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JP4244592B2 - Hydraulic control device - Google Patents
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JP4244592B2 - Hydraulic control device - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両の動力伝達装置の動作部材や、各種の産業機械の動作部材の動作を制御するアクチュエータとして用いられる油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、車両の動力伝達装置においては、動作部材の動作を制御することにより、駆動力源と車輪との間で伝達される動力が制御されるように構成されており、その動作部材の動作を制御するためのアクチュエータとして、油圧制御装置が知られている。この油圧制御装置の一例が、特開平５−２６３３４号公報に記載されている。
【０００３】
この公報に記載されている油圧制御装置は、ベルト式無段変速機に用いられる油圧制御装置であり、この油圧制御装置はオイルポンプを有している。オイルポンプはメインポートおよびサブポート（複数の吐出部）を有し、メインポートから吐出されたオイルが、油路を経由してプライマリ制御弁に供給されるように構成されている。また、プライマリ制御弁にはセカンダリ制御弁が接続されている。さらに、サブポートから吐出されるオイルの供給先を、プライマリ制御弁またはオイルポンプの吸入口（オイル供給部）のいずれか一方に、選択的に切り換える切換弁（切換装置）が設けられている。さらに、この切換弁の動作を制御する切換制御弁が設けられている。なお、油圧制御装置を制御する電子制御系として制御ユニットが設けられており、この制御ユニットには、各種のセンサの信号が入力される。これに対して、制御ユニットからは、切換制御弁を制御する切換信号、セカンダリ制御弁を制御する信号などが出力される。
【０００４】
そして、メインポートから吐出されたオイルがプライマリ制御弁に供給されるとともに、プライマリ制御弁から排出されるオイルの流量を調整することで、プライマリ制御弁の出力側のプライマリ圧が制御される。さらに、セカンダリ制御弁から排出されるオイルの流量を調整することで、プライマリ制御弁とセカンダリ圧制御弁との間の油路のセカンダリ圧が制御される。
【０００５】
一方、メインポートから吐出されるオイルの流量であるポート流量が算出される。また、ベルト式無段変速機の伝達トルクに応じたセカンダリ圧、ベルト式無段変速機の変速比に応じたプライマリ圧、潤滑油量などに基づいて、ベルト式無段変速機全体で使用されるオイルの流量が算出される。そして、ポート流量と使用流量とを比較し、その比較結果に基づいて切換制御弁が制御されて、切換弁が動作する。具体的には、ポート流量に比べて使用流量の方が多くなると、切換弁が、サブポートとオイルポンプの吸入口との間を遮断するように動作して、サブポートから吐出されるオイルが、プライマリ制御弁、セカンダリ制御弁に供給される。これに対して、ポート流量の方が使用流量よりも多くなった場合は、切換弁が、サブポートとオイルポンプの吸入口との間を連通する位置に動作して、サブポートから吐出されるオイルが、オイルポンプの吸入口に戻される。このような制御により、オイルの使用流量に対する供給オイル量の過不足が抑制される。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記公報に記載されている油圧制御装置においては、切換弁の動作を切り換えるために、専用の切換制御弁を設ける必要があり、部品点数の増加を招くという問題があった。
【０００７】
この発明は上記事情を背景としてなされたものであり、部品点数の増加を抑制することのできる油圧制御装置を提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、オイルを吐出する第１のオイル吐出部および第２のオイル吐出部と、前記第１のオイル吐出部からオイルが供給される第１油路と、この前記第１油路のオイルを第２油路に排出して前記第１油路の油圧を制御する第１圧力制御弁と、前記第２のオイル吐出部から吐出されたオイルが供給される第３油路と、この第３油路と前記第１油路との間に設けられ、かつ、前記第３油路の油圧が上昇すると開放されるとともに、第３油路の油圧が低下すると閉じられるチェックバルブと、前記第３油路が選択的に連通される第１ドレーンポートとを有する油圧制御装置において、前記第２油路が選択的に連通される第２ドレーンポートと、前記第２油路の油圧により動作して前記第３油路を前記第１ドレーンポートに選択的に連通させて前記第３油路の油圧を制御し、かつ、前記第２油路を前記第２ドレーンポートに連通させて前記第２油路の油圧を制御する第２圧力制御弁とが設けられていることを特徴とするものである。
【０００９】
請求項１の発明によれば、第１のオイル吐出部から吐出されたオイルが第１油路に供給され、第１圧力制御弁が第１油路のオイルを第２油路に排出して、第１油路の油圧が制御される。また、第２のオイル吐出部から吐出されたオイルが第３油路に供給される。そして、第２油路の油圧により第２圧力制御弁が動作して、第３油路が第１ドレーンポートに選択的に連通されて第３油路の油圧が制御され、かつ、第２油路が第２ドレーンポートに連通されて第２油路の油圧が制御される。また、チェックバルブは、第３油路の油圧が上昇すると開放されるとともに、第３油路の油圧が低下すると閉じられる。
【００１２】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記第２圧力制御弁は、前記第２油路の油圧または第２油路におけるオイル量に基づいて動作して、前記第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量を制御する構成であることを特徴とするものである。
【００１３】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、第２圧力制御弁は、第２油路の油圧または第２油路におけるオイル量に基づいて動作し、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量を制御する。
【００１４】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記第２圧力制御弁は、前記第２油路の油圧が低下すると、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作し、前記第２油路の油圧が上昇すると、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する構成であることを特徴とするものである。
【００１５】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の作用が生じる他に、第２油路の油圧が低下すると、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなり、第２油路の油圧が上昇すると、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加する。
【００１６】
請求項４の発明は、請求項２の構成に加えて、前記第２圧力制御弁は、前記第２油路における必要オイル量に対して、実際に前記第２油路に供給されるオイル量が不足している場合は、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作し、前記第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が過剰となった場合は、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する構成であることを特徴とするものである。
請求項４の発明によれば、請求項２の発明と同様の作用が生じる他に、第２圧力制御弁は、第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が不足している場合に、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作する。また、第２圧力制御弁は、第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が過剰となった場合に、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する。
【００１７】
請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの構成に加えて、前記第１のオイル吐出部を有する所定のオイルポンプと、前記第２のオイル吐出部を有するその他のオイルポンプと、車両の駆動力源である複数の駆動力源とが設けられており、所定の駆動力源の動力により、前記所定のオイルポンプが駆動され、所定の駆動力源以外の駆動力源の動力により、その他のオイルポンプが駆動されるように構成されていることを特徴とするものである。
【００１８】
請求項５の発明によれば、請求項１ないし４のいずれかの発明と同様の作用が生じる他に、複数のオイルポンプが、複数の駆動力源の動力により別々に駆動されるため、非駆動となるオイルポンプを駆動する駆動力源の負荷が低減される。
【００１９】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明の油圧制御装置の具体例を図面に基づいて説明する。この油圧制御装置は、例えば、車両の動力伝達装置の動作部材を制御するためのアクチュエータとして用いることができる。そこで、油圧制御装置を用いることのできる車両のパワートレーンの一例を、図２に基づいて説明する。この図２に示す車両Ｖｅは、ＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ；エンジン前置き前輪駆動車）であり、車両Ｖｅの駆動力源としてエンジン１が用いられている。このエンジン１は、燃料の燃焼により動力を出力する動力装置であり、この実施例では、エンジン１としてガソリンエンジンを用いた場合を説明する。
【００２０】
また前記エンジン１の出力側には、トランスアクスル３が設けられている。このトランスアクスル３は内部中空のケーシング４を有し、ケーシング４の内部には、トルクコンバータ５と前後進切り換え機構６とベルト式無段変速機（ＣＶＴ）７とデファレンシャル８とが設けられている。まず、トルクコンバータ５の構成について説明する。ケーシング４の内部には、クランクシャフト２と同一の軸線（図示せず）を中心として回転可能なインプットシャフト９が設けられており、インプットシャフト９におけるエンジン１側の端部にはタービンランナ１０が取り付けられている。
【００２１】
一方、クランクシャフト２の後端にはドライブプレート１１を介してフロントカバー１２が連結されており、フロントカバー１２にはポンプインペラ１３が接続されている。このタービンランナ１０とポンプインペラ１３とは対向して配置され、タービンランナ１０およびポンプインペラ１３の内側にはステータ１４が設けられている。また、インプットシャフト９におけるフロントカバー１２側の端部には、ダンパ機構１６を介してロックアップクラッチ１５が設けられている。上記のように構成されたフロントカバー１２およびポンプインペラ１３などにより形成されたケーシング（図示せず）内に、作動流体としてのオイルが供給されている。
【００２２】
上記構成により、エンジン１の動力がクランクシャフト２からフロントカバー１２に伝達される。この時、ロックアップクラッチ１５が解放されている場合は、ポンプインペラ１３の動力が、流体の運動エネルギによりタービンランナ１０に伝達され、ついでインプットシャフト９に伝達される。なお、ポンプインペラ１３からタービンランナ１０に伝達されるトルクを、ステータ１４により増幅することもできる。一方、ロックアップクラッチ１５が係合されている場合は、フロントカバー１２の動力が、ロックアップクラッチ１５の摩擦力によりインプットシャフト９に伝達される。
【００２３】
前記前後進切り換え機構６は、インプットシャフト９とベルト式無段変速機７との間の動力伝達経路に設けられている。前後進切り換え機構６はダブルピニオン形式の遊星歯車機構３２を有している。この遊星歯車機構３２は、インプットシャフト９のベルト式無段変速機７側の端部に設けられたサンギヤ３３と、このサンギヤ３３の外周側に、サンギヤ３３と同心状に配置されたリングギヤ３４と、サンギヤ３３に噛み合わされたピニオンギヤ３５と、このピニオンギヤ３５およびリングギヤ３４に噛み合わされたピニオンギヤ３６と、ピニオンギヤ３５およびピニオンギヤ３６を、サンギヤ３３の周囲を一体的に公転可能な状態で保持したキャリヤ３７とを有している。
【００２４】
そして、このキャリヤ３７とプライマリシャフト２１とが連結されている。また、キャリヤ３７とインプットシャフト９との間の動力伝達経路を接続または遮断するクラッチＣＬが設けられている。さらに、ケーシング４側には、リングギヤ３４の回転および固定を制御するブレーキＢＲが設けられている。さらに、クラッチＣＬの係合圧を制御する油圧室（図示せず）と、ブレーキＢＲの係合圧を制御する油圧室（図示せず）とが設けられている。
【００２５】
前記ベルト式無段変速機７は、インプットシャフト９と同心状に配置されたプライマリシャフト２１と、プライマリシャフト２１と相互に平行に配置されたセカンダリシャフト２２とを有している。前記プライマリシャフト２１にはプライマリプーリ２３が設けられており、セカンダリシャフト２２側にはセカンダリプーリ２４が設けられている。プライマリプーリ２３は、プライマリシャフト２１に固定された固定シーブ２５と、プライマリシャフト２１の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ２６とを有している。そして、固定シーブ２５と可動シーブ２６との間にＶ字形状の溝Ｍ１が形成されている。
【００２６】
また、この可動シーブ２６をプライマリシャフト２１の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ２６と固定シーブ２５とを接近・離隔させる油圧サーボ機構２７が設けられている。この油圧サーボ機構２７は、油圧室（図示せず）と、油圧室の油圧に応じてプライマリシャフト２１の軸線方向に動作し、かつ、可動シーブ２６に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。
【００２７】
一方、セカンダリプーリ２４は、セカンダリシャフト２２に固定された固定シーブ２８と、セカンダリシャフト２２の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ２９とを有している。そして、固定シーブ２８と可動シーブ２９との間にＶ字形状の溝Ｍ２が形成されている。
【００２８】
また、この可動シーブ２９をセカンダリシャフト２２の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ２９と固定シーブ２８とを接近・離隔させる油圧サーボ機構３０が設けられている。この油圧サーボ機構３０は、油圧室（図示せず）と、油圧室の油圧によりセカンダリシャフト２２の軸線方向に動作し、かつ、可動シーブ２９に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。上記構成のプライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ２４に、無端状のベルト３１が巻き掛けられている。
【００２９】
前記ベルト式無段変速機７とデファレンシャル８との間の動力伝達経路には、セカンダリシャフト２２と相互に平行なインターミディエイトシャフト３９が設けられている。インターミディエイトシャフト３９にはカウンタドリブンギヤ４０とファイナルドライブギヤ４１とが形成されている。前記セカンダリシャフト２２にはカウンタドライブギヤ４２が形成され、カウンタドライブギヤ４２とカウンタドリブンギヤ４０とが噛み合わされている。
【００３０】
一方、前記デファレンシャル８はリングギヤ４３を有し、ファイナルドライブギヤ４１とリングギヤ４３とが噛み合わされている。また、リングギヤ４３はデフケース（図示せず）の外周に形成され、このデフケースの内部には複数のピニオンギヤ（図示せず）が取り付けられている。このピニオンギヤには２つのサイドギヤ（図示せず）が噛み合わされている。２つのサイドギヤには別個にフロントドライブシャフト４４が接続され、各フロントドライブシャフト４４には、車輪（前輪）４５が接続されている。
【００３１】
図３は、図２に示す車両Ｖｅの制御系統を示すブロック図である。車両Ｖｅの全体を制御する電子制御装置１０４が設けられており、この電子制御装置１０４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）、および記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）、および入出力インターフェースを主体とするマイクロコンピュータにより構成されている。
【００３２】
この電子制御装置１０４に対しては、イグニッションスイッチ１０５Ａの信号、エンジン回転数センサ１０５の信号、アクセル開度センサ１０６の信号、スロットル開度センサ１０７の信号、ブレーキペダルの操作状態を検知するブレーキスイッチ１０８の信号、シフトレバー１１４の操作状態を検出するシフトポジションセンサ１０９の信号、プライマリプーリ２３の回転数を検出する入力回転数センサ１１０の信号、セカンダリプーリ２４の回転数を検出する出力回転数センサ１１１の信号などが入力される。
【００３３】
また、電子制御装置１０４に対しては、加速度センサ６２の信号、インプットシャフト９の回転数を検出するタービン回転数センサ６３の信号、エアコンスイッチ６３Ａの信号、ケーシング４の内部および油圧制御装置６４の油圧回路を流れるオイルの温度を検知する油温センサ８０の信号、車輪回転速度センサ８１の信号、ステアリングホイールの操舵状態を検知する操舵角センサ８２の信号、エンジン１の冷却水温を検知する冷却水温センサ８３の信号、車両Ｖｅが位置している道路の勾配を検知する勾配検知センサ８４の信号、油圧センサ８５の信号などが入力される。
【００３４】
前記シフトポジションセンサ１０９の信号に基づいて、シフトレバー１１４の操作により、駆動ポジションまたは非駆動ポジションのいずれが選択されているかが検知される。ここで、駆動ポジションとは、エンジン１から車輪４５に至るドライブトレーンの状態、具体的には、インプットシャフト９とプライマリシャフト２１との間の状態を、動力伝達をおこなうことの可能な状態に制御するポジションを意味している。これに対して、非駆動ポジションとは、インプットシャフト９とプライマリシャフト２１との間の状態を、動力伝達をおこなうことの不可能な状態に制御するポジションを意味している。この実施例では、駆動ポジションとして、Ｄ（ドライブ）ポジション、Ｂ（ブレーキ）ポジション、Ｒ（リバース）ポジションを選択することができる。
【００３５】
この実施例では、非駆動ポジションとして、Ｎ（ニュートラル）ポジション、Ｐ（パーキング）ポジションを選択することができる。駆動ポジションのうち、ＤポジションおよびＢポジションが前進ポジションであり、Ｒポジションが後進ポジションである。前進ポジションとは、エンジン１の動力を車輪４５に伝達した場合に、車両Ｖｅを前進させる方向の駆動力が発生するポジションを意味している。後進ポジションとは、エンジン１の動力を車輪４５に伝達した場合に、車両Ｖｅを後進させる方向の駆動力が発生するポジションを意味している。
【００３６】
また、入力回転数センサ１１０の信号、出力回転数センサ１１１の信号に基づいて、ベルト式無段変速機７の変速比を演算することができ、出力回転数センサ１１１の信号に基づいて車速を演算することができる。
【００３７】
また電子制御装置１０４からは、電子制御装置１０４に入力される各種の信号や、電子制御装置１０４に記憶されているデータに基づいて、燃料噴射制御装置１１２を制御する信号、点火時期制御装置１１３を制御する信号、油圧制御装置６４を制御する信号、電子スロットルバルブ１１５を制御する信号、制動装置１１６を制御する信号が出力される。上記の油圧制御装置６４としては、各種の構成を採用することができる。以下の、油圧制御装置６４の実施例を順次説明する。
【００３８】
（第１実施例）
前記油圧制御装置６４の第１実施例を、図１に基づいて説明する。この第１実施例は、請求項１ないし４の発明に対応する。まず、第１オイルポンプ（メインオイルポンプ）５０および第２オイルポンプ（サブオイルポンプ）５１が設けられている。また、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１を駆動する回転装置５２が設けられている。この回転装置５２としては、エンジン１および電動機５３のうちの少なくとも一方が挙げられる。この電動機５３は、車両の駆動力源（原動機）としての機能を有するもの、または、車両の駆動力源としての機能を有しないもの、のいずれでもよい。
【００３９】
すなわち、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１を、共にエンジン１で駆動する構成または、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１を、共に電動機５３で駆動する構成を採用することができる。また、第１オイルポンプ５０をエンジン１で駆動し、第２オイルポンプ５１を電動機５３で駆動する構成を採用してもよい。さらに、第１オイルポンプ５０を電動機５３で駆動し、第２オイルポンプ５１をエンジン１で駆動する構成を採用してもよい。
【００４０】
第１オイルポンプ５０は、吸込口５４および吐出口５５を有しており、第２オイルポンプ５１は吸込口５６および吐出口５７を有している。まず、第１オイルポンプ５０の吐出口５５は、油路５８を経由してプライマリレギュレータバルブ７０に接続されている。プライマリレギュレータバルブ７０は、軸線方向に動作可能なスプール７１と、スプール７１を軸線方向の一方に付勢する弾性部材７２とを有している。スプール７１には、ランド部７１Ａ，７１Ｂが形成されている。
【００４１】
また、プライマリレギュレータバルブ７０は、ドレーンポート７５、フィードバックポート７６、信号圧室９０を有している。また、油路５８は、第１オイル必要部７８およびドレーンポート７５に接続されており、ランド部７１Ｂにより油路５８とドレーンポートとの間の開度が制御される。なお、第１オイル必要部７８としては、油圧サーボ機構２７，３０が挙げられる。また、油路５８とフィードバックポート７６とを連通する油路７９が形成されており、油路７９にはオリフィス８０が設けられている。さらに、前記弾性部材７２は信号圧室９０に配置され、信号圧室９０には油路９１が接続されている。油路９１にはオリフィス９２が設けられている。
【００４２】
さらにドレーンポート７５には、油路９３を介して、第２オイル必要部７８Ａと、セカンダリレギュレータバルブ９４とが接続されている。第２オイル必要部７８Ａとしては、前後進切り換え機構６のクラッチＣＬおよびブレーキＢＲの係合圧を制御する油圧室、ロックアップクラッチ１５の係合圧を制御する油圧室などが挙げられる。これに対して、セカンダリレギュレータバルブ９４は、軸線方向に動作可能なスプール９５と、スプール９５を軸線方向の一方に付勢する弾性部材９６とを有している。また、スプール９５は、ランド部１２０，１２１，１２２，１２３，１２４を有している。
【００４３】
さらにセカンダリレギュレータバルブ９４は、入力ポート１２５，１２６と、ドレーンポート１２７，１２８，１２９とを有している。入力ポート１２５と、油路９３およびドレーンポート１２７，１２９とが接続され、入力ポート１２５とドレーンポート１２７，１２９との間の開度が、ランド部１２１，１２２により制御される。ドレーンポート１２９には、油路１３０を介して潤滑油必要部１３１が接続されている。潤滑油必要部１３１としては、前後進切り換え機構６の一部を構成する遊星歯車機構３２、ベルト式無段変速機６の一部を構成するベルト３１などが挙げられる。
【００４４】
一方、入力ポート１２６とドレーンポート１２８とが接続されており、入力ポート１２６とドレーンポート１２８との間の開度が、ランド部１２３により制御される。また、ランド部１２０に臨んでフィードバックポート１３２が形成されており、フィードバックポート１３２と油路９３とが、油路１３３により接続されている。この油路１３３にはオリフィス１３４が設けられている。さらに、ランド部１２４に臨んで信号圧ポート１３５が形成され、信号圧ポート１３５には油路１３６が接続されている。この油路１３６にはオリフィス１３７が形成されている。
【００４５】
さらに、前記ドレーンポート１２７，１２８には油路１３８が接続されており、油路１３８と、第１オイルポンプ５０の吸込口５４，および第２オイルポンプ５１の吸込口５６とが接続されている。さらにまた、吸込口５４，５６はストレーナ１３９を介してオイルパン１４０に接続されている。前記第２オイルポンプ５１の吐出口５７と、セカンダリレギュレータバルブ９４の入力ポート１２６とが油路１４１により接続されている。
【００４６】
さらに、油路１４１にはチェックバルブ１４２が接続されている。チェックバルブ１４２は、相互に連通する油路１４３，１４４と、油路１４３と油路１４４との間に形成されたポート１４５と、ポート１４５を開閉する弁体１４６と、弁体を所定方向に付勢する弾性部材１４７とを有している。弾性部材１４７は油圧室１４７Ａに配置されており、油圧室１４７Ａと油路１４３とが連通されている。そして、油路１４１と油路１４４とが接続され、油路５８と油路１４３とが接続されている。
【００４７】
つぎに、図１に示す油圧回路の作用を説明する。まず、回転装置５２の動力が第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１に伝達されると、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１が駆動される。すると、オイルパン１４０のオイルが、ストレーナ１３９を経由して第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１に吸い込まれるとともに、油路５８，１４１へオイルが吐出される。
【００４８】
油路５８，１４１のうち、油路５８に供給されたオイルは、プライマリレギュレータバルブ７０に供給される。プライマリレギュレータバルブ７０においては、スプール７１の動作に関わりなく、油路５８のオイルが第１オイル必要部７８に供給される。また、油路５８の油圧は油路７９を経由してフィードバックポート７６に作用し、フィードバックポート７６の油圧がランド部７１Ａに作用する。
【００４９】
一方、油路９１を経由して信号圧室９０に信号圧が入力される。この信号圧は、電子制御装置１０４により制御されており、その信号圧がランド部７１Ｂに作用する。また、弾性部材７２の付勢力が、ランド部７１Ｂに作用する。ここで、弾性部材７２の付勢力の向きと、信号圧に対応してランド部７１Ｂに作用する付勢力の向きとが同じ（図１において上向き）である。さらに、弾性部材７２の付勢力の向き、および信号圧に対応してランド部７１Ｂに作用する付勢力の向きと、フィードバックポート７６の油圧に対応してランド部７１Ａに作用する付勢力の向きとが逆である。
【００５０】
そして、弾性部材７２の付勢力、および信号圧に対応する付勢力と、フィードバックポート７６の油圧に対応する付勢力との対応関係により、スプール７１が軸線方向に動作する。具体的には、油路５８とドレーンポート７５との間の開度が、ランド部７１Ｂにより狭められた場合は、油路５８から油路９３に供給されるオイル量が低下する。したがって、油路５８におけるオイル量が増加して、油路５８の油圧が上昇する。
【００５１】
この油路５８の油圧の上昇にともない、フィードバックポート７６に作用する油圧が高まると、スプール７１が図１において下向きに動作し、油路５８とドレーンポート７５との開度が広がる。その結果、油路５８に供給されるオイル量のうち、油路５８で消費されるオイル量を除いた余剰量のオイルが、油路９３に供給される。その結果、油路５８のオイル量の増加が抑制され、油路５８の油圧の上昇が抑制される。このようにして、油路５８のオイル量が、プライマリレギュレータバルブ７０の機能により調整され、油路５８の油圧（ライン圧）が制御される。
【００５２】
さらに、油路９３に供給されたオイルの一部は第２オイル必要部７８Ａに供給されるとともに、油路９３のオイルの一部はセカンダリレギュレータバルブ９４に送られる。このセカンダリレギュレータバルブ９４においては、油路１３６を経由して信号圧ポート１３５に信号圧が入力される。この信号圧は電子制御装置１０４により制御される。そして、信号圧に対応する付勢力がランド部１２４に作用する。また、弾性部材９６の付勢力がランド部１２３に作用する。そして、信号圧に対応してランド部１２４に作用する付勢力の向きと、弾性部材９６からランド部１２３に作用する付勢力の向きとは同じ（図１において上向き）である。
【００５３】
そして、油路９３にオイルが供給されると、油路９３の油圧が油路１３３を経由してフィードバックポート１３２に作用する。フィードバックポート１３２の油圧に対応してランド部１２０に付勢力が作用する。ここで、信号圧に対応してランド部１２４に作用する付勢力の向き、および弾性部材９６からランド部１２３に作用する付勢力の向きと、フィードバックポート１３２の油圧に対応してランド部１２０に作用する付勢力の向きとが逆になる。このため、セカンダリレギュレータバルブ９４においては、信号圧に対応してランド部１２４に作用する付勢力、および弾性部材９６からランド部１２３に作用する付勢力と、フィードバックポート１３２の油圧に対応してランド部１２０に付勢力との対応関係に応じて、スプール９５が軸線方向に動作する。
【００５４】
以下、セカンダリレギュレータバルブ９４の作用を説明する。まず、油路５８、第１オイル必要部７８、油路９３、第２オイル必要部７８Ａを含む油圧回路において、必要オイル量に対して、実際に供給されるオイルの流量が不足している場合について説明する。このように、油路９３に供給されるオイル量が少なくなると、フィードバックポート１３２の油圧が低下する。すると、スプール９５が図１において上向きに動作し、入力ポート１２５とドレーンポート１２７との間の開度が、ランド部１２１により狭められる。このため、油路９３から油路１３８にドレーンされるオイル量が少なくなる。また、入力ポート１２５とドレーンポート１２９との間の開度が、ランド部１２２により狭められる。このため、油路９３から、油路１３０および潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量が低下する。
【００５５】
ところで、前記第２オイルポンプ５１から吐出されたオイルは、油路１４１を経由して、セカンダリレギュレータバルブ９４の入力ポート１２６、およびチェックバルブ１４２の油路１４４に供給されている。ここで、前記スプール９５の上向きの動作により、入力ポート１２６とドレーンポート１２８との間の開度が狭められる。つまり、油路１４１から油路１３８にドレーンされるオイル量が少なくなる。
【００５６】
一方、チェックバルブ１４２においては、弾性部材１４７の付勢力が弁体１４６に作用している。また、油路５８の油圧が、油路１４３を経由して油圧室１４７Ａに作用している。すなわち、弾性部材１４７の付勢力、および油圧室１４７Ａの油圧に対応する付勢力が、弁体１４６に対して同じ向きに作用している。そして、油路１４１の油圧に対応して弁体１４６に作用する付勢力よりも、弾性部材１４７の付勢力、および油圧室１４７Ａの油圧に対応する付勢力の方が大きい場合は、ポート１４５が閉じられる。このため、第２オイルポンプ５１から油路１４１へ供給されるオイル量の増加により、油路１４１の油圧が上昇する。
【００５７】
そして、油路１４１の油圧に対応して弁体１４６に作用する付勢力の方が、弾性部材１４７の付勢力、および油圧室１４７Ａの油圧に対応する付勢力よりも大きくなった場合は、弁体１４６が図１において右向きに動作する。その結果、ポート１４５が開放されて、油路１４１のオイルが、チェックバルブ１４２を経由して油路５８に供給される。このような作用により、第１オイル必要部７８および第２オイル必要部７８Ａにおけるオイル不足を解消できる。
【００５８】
ところで、第１オイル必要部７８および第２オイル必要部７８Ａで必要なオイル量に対して、実際に供給されるオイル量が過剰となった場合は、油路９３の油圧が上昇して、フィードバックポート１３２に作用する油圧が上昇する。すると、スプール９５が図１において下向きに動作する。このスプール９５の下向きの動作により、入力ポート１２５とドレーンポート１２７との間の開度が広がり、油路９３のオイルの一部が、油路１３８を経由して吸込口５４，５６に戻される。また、このスプール９５の下向きの動作により、入力ポート１２５とドレーンポート１２９との間の開度が広がり、油路９３から潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量が増加する。なお、油路１３０，１３８の油圧は、油路５８の油圧よりも低い。
【００５９】
このように、油路９３のオイルを、油路１３０，１３８にドレーンする流量を、セカンダリレギュレータバルブ９４の機能により調整することにより、油路９３の油圧（セカンダリ圧）を制御している。ところで、セカンダリレギュレータバルブ９４のスプール９５が、図１の下向きに動作すると、入力ポート１２６とドレーンポート１２８との間の開度が広がり、油路１４１から油路１３８にドレーンされるオイル量が増加する。その結果、油路１４１の油圧が低下して、弁体１４６が図１において左向きに動作する。つまり、チェック弁１４２のポート１４５が閉じられ、第２オイルポンプ５１から吐出されたオイルが、油路５８に供給されなくなる。
【００６０】
以上のように、図１に示す油圧制御装置６４においては、第１オイル必要部７８および第２オイル必要部７８Ａにおけるオイル必要量と、実際に供給されるオイル量との対応関係とに基づいて、チェック弁１４２が動作して、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１のうち、少なくとも第１オイルポンプ５０から吐出されたオイルを、第１オイル必要部７８および第２オイル必要部７８Ａに供給して、必要オイル量に対する実際の供給量の過不足を抑制できる。
【００６１】
また、セカンダリレギュレータバルブ９４の本来の機能、具体的には、油路９３の油圧を制御するためのスプール９５の動作を利用して、油路１４１の油圧が変化し、第２オイルポンプ５１から吐出されるオイルの供給先を切り換えることができる。特に、セカンダリレギュレータバルブ９４自体が、オイルの供給先を切り換える切換装置としての機能を兼備しているため、オイルの供給先を切り換える専用の切換装置（例えば、電磁弁、バルブなど）と、切換装置の動作を制御する切換装置用の切換制御装置とを、専用に設ける必要がなく、油圧制御装置６４を構成する部品点数の増加を抑制することができる。
【００６２】
さらに、第２オイルポンプ５１から吐出されたオイルを、油路１４１、油路１３８を介して、再度、吸込口５６に戻す場合に、第２オイルポンプ５１の駆動に必要なトルクを、第２オイルポンプ５１から吐出されたオイルを、油路１４１、油路５８を介して、第１オイル必要部７８、第２オイル必要部７８Ａに供給する場合のトルクよりも、低減させることができる。さらに、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１、油路５８、油路９３、油路１３８などを含む油圧回路において、オイルの流れ方向に、プライマリレギュレータバルブ７０とセカンダリレギュレータバルブ９４とが直列に配置されており、オイルの流れ方向で、プライマリレギュレータバルブ７０の上流に配置されている油路５８よりも、プライマリレギュレータバルブ７０よりも下流に配置されている油路９３の油圧変化に応じて、チェックバルブ１４２の動作を制御する。このため、チェックバルブ１４２の動作の切換えが、油路５８の油圧に影響することを抑制できる。
【００６３】
ここで、この第１実施例の構成と、発明の構成との対応関係を説明すれば、プライマリレギュレータバルブ７０が、この発明の第１圧力制御弁に相当し、吐出部５５が、この発明の第１のオイル吐出部に相当し、吐出部５７が、この発明の第２のオイル吐出部に相当し、ドレーンポート１２８が、この発明の第１ドレーンポートに相当し、ドレーンポート１２７，１２９が、この発明の第２ドレーンポートに相当し、油路５８が、この発明の第１油路に相当し、油路９３が、この発明の第２油路に相当し、油路１４１が、この発明の第３油路に相当し、チェックバルブ１４２が、この発明のチェックバルブに相当する。
【００６４】
また、セカンダリレギュレータバルブ９４が、この発明の第２圧力制御弁に相当し、第２オイルポンプ５１がこの発明の「所定のオイルポンプ」に相当し、第１オイルポンプ５０がこの発明の「その他のオイルポンプ」に相当し、エンジン１および電動機５３が、この発明の駆動力源に相当する。
【００６５】
（第２実施例）
油圧制御装置６４の第２実施例を図４に基づいて説明する。第２実施例において、第１実施例と同じ構成については、第１実施例と同じ符号を付してその説明を省略する。第１実施例と第２実施例と比較すると、セカンダリレギュレータバルブ９４を含む油圧回路の構成が異なる。この第２実施例では、セカンダリレギュレータバルブ９４のドレーンポート１２７，１２８が、油路１５０を経由して潤滑油必要部１３１に接続されている。これに対して、ドレーンポート１２９が油路１３８に接続されている。
【００６６】
この第２実施例においても、第１実施例と同様の構成については、第１実施例と同様の作用効果を得られる。さらに、この第２実施例の作用を、第１駆動状態および第２駆動状態に分けて説明する。これらの駆動状態は、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１を、エンジン１または電動機５３のいずれで駆動するかを意味する。
【００６７】
［第１駆動状態］
この第１駆動状態は、第１オイルポンプ５０をエンジン１の動力により駆動し、第２オイルポンプ５１を電動機５３の動力により駆動する駆動状態を意味する。さらに、この第１駆動状態を、第１の場合ないし第３の場合に分けて、その作用を説明する。
【００６８】
▲１▼第１の場合
この第１の場合は、油路５８，９３で必要なオイル量に対して、実際に供給されるオイル量が不足している場合を意味する。なお、この第１の場合の具体例としては、エンジン１が駆動しているが、ベルト式無段変速機６で急変速がおこなわれるために、駆動される第１オイルポンプ５０の吐出オイル量だけでは、必要オイル量を賄うことができないケースや、第１オイルポンプ５０を駆動するエンジン１が停止して、第１オイルポンプ５０からオイルが吐出されなくなるケースなどが挙げられる。
【００６９】
この第１の場合においては、油路９３の油圧が低くなり、フィードバックポート１３２に作用する油圧が低くなる。このため、図４においてスプール５４が上向きに動作し、入力ポート１２５とドレーンポート１２７との間の開度が狭められる。したがって、油路９３から油路１５０にドレーンされるオイル量が少なくなる。また、スプール５４が上向きに動作すると、入力ポート１２５とドレーンポート１２９との間の開度が狭められ、油路９３から油路１３８に供給されるオイル量が低下する。さらに、スプール５４が上向きに動作すると、入力ポート１２６とドレーンポート１２８との間の開度が狭められ、油路１４１から油路１５０にドレーンされるオイル量が少なくなる。このため、油路１４１の油圧が上昇する。そして、油路１４１の油圧が所定油圧以上になると、第１実施例と同様の原理により、チェックバルブ１４２のポート１４５が開放されて、油路１４１のオイルが油路５８，９３に供給される。このようにして、油路５８，９３におけるオイル量の不足が抑制される。
【００７０】
この第１の場合では、エンジン１が停止している時には、第１オイルポンプ５０が停止し、第２オイルポンプ５１の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となる。また、エンジン１が運転されている時に、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となる。
【００７１】
▲２▼第２の場合
この第２の場合は、油路５８，９３で必要なオイル量に対して、十分なオイル量が実際に供給されているが、潤滑油必要部１３１でオイル不足が生じている場合を意味する。この場合は、油路９３の油圧が上昇し、フィードバックポート１３２の油圧も上昇する。このため、スプール９５が図４において下向きに動作し、入力ポート１２５とドレーンポート１２７との開度が広がる。このため、油路９３から潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量が増加する。
【００７２】
また、スプール９５が下向きに動作すると、入力ポート１２５とドレーンポート１２９との間の開度が広がり、油路９３から油路１３８にドレーンされるオイル量が増加する。さらに、スプール５４が下向きに動作すると、入力ポート１２６とドレーンポート１２８との間の開度が広がり、油路１４１から潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量が増加する。
【００７３】
このようにして、潤滑油必要部１３１におけるオイル不足が抑制される。なお、油路１４１のオイルが油路１５０に供給されると、油路１４１の油圧が低下するため、油路１４１のオイルは油路５８には供給されない。この第２の場合においては、第１オイルポンプ５０の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となり、第２オイルポンプ５１の負荷は、潤滑必要部１３１に供給する潤滑油圧を得るための負荷となる。
【００７４】
▲３▼第３の場合
この第３の場合は、油路５８，９３で必要なオイル量に対して、十分なオイル量が実際に供給されており、潤滑油必要部１３１におけるオイル量も十分である場合を意味する。この第３の場合は、第２オイルポンプ５１の駆動を停止する。したがって、第２オイルポンプ５１を駆動する電動機５３の駆動トルクを低減できる。なお、その他の作用は第２の場合と同じである。この第３の場合においては、第１オイルポンプ５０の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となる。
【００７５】
［第２駆動状態］
この第２駆動状態は、第２オイルポンプ５１をエンジン１の動力により駆動し、第１オイルポンプ５０を電動機５３の動力により駆動する駆動状態を意味する。この第２駆動状態を、第１の場合および第２の場合に分けて、その作用を説明する。この第１の場合および第２の場合の意味は、前述と同じである。
【００７６】
▲１▼第１の場合
この第１の場合は、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１が駆動し、両方のオイルポンプ５０，５１の吐出オイルが、油路５８，９３に供給される。エンジン１および電動機５３の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となる。なお、エンジン１が停止している場合は、第２オイルポンプ５１が停止する。その他の作用は、第１駆動状態の第１の場合と同じである。
【００７７】
▲２▼第２の場合
この第２の場合においては、第１オイルポンプ５０のオイルが油路５８，９３に供給される。また、第２オイルポンプ５１のオイルが、潤滑必要部１３１に供給される。したがって、電動機５３の負荷は、油路５８のライン圧に対応する負荷となり、エンジン１の負荷は、潤滑油の供給圧に対応する負荷となる。
【００７８】
ここで、第２実施例の構成と、この発明の構成との対応関係は、第１実施例の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。
【００７９】
（第３実施例）
前記油圧制御装置６４の第３実施例を図５に基づいて説明する。第３実施例において、第１実施例の構成と同じ構成については、第１実施例と同じ符号を付してその説明を省略する。この第３実施例においては、油路１３０であって、潤滑油必要部１３１とドレーンポート１２９との間にオリフィス１５１が設けられている。また、油路９３から分岐する油路１５２が設けられており、油路１５２が潤滑油必要部１５３に接続されている。また、油路１５２にはオリフィス１５４が設けられている。
【００８０】
さらに、油路１５２であって、潤滑油必要部１５３とオリフィス１５４との間と、油路１３０であって、潤滑油必要部１３１とオリフィス１５１との間を接続する油路１５５が設けられている。この油路１５５にはオリフィス１５６が設けられている。この第３実施例においては、複数の潤滑油必要部１３１，１５３が設けられており、潤滑油必要部１３１としては、ベルト式無段変速機７のベルト３１が挙げられ、潤滑油必要部１５３としては、前後進切り換え機構６の遊星歯車機構３２が挙げられる。
【００８１】
この第３実施例においても、第１実施例と同様の構成については、第１実施例と同様の作用効果が生じる。つぎに、駆動力源としての回転装置５２の回転数と、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１の負荷と、潤滑油必要部１３１，１５３に対するオイルの供給量との関係を説明する。
【００８２】
（低回転・低負荷の場合）
まず、駆動力源の回転数が低回転数であり、かつ、駆動力源の負荷が低負荷である場合について説明する。この場合は、潤滑油必要部１３１，１５１における潤滑油必要量は少ない。また、セカンダリレギュレータバルブ９４の信号圧ポート１３５に入力される信号圧は、低く設定される。このため、油路９３の油圧は低く、油路１５２に供給されるオイル量も少ない。また、第１オイルポンプ５０から油路９３に供給されるオイルで、油路９３の目標オイル量を達成することができるため、スプール９５が下向きに動作し、油路９３のオイルは油路１３０，１３８へドレーンされる。さらに、油路１４１のオイルも油路１３８にドレーンされて、第２オイルポンプ５１の負荷が低下する。
【００８３】
（低回転・高負荷の場合）
つぎに、駆動力源の回転数が低回転数であり、かつ、駆動力源の負荷が高負荷である場合について説明する。この場合は、ベルト式無段変速機７のトルク容量、前後進切り換え機構６のトルク容量を高めるために、セカンダリレギュレータバルブ９４の信号圧ポート１３５に入力される信号圧が、低回転・低負荷の場合の信号圧よりも高く設定される。すると、油路９３の油圧が高く、油路９３の油圧を元圧として、油路９３から、潤滑油必要部１５３に供給されるオイルの量は多くなる。この時、第１オイルポンプ５０から油路９に供給されるオイル量は少なく、油路９３でオイル不足が生じる。このため、油路９３から油路１３０，１３８にドレーンされるオイル量を少なくしようとして、スプール９５が図５において上向きに動作し、ドレーンポート１２７，１２９の開度が狭められる。この動作により、油路１４１と油路１３８との間の開度が、ランド部１２３により狭められ、第２オイルポンプ５１から油路５８，９３に供給されるオイル量が増加する。この場合、第２オイルポンプ５１の負荷が高まる。
【００８４】
（高回転・低負荷の場合）
つぎに、駆動力源の回転数が高回転数であり、かつ、駆動力源の負荷が低負荷である場合について説明する。この場合は、信号圧ポート１３５に入力される信号圧が低く制御される。そのため、油路９３の油圧は低く、油路９３から潤滑油必要部１５３に供給されるオイル量が少なくなる。また、第１オイルポンプ５０は高速回転で駆動されるため、第１オイルポンプ５０から吐出されるオイル量は多い。したがって、第１オイルポンプ５０から吐出されるオイルで、油路９３の目標オイル量を得られる。このため、油路９３のオイルがドレーンポート１２９からドレーンされて、潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量が増加する。
【００８５】
（高回転・高負荷の場合）
つぎに、駆動力源の回転数が高回転数であり、かつ、駆動力源の負荷が高負荷である場合について説明する。この場合は、油路９３の油圧が高く、油路９３の油圧を元圧として、油路９３から潤滑油必要部１５３に供給されるオイル量は多くなる。また、第１オイルポンプ５０は高速回転で駆動され、第１オイルポンプ５０の吐出オイル量も多いため、油路９３に十分な量のオイルが供給される。このため、スプール９５が図５において下向きに動作し、油路９３のオイルは油路１３０にドレーンされて、油路９３から潤滑油必要部１３１に供給されるオイル量は増加する。
【００８６】
なお、この第３実施例においては、オリフィス１５１，１５４，１５６の開口面積の設定により、潤滑油必要部１３１と潤滑油必要部１５３とに供給されるオイル量のバランスが決定される。また、第３実施例の構成と、この発明の構成との対応関係は、第１実施例の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。
【００８７】
（第４実施例）
前記油圧制御装置６４の第４実施例を、図６に基づいて説明する。この第４実施例において、第１実施例と同じ構成については、第１実施例と同じ符号を付して、その構成の説明を省略する。この第４実施例においては、ドレーンポート１２８に油路１５０を経由して潤滑油必要部１３１が接続されている。油路１５０にはオリフィス１５７が設けられている。また、ドレーンポート１２７には、油路１５８を経由して潤滑油必要部１５３が接続されている。油路１５８にはオリフィス１５９が設けられている。さらに、油路１５０であって、オリフィス１５７と潤滑油必要部１３１との間と、油路１５８であって、オリフィス１５９と潤滑油必要部１５３との間を接続する油路１６０が設けられている。この油路１６０にはオリフィス１６１が設けられている。
【００８８】
この第４実施例において、油路５８および油路９３に供給されるオイルの流量が不足した場合は、第１実施例と同様の作用により、入力ポート１２５とドレーンポート１２７，１２９との間の開度が狭められる。したがって、第１実施例と同様にして、油路５８，９３におけるオイル不足が抑制される。
【００８９】
これに対して、油路５８および油路９３に供給されるオイルの流量が十分である場合は、第１実施例と同様の作用により、入力ポート１２５とドレーンポート１２７，１２９との間の開度が広げられる。その結果、スプール５４が、図６において下向きに動作する。したがって、油路１４１のオイルが油路１５０を経由して潤滑油必要部１３１に供給される。このため、第２オイルポンプ５１を駆動するためのトルクが低減される。
【００９０】
（第５実施例）
油圧制御装置６４の第５実施例を、図７に基づいて説明する。図７の構成において、図１の構成と同じ構成については、図１と同じ符号を付して、図７の構成の説明を省略する。この第５実施例においては、プライマリレギュレータバルブ７０の他に、セカンダリレギュレータバルブ１６２およびターシャリレギュレータバルブ１６３を有している。まず、セカンダリレギュレータバルブ１６２は、軸線方向に動作自在なスプール１６４と、スプール１６４を軸線方向の一方に向けて付勢する弾性部材１６５とを有している。スプール１６４はランド部１６６，１６７，１６８を有している。
【００９１】
また、セカンダリレギュレータバルブ１６２は、入力ポート１６９，１７０と、ドレーンポート１７１，１７２と、フィードバックポート１７３と、信号圧ポート１７４とを有している。そして、スプール１６４の動作により、入力ポート１６９とドレーンポート１７１との間の開度が、ランド部１６７により制御され、入力ポート１７０とドレーンポート１７２との間の開度が、ランド部１６８により調整される。さらに、油路１３３とフィードバックポート１７３とが接続され、油路１３６と信号圧ポート１７４とが接続されている。
【００９２】
さらにまた、弾性部材１６５の付勢力と、信号圧ポート１７４の油圧に対応する付勢力とが、ランド部１６８に対して同じ向き、つまり、図７において上向きに作用する。これに対して、フィードバックポート１７３の油圧に対応する付勢力が、弾性部材１６５の付勢力と、信号圧ポート１７４の油圧に対応する付勢力とは逆向き、つまり、図７において下向きに、ランド部１６６に作用する。このように構成されたセカンダリレギュレータバルブ１６２は、フィードバックポート１７３の油圧に対応する付勢力と、弾性部材１６５の付勢力、および信号圧ポート１７４の油圧に対応する付勢力との対応関係に基づいて、スプール１６４が軸線方向に動作する。なお、セカンダリレギュレータバルブ１６２の入力ポート１７０には、前記油路１４１が接続されている。
【００９３】
つぎに、ターシャリレギュレータバルブ１６３について説明する。まず、ターシャリレギュレータバルブ１６３は、軸線方向に動作自在なスプール１７５と、スプール１７５を軸線方向の一方に向けて付勢する弾性部材１７６とを有している。スプール１７５はランド部１７７，１７８，１７９を有している。また、ターシャリレギュレータバルブ１６３は、入力ポート１８０，１８１と、ドレーンポート１８２，１８３と、フィードバックポート１８４と、信号圧ポート１８５Ａとを有している。そして、スプール１７５の動作により、入力ポート１８０とドレーンポート１８２との間の開度が、ランド部１７８により制御される。また、スプール１７５の動作により、入力ポート１８１とドレーンポート１８３との間の開度が、ランド部１７９により制御される。
【００９４】
一方、前記セカンダリレギュレータバルブ１６２のドレーンポート１７１と、ターシャリレギュレータバルブ１６３の入力ポート１８０とを接続する油路１８５が形成されており、この油路１８５には第３オイル必要部１８６が接続されている。また、油路１８５とフィードバックポート１８４とを接続する油路１８７が形成され、油路１８７にはオリフィス１８８が設けられている。さらに、前記セカンダリレギュレータバルブ１６２のドレーンポート１７２と、ターシャリレギュレータバルブ１６３の入力ポート１８１とを接続する油路１８９が形成されている。そして、油路１８９と油路１８５とを接続する油路１９０が形成されているとともに、油路１９０にはチェックバルブ１９１が設けられている。チェックバルブ１９１は、油路１８５のオイルが油路１８９に流れることを防止する機能を有している。また、チェックバルブ１９１は、油路１８５の油圧と油路１８９の油圧との関係に基づいて、油路１８９のオイルを油路１８５に供給する機能を有している。
【００９５】
前記信号圧ポート１８５Ａには油路１９２が接続され、油路１９２にはオリフィス１９３が設けられている。そして、信号圧ポート１８５Ａの油圧に対応する付勢力と、弾性部材１７６の付勢力とが、ランド部１７９に対して同じ方向、つまり、図７において上向きに作用する。これに対して、フィードバックポート１８４の油圧に対応する付勢力が、弾性部材１７６の付勢力と、信号圧ポート１８５Ａの油圧に対応する付勢力とは逆向き、つまり、図７において下向きに、ランド部１７７に作用する。
【００９６】
このように構成されたターシャリレギュレータバルブ１６３は、フィードバックポート１８４の油圧に対応する付勢力と、弾性部材１７６の付勢力、および信号圧ポート１８５Ａの油圧に対応する付勢力との対応関係に基づいて、スプール１７５が軸線方向に動作する。なお、ターシャリレギュレータバルブ１６３のドレーンポート１８３は、油路１３８を経由して第１オイルポンプ５０の吸込口５４、および第２オイルポンプ５１の吸込口５６に接続されている。このように、第５実施例においては、油路５８，９３，１８５、ドレーンポート１８２により構成される回路内に、３つのプライマリレギュレータバルブ７０、セカンダリレギュレータバルブ１６２、ターシャリレギュレータバルブ１６３が、オイルの流れ方向に直列に配置されている。
【００９７】
つぎに、第５実施例の作用効果を説明する。第５実施例において、第１実施例と同じ構成部分については、第１実施例と同じ作用効果が生じる。また、第５実施例において、油路５８，９３で必要なオイル量に対して、第１オイルポンプ５０から油路５８，９３に供給される実際のオイル量が不足している場合について説明する。この場合、油路９３の油圧が低く、フィードバックポート１７３に作用する油圧も低い。このため、セカンダリレギュレータバルブ１６２のスプールプル１６４が、図７において上向きに動作する。
【００９８】
このようにして、油路５８，９３とドレーンポート１７１との間の開度は、ランド部７１Ｂにより狭められ、油路９３から油路１８５に供給されるオイル量が低下する。このため、油路９３の油圧も低く、フィードバックポート１７３の油圧に対応する付勢力と、弾性部材１６５の付勢力および信号圧ポート１７４の油圧に対応する付勢力とのバランスにより、セカンダリレギュレータバルブ１６２のスプール１６４は、図７において上向きに動作する。したがって、入力ポート１７０とドレーンポート１７２との間の開度が、ランド部１６８によって狭められる。
【００９９】
その結果、油路１４１の油圧が上昇して、チェックバルブ１４２のポート１４５が開放され、油路１４１のオイルが油路５８，９３に供給される。このようにして、油路５８，９３におけるオイル不足が抑制される。そして、油路９３の油圧が上昇すると、フィードバックポート１７３に作用する油圧も上昇し、スプール１６４が図７において下向きに動作する。その結果、油路９３のオイルがドレーンポート１７１を経由して、油路１８５に供給される。
【０１００】
そして、油路９３に供給されるオイル量が十分となった場合、つまり、油路９３の油圧が所定圧を越えた場合は、フィードバックポート１７３に作用する油圧が上昇して、セカンダリレギュレータバルブ１６２のスプール１６４が、図７において下向きに動作する。すると、入力ポート１６９とドレーンポート１７１との間の開度が広がり、油路９３から第３オイル必要部１８６に供給されるオイル量が増加する。また、入力ポート１７０とドレーンポート１７２との間の開度が広がり、油路１４１から油路１８９に供給されるオイル量が増加する。
【０１０１】
油路１８５で必要なオイル量よりも、第１オイルポンプ５０から油路５８，９３，１８５に供給されるオイル量の方が少ない場合は、ターシャリレギュレータバルブ１６３のフィードバックポート１８４に作用する油圧が低く、ターシャリレギュレータバルブ１６３のスプール１７５が動作して、入力ポート１８０とドレーンポート１８２との間の開度が、ランド部１７８により狭められる。これに伴い、入力ポート１８１とドレーンポート１８３との間の開度が、ランド部１７９により狭められる。したがって、油路１８９からドレーンポート１８３にドレーンされるオイル量が低下する。
【０１０２】
このようにして、油路１８９の油圧が上昇すると、チェックバルブ１９１が開放される。すなわち、油路１８５でオイル不足が生じており、油路１８５の油圧が低い場合は、チェックバルブ１９１が開放されて、油路１８９のオイルが油路１８５に供給され、油路１８５のオイル不足が抑制される。
【０１０３】
そして、油路１８５のオイル量が十分となった場合は、フィードバックポート１８４に作用する油圧が上昇して、スプール１７５が図７において下向きに動作する。油路１４１のオイルが、油路１８９およびドレーンポート１８３を経由して、油路１３８にドレーンされる。このようにして、油路１８９の油圧が低下すると、チェックバルブ１９１が閉じられて、油路１８９のオイルは油路１８５に供給されなくなる。
【０１０４】
このように、第５実施例においては、第２オイルポンプ５１のオイルの供給先を、チェックバルブ１４２，１９１を介して、油路５８または、油路１８９，１８５，１３８のいずれか一方に、選択的に切り換えることができ、油路５８，９３，１８５のオイル不足を抑制できる。そして、第５実施例においては、セカンダリレギュレータバルブ１６２の機能に基づいて、第２オイルポンプ５１から吐出されるオイルの供給先が、油路５８または油路１８９に切り換えられる。したがって、第１実施例と同様の効果を得られる。なお、油路１４１のオイルが、油路１８９を経由して油路１３８，１８５に供給される場合は、第２オイルポンプ５１を駆動するためのトルクが低減される。
【０１０５】
ここで、この第５実施例の構成とこの発明の構成との対応関係を説明すれば、ドレーンポート１７２が、この発明の第１ドレーンポートに相当し、ドレーンポート１７１が、この発明の第２ドレーンポートに相当し、セカンダリレギュレータバルブ１６２が、この発明の第２制御弁に相当する。この第５実施例のその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、第１実施例の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。
【０１０６】
【発明の効果】
以上説明したように請求項１の発明によれば、第２油路の油圧により第２圧力制御弁が動作して、第３油路が第１ドレーンポートに連通され、かつ、第２油路が第２ドレーンポートに連通されるため、部品点数の増加を抑制できる。また、チェックバルブは、第３油路の油圧が上昇すると開放されるとともに、第３油路の油圧が低下すると閉じられる。
【０１０７】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、第２圧力制御弁は、第２油路の油圧または第２油路におけるオイル量に基づいて動作し、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量を制御する。
【０１０８】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、第２油路の油圧が低下すると、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなり、第２油路の油圧が上昇すると、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加する。
【０１０９】
請求項４の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、第２圧力制御弁は、第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が不足している場合に、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作する。また、第２圧力制御弁は、第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が過剰となった場合に、第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する。
【０１１０】
請求項５の発明によれば、請求項１ないし４のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、複数のオイルポンプが、複数の駆動力源の動力により別々に駆動されるため、非駆動となるオイルポンプを駆動する駆動力源の負荷を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 この発明の油圧制御装置の第１実施例を示す模式図である。
【図２】 この発明を適用できる車両のパワートレーンの一例を示すスケルトン図である。
【図３】 図２に示す車両の制御系統を示すブロック図である。
【図４】 この発明の油圧制御装置の第２実施例を示す模式図である。
【図５】 この発明の油圧制御装置の第３実施例を示す模式図である。
【図６】 この発明の油圧制御装置の第４実施例を示す模式図である。
【図７】 この発明の油圧制御装置の第５実施例を示す模式図である。
【符号の説明】
１…エンジン、 ５０…第１オイルポンプ、 ５１…第２オイルポンプ、 ５３…電動機、 ５４，５６…吸込口、 ５５，５７…吐出部、 ６４…油圧制御装置、 ７０…プライマリレギュレータバルブ、 ９４，１６２…セカンダリレギュレータバルブ、 １３８，１４１，１８５，１８９…油路、 １６３…ターシャリレギュレータバルブ、 １８２…ドレーンポート、 １８６…第３オイル必要部。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device used as an actuator for controlling operation of an operation member of a power transmission device of a vehicle and operation members of various industrial machines.
[0002]
[Prior art]
In general, in a vehicle power transmission device, the power transmitted between the driving force source and the wheels is controlled by controlling the operation of the operation member, and the operation of the operation member is controlled. A hydraulic control device is known as an actuator for controlling. An example of this hydraulic control device is described in JP-A-5-26334.
[0003]
The hydraulic control device described in this publication is a hydraulic control device used for a belt-type continuously variable transmission, and this hydraulic control device has an oil pump. The oil pump has a main port and subports (a plurality of discharge portions), and is configured such that oil discharged from the main port is supplied to the primary control valve via an oil passage. A secondary control valve is connected to the primary control valve. Further, a switching valve (switching device) is provided that selectively switches the supply destination of oil discharged from the subport to either the primary control valve or the suction port (oil supply unit) of the oil pump. Furthermore, a switching control valve for controlling the operation of the switching valve is provided. A control unit is provided as an electronic control system for controlling the hydraulic control device, and various sensor signals are input to the control unit. On the other hand, the control unit outputs a switching signal for controlling the switching control valve, a signal for controlling the secondary control valve, and the like.
[0004]
Then, the oil discharged from the main port is supplied to the primary control valve, and the primary pressure on the output side of the primary control valve is controlled by adjusting the flow rate of the oil discharged from the primary control valve. Furthermore, the secondary pressure of the oil passage between the primary control valve and the secondary pressure control valve is controlled by adjusting the flow rate of the oil discharged from the secondary control valve.
[0005]
On the other hand, a port flow rate that is a flow rate of oil discharged from the main port is calculated. Also, it is used for the entire belt type continuously variable transmission based on the secondary pressure according to the transmission torque of the belt type continuously variable transmission, the primary pressure according to the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission, the amount of lubricating oil, etc. The oil flow rate is calculated. Then, the port flow rate and the use flow rate are compared, the switching control valve is controlled based on the comparison result, and the switching valve operates. Specifically, when the use flow rate is higher than the port flow rate, the switching valve operates so as to shut off between the subport and the oil pump inlet, and the oil discharged from the subport becomes the primary flow rate. Supplied to the control valve and the secondary control valve. On the other hand, when the port flow rate is higher than the working flow rate, the switching valve operates to a position where the sub port communicates with the suction port of the oil pump, and oil discharged from the sub port is discharged. Returned to the oil pump inlet. By such control, the excess or deficiency of the supplied oil amount with respect to the oil use flow rate is suppressed.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the hydraulic control device described in the above publication, it is necessary to provide a dedicated switching control valve in order to switch the operation of the switching valve, resulting in an increase in the number of parts.
[0007]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object thereof is to provide a hydraulic control device capable of suppressing an increase in the number of parts.
[0008]
[Means for Solving the Problem and Action]
  In order to achieve the above object, the invention of claim 1 discharges oil.A first oil discharge portion and a second oil discharge portion, a first oil passage to which oil is supplied from the first oil discharge portion, and the oil in the first oil passage to the second oil passage. The first pressure control valve for controlling the hydraulic pressure of the first oil passage, the third oil passage to which the oil discharged from the second oil discharge portion is supplied, the third oil passage and the first oil passage A check valve provided between the oil passage and opened when the oil pressure of the third oil passage increases, and closed when the oil pressure of the third oil passage decreases, and the third oil passage selectively A first drain port communicated withIn the hydraulic control device,The third oil passage is selectively communicated with the first drain port by operating with the second drain port with which the second oil passage is selectively communicated with the oil pressure of the second oil passage. There is provided a second pressure control valve for controlling the oil pressure of the oil passage and for controlling the oil pressure of the second oil passage by communicating the second oil passage with the second drain port.It is characterized by this.
[0009]
  ClaimAccording to the invention of Item 1, the oil discharged from the first oil discharge portion is supplied to the first oil passage, the first pressure control valve discharges the oil in the first oil passage to the second oil passage, The oil pressure in the first oil passage is controlled. Further, the oil discharged from the second oil discharge portion is supplied to the third oil passage. The second pressure control valve is operated by the oil pressure of the second oil passage, the third oil passage is selectively communicated with the first drain port, the oil pressure of the third oil passage is controlled, and the second oil The path is communicated with the second drain port to control the hydraulic pressure of the second oil path. The check valve is opened when the oil pressure in the third oil passage increases, and is closed when the oil pressure in the third oil passage decreases..
[0012]
  ClaimThe invention of claim 2 is the invention of claim 1.In addition to the configuration,2 pressure systemThe control valve operates based on the oil pressure in the second oil passage or the oil amount in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portFor controlling the amount of oilIs completeIt is characterized by this.
[0013]
  ClaimAccording to invention of Claim 2, of Claim 1In addition to the effects similar to the invention,2 pressure systemThe control valve operates based on the oil pressure in the second oil passage or the oil amount in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portControl the amount of oil that is produced.
[0014]
  ClaimItem 3Invention claimsItem 2In addition to the configuration,2 pressure systemWhen the oil pressure in the second oil passage decreases, the control valveDischarged from the third oil passage to the first drain portWhen the oil pressure in the second oil passage rises,Discharged from the third oil passage to the first drain portTo increase the amount of oilThis configurationIt is characterized by.
[0015]
  ClaimItem 3According to the invention, the claimItem 2In addition to the same effect as the invention, when the oil pressure in the second oil passage decreases,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portWhen the amount of oil to be discharged decreases and the oil pressure in the second oil passage increases,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIncreased oil volume.
[0016]
  ClaimIn addition to the structure of claim 2, the invention of claim 4Said2 pressure systemWhen the amount of oil actually supplied to the second oil passage is insufficient with respect to the required oil amount in the second oil passage,The amount of oil discharged from the third oil passage to the first drain port is reduced,When the amount of oil actually supplied to the second oil passage is excessive with respect to the required oil amount in the second oil passage,The configuration is such that the amount of oil discharged from the third oil passage to the first drain port increases.
  ClaimItem 4According to the invention, the claimItem 2In addition to the effects similar to the invention,2 pressure systemWhen the amount of oil actually supplied to the second oil passage is insufficient with respect to the required amount of oil in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIt works to reduce the amount of oil that is lost. The second2 pressure systemWhen the oil amount actually supplied to the second oil passage becomes excessive with respect to the required oil amount in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIt works to increase the amount of oil that is added.
[0017]
  ClaimItem 5The invention does not have claim 14In addition to any configuration, beforeFirstA predetermined oil pump having an oil discharge part;The secondAnother oil pump having an oil discharge portion and a plurality of driving force sources that are driving force sources of the vehicle are provided, and the predetermined oil pump is driven by the power of the predetermined driving force source, The other oil pump is configured to be driven by the power of the driving force source other than the driving force source.
[0018]
  ClaimItem 5According to the invention, there is no claim 14In addition to the same effects as any of the inventions, the load of the driving force source that drives the non-driven oil pump is reduced because the plurality of oil pumps are driven separately by the power of the plurality of driving force sources. Is done.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, a specific example of the hydraulic control device of the present invention will be described with reference to the drawings. This hydraulic control device can be used, for example, as an actuator for controlling an operation member of a vehicle power transmission device. An example of a vehicle power train that can use the hydraulic control device will be described with reference to FIG. The vehicle Ve shown in FIG. 2 is an FF vehicle (front engine / front drive; front-wheel drive vehicle for engine front), and the engine 1 is used as a driving force source of the vehicle Ve. The engine 1 is a power device that outputs power by combustion of fuel. In this embodiment, a case where a gasoline engine is used as the engine 1 will be described.
[0020]
A transaxle 3 is provided on the output side of the engine 1. The transaxle 3 has a hollow casing 4 inside which a torque converter 5, a forward / reverse switching mechanism 6, a belt type continuously variable transmission (CVT) 7, and a differential 8 are provided. . First, the configuration of the torque converter 5 will be described. Inside the casing 4 is provided an input shaft 9 that can rotate around the same axis (not shown) as the crankshaft 2. A turbine runner 10 is provided at the end of the input shaft 9 on the engine 1 side. It is attached.
[0021]
On the other hand, a front cover 12 is connected to the rear end of the crankshaft 2 via a drive plate 11, and a pump impeller 13 is connected to the front cover 12. The turbine runner 10 and the pump impeller 13 are arranged to face each other, and a stator 14 is provided inside the turbine runner 10 and the pump impeller 13. A lockup clutch 15 is provided at the end of the input shaft 9 on the front cover 12 side via a damper mechanism 16. Oil as a working fluid is supplied into a casing (not shown) formed by the front cover 12 and the pump impeller 13 configured as described above.
[0022]
With the above configuration, the power of the engine 1 is transmitted from the crankshaft 2 to the front cover 12. At this time, when the lockup clutch 15 is released, the power of the pump impeller 13 is transmitted to the turbine runner 10 by the kinetic energy of the fluid, and then transmitted to the input shaft 9. Note that the torque transmitted from the pump impeller 13 to the turbine runner 10 can be amplified by the stator 14. On the other hand, when the lockup clutch 15 is engaged, the power of the front cover 12 is transmitted to the input shaft 9 by the frictional force of the lockup clutch 15.
[0023]
The forward / reverse switching mechanism 6 is provided in a power transmission path between the input shaft 9 and the belt type continuously variable transmission 7. The forward / reverse switching mechanism 6 has a planetary gear mechanism 32 of a double pinion type. The planetary gear mechanism 32 includes a sun gear 33 provided at an end of the input shaft 9 on the belt-type continuously variable transmission 7 side, and a ring gear 34 disposed concentrically with the sun gear 33 on the outer peripheral side of the sun gear 33. The pinion gear 35 meshed with the sun gear 33, the pinion gear 36 meshed with the pinion gear 35 and the ring gear 34, and the carrier 37 holding the pinion gear 35 and the pinion gear 36 in a state in which the periphery of the sun gear 33 can revolve integrally. have.
[0024]
The carrier 37 and the primary shaft 21 are connected. In addition, a clutch CL for connecting or disconnecting the power transmission path between the carrier 37 and the input shaft 9 is provided. Furthermore, a brake BR for controlling the rotation and fixation of the ring gear 34 is provided on the casing 4 side. Further, a hydraulic chamber (not shown) for controlling the engagement pressure of the clutch CL and a hydraulic chamber (not shown) for controlling the engagement pressure of the brake BR are provided.
[0025]
The belt type continuously variable transmission 7 includes a primary shaft 21 that is concentrically disposed with the input shaft 9 and a secondary shaft 22 that is disposed in parallel with the primary shaft 21. A primary pulley 23 is provided on the primary shaft 21, and a secondary pulley 24 is provided on the secondary shaft 22 side. The primary pulley 23 has a fixed sheave 25 fixed to the primary shaft 21 and a movable sheave 26 configured to be movable in the axial direction of the primary shaft 21. A V-shaped groove M <b> 1 is formed between the fixed sheave 25 and the movable sheave 26.
[0026]
Further, a hydraulic servo mechanism 27 is provided to move the movable sheave 26 and the fixed sheave 25 closer to and away from each other by operating the movable sheave 26 in the axial direction of the primary shaft 21. The hydraulic servo mechanism 27 includes a hydraulic chamber (not shown) and a piston (not shown) that operates in the axial direction of the primary shaft 21 according to the hydraulic pressure of the hydraulic chamber and is connected to the movable sheave 26. I have.
[0027]
On the other hand, the secondary pulley 24 has a fixed sheave 28 fixed to the secondary shaft 22 and a movable sheave 29 configured to be movable in the axial direction of the secondary shaft 22. A V-shaped groove M <b> 2 is formed between the fixed sheave 28 and the movable sheave 29.
[0028]
In addition, a hydraulic servo mechanism 30 is provided that moves the movable sheave 29 in the axial direction of the secondary shaft 22 to bring the movable sheave 29 and the fixed sheave 28 closer to or away from each other. The hydraulic servo mechanism 30 includes a hydraulic chamber (not shown) and a piston (not shown) that operates in the axial direction of the secondary shaft 22 by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber and is connected to the movable sheave 29. Yes. An endless belt 31 is wound around the primary pulley 23 and the secondary pulley 24 configured as described above.
[0029]
In the power transmission path between the belt type continuously variable transmission 7 and the differential 8, an intermediate shaft 39 parallel to the secondary shaft 22 is provided. A counter driven gear 40 and a final drive gear 41 are formed on the intermediate shaft 39. A counter drive gear 42 is formed on the secondary shaft 22, and the counter drive gear 42 and the counter driven gear 40 are engaged with each other.
[0030]
On the other hand, the differential 8 has a ring gear 43, and the final drive gear 41 and the ring gear 43 are engaged with each other. The ring gear 43 is formed on the outer periphery of a differential case (not shown), and a plurality of pinion gears (not shown) are attached to the inside of the differential case. Two side gears (not shown) are meshed with the pinion gear. A front drive shaft 44 is separately connected to the two side gears, and a wheel (front wheel) 45 is connected to each front drive shaft 44.
[0031]
FIG. 3 is a block diagram showing a control system of the vehicle Ve shown in FIG. An electronic control unit 104 that controls the entire vehicle Ve is provided. The electronic control unit 104 mainly includes an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage unit (RAM and ROM), and an input / output interface. It is composed of a microcomputer.
[0032]
For this electronic control unit 104, a brake switch that detects the signal of the ignition switch 105A, the signal of the engine speed sensor 105, the signal of the accelerator opening sensor 106, the signal of the throttle opening sensor 107, and the operating state of the brake pedal. 108, the signal of the shift position sensor 109 for detecting the operation state of the shift lever 114, the signal of the input rotation speed sensor 110 for detecting the rotation speed of the primary pulley 23, and the output rotation speed sensor for detecting the rotation speed of the secondary pulley 24. 111 signals and the like are input.
[0033]
For the electronic control unit 104, a signal from the acceleration sensor 62, a signal from the turbine speed sensor 63 for detecting the number of revolutions of the input shaft 9, a signal from the air conditioner switch 63A, the inside of the casing 4, and the hydraulic control unit 64 A signal of an oil temperature sensor 80 that detects the temperature of oil flowing through the hydraulic circuit, a signal of a wheel rotation speed sensor 81, a signal of a steering angle sensor 82 that detects the steering state of the steering wheel, and a coolant temperature that detects the coolant temperature of the engine 1 A signal from the sensor 83, a signal from the gradient detection sensor 84 that detects the gradient of the road on which the vehicle Ve is located, a signal from the hydraulic sensor 85, and the like are input.
[0034]
Based on the signal of the shift position sensor 109, it is detected by the operation of the shift lever 114 whether the drive position or the non-drive position is selected. Here, the drive position controls the state of the drive train from the engine 1 to the wheels 45, specifically, the state between the input shaft 9 and the primary shaft 21 to a state where power can be transmitted. It means the position to do. On the other hand, the non-driving position means a position for controlling the state between the input shaft 9 and the primary shaft 21 to a state in which power transmission cannot be performed. In this embodiment, a D (drive) position, a B (brake) position, and an R (reverse) position can be selected as the drive position.
[0035]
In this embodiment, an N (neutral) position and a P (parking) position can be selected as the non-driving position. Of the drive positions, the D position and the B position are forward positions, and the R position is a reverse position. The forward position means a position where a driving force in the direction of moving the vehicle Ve forward is generated when the power of the engine 1 is transmitted to the wheels 45. The reverse position means a position where a driving force in the direction of moving the vehicle Ve backward is generated when the power of the engine 1 is transmitted to the wheels 45.
[0036]
Further, the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 7 can be calculated based on the signal from the input rotational speed sensor 110 and the signal from the output rotational speed sensor 111, and the vehicle speed can be calculated based on the signal from the output rotational speed sensor 111. It can be calculated.
[0037]
Further, from the electronic control unit 104, a signal for controlling the fuel injection control unit 112 based on various signals input to the electronic control unit 104 and data stored in the electronic control unit 104, and an ignition timing control unit 113. , A signal for controlling the hydraulic control device 64, a signal for controlling the electronic throttle valve 115, and a signal for controlling the braking device 116 are output. Various configurations can be adopted as the hydraulic control device 64 described above. The following embodiments of the hydraulic control device 64 will be sequentially described.
[0038]
(First embodiment)
A first embodiment of the hydraulic control device 64 will be described with reference to FIG. This first embodiment corresponds to the first to fourth aspects of the invention. First, a first oil pump (main oil pump) 50 and a second oil pump (sub oil pump) 51 are provided. Further, a rotating device 52 that drives the first oil pump 50 and the second oil pump 51 is provided. Examples of the rotating device 52 include at least one of the engine 1 and the electric motor 53. The electric motor 53 may be either one having a function as a driving force source (prime mover) of the vehicle or one not having a function as a driving force source of the vehicle.
[0039]
That is, a configuration in which both the first oil pump 50 and the second oil pump 51 are driven by the engine 1 or a configuration in which both the first oil pump 50 and the second oil pump 51 are driven by the electric motor 53 can be employed. . Alternatively, a configuration in which the first oil pump 50 is driven by the engine 1 and the second oil pump 51 is driven by the electric motor 53 may be employed. Furthermore, a configuration in which the first oil pump 50 is driven by the electric motor 53 and the second oil pump 51 is driven by the engine 1 may be employed.
[0040]
The first oil pump 50 has a suction port 54 and a discharge port 55, and the second oil pump 51 has a suction port 56 and a discharge port 57. First, the discharge port 55 of the first oil pump 50 is connected to the primary regulator valve 70 via the oil passage 58. The primary regulator valve 70 includes a spool 71 operable in the axial direction, and an elastic member 72 that urges the spool 71 in one axial direction. The spool 71 is formed with land portions 71A and 71B.
[0041]
Further, the primary regulator valve 70 has a drain port 75, a feedback port 76, and a signal pressure chamber 90. The oil passage 58 is connected to the first oil required portion 78 and the drain port 75, and the opening degree between the oil passage 58 and the drain port is controlled by the land portion 71B. In addition, as the 1st oil required part 78, the hydraulic servo mechanisms 27 and 30 are mentioned. In addition, an oil passage 79 that connects the oil passage 58 and the feedback port 76 is formed, and the orifice 80 is provided in the oil passage 79. Further, the elastic member 72 is disposed in the signal pressure chamber 90, and an oil passage 91 is connected to the signal pressure chamber 90. An orifice 92 is provided in the oil passage 91.
[0042]
Furthermore, the drain port 75 is connected to the second oil required portion 78 </ b> A and the secondary regulator valve 94 via the oil passage 93. Examples of the second oil required portion 78A include a hydraulic chamber that controls the engagement pressure of the clutch CL and the brake BR of the forward / reverse switching mechanism 6, a hydraulic chamber that controls the engagement pressure of the lockup clutch 15. On the other hand, the secondary regulator valve 94 includes a spool 95 operable in the axial direction and an elastic member 96 that urges the spool 95 in one axial direction. The spool 95 has land portions 120, 121, 122, 123, 124.
[0043]
Further, the secondary regulator valve 94 has input ports 125 and 126 and drain ports 127, 128 and 129. The input port 125 is connected to the oil passage 93 and the drain ports 127 and 129, and the opening between the input port 125 and the drain ports 127 and 129 is controlled by the land portions 121 and 122. The drain port 129 is connected to a lubricating oil required portion 131 via an oil passage 130. Examples of the lubricating oil required portion 131 include a planetary gear mechanism 32 that forms part of the forward / reverse switching mechanism 6, and a belt 31 that forms part of the belt-type continuously variable transmission 6.
[0044]
On the other hand, the input port 126 and the drain port 128 are connected, and the opening between the input port 126 and the drain port 128 is controlled by the land portion 123. A feedback port 132 is formed facing the land portion 120, and the feedback port 132 and the oil passage 93 are connected by an oil passage 133. The oil passage 133 is provided with an orifice 134. Further, a signal pressure port 135 is formed facing the land portion 124, and an oil passage 136 is connected to the signal pressure port 135. An orifice 137 is formed in the oil passage 136.
[0045]
Further, an oil passage 138 is connected to the drain ports 127 and 128, and the oil passage 138 is connected to the suction port 54 of the first oil pump 50 and the suction port 56 of the second oil pump 51. . Furthermore, the suction ports 54 and 56 are connected to the oil pan 140 via the strainer 139. The discharge port 57 of the second oil pump 51 and the input port 126 of the secondary regulator valve 94 are connected by an oil passage 141.
[0046]
Further, a check valve 142 is connected to the oil passage 141. The check valve 142 includes oil passages 143 and 144 communicating with each other, a port 145 formed between the oil passage 143 and the oil passage 144, a valve body 146 that opens and closes the port 145, and a valve body in a predetermined direction. And an elastic member 147 to be urged. The elastic member 147 is disposed in the hydraulic chamber 147A, and the hydraulic chamber 147A and the oil passage 143 communicate with each other. The oil passage 141 and the oil passage 144 are connected, and the oil passage 58 and the oil passage 143 are connected.
[0047]
Next, the operation of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 will be described. First, when the power of the rotating device 52 is transmitted to the first oil pump 50 and the second oil pump 51, the first oil pump 50 and the second oil pump 51 are driven. Then, the oil in the oil pan 140 is sucked into the first oil pump 50 and the second oil pump 51 via the strainer 139, and the oil is discharged to the oil passages 58 and 141.
[0048]
Of the oil passages 58 and 141, the oil supplied to the oil passage 58 is supplied to the primary regulator valve 70. In the primary regulator valve 70, the oil in the oil passage 58 is supplied to the first oil required portion 78 regardless of the operation of the spool 71. The oil pressure in the oil passage 58 acts on the feedback port 76 via the oil passage 79, and the oil pressure in the feedback port 76 acts on the land portion 71A.
[0049]
On the other hand, the signal pressure is input to the signal pressure chamber 90 via the oil passage 91. This signal pressure is controlled by the electronic control unit 104, and the signal pressure acts on the land portion 71B. Further, the urging force of the elastic member 72 acts on the land portion 71B. Here, the direction of the urging force of the elastic member 72 and the direction of the urging force acting on the land portion 71B corresponding to the signal pressure are the same (upward in FIG. 1). Furthermore, the direction of the urging force of the elastic member 72, the direction of the urging force acting on the land portion 71B corresponding to the signal pressure, and the direction of the urging force acting on the land portion 71A corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 76 Is the opposite.
[0050]
Then, the spool 71 operates in the axial direction by the correspondence relationship between the biasing force of the elastic member 72 and the biasing force corresponding to the signal pressure and the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 76. Specifically, when the opening between the oil passage 58 and the drain port 75 is narrowed by the land portion 71B, the amount of oil supplied from the oil passage 58 to the oil passage 93 decreases. Accordingly, the amount of oil in the oil passage 58 increases and the oil pressure in the oil passage 58 increases.
[0051]
When the oil pressure acting on the feedback port 76 increases as the oil pressure in the oil passage 58 increases, the spool 71 operates downward in FIG. 1 and the opening between the oil passage 58 and the drain port 75 increases. As a result, of the amount of oil supplied to the oil passage 58, an excess amount of oil excluding the amount of oil consumed in the oil passage 58 is supplied to the oil passage 93. As a result, an increase in the amount of oil in the oil passage 58 is suppressed, and an increase in the oil pressure in the oil passage 58 is suppressed. In this way, the amount of oil in the oil passage 58 is adjusted by the function of the primary regulator valve 70, and the oil pressure (line pressure) in the oil passage 58 is controlled.
[0052]
Further, a part of the oil supplied to the oil passage 93 is supplied to the second oil required portion 78A, and a part of the oil in the oil passage 93 is sent to the secondary regulator valve 94. In the secondary regulator valve 94, the signal pressure is input to the signal pressure port 135 via the oil passage 136. This signal pressure is controlled by the electronic control unit 104. An urging force corresponding to the signal pressure acts on the land portion 124. Further, the biasing force of the elastic member 96 acts on the land portion 123. The direction of the urging force acting on the land portion 124 corresponding to the signal pressure and the direction of the urging force acting on the land portion 123 from the elastic member 96 are the same (upward in FIG. 1).
[0053]
When oil is supplied to the oil passage 93, the oil pressure of the oil passage 93 acts on the feedback port 132 via the oil passage 133. A biasing force is applied to the land portion 120 corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 132. Here, the direction of the urging force acting on the land portion 124 corresponding to the signal pressure, the direction of the urging force acting on the land portion 123 from the elastic member 96, and the land portion 120 corresponding to the oil pressure of the feedback port 132. The direction of the applied urging force is reversed. Therefore, in the secondary regulator valve 94, the urging force acting on the land portion 124 corresponding to the signal pressure, the urging force acting on the land portion 123 from the elastic member 96, and the land pressure corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 132. The spool 95 operates in the axial direction in accordance with the correspondence with the urging force of the portion 120.
[0054]
Hereinafter, the operation of the secondary regulator valve 94 will be described. First, in the hydraulic circuit including the oil passage 58, the first oil necessary portion 78, the oil passage 93, and the second oil necessary portion 78A, the flow rate of the oil actually supplied is insufficient with respect to the required oil amount. Will be described. As described above, when the amount of oil supplied to the oil passage 93 decreases, the hydraulic pressure of the feedback port 132 decreases. Then, the spool 95 operates upward in FIG. 1, and the opening between the input port 125 and the drain port 127 is narrowed by the land portion 121. For this reason, the amount of oil drained from the oil passage 93 to the oil passage 138 is reduced. In addition, the opening between the input port 125 and the drain port 129 is narrowed by the land portion 122. For this reason, the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the oil passage 130 and the lubricating oil required portion 131 decreases.
[0055]
Incidentally, the oil discharged from the second oil pump 51 is supplied to the input port 126 of the secondary regulator valve 94 and the oil path 144 of the check valve 142 via the oil path 141. Here, the opening between the input port 126 and the drain port 128 is narrowed by the upward operation of the spool 95. That is, the amount of oil drained from the oil passage 141 to the oil passage 138 is reduced.
[0056]
On the other hand, in the check valve 142, the urging force of the elastic member 147 acts on the valve body 146. In addition, the oil pressure of the oil passage 58 acts on the hydraulic chamber 147A via the oil passage 143. That is, the urging force of the elastic member 147 and the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 147A act on the valve body 146 in the same direction. When the biasing force of the elastic member 147 and the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 147A are larger than the biasing force acting on the valve body 146 corresponding to the oil pressure of the oil passage 141, the port 145 is Closed. For this reason, the oil pressure of the oil passage 141 rises due to the increase in the amount of oil supplied from the second oil pump 51 to the oil passage 141.
[0057]
When the urging force acting on the valve body 146 corresponding to the oil pressure of the oil passage 141 becomes larger than the urging force of the elastic member 147 and the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 147A, The body 146 moves to the right in FIG. As a result, the port 145 is opened, and the oil in the oil passage 141 is supplied to the oil passage 58 via the check valve 142. By such an action, the oil shortage in the first oil necessary portion 78 and the second oil necessary portion 78A can be solved.
[0058]
By the way, when the amount of oil actually supplied exceeds the amount of oil required by the first oil required portion 78 and the second oil required portion 78A, the oil pressure of the oil passage 93 rises and feedback is performed. The hydraulic pressure acting on the port 132 increases. Then, the spool 95 operates downward in FIG. The downward operation of the spool 95 increases the opening between the input port 125 and the drain port 127, and a part of the oil in the oil passage 93 is returned to the suction ports 54 and 56 via the oil passage 138. . Further, the downward movement of the spool 95 increases the opening between the input port 125 and the drain port 129, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 131 increases. The oil pressure in the oil passages 130 and 138 is lower than the oil pressure in the oil passage 58.
[0059]
In this way, the oil pressure (secondary pressure) of the oil passage 93 is controlled by adjusting the flow rate of draining the oil in the oil passage 93 to the oil passages 130 and 138 by the function of the secondary regulator valve 94. By the way, when the spool 95 of the secondary regulator valve 94 operates downward in FIG. 1, the opening between the input port 126 and the drain port 128 increases, and the amount of oil drained from the oil passage 141 to the oil passage 138 increases. To do. As a result, the oil pressure in the oil passage 141 decreases, and the valve body 146 moves to the left in FIG. That is, the port 145 of the check valve 142 is closed, and the oil discharged from the second oil pump 51 is not supplied to the oil passage 58.
[0060]
As described above, in the hydraulic control device 64 shown in FIG. 1, based on the correspondence between the required oil amount in the first oil required portion 78 and the second oil required portion 78A and the actually supplied oil amount. The check valve 142 is operated, and at least the oil discharged from the first oil pump 50 out of the first oil pump 50 and the second oil pump 51 is supplied to the first oil necessary portion 78 and the second oil necessary portion 78A. By supplying, it is possible to suppress the excess or deficiency of the actual supply amount relative to the required oil amount.
[0061]
Further, by utilizing the original function of the secondary regulator valve 94, specifically, the operation of the spool 95 for controlling the oil pressure of the oil passage 93, the oil pressure of the oil passage 141 changes and the second oil pump 51 The supply destination of the oil to be discharged can be switched. In particular, since the secondary regulator valve 94 itself has a function as a switching device for switching the oil supply destination, a dedicated switching device (for example, a solenoid valve, a valve, etc.) for switching the oil supply destination, and the switching device. It is not necessary to provide a dedicated switching control device for the switching device that controls the operation of the above, and an increase in the number of parts constituting the hydraulic control device 64 can be suppressed.
[0062]
Further, when the oil discharged from the second oil pump 51 is returned to the suction port 56 again via the oil passage 141 and the oil passage 138, the torque necessary for driving the second oil pump 51 is The oil discharged from the oil pump 51 can be reduced more than the torque when the oil is supplied to the first oil required portion 78 and the second oil required portion 78A via the oil passage 141 and the oil passage 58. Further, in the hydraulic circuit including the first oil pump 50 and the second oil pump 51, the oil passage 58, the oil passage 93, the oil passage 138, etc., the primary regulator valve 70 and the secondary regulator valve 94 are connected in series in the oil flow direction. In accordance with the change in the oil pressure of the oil passage 93 arranged downstream of the primary regulator valve 70 in the oil flow direction, rather than the oil passage 58 arranged upstream of the primary regulator valve 70 in the oil flow direction. The operation of the check valve 142 is controlled. For this reason, switching of the operation of the check valve 142 can be suppressed from affecting the oil pressure of the oil passage 58.
[0063]
  Here, the correspondence between the configuration of the first embodiment and the configuration of the invention will be described.1 pressure systemIt corresponds to the valveThe discharge part 55 corresponds to the first oil discharge part of the present invention, and the discharge part 57 corresponds to the second oil discharge part of the present invention.Equivalent to the oil discharge sectionThe drain port 128 corresponds to the first drain port of the present invention, the drain ports 127 and 129 correspond to the second drain port of the present invention, and the oil passage 58The oil passage 93 corresponds to the first oil passage of the present invention, and the oil passage 93 corresponds to the second oil passage of the present invention.Road 141 isThis corresponds to the third oil passage of the present invention, and the check valve 142 corresponds to the check valve of the present invention.
[0064]
  Further, the secondary regulator valve 94 is the first of the present invention.2 pressure control valveThe second oil pump 51 corresponds to the “predetermined oil pump” of the present invention, the first oil pump 50 corresponds to the “other oil pump” of the present invention, and the engine 1 and the electric motor 53 correspond to the present invention. This corresponds to a driving force source.
[0065]
(Second embodiment)
A second embodiment of the hydraulic control device 64 will be described with reference to FIG. In the second embodiment, the same components as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals as those of the first embodiment, and the description thereof is omitted. Compared with the first embodiment and the second embodiment, the configuration of the hydraulic circuit including the secondary regulator valve 94 is different. In the second embodiment, the drain ports 127 and 128 of the secondary regulator valve 94 are connected to the lubricating oil required portion 131 via the oil passage 150. On the other hand, the drain port 129 is connected to the oil passage 138.
[0066]
Also in the second embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained for the same configuration as that of the first embodiment. Further, the operation of the second embodiment will be described separately for the first drive state and the second drive state. These drive states mean whether the first oil pump 50 and the second oil pump 51 are driven by the engine 1 or the electric motor 53.
[0067]
[First drive state]
The first driving state means a driving state in which the first oil pump 50 is driven by the power of the engine 1 and the second oil pump 51 is driven by the power of the electric motor 53. Further, the operation of the first driving state will be described for the first to third cases.
[0068]
(1) First case
This first case means a case where the amount of oil actually supplied is insufficient with respect to the amount of oil required in the oil passages 58 and 93. As a specific example of the first case, the engine 1 is driven, but since the sudden shift is performed by the belt-type continuously variable transmission 6, the amount of oil discharged from the driven first oil pump 50. Only the case where the required oil amount cannot be covered, and the case where the engine 1 driving the first oil pump 50 stops and the oil is not discharged from the first oil pump 50.
[0069]
In this first case, the oil pressure of the oil passage 93 is lowered, and the oil pressure acting on the feedback port 132 is lowered. Therefore, the spool 54 operates upward in FIG. 4, and the opening between the input port 125 and the drain port 127 is narrowed. Therefore, the amount of oil drained from the oil passage 93 to the oil passage 150 is reduced. Further, when the spool 54 operates upward, the opening between the input port 125 and the drain port 129 is narrowed, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the oil passage 138 decreases. Further, when the spool 54 operates upward, the opening between the input port 126 and the drain port 128 is narrowed, and the amount of oil drained from the oil passage 141 to the oil passage 150 is reduced. For this reason, the oil pressure of the oil passage 141 increases. When the oil pressure in the oil passage 141 becomes equal to or higher than the predetermined oil pressure, the port 145 of the check valve 142 is opened and the oil in the oil passage 141 is supplied to the oil passages 58 and 93 by the same principle as in the first embodiment. . In this way, an oil shortage in the oil passages 58 and 93 is suppressed.
[0070]
In the first case, when the engine 1 is stopped, the first oil pump 50 is stopped, and the load of the second oil pump 51 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58. Further, when the engine 1 is in operation, the load of the first oil pump 50 and the second oil pump 51 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58.
[0071]
(2) Second case
This second case means that a sufficient amount of oil is actually supplied with respect to the amount of oil required in the oil passages 58 and 93, but that there is a shortage of oil in the lubricating oil required portion 131. . In this case, the oil pressure of the oil passage 93 increases and the oil pressure of the feedback port 132 also increases. Therefore, the spool 95 operates downward in FIG. 4 and the opening degree of the input port 125 and the drain port 127 is increased. For this reason, the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 131 increases.
[0072]
Further, when the spool 95 operates downward, the opening between the input port 125 and the drain port 129 increases, and the amount of oil drained from the oil passage 93 to the oil passage 138 increases. Further, when the spool 54 operates downward, the opening between the input port 126 and the drain port 128 increases, and the amount of oil supplied from the oil passage 141 to the lubricating oil required portion 131 increases.
[0073]
In this way, oil shortage in the lubricating oil required portion 131 is suppressed. Note that when the oil in the oil passage 141 is supplied to the oil passage 150, the oil pressure in the oil passage 141 decreases, so the oil in the oil passage 141 is not supplied to the oil passage 58. In this second case, the load of the first oil pump 50 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58, and the load of the second oil pump 51 is used to obtain the lubricating oil pressure supplied to the lubrication required portion 131. Load.
[0074]
(3) Third case
The third case means that a sufficient amount of oil is actually supplied with respect to the amount of oil required in the oil passages 58 and 93 and the amount of oil in the lubricating oil required portion 131 is sufficient. In the third case, the driving of the second oil pump 51 is stopped. Therefore, the driving torque of the electric motor 53 that drives the second oil pump 51 can be reduced. The other actions are the same as in the second case. In the third case, the load of the first oil pump 50 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58.
[0075]
[Second drive state]
This second driving state means a driving state in which the second oil pump 51 is driven by the power of the engine 1 and the first oil pump 50 is driven by the power of the electric motor 53. The operation of the second driving state will be described separately for the first case and the second case. The meanings of the first and second cases are the same as described above.
[0076]
(1) First case
In the first case, the first oil pump 50 and the second oil pump 51 are driven, and the oil discharged from both the oil pumps 50 and 51 is supplied to the oil passages 58 and 93. The load of the engine 1 and the electric motor 53 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58. Note that when the engine 1 is stopped, the second oil pump 51 is stopped. Other actions are the same as in the first case of the first drive state.
[0077]
(2) Second case
In the second case, the oil of the first oil pump 50 is supplied to the oil passages 58 and 93. Further, the oil of the second oil pump 51 is supplied to the lubrication required portion 131. Therefore, the load of the electric motor 53 is a load corresponding to the line pressure of the oil passage 58, and the load of the engine 1 is a load corresponding to the supply pressure of the lubricating oil.
[0078]
  hereThe structure of the second embodimentThe correspondence between the configuration and the configuration of the present invention is the same as the correspondence between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention.
[0079]
(Third embodiment)
A third embodiment of the hydraulic control device 64 will be described with reference to FIG. In the third embodiment, the same components as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals as those of the first embodiment, and the description thereof is omitted. In the third embodiment, an orifice 151 is provided between the lubricating oil required portion 131 and the drain port 129 in the oil passage 130. Further, an oil passage 152 branched from the oil passage 93 is provided, and the oil passage 152 is connected to the lubricating oil required portion 153. The oil passage 152 is provided with an orifice 154.
[0080]
Further, an oil passage 152 is provided between the lubricating oil required portion 153 and the orifice 154, and an oil passage 155 that connects the lubricating oil required portion 131 and the orifice 151 is provided. Yes. The oil passage 155 is provided with an orifice 156. In the third embodiment, a plurality of lubricating oil required portions 131 and 153 are provided. As the lubricating oil required portion 131, the belt 31 of the belt-type continuously variable transmission 7 can be cited, and the lubricating oil required portion 153 is provided. As the planetary gear mechanism 32 of the forward / reverse switching mechanism 6.
[0081]
In the third embodiment, the same effect as that of the first embodiment is produced with respect to the same configuration as that of the first embodiment. Next, the relationship among the rotational speed of the rotating device 52 as a driving force source, the loads of the first oil pump 50 and the second oil pump 51, and the amount of oil supplied to the lubricating oil required portions 131 and 153 will be described.
[0082]
(In the case of low rotation and low load)
First, the case where the rotational speed of the driving force source is low and the load of the driving power source is low will be described. In this case, the required amount of lubricating oil in the lubricating oil required portions 131 and 151 is small. The signal pressure input to the signal pressure port 135 of the secondary regulator valve 94 is set low. For this reason, the oil pressure of the oil passage 93 is low, and the amount of oil supplied to the oil passage 152 is also small. Further, since the oil supplied from the first oil pump 50 to the oil passage 93 can achieve the target oil amount of the oil passage 93, the spool 95 operates downward, and the oil in the oil passage 93 passes through the oil passage 130. , 138. Further, the oil in the oil passage 141 is also drained to the oil passage 138, and the load on the second oil pump 51 is reduced.
[0083]
(In the case of low rotation and high load)
Next, the case where the rotational speed of the driving force source is low and the load of the driving power source is high will be described. In this case, in order to increase the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 7 and the torque capacity of the forward / reverse switching mechanism 6, the signal pressure input to the signal pressure port 135 of the secondary regulator valve 94 is low rotation / low load. It is set higher than the signal pressure in the case of. Then, the oil pressure of the oil passage 93 is high, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 153 increases with the oil pressure of the oil passage 93 as the original pressure. At this time, the amount of oil supplied from the first oil pump 50 to the oil passage 9 is small, and oil shortage occurs in the oil passage 93. Therefore, in order to reduce the amount of oil drained from the oil passage 93 to the oil passages 130 and 138, the spool 95 operates upward in FIG. 5 and the opening degree of the drain ports 127 and 129 is narrowed. By this operation, the opening degree between the oil passage 141 and the oil passage 138 is narrowed by the land portion 123, and the amount of oil supplied from the second oil pump 51 to the oil passages 58 and 93 is increased. In this case, the load on the second oil pump 51 is increased.
[0084]
(In the case of high rotation and low load)
Next, the case where the rotational speed of the driving force source is high and the load of the driving power source is low will be described. In this case, the signal pressure input to the signal pressure port 135 is controlled to be low. Therefore, the oil pressure of the oil passage 93 is low, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 153 is reduced. Further, since the first oil pump 50 is driven at a high speed, the amount of oil discharged from the first oil pump 50 is large. Therefore, the target oil amount of the oil passage 93 can be obtained with the oil discharged from the first oil pump 50. For this reason, the oil in the oil passage 93 is drained from the drain port 129, and the amount of oil supplied to the lubricating oil required portion 131 increases.
[0085]
(In the case of high rotation and high load)
Next, the case where the rotational speed of the driving force source is high and the load of the driving power source is high will be described. In this case, the oil pressure of the oil passage 93 is high, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 153 increases with the oil pressure of the oil passage 93 as the original pressure. Further, since the first oil pump 50 is driven at high speed and the amount of oil discharged from the first oil pump 50 is large, a sufficient amount of oil is supplied to the oil passage 93. For this reason, the spool 95 operates downward in FIG. 5, the oil in the oil passage 93 is drained to the oil passage 130, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the lubricating oil required portion 131 increases.
[0086]
In the third embodiment, the balance of the amount of oil supplied to the lubricating oil required portion 131 and the lubricating oil required portion 153 is determined by setting the opening areas of the orifices 151, 154 and 156. The correspondence relationship between the configuration of the third embodiment and the configuration of the present invention is the same as the correspondence relationship between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention.
[0087]
(Fourth embodiment)
A fourth embodiment of the hydraulic control device 64 will be described with reference to FIG. In this 4th Example, about the same structure as a 1st Example, the same code | symbol as 1st Example is attached | subjected and description of the structure is abbreviate | omitted. In the fourth embodiment, a lubricating oil required portion 131 is connected to the drain port 128 via the oil passage 150. An orifice 157 is provided in the oil passage 150. In addition, the drain port 127 is connected with a lubricating oil necessary portion 153 via an oil passage 158. The oil passage 158 is provided with an orifice 159. Furthermore, an oil passage 150 is provided between the orifice 157 and the lubricating oil required portion 131 and an oil passage 158 that connects the orifice 159 and the lubricating oil required portion 153. Yes. The oil passage 160 is provided with an orifice 161.
[0088]
In the fourth embodiment, when the flow rate of the oil supplied to the oil passage 58 and the oil passage 93 is insufficient, the operation between the input port 125 and the drain ports 127 and 129 is performed by the same operation as the first embodiment. The opening is narrowed. Therefore, the oil shortage in the oil passages 58 and 93 is suppressed as in the first embodiment.
[0089]
On the other hand, when the flow rate of the oil supplied to the oil passage 58 and the oil passage 93 is sufficient, the opening between the input port 125 and the drain ports 127 and 129 is performed by the same operation as in the first embodiment. The degree is expanded. As a result, the spool 54 operates downward in FIG. Therefore, the oil in the oil passage 141 is supplied to the lubricating oil required portion 131 via the oil passage 150. For this reason, the torque for driving the second oil pump 51 is reduced.
[0090]
(5th Example)
A fifth embodiment of the hydraulic control device 64 will be described with reference to FIG. In the configuration of FIG. 7, the same components as those of FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those of FIG. 1, and the description of the configuration of FIG. 7 is omitted. In the fifth embodiment, in addition to the primary regulator valve 70, a secondary regulator valve 162 and a tertiary regulator valve 163 are provided. First, the secondary regulator valve 162 includes a spool 164 that is movable in the axial direction, and an elastic member 165 that biases the spool 164 toward one side in the axial direction. The spool 164 has land portions 166, 167 and 168.
[0091]
The secondary regulator valve 162 has input ports 169 and 170, drain ports 171 and 172, a feedback port 173, and a signal pressure port 174. The opening between the input port 169 and the drain port 171 is controlled by the land portion 167 by the operation of the spool 164, and the opening between the input port 170 and the drain port 172 is adjusted by the land portion 168. Is done. Further, the oil passage 133 and the feedback port 173 are connected, and the oil passage 136 and the signal pressure port 174 are connected.
[0092]
Furthermore, the urging force of the elastic member 165 and the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 174 act on the land portion 168 in the same direction, that is, upward in FIG. On the other hand, the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 173 is opposite to the urging force of the elastic member 165 and the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 174, that is, downward in FIG. Acts on the part 166. The secondary regulator valve 162 configured in this manner is based on the correspondence relationship between the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 173, the biasing force of the elastic member 165, and the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 174. The spool 164 operates in the axial direction. The oil passage 141 is connected to the input port 170 of the secondary regulator valve 162.
[0093]
Next, the tertiary regulator valve 163 will be described. First, the tertiary regulator valve 163 includes a spool 175 that is movable in the axial direction, and an elastic member 176 that biases the spool 175 toward one side in the axial direction. The spool 175 has land portions 177, 178 and 179. The tertiary regulator valve 163 has input ports 180 and 181, drain ports 182 and 183, a feedback port 184, and a signal pressure port 185A. Then, the opening between the input port 180 and the drain port 182 is controlled by the land portion 178 by the operation of the spool 175. Further, the opening between the input port 181 and the drain port 183 is controlled by the land portion 179 by the operation of the spool 175.
[0094]
On the other hand, an oil passage 185 that connects the drain port 171 of the secondary regulator valve 162 and the input port 180 of the tertiary regulator valve 163 is formed, and a third oil required portion 186 is connected to the oil passage 185. ing. An oil passage 187 that connects the oil passage 185 and the feedback port 184 is formed, and the orifice 188 is provided in the oil passage 187. Further, an oil passage 189 that connects the drain port 172 of the secondary regulator valve 162 and the input port 181 of the tertiary regulator valve 163 is formed. An oil passage 190 that connects the oil passage 189 and the oil passage 185 is formed, and a check valve 191 is provided in the oil passage 190. The check valve 191 has a function of preventing the oil in the oil passage 185 from flowing into the oil passage 189. The check valve 191 has a function of supplying oil in the oil passage 189 to the oil passage 185 based on the relationship between the oil pressure in the oil passage 185 and the oil pressure in the oil passage 189.
[0095]
An oil passage 192 is connected to the signal pressure port 185A, and an orifice 193 is provided in the oil passage 192. The urging force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 185A and the urging force of the elastic member 176 act on the land portion 179 in the same direction, that is, upward in FIG. In contrast, the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 184 is opposite to the biasing force of the elastic member 176 and the biasing force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 185A, that is, downward in FIG. Acts on part 177.
[0096]
The tertiary regulator valve 163 configured in this manner is based on the correspondence relationship between the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the feedback port 184, the urging force of the elastic member 176, and the urging force corresponding to the hydraulic pressure of the signal pressure port 185A. Thus, the spool 175 operates in the axial direction. The drain port 183 of the tertiary regulator valve 163 is connected to the suction port 54 of the first oil pump 50 and the suction port 56 of the second oil pump 51 via the oil passage 138. Thus, in the fifth embodiment, the three primary regulator valves 70, the secondary regulator valve 162, and the tertiary regulator valve 163 are oiled in the circuit constituted by the oil passages 58, 93, 185 and the drain port 182. Are arranged in series in the flow direction.
[0097]
Next, the function and effect of the fifth embodiment will be described. In the fifth embodiment, the same function and effect as those of the first embodiment are produced for the same components as those of the first embodiment. Further, in the fifth embodiment, a case where the actual oil amount supplied from the first oil pump 50 to the oil passages 58 and 93 is insufficient with respect to the oil amount required in the oil passages 58 and 93 will be described. . In this case, the oil pressure in the oil passage 93 is low, and the oil pressure acting on the feedback port 173 is also low. For this reason, the spool pull 164 of the secondary regulator valve 162 operates upward in FIG.
[0098]
Thus, the opening between the oil passages 58 and 93 and the drain port 171 is narrowed by the land portion 71B, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the oil passage 185 is reduced. Therefore, the oil pressure in the oil passage 93 is low, and the secondary regulator valve 162 is balanced by the balance between the urging force corresponding to the oil pressure of the feedback port 173 and the urging force of the elastic member 165 and the urging force corresponding to the oil pressure of the signal pressure port 174. The spool 164 operates upward in FIG. Therefore, the opening between the input port 170 and the drain port 172 is narrowed by the land portion 168.
[0099]
As a result, the oil pressure in the oil passage 141 increases, the port 145 of the check valve 142 is opened, and the oil in the oil passage 141 is supplied to the oil passages 58 and 93. In this way, oil shortage in the oil passages 58 and 93 is suppressed. When the oil pressure in the oil passage 93 increases, the oil pressure acting on the feedback port 173 also increases, and the spool 164 operates downward in FIG. As a result, the oil in the oil passage 93 is supplied to the oil passage 185 via the drain port 171.
[0100]
When the amount of oil supplied to the oil passage 93 becomes sufficient, that is, when the oil pressure of the oil passage 93 exceeds a predetermined pressure, the oil pressure acting on the feedback port 173 increases, and the secondary regulator valve 162. The spool 164 operates downward in FIG. Then, the opening degree between the input port 169 and the drain port 171 increases, and the amount of oil supplied from the oil passage 93 to the third oil required portion 186 increases. In addition, the opening between the input port 170 and the drain port 172 increases, and the amount of oil supplied from the oil passage 141 to the oil passage 189 increases.
[0101]
When the amount of oil supplied from the first oil pump 50 to the oil passages 58, 93, 185 is smaller than the amount of oil required in the oil passage 185, the hydraulic pressure acting on the feedback port 184 of the tertiary regulator valve 163. , The spool 175 of the tertiary regulator valve 163 operates, and the opening between the input port 180 and the drain port 182 is narrowed by the land portion 178. Accordingly, the opening between the input port 181 and the drain port 183 is narrowed by the land portion 179. Therefore, the amount of oil drained from the oil passage 189 to the drain port 183 decreases.
[0102]
In this way, when the oil pressure in the oil passage 189 increases, the check valve 191 is opened. That is, when oil shortage occurs in the oil passage 185 and the oil pressure in the oil passage 185 is low, the check valve 191 is opened, the oil in the oil passage 189 is supplied to the oil passage 185, and the oil shortage in the oil passage 185 occurs. Is suppressed.
[0103]
When the amount of oil in the oil passage 185 becomes sufficient, the hydraulic pressure acting on the feedback port 184 increases, and the spool 175 operates downward in FIG. The oil in the oil passage 141 is drained to the oil passage 138 via the oil passage 189 and the drain port 183. In this way, when the oil pressure in the oil passage 189 decreases, the check valve 191 is closed and the oil in the oil passage 189 is not supplied to the oil passage 185.
[0104]
  Thus, in the fifth embodiment, the oil supply destination of the second oil pump 51 is connected to either the oil passage 58 or the oil passages 189, 185, 138 via the check valves 142, 191. It is possible to selectively switch the oil paths 58, 93, 185, and to suppress the oil shortage. In the fifth embodiment, the secondary regulator valve 162Based on the function, the supply destination of the oil discharged from the second oil pump 51 is the oil passage 58 or oil passage 189Can be switched. Therefore, the same effect as the first embodiment can be obtained. When the oil in the oil passage 141 is supplied to the oil passages 138 and 185 via the oil passage 189, the torque for driving the second oil pump 51 is reduced.
[0105]
  Here, the correspondence between the configuration of the fifth embodiment and the configuration of the present invention will be described.The drain port 172 corresponds to the first drain port of the present invention, and the drain port 171 corresponds to the second drain port of the present invention.The secondary regulator valve 162 corresponds to the second control valve of the present invention. The correspondence between the other configurations of the fifth embodiment and the configuration of the present invention is the same as the corresponding relationship between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention.
[0106]
【The invention's effect】
  As described above, according to the invention of claim 1,The second pressure control valve is operated by the hydraulic pressure of the second oil passage, the third oil passage is communicated with the first drain port, and the second oil passage is communicated with the second drain port.Therefore, an increase in the number of parts can be suppressed. AlsoThe check valve is opened when the oil pressure in the third oil passage increases, and is closed when the oil pressure in the third oil passage decreases..
[0107]
  ClaimAccording to invention of Claim 2, of Claim 1In addition to obtaining the same effect as the invention,2 pressure systemThe control valve operates based on the oil pressure in the second oil passage or the oil amount in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portControl the amount of oil that is produced.
[0108]
  ClaimAccording to invention of Claim 3, of Claim 2In addition to obtaining the same effect as the invention, when the oil pressure in the second oil passage decreases,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portWhen the amount of oil to be discharged decreases and the oil pressure in the second oil passage increases,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIncreased oil volume.
[0109]
  ClaimAccording to invention of claim 4, claim 2 of claim 2In addition to obtaining the same effect as the invention,2 pressure systemWhen the amount of oil actually supplied to the second oil passage is insufficient with respect to the required amount of oil in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIt works to reduce the amount of oil that is lost. The second2 pressure systemWhen the oil amount actually supplied to the second oil passage becomes excessive with respect to the required oil amount in the second oil passage,Discharged from the 3rd oil passage to the 1st drain portIt works to increase the amount of oil that is added.
[0110]
  ClaimItem 5According to the invention, there is no claim 14In addition to obtaining the same effect as any invention,Because multiple oil pumps are driven separately by the power of multiple drive power sourcesThe load of the driving force source that drives the non-driven oil pump can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a first embodiment of a hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing an example of a power train of a vehicle to which the present invention can be applied.
FIG. 3 is a block diagram showing a control system of the vehicle shown in FIG.
FIG. 4 is a schematic view showing a second embodiment of the hydraulic control apparatus of the present invention.
FIG. 5 is a schematic view showing a third embodiment of the hydraulic control apparatus of the present invention.
FIG. 6 is a schematic view showing a fourth embodiment of the hydraulic control apparatus of the present invention.
FIG. 7 is a schematic view showing a fifth embodiment of the hydraulic control apparatus of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 50 ... 1st oil pump, 51 ... 2nd oil pump, 53 ... Electric motor, 54, 56 ... Suction port, 55, 57 ... Discharge part, 64 ... Hydraulic control apparatus, 70 ... Primary regulator valve, 94, 162 ... Secondary regulator valve, 138, 141, 185, 189 ... Oil passage, 163 ... Tertiary regulator valve, 182 ... Drain port, 186 ... Third oil required part.

Claims (5)

オイルを吐出する第１のオイル吐出部および第２のオイル吐出部と、前記第１のオイル吐出部からオイルが供給される第１油路と、この前記第１油路のオイルを第２油路に排出して前記第１油路の油圧を制御する第１圧力制御弁と、前記第２のオイル吐出部から吐出されたオイルが供給される第３油路と、この第３油路と前記第１油路との間に設けられ、かつ、前記第３油路の油圧が上昇すると開放されるとともに、第３油路の油圧が低下すると閉じられるチェックバルブと、前記第３油路が選択的に連通される第１ドレーンポートとを有する油圧制御装置において、
前記第２油路が選択的に連通される第２ドレーンポートと、
前記第２油路の油圧により動作して前記第３油路を前記第１ドレーンポートに選択的に連通させて前記第３油路の油圧を制御し、かつ、前記第２油路を前記第２ドレーンポートに連通させて前記第２油路の油圧を制御する第２圧力制御弁と
が設けられていることを特徴とする油圧制御装置。 A first oil discharging part and the second oil discharging part that discharges oil, a first oil passage through which oil is supplied from the first oil discharging part, the oil of the first oil passage second A first pressure control valve that discharges to the oil passage and controls the oil pressure of the first oil passage; a third oil passage that is supplied with oil discharged from the second oil discharge portion; and the third oil passage. And a check valve that is opened when the oil pressure of the third oil passage rises and is closed when the oil pressure of the third oil passage decreases, and the third oil passage A hydraulic control device having a first drain port that is selectively communicated with ,
A second drain port to which the second oil passage is selectively communicated;
The second oil passage is operated by the oil pressure of the second oil passage, and the third oil passage is selectively communicated with the first drain port to control the oil pressure of the third oil passage, and the second oil passage is connected to the first oil passage. A second pressure control valve that communicates with the two drain ports to control the hydraulic pressure of the second oil passage;
Hydraulic control apparatus characterized by is provided. 前記第２圧力制御弁は、前記第２油路の油圧または第２油路におけるオイル量に基づいて動作して、前記第３油路から第１ドレーンポートに排出されるオイル量を制御する構成であることを特徴とする請求項１に記載の油圧制御装置。Before Stories second pressure control valve operates based on the amount of oil in the hydraulic or the second oil passage of the second oil passage, to control the amount of oil discharged to the first drain port from the third oil passage hydraulic control device according to claim 1, characterized in that the configuration. 前記第２圧力制御弁は、前記第２油路の油圧が低下すると、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作し、前記第２油路の油圧が上昇すると、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する構成であることを特徴とする請求項２に記載の油圧制御装置。The second pressure system valve, said the oil pressure in the second oil passage is reduced, the third operates as oil amount discharged to the first drain port through the oil passage is reduced, the second oil 3. The hydraulic control device according to claim 2, wherein when the hydraulic pressure of the road rises, the hydraulic pressure control apparatus operates to increase the amount of oil discharged from the third oil path to the first drain port . 前記第２圧力制御弁は、前記第２油路における必要オイル量に対して、実際に前記第２油路に供給されるオイル量が不足している場合は、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が少なくなるように動作し、前記第２油路における必要オイル量に対して、実際に第２油路に供給されるオイル量が過剰となった場合は、前記第３油路から前記第１ドレーンポートに排出されるオイル量が増加するように動作する構成であることを特徴とする請求項２に記載の油圧制御装置。The second pressure system valves, the relative required oil level in the second oil passage, if the missing actual amount of oil supplied to the second oil passage so that, the from the third oil passage When the amount of oil discharged to the first drain port is reduced and the amount of oil actually supplied to the second oil passage is excessive with respect to the required amount of oil in the second oil passage The hydraulic control device according to claim 2, wherein the hydraulic control device is configured to operate such that an amount of oil discharged from the third oil passage to the first drain port increases . 前記第１のオイル吐出部を有する所定のオイルポンプと、前記第２のオイル吐出部を有するその他のオイルポンプと、車両の駆動力源である複数の駆動力源とが設けられており、所定の駆動力源の動力により、前記所定のオイルポンプが駆動され、所定の駆動力源以外の駆動力源の動力により、その他のオイルポンプが駆動されるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の油圧制御装置。 And a predetermined oil pump having a first oil discharging part before reporting, and other oil pump having the second oil discharging part, a plurality of drive power sources and is provided as a driving force source of the vehicle, The predetermined oil pump is driven by the power of a predetermined driving force source, and the other oil pumps are driven by the power of a driving force source other than the predetermined driving force source. The hydraulic control device according to any one of claims 1 to 4 .
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