CN106939934B - 液压回路的控制装置 - Google Patents

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Abstract

提供能够效率良好地驱动油泵的液压回路的控制装置。管理(ECU125)当怠速停止时控制供应给第5端口(30e)的第1先导压力与供应给第6端口(30f)的第2先导压力的任意较高方的液压即安全压力以使得供应来自大容量油泵(Pb)的液压的第1端口(30a)和第1端口(30a)始终连通，连接于第1流路(L1)的第2端口(31b)不与经由第12油路(R12)连接于被供应部(3)的第3端口(30c)连通。

Description

液压回路的控制装置
技术领域
本发明涉及对供应给无级变速器的液压进行控制的液压回路的控制装置。
背景技术
以往，公知有一种用于变速器的液压控制装置，该液压控制装置具有：第1油泵，其供应较低的液压以使得进行变速器的部件的冷却和润滑；以及第2油泵，其为了使进行与较高的液压对应的动作的液压动作部进行动作而供应较高的液压(例如参照专利文献1)。在专利文献1的液压控制装置中，第1油泵被内燃机驱动，第2油泵被电动机驱动。
在该液压控制装置中，因为根据用途(即，冷却和润滑的用途、或者使在高压下进行动作的用途)分开使用2个油泵，因此内燃机的油泵的驱动力被降低，相应地，从内燃机输出的驱动力变小。
专利文献1：日本特开2001-74130号公报
发明内容
但是，在记载于专利文献1那样的液压控制装置中，第2油泵需要构成为能够输出使液压动作部进行动作所需要的动力中的设想中最大的动力，作为使该第2油泵驱动的电动机，需要使用比较大型的电动机。因此，即使在作用于电动机的负载较小时，由于电动机是大型的，因此电阻变大、能量效率较差。此外，作为用于驱动油泵的驱动源不限于使用电动机的情况，即使在使用其它的驱动源的情况下，由于第2油泵是大型的，因此能量效率也较差。
本发明的目的在于提供能够效率良好地驱动油泵的液压回路的控制装置。
为了实现上述的目的，技术方案1所述的发明为一种对被供应低液压的被供应部(例如后述的实施方式中的被供应部3)、和被供应液压比所述低液压高的高液压的液压动作部(例如后述的实施方式中的液压动作部2)供应液压的液压回路(例如在后述的实施方式中的液压回路1)的控制装置(例如在后述的实施方式中的管理ECU125)，其中，所述液压动作部是无级变速器(例如，在后述的实施方式中的无级变速器T)，该无级变速器具有能够通过被供应所述高液压来变更宽度的输入侧带轮(例如，在后述的实施方式中的输入侧带轮Dr)和输出侧带轮(例如，在后述的实施方式中的输出侧带轮Dn)，能够无级地调整变速比，所述液压回路具有：机械式油泵(例如，在后述的实施方式中的大容量油泵Pb)，其被输出用于车辆行驶的驱动力的驱动源(例如，在后述的实施方式中的内燃机ENG)驱动；电动油泵(例如，在后述的实施方式中的小容量油泵Ps)，其是被电动机(例如，在后述的实施方式中的电动机MOT)驱动且容量比所述机械式油泵小的油泵，对从所述机械式油泵供应的液压进一步加压而供应给所述液压动作部；第1流路(例如，在后述的实施方式中的第1流路L1)，其将从所述机械式油泵供应的液压供应给所述电动油泵；第2流路(例如，在后述的实施方式中的第2流路L2)，其将从所述电动油泵供应的液压供应给所述液压动作部；第3流路(例如，在后述的实施方式中的第3流路L3)，其以不经由所述电动油泵的方式将从所述机械式油泵供应的液压供应给所述液压动作部；管路压力调整阀(例如，在后述的实施方式中的第9压力控制阀30)，其设置于所述机械式油泵与所述第1流路之间；第1换挡控制阀(例如，在后述的实施方式中的第6压力控制阀16)，其接受所述第2流路或者所述第3流路的管路压力而进行对所述输入侧带轮供排工作油的控制；第2换挡控制阀(例如，在后述的实施方式中的第7压力控制阀17)，其接受所述第2流路或者所述第3流路的所述管路压力而进行对所述输出侧带轮供排工作油的控制；第1电磁阀(例如，在后述的实施方式中的第4压力控制阀14)，其产生第1先导压力，并且使所述第1先导压力作用于所述第1换挡控制阀而控制所述第1换挡控制阀的动作；以及第2电磁阀(例如，在后述的实施方式中的第5压力控制阀15)，其产生第2先导压力，并且使所述第2先导压力作用于所述第2换挡控制阀而控制所述第2换挡控制阀的动作，所述管路压力调整阀在内部具有第1阀柱(例如，在后述的实施方式中的第1阀柱31)和第2阀柱(例如，在后述的实施方式中的第2阀柱32)，所述第2阀柱被第1弹性部件(例如，在后述的实施方式中的第1弹性部件33)向所述第1阀柱侧施力，所述第1阀柱被配置于所述第1阀柱与所述第2阀柱之间的第2弹性部件(例如，在后述的实施方式中的第2弹性部件34)向远离所述第2阀柱的一侧施力，所述管路压力调整阀具有：第1端口(例如，在后述的实施方式中的第1端口30a)，其被供应来自所述机械式油泵的液压；第2端口(例如，在后述的实施方式中的第2端口30b)，其始终与所述第1端口连通，与所述第1流路连接；第3端口(例如，在后述的实施方式中的第3端口30c)，其被设置在比所述第2端口更远离所述第2阀柱的一侧，经由润滑油路(例如，在后述的实施方式中的第12油路R12)与所述被供应部连接；第4端口(例如，在后述的实施方式中的第4端口30d)，其被设置在比所述第3端口更远离所述第2阀柱的一侧，被供应所述管路压力；第5端口(例如，在后述的实施方式中的第5端口30e)，其被供应所述第1先导压力；以及第6端口(例如，在后述的实施方式中的第6端口30f)，其被供应所述第2先导压力，所述第1阀柱构成为，通过被从所述第4端口供应的所述管路压力向接近所述第2阀柱的一侧施力，从而所述第1端口和所述第2端口能够与所述第3端口连通，所述第1阀柱构成为，通过被作为所述第1先导压力与所述第2先导压力的任一较高的液压的安全压力向远离所述第2阀柱的一侧施力，能够切断所述第1端口和所述第2端口与所述第3端口之间的连通，所述控制装置控制所述安全压力，使得当所述机械式油泵停止的怠速停止时，所述第1端口和所述第2端口不与所述第3端口连通。
根据技术方案2所述的发明，在技术方案1所述的发明中，所述控制装置控制所述第1电磁阀或者所述第2电磁阀，使得在将所述安全压力控制成所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通时，进一步提高所述第1先导压力与所述第2先导压力中的任一较高的先导压力。
根据技术方案3所述的发明，在技术方案1或者2所述的发明中，所述第1电磁阀和所述第2电磁阀是常开形式的电磁阀，所述控制装置进行控制，使得向输出所述第1先导压力与所述第2先导压力中的任一较高的先导压力的电磁阀提供的通电量为0。
根据技术方案4所述的发明，在技术方案1至3中的任意一项所述的发明中，所述控制装置控制所述安全压力，使得在停止所述驱动源的驱动而使所述机械式油泵的旋转完全停止以后，所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通。
根据技术方案5所述的发明，在技术方案1至4中的任意一项所述的发明中，所述控制装置在所述驱动源的动作停止且所述车辆停车时，基于向所述输出侧带轮供应的液压计算所述电动油泵的扭矩。
根据技术方案6所述的发明，在技术方案5所述的发明中，所述控制装置根据以下参数导出用于计算所述电动油泵的扭矩的流体摩擦扭矩系数，所述参数包括：基于按照目标管路压力决定的所述电动油泵的转速和所述工作油的油温计算的供应给所述电动机的电流；所述电动油泵的转速；所述工作油的油温；以及供应给所述输出侧带轮的液压。
根据技术方案1的发明，从大容量的机械式油泵输出的液压被供应给小容量的电动油泵。因此，电动油泵只要对从机械式油泵输出的液压增大压力不足部分就足够，与以往相比，电动油泵应该施加给油的压力减小。因此，能够降低在电动油泵中的能量消耗量。
另外，在向液压动作部供应大流量的油时等情况下，当油泵被驱动时需要较大的动力的情况下，有时候不使用电动油泵而是从机械式油泵直接向液压动作部供应高液压这一做法与使用电动油泵的情况相比，减小用于驱动各油泵的动力的总和。
在这样的情况下，通过停止电动油泵的动作、将从机械式油泵输出的液压经由第3流路供应给液压动作部，从而能够减小电动油泵所要求的能够最大地输出的动力。因此，能够使用较小型的装置作为电动油泵，进而能够提高驱动电动油泵时的能量效率。
另外，在机械式油泵停止的怠速停止时，控制装置将安全压力控制成第1端口以及第2端口不与第3端口连通。由此，因为从被供应部到电动油泵的路径被切断，因此能够防止在怠速停止时空气沿该路径倒流而混入到电动油泵中的情况。而且，因为不需要用于防止空气混入电动油泵的止回阀，因此能够实现液压回路的小型化和低成本化。
根据技术方案2的发明，通过控制成进一步提高第1先导压力与第2先导压力中的任一较高的先导压力，从而能够防止空气混入到电动油泵中，并且防止无级变速器的变速比变化。即，因为当怠速停止时机械式油泵停止，因此管路压力由电动油泵供应。此时，因为即使进一步提高第1先导压力与第2先导压力中的任一较高的先导压力，管路压力也不再上升，去往无级变速器的输入侧带轮和输出侧带轮的工作油的各液压不变化，因此无级变速器的变速比不变化。所以，不会对搭载了无级变速器的车辆的商品性造成影响。
根据技术方案3的发明，因为第1电磁阀或者第2电磁阀是常开形式的，因此通过使对输出第1先导压力与第2先导压力中的任一较高的先导压力的电磁阀的通电量为0，从而能够增大先导压力并且降低电力消耗。
根据技术方案4的发明，当停止驱动源的驱动而使机械式油泵的旋转完全地停止以后，通过完全关闭管路压力调整阀的第1端口以及第2端口与第3端口之间的路径，使从被供应部到电动油泵的路径被切断。因此，在机械式油泵旋转过程中，该路径被完全关闭，油未被供应给被供应部，从而能够防止管路压力无意地上升。
根据技术方案5和6的发明，由于电动油泵的驱动扭矩是根据包含流体摩擦扭矩系数作为参数的式子来计算的，因此能够高精度地计算该驱动扭矩。另外，在流体摩擦扭矩系数的导出中，因为能够使用为了高精度地控制例如带轮压而设置的带轮压传感器，因此能够高精度地控制电动油泵的驱动扭矩而不用设置专用的传感器。
附图说明
图1是示出搭载有本发明的一个实施方式的液压回路的控制装置的车辆的内部结构的框图。
图2是示出本发明的一个实施方式的液压回路的概要的图，(a)是示出大容量油泵和小容量油泵都被驱动的情况下的图，(b)是示出仅驱动大容量油泵的情况下的图。
图3是对液压回路的流量与功率进行说明的图。
图4是示出液压回路的详细的结构的图。
图5是示出大容量油泵和小容量油泵进行动作时的液压回路的第9压力控制阀中的第1阀柱的油的流动的图。
图6是示出大容量油泵停止且小容量油泵进行动作时的液压回路的第9压力控制阀中的不进行图11所示的控制的情况下的第1阀柱的动作和油的流动的图。
图7是示出正常行驶时的液压回路的动作的图。
图8是示出紧急变速时的液压回路的动作的图。
图9是示出惯性滑行(Coasting down)时的液压回路的动作的图。
图10是示出停车时的液压回路的动作的图。
图11是示出内燃机的动作停止时的内燃机的转速、先导压力以及管路压力的各历时变化的一例的曲线图。
图12是示出大容量油泵停止且小容量油泵进行动作时的液压回路的第9压力控制阀中的进行图11所示的控制的情况下的第1阀柱的动作和油的流动的图。
图13是设定流体摩擦扭矩系数时的流程图。
图14是示出车辆从正常行驶到停车时的小容量油泵的测试循环的定时的图。
图15是示出基于无级变速器的带轮压力请求值计算小容量油泵的泵出压力，并基于该泵出压力等计算小容量油泵的驱动扭矩的功能的框图。
图16是示出图13所示的步骤S117的处理的子程序的流程图。
标号说明
1：液压回路；2：液压动作部；3：被供应部；11：第1压力控制阀；12：第2压力控制阀；13：第3压力控制阀；14：第4压力控制阀；15：第5压力控制阀；16：第6压力控制阀；17：第7压力控制阀；18：第8压力控制阀；21：方向控制阀；30：第9压力控制阀；30a：第1端口；30b：第2端口；30c：第3端口；30d：第4端口；30e：第5端口；30f：第6端口；30g：第7端口；31：第1阀柱；32：第2阀柱；33：第1弹性部件；34：第2弹性部件；40：油箱；121：车速传感器；123：转速传感器；125：管理ECU(MG ECU)；127：驱动轴；129：驱动轮；C：离合器；Dn：输出侧带轮；Dr：输入侧带轮；ENG：内燃机；L1：第1流路；L2：第2流路；L3：第3流路；Pb：大容量油泵；Ps：小容量油泵；R1：第1油路；R2：第2油路；R3：第3油路；R4：第4油路；R5：第5油路；R6：第6油路；R7：第7油路；R8：第8油路；R9：第9油路；R10：第10油路；R11：第11油路；R12：第12油路；R13：第13油路；R14：第14油路；R15：第15油路；R16：第16油路；T：无级变速器。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。
图1是示出搭载有本发明的一个实施方式的液压回路的控制装置的车辆的内部结构的框图。图1所示的车辆具有内燃机ENG、离合器C、无级变速器T、液压回路1、车速传感器121、转速传感器123以及管理ECU(MG ECU)125。此外，图1中的虚线的箭头表示值数据，单点划线的箭头表示包含指示内容的控制信号，实线的箭头表示液压。
内燃机ENG输出车辆用于行驶的驱动力。内燃机ENG的输出经由离合器C、无级变速器T以及驱动軸127传递给驱动轮129。此外，内燃机ENG的输出也用于驱动液压回路1具有的后述的大容量油泵Pb。
离合器C根据从液压回路1供应的工作油的液压对驱动力的从内燃机ENG到驱动轮129的传递路径进行断开或连接。无级变速器T是能够根据从液压回路1供应的工作油的液压无级地调整变速比的无级变速器(CVT：Continuously Variable Transmission)。液压回路1按照来自管理ECU 125的控制，经由工作油向离合器C和无级变速器T供应规定的液压。后面对液压回路1的详细情况进行说明。
车速传感器121检测车辆的行驶速度(车速VP)。表示由车速传感器121检测出的车速VP的信号被发送给管理ECU 125。转速传感器123检测内燃机ENG的转速Ne。表示由转速传感器123检测出的转速Ne的信号被发送给管理ECU 125。
管理ECU 125基于车速VP和内燃机ENG的转速Ne、油门踏板的开度(AP开度)、制动踏板的踩踏力(BRK踩踏力)等进行内燃机ENG和液压回路1的控制等。关于管理ECU 125的详细情况，在后面说明。
以下对液压回路1进行详细说明。
(1.液压回路的概要)
参照图2对液压回路1的概要进行说明。
在液压回路1中构成向应该供应比较高的液压(高液压)的液压动作部2(高压系统。例如图1所示的离合器C和无级变速器T)供应液压，并且向只要供应比较低的液压(低液压)就足够的被供应部3(低压系统。例如需要油进行的润滑或者冷却的动作部件，或者在低压下进行动作的变矩器的锁住离合器)供应液压的回路。液压回路1具有被内燃机ENG驱动的大容量油泵Pb和被电动机MOT驱动的小容量油泵Ps。
大容量油泵Pb是这样的油泵：通过抽吸油箱(省略图示)的油而施加压力，从而向低压系统的被供应部3输出低液压，并且也向液压动作部2输出液压。小容量油泵Ps是容量比大容量油泵Pb小的油泵。小容量油泵Ps输出使液压动作部2进行动作的液压。另外，小容量油泵Ps进一步向被供应的液压加压并供应给液压动作部2。
液压回路1具有第1流路L1、第2流路L2以及第3流路L3作为油流动的流路中的主流路。第1流路L1连接大容量油泵Pb与小容量油泵Ps。第2流路L2连接小容量油泵Ps与液压动作部2。第3流路L3是以不经由小容量油泵Ps的方式连接大容量油泵Pb与液压动作部2的流路。被供应部3具有与大容量油泵Pb连接的流路。
通过以上那样构成，从大容量油泵Pb输出的液压被供应给小容量油泵Ps。因此，小容量油泵Ps应该施加给油的压力减小。因此，能够降低驱动小容量油泵Ps时的能量消費量。
详细来讲，用于驱动小容量油泵Ps所需要的扭矩τ(Nm)根据
τ＝ΔP·V/2π…(1)
施加。
在此，ΔP(MPa)是小容量油泵Ps所加压的部分的压力，V(cc/rev)是小容量油泵Ps的理论上的排量(相当于泵旋转一次的泵出量)。另外，π是圆周率。
在此，若用P_pb表示被大容量油泵Pb加压的液压、用P_line表示应该供应给液压动作部2的液压，则为了驱动小容量油泵Ps而需要的扭矩τ为“(P_line-P_pb)·V/2π”。即，与小容量油泵Ps对从油箱抽吸到的油直接加压到高液压的情况相比，能够使驱动小容量油泵Ps的扭矩τ降低“P_pb·V/2π”。因而，能够降低驱动小容量油泵Ps时的能量消耗量。
在此，例如，在构成为仅使用1个油泵向高压系统的液压动作部和低压系统的被供应部双方供应适当的液压的情况下，需要以能够提供应该供应给液压动作部的液压的最大值、以及应该向液压动作部和被供应部供应的油的流量的最大量的方式构成油泵及其驱动源。
但是，一般情况下，高压系统的液压动作部为了进行该动作而需要较高的液压，但很多情况下即使被供应的油的流量较少也可以。另一方面，有时候低压系统的被供应部为了进行该润滑或者冷却而需要以大流量供应油。此时，因为在油泵仅是1个的情况下，也向低压系统的被供应部以高液压供应大流量，所以会进行过量的工作，油泵的能量消耗量变大。
另一方面，在像本实施方式那样通过使用大容量和小容量2个油泵Pb、Ps向低压系统的被供应部3供应液压的情况下，不使用小容量油泵Ps而只要对大容量油泵Pb从油箱抽吸的油进行加压以使得成为低液压就能够以低液压供应大流量的油。此时，大容量油泵Pb因为不需要使油成为高液压，因此能够减少能量消耗量。
另外，在向高压系统的液压动作部2供应液压的情况下，当对大容量油泵Pb从油箱抽吸的油进行加压以使得成为低液压后，通过在小容量油泵Ps中进一步加压，从而能够供应高液压。此时，因为驱动进一步加压时的小容量油泵Ps的电动机MOT能够比较小型地构成，因此能够提高电动机MOT的能量效率。
(1－1.流量与功率之间的关系)
参照图3，对供应给液压动作部2的油的流量(以下称为“高压流量”。横轴)L与液压回路1的功率Pw(纵轴)进行说明。图3示出仅驱动大容量油泵Pb时的相对于供应的高压流量L的变化的液压回路1的功率(以下称为“1泵功率”)Pwb的变化、以及驱动大容量油泵Pb和小容量油泵Ps两泵时的相对于供应的高压流量的变化的液压回路1的功率(以下称为“2泵功率”)Pws的变化。
在驱动大容量油泵Pb和小容量油泵Ps的情况下，大容量油泵Pb向被供应部3和小容量油泵Ps供应低液压，小容量油泵Ps对从大容量油泵Pb供应的油进一步加压，从而向液压动作部2供应高液压。
当高压流量L是规定流量α时，1泵功率Pwb与2泵功率Pws相等。另外，当高压流量L比规定流量α少时，2泵功率Pws比1泵功率Pwb小。这是因为，当流量较小时，在仅由大容量油泵Pb向高压系统的液压动作部2和低压系统的被供应部3双方供应的情况下，也向低压系统的被供应部3用高压供应大流量，因此进行过量的工作，增大能量消耗量。
另外，在高压流量L比规定流量α多时(例如为了进行紧急变速而需要瞬间变更带轮的宽度，供应给液压动作部2的流量变大且增加时)，1泵功率Pwb比2泵功率Pws小。这是因为：由于欲使小容量油泵Ps供应大流量的油，因此向小容量油泵Ps和驱动该小容量油泵Ps的电动机MOT作用较大的负载，增大电动机MOT的电力损失。
因此，在本实施方式的液压回路1中，当高压流量L比规定流量α少时，如图2的(a)所示，从利用内燃机ENG的驱动力进行动作的大容量油泵Pb供应的低压的油经由第1流路L1被利用电动机MOT进行动作的小容量油泵Ps加压成高压。并且，在小容量油泵Ps中被加压成高压的油经由第2流路L2被供应给液压动作部2。
另外，关于液压回路1，当高压流量L比规定流量α多时，如图2的(b)所示，停止电动机MOT进行的小容量油泵Ps的动作，仅以大容量油泵Pb将油加压成高压，并经由第3流路L3将液压供应给液压动作部2。
这样，通过根据高压流量L选择小容量油泵Ps的动作或者停止，从而能够使液压回路1整体的能量消耗量成为最佳化。而且，能够以小容量油泵Ps可供应的最大的高压流量L至少成为规定流量α以下的方式构成小容量油泵Ps和驱动该小容量油泵Ps的电动机MOT。此时，因为小容量油泵Ps和驱动该小容量油泵Ps的电动机MOT能够比较小型地构成，因此能够减少能量消耗量。这样，能够供应能量效率较好的液压回路。
(2.液压回路的详细的结构)
接着，参照图4，对参照图2说明的液压回路1的详细的结构进行说明。
液压回路1用于包含变矩器的带式或者链条式的无级变速器T(所谓摩擦驱动器)。
无级变速器T具有一对输入侧带轮Dr、一对输出侧带轮Dn、以及能够在输入侧带轮Dr与输出侧带轮Dn之间传递动力的带或者链条(省略图示)。
一对输入侧带轮Dr由能够沿无级变速器T的输入轴(省略图示)移动的带轮(可动侧的带轮)和固定的带轮(固定侧的带轮)构成。根据油的供应，输入侧带轮Dr的可动侧的带轮的侧压变化，输入侧带轮Dr的输入轴的轴线方向的宽度变化。这样，通过调整所供应的油，从而调整一对输入侧带轮Dr之间的带的夹紧力。
一对输出侧带轮Dn由能够沿无级变速器T的输出轴(省略图示)自如地移动的带轮(可动侧的带轮)和固定的带轮(固定侧的带轮)构成。根据油的供应，输出侧带轮Dn的可动侧的带轮的侧压变化，输出侧带轮Dn的输出轴的轴线方向的宽度变化。这样，通过调整所供应的油，从而调整一对输出侧带轮Dn之间的带的夹紧力。
在此，在输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn上，侧压是指沿输入轴和输出轴的轴方向向固定侧的输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn按压可动侧的输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn的压力。侧压越增大，夹紧力越增大，则输入侧带轮Dr或者输出侧带轮Dn中的带的卷挂半径越增大。根据供应给输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn的液压的控制(即侧压或者夹紧力的控制)而无级地调整无级变速器T的变速比。
图2所示的液压动作部2相当于图4所示的输入侧带轮Dr、输出侧带轮Dn以及在高液压下进行动作的离合器C。
参照图4，液压回路1除了图2所示的大容量油泵Pb和小容量油泵Ps之外，还具有第1～第8的8个压力控制阀11～18、第9压力控制阀30、第1～第16的16个油路R1～R16以及方向控制阀21。
第1、第3、第4以及第5的4个压力控制阀11、13、14、15是能够根据管理ECU 125指示的供应给线性电磁阀的电流而任意地变更液压的压力控制阀。此外，第4和第5压力控制阀14、15构成为在未向线性电磁阀供应电力的状态下连通一次侧端口(省略图示)与二次侧端口(省略图示)的所谓常开形式的阀。因而，若对线性电磁阀的通电量是0，则阀打开而液压成为最大值。另一方面，第1和第3压力控制阀11、13构成为在向线性电磁阀供应电流的状态下连通一次侧端口(省略图示)与二次侧端口(省略图示)的所谓常闭形式的阀。因而，若对线性电磁阀的通电量是0，则阀关闭而液压为0。第6和第7压力控制阀16、17是先导动作形式的压力控制阀，是能够通过变更从外部供应的先导压力而任意地变更液压的压力控制阀。第2压力控制阀12将从输入侧供应的液压减压成规定的液压，第8压力控制阀18在从输入侧供应的液压为规定的值以上的情况下供应液压。
方向控制阀21具有第1端口21a、第2端口21b、第3端口21c、第4端口21d、第5端口21e以及第6端口21f。另外，方向控制阀21具有供应液压作为先导压力的第7端口21g。方向控制阀21根据输入给第7端口21g的液压而转换第1端口21a、第2端口21b与第3端口21c的连通、以及第4端口21d、第5端口21e与第6端口21f的连通。此外，输入给第7端口21g的液压与第4压力控制阀14输出的第6压力控制阀16的先导压力PDRC相等。
详细来讲，方向控制阀21在输入给第7端口21g的液压比规定的压力低的情况下，使第1端口21a与第3端口21c连通，解除第2端口21b与第3端口21c的连通，并且使第4端口21d与第6端口21f连通，解除第5端口21e与第6端口21f的连通。
另外，方向控制阀21在输入给第7端口21g的液压比规定的压力高的情况下，使第2端口21b与第3端口21c连通，解除第1端口21a与第3端口21c的连通，并且使第5端口21e与第6端口21f连通，解除第4端口21d与第6端口21f的连通。省略详细情况，方向控制阀21在电气系统发生异常时，即使在不能进行由被线性电磁阀驱动的第1、第3、第4以及第5压力控制阀11、13、14、15实现的液压的调整等情况下，也进行动作，使得能够向无级变速器T的输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn供应恒定的液压，使车辆继续行驶。
从被内燃机ENG驱动的大容量油泵Pb供应给第1油路R1的液压被第9压力控制阀30调压后供应给第2油路R2。第2油路R2向第3油路R3和第4油路R4分支。第3油路R3与小容量油泵Ps(被电动机MOT驱动的油泵)联结。
小容量油泵Ps对从第3油路R3供应的液压进一步加压而输出给第5油路R5。另外，小容量油泵Ps也能够构成为经由第2止回阀42对从油泵40抽吸的油进行加压而输出给第5油路R5。
在对小容量油泵Ps进行旁路的第4油路R4的途中设置有第1止回阀41。第4油路R4与第5油路R5联结。第1止回阀41设置成容许油从第4油路R4与第2油路R2的联结点向第4油路R4与第5油路R5的联结点的方向流动，并阻止油向与该方向相反的方向流动。
第4油路R4和第5油路R5联结于第6油路R6和第7油路R7。
第6油路R6向第10油路R10和第11油路R11分支。另外，供应给第6油路R6的液压(管路压力)经由第16油路R16供应给第9压力控制阀30的第4端口30d。在第10油路R10上设置有第1压力控制阀11，第11油路R11与第2压力控制阀12联结。第1压力控制阀11当被线性电磁阀供应电力时经由第10油路R10向被供应部3供应液压。第1压力控制阀11的安全压力能够通过线性电磁阀任意地变更。构成为，当供应给线性电磁阀的电流为0时的安全压力设定成第10油路R10的最大液压(管路压力)以上，当供应给线性电磁阀的电流为0时不经由第10油路R10向被供应部3供应液压。另外，第2压力控制阀12对从第6油路R6供应给第11油路R11的液压减压成规定的压力。第2压力控制阀12将减压后的液压分别向第3压力控制阀13、第8压力控制阀18、方向控制阀21的第4端口21d、第4压力控制阀14以及第5压力控制阀15供应。
第3压力控制阀13根据因来自管理ECU 125的指示而实现的对线性电磁阀的供应电流，对第13油路R13的液压进行减压并输出给方向控制阀21的第1端口21a。
第8压力控制阀18在第14油路R14的液压成为规定的液压以上的情况下，输出给方向控制阀21的第5端口21e。
第4压力控制阀14将经由第15油路R15从第2压力控制阀12供应的液压减压成第6压力控制阀16的先导压力PDRC，并输出给第6压力控制阀16。第4压力控制阀14经由第8油路R8与第9压力控制阀30的第5端口30e联结，也与方向控制阀21的第7端口21g联结。因此，从第4压力控制阀14输出的第6压力控制阀16的先导压力PDRC也被输出给第9压力控制阀30的第5端口30e和方向控制阀21的第7端口21g。
第5压力控制阀15将经由第15油路R15从第2压力控制阀12供应的液压减压成第7压力控制阀17的先导压力PDNC，并输出给第7压力控制阀17。第5压力控制阀15经由第9油路R9与第9压力控制阀30的第6端口30f联结。因此，从第5压力控制阀15输出的第7压力控制阀17的先导压力PDNC也输出给第9压力控制阀30的第6端口30f。
第7油路R7与第6压力控制阀16和第7压力控制阀17联结。第6压力控制阀16将从第7油路R7供应的液压减压成与从第4压力控制阀14供应的先导压力对应的规定的压力，并供应给无级变速器T的输入侧带轮Dr。第7压力控制阀17将从第7油路R7供应的液压减压成与从第5压力控制阀15供应的先导压力对应的规定的压力，并供应给无级变速器T的输出侧带轮Dn。
在此，图2所示的第1流路L1相当于图4所示的第1油路R1、第2油路R2以及第3油路R3。另外，图2所示的第2流路L2相当于图4所示的第5油路R5和第7油路R7。另外，图2所示的第3流路L3相当于图4所示的第1油路R1、第2油路R2、第4油路R4以及第7油路R7。
第9压力控制阀30在内部具有第1阀柱31和第2阀柱32。第2阀柱32被第1弹性部件33向第1阀柱31侧(图4的左侧)施力。另外，第1阀柱31被配置于第1阀柱31与第2阀柱32之间的第2弹性部件34向远离第2阀柱32的一侧(图4的左侧)施力。
另外，第9压力控制阀30具有第1～第7的7个端口30a～30g。第1端口30a与第1油路R1连接，被供应来自大容量油泵Pb的液压。第2端口30b与第1端口30a在轴向上设置于相同的位置，且始终与第1端口30a连通，该第2端口30b与第2油路R2连接。第3端口30c被设置于比第2端口30b更远离第2阀柱32的一侧，并经由低液压下的作为润滑油路的第12油路R12与被供应部3连接。
第4端口30d被设置在比第3端口30c更远离第2阀柱32的一侧，被供应向第6油路R6(和第7油路R7)供应的液压(管路压力)。在第1阀柱31的周围，在与第4端口30d对应的部分设置有环状槽，借助从第4端口30d供应的液压，使第1阀柱31抵抗第2弹性部件34的作用力而产生向第2阀柱32靠近的方向(图4的右方向)的力。
第5端口30e设置于第1阀柱31与第2阀柱32之间，向第5端口30e供应从第4压力控制阀14输出的第6压力控制阀16用的先导压力PDRC。第6端口30f设置于第2阀柱32的远离第1阀柱31的一侧，向第6端口30f供应从第5压力控制阀15输出的第7压力控制阀17用的先导压力PDNC。
第7端口30g设置于第1阀柱31的远离第2阀柱32的一侧，向第7端口30g供应从方向控制阀21的第6端口21f输出的液压。此外，该液压也被供应至第6压力控制阀16。
在第9压力控制阀30中，从第4压力控制阀14输出的先导压力PDRC与从第5压力控制阀15输出的先导压力PDNC中的任意的较高的先导压力作为使第1阀柱31向远离第2阀柱32的方向(图4的左方向)移动的力来作用。即，在从第4压力控制阀14输出的先导压力PDRC较高的情况下，第1阀柱31向远离第2阀柱32的方向(图4的左方向)移动。另一方面，在从第5压力控制阀15输出的先导压力PDNC较高的情况下，第2阀柱32抵抗第2弹性部件34的作用力而向接近第1阀柱31的方向(图4的左方向)移动并与第1阀柱31触碰，第1阀柱31借助来自第2阀柱32的挤压力向远离第2阀柱32的方向(图4的左方向)移动。
在此，为了适当地调整无级变速器T的变速比，在输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn中需要的液压中的至少较高那一方的液压即管路压力P_line必须被供应给第6油路R6和第7油路R7。根据图2的液压回路1，因为供应给第6油路R6和第7油路R7的液压被供应给第4端口30d，因此当供应给第6油路R6和第7油路R7的液压变动而使第1阀柱31移动时，从第3端口30c泵出的油的流量变动。由此，供应给第6油路R6和第7油路R7的液压被保持为期望的管路压力P_line。
详细来讲，在大容量油泵Pb正在供应管路压力P_line的状态时，驱动小容量油泵Ps，当对从大容量油泵Pb供应的液压进一步加压ΔP时，因为管路压力P_line增大，因此如图5所示，第1阀柱31抵抗第2弹性部件34的作用力向接近第2阀柱32的方向(图5的右方向)移动。当第1阀柱31向接近第2阀柱32的方向(图5的右方向)移动时，第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径扩大，从大容量油泵Pb供应给第9压力控制阀30的液压的一部分从第3端口30c经由第12油路R12向被供应部3释放。其结果为，大容量油泵Pb经由第9压力控制阀30供应给小容量油泵Ps的液压P_pb减小到“P_line-ΔP”。省略详细情况，同样地，在从该状态停止小容量油泵Ps的动作而成为ΔP＝0的情况下，第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径缩小，大容量油泵Pb供应的液压P_pb再次自动地上升到管路压力P_line。
在这样构成的液压回路1中，通过扩大/缩小第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径来调整管路压力P_line。当内燃机ENG进行驱动时，如图5所示，油从第1端口30a向第2端口30b和第3端口30c流动，当像怠速停止时那样内燃机ENG的动作停止时，如图6所示，空气因小容量油泵Ps的负压而从被供应部3倒流，有可能经由被供应部3→第12油路R12→第3端口30c→第2端口30b→第3油路R3在小容量油泵Ps中混入空气。关于防止空气向该小容量油泵Ps的混入的方法，在后面(4.内燃机的动作停止时的液压回路的控制)会详细说明。
(3.液压回路的动作)
接着，按照搭载有该液压回路1的车辆的状态(“正常行驶时”、“紧急变速时”、“惯性滑行(Coasting down)时”以及“停车时”)说明液压回路1的动作。
(3－1.正常行驶时)
参照图7对正常行驶时的液压回路1的动作进行说明。在正常行驶时，内燃机ENG进行动作，大容量油泵Pb被内燃机ENG驱动。小容量油泵Ps对经由第9压力控制阀30从大容量油泵Pb供应的油进行加压，并向第5油路R5输出高液压。另外，第9压力控制阀30的第1阀柱31被控制成第1端口30a和第2端口30b与第3端口30c连通，并且压力控制阀11不通电。因此，在正常行驶时，利用“油箱40→大容量油泵Pb→第1油路R1→第9压力控制阀30→第2油路R2→第3油路R3→小容量油泵Ps→第5油路R5→第6油路R6、第7油路R7”的路径供应高液压，利用“油箱40→大容量油泵Pb→第1油路R1→第9压力控制阀30→第12油路R12”的路径向被供应部3供应低液压。
在此，用P_line表示供应给第6油路R6和第7油路R7的液压即管路压力，用P_pb表示从大容量油泵Pb经由第1油路R1～第3油路R3向小容量油泵Ps供应的液压。此时，小容量油泵Ps所加压的部分的压力ΔP是“P_line-P_pb”，根据式(1)，驱动小容量油泵Ps的扭矩τ成为“(P_line-P_pb)·V/2π”。因而，与在小容量油泵Ps中对未被加压的状态的油进行加压的情况相比，能够减小驱动小容量油泵Ps的扭矩τ。
(3－2.紧急变速时)
参照图8，对紧急变速时的液压回路1的动作进行说明。在紧急变速时，需要使无级变速器T的变速比急剧地变化，供应给输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn中的任意一方的油的流量非常多，高压流量L比规定流量α多。因而，停止小容量油泵Ps的动作，仅使大容量油泵Pb进行动作。另外，第9压力控制阀30的第1阀柱31被控制成第1端口30a和第2端口30b与第3端口30c连通，并且第1压力控制阀11不通电。因此，在紧急变速时，利用“油箱→大容量油泵Pb→第1油路R1→第2油路R2→第4油路R4→第7油路R7”的路径向输入侧带轮Dr或者输出侧带轮Dn供应高液压，利用“油箱40→大容量油泵Pb→第1油路R1→第9压力控制阀30→第12油路R12”的路径向被供应部3供应低液压。这样，当紧急变速时，因为停止小容量油泵Ps的动作，仅使大容量油泵Pb进行动作，因此能够提高液压回路1的能量效率。
(3－3.惯性滑行(Coasting down)时)
参照图9对进行了怠速停止的惯性滑行时的液压回路1的动作进行说明。在进行了怠速停止的惯性滑行时，内燃机ENG的驱动被停止且离合器C被切断因此转速Ne为0。因此，大容量油泵Pb不进行动作。因而，小容量油泵Ps对从油箱40抽吸的油进行加压，并向第5油路R5输出高液压。此时，将会在(4.内燃机的动作停止时的液压回路的控制)中详细说明，第9压力控制阀30的第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径被完全关闭。另外，压力控制阀11被通电，并经由第10油路R10向被供应部3供应液压。因此，在惯性滑行时，利用“油箱40→第2止回阀42→第3油路R3→小容量油泵Ps→第5油路R5→第6油路R6、第7油路R7”的路径供应高液压，利用“油箱40→第2止回阀42→第3油路R3→小容量油泵Ps→第5油路R5→第6油路R6→第10油路R10(第1压力控制阀11)”的路径向被供应部3供应低液压。
(3－4.停车时)
参照图10对进行了怠速停止的停车时的液压回路1的动作进行说明。当处于进行了怠速停止的停车时，内燃机ENG的动作停止，转速Ne为0，因此大容量油泵Pb不进行动作。因而，小容量油泵Ps对从油箱40抽吸的油进行加压，并向第5油路R5输出高液压。此时也将会在(4.内燃机的动作停止时的液压回路的控制)中详细说明，第9压力控制阀30的第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径被完全关闭。另外，当停车时，被供应部3的旋转要素也停止，不需要润滑，因此压力控制阀11不通电。因此，停车时，利用“油箱40→第2止回阀42→第3油路R3→小容量油泵Ps→第5油路R5→第6油路R6、第7油路R7”的路径供应高液压，不向被供应部3供应液压。
(4.内燃机的动作停止时的液压回路的控制)
接着，对内燃机ENG的动作停止时(怠速停止)的液压回路1的控制进行说明。
图11是示出内燃机ENG的动作停止时的内燃机ENG的转速Ne、先导压力PDRC、PDNC以及管路压力P_line的各历时变化的一例的曲线图。在正借助内燃机ENG的驱动力进行行驶的车辆中，当例如AP开度为0因而停止内燃机ENG的驱动时，如图11所示，管理ECU 125控制第4压力控制阀14或者第5压力控制阀15的线性电磁阀以使得根据内燃机ENG的转速Ne的下降而进一步逐渐地升高先导压力PDRC与先导压力PDNC的任意较高的先导压力。此外，因为第4压力控制阀14和第5压力控制阀15构成为常开类型的阀，因此通过使对线性电磁阀的通电量为0，从而先导压力PDRC或者先导压力PDNC最大。
在图11所示的例子中，因为先导压力PDNC较高，因此管理ECU 125根据内燃机ENG的转速Ne的下降控制第5压力控制阀15，且以第7压力控制阀17的先导压力PDNC逐渐地升高的方式进行控制。当第7压力控制阀17的先导压力PDNC变高时，先导压力PDNC经由第9油路R9也向第9压力控制阀30的第6端口30f输出，因此如图12所示，第9压力控制阀30的第2阀柱32抵抗第2弹性部件34的作用力向接近第1阀柱31的方向(图12的左方向)移动而与第1阀柱31触碰，第1阀柱31借助来自第2阀柱32的挤压力向远离第2阀柱32的方向(图12的左方向)移动。在该状态下，因为第9压力控制阀30的第3端口30c与第1端口30a和第2端口30b之间的路径被完全关闭，因此从被供应部3朝向小容量油泵Ps的路径被切断，不会向小容量油泵Ps混入空气。
在此，对控制成进一步升高先导压力PDRC与先导压力PDNC中的任意较高的先导压力的理由进行说明。如上述那样，当内燃机ENG的驱动停止时，供应给第6油路R6和第7油路R7的液压即管路压力由小容量油泵Ps供应。换言之，管路压力根据小容量油泵Ps的输出决定。因此，即使进一步升高较高那一方的先导压力，管路压力也不受影响，供应给输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn的工作油的各液压不变。因而，根据该控制，能够以不改变无级变速器T的变速比的方式防止空气混入到小容量油泵Ps。
此外，在使较低那一方的先导压力比较高那一方的先导压力高的情况下，虽然能够防止空气混入到小容量油泵Ps，但因为根据小容量油泵Ps的输出决定的管路压力不变而供应给输入侧带轮Dr或者输出侧带轮Dn的工作油的液压变化，因此无级变速器T的变速比发生变化。因而，在容许无级变速器T的变速比变化的情况下，也可以使较低那一方的先导压力比较高那一方的先导压力高而防止空气混入到小容量油泵Ps。
另外，优选管理ECU 125进行控制以使得当停止内燃机ENG的驱动而内燃机ENG的转速Ne为0以后，使供应较高那一方的先导压力的压力控制阀的向线性电磁阀的通电量为0。即，在图11所示的例子中，因为先导压力PDNC较高，因此管理ECU 125在内燃机ENG的转速Ne为0以后，控制第5压力控制阀15的线性电磁阀，且以逐渐升高第7压力控制阀17的压力PDNC的方式进行控制。由此，在被内燃机ENG驱动的大容量油泵Pb还在进行旋转过程中，通往被供应部3的路径被完全关闭，能够防止管路压力因未供应油而无意地上升。
(5.液压回路的学习控制)
接着，对能够提高小容量油泵Ps的驱动扭矩的预测精度的控制进行说明。
在小容量油泵Ps中有个体差，由于该个体差在目标液压与小容量油泵Ps实际上供应的液压之间产生差异。由于该差异，当内燃机的驱动分配从理想值脱离时，系统效率下降，因此需要使小容量油泵Ps的驱动扭矩的预测精度提高。
图13是设定液体摩擦扭矩系数时的流程图。如图13所示，管理ECU 125判断是否有怠速停止的请求(步骤S101)，若有怠速停止的请求则进入步骤S103，若没有该请求则进入步骤S113。在步骤S103中，管理ECU 125转移到停车模式。接着，管理ECU 125执行小容量油泵Ps的测试循环(步骤S105)。接着，管理ECU 125保存传感器的输出值(步骤S107)。接着，管理ECU 125判断小容量油泵Ps的测试循环是否已结束(步骤S109)，若结束则进入步骤S117，若未结束则返回步骤S107。
在步骤S113中，管理ECU 125转移到正常行驶模式。接着，管理ECU 125判断小容量油泵Ps是否正在执行学习(步骤S115)，若正在执行则进入步骤S117，若未执行则结束处理。在步骤S117中，管理ECU 125计算流体摩擦扭矩系数Cr、Cf。接着，管理ECU 125判定学习结果的错误判定结果是正常还是异常(步骤S119)，若正常则进入步骤S121，若异常则结束处理。在步骤S121中，管理ECU 125进行流体摩擦扭矩系数Cr、Cf的更新。
在步骤S119中进行的错误判定结果的判定中，使用以下所示的指标(a)～(d)。
(a)标本数小于规定的值
(b)决定系数(R2值)小于规定的值
(c)计算结果是NaN(Not a Number：非数字)
(d)计算结果在Cf、Cr的上下限范围外＝能够在公差偏差上下限中规定
此外，决定系数(R2值)通过以下所示式(2)表示。
fi＝axi+b
图14是示出车辆从正常行驶到停车时的小容量油泵Ps的测试循环的时机的图。如图14所示，在车辆刚刚停车之后，施加到无级变速器T的高压侧带轮的液压PH与小容量油泵Ps直接联结，液压PH＝从第5压力控制阀15输出的第7压力控制阀17用的先导压力PDNC。小容量油泵Ps的测试循环从该状态开始。
图15是示出基于无级变速器T的带轮压力请求值计算小容量油泵Ps的泵出压力，并基于该泵出压力等计算小容量油泵Ps的驱动扭矩的功能的框图。如图15所示，管理ECU125基于无级变速器T的带轮压力请求值计算出小容量油泵Ps的泵出压力Δp后，基于该泵出压力Δp、工作油的绝对粘度μ以及小容量油泵Ps的转速ω等使用以下所示的式(3)计算小容量油泵Ps的驱动扭矩Ta。
Ta＝DpΔp+CrDpμω+CfDpΔp…(3)
此外，Dp是作为设计值获得的小容量油泵Ps的逻辑泵出量。另外，流体摩擦扭矩系数Cr、Cf也作为设计值获得。另外，工作油的绝对粘度μ是根据工作油的温度而不同的值。另外，转速ω从内置于小容量油泵Ps的霍尔元件获得。
在本实施方式中，根据式(3)的右边的第2项和第3项能够提高小容量油泵Ps的驱动扭矩的预测精度。
包含于式(3)的右边的第2项和第3项的流体摩擦扭矩系数Cr、Cf如以下那样求出。式(3)能够变形成式(4)。
当用“Y＝CfX+Cr”表示式(4)时，Cf与Cr是线性组合，X与Y根据实验结果是已知的。因此，通过根据最小二乘法和求出由“Y＝CfX+Cr”表示的线性近似式的斜率(Cf)和截距(Cr)，从而能够获得流体摩擦扭矩系数Cr、Cf。
图16是示出图13所示的步骤S117的处理的子程序的流程图。如图16所示，管理ECU125根据液压回路1所具有的传感器等获取要求出上述X和Y所需要的参数(步骤S201)。此外，因为上述X和Y能够如以下那样表示，因此在步骤S201中获取的参数是向驱动小容量油泵Ps的电动机MOT的电枢中流动的电流I、小容量油泵Ps的泵出压力Δp、工作油的油温TATF以及小容量油泵Ps的转速ω。
(下标i表示标本。)
接着，管理ECU 125将在步骤S201中获取的参数I转换成小容量油泵Ps的驱动扭矩Ta，并将参数TATF转换成工作油的绝对粘度μ(步骤S203)。接着，管理ECU 125计算标本值Xi、Yi，并根据最小二乘法求出根据标本值Xi、Yi获得的线性近似式的斜率(Cf)和截距(Cr)，从而计算流体摩擦扭矩系数Cr、Cf(步骤S205)。此外，根据最小二乘法求得的流体摩擦扭矩系数Cr、Cf如以下那样表示。
这样，根据包含流体摩擦扭矩系数Cr、Cf作为参数的上述式(3)计算小容量油泵Ps的驱动扭矩Ta，通过最小二乘法求得根据标本值Xi、Yi获得的线性近似式的斜率(Cf)和截距(Cr)而获得流体摩擦扭矩系数Cr、Cf。因而，能够提高小容量油泵Ps的驱动扭矩的预测精度。其结果为，能够减小目标液压与实际上小容量油泵Ps供应的液压之间的误差，提高系统效率。另外，为了进行上述控制，因为能够使用为了高精度地控制例如带轮压而设置的带轮压传感器，因此不专门地设置传感器而能够高精度地控制小容量油泵Ps的驱动扭矩。结果是，能够使传感器的数量成为最小限。
如以上说明的那样，在本实施方式中，从被内燃机ENG驱动的大容量油泵Pb输出的液压被供应给被由电动机MOT驱动的小容量油泵Ps。因此，小容量油泵Ps只要对大容量油泵Pb输出的液压增加压力不足部分就足够，与以往相比，小容量油泵Ps应该施加给油的压力减小。因此，能够降低在小容量油泵Ps中的能量消耗量。
另外，在向液压动作部2供应大流量的油的情况下等油泵进行驱动时需要较大的动力的情况下，有时候不使用小容量油泵Ps而从大容量油泵Pb直接向液压动作部2供应高液压的情况与使用小容量油泵Ps的情况相比，减小了用于驱动各油泵的动力的总和。
在这样的情况下，通过停止小容量油泵Ps的动作、将从大容量油泵Pb输出的液压经由第3流路L3供应给液压动作部2，从而能够降低小容量油泵Ps所要求的能够最大输出的动力。因此，能够使用比较小型的装置作为小容量油泵Ps，进而能够提高驱动小容量油泵Ps时的能量效率。
另外，当大容量油泵Pb停止的怠速停止时，管理ECU 125控制安全压力以使得第1端口30a和第2端口30b不与第3端口30c连通。由此，因为从被供应部3向小容量油泵Ps的路径被切断，因此能够防止怠速停止时空气沿该路径倒流而混入小容量油泵Ps。而且，因为不需要为了防止空气混入小容量油泵Ps的止回阀，因此能够实现液压回路1的小型化和低成本化。
另外，通过控制成进一步提高先导压力PDRC与先导压力PDNC中的任意较高的先导压力，从而能够防止空气混入小容量油泵Ps，并且防止无级变速器T的变速比变化。即，因为当怠速停止时大容量油泵Pb停止，因此管路压力由小容量油泵Ps供应。此时，因为即使进一步提高先导压力PDRC与先导压力PDNC中的任意较高的先导压力，管路压力也不再上升，因此流往无级变速器T的输入侧带轮Dr和输出侧带轮Dn的工作油的各液压不变化，因此无级变速器T的变速比不变化。所以，不会对搭载了无级变速器T的车辆的商品性造成影响。
另外，因为第4压力控制阀14或者第5压力控制阀15是常开形式的，因此通过使对输出先导压力PDRC与先导压力PDNC中的任意较高的先导压力的阀的通电量为0，从而能够提高先导压力并且降低电力消耗。
另外，当停止内燃机ENG的驱动而使大容量油泵Pb的旋转完全地停止以后，通过完全关闭第9压力控制阀30的第1端口30a和第2端口30b与第3端口30c之间的路径，从而从被供应部3通往小容量油泵Ps的路径被切断。因此，在大容量油泵Pb旋转过程中该路径被完全关闭，油未供应给被供应部3，从而能够防止管路压力无意地上升。
另外，小容量油泵Ps的驱动扭矩因为根据包含流体摩擦扭矩系数Cr、Cf作为参数的式子来计算，因此能够高精度地计算该驱动扭矩。另外，在流体摩擦扭矩系数Cr、Cf的导出中，因为能够使用为了高精度地控制例如带轮压而设置的带轮压传感器，因此能够高精度地控制小容量油泵Ps的驱动扭矩而不用专门地设置传感器。
此外，本发明不限于前述的实施方式，能够适当进行变形、改良等。

Claims (13)

1.一种液压回路的控制装置，其对被供应低液压的被供应部和被供应液压比所述低液压高的高液压的液压动作部供应液压，其中，
所述液压动作部是无级变速器，该无级变速器具有能够通过被供应所述高液压来变更宽度的输入侧带轮和输出侧带轮，能够无级地调整变速比，
所述液压回路具有：
机械式油泵，其被输出用于车辆行驶的驱动力的驱动源驱动；
电动油泵，其是被电动机驱动且容量比所述机械式油泵小的油泵，对从所述机械式油泵供应的液压进一步加压而供应给所述液压动作部；
第1流路，其将从所述机械式油泵供应的液压供应给所述电动油泵；
第2流路，其将从所述电动油泵供应的液压供应给所述液压动作部；
第3流路，其以不经由所述电动油泵的方式将从所述机械式油泵供应的液压供应给所述液压动作部；
管路压力调整阀，其设置于所述机械式油泵与所述第1流路之间；
第1换挡控制阀，其接受所述第2流路或者所述第3流路的管路压力而进行对所述输入侧带轮供排工作油的控制；
第2换挡控制阀，其接受所述第2流路或者所述第3流路的所述管路压力而进行对所述输出侧带轮供排工作油的控制；
第1电磁阀，其产生第1先导压力，并且使所述第1先导压力作用于所述第1换挡控制阀而控制所述第1换挡控制阀的动作；以及
第2电磁阀，其产生第2先导压力，并且使所述第2先导压力作用于所述第2换挡控制阀而控制所述第2换挡控制阀的动作，
所述管路压力调整阀在内部具有第1阀柱和第2阀柱，
所述第2阀柱被第1弹性部件向所述第1阀柱侧施力，
所述第1阀柱被配置于所述第1阀柱与所述第2阀柱之间的第2弹性部件向远离所述第2阀柱的一侧施力，
所述管路压力调整阀具有：
第1端口，其被供应来自所述机械式油泵的液压；
第2端口，其始终与所述第1端口连通，与所述第1流路连接；
第3端口，其被设置在比所述第2端口更远离所述第2阀柱的一侧，经由润滑油路与所述被供应部连接；
第4端口，其被设置在比所述第3端口更远离所述第2阀柱的一侧，被供应所述管路压力；
第5端口，其被供应所述第1先导压力；以及
第6端口，其被供应所述第2先导压力，
所述第1阀柱构成为，通过被从所述第4端口供应的所述管路压力向接近所述第2阀柱的一侧施力，从而所述第1端口以及所述第2端口能够与所述第3端口连通，
所述第1阀柱构成为，通过被安全压力向远离所述第2阀柱的一侧施力，能够切断所述第1端口以及所述第2端口与所述第3端口之间的连通，所述安全压力是所述第1先导压力与所述第2先导压力中的任一较高的液压，
所述控制装置控制所述安全压力，使得在所述机械式油泵停止的怠速停止时，所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通。
2.根据权利要求1所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置控制所述第1电磁阀或者所述第2电磁阀，使得在将所述安全压力控制成所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通时，进一步提高所述第1先导压力与所述第2先导压力中的任一较高的先导压力。
3.根据权利要求1或者2所述的液压回路的控制装置，其中，
所述第1电磁阀和所述第2电磁阀是常开形式的电磁阀，
所述控制装置进行控制，使得向输出所述第1先导压力与所述第2先导压力中的任一较高的先导压力的电磁阀提供的通电量为0。
4.根据权利要求1或者2所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置控制所述安全压力，使得在停止所述驱动源的驱动而使所述机械式油泵的旋转完全停止以后，所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通。
5.根据权利要求3所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置控制所述安全压力，使得在停止所述驱动源的驱动而使所述机械式油泵的旋转完全停止以后，所述第1端口以及所述第2端口不与所述第3端口连通。
6.根据权利要求1或者2所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置在所述驱动源的动作停止且所述车辆停车时，基于向所述输出侧带轮供应的液压计算所述电动油泵的扭矩。
7.根据权利要求3所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置在所述驱动源的动作停止且所述车辆停车时，基于向所述输出侧带轮供应的液压计算所述电动油泵的扭矩。
8.根据权利要求4所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置在所述驱动源的动作停止且所述车辆停车时，基于向所述输出侧带轮供应的液压计算所述电动油泵的扭矩。
9.根据权利要求5所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置在所述驱动源的动作停止且所述车辆停车时，基于向所述输出侧带轮供应的液压计算所述电动油泵的扭矩。
10.根据权利要求6所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置根据以下参数导出用于计算所述电动油泵的扭矩的流体摩擦扭矩系数，所述参数包括：基于按照目标管路压力决定的所述电动油泵的转速和所述工作油的油温计算的供应给所述电动机的电流；所述电动油泵的转速；所述工作油的油温；以及供应给所述输出侧带轮的液压。
11.根据权利要求7所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置根据以下参数导出用于计算所述电动油泵的扭矩的流体摩擦扭矩系数，所述参数包括：基于按照目标管路压力决定的所述电动油泵的转速和所述工作油的油温计算的供应给所述电动机的电流；所述电动油泵的转速；所述工作油的油温；以及供应给所述输出侧带轮的液压。
12.根据权利要求8所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置根据以下参数导出用于计算所述电动油泵的扭矩的流体摩擦扭矩系数，所述参数包括：基于按照目标管路压力决定的所述电动油泵的转速和所述工作油的油温计算的供应给所述电动机的电流；所述电动油泵的转速；所述工作油的油温；以及供应给所述输出侧带轮的液压。
13.根据权利要求9所述的液压回路的控制装置，其中，
所述控制装置根据以下参数导出用于计算所述电动油泵的扭矩的流体摩擦扭矩系数，所述参数包括：基于按照目标管路压力决定的所述电动油泵的转速和所述工作油的油温计算的供应给所述电动机的电流；所述电动油泵的转速；所述工作油的油温；以及供应给所述输出侧带轮的液压。
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