JP2004324664A

JP2004324664A - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP2004324664A
Application number: JP2003115950A
Authority: JP
Inventors: Shinichi Ito; 慎一伊藤; Yasunori Nakawaki; 康則中脇; Makoto Funahashi; 眞舟橋; Arata Murakami; 新村上; Toshihiro Aoyama; 俊洋青山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-04-21
Filing date: 2003-04-21
Publication date: 2004-11-18

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device capable of restricting increase of drive torque necessary for driving an oil pump. <P>SOLUTION: This hydraulic control device comprises a first oil passage 86 in which oil from oil pumps 80 and 81 is fed, a first control valve 88 to regulate oil quantity discharged from the first oil passage 86 to a second oil passage 119 to control hydraulic pressure in the first oil passage 86, and a second control valve 109 to regulate oil quantity discharged from the second oil passage to a third oil passage 121 to control hydraulic pressure in the second oil passage 119. The first control valve 88 is provided with a valve element 89 to regulate oil quantity discharged from the first oil passage 86 to the second oil passage 119. A control oil passage 122 is provided to transmit hydraulic pressure in the third oil passage 121 to the valve element 89 for restricting action of the valve element 89 in such a direction as to decrease oil quantity from the first oil passage 86 to the second oil passage 119. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

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、下記の特許文献１に記載されている。
【０００３】
この特許文献１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。このオイルポンプはエンジン動力により駆動するように設けられている。また、オイルポンプは、メインポートおよびサブポートを有し、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のいずれか一方に、選択的に切り換える切換弁が設けられている。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、エンジン動力によりオイルポンプが駆動されると、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。
【０００６】
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。
【０００７】
上記のようなセカンダリ制御弁およびプライマリ制御弁として、スプール型の流量制御弁を用いることが知られている。このスプール型流量制御弁のスプールには複数のランド部が形成されており、第１の油路と第２の油路との連通面積が、スプールの動作により増減されて、第１の油路から第２の油路に排出されるオイル量が制御される構成となっている。
【０００８】
【特許文献１】
特開平５−２６３３４号公報（段落番号０００８ないし段落番号００１９、図１）
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記のようなスプール型流量制御弁においては、ランド部同士の間にオイルが流れ込むと、そのオイルの流体力によりスプールが動作し、油路同士の連通面積が減少されることが知られている。したがって、このスプール型流量制御弁を、上記の特許文献１に記載されている油圧制御装置のプライマリ制御弁およびセカンダリ制御弁に用いるとすれば、例えば、メインポートから吐出されるオイルだけをプライマリ制御弁およびセカンダリ制御弁に供給し、かつ、オイルポンプが高速回転している場合に、セカンダリ圧が上昇し、オイルポンプを駆動するために必要な駆動トルクが高まる恐れがあった。
【００１０】
この発明は上記事情を背景としてなされたものであり、オイルポンプを駆動するために必要な駆動トルクが高まること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。
【００１１】
【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、オイルポンプから吐出されたオイルが供給される第１の油路と、この第１の油路から第２の油路にオイルを排出する状態を制御することにより、前記第１の油路におけるオイルの状態を制御する第１の制御弁と、前記第２の油路から第３の油路にオイルを排出する状態を制御することにより、前記第２の油路におけるオイルの状態を制御する第２の制御弁とを有し、前記第１の制御弁は、所定方向に動作することにより、前記第１の油路から第２の油路にオイルを排出する状態を制御する弁体を備えている油圧制御装置において、前記第１の油路から前記第２の油路へのオイルの排出が抑制される向きに前記弁体が動作することを、前記第３の油路の油圧を前記弁体に伝達して抑制する制御油路が設けられていることを特徴とする発明である。
【００１２】
請求項１の発明によれば、第１の油路のオイルを第２の油路に排出する場合に、オイルの流体力により、第１の油路から第２の油路にオイルが排出されることを抑制するように弁体が動作しようとする現象が、第３の油路の油圧が弁体に伝達されて弁体が所定の向きに動作することにより回避される。
【００１３】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記オイルポンプの吐出口が複数設けられていることを特徴とする発明である。
【００１４】
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、複数の吐出口のうちのいずれかの吐出口から、第１の油路にオイルが供給される。
【００１５】
請求項３の発明は、請求項１または２の構成に加えて、前記複数のオイルポンプの吐出口のうちのいずれかの吐出口から吐出されたオイルを、前記第１の油路を経由させることなく、前記第２の制御弁に供給する第４の油路が設けられていることを特徴とする発明である。
【００１６】
請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同様の作用が生じる他に、複数のオイルポンプの吐出口のうちのいずれかの吐出口から吐出されたオイルが、第１の油路を経由することなく、第２の制御弁に供給される。
【００１７】
請求項４の発明は、請求項３の構成に加えて、前記第１の油路と第４の油路とを接続する第５の油路と、この第５の油路に設けられた逆止弁とを有し、この逆止弁は、前記第４の油路のオイルが第１の油路に供給されることを許容する機能と、前記第１の油路のオイルが第４の油路に供給されることを規制する機能とを兼備する構成であることを特徴とする発明である。
【００１８】
請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の作用が生じる他に、第４の油路のオイルが第１の油路に供給される一方、第１の油路のオイルが第４の油路に供給されることが規制される。
【００１９】
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、無段変速機の動力伝達状態を制御するオイル必要部が設けられており、前記第１の油路のオイルが前記オイル必要部に供給される構成であることを特徴とする発明である。
【００２０】
請求項５の発明によれば、請求項１ないし４の発明と同様の作用が生じる他に、オイルポンプから吐出されたオイルを、前記第１の油路を経由させてオイル必要部に供給することにより、無段変速機の動力伝達状態が制御される。
【００２１】
請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの構成に加えて、前記第１の油路のオイルの状態には、前記第１の油路の油圧が含まれ、前記第１の制御弁および第２の制御弁は、共に圧力制御弁であることを特徴とする発明である。
【００２２】
請求項６の発明によれば、請求項１ないし５のいずれかの発明と同様の作用が生じる他に、第１の油路のオイルが第２の油路に排出されて、第１の油路の油圧が制御される。
【００２３】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２には、この発明の制御装置の対象となる車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。ここに示すパワートレーンにおいては、駆動力源１のトルクが、流体伝動装置９および前後進切換装置８を介してベルト式無段変速機４に伝達されるように構成されている。駆動力源１としては、エンジンまたは電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。このエンジンとしては、例えば、内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。以下、駆動力源１としてガソリンエンジンを用いる場合について説明し、便宜上、駆動力源１を“エンジン１”と記す。このエンジン１はクランクシャフト７０を有している。
【００２４】
このクランクシャフト７０に連結される流体伝動装置９として、図２の実施例ではトルクコンバータが用いられている。以下、流体伝動装置９を“トルクコンバータ９”と記す。このトルクコンバータ９は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とを有している。フロントカバー１０には円筒部７１が連続されており、円筒部７１であって、フロントカバー１０とは反対側の端部に、ポンプインペラ１１が形成されている。タービンランナ１２は円筒部７１の内部に配置されており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とが対向して設けられている。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。
【００２５】
また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ１３が配置されている。このステータ１３は、一方向クラッチ１４を介して、所定の固定部（ケーシング）１５に連結されている。
【００２６】
このトルクコンバータ９は、ロックアップクラッチ１６を備えている。ロックアップクラッチ１６は、円筒部７１の内部に設けられており、フロントカバー１０からシャフト５０に至る動力伝達経路に対して並列に配置されたものである。また、円筒部７１の内部には第１の油圧室７２と第２の油圧室７３とが形成されている。ロックアップクラッチ１６は、シャフト５０と一体回転するように取り付けられているとともに、シャフト５０の軸線方向に移動可能に構成されている。そして、第１の油圧室７２の油圧と、第２の油圧室７３の油圧との対応関係に基づいて、シャフト５０の軸線方向におけるロックアップクラッチ１６の動作が制御される。さらにまた、第１の油圧室７２および第２の油圧室７３に供給される作動流体の圧力を制御する油圧制御装置５９が設けられている。
【００２７】
前後進切換装置８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、前後進切換装置８は、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。図２に示す例では、前後進切換装置８としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。
【００２８】
さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放は、油圧制御装置５９により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。
【００２９】
前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と可動シーブ５３とを有している。そして、可動シーブ５３を、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２６が設けられている。
【００３０】
これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と可動シーブ５６とを有している。さらに、可動シーブ５６をセカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２７が設けられている。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。さらに、上記アクチュエータ２６の油圧室（後述）およびアクチュエータ２７の油圧室（後述）に作用する油圧もしくはオイル量は、油圧制御装置５９により制御される。なお、セカンダリシャフト５５には歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には車輪２が連結されている。
【００３１】
つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、電子制御装置（ＥＣＵ）３４が設けられており、この電子制御装置３４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されている。この電子制御装置３４には、エンジン回転速度センサ３０の信号、タービンランナ１２の回転速度を検出するタービン回転速度センサ３１の信号、プライマリシャフト５１の回転速度を検出する入力回転速度センサ３２の信号、セカンダリシャフト５５の回転速度を検出する出力回転速度センサ３３の信号、加速要求（アクセル開度）検知センサ５７の信号、制動要求検知センサ５８の信号、シフトポジションセンサ６０の信号、作動流体の温度を検知する温度検知センサ７４の信号、油圧制御装置５９の機能を検知する信号などが入力される。この電子制御装置３４からは、エンジン１を制御する信号、油圧制御装置５９を制御する信号、ベルト式無段変速機４を制御する信号、ロックアップクラッチ１６を制御する信号、前後進切換装置８を制御する信号などが出力される。
【００３２】
上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン１から出力されたトルクは、トルクコンバータ９、前後進切換装置８、ベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達される。ここで、ロックアップクラッチ１６の制御について説明する。上記のトルク伝達時に、第１の油圧室７２の油圧が低圧に制御されて、ロックアップクラッチ１６が解放されている場合は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。したがって、エンジン１の爆発振動によるトルク変動が、車輪２に伝達されることを抑制できる。また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との速度比が所定値である場合は、トルクコンバータ９によるトルクの増幅がおこなわれる。
【００３３】
これに対して、第１の油圧室７２の油圧が高められた場合について説明する。まず、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が所定値以下である場合、例えば、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が、クランクシャフト７０からシャフト５０に伝達されるトルクよりも低い場合は、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となる。すなわち、フロントカバー１０とシャフト５０とが相対回転する。このとき、クランクシャフト７０の動力は、流体の運動エネルギおよびロックアップクラッチ１６の摩擦力の両方により、シャフト５０に伝達される。
【００３４】
さらに、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が所定値を越えた場合、例えば、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が、クランクシャフト７０からシャフト５０に伝達されるトルク以上である場合は、ロックアップクラッチ１６が完全係合される。すなわち、フロントカバー１０とシャフト５０との間で、ロックアップクラッチ１６の摩擦力により動力伝達がおこなわれて、フロントカバー１０とシャフト５０とが一体回転する。したがって、動力の伝達効率が一層向上する。
【００３５】
つまり、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が大きくなると、ロックアップクラッチ１６が完全係合され、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が小さくなると、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となり、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が零になったときに、ロックアップクラッチ１６が完全解放される。言い換えれば、ロックアップクラッチ１６の係合圧が高まると、ロックアップクラッチ１６が完全係合され、ロックアップクラッチ１６の係合圧が低くなると、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となり、ロックアップクラッチ１６の係合圧が、更に低下したときに、ロックアップクラッチ１６が完全解放される。
【００３６】
このように、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量（言い換えれば、係合油圧、係合圧、係合状態）を制御して、ロックアップクラッチ１６を解放（具体的には完全解放）またはスリップまたは係合（具体的には完全係合）するため、電子制御装置３４にはロックアップクラッチ制御マップが記憶されている。このロックアップクラッチ制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ロックアップクラッチ係合領域、ロックアップクラッチスリップ領域、ロックアップクラッチ解放領域を定めている。ロックアップクラッチ１６をスリップさせる場合は、実際のスリップ回転速度、具体的には、クランクシャフト７０の回転速度と、タービンランナ１２の回転速度との差を、目標スリップ回転速度に近づけるように、フィードバック制御が実行される。
【００３７】
つぎに、前後進切換装置８の制御について説明する。前記シフトポジションセンサ６０により、前進ポジション、例えば、Ｄ（ドライブ；走行）ポジションが検知された場合は、前後進切換装置８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されて、車両Ｖｅを前進させる向きの駆動力が発生する。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。
【００３８】
これに対して、シフトポジションセンサ６０により、後進ポジションが検知された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合は、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されると、車両Ｖｅを後進させる向きの駆動力が発生する。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。
【００３９】
つぎに、ベルト式無段変速機４の制御を説明する。前記のように、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、電子制御装置３４に入力される各種の信号、および電子制御装置３４に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４の変速比およびトルク容量が制御される。まず、プライマリシャフト５１の軸線方向における可動シーブ５３の位置が制御されて、プライマリプーリ２４の溝幅が調整される。すると、プライマリプーリ２４に対するベルト２８の巻掛け半径が連続的に変化し、変速比が無段階に変化する。また、セカンダリシャフト５５の軸線方向における可動シーブ５６の位置が制御されて、ベルト２８に対するセカンダリプーリ２５の溝幅が調整される。言い換えれば、セカンダリプーリ２５からベルト２８に加えられる挟圧力が調整される。このようにして、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で、ベルト２８を経由して伝達されるトルクの容量が制御される。
【００４０】
このように、プライマリプーリ２４の溝幅の調整により、主としてベルト式無段変速機４の変速比が制御されとともに、セカンダリプーリ２５の挟圧力の調整により、主としてベルト式無段変速機４のトルク容量が制御される。なお、ベルト２８はプライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５の両方に巻き掛けられているため、プライマリプーリ２４の溝幅を調整して変速比を制御すると、ベルト２８の張力に影響を及ぼす。その意味で、プライマリプーリ２４の溝幅は、ベルト式無段変速機４のトルク容量にも影響を及ぼす。一方、セカンダリプーリ２５の挟圧力を制御してベルト式無段変速機４のトルク容量を制御すると、セカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻き掛け半径が変化する。このため、セカンダリプーリ２５の溝幅の制御は、ベルト式無段変速機４の変速比にも影響を及ぼす。
【００４１】
そして、主として、アクチュエータ２６の油圧室のオイル量を制御して、プライマリプーリ２４の溝幅を制御し、かつ、主として、アクチュエータ２７の油圧室の油圧を制御する第１の制御形態を選択することが可能である。なお、アクチュエータ２６の油圧室の油圧を制御し、かつ、アクチュエータ２７の油圧室のオイル量を制御する第２の制御形態、または、アクチュエータ２６の油圧室の油圧を制御し、かつ、アクチュエータ２７の油圧室の油圧を制御する第３の制御形態、アクチュエータ２６の油圧室のオイル量を制御し、かつ、アクチュエータ２７の油圧室のオイル量を制御する第４の制御形態など、各種の制御形態を選択することも、理論的には可能である。
【００４２】
前記油圧制御装置５９の一部の構成を、図１に基づいて説明する。この実施例においては、複数のオイルポンプとしてメインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１が設けられており、メインオイルポンプ８０は吸込口８２および吐出口８３を有している。また、サブオイルポンプ８１は吸込口８４および吐出口８５を有している。このメインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１は回転装置により駆動される構成となっている。この実施例においては、前述した駆動力源、すなわち、エンジンまたは電動機のうち、少なくとも一方を回転装置として利用することが可能である。なお、駆動力源とは別に設けられた電動機（図示せず）を、回転装置として利用することも可能である。
【００４３】
前記メインオイルポンプ８０の吐出口８３には油路８６が接続されているとともに、油路８６はオイル必要部８７に連通されている。オイル必要部８７としては、例えば、アクチュエータ２６，２７の油圧室が挙げられる。そして、油路８６の油圧を制御するプライマリレギュレータバルブ８８が設けられている。プライマリレギュレータバルブ８８は、所定方向、例えば、図１において上下方向に動作可能なスプール８９と、スプール８９を所定の向き、具体的には図１において下向きに付勢する弾性部材９０とを有している。
【００４４】
また、プライマリレギュレータバルブ８８は、ポート９１，９２，９３，９４，９５を有している。ポート９１には油路９６が連通されており、油路９６からポート９１に信号圧が入力される。この信号圧は、リニアソレノイドバルブ（図示せず）により制御され、ポート９１に入力される信号圧が、スプール８９の受圧面８９Ａに作用して、スプール８９を図１において下向きに付勢する力が生じる。また、ポート９２，９５と油路８６とが接続されている。
【００４５】
一方、前記スプール８９にはランド部９７，９８，９９，１００が形成されている。そして、前記ポート９２とポート９３との間であって、ランド部９７とランド部９８との間に、空間Ａ１が形成されている。また、ランド部９８には、ポート９４の油圧を受ける受圧面１０１が形成され、ランド部９９には、ポート９４の油圧を受ける受圧面１０２が形成されている。ここで、受圧面１０１の面積の方が、受圧面１０２の面積よりも広く設定されている。なお、受圧面１０１に加わる油圧により、スプール８９を図１で上向きに付勢する力が生じ、受圧面１０２に加わる油圧により、スプール８９を図１で下向きに付勢する力が生じる。また、ランド部９９には、ポート９５の油圧を受ける受圧面１０３が形成され、ランド部１００には、ポート９５の油圧を受ける受圧面１０４が形成されている。ここで、受圧面１０３の面積の方が、受圧面１０４の面積よりも広く設定されている。なお、受圧面１０３に加わる油圧により、スプール８９を図１で上向きに付勢する力が生じ、受圧面１０４に加わる油圧により、スプール８９を図１で下向きに付勢する力が生じる。
【００４６】
前記サブオイルポンプ８１の吐出口８５には油路１０５が接続されているとともに、油路１０５と油路８６とを接続する油路１０６が設けられている。油路１０６には逆止弁１０７が配置されている。この逆止弁１０７は、油路８６の油圧と油路１０５の油圧との対応関係に基づいて開閉する。具体的には、油路１０５の油圧の方が油路８６の油圧を越えた場合に、逆止弁１０７が開放され、油路１０５の油圧が油路８６の油圧よりも低くなった場合に、逆止弁１０７が閉じられる構成となっている。つまり、逆止弁１０７は、油路１０５のオイルが油路８６に流れ込むことを許容し、油路８６のオイルが油路１０５に流れ込むことを防止する機能を備えている。
【００４７】
前記油路１０５には、セカンダリレギュレータバルブ１０９が接続されている。前記セカンダリレギュレータバルブ１０９は、所定方向、図１において上下方向に動作可能なスプール１１０と、スプール１１０を所定の向き、図１において下向きに付勢する弾性部材１１１とを有している。
【００４８】
また、セカンダリレギュレータバルブ１１１は、ポート１１２，１１３，１１４，１１５，１１６，１１７を有している。ポート１１２には油路１１８が連通されており、油路１１８からポート１１２に信号圧が入力される。この信号圧は、リニアソレノイドバルブ（図示せず）により制御され、ポート１１２に入力される信号圧により、スプール１１０を図１において下向きに付勢する力が生じる。また、ポート１１３と油路１０５とが接続され、ポート１１４とポート９３とを接続する油路１１９が設けられている。この油路１１９にはオイル必要部１０８が接続されている。オイル必要部１０８としては、例えば、前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３に加えられる油圧を制御する油圧室が挙げられる。なお、油路１１９はポート１１６にも接続されている。さらに、ポート１１５と、オイルパン１２０または潤滑系統とを連通する油路１２１が設けられている。さらに、油路１２１とポート９４とを接続する油路１２２が設けられている。油路１２１には絞り部１２３が形成されており、油路１２１であって、絞り部１２３とポート１１５との間の部位と、前記油路１２２とが接続されている。この絞り部１２３は、オリフィスまたはチョークのいずれでもよい。
【００４９】
一方、前記スプール１１０にはランド部１２４，１２５，１２６，１２７が形成されている。ランド部１２７には、ポート１１６の油圧を受ける受圧面１２８が形成されている。ここで、受圧面１２８に加わる油圧により、スプール１１０を図１で上向きに付勢する力が生じる。なお、ポート１１７と、オイルポンプ８３の吸込口８２およびサブオイルポンプ８１の吸込口８４とを接続する油路１２９が形成されている。
【００５０】
上記の構成を有する油圧制御装置５９の機能を説明する。まず、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１が共に駆動された場合は、オイルパン１２０のオイルが、ストレーナ１３０を経由してメインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１に吸い込まれるとともに、メインオイルポンプ８０から吐出されたオイルが油路８６に供給され、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルが油路１０５に供給される。この油路８６のオイルはオイル必要部８７に供給される。油路８６のオイルは、プライマリレギュレータバルブ８８のポート９２，９５にも供給される。そして、ポート９５の油圧は受圧面１０３，１０４に加えられる。
【００５１】
ここで、受圧面１０３は受圧面１０４よりも面積が広いため、ポート９５の油圧により、スプール８９を図１において上向きに付勢する力が生じる。一方、ポート９１には信号圧が入力され、ポート９１に入力される信号圧、および弾性部材９０の弾性力に対応して、図１において下向きの付勢力が生じる。このようにして、スプール８９に対して図１で上向きおよび下向きの付勢力が加えられ、その付勢力同士の対応関係に基づいて、図１で上下方向におけるスプール８９の位置が決定される。
【００５２】
具体的には、油路８６のオイル量が低下して、油路８６の油圧が低下した場合は、スプール８９が図１において下向きに付勢されて、ポート９２とポート９３との連通面積が狭められる。その結果、油路８６から空間Ａ１を経由して油路１１９に排出されるオイル量が減少し、油路８６の油圧が上昇する。
【００５３】
一方、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルは、油路１０５を経由してセカンダリレギュレータバルブ１０９のポート１１３に供給される。前記プライマリレギュレータバルブ８８のポート９３から排出されたオイルは、油路１１９を経由して、セカンダリレギュレータバルブ１０９のポート１１４，１１６に供給される。このポート１１６の油圧により、スプール１１０を図１で上向きに付勢する力が生じる。一方、ポート１１２に入力される信号圧および弾性部材１１１の弾性力に対応して、図１で下向きの付勢力がスプール１１０に加えられる。この２つの付勢力の対応関係に基づいて、セカンダリレギュレータバルブ１０９のスプール１１０の動作が決定される。
【００５４】
具体的には、油路８６から油路１１９に排出されて、油路１１９のオイルがオイル必要部１０８に供給される。油路１１９に供給されるオイル量が減少して、ポート１１６の油圧が低下すると、スプール１１０が図１において下向きに動作して、ポート１１３，１１４とポート１１７との連通面積が縮小され、かつ、ポート１１４とポート１１５との連通面積が縮小される。その結果、油路１０５から、ポート１１３，１１７を経由して油路１２９に排出されるオイル量が減少する。また、油路１１９からポート１１４，１１５を経由して油路１２１に排出されるオイル量が減少するとともに、油路１１９からポート１１４，１１７を経由して油路１２９に排出されるオイル量が減少する。
【００５５】
これに対して、油路８６から油路１１９に排出されるオイル量が増加して、油路１１９およびポート１１６の油圧が上昇すると、スプール１１０が図１において上向きに動作して、ポート１１３，１１４とポート１１７との連通面積が拡大され、かつ、ポート１１４とポート１１５との連通面積が拡大される。その結果、油路１０５から、ポート１１３，１１７を経由して油路１２９に排出されるオイル量が増加する。また、油路１１９からポート１１４，１１５を経由して油路１２１に排出されるオイル量が増加し、かつ、油路１２１の油圧が上昇するとともに、油路１１９からポート１１４，１１７を経由して油路１２９に排出されるオイル量が増加する。
【００５６】
ところで、オイル必要部１０８で必要なオイル量と、油路１１９に供給されるオイル量との関係に基づいて、油路１１９の油圧が変化する。一方、油路１０５からポート１１３，１１７を経由して油路１２９に排出されるオイル量に応じて、油路１０５の油圧が変化する。そして、油路１０５の油圧と、油路８６の油圧との関係に基づいて、逆止弁１０７の動作が決定される。
【００５７】
例えば、油路８６でオイル量の不足が生じていない場合のように、油路８６の油圧の方が、油路１０５の油圧よりも高い場合は、逆止弁１０７は閉じられており、油路１０５のオイルは油路８６には供給されない。これに対して、油路８６でオイル量の不足が生じた場合のように、油路８６の油圧の方が、油路１０５の油圧よりも低下した場合は、逆止弁１０７が開放されて、油路１０５のオイルが油路８６に供給される。したがって、油路８６におけるオイル量不足を抑制できる。なお、油路８６のオイル不足が生じていない場合は、サブオイルポンプ８１を停止することも可能である。
【００５８】
このように、図１の油圧制御装置５９によれば、油路８６における必要オイル量に応じて、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１を共に駆動する駆動モードと、メインオイルポンプ８０を駆動し、かつ、サブオイルポンプ８１を停止する駆動モードとを、選択的に切り替えることが可能である。この実施例では、基本的にはメインオイルポンプ８０が常時駆動される。
【００５９】
ところで、油路８６のオイルを油路１１９に排出する際に、空間Ａ１を流れるオイルの流体力により、以下のような現象が生じる。空間Ａ１において、ランド部９７の端面９７Ａに加わる油圧により、スプール８９を図１において上向きに付勢する力が生じ、ランド部９８の端面９８Ａに加わる油圧により、スプール８９を図１において下向きに付勢する力が生じる。
【００６０】
ここで、空間Ａ１内を流れるオイルの向きは、主として図１で下向きとなるため、端面９７Ａに加わる油圧の圧力分布と、端面９８Ａに加わる油圧の圧力分布とが不均衡になる。このため、スプール８９を下向きに付勢する力の方が、スプール８９を上向きに付勢する力よりも大きくなる。その結果、スプール８９が図１において下向きに動作し、ポート９２とポート９３との連通面積が減少し、油路８６から油路１１９に排出されるオイル量が減少して、油路８６の油圧が上昇する可能性がある。このように、油路８６のオイル量が増加して油路８６の油圧が上昇すると、油路８６にオイルを供給するメインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１の駆動に必要なトルクが上昇する恐れがある。ここで、油路８６にオイルを供給するオイルポンプの駆動に必要なトルクは、
オイルポンプの駆動に必要なトルク＝油路の油圧×油路のオイル量
で表される。
【００６１】
そこで、オイルが空間Ａ１を通過する際の流体力に起因して、油路８６の油圧が上昇する不具合を、以下のようにして回避することが可能である。前記のように油路８６のオイルが油路１１９に排出されて、油路１１９のオイル量が増加し、かつ、油路１１９の油圧が上昇した場合は、前述の作用により、セカンダリレギュレータバルブ１０９のスプール１１０が上向きに動作して、ポート１１４とポート１１５との連通面積が増加し、油路１１９のオイルが油路１２１を経由してオイルパン１２０に排出される。ここで、油路１２１であって、ポート１１５と絞り部１２３との間における油圧が、油路１２２を経由してプライマリレギュレータバルブ８８のポート９４に入力される。すると、受圧面１０１の面積の方が受圧面１０２の面積よりも広いため、ポート９４の油圧に基づいて、スプール８９を上向きに付勢する力が生じる。このように、油路８６の油圧を油路１１９に排出する場合に、スプール８９が上向きに動作することを、ポート９４の油圧に対応する付勢力により抑制することが可能である。
【００６２】
この実施例において、スプール８９が下向きに動作することを抑制する原理は、下記の式により表すことが可能である。
Ｐａｐｐｌｙ×Ｓａｐｐｌｙ＋Ｐｌｉｎｅ ×Ｓｌｉｎｅ＝Ｆｆｌｏｗ＋Ｗ＋Ｐｓｏｌ×Ｓｓｏｌ
上記の式において、Ｐａｐｐｌｙは、油路１２２を経由してポート９４に伝達される油圧であり、Ｓａｐｐｌｙは、受圧面１０１の面積と受圧面１０２の面積との差であり、Ｐｌｉｎｅは油路８６の油圧であり、Ｓｌｉｎｅは、受圧面１０３と受圧面１０４との差である。上記式の左辺は、スプール８９を図１において上向きに付勢する力を表している。
【００６３】
一方、Ｆｆｌｏｗは、空間Ａ１を流れるオイルの流体力、具体的には、端面９８Ａに作用する圧力と、端面９７Ａに作用する圧力との差であり、Ｗは、弾性部材９０の付勢力であり、Ｐｓｏｌは、ポート９１に入力される信号圧であり、Ｓｓｏｌは、ポート９１の油圧を受ける受圧面８９Ａの面積である。上記式の右辺は、スプール８９を図１において下向きに付勢する力を表している。
【００６４】
つまり、空間Ａ１を流れるオイルの流体力が高まることに比例してＦｆｌｏｗが大きくなる。これに対して、油路１２２の油圧が高まることに比例して、Ｐａｐｐｌｙが高まる。そこで、この実施例においては、上記式の右辺第１項の圧力（Ｆｆｌｏｗ）と、上記式の左辺第１項および第２項の付勢力（Ｐａｐｐｌｙ×Ｓａｐｐｌｙ）とが互いに打ち消し合うように、Ｓａｐｐｌｙを設定することにより、上記の不具合を回避する構成となっている。この構成により、油路８６のオイル量が増加すること、もしくは油路８６の油圧（ライン圧）が上昇することを抑制することが可能である。したがって、メインオイルポンプ８０またはサブオイルポンプ８１のうち、駆動されているオイルポンプの駆動に消費される回転装置の動力損失が増加することを抑制できる。
【００６５】
また、セカンダリレギュレータバルブ１０９から排出されるオイルの油圧をポート９４に伝達することにより、上記の不都合を回避している。したがって、新たなバルブなどを追加せずに済み、油圧制御装置５９の部品点数が増加することを抑制でき、製造コストの上昇を抑制することが可能となる。さらに、この実施例は、メインオイルポンプ８０をエンジンにより駆動する構成とし、サブオイルポンプ８１が停止されているとともに、エンジン回転数が高い場合や車両Ｖｅが高速走行する場合などにおいて、特に有効である。
【００６６】
ここで、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、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１が、この発明のオイルポンプに相当し、油路８６が、この発明の第１の油路に相当し、油路１１９が、この発明の第２の油路に相当し、プライマリレギュレータバルブ８８が、この発明の第１の制御弁および圧力制御弁に相当し、油路１２１が、この発明の第３の油路に相当し、セカンダリレギュレータバルブ１０９が、この発明の第２の制御弁および圧力制御弁に相当し、図１における上下方向が、この発明の所定方向に相当し、スプール８９が、この発明の弁体に相当する。
【００６７】
また、油路１２２が、この発明の制御油路に相当し、吐出口８５が、この発明のいずれかの吐出口に相当し、油路１０５が、この発明の第４の油路に相当し、油路１０６が、この発明の第５の油路に相当し、ベルト式無段変速機４が、この発明の無段変速機に相当し、オイル必要部８７が、この発明のオイル必要部に相当する。また、この発明の動力伝達状態には、ベルト式無段変速機４の変速比およびトルク容量、ベルト式無段変速機４の変速比を制御するオイル必要部８７の油圧もしくはオイル量、ベルト式無段変速機４のトルク容量を制御するオイル必要部８７の油圧もしくはオイル量などが含まれる。
【００６８】
さらに、油路８６から油路１１９に排出されるオイルの流量、プライマリレギュレータバルブ８８におけるポート９２とポート９３との連通面積、空間Ａ１を通過するオイル量、図１の上下方向におけるスプール８９の位置などが、この発明の“第１の油路から第２の油路にオイルを排出する状態”に相当し、油路８６の油圧、油路８６のオイル量などが、この発明の第１の油路におけるオイルの状態に相当し、油路１１９から油路１２１に排出されるオイルの流量、ポート１１４とポート１１５との連通面積などが、この発明の第２の油路から第３の油路にオイルを排出する状態に相当し、油路１１９におけるオイルの流量、油路１１９の油圧などが、この発明の第２の油路におけるオイルの状態に相当し、“油路８６から油路１１９に排出されるオイル量の減少がする”、もしくは“油路８６の油圧が上昇する”が、この発明の“第１の油路から前記第２の油路へのオイルの排出が抑制される”に相当する。
【００６９】
【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１の油路から第２の油路にオイルを排出する場合に、オイルの流体力で弁体が動作して、第１の油路の油圧が上昇すること、もしくは第１の油路のオイル量が増加することを抑制することができる。したがって、オイルポンプの駆動に必要なトルクの増加を抑制でき、オイルポンプを駆動する動力の損失の増加を抑制できる。
【００７０】
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ることができる他に、複数の吐出口のいずれかの吐出口から、第１の油路にオイルを供給することが可能である。
【００７１】
請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同様の効果を得ることができる他に、複数のオイルポンプの吐出口のうちのいずれかの吐出口から吐出されたオイルを、第１の油路を経由することなく、第２の制御弁に供給することができる。
【００７２】
請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果を得ることができる他に、第４の油路のオイルを第１の油路に供給することができる一方、第１の油路のオイルが第４の油路に供給されることを規制できる。したがって、第１の油路におけるオイル量不足を抑制できる。
【００７３】
請求項５の発明によれば、請求項１ないし４の発明と同様の効果を得ることができる他に、オイルポンプから吐出されたオイルを、第１の油路を経由させてオイル必要部に供給することにより、無段変速機の動力伝達状態を制御することができる。したがって、無段変速機の動力伝達状態を適正に制御することができる。
【００７４】
請求項６の発明によれば、請求項１ないし５のいずれかの発明と同様の効果を得ることができる他に、第１の油路のオイルを第２の油路に排出することにより、第１の油路の油圧を制御することができる。したがって、第１の油路の油圧制御精度が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の油圧制御装置の構成例を示す概念図である。
【図２】図１の油圧制御装置を備えた車両のパワートレーンおよび制御系統例を示す概念図である。
【符号の説明】
４…ベルト式無段変速機、５９…油圧制御装置、８０…メインオイルポンプ、８１…サブオイルポンプ、８３，８５…吐出口、８６，１０５，１０６，１１９，１２１，１２２…油路、８７…オイル必要部、８８…プライマリレギュレータバルブ、８９…スプール、１０７…逆止弁、１０９…セカンダリレギュレータバルブ。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device used as an actuator for controlling the operation of an operation member of a power transmission device of a vehicle or an operation member of various industrial machines.
[0002]
[Prior art]
Generally, in a power transmission device for a vehicle, the power transmitted between a driving force source and wheels is controlled by controlling the operation of an 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 Patent Document 1 below.
[0003]
The hydraulic control device described in Patent Document 1 is a hydraulic control device used for a belt-type continuously variable transmission, and the hydraulic control device has an oil pump. This oil pump is provided to be driven by engine power. The oil pump has a main port and a sub port, and is configured so 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 for selectively switching the supply destination of the oil discharged from the subport to either the primary control valve or the suction port of the oil pump is provided. Further, a switching control valve for controlling the operation of the switching valve is provided. Note that a control unit is provided as an electronic control system for controlling the hydraulic control device, and signals from various sensors 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, when the oil pump is driven by the engine power, the oil discharged from the main port is supplied to the primary control valve, and the flow rate of the oil discharged from the primary control valve is adjusted. The primary pressure on the output side is controlled. Further, by adjusting the flow rate of the oil discharged from the secondary control valve, the secondary pressure in the oil passage between the primary control valve and the secondary pressure control valve is controlled.
[0005]
On the other hand, a port flow rate, which is a flow rate of oil discharged from the main port, is calculated. Also, based on the secondary pressure according to the transmission torque of the belt-type continuously variable transmission, the primary pressure according to the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission, the amount of lubricating oil, etc., it is used in the entire belt-type continuously variable transmission. The oil flow rate is calculated. Then, the port flow rate and the used flow rate are compared, and the switching control valve is controlled based on the comparison result, and the switching valve operates. Specifically, when the used flow rate is larger than the port flow rate, the switching valve operates so as to shut off the connection between the subport and the suction port of the oil pump, and the oil discharged from the subport becomes primary. It is supplied to the control valve and the secondary control valve.
[0006]
On the other hand, if the port flow rate is higher than the used flow rate, the switching valve operates to a position communicating between the sub port and the suction port of the oil pump, and the oil discharged from the sub port is discharged. Is returned to the oil pump inlet. By such control, an excess or deficiency of the supplied oil amount with respect to the used flow rate of the oil is suppressed.
[0007]
It is known to use a spool-type flow control valve as the secondary control valve and the primary control valve as described above. A plurality of lands are formed on the spool of the spool type flow control valve, and the communication area between the first oil passage and the second oil passage is increased or decreased by the operation of the spool, and the first oil passage is formed. The amount of oil discharged from the second oil passage to the second oil passage is controlled.
[0008]
[Patent Document 1]
JP-A-5-26334 (paragraphs 0008 to 0019, FIG. 1)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the above-described spool type flow control valve, it is known that when oil flows between the lands, the spool operates by the fluid force of the oil, and the communication area between the oil passages is reduced. ing. Therefore, if this spool type flow control valve is used for the primary control valve and the secondary control valve of the hydraulic control device described in Patent Document 1, for example, only the oil discharged from the main port is subjected to the primary control. When the oil is supplied to the valve and the secondary control valve and the oil pump is rotating at a high speed, the secondary pressure may increase, and the driving torque required to drive the oil pump may increase.
[0010]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its object to provide a hydraulic control device capable of suppressing an increase in drive torque required for driving an oil pump.
[0011]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a first oil path to which oil discharged from an oil pump is supplied, and oil is discharged from the first oil path to a second oil path. A first control valve for controlling a state of oil in the first oil path by controlling a state in which the oil is discharged from the first oil path, and a state in which oil is discharged from the second oil path to a third oil path. And a second control valve for controlling the state of oil in the second oil passage, wherein the first control valve operates in a predetermined direction so that the second control valve moves from the first oil passage to the second oil passage. In a hydraulic control device provided with a valve body for controlling a state of discharging oil to an oil path, the valve element is oriented in such a manner that discharge of oil from the first oil path to the second oil path is suppressed. Control for transmitting the hydraulic pressure of the third oil passage to the valve body to suppress the operation of It is an invention which is characterized in that the road is provided.
[0012]
According to the first aspect of the invention, when the oil in the first oil passage is discharged to the second oil passage, the oil is discharged from the first oil passage to the second oil passage by the fluid force of the oil. The phenomenon in which the valve body attempts to operate so as to prevent the valve body from moving is prevented by transmitting the oil pressure in the third oil passage to the valve body and operating the valve body in a predetermined direction.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, a plurality of discharge ports of the oil pump are provided.
[0014]
According to the second aspect of the invention, in addition to the same effect as the first aspect of the invention, oil is supplied to the first oil passage from any one of the plurality of discharge ports.
[0015]
According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first or second aspect, the oil discharged from any one of the discharge ports of the plurality of oil pumps passes through the first oil passage. The invention is characterized in that a fourth oil passage for supplying to the second control valve is provided without being provided.
[0016]
According to the invention of claim 3, in addition to the same effect as the invention of claim 1 or 2, the oil discharged from any one of the discharge ports of the plurality of oil pumps is supplied to the first oil pump. It is supplied to the second control valve without passing through the oil passage.
[0017]
According to a fourth aspect of the present invention, in addition to the configuration of the third aspect, a fifth oil passage connecting the first oil passage and the fourth oil passage, and a reverse oil passage provided in the fifth oil passage. A check valve, wherein the check valve has a function of permitting oil in the fourth oil path to be supplied to the first oil path, and a function of allowing the oil in the first oil path to be supplied to the fourth oil path. The invention is characterized in that it has a configuration that also has a function of regulating supply to an oil passage.
[0018]
According to the invention of claim 4, in addition to the same effect as the invention of claim 3, the oil of the fourth oil passage is supplied to the first oil passage, while the oil of the first oil passage is supplied to the first oil passage. The supply to the fourth oil passage is regulated.
[0019]
According to a fifth aspect of the present invention, in addition to the configuration of any one of the first to fourth aspects, an oil required portion for controlling a power transmission state of the continuously variable transmission is provided, and the oil in the first oil passage is provided. The invention is characterized in that it is configured to be supplied to the oil required part.
[0020]
According to the fifth aspect of the present invention, in addition to the same effects as those of the first to fourth aspects of the present invention, the oil discharged from the oil pump is supplied to the oil-requiring portion via the first oil passage. Thus, the power transmission state of the continuously variable transmission is controlled.
[0021]
According to a sixth aspect of the present invention, in addition to any one of the first to fifth aspects, the state of the oil in the first oil passage includes a hydraulic pressure of the first oil passage, The invention is characterized in that both the control valve and the second control valve are pressure control valves.
[0022]
According to the invention of claim 6, in addition to the same effect as in any of the inventions of claims 1 to 5, the oil of the first oil passage is discharged to the second oil passage, and the first oil is discharged. Road hydraulic pressure is controlled.
[0023]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. FIG. 2 schematically shows an example of a power train and a control system of a vehicle Ve to which the control device of the present invention is applied. In the power train shown here, the torque of the driving force source 1 is configured to be transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 via the fluid transmission device 9 and the forward / reverse switching device 8. As the driving force source 1, at least one of an engine and an electric motor can be used. As this engine, for example, an internal combustion engine, specifically, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, or the like can be used. Hereinafter, a case in which a gasoline engine is used as the driving force source 1 will be described, and for convenience, the driving force source 1 is referred to as “engine 1”. This engine 1 has a crankshaft 70.
[0024]
As the fluid transmission 9 connected to the crankshaft 70, a torque converter is used in the embodiment of FIG. Hereinafter, the fluid transmission device 9 is referred to as “torque converter 9”. This torque converter 9 has a pump impeller 11 and a turbine runner 12. A cylindrical portion 71 is continuous with the front cover 10, and a pump impeller 11 is formed at an end of the cylindrical portion 71 opposite to the front cover 10. The turbine runner 12 is disposed inside the cylindrical portion 71, and the pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided to face each other. The turbine runner 12 is connected to rotate integrally with the shaft 50. The pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided with a large number of blades (not shown), and power is transmitted between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 by kinetic energy of a fluid.
[0025]
A stator 13 that selectively changes the flow direction of the fluid sent out from the turbine runner 12 and flows into the pump impeller 11 is disposed in an inner peripheral portion between the pump impeller 11 and the turbine runner 12. . The stator 13 is connected to a predetermined fixed portion (casing) 15 via a one-way clutch 14.
[0026]
This torque converter 9 includes a lock-up clutch 16. The lock-up clutch 16 is provided inside the cylindrical portion 71, and is arranged in parallel with a power transmission path from the front cover 10 to the shaft 50. A first hydraulic chamber 72 and a second hydraulic chamber 73 are formed inside the cylindrical portion 71. The lock-up clutch 16 is mounted so as to rotate integrally with the shaft 50 and is configured to be movable in the axial direction of the shaft 50. The operation of the lock-up clutch 16 in the axial direction of the shaft 50 is controlled based on the correspondence between the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 72 and the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 73. Further, a hydraulic control device 59 for controlling the pressure of the working fluid supplied to the first hydraulic chamber 72 and the second hydraulic chamber 73 is provided.
[0027]
The forward / reverse switching device 8 is a mechanism that is employed in conjunction with the fact that the rotation direction of the engine 1 is limited to one direction. It has a function to switch the direction of rotation. In the example shown in FIG. 2, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching device 8. That is, a sun gear 17 that rotates integrally with the shaft 50 and a ring gear 18 that is arranged concentrically with the sun gear 17 are provided. 19 and another pinion gear 20 meshed with the ring gear 18 are arranged, and the pinion gears 19 and 20 are held by a carrier 21 so as to be able to rotate and revolve freely.
[0028]
Further, a forward clutch 22 for connecting the sun gear 17 and the shaft 50 to the carrier 21 so as to be integrally rotatable is provided. A reverse brake 23 is provided for selectively fixing the ring gear 18 to reverse the rotation direction of the primary shaft 51 with respect to the rotation direction of the shaft 50. The engagement and release of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 are controlled by a hydraulic control device 59. Note that the primary shaft 51 and the carrier 21 are connected so as to rotate integrally.
[0029]
The belt-type continuously variable transmission 4 has a primary pulley 24 and a secondary pulley 25 arranged in parallel with each other. First, the primary pulley 24 is configured to rotate integrally with the primary shaft 51, and the primary pulley 24 has a fixed sheave 52 and a movable sheave 53. A hydraulic actuator 26 for operating the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is provided.
[0030]
On the other hand, the secondary pulley 25 is configured to rotate integrally with the secondary shaft 55, and the secondary pulley 25 has a fixed sheave 54 and a movable sheave 56. Further, a hydraulic actuator 27 for operating the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is provided. Further, an annular belt 28 is wound around the primary pulley 24 and the secondary pulley 25. Further, the hydraulic pressure or the amount of oil acting on the hydraulic chamber (described later) of the actuator 26 and the hydraulic chamber (described below) of the actuator 27 is controlled by a hydraulic control device 59. The differential 6 is connected to the secondary shaft 55 via the gear transmission 29, and the wheels 2 are connected to the differential 6.
[0031]
Next, a control system of the vehicle Ve shown in FIG. 2 will be described. First, an electronic control unit (ECU) 34 is provided. The electronic control unit 34 is provided by a microcomputer having an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage device (RAM and ROM), and an input / output interface. It is configured. The electronic control unit 34 includes a signal of the engine rotation speed sensor 30, a signal of the turbine rotation speed sensor 31 for detecting the rotation speed of the turbine runner 12, a signal of the input rotation speed sensor 32 for detecting the rotation speed of the primary shaft 51, The signal of the output rotation speed sensor 33 for detecting the rotation speed of the secondary shaft 55, the signal of the acceleration request (accelerator opening) detection sensor 57, the signal of the braking request detection sensor 58, the signal of the shift position sensor 60, and the temperature of the working fluid are A signal of the temperature detection sensor 74 to be detected, a signal of detecting the function of the hydraulic control device 59, and the like are input. From the electronic control unit 34, a signal for controlling the engine 1, a signal for controlling the hydraulic control device 59, a signal for controlling the belt-type continuously variable transmission 4, a signal for controlling the lock-up clutch 16, a forward / reverse switching device 8 Is output.
[0032]
In the vehicle Ve configured as described above, the torque output from the engine 1 is transmitted to the wheels 2 via the torque converter 9, the forward / reverse switching device 8, and the belt-type continuously variable transmission 4. Here, control of the lock-up clutch 16 will be described. At the time of the torque transmission, when the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 72 is controlled to a low pressure and the lock-up clutch 16 is released, the kinetic energy of the fluid flows between the pump impeller 11 and the turbine runner 12. Power transmission is performed. Therefore, transmission of torque fluctuation due to explosion vibration of the engine 1 to the wheels 2 can be suppressed. When the speed ratio between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 is a predetermined value, torque is amplified by the torque converter 9.
[0033]
On the other hand, a case where the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 72 is increased will be described. First, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is equal to or less than a predetermined value, for example, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is lower than the torque transmitted from the crankshaft 70 to the shaft 50, the lock-up clutch 16 16 is in the slip state. That is, the front cover 10 and the shaft 50 rotate relative to each other. At this time, the power of the crankshaft 70 is transmitted to the shaft 50 by both the kinetic energy of the fluid and the frictional force of the lock-up clutch 16.
[0034]
Further, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 exceeds a predetermined value, for example, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is equal to or more than the torque transmitted from the crankshaft 70 to the shaft 50, the lock-up clutch 16 are fully engaged. That is, power is transmitted between the front cover 10 and the shaft 50 by the frictional force of the lock-up clutch 16, and the front cover 10 and the shaft 50 rotate integrally. Therefore, the power transmission efficiency is further improved.
[0035]
That is, when the torque capacity of the lock-up clutch 16 increases, the lock-up clutch 16 is completely engaged. When the torque capacity of the lock-up clutch 16 decreases, the lock-up clutch 16 slips, and the torque capacity of the lock-up clutch 16 increases. Becomes zero, the lock-up clutch 16 is completely released. In other words, when the engagement pressure of the lock-up clutch 16 increases, the lock-up clutch 16 is completely engaged, and when the engagement pressure of the lock-up clutch 16 decreases, the lock-up clutch 16 slips and the lock-up clutch 16 Is further reduced, the lock-up clutch 16 is completely released.
[0036]
In this way, by controlling the transmission torque capacity (in other words, the engagement hydraulic pressure, the engagement pressure, the engagement state) of the lock-up clutch 16, the lock-up clutch 16 is released (specifically, completely released) or slipped or released. For engagement (specifically, complete engagement), the electronic control unit 34 stores a lock-up clutch control map. The lock-up clutch control map defines a lock-up clutch engagement area, a lock-up clutch slip area, and a lock-up clutch release area based on vehicle speed, accelerator opening, and the like. When the lockup clutch 16 is slipped, feedback is performed so that the actual slip rotation speed, specifically, the difference between the rotation speed of the crankshaft 70 and the rotation speed of the turbine runner 12 approaches the target slip rotation speed. Control is executed.
[0037]
Next, control of the forward / reverse switching device 8 will be described. When the shift position sensor 60 detects a forward position, for example, a D (drive; running) position, the forward clutch 22 of the forward / reverse switching device 8 is engaged, and the reverse brake 23 is released. You. Then, the shaft 50 and the carrier 21 rotate integrally, and the torque of the shaft 50 is transmitted to the primary shaft 51, and the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2, so that the driving force for moving the vehicle Ve forward is generated. appear. At this time, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in the same direction.
[0038]
On the other hand, when the reverse position is detected by the shift position sensor 60, the forward clutch 22 is released and the reverse brake 23 is engaged. Then, when the engine torque is transmitted to the sun gear 17, the ring gear 18 serves as a reaction element, and the torque of the sun gear 17 is transmitted to the primary shaft 51 via the carrier 21. When the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2, a driving force for causing the vehicle Ve to move backward is generated. In this case, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in opposite directions.
[0039]
Next, control of the belt-type continuously variable transmission 4 will be described. As described above, the engine torque is transmitted to the primary shaft 51, and based on various signals input to the electronic control unit 34 and data stored in the electronic control unit 34 in advance, the belt-type continuously variable transmission is performed. The gear ratio and torque capacity of the machine 4 are controlled. First, the position of the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is controlled, and the groove width of the primary pulley 24 is adjusted. Then, the winding radius of the belt 28 around the primary pulley 24 continuously changes, and the speed ratio changes steplessly. Further, the position of the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is controlled, and the groove width of the secondary pulley 25 with respect to the belt 28 is adjusted. In other words, the clamping force applied from the secondary pulley 25 to the belt 28 is adjusted. Thus, the capacity of the torque transmitted between the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 via the belt 28 is controlled.
[0040]
As described above, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 is controlled mainly by adjusting the groove width of the primary pulley 24, and the torque of the belt-type continuously variable transmission 4 is mainly controlled by adjusting the clamping force of the secondary pulley 25. The capacity is controlled. Since the belt 28 is wound around both the primary pulley 24 and the secondary pulley 25, adjusting the groove width of the primary pulley 24 to control the gear ratio affects the tension of the belt 28. In that sense, the groove width of the primary pulley 24 also affects the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4. On the other hand, when the clamping capacity of the secondary pulley 25 is controlled to control the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4, the winding radius of the belt 28 around the secondary pulley 25 changes. Therefore, the control of the groove width of the secondary pulley 25 also affects the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4.
[0041]
Then, the first control mode of controlling the oil amount of the hydraulic chamber of the actuator 26 to control the groove width of the primary pulley 24 and mainly controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber of the actuator 27 is selected. Is possible. The second control mode in which the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the actuator 26 is controlled and the oil amount in the hydraulic chamber of the actuator 27 is controlled, or the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the actuator 26 is controlled, and Various control modes such as a third control mode for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber, a fourth control mode for controlling the oil volume of the hydraulic chamber of the actuator 26 and controlling the oil volume of the hydraulic chamber of the actuator 27 are described. Selection is theoretically possible.
[0042]
A partial configuration of the hydraulic control device 59 will be described with reference to FIG. In this embodiment, a main oil pump 80 and a sub oil pump 81 are provided as a plurality of oil pumps, and the main oil pump 80 has a suction port 82 and a discharge port 83. The sub oil pump 81 has a suction port 84 and a discharge port 85. The main oil pump 80 and the sub oil pump 81 are driven by a rotating device. In this embodiment, it is possible to use at least one of the aforementioned driving force sources, that is, the engine or the electric motor, as a rotating device. It should be noted that an electric motor (not shown) provided separately from the driving force source can be used as the rotating device.
[0043]
An oil passage 86 is connected to a discharge port 83 of the main oil pump 80, and the oil passage 86 is connected to an oil required portion 87. The oil required portion 87 includes, for example, hydraulic chambers of the actuators 26 and 27. A primary regulator valve 88 for controlling the oil pressure of the oil passage 86 is provided. The primary regulator valve 88 has a spool 89 operable in a predetermined direction, for example, a vertical direction in FIG. 1, and an elastic member 90 for urging the spool 89 in a predetermined direction, specifically, a downward direction in FIG. ing.
[0044]
The primary regulator valve 88 has ports 91, 92, 93, 94, and 95. An oil passage 96 communicates with the port 91, and a signal pressure is input from the oil passage 96 to the port 91. This signal pressure is controlled by a linear solenoid valve (not shown), and the signal pressure input to the port 91 acts on the pressure receiving surface 89A of the spool 89 to urge the spool 89 downward in FIG. Occurs. The ports 92 and 95 and the oil passage 86 are connected.
[0045]
On the other hand, land portions 97, 98, 99, 100 are formed on the spool 89. A space A1 is formed between the port 92 and the port 93 and between the land 97 and the land 98. The land portion 98 has a pressure receiving surface 101 that receives the hydraulic pressure of the port 94, and the land portion 99 has a pressure receiving surface 102 that receives the hydraulic pressure of the port 94. Here, the area of the pressure receiving surface 101 is set wider than the area of the pressure receiving surface 102. The hydraulic pressure applied to the pressure receiving surface 101 generates a force that urges the spool 89 upward in FIG. 1, and the hydraulic pressure applied to the pressure receiving surface 102 generates a force that urges the spool 89 downward in FIG. The land portion 99 has a pressure receiving surface 103 that receives the hydraulic pressure of the port 95, and the land portion 100 has a pressure receiving surface 104 that receives the hydraulic pressure of the port 95. Here, the area of the pressure receiving surface 103 is set wider than the area of the pressure receiving surface 104. In addition, the hydraulic pressure applied to the pressure receiving surface 103 generates a force for urging the spool 89 upward in FIG. 1, and the hydraulic pressure applied to the pressure receiving surface 104 generates a force for urging the spool 89 downward in FIG. 1.
[0046]
An oil passage 105 is connected to the discharge port 85 of the sub oil pump 81, and an oil passage 106 that connects the oil passage 105 and the oil passage 86 is provided. A check valve 107 is arranged in the oil passage 106. The check valve 107 opens and closes based on the correspondence between the oil pressure in the oil passage 86 and the oil pressure in the oil passage 105. Specifically, when the oil pressure of the oil passage 105 exceeds the oil pressure of the oil passage 86, the check valve 107 is opened, and when the oil pressure of the oil passage 105 becomes lower than the oil pressure of the oil passage 86, , The check valve 107 is closed. That is, the check valve 107 has a function of allowing the oil in the oil passage 105 to flow into the oil passage 86 and preventing the oil in the oil passage 86 from flowing into the oil passage 105.
[0047]
A secondary regulator valve 109 is connected to the oil passage 105. The secondary regulator valve 109 has a spool 110 that can move in a predetermined direction, that is, the vertical direction in FIG. 1, and an elastic member 111 that urges the spool 110 in a predetermined direction, that is, downward in FIG.
[0048]
The secondary regulator valve 111 has ports 112, 113, 114, 115, 116, and 117. An oil passage 118 communicates with the port 112, and a signal pressure is input from the oil passage 118 to the port 112. The signal pressure is controlled by a linear solenoid valve (not shown), and the signal pressure input to the port 112 generates a force for urging the spool 110 downward in FIG. The port 113 is connected to the oil passage 105, and an oil passage 119 connecting the port 114 and the port 93 is provided. The oil passage 119 is connected to an oil necessary portion 108. The oil required portion 108 includes, for example, a hydraulic chamber that controls the hydraulic pressure applied to the forward clutch 22 and the reverse brake 23. The oil passage 119 is also connected to the port 116. Further, an oil passage 121 is provided for communicating the port 115 with the oil pan 120 or the lubrication system. Further, an oil passage 122 connecting the oil passage 121 and the port 94 is provided. A throttle portion 123 is formed in the oil passage 121, and a portion of the oil passage 121 between the throttle portion 123 and the port 115 is connected to the oil passage 122. The throttle unit 123 may be an orifice or a choke.
[0049]
On the other hand, land portions 124, 125, 126 and 127 are formed on the spool 110. The land 127 has a pressure receiving surface 128 that receives the hydraulic pressure of the port 116. Here, the hydraulic pressure applied to the pressure receiving surface 128 generates a force for urging the spool 110 upward in FIG. In addition, an oil passage 129 that connects the port 117 with the suction port 82 of the oil pump 83 and the suction port 84 of the sub oil pump 81 is formed.
[0050]
The function of the hydraulic control device 59 having the above configuration will be described. First, when both the main oil pump 80 and the sub oil pump 81 are driven, the oil in the oil pan 120 is sucked into the main oil pump 80 and the sub oil pump 81 via the strainer 130 and the main oil pump 80 Is supplied to the oil passage 86, and the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 105. The oil in the oil passage 86 is supplied to an oil necessary portion 87. The oil in the oil passage 86 is also supplied to the ports 92 and 95 of the primary regulator valve 88. Then, the hydraulic pressure of the port 95 is applied to the pressure receiving surfaces 103 and 104.
[0051]
Here, since the pressure receiving surface 103 has a larger area than the pressure receiving surface 104, the hydraulic pressure of the port 95 generates a force for urging the spool 89 upward in FIG. On the other hand, a signal pressure is input to the port 91, and a downward urging force is generated in FIG. 1 corresponding to the signal pressure input to the port 91 and the elastic force of the elastic member 90. Thus, the upward and downward urging forces in FIG. 1 are applied to the spool 89, and the position of the spool 89 in the up-down direction in FIG. 1 is determined based on the correspondence between the urging forces.
[0052]
Specifically, when the oil amount in the oil passage 86 decreases and the oil pressure in the oil passage 86 decreases, the spool 89 is urged downward in FIG. 1 to reduce the communication area between the port 92 and the port 93. Narrowed. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 via the space A1 decreases, and the oil pressure in the oil passage 86 increases.
[0053]
On the other hand, the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the port 113 of the secondary regulator valve 109 via the oil passage 105. The oil discharged from the port 93 of the primary regulator valve 88 is supplied to the ports 114 and 116 of the secondary regulator valve 109 via the oil passage 119. The hydraulic pressure of the port 116 generates a force for urging the spool 110 upward in FIG. On the other hand, a downward urging force in FIG. 1 is applied to the spool 110 in accordance with the signal pressure input to the port 112 and the elastic force of the elastic member 111. The operation of the spool 110 of the secondary regulator valve 109 is determined based on the correspondence between the two biasing forces.
[0054]
Specifically, the oil is discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119, and the oil in the oil passage 119 is supplied to the oil necessary portion 108. When the amount of oil supplied to the oil passage 119 decreases and the oil pressure at the port 116 decreases, the spool 110 operates downward in FIG. 1 to reduce the communication area between the ports 113 and 114 and the port 117, and The communication area between the port 114 and the port 115 is reduced. As a result, the amount of oil discharged from oil passage 105 to oil passage 129 via ports 113 and 117 decreases. Further, the amount of oil discharged from oil passage 119 to oil passage 121 via ports 114 and 115 decreases, and the amount of oil discharged from oil passage 119 to oil passage 129 via ports 114 and 117 decreases. Decrease.
[0055]
On the other hand, when the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 increases and the oil pressure in the oil passage 119 and the port 116 increases, the spool 110 operates upward in FIG. The communication area between the port 114 and the port 117 is expanded, and the communication area between the port 114 and the port 115 is expanded. As a result, the amount of oil discharged from oil passage 105 to oil passage 129 via ports 113 and 117 increases. Further, the amount of oil discharged from the oil passage 119 to the oil passage 121 via the ports 114 and 115 increases, and the oil pressure of the oil passage 121 increases, and the oil passage 119 passes through the ports 114 and 117 from the oil passage 119. As a result, the amount of oil discharged to the oil passage 129 increases.
[0056]
By the way, the oil pressure in the oil passage 119 changes based on the relationship between the amount of oil required in the oil need part 108 and the amount of oil supplied to the oil passage 119. On the other hand, the oil pressure in the oil passage 105 changes according to the amount of oil discharged from the oil passage 105 to the oil passage 129 via the ports 113 and 117. Then, the operation of the check valve 107 is determined based on the relationship between the oil pressure of the oil passage 105 and the oil pressure of the oil passage 86.
[0057]
For example, when the oil pressure in the oil passage 86 is higher than the oil pressure in the oil passage 105 as in the case where the oil amount is not insufficient in the oil passage 86, the check valve 107 is closed and the oil The oil in the passage 105 is not supplied to the oil passage 86. On the other hand, when the oil pressure in the oil passage 86 is lower than the oil pressure in the oil passage 105, such as when the oil amount is insufficient in the oil passage 86, the check valve 107 is opened. The oil in the oil passage 105 is supplied to the oil passage 86. Therefore, the shortage of the oil amount in the oil passage 86 can be suppressed. In addition, when there is no shortage of oil in the oil passage 86, the sub oil pump 81 can be stopped.
[0058]
As described above, according to the hydraulic control device 59 of FIG. 1, the drive mode in which the main oil pump 80 and the sub oil pump 81 are driven together and the main oil pump 80 are driven in accordance with the required oil amount in the oil passage 86. In addition, it is possible to selectively switch the drive mode in which the sub oil pump 81 is stopped. In this embodiment, basically, the main oil pump 80 is always driven.
[0059]
When the oil in the oil passage 86 is discharged to the oil passage 119, the following phenomenon occurs due to the fluid force of the oil flowing through the space A1. In the space A1, the hydraulic pressure applied to the end surface 97A of the land portion 97 generates a force for urging the spool 89 upward in FIG. 1, and the hydraulic pressure applied to the end surface 98A of the land portion 98 applies the spool 89 downward in FIG. An energizing force is created.
[0060]
Here, since the direction of the oil flowing in the space A1 is mainly downward in FIG. 1, the pressure distribution of the hydraulic pressure applied to the end face 97A and the pressure distribution of the hydraulic pressure applied to the end face 98A become unbalanced. Therefore, the force urging the spool 89 downward is greater than the force urging the spool 89 upward. As a result, the spool 89 moves downward in FIG. 1, the communication area between the port 92 and the port 93 decreases, the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 decreases, and the hydraulic pressure in the oil passage 86 decreases. May rise. As described above, when the amount of oil in the oil passage 86 increases and the oil pressure in the oil passage 86 increases, the torque required to drive the main oil pump 80 and the sub oil pump 81 that supply oil to the oil passage 86 may increase. There is. Here, the torque required to drive the oil pump that supplies oil to the oil passage 86 is:
Torque required to drive oil pump = oil pressure in oil passage x oil amount in oil passage
Is represented by
[0061]
Therefore, a problem in which the oil pressure in the oil passage 86 increases due to the fluid force when the oil passes through the space A1 can be avoided as follows. As described above, when the oil in the oil passage 86 is discharged to the oil passage 119 and the oil amount in the oil passage 119 increases and the oil pressure in the oil passage 119 increases, the secondary regulator valve 109 is operated by the above-described operation. Operates upward, the communication area between the port 114 and the port 115 increases, and the oil in the oil passage 119 is discharged to the oil pan 120 via the oil passage 121. Here, the oil pressure in the oil passage 121 between the port 115 and the throttle unit 123 is input to the port 94 of the primary regulator valve 88 via the oil passage 122. Then, since the area of the pressure receiving surface 101 is larger than the area of the pressure receiving surface 102, a force for urging the spool 89 upward is generated based on the hydraulic pressure of the port 94. As described above, when the oil pressure of the oil passage 86 is discharged to the oil passage 119, the upward movement of the spool 89 can be suppressed by the urging force corresponding to the oil pressure of the port 94.
[0062]
In this embodiment, the principle of suppressing the downward movement of the spool 89 can be expressed by the following equation.
Papply × Sapply + Pline × Sline = Fflow + W + Psol × Ssol
In the above equation, Papply is the hydraulic pressure transmitted to the port 94 via the oil passage 122, Sapply is the difference between the area of the pressure receiving surface 101 and the area of the pressure receiving surface 102, and Pline is the oil passage 86 Sline is the difference between the pressure receiving surface 103 and the pressure receiving surface 104. The left side of the above equation represents a force for urging the spool 89 upward in FIG.
[0063]
On the other hand, Fflow is a fluid force of the oil flowing in the space A1, specifically, a difference between a pressure acting on the end face 98A and a pressure acting on the end face 97A, and W is an urging force of the elastic member 90. , Psol are the signal pressures input to the port 91, and Ssol is the area of the pressure receiving surface 89A that receives the hydraulic pressure of the port 91. The right side of the above equation represents a force for urging the spool 89 downward in FIG.
[0064]
That is, Fflow increases in proportion to the increase in the fluid force of the oil flowing in the space A1. On the other hand, Papply increases in proportion to an increase in the oil pressure of the oil passage 122. Therefore, in this embodiment, Sapply is such that the pressure (Fflow) of the first term on the right side of the above equation and the biasing force (Papply × Sapply) of the first and second terms on the left side of the above equation cancel each other. Is set to avoid the above-mentioned problem. With this configuration, it is possible to suppress an increase in the amount of oil in the oil passage 86 or an increase in the oil pressure (line pressure) in the oil passage 86. Therefore, it is possible to suppress an increase in power loss of the rotating device consumed for driving the driven oil pump of the main oil pump 80 or the sub oil pump 81.
[0065]
In addition, the above-mentioned inconvenience is avoided by transmitting the oil pressure of the oil discharged from the secondary regulator valve 109 to the port 94. Accordingly, it is not necessary to add a new valve or the like, and it is possible to suppress an increase in the number of components of the hydraulic control device 59, and to suppress an increase in manufacturing cost. Further, this embodiment has a configuration in which the main oil pump 80 is driven by an engine, and is particularly effective when the sub oil pump 81 is stopped and the engine speed is high or the vehicle Ve runs at high speed. is there.
[0066]
Here, the correspondence between the configuration of the embodiment and the configuration of the present invention will be described. The main oil pump 80 and the sub oil pump 81 correspond to the oil pump of the present invention, and the oil passage 86 corresponds to the second embodiment of the present invention. The oil passage 119 corresponds to the second oil passage of the present invention, the primary regulator valve 88 corresponds to the first control valve and the pressure control valve of the present invention, and the oil passage 121 Corresponds to the third oil passage of the present invention, the secondary regulator valve 109 corresponds to the second control valve and the pressure control valve of the present invention, and the vertical direction in FIG. 1 corresponds to the predetermined direction of the present invention. The spool 89 corresponds to the valve body of the present invention.
[0067]
Further, the oil passage 122 corresponds to the control oil passage of the present invention, the discharge port 85 corresponds to any discharge port of the present invention, and the oil passage 105 corresponds to the fourth oil passage of the present invention. , The oil passage 106 corresponds to the fifth oil passage of the present invention, the belt type continuously variable transmission 4 corresponds to the continuously variable transmission of the present invention, and the oil necessary portion 87 is the oil required portion of the present invention. Is equivalent to Further, in the power transmission state of the present invention, the transmission ratio and torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4, the oil pressure or oil amount of the oil necessary portion 87 for controlling the transmission ratio of the belt-type continuously variable transmission 4, the belt-type continuously variable transmission 4, It includes the oil pressure or oil amount of the oil required portion 87 that controls the torque capacity of the continuously variable transmission 4.
[0068]
Further, the flow rate of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119, the area of communication between the port 92 and the port 93 in the primary regulator valve 88, the amount of oil passing through the space A1, and the position of the spool 89 in the vertical direction in FIG. And the like correspond to the “state in which oil is discharged from the first oil passage to the second oil passage” in the present invention. The flow rate of the oil discharged from the oil passage 119 to the oil passage 121, the communication area between the port 114 and the port 115, and the like correspond to the state of the oil in the oil passage. The oil flow in the oil passage 119, the oil pressure in the oil passage 119, and the like correspond to the state of the oil in the second oil passage of the present invention. Exhausted to 119 The "reduced oil amount is reduced" or "the oil pressure of the oil passage 86 is increased", but "the discharge of oil from the first oil passage to the second oil passage is suppressed" in the present invention. Equivalent to.
[0069]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the invention, when the oil is discharged from the first oil passage to the second oil passage, the valve body operates by the fluid force of the oil, and the first oil passage Is increased, or the increase in the oil amount of the first oil passage can be suppressed. Therefore, an increase in torque required for driving the oil pump can be suppressed, and an increase in loss of power for driving the oil pump can be suppressed.
[0070]
According to the second aspect of the invention, in addition to obtaining the same effect as the first aspect of the invention, it is possible to supply oil to the first oil passage from any one of the plurality of discharge ports. It is possible.
[0071]
According to the third aspect of the invention, in addition to obtaining the same effect as the first or second aspect of the invention, the oil discharged from any one of the discharge ports of the plurality of oil pumps is It can be supplied to the second control valve without passing through the first oil passage.
[0072]
According to the fourth aspect of the invention, the same effect as that of the third aspect of the invention can be obtained. In addition, while the oil of the fourth oil path can be supplied to the first oil path, the first oil path can be supplied to the first oil path. The supply of the oil in the oil passage to the fourth oil passage can be restricted. Therefore, the shortage of the oil amount in the first oil passage can be suppressed.
[0073]
According to the fifth aspect of the present invention, in addition to obtaining the same effects as the first to fourth aspects of the present invention, the oil discharged from the oil pump is passed through the first oil passage to the oil required portion. By supplying the power, the power transmission state of the continuously variable transmission can be controlled. Therefore, the power transmission state of the continuously variable transmission can be appropriately controlled.
[0074]
According to the invention of claim 6, in addition to obtaining the same effect as any of the inventions of claims 1 to 5, by discharging the oil of the first oil passage to the second oil passage, The hydraulic pressure of the first oil passage can be controlled. Therefore, the hydraulic control accuracy of the first oil passage is improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a conceptual diagram showing a configuration example of a hydraulic control device of the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing a power train and an example of a control system of a vehicle including the hydraulic control device of FIG.
[Explanation of symbols]
Reference numeral 4: Belt-type continuously variable transmission 59: Hydraulic controller 80: Main oil pump 81: Sub oil pump 83, 85: Discharge port 86, 105, 106, 119, 121, 122: Oil passage 87 ... oil required part, 88 ... primary regulator valve, 89 ... spool, 107 ... check valve, 109 ... secondary regulator valve.

Claims

By controlling the first oil passage to which the oil discharged from the oil pump is supplied and the state of discharging the oil from the first oil passage to the second oil passage, the oil in the first oil passage is controlled. A first control valve for controlling the state of the second oil path, and a second control valve for controlling a state of discharging the oil from the second oil path to the third oil path, thereby controlling a state of the oil in the second oil path. A second control valve, wherein the first control valve has a valve body that operates in a predetermined direction to control a state in which oil is discharged from the first oil passage to the second oil passage. Hydraulic control device,
The operation of the valve element in the direction in which the discharge of oil from the first oil path to the second oil path is suppressed is suppressed by transmitting the oil pressure of the third oil path to the valve element. A hydraulic control device, comprising:

2. The hydraulic control device according to claim 1, wherein a plurality of discharge ports of the oil pump are provided.

A fourth oil path that supplies oil discharged from any one of the discharge ports of the plurality of oil pumps to the second control valve without passing through the first oil path is provided. A hydraulic control device, which is provided.

A fifth oil passage connecting the first oil passage and the fourth oil passage; and a check valve provided in the fifth oil passage, wherein the check valve is connected to the fourth oil passage. Having both a function of permitting the oil of the first oil path to be supplied to the first oil path and a function of restricting the oil of the first oil path from being supplied to the fourth oil path. The hydraulic control device according to claim 3, wherein

5. An oil required portion for controlling a power transmission state of the continuously variable transmission is provided, and oil in the first oil passage is supplied to the oil required portion. The hydraulic control device according to any one of the above.

The state of the oil in the first oil passage includes the oil pressure in the first oil passage, and the first control valve and the second control valve are both pressure control valves. The hydraulic control device according to claim 1.