圧制御装置10の概略図である。1 is a schematic diagram of a hydraulic control device 10 according to a first embodiment of the present invention. 図1のシフトバルブ50の拡大断面図である。It is an expanded sectional view of the shift valve 50 of FIG. 図1のクラッチC1およびブレーキB2を備えた自動変速機の係合作動表である。2 is an engagement operation table of an automatic transmission including a clutch C1 and a brake B2 of FIG. 変速時における第2の制御圧Pc2とブレーキ圧との関係を例示する図であり、(a)はスロットル開度θが高開度時、(b)はスロットル開度θが低開度時のものである。It is a figure which illustrates the relationship between the 2nd control pressure Pc2 at the time of gear shifting, and a brake pressure, (a) is when the throttle opening (theta) is a high opening degree, (b) is when the throttle opening (theta) is a low opening degree. Is. 本発明の第2実施形態の油圧制御装置の概略図である。It is the schematic of the hydraulic control apparatus of 2nd Embodiment of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

10:油圧制御装置(流体圧制御装置)
20:コントロールバルブ(第2調圧弁)
22:ソレノイドバルブ(第1調圧弁、電磁弁)
32:ソレノイドバルブ(第1調圧弁、電磁弁)
50:シフトバルブ(切替弁)
10: Hydraulic control device (fluid pressure control device)
20: Control valve (second pressure regulating valve)
22: Solenoid valve (first pressure regulating valve, solenoid valve)
32: Solenoid valve (first pressure regulating valve, solenoid valve)
50: Shift valve (switching valve)

Claims (5)

自動変速機に備えられた複数の摩擦係合要素の係合開放を制御する自動変速機の流体圧制御装置であって、
入力される元圧を前記摩擦係合要素に供給する制御圧に調圧するために制御される調圧弁を複数備えるとともに、
その調圧弁と前記摩擦係合要素との間に配置され、前記摩擦係合要素へ供給する圧力を前記元圧とする第1位置と、前記摩擦係合要素へ供給する圧力を前記制御圧とする第2位置とを取り得る切替弁とを備え、
所定の変速段への変速に際して摩擦係合させられる摩擦係合要素に対して元圧および制御圧を切り替えて供給する切替弁を、変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧するために用いない調圧弁によって切替制御することを特徴とする自動変速機の流体圧制御装置。
A fluid pressure control device for an automatic transmission that controls disengagement of a plurality of friction engagement elements provided in the automatic transmission,
A plurality of pressure regulating valves controlled to regulate the input source pressure to the control pressure supplied to the friction engagement element;
A first position that is disposed between the pressure regulating valve and the friction engagement element and uses the pressure supplied to the friction engagement element as the original pressure; and the pressure supplied to the friction engagement element as the control pressure And a switching valve capable of taking the second position,
In order to adjust the control pressure supplied to the friction engagement element at the time of a shift, the switching valve for switching the supply pressure and the control pressure to the friction engagement element that is frictionally engaged when shifting to a predetermined shift stage A fluid pressure control device for an automatic transmission, wherein switching control is performed by a pressure regulating valve that is not used.
前記調圧弁として、前記元圧が減圧されたモジュレート圧が供給され、電気的に制御されることにより、そのモジュレート圧を調圧して第1の制御圧を出力する第1調圧弁と、前記元圧が供給され、その第1の制御圧によって制御されることにより、元圧を第1の制御圧よりも大きな第2の制御圧に調圧して前記摩擦係合要素へ出力する第2調圧弁とをそれぞれ複数備え、
前記切替弁の切替制御を、変速時に前記第2調圧弁を制御するために用いない前記第1調圧弁により行うことを特徴とする請求項1に記載の自動変速機の流体圧制御装置。
As the pressure regulating valve, a modulated pressure obtained by reducing the original pressure is supplied and electrically controlled, thereby regulating the modulated pressure and outputting a first controlled pressure; and The original pressure is supplied and controlled by the first control pressure, whereby the original pressure is adjusted to a second control pressure larger than the first control pressure and output to the friction engagement element. There are multiple pressure regulating valves,
2. The fluid pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the switching control of the switching valve is performed by the first pressure regulating valve that is not used for controlling the second pressure regulating valve at the time of shifting.
前記調圧弁として、元圧が供給され、電気的に制御されることにより、その元圧を制御圧に調圧して前記摩擦係合要素へ出力する電磁弁を備え、
前記切替弁の切替制御を、変速時に摩擦係合要素に供給する制御圧を調圧するために用いない前記電磁弁により行うことを特徴とする請求項1に記載の自動変速機の流体圧制御装置。
As the pressure regulating valve, an electromagnetic valve that is supplied with a source pressure and is electrically controlled to regulate the source pressure to a control pressure and output it to the friction engagement element,
2. The fluid pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the switching control of the switching valve is performed by the electromagnetic valve that is not used for regulating a control pressure supplied to a friction engagement element during a shift. .
前記切替弁として、アンダーラップスプール弁を用いることを特徴とする請求項1乃至3のいずれかに記載の自動変速機の流体圧制御装置。   4. The fluid pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein an underlap spool valve is used as the switching valve. 前記切替弁は、前記制御圧が所定の切替圧となったときに、前記調圧弁によって前記第1位置から前記第2位置へ切り替えられるようになっており、且つ、
その切替圧がスロットル開度に応じて変化するようになっていることを特徴とする請求項1乃至4のいずれかに記載の自動変速機の流体圧制御装置。
The switching valve is adapted to be switched from the first position to the second position by the pressure regulating valve when the control pressure becomes a predetermined switching pressure, and
5. The fluid pressure control device for an automatic transmission according to claim 1, wherein the switching pressure is changed according to the throttle opening.
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