混合动力车的控制系统 【技术领域】
本发明涉及一种用于混合动力车辆上的控制系统，该系统具有多个原动机。
本发明涉及到日本专利申请书No.2003-72588(公开日：2003年3月17日)所包含的主题，本文将引用该申请书中的内容。
背景技术
近年来，曾提出过一种安装有一个通过燃烧燃料来输出动力的发动机和一个通过输入电能来产生动力的电动发电机的混合动力车。该混合动力车可以通过发动机或电动发电机来把动力传输到车轮上。在这种混合动力车上，该发动机和电动发电机基于多种条件来进行控制，以提高燃油经济性，减小噪声和废气排放。
如上所述安装有多个原动机的混合动力车的一个例子曾在日本专利2002-225578公开过。该公开的混合动力车具有一个发动机和另一个电动发电机作为动力源。另外，在发动机、电动发电机与车轮之间的动力传动系上布置有一套行星齿轮机构。该行星齿轮机构包含一个太阳齿轮、一个齿圈、和一个支撑一组行星齿轮的齿轮架，该行星齿轮分别与太阳齿轮和齿圈相互啮合。该齿轮架与发动机相互连接，齿圈则与车轮和第二个电动发电机相互连接。而且，第一个电动发电机与太阳齿轮相互连接。另一方面，变速机构布置在齿圈与第二个电动发电机之间的动力传动系上。另外，提供一个换档机构，用于使变速机构在低速状态下和高速状态下相互切换，还提供一个执行机构，用于控制该变速机构。
在上述公开的混合动力车中，发动机和电动发电机的至少一种动力经由行星齿轮机构传输到车轮上。在第二个电动发电机将动力传输给车轮的情况下，将会根据期望地扭矩而将变速机构控制转换到低速状态下或高速状态下。在这，一种把发动机和电动发电机作为原动机的混合动力车也曾在日本专利9-74607中公开过。而且，一种用于自动变速器上的液压控制装置的一个例子也曾在日本专利7-71586中公开过。
但是，在上述日本专利2002-225578公开的发明中，并没有说明，在变换变速机构到低速状态或高速状态的执行机构出现故障时，如何控制变速机构。因此，关于这一点仍需继续改善。
【发明内容】
本发明的一个目的是为混合动力车提供一种控制系统，该系统的作用是，即使在控制变速器传动比的传动比控制机构功能下降的情况下，也可以防止车辆的驾驶性能变差。
为了达到上述的目的，根据本发明，提供一种用于混合动力车的控制系统，该控制系统具有：将动力传输到车轮上的第一原动机和第二原动机；一个动力分配装置，该装置将上述的第一原动机的动力分配给车轮和一个旋转装置；一个变速器，该变速器布置在上述的第二原动机与车轮之间的动力传动系上；一个控制变速器传动比的传动比控制机构；包括一个控制装置，该装置控制变速器的状态，以致即使在所述的传动比控制机构功能下降的情况下，也能够防止车辆的驾驶性能变差。
根据本发明，第一原动机和第二原动机中至少一个的动力被传输到车轮上。另外，第一原动机的动力也可以分配给车轮和旋转装置。而变速器的状态受到控制，以致能够在传动比控制机构功能下降的情况下，防止车辆的驾驶性能变差。
在本发明中，所述的控制装置除了上述的结构，还进一步包括一种功能，即可以将小于最高传动比的传动比设置为所述变速器的传动比。
因此，根据本发明，在传动比控制装置功能下降的情况下，就可以将小于最高传动比的传动比设置为变速器的传动比。
除了上述的各种结构，根据本发明，还提供一种用于混合动力车的控制系统；其中，所述的变速器具有第一个摩擦接合装置和第二个摩擦接合装置；其中第一个摩擦接合装置和第二个摩擦接合装置通过所述的传动比控制装置控制油压而实现接合或分离；其中所述的变速器进一步包括如下所述的一种功能，该功能在所述的传动比控制装置工作正常、并将第一传动比设置为最大传动比的情况下，接合第一个摩擦接合装置和分离第二个摩擦接合装置，还包括以下所述的一种功能，该功能在所述的传动比控制装置工作正常、并将第二传动比设置为比第一传动比小的情况下，接合第一个摩擦接合装置和分离第二个摩擦接合装置；其中所述的控制装置进一步包括以下所述的一种功能，该功能在由于所述的传动比控制装置设置最大传动比的时候功能下降而使第一个摩擦接合装置接合的情况下，通过降低传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压而使第二个摩擦接合装置分离，来将小于最大传动比的传动比设置为所述变速器的传动比。
因此，根据本发明，当由于传动比控制装置在设置第一传动比时功能下降时导致第一个摩擦接合装置接合的情况下，传输到第二个摩擦接合装置的油压就会降低，从而使第二个摩擦接合装置分离。
在一开始所述的结构中，根据本发明，还另外提供一个用于混合动力车的控制系统，包括：第一个摩擦接合装置和第二个摩擦接合装置，在所述的变速器中设置第一或第二传动比时通过施加油压而使它们接合/分离；一个控制油压发生阀，该阀根据一个压力信号来产生预定的控制油压；其中所述的传动比控制装置具有如下所述的一种功能，该功能通过调整所述的控制油压发生阀产生的控制油压，来产生一个油压，并传输到所述的第一个和第二个摩擦接合装置；还有一个选择阀，该选择阀可以选择由所述的传动比控制装置调整的油压和由所述的控制油压发生阀产生的控制油压中的其中一个作为信号压力。
因此，根据本发明，在变速器中设置第一或第二传动比时，除了与上述结构中的一些相同的动作之外，还通过这样的一个过程：控制油压发生阀产生控制油压，然后传动比控制装置调整该控制油压，再将该调整后的控制油压传输到第一个和第二个摩擦接合装置。而且，由传动比控制装置调整的油压、和由控制油压发生阀产生的控制油压的其中任何一个，将被选为控制油压发生阀的信号压力。
在上述的结构中，根据本发明，还另外提供一种用于混合动力车的控制系统，其中所述的选择阀还进一步包括：一种功能，该功能在设置第一传动比，并且升高传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压、和降低传输到所述的第一个摩擦接合装置的油压的情况下，将传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压选择为所述的信号压力；一种功能，该功能在设置第二传动比，并且升高传输到所述的第一个摩擦接合装置的油压、和降低传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压的情况下，将传输到所述的第一个摩擦接合装置的油压选择为所述的信号压力；和一种功能，该功能在所述的第一和第二传动比之间变换的情况下，将由控制油压发生阀产生的控制油压选择为所述的信号压力。
因此，根据本发明，在设置第一传动比，并且升高传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压、和降低传输到所述的第一个摩擦接合装置的油压的情况下，传输到第二个摩擦接合装置的油压将被选择为信号压力。另一方面，在设置第二传动比，并且升高传输到所述的第一个摩擦接合装置的油压、和降低传输到所述的第二个摩擦接合装置的油压的情况下，传输到第一个摩擦接合装置的油压将被选择为信号压力。而且，在所述的第一和第二传动比之间变换的情况下，由控制油压发生阀产生的控制油压将被选择为所述的信号压力。
根据本发明，提供一种用于混合动力车的控制系统，其中所述的选择阀进一步包括如下所述的一种功能，该功能在所述的变速器不能传输扭矩的情况下，控制输入到所述的控制油压发生阀的信号压力，使之低于预定的油压。
因此，根据本发明，除了与上述结构中的一些相同的动作之外，在所述的变速器不能传输扭矩的情况下，输入到所述的控制油压发生阀的信号压力将被控制为低于预定的油压。
在上述的结构中，根据本发明，还另外提供一种用于混合动力车的控制系统，其中，由所述的传动比控制装置输出的机油通过所述的选择阀被输送到所述的第一个和第二个摩擦接合装置，其中，所述的选择阀在能够将由所述的传动比控制装置输出的机油输送到所述的控制油压发生阀作为所述的信号压力的情况下，用来把由所述的传动比控制装置输出的机油输送到所述的第一个和第二个摩擦接合装置。在这，“将机油到输送第一个和第二个摩擦接合装置”的定义并不一定暗示一种时间上的输送机油方法或定时输送机油方法，如“同时地或并行地输送机油给第一个和第二个摩擦接合装置”。
因此，根据本发明，除了与上述结构中的一些相同的动作之外，在由所述的传动比控制装置输出的机油能够被输送到所述的控制油压发生阀作为所述的信号压力的情况下，传动比控制装置输出的机油将被输送到第一个或第二个摩擦接合装置。
根据本发明，除了上述的任何一种结构，还另外提供一种用于混合动力车的控制系统，其中，所述的选择阀还进一步包括一种功能，该功能在所述的变速器第一和第二传动比之间变换的情况下，防止输送到所述的第一个和第二个摩擦接合装置的润滑油量的减少。
因此，根据本发明，除了与上述结构中的一些相同的动作之外，在所述的变速器第一和第二传动比之间变换的情况下，防止了输送到所述的第一个和第二个摩擦接合装置的润滑油量的减少。
此外，本发明可以构造成能够实施如上所述各种独立机构的任何控制的控制方法。
本发明的上述和进一步的目的、新颖的特点将在以下结合附图一起的详细说明中显得更加清楚。但是，需要清楚地知道，所有的附图都只是为了描述、而不是限制本发明的定义和范围。
【附图说明】
图1是本发明一个控制装置第一个例子的液压电路框图；
图2是具备本发明一个控制装置的混合动力车的动力传动系和控制线的概念图；
图3是一个速度框图，指示了如图2所示车辆的旋转部件的状态；
图4是如图1所示液压电路系统的状态图表；
图5是如图1所示液压电路系统的状态图表；
图6是本发明一个控制装置第二个例子的液压电路框图；
图7是解释如图6所示液压电路动作的一个时间图表；
图8是本发明一个实施例中速度模式与电磁阀输出油压之间的关系表；
图9是本发明一个控制装置第三个实施例的液压电路框图；
图10是本发明一个控制装置第四个实施例的液压电路框图；
图11是本发明一个控制装置第五个实施例的液压电路框图；
【具体实施方式】
下面，本发明将随同附图一起进行明确的说明。图2指示了能应用本发明控制装置的一种车辆Ve。如图2所示的该车辆Ve是发动机前置后驱动的一种型式。在图2中，该车辆Ve具有一台发动机，该发动机作为第一原动机。
所述的发动机1可以是一种内燃机，明确地，汽油发动机，柴油发动机或液化天然气发动机(LPG)等类似的发动机。一个输入轴4通过一个翻斗机构3与发动机1的曲轴2连接。另外，提供一个罩壳5，电动发电机6和7被布置其中。一种具有将电能转化为机械能的动力模式功能和将机械能转换为电能的再生功能的电动发电机，可以用作为电动发电机6和7。电动发电机6具有一个定子8和转子9，定子8固定于罩壳5中。
另外，在罩壳5中还有一个动力分配装置10。该动力分配装置10包括一个单个小齿轮行星齿轮机构。特别地，该动力分配装置10具有一个形成于空心轴11中的太阳齿轮12，一个环形地包围太阳齿轮12的齿圈13，一个齿轮架15，该齿轮架支撑着与太阳齿轮12和齿圈13啮合的小齿轮14。输入轴14与齿轮架15相互连接，从而整体地旋转。另外，该输入轴14布置在空心轴11内，且输入轴14与空心轴11可以相对地旋转。电动发电机6的转子9连接到空心轴11上。
另一方面，所述的电动发电机7具有一个定子17和一个转子18，该定子17固定在罩壳5上。另外，一个变速器19也安装在罩壳5中。该变速器19是一种行星齿轮型式的变速器。特别地，该变速器19具有一个太阳齿轮20和一个环形包围太阳齿轮20的齿圈21，一个直径较大的小齿轮22和一个直径较小的与小齿轮22整体旋转的小齿轮23，一个短型小齿轮50，和一个齿轮架24，该齿轮架支撑直径较大的小齿轮22，直径较小的小齿轮23和短型小齿轮50以能够整体地旋转。该短型小齿轮50与太阳齿轮20和齿圈21相互啮合。另外，直径较大的小齿轮22与该短型小齿轮50相互啮合。而且，还有另外一个与直径较小的小齿轮23啮合的太阳齿轮28，该太阳齿轮28靠近所述的太阳齿轮20且与之共轴。特别地，该变速器19包括一个Ravigneaux式行星齿轮机构。除此之外，该变速器19还可以做成具有复杂结构的行星齿轮机构，包括多组行星齿轮机构，如单齿轮行星齿轮机构和双齿轮行星齿轮机构。
一个输出轴25与齿轮架24连接并整体地旋转，该输入轴4和输出轴25被同轴布置。另外，该输出轴25和动力分配装置的齿圈13连接并整体地旋转。一个空心轴26布置在输出轴25的外部，该输出轴25与该空心轴26可以相对地旋转。该空心轴26与电动发电机7的转子18连接并整体地旋转。
同样，空心轴26和太阳齿轮20连接并整体地旋转。而且，提供一个制动器B1，用于允许或限制太阳齿轮28的旋转。进一步，还提供一个制动器B2，用于允许或限制齿圈21的旋转。在这，输出轴25通过一个螺旋杆(图中没有显示)与一个差速器29的输入部件(图中没有显示)连接。同样，该差速器29的旋转部件(图中没有显示)与驱动轴30连接。而且，一个车轮31与驱动轴30连接。这样，发动机1和电动发电机7以动力传输的方式与同一个车轮连接，并相互平行地布置。
下面，该车辆Ve的一个控制系统将在下文中进行说明。提供一个电子控制单元32，输入到该电子控制单元的有以下的信号：一个命令发动机启动/停止的指示信号，一个用于电动发电机6和7的控制命令信号，一个换档位置选择信号，一个指示车辆速度的信号，一个指示加速命令的信号，一个指示制动命令的信号，一个指示发动机速度的信号，一个指示液压控制装置52状态的信号，等等。至于由换档位置传感器检测的换档位置，例如，有P-停车位置，R-倒档位置，N-空档位置，和D-前进档位置。在这，当变速器不能传递扭矩时(即，非驱动状态和非行驶状态)，将选择P位置和N位置；当变速器能够传递扭矩时(即，驱动状态，或行驶状态)，将选择D位置和R位置。
另一方面，一个控制发动机1的信号，一个控制电动发电机6的信号，一个控制电动发电机7的信号，一个控制液压控制装置52的信号，等等，将从电子控制单元32中输出。关于液压控制装置52，将在下文中说明。另外，制动器B1和B2将根据从液压控制装置52输送到制动器B1和B2的油压而实现接合/分离。
在如图2所示的车辆Ve中，当发动机1被停止时，在转动发动机1的曲轴、并将电动发电机6的动力传递给发动机1的情况下，发动机1就可以通过输送燃料和燃烧燃料而独立地旋转。而此时，电动发电机6在输入到电子控制单元32的信号和电子控制单元32内存储的数据的基础上被驱动，并作为一个电动机而运转。
另外，在车辆Ve中，通过驱动和停止多个原动机，驱动模式可以从第一种驱动模式到第三种驱动模式之间可选地来回更换。当第一种驱动模式被选中时，发动机1驱动，而停止向电动发电机7输送电能。当发动机1独立地旋转，发动机扭矩将通过输入轴4、齿轮架15和齿圈13而传输到输出轴25。输出轴25的扭矩则通过螺旋杆(图中没有显示)、差速器29和驱动轴30传输给车轮31，从而产生一个驱动力。在这，可以将发动机的扭矩经由动力分配装置10传输到作为电动发电机而运转的电动发电机6中，而将电能存储在一个蓄电装置(图中没有显示)里。
另一方面，当第二种驱动模式被选中时，电动发电机7被驱动作为电动机而运转，电动发电机7的扭矩通过变速器19传输给车轮31。当第二种驱动模式被选中时，燃料就不会输送给发动机1。
另外，当第三种驱动模式被选中时，发动机1和电动发电机7共同被驱动，发动机1和电动发电机7的扭矩被共同传输给车轮31。这样，就可以通过动力分配装置10机械地把发动机的扭矩分配给车轮31和电动发电机6。另外重申一次，如图2所示的车辆Ve是一种混合动力车，它可以将发动机1和电动发电机7中的至少一个作为原动机而工作。
此外，当把电动发电机7的扭矩传输给车轮31时，有两种变速模式可供选择为变速器19的控制模式。这种变速模式是根据车辆的速度和驱动力的要求等等来决定的，并且可以从低速模式和高速模式两种模式中任选一种。例如，当车速低于预定速度，而驱动力要求高于预定值时，低速模式将被选中。相反，当车速高于预定速度，而驱动力要求低于预定值时，高速模式将被选中。
当低速模式被选中时，制动器B1被分离，而制动器B2被接合。当该低速模式被选中，而且电动发电机7的扭矩被传输到太阳齿轮20时，齿圈21将作为一个反作用部件而运转，太阳齿轮20的扭矩就会通过齿轮架24、输出轴25和差速器29而传输给车轮31。在这，电动发电机7的速度将被变速器19降低。此外，在低速模式被选中的这种情况下，变速器19的传动比是“低(最大传动比)”。
另一方面，当高速模式被选中时，制动器B2被分离，而制动器B1被接合。当电动发电机7作为电动机而运转，同时高速模式被选中时，太阳齿轮28将作为一个反作用部件而运转，太阳齿轮20的扭矩就会通过齿轮架24、输出轴25和差速器29而传输给车轮31。特别地，电动发电机7的速度将被变速器19降低。此外，在高速模式被选中的这种情况下，变速器19的传动比是“高(小传动比)”。高速模式被选中时的传动比要小于低速模式被选中时的传动比。
在这，如图2所示的动力传动系，其中的独立部件的旋转速度和旋转方向的一个例子将参照图3的速度图表进行说明。图3所示的速度图表描述了发动机1和电动发电机7同时驱动的一种情况，发动机的扭矩被传输到输出轴25，而电动发电机7的扭矩也被传输到输出轴25。特别地，发动机1，电动发电机6和输出轴25之间的一种关系如区域A1所指示，电动发电机7，输出轴25，太阳齿轮28和齿圈21之间的一种关系如区域Lo和Hi所指示。区域Lo对应的是变速器19的传动比设置为“低”，而区域Hi对应的是变速器19的传动比设置为“高”。
在图3中，“MG1”代表电动发电机6的转速，“MG2”代表电动发电机7的转速，“ENG”代表发动机转速；“VEHICLE”代表输出轴25的转速；“B1”代表被制动器B1制动的太阳齿轮28的转速；“B2”代表被制动器B2制动的齿圈21的转速。如图3所示，发动机1向前旋转，而输出轴25也向前旋转。由于发动机的速度被动力分配装置10提高，输出轴25的转速变得高于发动机转速。同样，在“高”传动比或“低”传动比被选中的任何一种情况下，电动发电机7的转速被变速器19降低。液压控制装置52的一种例子将在下文合适的地方进行说明。
在这将结合图1对液压控制装置52的第一个实施例进行说明。首先，提供机油泵53和54。机油泵53由发动机1驱动，机油泵54由电机驱动。另外，储存在机油槽55的机油被机油泵53和机油泵54中至少一个泵抽吸。而且，提供一个主调整阀56，从机油泵53和54流出的机油将被输送进该主调整阀中。该主调整阀56包括：一个阀柱58，一个弹性部件57在预定方向上向该阀柱58施加一个激发力，一个通道(即，孔道)59，孔道60，61，62，和一个液压室63。
从机油泵53和54流出的机油通过机油通道64流入到通道59中。机油通道65与通道59相通，机油通道65的机油压力传递到孔道(即，反馈孔道)60处。与孔道60的机油压力相应的激发力，和与弹性部件57的弹性压力相应的激发力，两者互相相反地作用在阀柱58上，而阀柱58则根据这些激发力的关系而移动。从机油通道64流到机油通道65的机油量，和从通道59流出进入到孔道61和62的机油量，都根据阀柱58的运动而被调整。在这，从孔道(即，排油口)61流出机油通过机油通道66而返回到机油泵53和54的吸入口中。同样，从孔道62流出机油通过机油通道67而返回到机油泵53的排出口中，也可以通过机油通道67和98和冷却器99而返回到机油槽55中。特别地，通道59中的机油压力被调整为对应一种激发力的压力(即，线压力)，该激发力使液压室63的机油压力与弹性部件57的激发力处于平衡。
所述的机油通道65的机油输送到一个线性电磁阀SLT。该线性电磁阀SLT包括，一个阀柱(图中没有显示)，该阀柱可以在预定方向上往复运动；一个电磁线圈(图中没有显示)，该电磁线圈在前进方向对阀柱施加一个激发力；一个弹性部件(图中没有显示)，该弹性部件在后退方向对阀柱施加一个激发力；和孔道68，69，70，71和72。孔道69和所述的液压室63通过一个机油通道73而相互连通，孔道70与机油槽55连通。同样，孔道71和孔道72连通。
在线性电磁阀SLT内，阀柱的运动受控于激励电磁线圈所产生的磁力、对应孔道72油压的激发力和弹性部件的激发力之间的相互关系，从而调整孔道68和69，71之间的打开面积，以及孔道69和70之间的打开面积。
该线性电磁阀SLT是一种通常为开式的阀，具有如下所述的一种功能，该功能在电磁线圈没有被激励的情况(即，关闭的情况)下，使孔道68和69，71之间的打开面积变为最大，而孔道69和70之间的打开面积变为最小。根据该线性电磁阀SLT，当决定于电流大小的电磁力增大时，输出压力相应地地减小，因此，电流变得越小，机油通道73和液压室63的油压就变得越高。特别地，主调整阀56的压力调整水平也变得更高。
另一方面，机油通道65的机油通过机油通道74被输送到线性电磁阀SL1和SL2中。该线性电磁阀SL1包括，一个阀柱(图中没有显示)，该阀柱可以在预定方向上往复运动；一个电磁线圈(图中没有显示)，该电磁线圈在前进方向对阀柱施加一个激发力；一个弹性部件(图中没有显示)，该弹性部件在后退方向对阀柱施加一个激发力；和孔道75，76，77，78和79。同样，具有一个机油通道100，通过该通道使孔道79与机油槽55连通。而且，孔道76和孔道77相互连通。进一步，制动器B1的液压室81通过机油通道80与孔道78连通。
在线性电磁阀SL1内，阀柱的运动受控于激励电磁线圈所产生的磁力、对应孔道77油压的激发力和弹性部件的激发力之间的相互关系，从而调整孔道75和76，78之间的打开面积，以及孔道78和79之间的打开面积。
该线性电磁阀SL1是一种通常为开式的阀，具有如下所述的一种功能，该功能在电磁线圈没有被激励的情况(即，关闭的情况)下，使孔道75和76，78之间的打开面积变为最大，而孔道78和79之间的打开面积变为最小。因此，当线性电磁阀SL1没有被激励时，机油通道80的输出油压变为最大。对线性电磁阀SLT电磁线圈施加的激励电流与机油通道80的机油压力之间的关系从而可以成比例地控制。特别地，线性电磁阀SL1是这样的一种电磁阀，当决定于电流大小的电磁力增大时，其输出油压相应减小。
另一方面，线性电磁阀SL2包括，一个阀柱(图中没有显示)，该阀柱可以在预定方向上往复运动；一个电磁线圈(图中没有显示)，该电磁线圈在前进方向对阀柱施加一个激发力；一个弹性部件(图中没有显示)，该弹性部件在后退方向对阀柱施加一个激发力；和孔道82，83，84和85。孔道82与机油通道74相互连通，孔道85通过机油通道100与机油槽55连通。同样，孔道83与孔道84相互连通，而且，孔道83与机油通道86相互连通。
在线性电磁阀SL2内，阀柱的运动受控于激励电磁线圈所产生的磁力与对应弹性部件的激发力和孔道84油压的激发力之间的相互关系，从而调整孔道82和83之间的打开面积，以及孔道83和85之间的打开面积。
该线性电磁阀SL2是一种通常为闭式的阀，具有如下所述的一种功能，该功能在电磁线圈没有被激励的情况(即，关闭的情况)下，使孔道82和83之间的打开面积变为最小，而孔道83和85之间的打开面积变为最小。因此，当线性电磁阀SL2的激励电流变为最大时，机油通道86的输出油压也变为最大。对线性电磁阀SL2电磁线圈施加的激励电流与机油通道86的机油压力之间的关系从而可以成比例地控制。特别地，线性电磁阀SL2是这样的一种电磁阀，当决定于电流大小的电磁力增大时，其输出油压相应也增大。
而且，在机油通道86和制动器B2的机油室87之间的通道上具有一个自动防故障阀88。该自动防故障阀包括，一个阀柱89，该阀柱可以在预定的方向上运动，和孔道90，91，92，93，94和97。孔道90与93均与机油通道86连通，机油室87通过一个机油通道95与孔道(即，输出孔道)91连通。同样，孔道(即，控制孔道)94通过一个机油通道96与机油通道74连通，孔道(即，排油孔道)92与机油槽55连通。而且，孔道(即，控制孔道)97与机油通道80连通。进一步，提供一个弹性部件98，该弹性部件在一个方向上对阀柱89施加激发力，使该阀柱89在弹性部件98的激发力、与对应孔道93和97油压和对应孔道94的油压的激发力之间对应关系的基础上运动。从孔道(即，输入孔道)90输送到孔道91的机油量，从孔道91流出到孔道92的机油量，均通过阀柱89的运动而受到调整。特别地，输出孔道91可选地与输入孔道90或与排油孔道92连通。
下面，在这将特别地说明如图1所示根据本发明的液压控制装置52的一种功能，即，一种控制方法。首先，从机油泵53和54中至少一个流出的机油被输送到机油通道64中。液压室63的机油压力根据线性电磁阀SLT的激发电流而受到控制。而且，阀柱58根据对应液压室63油压的激发力、弹性部件57的激发力、与对应孔道60油压的激发力而运动，并控制机油通道65的机油压力(即，线压力)。简单地说，主调整阀56在与线性电磁阀SLT连通的机油通道73的机油压力基础上，将线压力调整为一个指示压力。对线性电磁阀SLT电磁线圈施加的激励电流与机油通道65的机油压力之间的关系从而可以成比例地控制。机油通道65中的机油通过机油通道74被输送到线性电磁阀SL1的孔道75和线性电磁阀SL2的孔道82中。
当高速模式被选中时，首先，通过控制电磁线圈的激励电流而增大机油通道80的机油压力(即，线性电磁阀SL1的输出压力)，从而使线性电磁阀SL1的液压室81的油压升高，同时，制动器B1的作用压力也相应地增大。
所述的机油通道80中的机油同样也被输送到自动防故障阀88的孔道97中。当制动器B1接合，或者说，当机油通道80的机油压力升高时，图1中的阀柱89向上运动，从而减小孔道90和孔道91之间的打开面积，增大孔道91和孔道92之间的打开面积。特别地，在以下各种力：同样在作用于孔道97的制动器B1的作用压力的基础上向上推动阀柱89到图1所示上方的力；同样在作用于孔道93的制动器B2的作用压力的基础上向上推动阀柱89到图1所示上方的力；以及弹簧93的弹性力；的总和大于在作用于孔道94的线压力的基础上推动阀柱89到图1所示下方的力时，阀柱89向上运动。结果，输出孔道91与排油孔道92连通，而不是与输入孔道90连通。因此，制动器B2液压室的机油通过机油通道95和孔道92排出，从而使液压室87的机油压力降低，而制动器B2的作用压力也降低。除此之外，当高速模式被选中时，通过控制线性电磁阀SL2的激励电流，使机油通道86中的机油从孔道85中排出。结果，自动防故障阀88的孔道93的机油压力变为低水平。
另一方面，当低速模式被选中时，通过控制线性电磁阀SL1的激励电流，使制动器B2的液压室81的机油排出，而制动器B1的作用压力降低。同样，在线性电磁阀SL2中，通过控制电磁线圈的激励电流来使输出油压增大。
而且，当制动器B1分离，或者说，当机油通道80的机油压力降低时，作用于自动防故障阀88的控制孔道93的机油压力相应地降低，从而使阀柱89向图1所示的下方运动，而输出孔道91与输入孔道90连通。因此，从机油通道74输送到机油通道86的机油通过机油通道95被输送到液压室87中，而液压室87中的机油压力相应地增大，从而使制动器B2的作用压力增大。相应地，进行低速模式和高速模式之间的变换，或者说，在对变速器19进行变速控制，即所谓的“离合器-离合器换档”时，将同时进行对一个制动器的接合/分离控制和对另一个制动器的接合/分离控制。
图4和图5是液压控制装置52对应所有行驶模式的状态图表。在图4中，“空档”代表“在电动发电机7和输出轴25之间不能传递扭矩”，“低速模式”代表“低速模式被选中”，“高速模式”代表“高速模式被选中”。同样，“故障模式”代表液压控制装置52的功能状况。在图4和图5中，“Sol1”代表线性电磁阀SL1，“Sol2”代表线性电磁阀SL2，“(N/O)”代表通常开式，“(N/C)”代表通常闭式。
而且，在图4和图5中，在故障模式中有“普通情况”，“Sol1断开”，“Sol2断开”和“所有Sol断开”几种。在这，“Sol1断开”代表“线性电磁阀SL1的输电线断开”，“Sol2断开”代表“线性电磁阀SL2的输电线断开”，“所有Sol断开”代表“线性电磁阀SL1和SL2的输电线断开”。
同样，对应“Sol1”和“Sol2”的“O”代表线性电磁阀受到激励，对应“Sol1”和“Sol2”的“X”代表线性电磁阀没有受到激励。另外， “FS阀”代表自动防故障阀88，对应“FS阀”的“X”代表自动防故障阀88的阀柱89停止在如图1所示轴线的左侧位置上。特别地，这意味着孔道90和孔道91断开，而孔道91和孔道92相互连通。
另外，对应“FS阀”的“O”代表自动防故障阀88的阀柱89停止在如图1所示轴线的右侧位置上。特别地，这意味着孔道90和孔道91相互连通，而孔道91和孔道92断开。同样，“B1”代表制动器B1，“B2”代表制动器B2。而且，对应“B1”和“B2”的“X”代表制动器分离，对应“B1”和“B2”的“O”代表制动器接合。
每种模式将在下文中详细地说明。首先说明图4中的内容。
[当空档模式被选中时]
①当液压控制装置52处于正常状态下：
Sol1受到激励，而Sol2没有受到激励。同样，FS阀的状态是“X”。简而言之，制动器B1和B2的状态都是“X”。同样，没有出现行驶模式的变换，也没有出现跛行模式。
②当Sol1断开时：
Sol1从受激励的状态转变为不受激励的状态，制动器B1从分离状态转变为接合状态。结果，行驶模式从空档模式转变为高速模式。在这种关系中，根据车速来控制电动发电机7(MG2)的速度，而使跛行模式等同于空档下的行驶模式。特别地，从电动发电机7传递到输出轴25的扭矩被控制为0。
③当Sol2断开时：
单独系统的状态如情况1所述的相同。行驶模式保持为空档模式，跛行模式也保持为空档模式。
④当所有Sol断开时：
各个系统的状态与情况2所述的一样。行驶模式保持为空档模式，跛行模式也与空档行驶模式一样。
[当低速模式被选中时]
①当液压控制装置52处于正常状态下：
Sol1和Sol2都受到激励。FS阀的状态是“X”。制动器B1分离，制动器B2接合。
②当Sol1断开时：
FS阀的状态从“O”变为“X”，制动器B1的状态从分离变为接合。或者说，行驶模式从低速模式变为高速模式，跛行模式也变为与高速行驶模式一样。
③当Sol2断开时：
制动器B2从接合变为分离，行驶模式从低速模式变为空档模式。在这种关系下，高速模式被选为跛行模式。特别地，通过将Sol1从“O”切换到“X”来接合制动器B1。
④当所有Sol断开时：
制动器B1的状态从分离变为接合，制动器B2从接合变为分离。因此，行驶模式从低速模式变为高速模式，而高速模式被选为跛行模式。
[当高速模式被选中时]
①当液压控制装置52处于正常状态下：
制动器B1接合，制动器B2分离。
②当所有Sol中至少一个断开时：
各个系统的状态与情况1所述的一样。行驶模式依然是高速模式，而跛行模式也变为高速模式。
下面，将说明图5的内容。首先，当行驶模式为低速模式，并且系统处于正常状态下时，各个系统的状态与上述的情况一样。如果出现Sol1断开的情况，Sol1从“O”变为“X”，并且制动器B1接合。或者说，当前状态变为所谓的“停车”的状态，其中制动器B1和B2都接合。在这种关系下，通过分离制动器B2并且将Sol2从“O”切换至“X”来将行驶模式变为高速模式。
那么，根据如图1所示的液压控制装置52的第一个实施例，即使当低速模式或高速模式被选中，而液压控制装置出现故障的情况下，也可以通过将变速器19的传动比设高来执行跛行模式。同样，当高速模式被选中时，线性电磁阀SL1和SL2都控制在非激励的情况下，从而可以避免施加在线性电磁阀上的电能损失。而且，当低速模式被选中，并且Sol1出现断开故障时，还可以避免“由于制动器B1和B2都接合造成的输出轴25停止而使车速陡然降低”这种情况。而且，由于变速器29的传动比被设置为高，因此可以避免电动发电机7的转速升高。
在这将说明图1和图2所示的结构与本发明的结构之间的对应关系。发动机1对应着本发明的第一原动机；电动发电机7对应本发明的第二原动机；电动发电机6对应本发明的旋转装置；线性电磁阀SL1和SL2对应本发明的传动比控制机构；自动防故障阀88对应本发明的控制装置；制动器B1对应本发明的第一个摩擦接合装置；制动器B2对应本发明的第二个摩擦接合装置；车辆Ve对应本发明的混合动力车。
同样，“线性电磁阀SL1和SL2中至少一个断开的情况”对应本发明的“传动比控制装置的其中一个功能出现故障”；“选择高速模式为行驶模式”对应本发明的“控制变速器的状态，从而能够避免车辆驾驶性能变差”；低传动比对应本发明的“最大传动比”和“第一传动比”；高传动比对应本发明的“小于最高传动比的传动比”和“第二传动比”。另外，线性电磁阀出现的断开故障，在第一个实施例中代表为本发明的“传动比控制装置的其中一个功能出现故障”，包括在电能持续供给线性电磁阀时发生短路的情况。
下面将结合图6对液压控制装置52的第二个实施例进行说明。在如图6所示的结构中，使用如图1所示相同的数字代表相同的结构。第二个实施例与第一个实施例之间的不同将说明如下。在第二个实施例中，可以将机油通道74，80和86的机油输送到主调整阀56的液压室63中。提供选择阀101和102，用于将机油通道74，80和86的机油输送到液压室63中。该选择阀101包括，一个阀柱104，该阀柱在预定方向上受到一个弹性部件103的激发力，还包括孔道105到110。这样，机油通道74和孔道106相互连通，机油通道80与孔道105和107连通，机油通道86与孔道110相互连通。
另一方面，选择阀102包括，一个阀柱112，该阀柱在预定方向上受到一个弹性部件111的激发力，以及孔道113到116。机油通道86与孔道113相互连通，孔道116通过机油通道117与液压室63连通。而且，孔道114通过一个通道118与孔道108连通，孔道115通过一个机油通道119与孔道109连通。
另外，在第二个实施例中还提供一个自动防故障阀120。虽然自动防故障阀120与第一个实施例中自动防故障阀88的功能是相同的，但在下文仍然要对自动防故障阀120的结构进行说明，因为自动防故障阀120与自动防故障阀88在结构上不相同。自动防故障阀120包括，一个阀柱122，该阀柱在预定方向上受到一个弹性部件121的激发力，以及孔道123到128。孔道120与机油通道80相互连通；孔道124和125与机油通道86连通；孔道126与机油槽55相互连通；孔道127与机油通道96连通；孔道128与机油通道95相互连通。在图6中，冷却器99和一条润滑通道(没有在图中显示)通过机油通道129与主调整阀56的孔道62连通。
下面，将在下文说明第二个实施例中的液压控制装置52的一个动作，即，本发明的一个控制方法。即使在第二个实施例中，线性电磁阀SL1和SL2的动作和功能也与第一个实施例的那些相同。特别地，当通过控制线性电磁阀SL1的激励情况来增大液压室81的机油压力，而使机油通道80的机油压力得到调整时，制动器B1上的作用压力也随之增大。相反，当液压室81的机油压力下降，制动器B1的作用压力也随之下降。
另外，再说明如下的一个动作：通过控制线性电磁阀SL1的激励情况来调整机油通道86的机油压力，从而控制液压室87的机油压力。首先，当制动器B1接合时，机油通道80的机油压力增大，机油通道123的机油压力也增大。因此，自动防故障阀120的阀柱122受激发力的作用而向图6所示的上方移动，使孔道125和128之间的打开面积变小，并与孔道(即，排油孔道)126和孔道(即，输出孔道)128连通。结果，机油将通过机油通道95中排出，而使液压室87的机油压力下降，制动器B2的作用力也下降。
另一方面，在降低制动器B1的作用力并增大制动器B2的作用力的情况下，线性电磁阀SL1的激励电流将减小，而线性电磁阀SL2的激励电流将增大。结果，机油通道80和123的机油压力下降，机油通道86的机油压力增大。当机油通道80的机油压力下降时，自动防故障阀120的阀柱122受弹性部件121激发力的作用而向图6所示的下方移动，与孔道(即，输入孔道)125和孔道128连通。结果，机油通道86中的机油通过机油通道95而被输送到液压室87中，从而使制动器B2的作用压力增大。
另外，根据第二个实施例，在低速模式或高速模式或空档模式被选中，并且参照图4所述的故障发生时，可以获得如第一个实施例所述的那种效果，其原因也如第一个实施例中所述的那样。在这，在第二个实施例中，图6的自动防故障阀122对应图4的FS阀。
下面，将在下文中说明通过主调整阀56来调整机油通道74机油压力(即，线压力)PL的一个动作。首先，当低速模式被选中时，机油通道80的机油压力下降，而选择阀101的孔道107的机油压力也下降。结果，阀柱104受弹性部件103激发力的作用而向图6所示的上方移动，从而阻断孔道(即，第一输入孔道)106和孔道(即，输出孔道)109，并使孔道109和孔道(即，第二输入孔道)110连通。于是，机油通道74中的机油将不会被输送到机油通道119中。同样，当低速模式被选中时，机油通道86的机油压力增大，从而使机油通道86中的机油通过机油通道119而被输送到选择阀102的孔道115中。特别地，由线性电磁阀SL2调整后的机油压力，而非线压力，被传至选择阀112的孔道115中。
另外，机油通道86中的机油也被输送到选择阀112的孔道(即，控制孔道)113中，阀柱112则由于孔道113机油压力的增大而受到激发力向如图6所示的上方移动。于是，孔道114和孔道116被阻断，而孔道116与孔道115相互连通。结果，机油通道119的机油通过机油通道117被输送到主调整阀56的液压室63中。这样，当低速模式被选中时，线性电磁阀SL2的输出油压被传至液压室63中，主调整阀56在线性电磁阀SL2输出油压的基础上将机油通道74的机油压力调整为信号压力。
另一方面，当高速模式被选中时，机油通道80的机油压力增大，选择阀101的孔道107的机油压力也增大。结果，阀柱104受激发力的作用向如图6所示的下方移动，从而阻断孔道109和孔道110，并使孔道105与孔道108连通，孔道106与孔道109连通。于是，机油通道86中的机油不会被输送到机油通道119中，机油通道80中的机油通过机油通道118而被输送到选择阀102的孔道114中。同样，机油通道74的机油通过机油通道119被输送到选择阀102的孔道115中。
而且，由于机油通道86和孔道113中的机油压力的下降，选择阀102的阀柱112受激发力的作用向如图6所示的下方移动。于是，孔道115和孔道116被阻断，孔道114和孔道116相互连通。结果，机油通道118的机油通过机油通道117被输送到主调整阀56的液压室63中。这样，当高速模式被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压被传至液压室63中，主调整阀56在线性电磁阀SL1输出油压的基础上将机油通道74的机油压力调整为信号压力。
进一步，在下文中将说明在低速模式和高速模式之间变换时间中的一个动作，即，改变变速器19传动比的一个动作。当改变变速器19的传动比时，线性电磁阀SL1和SL2都被短暂地控制在激励状态下。特别地，选择阀101的孔道107的机油压力变得高于预定的机油压力，选择阀102的孔道113的机油压力也变得高于预定的机油压力。结果，在选择阀101中，孔道106和孔道109相互连通，孔道109和孔道110被阻断，孔道105和孔道108相互连通。同样，在选择阀102中，孔道115和孔道116相互连通，孔道114和孔道116被阻断。于是，机油通道74的机油通过机油通道119和117被输送到主调整阀56的液压室63中。此外，机油通道80和86中的机油不输送到机油通道117中。这样，主调整阀56在机油通道74的机油压力的基础上将机油通道74的机油压力调整为信号压力。
下面，将结合图7的时间图表对第二个实施例中从低速模式变换到高速模式的一个动作进行说明。首先，在时刻t1前，低速模式被选中。在低速模式下，线性电磁阀SL1的一个输出油压Psol1被控制为低压(如，0)，线性电磁阀SL2的一个输出油压Psol2被控制为高(如，油压P3)。同样，机油通道74的机油压力为油压(即，线压力)PL。在这，油压P3低于油压PL。这是因为油压P3是通过线性电磁阀SL2降低油压PL而产生的。此外，在低速模式下，油压PL是在线性电磁阀SL2输出压力的基础上作为信号压力而产生的。
当在时刻t1下产生一个变速的命令，或者说，一个从低速模式转变为高速模式的命令时，将会在执行变速前进行一个预控制。特别地，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1将被提高到高于油压P1但低于油压P2。结果，油压PL在机油通道74机油压力的基础上作为信号压力而产生。也可以说，高于线性电磁阀SL2的输出油压Psol2的油压PL被传递至主调整阀56的液压室63中。结果，主调整阀56的调整水平升高，并且油压PL高于时刻t1之前的油压。特别地，从孔道59中输出的油压(即，线压力)PL被控制为与该调整水平相对应的一个通常比较稳定的压力，而该调整水平受控于液压室63的油压和弹性部件57的弹性力。
然后，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2下降，而线性电磁阀SL1的输出油压Psol1增大。于是，在线性电磁阀SL1的输出油压Psol1和线性电磁阀SL2的输出油压Psol2都高于油压P2之前将会有一段时间。然后，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2下降到低于油压P2。在时刻t3，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制为油压P3，同样，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制为零，这样，变速控制便结束了。在上述的说明中，油压P2低于油压P3，油压P1低于油压P2。
这样，在第二个实施例中，油压PL就可以通过选择阀101和102来进行调整，而无需使用如第一个实施例中所述的线性电磁阀SLT。在高速模式被选中、低速模式被选中、或者在变速控制过程中的任何一种情况下，适合于上述的任何一种情况的一个最小的必要的线压力，可以由主调整阀56通过改变作为(主调整阀56的)信号压力的油压来产生。这样，便可以避免由于驱动机油泵53和54而引起的动力损失。而且，在从低速模式到高速模式的变换时间里，油压PL可以被控制为一个通常比较稳定的压力。也可以说，可以避免油压PL出现变动，从而避免传递至输出轴25的扭矩出现波动。因此，变速器19的一个变速特性得到改善。
在这，将对在上述变速控制过程中选择阀101和102的一个动作进行说明。如图7所示，在时刻t1之前，选择阀101处于OFF状态下，如虚线所示，选择阀102则处于ON状态下，如实线所示。在这，选择阀101的OFF状态是表示，其中的阀柱104停在如图6轴线所示的右侧位置上，其中的机油通道109和机油通道110相互连通，其中的机油通道80和机油通道118被阻断，其中的机油通道74和机油通道119被阻断。同样，选择阀102的ON状态是表示，其中的阀柱112停在如图6轴线所示的左侧位置上，其中的机油通道119和机油通道117相互连通，其中的机油通道118和机油通道117被阻断。
此外，在时刻t1到t3的过程中，选择阀101和102都处于ON状态。在这，选择阀101的ON状态是表示，其中的阀柱104停在如图6轴线所示的左侧位置上，其中的机油通道74和机油通道119相互连通，其中的机油通道80和机油通道118相互连通，其中的机油通道86和机油通道119被阻断。
而且，在时刻t3之后，选择阀101处于ON状态，选择阀102处于OFF状态。在这，选择阀102的OFF状态是表示，其中的阀柱112停在如图6轴线所示的右侧位置上，其中的机油通道118和机油通道117相互连通，其中的机油通道119和机油通道117被阻断。
下面，在下文中将结合图7中的时间图表和图8中的表格对线性电磁阀SL1和SL2的输出油压与变速模式之间的关系进行说明。在第二个实施例中，有两种空档模式可选，如图8所示。
首先，当空档模式(1)被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在低于油压P1的区域①中，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在高于油压P1但低于油压P2的区域②中。另一方面，当空档模式(2)被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在低于油压P2但高于油压P1的区域②中，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在低于油压P1的区域①中。在这，将根据在空档模式之后是要选中低速模式还是高速模式，而适当地选择空档模式(1)或空档模式(2)。
另一方面，当低速模式被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在低于油压P1的区域①中，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在高于油压P2的区域③中。而且，当高速模式被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在区域③中，而线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在区域①中。若在空档模式之后要选择低速模式，那么就选择空档模式(1)，若在空档模式之后要选择高速模式，那么就选择空档模式(2)。在这，在第二个实施例中不选择空档模式(3)。空档模式(3)将在后文中再进行说明。
此外，在执行从低速模式到高速模式的转换之前进行的预控制的过程中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在区域②中，而线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在区域③中，正如上述的那样。另一方面，在执行从高速模式到低速模式的转换之前进行的预控制的过程中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在区域③中，而线性电磁阀SL2的输出油压Psol2被控制在区域②中。
此外，在从时刻t2到时刻t3的变速过程中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在区域③中，而线性电磁阀SL2的输出油压Psol2也被控制在区域③中。在这，如果线性电磁阀的输出油压低于P2，各个制动器变为非接合状态(即，不能传递扭矩)，如果线性电磁阀的输出油压低于P1，对应该线性电磁阀的选择阀变为OFF状态。
在这将说明在第二个实施例中和本发明结构中的各部件的对应关系。传递至液压室63的机油压力，即，线性电磁阀SL1和SL2的机油压力，以及机油通道74的机油压力，对应本发明的信号压力；机油通道74的油压PL对应本发明的预控制油压；主调整阀56对应本发明的控制油压发生阀。在这，在第二个实施例中和本发明结构中剩下的各部件的对应关系，与那些在第一个实施例中和本发明结构中的对应关系相同。
下面，将结合图9对液压控制装置52的第三个实施例进行说明。在如图9所示的结构中，用如图1和如图6所示的相同的数字来表示如图1和如图6所示的相同的结构。在第三个实施例中，在选择阀101中有一个孔道130，而孔道130和孔道100通过机油通道131相互连通。当选择阀101转为OFF状态时，孔道108和孔道130相互连通。相反，当选择阀101转为ON状态时，孔道130被关闭。
在第三个实施例中，如图8所示的空档模式(3)可选为控制变速器19的模式。在第三个实施例中不选择空档模式(1)和空档模式(2)。当空档模式(3)被选中时，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1被控制在如图7所示的区域①中，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2也被控制在区域①中。也就是说，在第三个实施例中，当空档模式被选中时，选择阀101和102都变为OFF状态。在这种关系下，机油通道117，118和131都相互连通，液压室63中的机油通过机油通道117，118和131被排到机油槽55中。
这样，液压室63的油压被控制为低于预定的油压，特别地，控制为零。也就是说，由主调整阀56调整的机油通道74的油压PL的最小值，被设置为由主调整阀56部分控制的一个稳定压力，特别地，由弹性部件57的激发力所控制的一个压力。因此，当设定为空档模式(3)时，机油通道74的油PL的最小值变化很小，并且也提高了估计机油泵53和54负载的准确度。由此，当机油泵53的负载较小时，可以通过将发动机1的输出控制为低水平，来改善该发动机的燃油经济性。
在第三个实施例中，图7中的时间图表和相应的说明如所述的那样使用。同样，在第三个实施例中，如图8所示的变速模式可以作为变速模式，而不是空档模式(3)被选中。在这将对第三个实施例中与本发明中各个部件的对应关系进行说明。“空档模式被选中的情况”对应本发明的“不能传递扭矩的情况”；“将液压室63的机油压力控制为零”对应本发明的“将信号压力控制为低于预定的机油压力”。在这，在第三个实施例中与本发明中的其他结构的对应关系，与那些在第一个和第二个实施例中与本发明中的其他结构的对应关系相同。
下面，将结合图10对液压控制装置52的第四个实施例进行说明。在第四个实施例中，线性电磁阀SL2的输出油压传递至一个选择阀132中，该选择阀132的结构与如第三个实施例中所述的不同。该选择阀132包括，一个阀柱134，该阀柱在预定的方向上受弹性部件133的激发力作用，以及孔道135到140。选择阀101的孔道108通过机油通道118与选择阀132的孔道136连通，孔道109通过机油通道119与孔道137连通。
同样，机油通道86与孔道135和138连通。而且，液压室63通过机油通道141与孔道139连通。此外，孔道140通过机油通道142与自动防故障阀120的孔道124和125连通。另外，机油通道118通过机油通道143与液压室81连通。在上述结构中的选择阀132中，阀柱134的运动受控于弹性部件133的激发力与对应孔道135油压的激发力之间的关系。在这，在如图10所示的结构中，使用如图1和6所示相同的数字来表示如图1和6所示相同的结构。
在第四个实施例中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1和选择阀101的ON/OFF状态之间的关系，与第三个实施例中所述的相同。另一方面，当线性电磁阀SL2的输出油压Psol2增大时，阀柱134向如图10所示的上方移动，而选择阀132变为ON状态。当选择阀132变为ON状态时，孔道136和孔道139被阻断，孔道137和孔道139相互连通，孔道138和孔道140连通。
另一方面，当线性电磁阀SL2的输出油压Psol2降低时，阀柱134向如图10所示的下方移动，而选择阀132变为OFF状态。当选择阀132变为OFF状态时，孔道136和孔道139连通，孔道137和孔道139被阻断，孔道138和孔道140被阻断。
在第四个实施例中，当低速模式被选中时，选择阀101被控制为OFF状态，选择阀102被控制为ON状态。在这种关系下，机油通道86中的机油通过机油通道142被输送到自动防故障阀120的孔道124和125中。在这，当低速模式被选中时，由于机油通道80和孔道123中的机油压力较低，阀柱122向如图10所示的下方移动，简单地说，自动防故障阀120处于ON状态。于是，机油通道142中的机油通过机油通道85被输送到液压室87中，从而使液压室87中的机油压力增大。结果，制动器B2接合。此外，机油通道119中的机油通过机油通道141被输送到液压室63中，而机油通道74的机油压力PL被线性电磁阀SL2的输出油压Psol2所控制。
同样，当低速模式被选中时，选择阀101变为OFF状态，从而使机油通道80中的机油不被输送到液压室81中，而液压室81中的机油则通过机油通道143和131被排出。于是，制动器B1分离。
另一方面，当高速模式被选中时，选择阀101被控制为ON状态，而孔道105和108相互连通，从而使机油通道80中的机油通过机油通道143被输送到液压室81中，并使液压室81的机油压力增大。结果，制动器B1的作用压力增大。同样，当高速模式被选中时，选择阀132被控制为OFF状态。于是，机油通道118中的机油通过机油通道141被输送到液压室63中。也就是说，机油通道74的机油压力PL被线性电磁阀SL1的输出油压Psol1所控制。在这，当高速模式被选中时，选择阀101变为ON状态，从而使机油通道86中的机油不被输送到机油通道119中。
同样，当高速模式被选中时，选择阀132被控制为OFF状态，从而使机油通道74中的机油不被输送到机油通道141中。而且，机油通道86中的机油也不被输送到机油通道142中。由于机油通道80中的机油压力较高，孔道123的机油压力升高，并使阀柱122向如图10所示的上方移动，从而使孔道128和126相互连通。于是，液压室87的机油从机油通道95中排出，使液压室87的机油压力降低，从而使制动器B2分离。
此外，当空档模式被选中时，选择阀101和132都被控制为OFF状态。当选择阀101被控制为OFF状态，机油通道80中的机油不被输送到液压室81中，而液压室81中的机油通过机油通道143和131被排出。于是，制动器B1分离。此外，当选择阀101处于OFF状态时，机油通道74中的机油不被输送到机油通道141中。当选择阀132被控制为OFF状态时，机油通道86中的机油不被输送到液压室87中，而液压室87中的机油通过机油通道95被排出。于是，液压室87中的机油压力降低，从而使制动器B2也分离。
在第四个实施例中，从低速模式转换到高速模式的时间图表与图7的相同。图8中除了空档模式(1)和(2)之外，其他的变速模式在第四个实施例中都是可选的。同样，从低速模式转换到高速模式，以及在从高速模式到低速模式的变换时间中进行的预控制与图8所示的那些相同。而且，从低速模式转换到高速模式期间的控制，或者从高速模式转换到低速模式期间的控制，都与图8所示的那些相同。在变速控制的瞬间，选择阀101和102都变为ON状态。于是，机油通道74中的机油通过机油通道119和141被输送到液压室63中。也就是说，在机油通道74的机油压力作为信号压力的基础上，对主调整阀56进行调整。
此外，另一方面，当出现选择阀101和132都被固定在OFF状态下的故障，或者简单地说，当发生阻塞故障时，由于机油压力PL是在机油通道74的机油压力作为信号压力的基础上受到调整，因此机油压力PL变为低压。相反，在第四个实施例中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1通过选择阀101被传递至液压室81中，线性电磁阀SL2的输出油压Psol2通过选择阀132被传递至液压室87中。选择阀101和132的结构使得在选择阀101处于OFF状态时，不能把机油通道80中的机油压力传递至液压室81中，而在选择阀132处于OFF状态时，不能把机油通道86中的机油压力传递至液压室87中。
于是，在第四个实施例中，即使发生阻塞故障，也一定能够防止“传递通过降低制动器B1和B2的机油压力PL而产生的输出油压Psol1或输出油压Psol2”。也就是说，制动器B1和B2都保持分离。因此，可以防止发生“由于制动器B1和B2不能传递扭矩而出现的制动器B1或B2的打滑或卡住”的情况。在这，由于第四个实施例具有与第一个到第三个实施例的相似的结构，因此可以获得如第一个到第三个实施例所述的那种动作和效果。此外，第四个实施例的其他结构和本发明的结构之间的对应关系，与第一个到第三个实施例的相同结构和本发明的结构之间的对应关系相似。
在这，将结合图11对液压控制装置52的第五个实施例进行说明。如图11所示的液压控制装置52包括选择阀144和155。选择阀144包括，一个弹性部件146，一个阀柱147，该阀柱在一个预定方向上受到弹性部件146的激发力作用，以及孔道148～156。孔道148和151与机油通道80连通，孔道152通过机油通道131与机油槽55连通。同样，孔道153和机油通道129相互连通，孔道149和机油通道147相互连通。而且，机油通道86和孔道154相互连通。在如此结构的选择阀144中，阀柱147的运动受控于弹性部件146的激发力和对应孔道148油压的激发力。
另一方面，选择阀145包括，一个阀柱159，该阀柱在一个预定方向上受到弹性部件158的激发力作用，以及孔道160到167，和孔道171。孔道157通过机油通道168与孔道167连通，机油通道131通过机油通道169与孔道164连通。机油通道86与孔道160和163连通，孔道162通过机油通道119与孔道155连通。而且，孔道161通过机油通道118与孔道156连通，孔道167通过机油通道141与液压室63连通。孔道124和125通过机油通道142与孔道166连通，孔道171与机油通道170连通。机油通道170一直通至制动器B1和B2的附近。在如此结构的选择阀145中，阀柱159的运动受控于弹性部件158的激发力和对应孔道160油压的激发力。在如图11所示的结构中，使用如图1，6，9和10中所示的相同的数字来表示与如图1，6，9和10中所示的相同的结构。
在第五个实施例中，当线性电磁阀SL1的输出油压Psol1增大时，选择阀144的孔道148中的油压也增大，使阀柱147向如图11所示的下方移动，并且选择阀144变为ON状态。当选择阀144变为ON状态时，孔道153和孔道157相互连通，孔道151和孔道156相互连通，孔道149和孔道155相互连通。同时，孔道152和孔道157被阻断，孔道150和孔道156被阻断，孔道154和孔道155被阻断。
另一方面，当线性电磁阀SL1的输出油压Psol1降低时，选择阀144的孔道148中的油压也降低，使阀柱147向如图11所示的上方移动，并且选择阀144变为OFF状态。当选择阀144变为OFF状态时，孔道152和孔道157相互连通，孔道150和孔道156相互连通，孔道154和孔道155相互连通。同时，孔道153和孔道157被阻断，孔道151和孔道156被阻断，孔道149和孔道155被阻断。
相反，当线性电磁阀SL2的输出油压Psol2增大时，选择阀145的孔道160中的油压也增大，使阀柱159向如图11所示的上方移动，并且选择阀145变为ON状态。当选择阀145变为ON状态时，孔道162和孔道167相互连通，孔道163和孔道166相互连通，孔道165和孔道171相互连通。同时，孔道161和孔道167被阻断，孔道164和孔道171被阻断。
另一方面，当线性电磁阀SL2的输出油压Psol2降低时，选择阀145的孔道160中的油压也降低，使阀柱159向如图11所示的下方移动，并且选择阀145变为OFF状态。当选择阀145变为OFF状态时，孔道161和孔道167相互连通，孔道164和孔道171相互连通。同时，孔道162和孔道167被阻断，孔道163和孔道166被阻断，孔道165和孔道171被阻断。
在第五个实施例中，当高速模式被选中时，选择阀144被控制为OFF状态，选择阀145被控制为ON状态。在这种关系下，机油通道86中的机油通过机油通道142被输送到自动防故障阀120的孔道124和125中。在这，当低速模式被选中时，由于机油通道80和孔道123中的机油压力较低，阀柱122向如图11所示的下方移动，简单地说，自动防故障阀120处于ON状态。于是，机油通道142中的机油通过机油通道95被输送到液压室87中，从而使液压室87中的机油压力增大。结果，制动器B2接合。而且，机油通道86中的机油通过机油通道119和141被输送到液压室63中，机油通道74的机油压力PL被线性电磁阀SL2的输出油压Psol2所控制。
同样，当低速模式被选中时，选择阀144变为OFF状态，从而使机油通道80中的机油不被输送到液压室81中，而液压室81中的机油通过机油通道143和131被排出。从而使制动器B1分离。
另一方面，当高速模式被选中时，选择阀144被控制为ON状态，孔道151和156相互连通，从而使机油通道80中的机油通过机油通道118和143被输送到液压室81中，并使液压室81中的油压升高。结果，制动器B1的作用压力增大。同样，当高速模式被选中时，选择阀145被控制为OFF状态。于是，机油通道118中的机油通过机油通道141被输送到液压室63中。也就是说，机油通道74的机油压力PL被线性电磁阀SL1的输出油压Psol1所控制。在这，当高速模式被选中时，选择阀144变为ON状态，从而使机油通道86中的机油不被输送到机油通道119中。
同样，当高速模式被选中时，选择阀144被控制为ON状态，从而使机油通道74中的机油不被输送到机油通道119中。而且，机油通道86中的机油也不被输送到机油通道142中。由于机油通道80中的油压较高，孔道123中的油压增大，使阀柱122向如图11所示的上方移动，从而使孔道128和126相互连通。于是，液压室87中的机油从机油通道95中排出，使液压室87中的油压降低，从而使制动器B2分离。
此外，当空档模式被选中时，选择阀144和145均被控制为OFF状态。当选择阀144被控制为OFF状态时，机油通道80中的机油不被输送到液压室81中，而液压室81中的机油通过机油通道143，118和131被排出。于是，制动器B1分离。此外，当选择阀144处于OFF状态时，机油通道74中的机油不被输送到机油通道141中。当选择阀145被控制为OFF状态时，机油通道86中的机油不被输送到液压室87中，而液压室87中的机油从机油通道95中排出。于是，液压室87中的机油压力降低，从而使制动器B2也分离。
在第五个实施例中，从低速模式变换到高速模式的时间图表与图7的相同。图8中除了空档模式(1)和(2)之外，其他的各种变速模式都是可以在第五个实施例中被选用。同样，从低速模式变换到高速模式，在从高速模式到低速模式的变换时间中进行的预控制也与图8所示的那些相同。而且，在从低速模式变换到高速模式期间进行的控制，或者从高速模式变换到低速模式期间进行的控制，都与图8所示的那些相同。在变速控制的短暂状态下，选择阀144和145均变为ON状态。于是，机油通道74中的机油通过机油通道119和141被输送到液压室63中。也就是说，在机油通道74中的机油压力作为信号压力的基础上，对主调整阀56进行一次调整。而且，由于第五个实施例具有与第一个到第三个实施例的相似的结构，因此可以获得如第一个到第四个实施例所述的那种动作和效果。
此外，在第五个实施例中，当选择阀144变为ON状态时，孔道153和157相同连通。同样，当选择阀145变为ON状态时，孔道165和171相互连通。而且，在第五个实施例中，线性电磁阀SL1的输出油压Psol1和线性电磁阀SL2的输出油压Psol2都被控制为高压水平，选择阀144和145都变为ON状态，如图8中的表格所示。在这种关系下，机油通道129中的机油通过机油通道168和170被输送到制动器B1和B2中。于是，尽管在从低速模式变换到高速模式或从高速模式变换到低速模式中，制动器B1和B2出现滑动，也可以增加润滑和冷却制动器B1和B2用的润滑油。
另外，在变速模式中，除了从低速模式到高速模式中的短暂状态和从高速模式到低速模式中的短暂状态，选择阀144和145都不变为ON状态，而也不对制动器B1和B2添加润滑油。因此，在除了从低速模式到高速模式中的短暂状态和从高速模式到低速模式中的短暂状态的其他变速模式被选中时，可以防止输送到制动器B1中的润滑油不会超过所需要的量。而且，当制动器B1和B2中的一个分离时，通过向分离的制动器输送润滑油，就会由于润滑油的粘性阻力而损坏旋转部件，从而出现所谓的“制动和拖动扭矩”。另外，通过减小制动和拖动扭矩，可以改善发动机1的燃油经济性。
只有当进行变速器19的变速控制时，才可以通过使用一种电机驱动型的机油泵，一种可变位移的机油泵或一种类似的机油泵来给液压控制装置52输送机油，而达到提高机油泵排油量的目的。在使用如上所述这样的结构，以及从低速模式到高速模式中进行变速的情况下，泵的流量随时间的变化如图7的时间图表所示。如图7所示，所控制的是提高在变速准备期间和变速期间的泵的流量，而不是提高在变速之前或之后的泵的流量(即，机油泵53和54的排油量)。提高的泵的流量之中的一部分用于润滑制动器B1和B2。
这样，液压控制装置52中所需的机油量和输送至液压控制装置52的机油量达到了平衡。从而，当变速模式被选中，但除了“在从低速模式变换到高速模式的过程中，或在从高速模式变换到低速模式的过程中”之外的情况下，可以避免机油泵的排油损失，也可以改善发动机1的燃油经济性。此外，在第五个实施例中与本发明中的其他结构的对应关系，与那些在第一个到第四个实施例中与本发明中的相应结构的对应关系相同。
在这，在图2所示的传动系中虽然使用的是一种行星齿轮式的变速器，但本发明也可以应用在那些使用选档型变速器的车辆上。同样，实施例中的制动器是一种摩擦接合装置，它的结构是通过液压控制装置来控制制动器的作用压力；但是，本发明也可以用于使用电磁离合器的车辆上，和使用电磁型执行器以控制变速器的传动比的车辆上。此外，如图2所示的变速器是一种有级式变速器，以逐步的方式(即，有级式)在低和高之间改变传动比；但是，本发明也可以应用于使用无级变速器以连续地改变传动比的车辆上。此外，本发明还可以应用于FF(即，发动机前置前驱动)型的车辆上，这种车辆的发动机和电动发电机的轴线布置在车辆的宽度方向上。
在这将综合地说明本发明的一些优点。根据本发明，即使在传动比控制机构功能下降的情况下，车辆的驾驶性能也不会变差，并获得跛行模式。
而且，根据本发明，当传动比控制机构功能下降时，可以将小于最大传动比的传动比设置为变速器的传动比。这样，可以防止第二原动机的速度上升。
另外，假如传动比控制机构在设置第一个传动比时由于功能下降而使第一个摩擦接合装置接合，第二个摩擦接合装置就会分离。这样，可以防止第一个和第二个摩擦接合装置同时接合。
此外，根据本发明，由传动比控制结构调整的油压和由控制油压发生阀产生的控制油压之中的一个可以被选为控制油压发生阀的信号压力。
另外，根据本发明，最小的必要压力可以对应变速器的变速状态而产生。
此外，根据本发明，当变速器不能传递扭矩时，如在空档下，输入到控制油压发生阀的信号压力可以控制为低于预定的机油压力。这样，控制油压的最小压力可以根据控制油压发生阀的固有机械特性而被控制为比较稳定。
此外，根据本发明，当控制油压发生阀产生的控制油压低于预定的油压时，可以通过减小较低的控制油压而产生的机油压力，来实现第一个或第二个摩擦接合装置的接合。这样，就可以防止第一个或第二个摩擦接合装置传递扭矩的能力降低。
此外，根据本发明，当在变速器中变换第一个和第二个传动比时，可以防止输送到第一个和第二个摩擦接合装置的润滑油量减少。