CN105637264B - 自动变速器的油压控制装置 - Google Patents

Abstract

自动变速器的油压控制装置具备：机械式油泵(6)；在发动机(2)自动停止的情况下工作的电动式油泵(106)；用于控制向所述自动变速器中在车辆起步时接合的摩擦接合要素(40、60)供给油压的油压回路(100)，在切换阀(120)处于第一状态(将所述机械式油泵用作向所述摩擦接合要素供给油压的油压供给源的状态)时，所述油压回路使来自所述电动式油泵的排出油从规定的排放部(154)排放，另一方面，在切换阀(120)处于第二状态(将所述电动式油泵用作所述油压供给源的状态)时，所述油压回路相比在处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放。

Description

自动变速器的油压控制装置

技术领域

本发明涉及一种安装在车辆(特别是，进行在车辆已停止时使发动机自动停止的怠速止档控制的车辆)上的自动变速器的油压控制装置。

背景技术

近年来，进行怠速止档控制的车辆逐渐地普及，上述怠速止档控制是指：在车辆例如因等待信号转变而处于停止状态时，因规定的停止条件成立而使发动机自动停止的处理。安装在这种车辆上的自动变速器中，为了实现在下一次车辆起步时迅速地起步，除了设置由发动机驱动的机械式油泵外，还设置了电动式油泵。利用由该电动式油泵生成的油压，在发动机处于自动停止状态时，也会预先使起步用摩擦接合要素处于接合状态或处于接合准备状态，其中，所述起步用摩擦接合要素在车辆起步时被接合而传递动力。

作为所述接合准备状态的具体例，例如可以列举：使起步用摩擦接合要素处于滑移状态；在使用具有接合活塞和间隙调整活塞的双活塞式起步用摩擦接合要素的情况下，使双活塞式起步用摩擦接合要素处于只向间隙调整活塞用油压室供给油压的状态。

关于如上所述的自动变速器的油压控制装置，如图13所示，专利文献1中公开了一种设置有切换阀620的油压回路600，其中，所述切换阀620在将机械式油泵606(以下，称为机械泵606)用作油压供给源或者将电动式油泵616(以下，称为电动泵616)用作油压供给源之间进行切换，所述油压供给源向通往起步用摩擦接合要素610的油压供给路径供给油压。在该油压回路600中，切换阀620的滑柱(spool)622能够在将机械泵606用作油压供给源的第一位置和将电动泵616用作油压供给源的第二位置之间移动。具体而言，在发动机工作时，从机械泵606向控制口630输入油压，由此滑柱622位于所述第一位置(图13中的右侧位置)，在发动机处于停止状态时，机械泵616不会向控制口630供给油压，因此滑柱622借助回位弹簧640的弹力而位于所述第二位置(图13中的左侧位置)。

在执行发动机自动停止处理之际，使电动泵616开始工作。在该工作开始时，电动泵616的排出管路650被依然位于所述第一位置的滑柱622断开。这里，设置有节流孔662的排放管路660从排出管路650中的电动泵616与切换阀620之间分支出来，由此防止来自电动泵616的排出油被困在排出管路650内。其结果是，在电动泵616开始工作时，能够防止超负荷作用在驱动电动泵616的电动机615上，由此，能够抑制电动泵616的因发热而导致能量损失增大、耐久性降低的情况，并且在电动泵616为自动旋转控制式泵的情况下，能够抑制不能正常控制旋转的失调等情况的发生。

专利文献1：日本公开专利公报特开2012-013144号公报

发明内容

－发明所要解决的技术问题－

然而，在图13所示的现有的油压回路600中，由于排放管路660是从排出管路650中电动泵616与切换阀620之间分支出来的，因此，虽然能够谋求利用节流孔662减少排放量，然而，无论切换阀620的状态如何，来自电动泵616的排出油中的一部分总是被排放。因此，即使切换阀620的滑柱622移动至所述第二位置，从而处于排出管路650与起步用摩擦接合要素610连通的状态(换言之，即使处于不需要排放来自电动泵616的排出油的状态)，排放管路660也会进行不需要的排放动作。由此，用于驱动电动泵616的能量被无功消耗掉。由此，会发生如下的问题，即：导致电动泵616的容量增大，进而导致电动泵616大型化，并且在发动机处于自动停止状态时的功耗增大。

特别是，从提高发动机的油耗性能的观点来看，通过接合两个摩擦接合要素来实现起步变速档的自动变速器中，在发动机处于自动停止状态时，由电动泵供给油压的油压供给对象会增加，因此电动泵的容量增大等这样的所述问题就会显著，其中，上述的两个摩擦接合要素是弃用现有的在第一档中使用的单向离合器而选择的替代方案。

本发明是鉴于所述问题而完成的。其目的在于：提供一种能够谋求一边抑制作用在当发动机处于自动停止状态时工作的电动式油泵上的过负荷一边减少该电动式油泵的容量的自动变速器的油压控制装置。

－用以解决技术问题的技术方案－

为了达到所述目的，本发明以安装在车辆上的自动变速器的油压控制装置作为对象，所述自动变速器的油压控制装置具备：机械式油泵，所述机械式油泵被所述车辆的发动机驱动；电动式油泵，所述电动式油泵在所述发动机处于自动停止状态时工作；以及油压回路，所述油压回路用于控制向所述自动变速器中当所述车辆起步时接合的摩擦接合要素供给油压；在所述油压回路上设置有能够在第一状态与第二状态之间切换的切换阀，在所述第一状态下将所述机械式油泵用作向所述摩擦接合要素供给油压的油压供给源，在所述第二状态下将所述电动式油泵用作该油压供给源，所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使来自所述电动式油泵的排出油从规定的排放部排放，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放。

根据所述构成方式，在切换阀处于第一状态的情况下，当在执行发动机自动停止处理之际电动式油泵开始了工作时，切换阀依然处于第一状态，因此，来自电动式油泵的排出油从排放部被排放，其中，在所述第一状态下，从机械式油泵向在车辆起步时接合的摩擦接合要素(起步用摩擦接合要素)供给油压。由此，能够避免来自电动式油泵的排出油被困(困油)的情况，从而能够抑制作用在电动式油泵上的过负荷。由此，能够抑制电动式油泵的、因发热而导致能量损失增大、耐久性降低的情况。此外，在作为电动式油泵而使用了自动旋转控制式泵的情况下，能够抑制不能正常控制旋转的失调等情况的发生。

另一方面，在发动机处于自动停止状态并且切换阀处于第二状态的情况下，来自电动式油泵的排出油的从排放部的排放相比在切换阀处于第一状态时受到抑制，因此，能够效率良好地从电动式油泵向起步用摩擦接合要素供给油压，其中，在所述第二状态下，从电动式油泵向起步用摩擦接合要素供给油压。因此，能够抑制电动式油泵的容量增大进而抑制其大型化，并且可以抑制在发动机处于自动停止状态时的功耗。特别是，对于在发动机处于自动停止状态时向多个起步用摩擦接合要素供给油压的自动变速器而言，能够更加有效地抑制电动式油泵的容量增大，从而能够效率良好地向各起步用摩擦接合要素供给油压。

在所述自动变速器的油压控制装置中，优选：所述切换阀具有滑柱，所述滑柱能够在实现所述第一状态的第一位置与实现所述第二状态的第二位置之间移动，并且，通过来自所述电动式油泵的油压加在该滑柱的一侧的端部上，由此该滑柱被推向所述第二位置的一侧，另一方面，通过来自所述机械式油泵的油压加在该滑柱的另一侧的端部上，由此该滑柱被推向所述第一位置的一侧，在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上设置有节流部，所述节流部限制在所述切换阀处于所述第一状态时从所述排放部排放的排放量。

由此，不必等待因发动机自动停止而引发的机械式油泵的排出压力的降低，通过电动式油泵的排出压力相比机械式油泵的排出压力大幅上升而加在切换阀的滑柱的一侧端部上，也能够将切换阀从第一状态切换为第二状态。其结果是，能够抑制在切换阀进行切换动作的过程中向起步用摩擦接合要素供给的油压降低，由此，能够良好地维持起步用摩擦接合要素的接合状态或者接合准备状态。

此外，当在切换阀处于第一状态的情况下电动式油泵开始了工作时，利用设置在从电动式油泵到达排放部的油路上的节流部，来限制来自电动式油泵的排出油的排放量。其结果是，当在切换阀处于第一状态的情况下电动式油泵已起动的时候，从电动式油泵向切换阀的滑柱的一侧的端部施加的油压会迅速地上升，由此，能够提高切换阀的切换动作的响应性。

在所述自动变速器的油压控制装置的一实施方式中，所述切换阀设置在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上，所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路将从所述电动式油泵到达所述排放部的油路断开，由此所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放。

通过上述方式，在切换阀处于第二状态时，从电动式油泵到达排放部的油路被断开，因此能够将在发动机处于自动停止状态时用于驱动电动式油泵的能量高效地利用在用于向起步用摩擦接合要素供给油压的处理中，由此，能够更加有效地抑制电动式油泵的容量增大。

在所述自动变速器的油压控制装置的另一实施方式中，所述切换阀设置在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上，所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路经由节流部使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，由此,所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放，其中，所述节流部使在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路中流动的所述排出油的流量相比在所述切换阀处于所述第一状态时减少。

由此，在切换阀处于第二状态时，来自电动式油泵的排出油也会与在切换阀处于第一状态时同样地从所述排放部被排放。但是，在切换阀处于第二状态时，排放量相比在切换阀处于第一状态时减少。其结果是，能够效率良好地从电动式油泵向起步用摩擦接合要素供给油压，并且在油温低时因所述排出油的粘度增大等原因而发生了油压浮动的情况下，不需要进一步设置用于释放过量油压的减压阀等专用机构，也能够抑制在电动式油泵中发生的油压浮动的峰值。由此，既能够效率良好地从电动式油泵向起步用摩擦接合要素供给油压，又能够防止由油压浮动的峰值引发电动式油泵受损、设置在从电动式油泵向起步用摩擦接合要素的油压供给路径上的密封部遭破坏。

如上所述，优选：在所述切换阀处于所述第二状态时，断开所述油路或者在经由所述节流部使所述油路处于连通状态的情况下，所述油压回路还具有从所述电动式油泵经由所述切换阀到达所述摩擦接合要素的油路，所述切换阀构成为：当所述切换阀进行在所述第一状态与所述第二状态之间的切换动作的过程中，下述两个期间互相重叠，其中的一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述排放部的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间，另一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述摩擦接合要素的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间。

由此，在切换阀进行切换动作的过程中，电动式油泵总是处于与起步用摩擦接合要素和排放部中的至少一个连通了的状态，因此，在切换阀进行切换动作的过程中也能够可靠地防止来自电动式油泵的排出油被困，从而能够抑制作用在该电动式油泵上的过负荷。

－发明的效果－

如以上的说明，根据本发明的自动变速器的油压控制装置，能够抑制作用在当发动机处于自动停止状态时工作的电动式油泵上的过负荷，并且能够从电动式油泵将油压效率良好地供向在车辆起步时接合的摩擦接合要素，从而能够抑制电动式油泵的容量增大进而抑制其大型化，并且能够抑制在发动机处于自动停止状态时的功耗。

附图说明

图1是自动变速器的要点图。

图2是表示所述自动变速器的所有摩擦接合要素的接合方式的组合与变速档之间的关系的接合表。

图3是表示第一实施方式所涉及的油压回路的回路图，该油压回路用于控制向所述自动变速器的低速档离合器和LR制动器供给油压。

图4是表示在图3的油压回路中在发动机处于驱动状态时第一档下的油压供给状态的回路图。

图5是表示在图3的油压回路中在发动机处于自动停止状态时由电动式油泵供给油压的油压供给状态的回路图。

图6是表示第二实施方式所涉及的油压回路的回路图，该油压回路用于控制向所述低速档离合器和LR制动器供给油压。

图7是表示在图6的油压回路中在发动机处于自动停止状态时由电动式油泵供给油压的油压供给状态的回路图。

图8是表示第三实施方式所涉及的油压回路的回路图，该油压回路用于控制向所述低速档离合器和LR制动器供给油压。

图9是表示在图8的油压回路中在发动机处于自动停止状态时由电动式油泵供给油压的油压供给状态的回路图。

图10是表示设置在第四实施方式所涉及的油压回路中的切换阀在进行切换动作的过程中的状态的回路图，该油压回路用于控制向所述低速档离合器和LR制动器供给油压。

图11是表示在图10的切换阀进行切换动作时的不同于图10的状态的回路图。

图12是表示设置在所述第一实施方式所涉及的油压回路中的切换阀在进行切换动作的过程中的状态的回路图。

图13是表示用于从电动泵向起步用摩擦接合要素供给油压的油压回路的现有例的回路图。

具体实施方式

下面，参照附图详细地说明本发明的实施方式。

如图1所示，自动变速器1具有输入轴4，上述输入轴4经由液力变矩器3与发动机2的输出轴2a连结。该自动变速器1安装在具备怠速止档系统的车辆上。

液力变矩器3具备：壳体3a，其与所述车辆的发动机2的输出轴2a连结；泵3b，其固定设置在该壳体3a内；叶轮3c，其与该泵3b相对地配置，由该泵3b利用工作油驱动该叶轮3c；定子3e，其设置在该泵3b与叶轮3c之间并且经由单向离合器3d被变速器壳5支承而发挥增大扭矩的作用；以及锁止离合器3f，其设置在壳体3a与叶轮3c之间，并经由壳体3a将发动机2的输出轴2a和叶轮3c直接联接。而且，叶轮3c的旋转经由输入轴4传递至自动变速器1。

在自动变速器1与液力变矩器3之间装设了机械式油泵6(以下，称为机械泵6)，发动机2经由该液力变矩器3驱动上述机械式油泵6。而且，在发动机2进行驱动时，由机械泵6向分别在对自动变速器1和液力变矩器3进行的控制中使用的油压回路供给油压。

在自动变速器1的输入轴4上，从驱动源侧(发动机2侧)开始依次装设有第一行星齿轮组10(以下，称为第一齿轮组10)、第二行星齿轮组20(以下，称为第二齿轮组20)以及第三行星齿轮组(以下，称为第三齿轮组30)。

此外，在输入轴4上，作为用于切换动力传递路径的摩擦接合要素，装设有低速档离合器40、高速档离合器50、LR(低速档-倒档)制动器60、26制动器70以及R35制动器80，其中，上述动力传递路径由第一齿轮组10、第二齿轮组20以及第三齿轮组30构成。高速档离合器50装设在低速档离合器40的径向内侧。LR制动器60、26制动器70以及R35制动器80相对于低速档离合器40以及高速档离合器50而言装设在驱动源的相反侧，它们是从驱动源侧开始按照LR制动器60、26制动器70以及R35制动器80这样的顺序排列在输入轴4的轴向上的。

第一齿轮组10和第二齿轮组20是单级(single pinion)型行星齿轮组。第一齿轮组10由太阳齿轮11、与该太阳齿轮11啮合的多个行星小齿轮12、支承上述的多个行星小齿轮12的行星架13以及与多个行星小齿轮12啮合的齿圈14构成。第二齿轮组20由太阳齿轮21、与该太阳齿轮21啮合的多个行星小齿轮22、支承上述的多个行星小齿轮22的行星架23以及与多个小行星齿轮22啮合的齿圈24构成。

第三齿轮组30是双级(double pinion)型行星齿轮组，第三齿轮组30由太阳齿轮31、与该太阳齿轮31啮合的多个第一行星小齿轮32a、分别与上述的多个第一行星小齿轮32a啮合的多个第二行星小齿轮32b、支承行星小齿轮32a及行星小齿轮32b的行星架33以及与上述的多个第二行星小齿轮32b啮合的齿圈34构成。

输入轴4直接连结在第三齿轮组30的太阳齿轮31上。第一齿轮组10的太阳齿轮11与第二齿轮组20的太阳齿轮21互相结合，它们连结在低速档离合器40的输出部件41上。高速档离合器50的输出部件51连结在第二齿轮组20的行星架23上。

此外，第一齿轮组10的齿圈14与第二齿轮组20的行星架23互相结合，它们经由LR制动器60以能够分离和接合的方式与变速器壳5连结。第二齿轮组20的齿圈24与第三齿轮组30的齿圈34互相结合，它们经由26制动器70以能够分离和接合的方式与变速器壳5连结。第三齿轮组30的行星架33经由R35制动器80以能够分离和接合的方式与变速器壳5连结。而且，将自动变速器1的输出向驱动轮(未图示)侧输出的输出齿轮7与第一齿轮组10的行星架13连结。

在按照上述方式构成的自动变速器1中，如图2的接合表所示，根据低速档离合器40、高速档离合器50、LR制动器60、26制动器70以及R35制动器80的接合状态的组合，形成了D档位段(range)下的第一档～第六档、R档位段下的倒档。需要说明的是，在图2的接合表中，圆圈○表示摩擦接合要素接合，空栏表示摩擦接合要素解除接合(解放)。

自动变速器1具备油压控制装置，由该油压控制装置控制自动变速器1的变速，其中，所述油压控制装置用于通过向低速档离合器40、高速档离合器50、LR制动器60、26制动器70以及R35制动器80选择性地供给接合用主压力来实现所述变速档。

此外，如上所述，自动变速器1安装在具备怠速止档系统的车辆上。在该怠速止档系统中执行怠速止档控制，所述怠速止档控制是指：在当所述车辆处于停止状态时规定的停止条件成立的情况下使所述车辆的发动机2自动停止，并且，在当发动机2处于自动停止状态下规定的再起动条件成立的情况下，使发动机2自动再起动。需要说明的是，在所述车辆的驾驶员的操作下，还能够禁止执行怠速止档控制。

而且，在发动机2因所述怠速止档控制而处于自动停止状态时，为了维持在所述车辆起步时接合的摩擦接合要素(在第一档时接合的摩擦接合要素)亦即低速档离合器40和LR制动器60的接合状态或者接合准备状态，继续向上述的低速档离合器40和LR制动器60供给油压。由此，在发动机2再起动时，能够根据由所述车辆的驾驶员进行的起步操作使车辆迅速起步。

需要说明的是，作为所述接合准备状态的具体例，例如可以列举：使低速档离合器40和LR制动器60处于滑移状态；在低速档离合器40和LR制动器60为具有接合活塞和间隙调整活塞的双活塞式摩擦接合要素的情况下，使双活塞式摩擦接合要素处于只向间隙调整活塞用油压室供给油压的状态。在所述双活塞式摩擦接合要素中，在利用所述接合活塞使所述双活塞式摩擦接合要素处于接合状态前，只向所述间隙调整活塞用油压室供给油压，由此，利用该间隙调整活塞使所述摩擦接合要素中的多张摩擦板处于彼此之间的间隔较小的状态(换言之，使所述双活塞式摩擦接合要素处于所述接合准备状态)。能够利用所述接合活塞使所述双活塞式摩擦接合要素从该状态迅速变成接合状态。

以下，在下述的每个实施方式中对油压回路的构成方式进行说明，其中，上述的油压回路在自动变速器1的油压控制装置中用于控制向在所述车辆起步时接合的低速档离合器40和LR制动器60供给油压。

(第一实施方式)

参照图3至图5，对第一实施方式所涉及的油压回路100的构成方式进行说明。

图3是表示第一实施方式所涉及的油压回路100的回路图，所述油压回路100用于控制向低速档离合器40和LR制动器60供给油压。

如图3所示，作为向油压回路100供给油压的油压供给源，设置有电动式油泵106(以下，称为电动泵106)和所述机械泵6，其中，所述电动式油泵106在发动机2处于停止状态时被电动机105驱动而生成油压，所述机械泵6被发动机2驱动而生成油压。

在油压回路100上设置有：调节阀110，其将机械泵6的排出压力调整为规定的主压力；第一主线路130，从所述调节阀110向所述第一主线路130供给所述主压力；第二主线路140，由电动泵106生成的油压供向所述第二主线路140；手动阀112，其根据由所述车辆的驾驶员进行的档位段选择操作而工作；以及切换阀120，其可在第一状态与第二状态之间切换，在所述第一状态下将机械泵6用作向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的油压供给源，在所述第二状态下将电动泵106用作该油压供给源。

切换阀120具有：第一、第二控制口A1、A2；第一～第五输入口B1、B2、B3、B4、B5；低速档离合器用输出口C1；LR制动器用输出口C2；以及排放用输出口C3。

此外，切换阀120具备：滑柱124，其能够根据向第一、第二控制口A1、A2输入的油压在轴向上移动；套筒122，其收纳该滑柱124；以及由压缩螺旋弹簧形成的回位弹簧129，所述回位弹簧129以向滑柱124施加作用力的方式设置在套筒122内。

滑柱124在套筒122内能够沿滑柱124的轴向(图3中的左右方向)在第一位置与第二位置之间移动，其中，滑柱124在上述第一位置上时与套筒122的一侧的端壁部(图3中左侧的端壁部)抵接，滑柱124在上述第二位置上时与套筒122的另一侧的端壁部(图3中右侧的端壁部)抵接。

回位弹簧129装设在套筒122内的所述另一侧的端部，滑柱124从所述第一位置朝向所述第二位置移动，由此压缩回位弹簧129。根据该压缩后的回位弹簧129的复原力，滑柱124从所述第二位置侧朝向所述第一位置侧受力。需要说明的是，滑柱124的所述另一侧的端部的直径小于回位弹簧129的螺旋径，从而可在回位弹簧129内通过，由此，在滑柱124位于所述第二位置时，滑柱124的所述另一侧的端面能够与套筒122的所述另一侧的端壁部抵接。

第一控制口A1在切换阀120中设置在所述另一侧的端部，第二控制口A2在切换阀120中设置在所述一侧的端部。第一主线路130与第一控制口A1连接，来自被发动机2驱动的机械泵6(正确来讲是调节阀110)的所述主压力经由第一主线路130输入至第一控制口A1。第二主线路140与第二控制口A2连接，来自被电动机105驱动而工作的电动泵106的油压(排出油)经由第二主线路140输入至第二控制口A2。由此，来自电动泵106的油压加在滑柱124的所述一侧的端部上，从而将滑柱124推向所述第二位置侧，来自机械泵6的所述主压力加在滑柱124的所述另一侧的端部上，从而将滑柱124推向所述第一位置侧。

节流孔150设置在第二主线路140的下游侧的端部，来自电动泵106的排出油是以流量已被该节流孔150限制的状态供向第二控制口A2。

第一输入线路131与第一输入口B1连接，第二输入线路132与第二输入口B2连接，第三输入线路143与第三输入口B3连接，第四输入线路144与第四输入口B4连接，第五输入线路145与第五输入口B5连接。

当在发动机2处于驱动状态时选择了D档位段时，从机械泵6经由调节阀110和手动阀112向第一输入线路131供给D档位段压力，该D档位段压力经由第一输入线路131输入至第一输入口B1。第二输入线路132从第一主线路130分支出来，在发动机2处于驱动状态时，所述主压力经由第二输入线路132输入至第二输入口B2。

第三、第四以及第五输入线路143、144以及145从第二主线路140并列地分支出来。由此，从电动泵106供给到第二主线路140的油压，经由第三输入线路143输入至第三输入口B3，经由第四输入线路144输入至第四输入口B4，经由第五输入线路145输入至第五输入口B5。

低速档离合器用输出口C1与低速档离合器线路134连接，上述低速档离合器线路134经由低速档离合器用油压回路114向低速档离合器40供给油压；LR制动器用输出口C2与LR制动管路136连接，上述LR制动管路136经由LR制动器用油压回路116向LR制动器60供给油压。

低速档离合器用油压回路114和LR制动器用油压回路116可具有任意结构，根据需要，可以在各油压回路114、116上设置例如由电磁阀等形成的油压控制阀、由滑柱阀形成的切换阀、油压开关等。

需要说明的是，在将具有接合活塞和间隙调整活塞的双活塞式摩擦接合要素用作LR制动器60或者低速档离合器40的情况下，LR制动器用油压回路116或者低速档离合器用油压回路114构成为：能够分别向接合活塞用油压室和间隙调整活塞用油压室供给油压。

与规定的排放部154连接的排放管路138连接在排放用输出口C3上。如下文所述，该排放管路138用于使来自电动泵106的排出油中的一部分从排放部154排放。节流孔152设置在该排放管路138上，由此，在排放管路138中流动的来自电动泵106的排出油的流量被限制在规定值。节流孔152相当于节流部，所述节流部限制在切换阀120处于所述第一状态时的从排放部154的排放量。

如果来自机械泵6的所述主压力输入至第一控制口A1，则该主压力加在滑柱124的所述另一侧的端部，从而滑柱124被推向所述第一位置侧(图3中的左侧)，另一方面，如果来自电动泵106的油压输入至第二控制口A2，则该油压加在滑柱124的所述一侧的端部，从而滑柱124被推向所述第二位置侧(图3中的右侧)。此外，滑柱124在回位弹簧129的弹力作用下向所述第一位置侧受力。

当在所述车辆处于停止状态时，因所述规定的停止条件不成立或者不执行怠速止档控制而不使发动机2自动停止的情况下，电动泵106变成已停止的状态。此时，来自机械泵6的所述主压力输入至第一控制口A1，而在第二控制口A2不会有来自电动泵106的油压的输入。由此，此时，在由第一控制口A1的输入压力(主压力)引发的推压力和由回位弹簧129的弹力引发的作用力的作用下，滑柱124位于所述第一位置。

如图4所示，在滑柱124位于所述第一位置时，低速档离合器用输出口C1与第一输入口B1连通，LR制动器用输出口C2与第二输入口B2连通。由此，输入到第一输入口B1的D档位段压力供向低速档离合器线路134，输入到第二输入口B2的主压力供向LR制动管路136。通过这种方式来实现第一状态，在所述第一状态下，将机械泵6用作向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的油压供给源。

另一方面，当在所述车辆处于停止状态时，因所述规定的停止条件成立而使发动机2自动停止之际，由电动机105驱动电动泵106。由此，电动泵106工作，来自该电动泵106的油压输入至第二控制口A2。如果电动泵106的排出压力上升至规定压力以上，从而由输入至第二控制口A2的油压引发的推压力克服由输入至第一控制口A1的主压力引发的推压力与由回位弹簧129的弹力引发的作用力的合力，则滑柱124从所述第一位置朝向所述第二位置移动。

此时，为了使电动泵106的排出压力在机械泵6的排出压力降低之前充分地上升，能够通过在发动机2自动停止前开始驱动电动泵106，来一边抑制向低速档离合器40和LR制动器60供给的油压降低一边将油压供给源从机械泵6切换为电动泵106，由此，能够良好地维持低速档离合器40和LR制动器60的接合状态或者接合准备状态。

如图5所示，在滑柱124位于所述第二位置时，低速档离合器用输出口C1与第三输入口B3连通，LR制动器用输出口C2与第四输入口B4连通。由此，输入到第三输入口B3的、来自电动泵106的油压供向低速档离合器线路134，输入到第四输入口B4的、来自电动泵106的油压供向LR制动管路136。通过这种方式实现第二状态，在所述第二状态下，将电动泵106用作向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的油压供给源。

如果在发动机2处于自动停止状态时规定的再起动条件成立，则发动机2会再起动，并且停止驱动电动泵106。这样一来，如果由输入至第一控制口A1的主压力引发的推压力与由回位弹簧129的弹力引发的作用力的合力克服输入至第二控制口A2的、由来自电动泵106的油压引发的推压力，则滑柱124从所述第二位置向所述第一位置返回，切换阀120的状态返回所述第一状态。

如上所述，滑柱124根据发动机2和电动泵106的工作状态在所述第一位置与所述第二位置之间移动，由此，切换阀120的状态在所述第一状态与所述第二状态之间切换。

然而，如图4所示，在切换阀120处于所述第一状态时，被输入来自电动泵106的油压的第三、第四、第五输入口B3、B4、B5中，第三、第四输入口B3、B4被滑柱124关闭，由此，从电动泵106到达低速档离合器40和LR制动器60的各油路处于已被切换阀120断开的状态。

另一方面，由于第五输入口B5与排放用输出口C3连通，因此，从电动泵106到达排放部154的油路，即依次经过第二主线路140、第五输入线路145以及排放管路138的路径处于连通的状态。

根据该构成方式，如果在切换阀120处于所述第一状态时电动泵106起动，则来自电动泵106的排出油中的一部分从排放部154被排放。其结果是，在切换阀120处于第一状态时，能够避免来自电动泵106的排出油因切换阀120而被困在第二主线路140中，由此能够抑制超负荷作用在驱动电动泵106的电动机105上。由此，能够抑制电动泵106的、因发热而导致能量损失增大、耐久性降低的情况。此外，在将自动旋转控制式泵用作电动泵106的情况下，能够抑制不能正常控制旋转的失调等情况的发生。

此外，通过在排放管路138上设置节流孔152，从而当在切换阀120处于所述第一状态的情况下电动泵106已开始工作时，来自电动泵106的排出油的排放量限制在所述规定值。由此，当在切换阀120处于所述第一状态的情况下电动泵106已起动的时候，能够使从电动泵106向第二控制口A2施加的油压迅速上升，由此，能够提高将切换阀120从所述第一状态切换为所述第二状态的动作的响应性。

另一方面，如图5所示，在切换阀120处于所述第二状态时，第五输入口B5被滑柱124关闭，由此，从电动泵106到达排放部154的油路被完全断开。根据上述的断开情况，来自电动泵106的排出油的从排放部154的排放相比在切换阀120处于所述第一状态时受到抑制。其结果是，能够从电动泵106效率良好地向低速档离合器40和LR制动器60供给油压，由此，能够抑制电动泵106的容量增大。由此，能够抑制电动泵106的大型化，并且可以抑制在发动机2处于自动停止状态时的功耗。

需要说明的是，还可以将安装有减压阀的电动泵机组用作电动泵106，其中，所述减压阀用于在油温低时因排出油的粘度增大等原因导致了油压浮动时释放过量油压。在该情况下，如图5所示，即使在从电动泵106到达排放部154的油路被断开的、切换阀120处于第二状态的情况下，从电动泵106排出的过量油压也会经由所述减压阀被排放，由此，能够抑制在电动泵106中发生的油压浮动的峰值。其结果是，能够防止由油压浮动的峰值引发电动泵106受损、设置在低速档离合器线路134、LR制动管路136等上的密封部遭破坏。

(第二实施方式)

参照图6和图7，对第二实施方式所涉及的油压回路200的构成方式进行说明。在该油压回路200中，代替第一实施方式的油压回路100中的切换阀120而设置有切换阀220，上述切换阀220与切换阀120同样在第一状态与第二状态之间切换。

图6和图7是表示用于控制向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的、第二实施方式所涉及的油压回路200的回路图。图6中放大示出油压回路200中的切换阀220及其周边部，图7表示在切换阀220处于所述第二状态时的情况。

需要说明的是，在第二实施方式的油压回路200中，针对与第一实施方式的油压回路100共同的构成部分省略说明，并且在图6和图7中标注相同的符号来图示或者连图示也省略。

如图6所示，相对于第一实施方式中的切换阀120而言，在切换阀220中进一步设置有第六输入口B6。切换阀220中的其它构成部分与第一实施方式中的切换阀120同样，并且下述内容也与第一实施方式相同，即：滑柱124根据向第一控制口A1和第二控制口A2输入的油压，在第一位置(与套筒122的图6中左侧的端壁部抵接的位置)与第二位置(与套筒122的图6中右侧的端壁部抵接的位置)之间移动，由此切换阀220在所述第一状态与所述第二状态之间切换。

第六输入线路246与第六输入口B6连接，其中，所述第六输入线路246是与第三～第五输入线路B3、B4、B5并列地从第二主线路140分支出来的。在该第六输入线路246上设置有节流孔256。

在切换阀220处于所述第一状态的情况下，第六输入口B6被滑柱124关闭，第一～第五输入口B1、B2、B3、B4、B5的开闭状态与第一实施方式中的切换阀120相同。因此，在机械泵6工作时，直到电动泵106的排出压力上升至规定压力以上为止，处于与第一实施方式同样的油压供给状态。即，在切换阀220处于所述第一状态时，从电动泵106到达排放部154的油路(依次经过第二主线路140、第五输入线路145以及排放管路138的路径)与第一实施方式同样地处于已连通的状态，从而来自电动泵106的排出油中的一部分被从排放部154排放。

由此，与第一实施方式同样，在第二实施方式中，当在切换阀220处于所述第一状态的情况下电动泵106已起动的时候，能够避免来自电动泵106的排出油因切换阀220而被困在第二主线路140中，由此，能够抑制超负荷作用在驱动电动泵106的电动机105上。此外，与第一实施方式同样，来自电动泵106的排出油的排放量因排放管路138上的节流孔152而被限制在所述规定值，因此，当在切换阀220处于所述第一状态时电动泵106已起动的时候，能够使从电动泵106向第二控制口A2施加的油压迅速上升，由此，能够提高将切换阀220从所述第一状态切换为所述第二状态的动作的响应性。

另一方面，图7如所示，如果切换阀220变为所述第二状态，则第六输入口B6与排放用输出口C3连通，由此，从电动泵106依次经过第二主线路140、第六输入线路246以及排放管路138到达排放部154的油路变为连通状态。即，在切换阀220处于所述第二状态的情况下，不同于从电动泵106到达排放部154的油路被完全断开的第一实施方式，而是与在切换阀220处于所述第一状态的情况同样，从电动泵106到达排放部154的油路变为连通状态。但是，在切换阀220处于所述第二状态的情况下的、从电动泵106到达排放部154的油路是与处于所述第一状态的情况不同的路径。

在切换阀220处于所述第二状态时，从电动泵106经由第二主线路140向第六输入线路246供给的排出油是以流量已被节流孔256限制的状态供向第六输入口B6的。因此，在切换阀220处于所述第二状态时，从电动泵106到达排放部154的油路中的排出油的流动会经过两个节流孔152、256，从而所述排出油的从排放部154排放的排放量相比在切换阀220处于所述第一状态的情况减少(所述排出油的从排放部154的排放受到抑制)。通过这种方式，在切换阀220处于所述第二状态时，经由节流部(节流孔256)使油路处于连通状态，由此相比在切换阀220处于所述第一状态的情况抑制所述排出油的从排放部154的排放，其中，所述节流部(节流孔256)使在从电动泵106到达排放部154的所述油路中流动的所述排出油的流量相比在切换阀220处于所述第一状态时减少。

由此，在第二实施方式中，在切换阀220处于所述第二状态时，虽然从电动泵106到达排放部154的油路处于连通状态，然而从排放部154的排放量相比在切换阀220处于所述第一状态时受到限制(来自电动泵106的排出油的从排放部154的排放受到抑制)，因此能够从电动泵106效率良好地向低速档离合器40和LR制动器60供给油压，由此，能够抑制电动泵106的容量增大。由此，能够抑制电动泵106的大型化，并且可以抑制在发动机2处于自动停止状态时的功耗。

此外，在切换阀220处于所述第二状态时，从电动泵106到达排放部154的油路处于连通状态，因此，即使没有将如在第一实施方式中说明过的带减压阀的电动泵机组用作电动泵106，也能够抑制在电动泵106中发生的油压浮动的峰值。其结果是，能够防止由油压浮动的峰值引发电动泵106受损、设置在低速档离合器线路134、LR制动管路136等中的密封部遭破坏。

需要说明的是，在第二实施方式中，也能够将如在第一实施方式中说明过的带减压阀的电动泵机组用作电动泵106。

(第三实施方式)

参照图8和图9，对第三实施方式所涉及的油压回路300的构成方式进行说明。在该油压回路300中，代替第一实施方式的油压回路100中的切换阀120而设置有切换阀320，上述切换阀320与切换阀120同样在第一状态与第二状态之间切换。

图8和图9是表示用于控制向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的、第三实施方式所涉及的油压回路300的回路图。图8中放大示出油压回路300中的切换阀320及其周边部，图9表示在切换阀320处于所述第二状态的情况。

需要说明的是，在第三实施方式的油压回路300中，针对与第一实施方式的油压回路100共同的构成部分省略说明，并且在图8和图9中标注相同的符号来图示或者连图示也省略。

如图8所示，切换阀320除了滑柱324之外，具有与第一实施方式的切换阀120同样的结构。与第一实施方式同样，就切换阀320而言，滑柱324根据向第一控制口A1和第二控制口A2输入的油压在第一位置(与套筒122的图8中左侧的端壁部抵接的位置)与第二位置(与套筒122的图8中右侧的端壁部抵接的位置)之间移动，由此切换阀320在所述第一状态与所述第二状态之间切换。

与第一实施方式的滑柱124同样，滑柱324在其轴部325上具有多个槽间部(land)，与第一实施方式的滑柱124不同的点在于，在滑柱324中，最靠近第一位置侧的槽间部326由第一位置侧的大径部327和第二位置侧的小径部328构成。大径部327具有与套筒122的内径大致相等的直径。另一方面，小径部328具有相比大径部327和套筒122的内径小并且相比轴部325大的直径。

此外，不同于第一实施方式的油压回路100，在油压回路300中，没有在排放管路138中设置节流孔等节流部，取而代之的是，在第五输入线路145上设置有节流孔352。根据该节流孔352，在第五输入线路145中流动的、来自电动泵106的排出油的流量被限制在所述规定值。通过这种方式，与节流孔152同样，节流孔352相当于节流部，该节流部限制在切换阀320处于所述第一状态时的从排放部154排放的排放量。

在切换阀320处于所述第一状态时，从电动泵106到达排放部154的油路，即与第一实施方式同样依次经过第二主线路140、第五输入线路145以及排放管路138的路径处于连通状态，从而来自电动泵106的排出油可以从排放部154被排放。

由此，在第三实施方式中，与第一实施方式同样，当在切换阀320处于所述第一状态的情况下电动泵106已起动的时候，能够避免来自电动泵106的排出油因切换阀320而被困在第二主线路140中，由此，能够抑制超负荷作用在驱动电动泵106的电动机105上。

此外，在切换阀320处于所述第一状态时，来自电动泵106的排出油的排放量因第五输入线路145上的节流孔352而被限制在所述规定值，因此，当在切换阀320处于所述第一状态的情况下电动泵106已起动的时候，能够使从电动泵106向第二控制口A2施加的油压迅速上升，由此，能够提高将切换阀320从所述第一状态切换为所述第二状态的动作的响应性。

另一方面，如图9所示，如果切换阀320变为所述第二状态，则滑柱324的小径部328被配置为与第五输入口B5的开口部相对。由于在小径部328与套筒122的内周面330之间形成有间隙，因此，在切换阀320处于所述第二状态时，第五输入口B5与排放用输出口C3连通。由此，在切换阀320处于所述第二状态时,从电动泵106到达排放部154的油路,即依次经过第二主线路140、第五输入线路145以及排放管路138的路径会经由小径部328与套筒122的内周面330之间的间隙而处于连通状态。这里，在切换阀320处于所述第一状态时，由于滑柱324的轴部325被配置为与第五输入口B5的开口部相对，因此，从电动泵106到达排放部154的油路会经由轴部325与套筒122的内周面330之间的间隙而处于连通状态。小径部328与套筒122的内周面330之间的间隙相比轴部325与套筒122的内周面330之间的间隙窄。此外，在切换阀320处于所述第二状态时，第五输入口B5的开口部中的一部分被大径部327的第二位置侧的端部堵住。

根据这种构成方式，在切换阀320处于所述第二状态时，在从电动泵106到达排放部154的油路中流动的排出油的流量(从排放部154排放的排放量)相比在切换阀320处于所述第一状态时减少。由此，在切换阀320处于所述第二状态时，所述排出油的从排放部154的排放相比在切换阀320处于所述第一状态时受到了抑制。

由此，在第三实施方式中，在切换阀320处于所述第二状态时，虽然从电动泵106到达排放部154的油路处于连通状态，但是从排放部154排放的排放量相比在切换阀320处于所述第一状态时减少(来自电动泵106的排出油的从排放部154的排放受到抑制),因此能够从电动泵106效率良好地向低速档离合器40和LR制动器60供给油压，由此，能够抑制电动泵106的容量增大。由此，能够抑制电动泵106的大型化，并且可以抑制在发动机2处于自动停止状态时的功耗。

此外，在切换阀320处于所述第二状态时，从电动泵106到达排放部154的油路处于连通状态，因此，即使没有将如在第一实施方式中说明过的带减压阀的电动泵机组用作电动泵106，也能够抑制在电动泵106中发生的油压浮动的峰值。其结果是，能够防止由油压浮动的峰值引发电动泵106受损、设置在低速档离合器线路134、LR制动管路136等中的密封部遭破坏。

需要说明的是，在第三实施方式中，也能够将如在第一实施方式中说明过的带减压阀的电动泵机组用作电动泵106。

而且，在第三实施方式中，在切换阀320进行切换动作的过程中，滑柱324的轴部325和小径部328中的一方或双方总是被配置为与第五输入口B5的开口部相对，从而第五输入口B5不会被滑柱324关闭。因此，在切换阀320进行切换动作的过程中，能够防止来自电动泵106的排出油因切换阀320而被困在第二主线路140中。

(第四实施方式)

参照图10和图11，对第四实施方式所涉及的油压回路400的构成方式进行说明。在该油压回路400中，代替第一实施方式的油压回路100中的切换阀120而设置有切换阀420，上述切换阀420与切换阀120同样在第一状态与第二状态之间切换。

图10和图11是表示用于控制向低速档离合器40和LR制动器60供给油压的、第四实施方式所涉及的油压回路400的回路图。图10中放大示出油压回路400中的切换阀420及其周边部，图10表示切换阀420进行切换动作的过程中的状态。图11表示切换阀420进行切换动作的过程中的不同于图10的状态。

需要说明的是，在第四实施方式的油压回路400中，针对与第一实施方式的油压回路100共同的构成部分省略说明，并且在图10和图11中标注相同的符号来图示或者连图示也省略。

这里，图12是表示第一实施方式的油压回路100中切换阀120及其周边部的回路图，图12表示切换阀120进行切换动作的过程中的状态。图12用于比较第四实施方式与第一实施方式来对第四实施方式进行说明。

在图12中，切换阀120的滑柱124具有轴部125和在该轴部125上从第一位置侧开始依次设置的第一槽间部127a、第二槽间部127b、第三槽间部127c以及第四槽间部127d，其中，上述的第一槽间部127a、第二槽间部127b、第三槽间部127c以及第四槽间部127d彼此之间存在间隔。该滑柱124中的第一槽间部127a、第二槽间部127b、第三槽间部127c以及第四槽间部127d中相邻的槽间部之间的间隔大致相等。

在具有这种结构的切换阀120中，进行切换阀120因发动机2的自动停止而从所述第一状态被切换为所述第二状态的切换动作、或者切换阀120因发动机2的再起动而从所述第二状态被切换为所述第一状态的切换动作的中途(图12所示的瞬间)，从电动泵106到达低速档离合器40、LR制动器60以及排放部154的各条油路被移动中的滑柱124全都断开。

具体而言，在图12所示的瞬间，第五输入口B5被滑柱124的第一槽间部127a关闭，从而经由第五输入线路145和排放管路138到达排放部154的油路被断开；第四输入口B4被滑柱124的第三槽间部127c关闭，从而经由第四输入线路144和LR制动管路136到达LR制动器60的油路被断开；第三输入口B3被滑柱124的第四槽间部127d关闭，从而经由第三输入线路143和低速档离合器线路134到达低速档离合器40的油路被断开。

此外，在滑柱124从图12所示的状态稍微向第一位置侧(图12中的左侧)移动了的情况下，变为如下状态，即：第五输入口B5与排放用输出口C3连通，而第三、第四输入口B3、B4分别被第四、第三槽间部127d、127c关闭。换言之，此时，对于电动泵106而言，到达排放部154的排放管路138是连通的，而到达低速档离合器40和LR制动器60的油路则被切换阀120断开。

而且，在滑柱124从图12所示的状态稍微向第二位置侧(图12中的右侧)移动了的情况下，变为如下状态，即：第三输入口B3与低速档离合器用输出口C1连通，第四输入口B4与LR制动器用输出口C2连通，而第五输入口B5被第一槽间部127a关闭。换言之，此时，电动泵106与到达低速档离合器40的低速档离合器线路134和到达LR制动器60的LR制动管路136是连通的，而电动泵106与到达排放部154的油路之间则被切换阀120断开。

这样一来，在第一实施方式的切换阀120中，在切换阀120进行切换动作的过程中，从电动泵106到达排放部154的油路、或者从电动泵106到低速档离合器40和LR制动器60的油路、或者上述的所有油路总是处于被切换阀120断开的状态。在图12所示的瞬间，上述的所有油路都处于被断开的状态。由此，在图12所示的瞬间，来自电动泵106的排出油因切换阀120而被困在第二主线路140中，因此，在切换阀120进行切换动作的中途，超负荷会短暂地作用在电动泵106上。

如图10和图11所示，第四实施方式的油压回路400中的切换阀420的滑柱424具有与第一实施方式的切换阀120的滑柱124同样的轴部125以及在该轴部125上从第一位置侧开始依次设置的第一槽间部427、第二槽间部127b、第三槽间部127c和第四槽间部127d，其中，上述的第一槽间部427、第二槽间部127b、第三槽间部127c和第四槽间部127d彼此之间存在间隔。

在该滑柱424中，第二槽间部127b、第三槽间部127c以及第四槽间部127d的轴向尺寸和配置方式是与滑柱124相同的，然而第一槽间部427的轴向尺寸不同于滑柱124的第一槽间部127a的轴向尺寸。即，第一槽间部427的轴向尺寸小于滑柱124的第一槽间部127a的轴向尺寸，与上述两者的轴向尺寸之差相等的距离，即为第一、第二槽间部427、127b之间的间隔相比滑柱124的第一、第二槽间部127a、127b之间的间隔长的量。

切换阀420中滑柱424以外的构成方式与第一实施方式的切换阀120相同，根据向第一控制口A1和第二控制口A2输入的油压，滑柱424在第一位置(与套筒122的图10中左侧的端壁部抵接的位置)与第二位置(与套筒122的图10中右侧的端壁部抵接的位置)之间移动，由此切换阀420在所述第一状态与所述第二状态之间被切换，这一点也与第一实施方式相同。

在第四实施方式中，如图10所示，在切换阀420进行切换动作的过程中，当滑柱424位于与图12所示的滑柱124的位置相同的轴向位置上时，与滑柱124同样，第三输入口B3被滑柱424的第四槽间部127d关闭，第四输入口B4被滑柱424的第三槽间部127c关闭。另一方面，由于第一槽间部427的轴向尺寸相比滑柱124的第一槽间部127a小，因此第五输入口B5不会被第一槽间部427关闭，而是变为与排放用输出口C3连通的状态。

由此，在图10所示的瞬间，从电动泵106经由第二主线路140、第五输入线路145以及排放管路138到达排放部154的油路变为连通状态，由此，避免来自电动泵106的排出油因切换阀420被困在第二主线路140中。

如上所述那样电动泵106与排放部154连通并且从电动泵106到低速档离合器40和LR制动器60的各油路被切换阀420断开的状态，不是只有在图10所示的状态下出现的，而是在如下所述的状态下也会出现：滑柱424位于所述第一位置上的切换阀420的第一状态，以及滑柱424位于所述第一位置与图10所示的位置之间的位置上的状态。

此外，在滑柱424从图10所示的状态稍微向第二位置侧(相比图11的状态更靠第一位置侧)移动了的情况下，第五输入口B5与排放用输出口C3连通，并且第三输入口B3与低速档离合器用输出口C1连通，第四输入口B4与LR制动器用输出口C2连通，由此，电动泵106会与到达排放部154的排放管路138、到达低速档离合器40的低速档离合器线路134以及到达LR制动器60的LR制动管路136连通。

而且，如图11所示，在切换阀420进行切换动作的过程中，在滑柱424位于相比图10所示的位置更靠近第二位置侧的位置上并且第五输入口B5被第一槽间部427关闭的情况下，第三输入口B3不会被滑柱424的第四槽间部127d关闭并且第四输入口B4不会被滑柱424的第三槽间部127c关闭，而是变为第三输入口B3与低速档离合器用输出口C1连通并且第四输入口B4与LR制动器用输出口C2连通的状态。

由此，在图11所示的瞬间，从电动泵106经过第二主线路140、第三输入线路143以及低速档离合器线路134到达低速档离合器40的油路变为连通状态，并且，从电动泵106经过第二主线路140、第四输入线路144以及LR制动管路136到达LR制动器60的油路变为连通状态，由此避免来自电动泵106的排出油被困在第二主线路140中。

如上所述那样电动泵106与低速档离合器40和LR制动器60连通并且从电动泵106到达排放部154的油路被切换阀420断开的状态，不是只有在图11所示的状态下出现的，而是在如下所述的状态下也会出现：滑柱424位于所述第二位置上的切换阀420的第二状态，以及滑柱424位于所述第二位置与图11所示的位置之间的位置上的状态。

如上所述，在第四实施方式所涉及的油压回路400中，在滑柱424位于图10所示的位置与图11所示的位置之间时，电动泵106与排放部154、低速档离合器40以及LR制动器60连通。即，油压回路400构成为：在切换阀420进行切换动作的过程中，下述两个期间是相重叠的，其中的一个期间是电动泵106与到达排放部154的油路中比切换阀420更靠下游侧的部分连通的期间，另一个期间是电动泵106与到达低速档离合器40和LR制动器60的油路中比切换阀420更靠下游侧的部分连通的期间。

由此，在第四实施方式中，在切换阀420进行切换动作的过程中，电动泵106总是处于：与到达低速档离合器40的低速档离合器线路134以及到达LR制动器60的LR制动管路136连通的状态，或者与到达排放部154的排放管路138连通的状态，或者与低速档离合器线路134、LR制动管路136以及排放管路138连通的状态。其结果是，不仅在切换阀420处于第一状态的情况下能够防止来自电动泵106的排出油被困的情况，而且在切换阀420进行切换动作的中途也能够防止来自电动泵106的排出油被困的情况，从而能够可靠地防止超负荷作用在电动泵106上。

需要说明的是，还可以为：在第四实施方式中，在切换阀420上进一步设置与第二实施方式的切换阀220相同的第六输入口B6，在油压回路400上与第二实施方式同样地进一步设置与第六输入口B6连接的第六输入线路246、设置在第六输入线路246上的节流孔256。在该情况下，与第二实施方式相同，在切换阀420处于所述第二状态时从排放部154排放的流量相比在切换阀420处于所述第一状态时减少了的状态下，从电动泵106到达排放部154的油路处于连通状态，因此能够抑制电动泵106的容量增大，并且，即使没有将如在第一实施方式中说明过的带减压阀的电动泵机组用作电动泵106，也能够抑制在电动泵106中发生的油压浮动的峰值。其结果是，能够防止由油压浮动的峰值引发电动泵106受损、设置在低速档离合器线路134、LR制动管路136等中的密封部遭破坏。本发明并不限于所述实施方式，在不脱离权利要求的宗旨的范围内，能够进行各种替换。

例如，在所述实施方式中，针对在车辆起步时低速档离合器40和LR制动器60接合的情况进行了说明，然而在车辆起步时接合的摩擦接合要素的数量并没有特别限定，可以是一个，也可以是三个以上。例如，在与LR制动器60并列地设置了单向离合器的情况下，能够只将低速档离合器40用作在车辆起步时接合的摩擦接合要素。

上述实施方式只不过是示例而已，不得以此对本发明的保护范围做限定性的解释。本发明的保护范围由权利要求定义，属于与权利要求的保护范围等同的任何变形、变更都包括在本发明的范围内。

－产业实用性－

本发明对于安装在车辆(特别是，进行在车辆已停止时使发动机自动停止的怠速止档控制的车辆)上的自动变速器的油压控制装置有用。

－符号说明－

1 自动变速器

2 发动机

6 机械式油泵

40 低速档离合器(在车辆起步时接合的摩擦接合要素)

60 LR制动器(在车辆起步时接合的摩擦接合要素)

100 油压回路

106 电动式油泵

120 切换阀

152 节流孔(限制在切换阀处于第一状态时的从排放部排放的排

放量的节流部)

154 排放部

200 油压回路

220 切换阀

256 节流孔(在切换阀处于第二状态时，使在从电动式油泵到达

排放部的油路中流动的来自电动式油泵的排出油的流量相比

在切换阀处于第一状态时减少的节流部)

300 油压回路

320 切换阀

352 节流孔(限制在切换阀处于第一状态时的从排放部排放的排

放量的节流部)

400 油压回路

420 切换阀

Claims (6)

1.一种自动变速器的油压控制装置，所述自动变速器安装在车辆上，所述自动变速器的油压控制装置的特征在于：具备：

机械式油泵，所述机械式油泵被所述车辆的发动机驱动；

电动式油泵，所述电动式油泵在所述发动机处于自动停止状态时工作；以及

油压回路，所述油压回路用于控制向所述自动变速器中当所述车辆起步时接合的摩擦接合要素供给油压，

在所述油压回路上设置有能够在第一状态与第二状态之间切换的切换阀，在所述第一状态下将所述机械式油泵用作向所述摩擦接合要素供给油压的油压供给源，在所述第二状态下将所述电动式油泵用作该油压供给源，

所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使来自所述电动式油泵的排出油从规定的排放部排放，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放。

2.根据权利要求1所述的自动变速器的油压控制装置，其特征在于：

所述切换阀具有滑柱，所述滑柱能够在实现所述第一状态的第一位置与实现所述第二状态的第二位置之间移动，并且，通过来自所述电动式油泵的油压加在该滑柱的一侧的端部上，由此该滑柱被推向所述第二位置的一侧，另一方面，通过来自所述机械式油泵的油压加在该滑柱的另一侧的端部上，由此该滑柱被推向所述第一位置的一侧，

在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上设置有节流部，所述节流部限制在所述切换阀处于所述第一状态时从所述排放部排放的排放量。

3.根据权利要求1或2所述的自动变速器的油压控制装置，其特征在于：

所述切换阀设置在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上，

所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路将从所述电动式油泵到达所述排放部的油路断开，由此所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放。

4.根据权利要求1或2所述的自动变速器的油压控制装置，其特征在于：

所述切换阀设置在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路上，

所述油压回路构成为：在所述切换阀处于所述第一状态时，所述油压回路使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，另一方面，在所述切换阀处于所述第二状态时，所述油压回路经由节流部使从所述电动式油泵到达所述排放部的油路处于连通状态，由此,所述油压回路相比在所述切换阀处于所述第一状态时抑制所述排出油的从所述排放部的排放，其中，所述节流部使在从所述电动式油泵到达所述排放部的油路中流动的所述排出油的流量相比在所述切换阀处于所述第一状态时减少。

5.根据权利要求3所述的自动变速器的油压控制装置，其特征在于：

所述油压回路还具有从所述电动式油泵经由所述切换阀到达所述摩擦接合要素的油路，

所述切换阀构成为：当所述切换阀进行在所述第一状态与所述第二状态之间的切换动作的过程中，下述两个期间互相重叠，其中的一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述排放部的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间，另一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述摩擦接合要素的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间。

6.根据权利要求4所述的自动变速器的油压控制装置，其特征在于：

所述油压回路还具有从所述电动式油泵经由所述切换阀到达所述摩擦接合要素的油路，

所述切换阀构成为：当所述切换阀进行在所述第一状态与所述第二状态之间的切换动作的过程中，下述两个期间互相重叠，其中的一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述排放部的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间，另一个期间是所述电动式油泵与从该电动式油泵到达所述摩擦接合要素的油路中比所述切换阀更靠下游侧的部分连通的期间。