(57)【要約】【課題】コントロールバルブへの信号圧印加フェール時の係合要素のタイアップを防ぐ。【解決手段】変速用係合要素を油圧サーボＣ１〜Ｃ３により制御する変速機の油圧制御装置は、それぞれの油圧サーボに対応し、個々に印加される信号圧に応じて油圧サーボへの供給油圧を制御するコントロールバルブ１〜３を備える。タイアップする関係にある２つの係合要素の一方の油圧サーボＣ２に対するコントロールバルブ２に、それに印加される信号圧に対向させて、他方の油圧サーボＣ１に供給される供給油圧を印加するキャンセル油路８８を設けた。これにより、油圧サーボＣ１への油圧供給時は、油圧サーボＣ２への油圧供給がなくなり、これら２つの油圧サーボで操作されるクラッチのタイアップが回避される。【選択図】　　　　図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速のための係合要素を油圧サーボにより制御する変速機であって、それぞれの油圧サーボに対応して設けられ、個々に印加される信号圧に応じて油圧サーボへの供給油圧を制御するコントロールバルブを備える変速機の油圧制御装置において、
タイアップする関係にある２つの係合要素の一方の油圧サーボに対するコントロールバルブに、それに印加される信号圧に対向させて、他方の油圧サーボに供給される供給油圧又は他方の油圧サーボへの供給油圧を制御する他方のコントロールバルブに印加される他方の信号圧を印加するキャンセル油路を設けたことを特徴とする変速機の油圧制御装置。
【請求項２】
前記コントロールバルブは、信号圧が印加される受圧部に対向する第１及び第２の受圧部を備え、第１の受圧部は、前記キャンセル油路により他方の油圧サーボに供給される供給油圧を印加される受圧部とされ、第２の受圧部は、前記一方の油圧サーボに供給される供給油圧を印加される受圧部とされ、
第１の受圧部と第２の受圧部の面積比が、前記他方の油圧サーボにより制御される係合要素の単位油圧当りのトルク容量と前記一方の油圧サーボにより制御される係合要素の単位油圧当りのトルク容量の比と等しく設定された、請求項１記載の変速機の油圧制御装置。
【請求項３】
前記油圧サーボは、１つのシリンダに第１〜第３のピストンを入れ子状に嵌め合わせて、シリンダと第１のピストンとの間に第１の油圧サーボの油室、第１のピストンと第２のピストンとの間に第２の油圧サーボの油室、第２のピストンと第３のピストンとの間に第３の油圧サーボの油室を画定する多重配置の油圧サーボとされ、各油圧サーボは、第１の油圧サーボの油室から第３の油圧サーボの油室へ順次油圧供給を積み重ね、それとは逆順に油圧解放を積み重ねる繰返しにより、連続する変速段を順番に達成する配列とされ、
前記一方及び他方の油圧サーボは、第１及び第３の油圧サーボとされた、請求項１又は２記載の変速機の油圧制御装置。
【請求項４】
前記キャンセル油路は、第１の油圧サーボに対するコントロールバルブに、それに印加される信号圧に対向させて、第３の油圧サーボに供給される供給油圧を印加するキャンセル油路とされた、請求項３記載の変速機の油圧制御装置。
【請求項５】
前記信号圧は、電気的に制御されるソレノイドバルブからの出力圧である、請求項１〜４のいずれか１項記載の変速機の油圧制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、変速機の油圧制御装置に関し、特に、変速機の係合要素を制御する油圧サーボへの油圧供給の制御技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の変速機において、変速のために動力伝達経路の切換えを行なう係合要素は、一般に油圧サーボにより係脱制御される。この油圧サーボの制御を主たる目的として、変速機には電子制御される油圧制御装置が配設される。油圧制御装置における変速制御回路は、制御性の向上のために、近時、複数配置される各油圧サーボに対応させてライン圧を基圧とする油圧供給を制御する専用のコントロールバルブを備えるものとされ、各コントロールバルブは、それらに個々に対応する電子制御のリニアソレノイドバルブからの信号圧の印加に従って制御される。
【０００３】
一方、係合要素の油圧サーボの集約配置のために、共通のシリンダに２つのピストンを入れ子状に配置し、シリンダとそれに対して内側の第１のピストンの間に第１の油圧サーボの油室を画定し、第１のピストンと第２のピストンの間に第２の油圧サーボの油室を画定する構成の多重配置の油圧サーボが、米国特許第４７４１４２２号明細書に開示されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記一般的な従来技術のように、各油圧サーボを専用のコントロールバルブで制御する構成では、リニアソレノイドバルブに印加される電子信号のフェールやリニアソレノイドバルブ自体のスティックフェールにより、複数のリニアソレノイドバルブが並行してソレノイド圧出力状態になると、それらにより制御されるコントロールバルブを介する複数の油圧サーボへの並列的な油圧供給が生じる。そして、これら油圧サーボに対応する摩擦材が、同時係合により変速機構にタイアップを生じさせるものである場合、これを回避すべく、各コントロールバルブより下流の供給油路間に同時供給を妨げる各種のフェールセーフバルブを配設する構成が採られる。しかしながら、こうした構成では、油圧回路の複雑化が避けられない。
【０００５】
また、前記米国特許第４７４１４２２号明細書に開示のような多重配置の油圧サーボ構成は、外側の油圧サーボに供給する油圧が内側の油圧サーボのピストンにも作用するため、両油圧サーボを作動させて係合要素の掴み替えを行なう場合の油圧制御が複雑になる。そこで、両油圧サーボのピストンの受圧面積を実質上等しく設定し、２つの油圧サーボに同時に油圧を供給することで内側の油圧サーボのピストンに作用する油圧をバランスさせて、内側の油圧サーボの油圧を排出させたと同様の作動を生じさせる方法が想起されるが、こうした方法は、２つの油圧サーボへの適用は可能であるが、３つの油圧サーボにおいてこの構成を採る場合に問題が生じる。この場合、各油圧サーボを順番に作動させることは可能であるが、飛び変速のために３つの油圧サーボの中間に挟まれる油圧サーボの作動を飛ばして、内側の油圧サーボへの油圧供給後に、外側の油圧サーボに油圧を供給したとき、これらの油圧サーボの作動により係合させる摩擦材の同時係合が生じてしまうことになるため、内外の油圧サーボの個別作動が不可能となる。
【０００６】
本発明は、こうした従来技術の問題点に対処すべく案出されたものであり、上記のような構成からなる油圧制御装置において、そのコントロールバルブに信号圧を印加する回路のフェール時にも係合要素のタイアップを確実に防ぐことができる単純な回路を実現することを第１の目的とする。次に、本発明は、各係合要素を制御する油圧サーボを多重配置とする変速機において、簡単な回路構成で飛び変速を可能とすることを第２の目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記第１の目的を達成するため、本発明は、変速のための係合要素を油圧サーボにより制御する変速機であって、それぞれの油圧サーボに対応して設けられ、個々に印加される信号圧に応じて油圧サーボへの供給油圧を制御するコントロールバルブを備える変速機の油圧制御装置において、タイアップする関係にある２つの係合要素の一方の油圧サーボに対するコントロールバルブに、それに印加される信号圧に対向させて、他方の油圧サーボに供給される供給油圧を印加するキャンセル油路を設けたことを特徴とする。
【０００８】
また、上記の構成において、前記コントロールバルブは、信号圧が印加される受圧部に対向する第１及び第２の受圧部を備え、第１の受圧部は、前記キャンセル油路により他方の油圧サーボに供給される供給油圧を印加される受圧部とされ、第２の受圧部は、前記一方の油圧サーボに供給される供給油圧を印加される受圧部とされ、第１の受圧部と第２の受圧部の面積比が、前記他方の油圧サーボにより制御される係合要素の単位油圧当りのトルク容量と前記一方の油圧サーボにより制御される係合要素の単位油圧当りのトルク容量の比と等しく設定された構成を採るのが有効である。
【０００９】
上記の構成は、前記油圧サーボが、１つのシリンダに第１〜第３のピストンを入れ子状に嵌め合わせて、シリンダと第１のピストンとの間に第１の油圧サーボの油室、第１のピストンと第２のピストンとの間に第２の油圧サーボの油室、第２のピストンと第３のピストンとの間に第３の油圧サーボの油室を画定する多重配置の油圧サーボとされ、各油圧サーボは、第１の油圧サーボの油室から第３の油圧サーボの油室へ順次油圧供給を積み重ね、それとは逆順に油圧解放を積み重ねる繰返しにより、連続する変速段を順番に達成する配列とされ、前記一方及び他方の油圧サーボは、第１及び第３の油圧サーボとされた構成に適用可能である。
【００１０】
この場合の前記キャンセル油路は、前記第２の目的も併せ達成するため、第１の油圧サーボに対するコントロールバルブに、それに印加される信号圧に対向させて、第３の油圧サーボに供給される供給油圧を印加するキャンセル油路とされるのが望ましい。上記の各構成における前記信号圧は、電気的に制御されるソレノイドバルブからの出力圧である。
【００１１】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、キャンセル油路を介して、他方の油圧サーボを制御するコントロールバルブの信号圧に対向する油圧が一方の油圧サーボへの供給油路から印加されるため、信号圧の印加によるコントロールバルブの制御下での対応する油圧サーボへの油圧供給が阻止される。したがって、この構成によれば、同時に油圧供給されるべきでない２つの油圧サーボへの同時油圧供給が回避されるため、これら油圧サーボにより作動する係合要素のタイアップを防ぐことができる。
【００１２】
次に、請求項２記載の構成では、解放側の油圧サーボに対応するコントロールバルブに信号圧が印加された状態においても、第１の受圧部と第２の受圧部の面積比の関係から、係合側となる他方の係合要素の油圧サーボの油圧の上昇に応じて、解放側となる一方の係合要素の油圧サーボの油圧が下降制御され、変速中も係合側と解放側双方の係合要素のトルク容量の和が常に一定に保たれる。このため、コントロールバルブの受圧面積比の設定のみにより、通常の順次の変速と同様の変速を掴み替えを要する変速の際にも実現することができる。したがって、この特質を利用した飛び変速が可能となる。
【００１３】
次に、請求項３記載の構成では、多重配置により３つの油圧サーボをコンパクト化し、しかも各油圧サーボをそれらの並び順に個々に作動させるために単純な油圧の重畳供給を行なうようにした油圧サーボにおいて、中間の油圧サーボの作動を飛ばした作動も、格別の信号圧制御を要せずに可能となるため、単純な油圧制御による飛び変速が可能となる。また、この飛び変速の際に解放側となる係合要素の油圧サーボは、係合側となる係合要素の油圧サーボの油圧に応じて制御されるため、タイアップが防止されると共に、アンダラップによるエンジンの吹き上がりも防止される。
【００１４】
また、請求項４記載の構成では、第１の油圧サーボと第３の油圧サーボについて、油圧の同時供給時には、常に第３の油圧サーボへの油圧供給が優先することになるため、飛び変速に際して、第１の油圧サーボへの単独の油圧供給時には、第１の油圧サーボの対応する係合要素が係合し、これに加えて第３の油圧サーボへの油圧供給を行なったときに、第３の油圧サーボの対応する係合要素が係合する間係になるため、全ての飛び変速を支障なく達成できる。
【００１５】
更に、請求項５記載の構成では、コントロールバルブがフェールセーフバルブとしての機能も達成するため、コントロールバルブより下流の供給油路間に同時供給を妨げるフェールセーフバルブを配設することによる油圧回路の複雑化が避けられる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明の適用に係る変速機のギヤトレーンの一例をスケルトンで示す。このギヤトレーンは、手動変速機を主体として構成され、複数の変速要素Ｇ１〜Ｇ８を有し、これら変速要素を通る並列な動力伝達流れの選択により複数の変速段を達成する主変速機（実施形態の説明において、Ｍ／Ｔ部という）Ｍ／Ｔと、プラネタリギヤセットＰを変速要素とする副変速機（同じく、プラネタリ部という）Ｓ／Ｔと、プラネタリ部Ｓ／Ｔの異なる変速要素をＭ／Ｔ部の異なる変速要素に連結する内外２重の軸Ｙ，Ｚを備える。
【００１７】
この形態の場合、Ｍ／Ｔ部は、その変速要素として複数の常時噛合式の歯車対Ｇ１〜Ｇ８を包含し、変速要素を通る動力伝達流れを選択する２つのドッグクラッチＨ１，Ｈ２を有する。このＭ／Ｔ部は、２重の内軸Ｙ及び外軸Ｚを入力軸とし、それらの軸上の各ドライブギヤＧ３，Ｇ７，Ｇ１，Ｇ５から出力軸Ｏ上の各ドリブンギヤＧ４，Ｇ８，Ｇ２，Ｇ６に平行軸で動力を伝達する構成とされている。外軸Ｚ上の第１速及び第３速用のドライブギヤＧ１，Ｇ５とリバース用のドライブギヤＧｒは、外軸Ｚに一体回転可能に連結されている。これら第１速及び第３速用のドライブギヤＧ１，Ｇ５と対をなすそれぞれのドリブンギヤＧ２，Ｇ６は、出力軸Ｏ上に回転自在に支持され、それらの間に配置されたドッグクラッチＨ１の軸方向移動により出力軸Ｏに選択的に連結可能とされている。また、リバース用のドライブギヤＧｒとドッグクラッチＨ１の外周歯で構成されるリバース用のドリブンギヤは、カウンタギヤＧｃを介して相互に噛合い、ドッグクラッチＨ１の中立位置においてリバースギヤ列を通る動力伝達を可能としている。内軸Ｙ上の第２速及び第４速用のドライブギヤＧ３，Ｇ７は内軸Ｙに回転自在に支持され、それらの間に配置されたドッグクラッチＨ２の軸方向移動により内軸Ｙに選択的に連結可能とされている。これら第２速及び第４速用のドライブギヤＧ３，Ｇ７と対をなすそれぞれのドリブンギヤＧ４，Ｇ８は、それぞれ出力軸Ｏに一体回転可能に連結されている。
【００１８】
プラネタリ部Ｓ／Ｔは、図示しないエンジンＥ／ＧのフライホイールダンパＦ／Ｗに連結する入力軸Ｘと、入力軸Ｘと同軸配置の内外二重軸でＭ／Ｔ部入力軸としての内軸Ｙ及び外軸Ｚに連結する出力軸を備える。プラネタリ部Ｓ／Ｔは、ダブルピニオン構成とされている。すなわち、プラネタリギヤセットＰのサンギヤＳは、内軸Ｙに連結され、この内軸Ｙがクラッチ（Ｃ−１）を介して入力軸Ｘに連結され、キャリアＣは、外軸Ｚに連結されると共に、クラッチ（Ｃ−２）を介して入力軸Ｘに連結されている。リングギヤＲは、クラッチ（Ｃ−３）を介して入力軸Ｘに連結されている。
【００１９】
こうした構成からなる変速機は、図２にその作動を図表化して示す（図において○印は油圧の供給と押付力の作用（クラッチ係合）を表し、括弧付の○印はクラッチ係合に関与しない油圧供給状態を表す）ようなクラッチ作動で、１〜４速の合計７速の変速段を達成する。
【００２０】
図１に戻って、Ｍ／Ｔ部の第１歯車対Ｇ１，Ｇ２をドッグクラッチＨ１で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−２）を係合することで第１速を達成する。この状態で、エンジンＥ／Ｇの回転がプラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−２）経由でキャリアＣを通して外軸ＺからＭ／Ｔ部のドライブギヤＧ１に入力され、第１歯車対Ｇ１，Ｇ２で減速され、ドッグクラッチＨ１を経て出力軸Ｏに伝達される。このときの変速比は、最小径のドライブギヤＧ１と最大径のドリブンギヤＧ２のギヤ比に従う第１速の変速比となる。
【００２１】
次に、第１．５速は、Ｍ／Ｔ部の第１歯車対Ｇ１，Ｇ２をドッグクラッチＨ１で出力軸Ｏに連結すると共に、第２歯車対Ｇ３，Ｇ４をドッグクラッチＨ２で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第１速とする１→１．５変速で生じる場合、両ドッグクラッチＨ１，Ｈ２の係合により第１歯車対Ｇ１，Ｇ２と第２歯車対Ｇ３，Ｇ４が共に出力軸Ｏに連結された状態となることで、第１歯車対Ｇ１，Ｇ２のドライブギヤＧ１と第２歯車対Ｇ３，Ｇ４のドライブギヤＧ３に連結する外軸Ｚと内軸Ｙは、第１歯車対Ｇ１，Ｇ２のギヤ比と第２歯車対Ｇ３，Ｇ４のギヤ比となり、内軸Ｙに連結するプラネアリギヤセットＰのサンギヤＳと外軸Ｚに連結するキャリアＣの回転関係が定まる。この状態でのサンギヤＳの回転は、エンジン回転と等しい回転であるのに対して、キャリアＣの回転はそれより減速された回転となり、リングギヤＲはこれらの回転に規制されて空転している。この状態でクラッチ（Ｃ−２）を解放し、クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤＲにエンジンＥ／Ｇ回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤＲからキャリアＣへのトルク伝達と、リングギヤＲからキャリアＣ経由でサンギヤＳへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが外軸Ｚと内軸Ｙ経由で両歯車対Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３，Ｇ４を介して出力軸Ｏに伝達されて第１．５速の変速段が達成される。
【００２２】
第２速は、Ｍ／Ｔ部の第２歯車対Ｇ３，Ｇ４をドッグクラッチＨ２で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジンＥ／Ｇの回転がクラッチ（Ｃ−１）経由で内軸Ｙに入力され、その回転がドッグクラッチＨ２を経て第２歯車対Ｇ３，Ｇ４に伝達され、そこで第２歯車対Ｇ３，Ｇ４のギヤ比で減速されて出力軸Ｏに伝達される。
【００２３】
第２．５速は、Ｍ／Ｔ部の第２歯車対Ｇ３，Ｇ４をドッグクラッチＨ２で出力軸Ｏに連結すると共に、第３歯車対Ｇ５，Ｇ６をドッグクラッチＨ１で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第２速とする２→２．５変速で生じる場合、両ドッグクラッチＨ１，Ｈ２の係合により第２歯車対Ｇ３，Ｇ４と第３歯車対Ｇ５，Ｇ６が共に出力軸Ｏに連結された状態となることで、第２歯車対Ｇ３，Ｇ４のドライブギヤＧ３と第３歯車対Ｇ５，Ｇ６のドライブギヤＧ５に連結する内軸Ｙと外軸Ｚは、第２歯車対Ｇ３，Ｇ４のギヤ比と第３歯車対Ｇ５，Ｇ６のギヤ比となり、内軸Ｙに連結するプラネアリギヤセットＰのサンギヤＳと外軸Ｚに連結するキャリアＣの回転関係が定まる。この状態でのキャリアＣの回転は、エンジンＥ／Ｇ回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤＳの回転はそれより増速された回転となり、リングギヤＲはこれらの回転に規制されて空転している。この状態でクラッチ（Ｃ−１）を解放し、クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤＲにエンジンＥ／Ｇ回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤＲからキャリアＣへのトルク伝達と、リングギヤＲからキャリアＣ経由でサンギヤＳへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが内軸Ｙと外軸Ｚ経由で両歯車対Ｇ３，Ｇ４，Ｇ５，Ｇ６を介して出力軸Ｏに伝達されて第２．５速の変速段が達成される。
【００２４】
第３速は、Ｍ／Ｔ部の第３歯車対Ｇ５，Ｇ６をドッグクラッチＨ１で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジンＥ／Ｇの回転がクラッチ（Ｃ−２）及びキャリアＣ経由で外軸Ｚに入力され、その回転が第３歯車対Ｇ５，Ｇ６に伝達され、そこで第３歯車対Ｇ５，Ｇ６のギヤ比で増速され、ドッグクラッチＨ１を経て出力軸Ｏに伝達される。
【００２５】
第３．５速は、Ｍ／Ｔ部の第３歯車対Ｇ５，Ｇ６をドッグクラッチＨ１で出力軸Ｏに連結すると共に、第４歯車対Ｇ７，Ｇ８をドッグクラッチＨ２で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−３）を係合することで達成される。この状態が前変速段を第３速とする３→３．５変速で生じる場合、両ドッグクラッチＨ１，Ｈ２の係合により第３歯車対Ｇ５，Ｇ６と第４歯車対Ｇ７，Ｇ８が共に出力軸Ｏに連結された状態となることで、第３歯車対Ｇ５，Ｇ６のドライブギヤＧ５と第４歯車対Ｇ７，Ｇ８のドライブギヤＧ７に連結する外軸Ｚと内軸Ｙは、第３歯車対Ｇ５，Ｇ６のギヤ比と第４歯車対Ｇ７，Ｇ８のギヤ比となり、内軸Ｙに連結するプラネアリギヤセットＰのサンギヤＳと外軸Ｚに連結するキャリアＣの回転関係が定まる。この状態でのキャリアＣの回転は、エンジンＥ／Ｇ回転と等しい回転であるのに対して、サンギヤＳの回転はそれより増速された回転となり、リングギヤＲはこれらの回転に規制されて空転している。この状態でクラッチ（Ｃ−２）を解放し、クラッチ（Ｃ−３）の係合に移行して、空転中のリングギヤＲにエンジンＥ／Ｇ回転が入力されることで、予め生成された前記中間のギヤ比に従うリングギヤＲからキャリアＣへのトルク伝達と、リングギヤＲからキャリアＣ経由でサンギヤＳへのトルク伝達が並列的に生じ、これらのトルクが内軸Ｙと外軸Ｚ経由で両歯車対Ｇ５，Ｇ６，Ｇ７，Ｇ８を介して出力軸Ｏに伝達されて第３．５速の変速段が達成される。
【００２６】
第４速は、Ｍ／Ｔ部の第４歯車対Ｇ７，Ｇ８をドッグクラッチＨ２で出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−１）を係合することで達成される。この状態で、エンジンＥ／Ｇの回転がクラッチ（Ｃ−１）経由で内軸Ｙに入力され、その回転がドッグクラッチＨ２を経て第４歯車対Ｇ７，Ｇ８に伝達され、そこで第４歯車対Ｇ７，Ｇ８のギヤ比で増速されて出力軸Ｏに伝達される。
【００２７】
なお、図２の図表には示されていないが、リバースは、Ｍ／Ｔ部のドッグクラッチＨ１を中立として、リバースギヤ列Ｇｒ，Ｇｃを出力軸Ｏに連結し、プラネタリ部Ｓ／Ｔのクラッチ（Ｃ−２）を係合することで達成される。この状態で、エンジンＥ／Ｇの回転がクラッチ（Ｃ−２）及びキャリアＣ経由で外軸Ｚに入力され、その回転がリバースギヤ列で減速且つカウンタギヤＧｃ経由で前記各変速段とは逆転されて出力軸Ｏに伝達される。
【００２８】
以上の各変速段達成の経緯から分かるように、この変速機では、各整数の変速段がプラネタリギヤセットＰの変速要素を変速に関与しない単なる動力伝達部材として達成されるのに対して、各端数付きの変速段は、プラネタリギヤセットＰの変速要素を機能させて達成される。しかも、これら各端数付きの変速段は、それを挟む整数の変速段の達成時に連結される２つの歯車対の同時連結により達成される。そして、端数付きの変速段は、Ｍ／Ｔ部の第１〜第４歯車対により本来達成可能な整数変速段に対する中間段としてのギヤ比で、隣り合う整数変速段を達成する歯車対による同時動力伝達により達成されるもので、隣り合う整数の変速段に対する経過段としても機能するものである。したがって、この変速機では、従来形式の常時噛合式の４速変速機に対して、歯車対を増やさずに各変速段の中間に、ギヤ比ステップを密にする形態で３速の変速段が付加されている。
【００２９】
しかも、この変速機では、シフト中も前変速段を達成していた何れかの歯車対による動力伝達状態が継続することで、変速の間にニュートラル期間が存在しないため、トルク抜けによる加速度０の期間が生じず、速度増加も連続した滑らかなものとなる。
【００３０】
次に示す図３は、こうした構成からなる変速機を制御する油圧制御装置の３つのクラッチの制御部分の回路構成を示す。この回路は、ライン圧（オイルポンプの吐出圧を図示しないプライマリモジュレータバルブにより車両の各時点での走行負荷に応じて調圧した油圧、すなわち、係合要素の係合維持に十分対応可能な油圧）ＰＬ　とソレノイドモジュレータ圧（この油圧は、ライン圧を基圧として、図示しないソレノイドモジュレータバルブによりリニアソレノイドバルブの調圧ゲインに合わせて減圧された油圧であり、以下、実施形態の説明においてモジュレータ圧という。）ＰＭ　を基圧として、３つのクラッチの油圧サーボＣ１〜Ｃ３を制御する回路を構成する。この回路には、それぞれの油圧サーボＣ１，Ｃ２，Ｃ３に対応して設けられ、個々に印加される信号圧に応じて各油圧サーボへの供給油圧を制御するコントロールバルブ１，２，３が設けられており、これら各コントロールバルブ１，２，３に対応して、それらを制御する専用のリニアソレノイドバルブ４，５，６が設けられている。
【００３１】
各コントロールバルブ１，２，３は、３ポート形スプール弁で構成されている。弁体を構成するスプールは、両端にランドを有し、ランドの一端に更に拡径部を備える。この弁体が摺動自在に嵌挿された弁孔には、アウトポートを挟んでインポートとドレーンポートが開口し、拡径部の外端側に当る孔部には、信号圧ポートが開口している。ランドの他端側に当る孔部には、フィードバックポートが開口し、リターンスプリングが配設されている。これら各コントロールバルブ１，２，３は、インポートをライン圧油路８０、アウトポートを各油圧サーボへの供給油路８１，８２，８３、ドレーンポートをドレーン油路８７、信号圧ポートをソレノイド圧油路８４，８５，８６、フィードバックポートを各供給油路８１，８２，８３にそれぞれ接続されている。こうした配置と油路接続関係から各コントロールバルブ１，２，３は、スプリング負荷とフィドバック圧に抗してソレノイド圧を印加することで、スプール両端のランドによりアウトポートのインポートとドレーンポートへの連通度合を調整して、アウトポートの油圧を調圧する。
【００３２】
各リニアソレノイドバルブ４，５，６は、３ポート形スプール弁で構成されている。弁体を構成するスプールは、両端にランドを有し、ランドの一端に更に縮径部を備える。この弁体が摺動自在に嵌挿された弁孔には、アウトポートを挟んでインポートとドレーンポートが開口し、縮径部とランドとの径差部に対応する孔部には、フィードバックポートが開口している。この弁の一端側には、スプールに対向させてリニアソレノイドが配設され、そのプランジャがランドの他端に当接し、縮径部の外端側に対応する孔部にはリターンスプリングが配設されている。これらリニアソレノイドバルブ４，５，６は、インポートをモジュレータ圧ＰＭ　の油路、アウトポートをソレノイド圧油路８４，８５，８６、ドレーンポートをドレーンＥＸ油路、フィードバックポートをソレノイド圧油路８４，８５，８６にそれぞれ接続されている。こうした配置と油路接続関係から各リニアソレノイドバルブ４，５，６は、スプリング負荷とフィドバック圧に抗してソレノイド負荷を印加することで、スプール両端のランドによりアウトポートのインポートとドレーンポートへの連通度合を調整して、アウトポートの油圧（ソレノイド圧）を調圧する。
【００３３】
こうした構成からなる制御回路では、図示しない電子制御装置による各リニアソレノイドバルブ４，５，６のソレノイドに印加する信号電流を増加させ、プランジャを押出してスプールを変位させることで、ドレーンポートを絞りながらインポートを開放していく作動が生じ、それによりソレノイド圧が０からモジュレータ圧ＰＭ　と等しくなる最大出力圧まで上昇する。そして、このソレノイド圧が印加される各コントロールバルブ１，２，３には、ドレーンポートを絞りながらインポートを開放していく作動が生じ、それにより供給圧が０からライン圧ＰＬ　と等しくなる最大出力まで上昇する。こうした作動により各油圧サーボは、そのピストンのシリンダからの押出しにより係合要素を押圧して各クラッチの摩擦材を係合させる。
【００３４】
次に示す図４〜図６は、本形態に特有の多重配置の油圧サーボの構成を模式化して示す。この配置は、先に変速機のギヤトレーン構成をスケルトンを参照して述べたように、３つのクラッチが軸方向に並べて隣接配置されることから、各クラッチ作動のための油圧サーボを集約させて、コンパクト化することを意図して採られる配置である。この配列における油圧サーボは、１つのシリンダ７０に第１〜第３のピストン７１〜７３を入れ子状に嵌め合わせて、シリンダ７０と第１のピストン７２との間に第１の油圧サーボＣ２の油室、第１のピストン７２と第２のピストン７３との間に第２の油圧サーボＣ３の油室、第２のピストン７３と第３のピストン７１との間に第３の油圧サーボＣ１の油室を画定する多重配置の油圧サーボとされている。この多重配置の油圧サーボにおける各油圧サーボＣ１，Ｃ２，Ｃ３は、先の図２を参照して、クラッチ（Ｃ−２）用の第１の油圧サーボＣ２の油室からクラッチ（Ｃ−１）用の第３の油圧サーボＣ１の油室へ順次油圧供給を積み重ね、それとは逆順に油圧解放を積み重ねる繰返しにより、連続する変速段を順番に達成する配列とされている。したがって、この配列はクラッチの摩擦材の配列とは異なるものである。この油圧供給における図２に括弧付の○印で示す油圧供給は、係合要素の係合に直接関与しない油圧供給となる。
【００３５】
図４〜図６を参照して、これらの図における黒矢印は油圧の印加と押圧力の作用状態を表し、白矢印は油圧の解放と押圧力の解放状態を表す。先ず図４を参照して、全クラッチの解放状態から、クラッチ（Ｃ−２）のサーボ油室に油圧を供給すると、ピストン７２は、その受圧面としての正面側（図上で右側面、他のピストンについて同じ）に油圧が作用し、背面側（図上で左側面、他のピストンについて同じ）には油圧が作用しないため、図示しないリターンスプリングの荷重に抗して油圧でシリンダ７０から押出され、クラッチ（Ｃ−２）の摩擦材に押付力を作用させ、クラッチ（Ｃ−２）だけが係合する。この状態における変速段は、ギヤ対の選択により定まり、先の図２の係合図表を参照して、第１速又は第３速となる。
【００３６】
次に、図５を参照して、上記の油圧供給状態を維持したまま、クラッチ（Ｃ−３）のサーボ油室に油圧を供給すると、上記ピストン７２の場合と同様の作用で、ピストン７３がシリンダ７０から押し出され、クラッチ（Ｃ−３）の摩擦材に押付力が作用しクラッチ（Ｃ−３）が係合する。このとき、油圧はピストン７３の正面側に印加されるとともに、ピストン７２の背面側にも同様に印加される。この作用によりピストン７２には、その正面と背面の両面に同様の油圧が印加されることになり、受圧面積が実質上同様であることで、ピストン７２は受圧バランス状態となる。したがって、ピストン７２は図示しないそのリターンスプリングの荷重負荷で押し戻され、この作用でクラッチ（Ｃ−２）は、先のコントロールバルブ２による制御に関わりなく解放される。この状態における変速段も、ギヤ対の選択により定まり、先の図２の係合図表を参照して、第１．５速又は第３．５速となる。
【００３７】
更に、図６を参照して、上記の油圧供給状態を維持したまま、クラッチ（Ｃ−１）のサーボ油室に油圧を供給すると、ピストン７１の正面側の受圧で、ピストン７１がシリンダ７０から押し出され、クラッチ（Ｃ−１）の摩擦材に押付力が作用し、クラッチ（Ｃ−１）が係合する。このとき、油圧はピストン７１の正面側に印加されるとともに、ピストン７３の背面側にも同様に印加される。この作用によりピストン７３には、先のピストン７２の場合と全く同様の理由で、正面と背面の両面の受圧バランスが成立し、ピストン７３への油圧による荷重負荷は実質上解放された状態となる。したがって、ピストン７３はそのリターンスプリングによる荷重負荷で押し戻され、この作用でクラッチ（Ｃ−３）は、コントロールバルブ２，３による制御に関わりなく解放される。この状態における変速段も、ギヤ対の選択により定まり、先の図２の係合図表を参照して、第２速又は第４速となる。
【００３８】
こうした関係は、油圧を順次抜いていく場合についても同様である。上記３つの油圧サーボへの同時供給状態から、参照を図５に戻して、クラッチ（Ｃ−１）のサーボ油室の油圧のみ解放すると、正面側への油圧負荷が無くなったピストン７１が、リターンスプリングの荷重負荷で押し戻され、クラッチ（Ｃ−１）の摩擦材の押付力が解放されて、クラッチＣ−１が解放される。このとき、クラッチ（Ｃ−３）のピストン７３の正面と背面の受圧にアンバランスが生じるため、代わってピストン７３がシリンダ７０から押出され、クラッチ（Ｃ−３）の係合が生じる。この場合第１のピストン７２は、先述の理由でそのままの戻り位置状態を維持する。こうしてこの状態における変速段も、ギヤ対の選択により定まり、先の図２の係合図表を参照して、第１．５速又は第３．５速となる。
【００３９】
次に、上記２つの油圧サーボへの同時供給状態から、クラッチ（Ｃ−３）のサーボ油室の油圧を解放した場合も同様であり、図４に参照を戻して、ピストン７３がリターンスプリングの荷重負荷で押し戻され、クラッチ（Ｃ−３）の摩擦材の押付力が解放されて、クラッチ（Ｃ−３）が解放される。このときも、先の場合と同様の理由から、クラッチ（Ｃ−２）のピストン７２の受圧にアンバランスが生じるため、代わってクラッチ（Ｃ−２）の係合が生じる。こうしてこの状態における変速段も、ギヤ対の選択により定まり、先の図２の係合図表を参照して、第１速又は第３速となる。
【００４０】
このように、本発明の適用に係るこの実施形態の多重油圧サーボでは、各ピストン７２，７３，７１について次々と油圧の印加を追加し、又は逐次油圧の印加を解除していくことで、各クラッチの掴み替えが可能である。したがって、この特性を利用し、シリンダ７０と各ピストン７２，７３，７１により画定される各サーボ油室を、変速機が達成する変速段の順序と同順に並べることで、シフトアップ又はシフトダウンの際に、従来複雑な油圧制御を必要とした掴み替え変速を簡単な油圧制御で行なうことができる。このように、上記油圧サーボの多重配置と、それに合わせた油圧供給により、連続する変速（シフトアップ及びシフトダウン）については、常に単一の油圧サーボに対するコントロールバルブの制御で可能となる反面、飛び変速を想定した場合、第１の油圧サーボＣ２への油圧供給状態で中間の第２の油圧サーボＣ３に対する油圧供給なしで第３の油圧サーボＣ１へ油圧供給した場合、又は第１〜第３の全ての油圧サーボへの油圧供給状態で中間の第２の油圧サーボ７３の油圧を排出した場合、第１のクラッチ（Ｃ−２）と第３のクラッチ（Ｃ−１）の同時係合状態が生じる。この同時係合は、先に例示のギヤトレーンの作動としてみた場合、従来の自動変速機のようにギヤロック等を生じる性質のものではないが、先に説明した経過段としての端数付変速段を経ない飛び変速では、従来の自動変速機のいわゆる係合要素の掴み換えに相当するクラッチ操作によりトルク抜けの防止が望ましく、これに備えて、両クラッチの同時係合は回避されなければならない。
【００４１】
そこで、本発明の特徴に従い、図３に破線示すように、タイアップする関係にある２つの係合要素（Ｃ−２，Ｃ−１）の一方の油圧サーボ（本形態においてクラッチＣ−２の油圧サーボＣ２）に対するコントロールバルブ２に、それに印加される信号圧に対向させて、他方の油圧サーボ（本形態においてクラッチＣ−１の油圧サーボＣ１）に供給される供給油圧を印加するキャンセル油路８８を設けている。具体的には、この油路は、油圧サーボＣ１への供給油路８１とコントロールバルブ２の一方のランドと大径部間の段差部２２に対応する弁孔部とを連通する油路とされている。
【００４２】
このように、本形態では、キャンセル油路８８は、第１の油圧サーボＣ２に対するコントロールバルブ２に、それに印加される信号圧（ソレノイド圧）に対向させて、第３の油圧サーボＣ１に供給される供給油圧を印加するキャンセル油路８８とされているが、タイアップ防止のみの観点から見れば、供給圧のキャンセル信号圧としての印加は、油圧サーボＣ１に対するコントロールバルブ１に、それに印加される信号圧に対向させて、第１の油圧サーボＣ２に供給される供給油圧を印加する逆の関係であってもよい。しかしながら、この形態のギヤトレーンの場合、油圧サーボの配列順序の関係から、最外側の油圧サーボＣ１への油圧供給がなされた場合に、その供給を優先させることで、全ての飛び変速にも対応できる油路接続となる上記キャンセル油路構成を採っている。
【００４３】
ところで、本形態では、コントロールバルブ２の受圧部は、次に述べるような面積関係に設定される。図７に拡大して示すコントロールバルブの力のバランスを考慮すると、図示のようにスプールの大径受圧部（図３における信号圧受圧部２１）の面積をＳＳＬＣ２、大径受圧部とランド部との径差部（同じくクラッチ（Ｃ−１）の供給圧受圧部２２）の面積をＳＣ１、ランド部（同じくフィードバック圧受圧部２３）の面積をＳＣ２、これら各部に印加される油圧をそれぞれ上記の順にＰＳＬＣ２、ＰＣ１、ＰＣ２とし、スプリング力をＦＣ２として、
ＰＳＬＣ２・ＳＳＬＣ２＝ＰＣ１・ＳＣ１＋ＰＣ２・ＳＣ２＋ＦＣ２
の関係が成立するので、この関係をＰＣ２で表すと、
ＰＣ２＝（ＳＳＬＣ２／ＳＣ２）・ＰＳＬＣ２−（ＳＣ１／ＳＣ２）・ＰＣ１−ＦＣ２／ＳＣ２
・・・（１）
となる。
【００４４】
次に、図８に示すクラッチ掴み替え時の信号圧とトルク容量の関係を参照して、クラッチ（Ｃ−１）のトルク容量をＴＣ１、クラッチ（Ｃ−２）のトルク容量をＴＣ２、このクラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボにキャンセル油圧ＰＣ１が作用しない場合のトルク容量をＴＣ２’とすると、
ＴＣ２＝ＴＣ２’−ＴＣ１　・・・（２）
とすることで、ＴＣ１の増加に応じてＴＣ２を減少させることができる。ここで、これらクラッチの単位油圧当りのトルク容量をそれぞれｋＴＣ１、ｋＴＣ２とすると、
ＴＣ１＝ｋＴＣ１−ＰＣ１
ＴＣ２＝ｋＴＣ２−ＰＣ２　　｝・・・（３）
ＴＣ２’＝ｋＴＣ２−ＰＣ２’
の関係が成立するので、（２）式と（３）式の関係から、
ｋＴＣ２・ＰＣ２＝（ｋＴＣ１／ｋＴＣ２）・ＰＣ１
となる。これを変形して、トルク容量比で表すと、
（ＰＣ２’−ＰＣ２）／ＰＣ１＝ｋＴＣ１／ｋＴＣ２　・・・（４）
となる。ここで、ＰＣ２’はＰＣ１がＳＣ１に作用しない場合であるから、
ＰＣ２’＝（ＳＳＬＣ２／ＳＣ２）・ＰＳＬＣ２−ＦＣ２／ＳＣ２　・・・（５）
となる。そこで（４）式の左辺に先の（１）式とこの（５）式を代入して整理すると、
（ＰＣ２’−ＰＣ２）／ＰＣ１＝ＳＣ１／ＳＣ２
となる。以上の関係から、
ＳＣ１／ＳＣ２＝ｋＴＣ１／ｋＴＣ２
とすればよいことが分かる。すなわち、図３を参照して、スプールの径差受圧部２２とフィードバック圧受圧部２３の面積比ＳＣ１／ＳＣ２を両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の単位油圧当りのトルク容量比ｋＴＣ１／ｋＴＣ２に合わせる設定で、コントロールバルブの受圧バランスを得ることができる。なお、この形態では、信号圧（ソレノイド圧）の受圧面（大径受圧部）の面積と供給油圧の受圧面（径差受圧部）２２の面積の関係については、１００％出力時のソレノイド圧がライン圧ＰＬ　の１／２に設定されていることから、拡径部端面の面積に対する径差部の面積は、１／２とされている。
【００４５】
以上の構成からなる油圧制御装置において、前記１→２又は３→４飛び変速の際のクラッチ（Ｃ−２）とクラッチ（Ｃ−１）の間のトルク移管の状況を図９にタイムチャートで示す。図示実線で示すように、変速前では、クラッチ（Ｃ−２）の伝達トルクは、そのときのエンジントルクによって定まり、このクラッチの解放とクラッチ（Ｃ−１）の係合を入替えるトルク相においては、この伝達トルクの低下に入替わってクラッチ（Ｃ−１）の伝達トルクが上昇していく。このトルク相における両クラッチの伝達トルクの和は一定となる。そしてクラッチ（Ｃ−２）が完全解放に至ったところで、クラッチ（Ｃ−１）を経た駆動系の回転がエンジン回転と同期するイナーシャ相での慣性力によるイナーシャトルクが生じ、同期完了によりこれがなくなることでクラッチ（Ｃ−１）の伝達トルクがエンジントルクと等しくなる。このトルク移管に対して、クラッチ（Ｃ−２）のトルク容量は、変速指令が発せられるまでの期間は、実際にクラッチが伝達するトルクより高いトルク容量としてスリップを防止するために高いライン圧を供給されることで図に点線で示すように高い状態に保たれ、変速指令の成立により一旦クラッチ（Ｃ−１）の伝達トルクまで下げられた後に伝達トルクと等しいトルク変化となる。また、クラッチ（Ｃ−１）のトルク容量も、係合完了後も一定期間イナーシャトルクによってもスリップを生じないトルク容量に維持され、その後このイナーシャトルク分の容量より更に高いトルク容量としてスリップを防止するために高いライン圧を供給されることで図に点線で示すように変化する。
【００４６】
こうしたトルク容量を得るべく、図１０に示すように、解放側のリニアソレノイドバルブ５に出力させるソレノイド圧ＰＳＬＣ２は、破線で示すように、変速指令成立時に一旦伝達トルクに見合った供給圧ＰＣ２が得られるように低減され、それに従う油圧サーボＣ２への供給圧ＰＣ２は、実線で示すように棚圧が生じる変化となる。これに対して、係合側のリニアソレノイドバルブ４に出力させるソレノイド圧ＰＳＬＣ１は、供給圧ＰＣ２の低下開始に合わせて上昇制御され、それに応じて供給圧ＰＣ１もトルク相からイナーシャ相にかけて上昇して、実線で示すように変化する。この際、リニアソレノイドバルブ５に出力させるソレノイド圧ＰＳＬＣ２は、本来、次の図１１に破線で示すようにトルク相を通じて降下させるべきであるが、本発明のキャンセル油路８８の作用で、リニアソレノイドバルブ４にソレノイド圧ＰＳＬＣ１を出力させ始めると、それにより上昇していく供給圧ＰＣ１が、一定圧のソレノイド圧ＰＳＬＣ２を相殺して、コントロールバルブ２が供給圧ＰＣ２を降下させる作用をするため、ソレノイド圧ＰＳＬＣ２を降下させる制御は不要となる。この状況が図１０において、水平な破線で示されている。こうしてこの実施形態の回路構成によれば、油圧回路上でコントロールバルブ２の作動によりクラッチ（Ｃ−２）の供給圧の解放がなされるため、リニアソレノイドバルブ５への印加電流のクラッチ解放のための経時的制御を省略することができる。
【００４７】
ところで、一般の自動変速機の油圧制御装置の場合、コントロールバルブは専ら油圧サーボへの供給圧の調圧に用いられ、摩擦材係合後の係合状態保持のためのライン圧の供給は、供給圧の上昇により作動するリレーバルブを介して行なわれる。これに対して、本形態のコントロールバルブは、このリレーバルブの機能も持たせるように、リターンスプリングの荷重設定と、受圧部の面積設定で、低い信号圧ではスプールの変位が開始しない（インポートとアウトポートが連通しない）ようにし、フル信号圧に達する前にフルストロークする（ドレーンポートを全閉し、インポートとアウトポートを全通させる）ようにしている。最後に示す図１２は、本形態に特有の各コントロールバルブの調圧特性を示す。
【００４８】
詳しくは、油圧サーボへの供給圧（以下、クラッチ圧という）をＰＣ　、ソレノイド圧をＰＳＬ、コントロールバルブのソレノイド圧受圧面（図３に示すコントロールバルブ２の場合、受圧面）の面積をＳＳＬ、同じくフィードバック圧受圧面（スプールのランド端面）の面積をＳＣ　、リターンスプリングのスプリング力をＦＳＰとして、
ＰＣ　＝（ＳＳＬ／ＳＣ　）×ＰＳＬ−ＦＳＰ／ＳＣ　
の関係が成り立つのに対して、次のような設定を行なっている。すなわち、リニアソレノイドに電流値β（Ａ）以上通電したとき、コントロールバルブが非調圧状態（ＳＳＬ×ＰＳＬ＞最大作動時ＦＳＰ）、例えばスプリングのコイルが相互に当接してそれ以上偏倚できない状態になることで、スプールがそれ以上変位しなくなるようにしている。これによりクラッチ圧ＰＣ　がライン圧ＰＬ　に等しくなる。また、リニアソレノイドに電流値α（Ａ）以下通電したとき、コントロールバルブが非調圧状態（ＳＳＬ×ＰＳＬ＜取付時ＦＳＰ）、例えばスプリングがプリロード以下の荷重負荷状態になることで、スプールがそれ以上変位しなくなるようにしている。これによりクラッチ圧ＰＣ　が０になる。
【００４９】
こうした設定により、図１２を参照して、リニアソレノイドへの印加電流値（図に電流と表記）の変化によりソレノイド圧ＰＳＬが電流に比例して調圧範囲内で変化するのに対して、クラッチ圧ＰＣ　のソレノイド圧ＰＳＬに比例する調圧範囲は、電流値α〜βの範囲に狭められ、電流値上で上下の非調圧領域（ＰＣ　＝０及びＰＣ　＝ＰＬ　）とクラッチ圧ＰＣ　の調圧範囲との間に印加電流に対する圧力変化が生じない頭打ちの領域を設定することができる。その結果、定常時（変速過渡制御を行なっていないとき）のクラッチ圧の状態（完全係合又は完全解放）をリレーバルブの追加なして行うことができる。
【００５０】
以上詳述したように、本実施形態によれば、キャンセル油路８８を介して、クラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボＣ２を制御するコントロールバルブ２のソレノイド圧に対向する油圧がクラッチ（Ｃ−１）の油圧サーボＣ１への供給油路８１から印加されるため、ソレノイド圧の印加によるコントロールバルブ２の制御下での対応する油圧サーボＣ２への油圧供給が阻止される。したがって、同時に油圧供給されるべきでない２つの油圧サーボＣ１，Ｃ２への同時油圧供給が回避されるため、これら油圧サーボにより作動するクラッチのタイアップを防ぐことができる。
【００５１】
また、解放側の油圧サーボＣ２に対応するコントロールバルブ２にソレノイド圧が印加された状態においても、第１の受圧部２２と第２の受圧部２３の面積比の関係から、係合側となるクラッチ（Ｃ−１）の油圧サーボＣ１の油圧の上昇に応じて、解放側となるクラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボＣ２の油圧が下降制御され、変速中も係合側と解放側双方のクラッチのトルク容量の和が常に一定に保たれる。このため、コントロールバルブ２の受圧面積比の設定のみにより、通常の順次の変速と同様の変速を掴み替えを要する変速の際にも実現することができる。したがって、この特質を利用した飛び変速が可能となる。この際に、コントロールバルブ２に印加されるソレノイド圧による力と、キャンセル油路８８を介して対向印加される供給圧による力がクラッチ（Ｃ−１）の係合完了時にはバランスするため、このコントロールバルブ２の制御下での対応する油圧サーボＣ２への油圧供給を完全になくして、クラッチ（Ｃ−２）をコントロールバルブ２の正規のソレノイド圧の非印加時と同様に完全解放させることができる。
【００５２】
また、多重配置により３つの油圧サーボＣ１〜Ｃ３をコンパクト化し、しかも各油圧サーボをそれらの並び順Ｃ２，Ｃ３，Ｃ１に個々に作動させるために単純な油圧の重畳供給を行なうようにした油圧サーボにおいて、中間の油圧サーボＣ３の作動を飛ばした作動も、格別の信号圧制御を要せずに可能となるため、単純な油圧制御、すなわち単一の油圧サーボ制御による飛び変速が可能となる。また、この飛び変速の際に解放側となるクラッチの油圧サーボ（Ｃ２又はＣ１）は、係合側となるクラッチの油圧サーボ（Ｃ１又はＣ２）の油圧に応じて制御されるため、タイアップが防止されると共に、アンダラップによるエンジンの吹き上がりも防止される。
【００５３】
更に、第１の油圧サーボＣ２と第３の油圧サーボＣ１について、油圧の同時供給時には、常に第３の油圧サーボＣ１への油圧供給が優先することになるため、飛び変速に際して、クラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボＣ２への単独の油圧供給時には、クラッチ（Ｃ−２）が係合し、これに加えてクラッチ（Ｃ−１）の油圧サーボＣ１への油圧供給を行なったときに、クラッチ（Ｃ−１）が係合する関係になるため、図２を参照して、１−２、２−３、３−４全ての飛び変速（アップシフト及びダウンシフト）を支障なく達成できる。
【００５４】
以上、本発明の理解のために適用対象を手動変速機とし、３つのクラッチの油圧サーボを重合させた実施形態を挙げて説明したが、本発明は、例示の実施形態に限定されるものではなく、適用対象を一般的な自動変速機とする実施も可能なものであり、この場合のフェールセーフを目的とする場合、油圧サーボは、必ずしも重合させたものに限るものではない。要するに本発明は、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の適用に係る変速機のギヤトレーンを示すスケルトン図である。
【図２】変速機のクラッチ作動と変速段の関係を示す作動図表である。
【図３】本発明を一実施形態に係る油圧制御装置の変速制御回路を示す油圧回路図である。
【図４】実施形態の多重油圧サーボの油圧供給と作動の第１段階の関係を示す模式図である。
【図５】多重油圧サーボの油圧供給と作動の第２段階の関係を示す模式図である。
【図６】多重油圧サーボの油圧供給と作動の第３段階の関係を示す模式図である。
【図７】油圧制御装置のコントロールバルブを拡大して示す模式図である。
【図８】クラッチ掴み換え時の信号圧とトルク容量の関係を示すタイムチャートである。
【図９】変速機の飛び変速のためのクラッチ掴み換えによるトルク移管を示すタイムチャートである。
【図１０】クラッチ掴み換えによるトルク移管のための油圧制御特性を示すタイムチャートである。
【図１１】本発明を適用しない場合のクラッチ掴み換えによるトルク移管のための油圧制御特性を示すタイムチャートである。
【図１２】実施形態の油圧制御装置におけるコントロールバルブの調圧特性を示すグラフである。
【符号の説明】
Ｃ−１，Ｃ−２，Ｃ−３　クラッチ（係合要素）
Ｃ１　他方の油圧サーボ
Ｃ２　一方の油圧サーボ
Ｃ３　油圧サーボ
１，２，３　コントロールバルブ
２１　信号圧受圧部
２２　供給圧受圧面（第１の受圧部）
２３　フィードバック圧受圧部（第２の受圧部）
７０　シリンダ
７２　第１のピストン
７３　第２のピストン
７１　第３のピストン
８８　キャンセル油路
【図１】
2004036807.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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