JP2007107698A

JP2007107698A - 油圧制御装置

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Publication number: JP2007107698A
Application number: JP2005301944A
Authority: JP
Inventors: Toshihiro Aoyama; 俊洋青山; Makoto Funahashi; 眞舟橋; Shinichi Ito; 慎一伊藤; Shuji Moriyama; 修司森山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2005-10-17
Filing date: 2005-10-17
Publication date: 2007-04-26
Anticipated expiration: 2025-10-17
Also published as: JP4462164B2

Abstract

【課題】第１吐出口および第２吐出口を有し、第２吐出口からオイルを第２油路に吐出する場合に、第２吐出口の吐出負荷を軽減する。
【解決手段】第１の吐出口５５から吐出されたオイルが供給される第１油路５８と、第２の吐出口５７から吐出されたオイルが供給される第２油路６９と、第１油路に接続された第１のポート６３および第２油路６９に接続された第２のポート６４を開閉する制御弁６２とを有し、第１の油路５８と第２の油路６９とを接続する経路に逆止弁７１が設けられた油圧制御装置において、制御弁６２は、第１のポート６３が先に開放され、その後に第２のポート６４が開放される構成を有し、かつ、弁体７２の動作量の変化度合いに対する第２のポート６４の開口面積の変化度合いが、弁体７２の動作量の変化度合いに対する第１のポート６３の開口面積の変化度合いよりも大きくなる構成を有している。
【選択図】図１

Description

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場合に用いる油圧制御装置に関するものである。

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場合に、油圧制御装置を用いることが知られている。この油圧制御装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された車両は、エンジンのトルクが流体伝動装置、前後進切換装置、ベルト式無段変速機を経由して車輪に伝達されるように構成されたパワートレーンを有する。そして、流体伝動装置、前後進切換装置、ベルト式無段変速機などに圧油を供給する油圧制御装置が設けられている。この油圧制御装置は第１オイルポンプおよび第２オイルポンプを有しており、この第１オイルポンプおよび第２オイルポンプが、エンジンにより駆動されるように構成されている。そして、第１オイルポンプから吐出されたオイルが、第１の油路を経由してプライマリレギュレータバルブに供給されるように構成されている。

また、第２オイルポンプから吐出されたオイルを、プライマリレギュレータバルブに供給する第２の油路が設けられている。また、プライマリレギュレータバルブには、第３の油路および第４の油路を介してセカンダリレギュレータバルブが接続されている。また、プライマリレギュレータバルブは動作可能なスプールと、第１の油路と第３の油路とを接続する第１の入力ポートと、第２の油路と第４の油路とを接続する第２の入力ポートと、第１の油路の油圧が伝達されるフィードバックポートとを有している。さらに、第１の油路にはオイル必要部が接続され、第１の油路と第２の油路との間には、逆止弁が設けられている。この逆止弁は、第２の油路の油圧が第１の油路の油圧よりも高圧となった場合に開放され、これ以外の場合には閉じられる構成を有している。

そして、エンジンによりオイルポンプが駆動されて、第１オイルポンプの吐出口から第１の油路にオイルが吐出され、第２オイルポンプの吐出口から第２の油路にオイルが吐出される。第１の油路に供給された圧油は、オイル必要部に供給されるとともに、第１の油路の油圧が低圧である場合は、第１のポートおよび第２のポートが共に閉じられており、第１オイルポンプから第１の油路に吐出された圧油は、第３の油路には排出されない。また、第２オイルポンプから第２の油路に吐出された圧油も、第４の油路には排出されず、第２の油路の油圧が第１の油路の油圧よりも高圧になると、逆止弁が開放されて、第２オイルポンプから吐出された圧油が、第１の油路を経由してオイル必要部に供給される。

このようにして、第１の油路における圧油不足が抑制される。さらに、第１の油路の圧油が上昇することにともない、フィードバックポートの油圧が上昇してスプールが正方向に動作し、第１の入力ポートおよび第２の入力ポートが共に開放される。その結果、第１の油路の圧油が第３の油路にドレーンされ、かつ、第２の油路の圧油が第４の油路にドレーンされて、第１の油路の油圧の上昇が抑制される。そして、第１の油路の油圧が低下すると、スプールが逆方向に動作して、第１の油路から第３の油路にドレーンされる圧油の流量が減少する。このようにして、第１の油路の油圧、つまり、ライン圧が制御される。
特開２００４−７６８１７号公報

しかしながら、上記の特許文献１に記載されている油圧制御装置においては、プライマリレギュレータバルブのスプールの動作量の変化度合いに対する第１の入力ポートの開口面積の変化度合い、およびプライマリレギュレータバルブのスプールの動作量の変化度合いに対する第２の入力ポートの開口面積の変化度合いが考慮されておらず、プライマリレギュレータバルブのスプールの動作量の変化度合いに対する第１の入力ポートの開口面積の変化度合いと、プライマリレギュレータバルブのスプールの動作量の変化度合いに対する第２の入力ポートの開口面積の変化度合いとが同じであると、第２のオイルポンプの圧油を第４の油路にドレーンする場合に、第２の油路の油圧が低下しにくく、第２のオイルポンプの駆動負荷が減少しにくい。その結果、第２のオイルポンプを駆動するエンジンの燃費が悪化する虞れがあった。

この発明は上記事情を背景としてなされたものであり、第２吐出口からオイルを第２油路に吐出する場合に、第２の油路の油圧を低下させやすく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。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、第１の吐出口をおよび第２の吐出口を有するオイルポンプと、前記第１の吐出口から吐出されたオイルが供給される第１油路と、前記第２の吐出口から吐出されたオイルが供給される第２油路と、前記第１油路から第３油路に至る経路および前記第２油路から第４油路に至る経路に設けられた制御弁とを有し、この制御弁は、動作可能な弁体と、前記第１油路と前記第３油路とを接続する第１のポートと、前記第２油路と前記第４油路とを接続する第２のポートとを有しており、前記制御弁は、前記弁体の動作により、前記第１のポートおよび第２のポートの開口面積が変化するように構成されているとともに、前記第１の油路と第２の油路とを接続する経路に逆止弁が設けられており、この逆止弁は、前記第２の油路のオイルが第１の油路に流れ込むことを許容し、かつ、前記第１の油路のオイルが第１の油路に流れ込むことを防止する構成を有している油圧制御装置において、前記制御弁は、前記第１のポートおよび前記第２のポートが閉じられている状態から前記弁体が動作する場合に、前記第１のポートが先に開放され、その後に前記第２のポートが開放される構成を有しているとともに、前記制御弁は、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第２のポートの開口面積の変化度合いが、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第１のポートの開口面積の変化度合いよりも大きくなる構成を有していることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記制御弁は、前記第１のポートが開放されている場合に、前記弁体の全ての動作範囲で、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第１のポートの開口面積の変化度合いが一定となる構成を有していることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項１または２の構成に加えて、前記制御弁は、前記第２のポートが開放されている場合に、前記弁体の全ての動作範囲で、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第２のポートの開口面積の変化度合いが一定となる構成を有していることを特徴とするものである。

以上説明したように請求項１の発明によれば、第１の吐出口から吐出されたオイルが第１油路に供給され、第２の吐出口から吐出されたオイルが第２の油路に供給される。また、制御弁の弁体により、第１のポートおよび第２のポートが閉じられている場合は、第１の油路の圧油は第３の油路にはドレーンされず、第２の油路の圧油は第４の油路にはドレーンされない。そして、第２の油路の油圧が第１の油路の油圧よりも高圧になると、逆止弁が開放されて、第２の油路の圧油が第１の油路に供給される。そして、制御弁の弁体が動作すると、先に、第１のポートの開放が開始され、第１の油路の圧油が第３の油路にドレーンされる。制御弁の弁体が更に動作して、第２のポートが開放された場合は、第２の油路の圧油が第４の油路にドレーンされる。このようにして、第１の油路の油圧、つまり、ライン圧が制御される。

また、請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同じ効果を得られる他に、第１のポートの形状を簡略化することが可能であり、制御弁の加工および製造が容易となる。

また、請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同じ効果を得られる他に、第２のポートの形状を簡略化することが可能であり、制御弁の加工および製造が容易となる。

つぎに、この発明の油圧制御装置を、車両用の動力伝達装置の動作部材の動作を制御するために用いる場合の実施例を、図面に基づいて説明する。まず、この発明を適用できる車両のパワートレーン、およびその車両の制御系統を、図２に示す。図２に示す車両Ｖｅにおいては、動力源１と車輪２との間の動力伝達経路に、流体伝動装置３、ロックアップクラッチ４、前後進切り換え機構５、ベルト式無段変速機６などが設けられている。動力源１としては、例えば、エンジンまたは電動機の少なくとも一方を用いることができる。エンジンは、燃料を燃焼させて発生する熱エネルギを運動エネルギに変換する動力装置である。これに対して、電動機は、電気エネルギを運動エネルギに変換する装置であり、エンジンと電動機とでは、動力の発生原理が異なる。この実施例では、動力源１としてエンジンが用いられている場合について説明し、以下、「エンジン１」と記す。

また、流体伝動装置３およびロックアップクラッチ４は、エンジン１と前後進切り換え機構５との間の動力伝達経路に設けられており、流体伝動装置３とロックアップクラッチ４とは相互に並列に配置されている。この流体伝動装置３は、流体の運動エネルギにより動力を伝達する装置であり、ロックアップクラッチ４は、摩擦力により動力を伝達する装置である。

さらに、前後進切り換え機構５は、入力部材に対する出力部材の回転方向を、選択的に切り換える装置である。この前後進切り換え機構５は、遊星歯車機構（図示せず）と、遊星歯車機構の回転要素に対する動力の伝達状態を制御するクラッチ（図示せず）と、遊星歯車機構の回転要素の回転・停止を制御するブレーキ（図示せず）とを有している。そして、クラッチやブレーキなどの摩擦係合装置の係合・解放を制御する油圧室（図示せず）が設けられている。

ベルト式無段変速機６は、前後進切り換え機構５と車輪２との間の動力伝達経路に設けられている。ベルト式無段変速機６は、相互に平行に配置されたプライマリシャフト７およびセカンダリシャフト８を有している。このプライマリシャフト７にはプライマリプーリ９が設けられており、セカンダリシャフト８にはセカンダリプーリ１０が設けられている。プライマリプーリ９は、プライマリシャフト７に固定された固定シーブ１１と、プライマリシャフト７の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ１２とを有している。そして、固定シーブ１１と可動シーブ１２との間に溝Ｍ１が形成されている。

また、この可動シーブ１２をプライマリシャフト７の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ１２と固定シーブ１１とを接近・離隔させる油圧サーボ機構１３が設けられている。この油圧サーボ機構１３は、油圧室１３Ａと、油圧室１３Ａの油圧に応じてプライマリシャフト７の軸線方向に動作でき、かつ、可動シーブ１２に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。一方、セカンダリプーリ１０は、セカンダリシャフト８に固定された固定シーブ１４と、セカンダリシャフト８の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ１５とを有している。そして、固定シーブ１４と可動シーブ１５との間にはＶ字形状の溝Ｍ２が形成されている。

また、この可動シーブ１５をセカンダリシャフト８の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ１５と固定シーブ１４とを接近・離隔させる油圧サーボ機構１６が設けられている。この油圧サーボ機構１６は、油圧室２６と、油圧室２６の油圧によりセカンダリシャフト８の軸線方向に動作でき、かつ、可動シーブ１５に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。上記構成のプライマリプーリ９およびセカンダリプーリ１０に、無端状（環状）のベルト１７が巻き掛けられている。一方、ベルト式無段変速機６の油圧サーボ機構１３，１６およびロックアップクラッチ４、および前後進切り換え機構５を制御する機能を有する油圧制御装置１８が設けられている。さらに、エンジン１、ロックアップクラッチ４、前後進切り換え機構５、ベルト式無段変速機６、油圧制御装置１８を制御するコントローラとしての電子制御装置５２が設けられている。

この電子制御装置５２に対しては、エンジン回転数、アクセルペダルの操作状態、ブレーキペダルの操作状態、スロットルバルブの開度、シフトポジション、プライマリシャフト７の回転数、セカンダリシャフト８の回転数などの検知信号が入力される。このセカンダリシャフト８の回転数に基づいて車速が求められる。電子制御装置５２には各種のデータが記憶されており、電子制御装置５２に入力される信号、および記憶されているデータに基づいて、電子制御装置５２からは、エンジン１を制御する信号、ベルト式無段変速機６を制御する信号、前後進切り換え機構５を制御する信号、ロックアップクラッチ４を制御する信号、油圧制御装置１８を制御する信号などが出力される。電子制御装置５２に記憶されているデータとしては、変速制御マップ、ロックアップクラッチ制御マップなどが挙げられる。この変速制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ベルト式無段変速機６の変速比を設定するマップである。エンジン１としエンジンが用いられている場合は、ベルト式無段変速機６の変速比の制御により、エンジン回転数を最適燃費曲線に近づけるように制御できる。また、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４のトルク容量を設定するマップである。

つぎに、図２に示す車両Ｖｅの作用を説明する。エンジン１のトルクは、流体伝動装置３またはロックアップクラッチ４のいずれか一方を経由して、前後進切り換え機構５に入力される。そして、前後進切り換え機構５から出力されたトルクは、ベルト式無段変速機６のプライマリシャフト７に伝達される。プライマリシャフト７のトルクは、プライマリプーリ９、ベルト１７、セカンダリプーリ１０を介してセカンダリシャフト８に伝達される。そして、セカンダリシャフト８のトルクが車輪２に伝達されて駆動力が発生する。ここで、ベルト式無段変速機６の変速制御を説明する。まず、油圧室１３Ａの油圧に基づいて、プライマリプーリ９の可動シーブ１２を軸線方向に動作させる推力が変化する。また、油圧サーボ機構１６の油圧室２６の油圧により、セカンダリプーリ１０の可動シーブ１５を軸線方向に動作させる推力が変化する。そして、可動シーブ１２の軸線方向の動作に応じて溝Ｍ１の幅が変化し、可動シーブ１５の軸線方向の動作に応じて溝Ｍ２の幅が変化する。

上記のようにして、溝Ｍ１の幅が調整されると、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径と、セカンダリプーリ１０におけるベルト１７の巻き掛け半径との比が変化する。その結果、プライマリシャフト７とセカンダリシャフト８との間の回転速度の比、すなわち変速比が変化する。具体的には、油圧室１３Ａの油圧が高められて溝Ｍ１の幅が狭められると、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が大きくなり、ベルト式無段変速機７の変速比が小さくなるように変速する。これに対して、油圧室１３Ａの油圧が低下して溝Ｍ１の幅が広げられると、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が小さくなり、ベルト式無段変速機６の変速比が大きくなるように変速する。

また、この変速制御に伴い溝Ｍ２の幅が調整されると、ベルト３１に作用する挟圧力が変化してベルト３１の張力が変化する。その結果、プライマリシャフト７とセカンダリシャフト８との間で伝達されるトルクの容量が制御される。具体的には、油圧室２６の油圧が高められて、ベルト３１に作用する挟圧力が高められると、トルク容量が大きくなる。これに対して、油圧室２６の油圧が低下されて、ベルト３１に作用する挟圧力が弱められると、トルク容量が小さくなる。このように、ベルト１７に作用する挟圧力の変化に伴い、ベルト式無段変速機６のトルク容量が変化する。ところで、図２に示す車両Ｖｅにおいては、油圧制御装置１８の一部を構成する油圧回路の構成を、図１に基づいて説明する。図１に示す油圧回路には、第１オイルポンプ（メインオイルポンプ）５０および第２オイルポンプ（サブオイルポンプ）５１が設けられている。この第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１は、それぞれ単独で駆動できるように構成されている。そして、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１が、エンジントルクにより駆動されるように構成されている。

まず、第１オイルポンプ５０は、吸込口５４および吐出口５５を有しており、第２オイルポンプ５１は吸込口５６および吐出口５７を有している。まず、第１オイルポンプ５０の吐出口５５は、油路５８を経由してオイル必要部５９に接続されている。エンジン１と車輪２との間には、動力伝達装置、例えば、前後進切り換え機構５、流体伝動装置３、ベルト式無段変速機６などが設けられており、その動力伝達装置における動力伝達状態を制御するために、オイル必要部５９が設けられている。動力伝達装置における動力伝達状態には、回転数、トルク、変速比などが含まれる。そして、オイル必要部５９には、例えば、油圧サーボ機構１３，１６が含まれる。さらに、吸込口５４，５６がストレーナ６０を経由してオイルパン６１に接続されている。さらにまた、第２オイルポンプ５１の吐出口５７には油路６９が接続されており、油路５８と油路６９とを接続する油路７０が設けられている。油路７０には逆止弁７１が設けられている。逆止弁７１は油路６９の圧油が油路５８に流れ込むことを許容し、油路５８の圧油が油路６９に流れ込むことを防止する構成を有している。

また、油圧回路には、プライマリレギュレータバルブ６２が設けられている。さらに、プライマリレギュレータバルブ６２は、入力ポート６３，６４と、ドレーンポート６５，６６と、フィードバックポート６７と、信号圧ポート６８とを有している。信号圧ポート６８に入力される信号圧は、ソレノイドバルブ（図示せず）により制御される。そして、油路５８が、入力ポート６３およびフィードバックポート６７に接続されている。さらに、入力ポート６４は油路６９に接続されている。さらに、プライマリレギュレータバルブ６２は、軸線方向（図１で上下方向）に動作自在なスプール７２と、スプール７２を図１で上向きに押圧する弾性部材７３とを有している。弾性部材７３としては、圧縮コイルばねを用いることが可能である。また、スプール７２はランド部７４，７５，７６，７７を有している。これらのランド部７４，７５，７６，７７は、いずれも円柱形状を有している。そして、スプール７２が軸線方向に動作すると、ランド部７５によって入力ポート６３が開閉され、かつ、ランド部７７によって入力ポート６４が開閉されるように構成されている。

具体的には、スプール７２の軸線に直交する平面断面内において、ランド部７５，７７の外周形状は略円形に構成されている。そして、スプール７２が取り付けられたバルブボデー７８には、スプール７２の軸線に直交する平面断面内で略円形の孔７９，８０が形成されており、その孔７９に沿ってランド部７５が摺動し、孔８０に沿ってランド部７７が摺動するように構成されている。また、ランド部７７の外径の方がランド部７５の外径よりも大きく設定され、孔８０の内径の方が孔７９の内径よりも大きく設定されている。さらに、弾性部材７３からスプール７２に加えられる押圧力で、入力ポート６３，６４が閉じられる向き（図１で上向き）にスプール７２が動作する一方、フィードバックポート６７に入力される油圧によりスプール７２が動作して、入力ポート６３，６４が開放される向き（図１で下向き）の力が発生するように構成されている。

さらに、入力ポート６３，６４が共に閉じられている状態から、スプール７２が図１で下向きに動作した場合に、入力ポート６３が先に開放され、ついで、入力ポート６４が開放されるように、プライマリレギュレータバルブ６２の諸元が設定されている。言い換えれば、入力ポート６３，６４が共に開放されている状態から、スプール７２が図１で上向きに動作した場合に、入力ポート６４が先に閉じられ、ついで、入力ポート６３が閉じられるように、プライマリレギュレータバルブ６２の諸元が設定されている。プライマリレギュレータバルブ６２の諸元とは、ランド部７５，７７の形状、孔７９，８０の形状、軸線方向におけるランド部７５，７７の寸法、軸線方向における孔７９，８０の寸法、入力ポート６３，６４の内径などを意味する。また、図３に示すように、入力ポート６３を開閉するランド部７５のエッジ部８３の角度が、略９０度に構成されている。また、入力ポート６４を開閉するランド部７７のエッジ部８４の角度が、略９０度に構成されている。そして、エッジ部８３，８４には面取りは施されていない。なお、前記出力ポート６５には油路８１を介してセカンダリレギュレータバルブ（図示せず）が接続され、出力ポート６６には油路８２を介して吸込口５４，５６が接続されている。

つぎに、図１に示された油圧回路の作用を説明する。まず、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１が停止している場合は、油路５８の油圧が定圧であり、スプール７２が弾性部材７３の押圧力により押されて、スプール７２の端部がバルブボデー７８に接触して停止し、入力ポート６３，６４が閉じられている。そして、エンジントルクにより第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５２が駆動されて、第１オイルポンプ５０の吐出口５５から油路５８にオイルが吐出され、第２オイルポンプ５１の吐出口５７から油路６９にオイルが吐出される。油路５８に供給された圧油は、オイル必要部５９に供給されるとともに、油路５８の油圧が低圧である場合は、フィードバックポート６７の油圧によりスプール７２に加えられる下向きの力が弱い。このため、入力ポート６３，６４が共に閉じられており、第１オイルポンプ５０から油路５８に吐出された圧油は、油路８１には排出されない。また、第２オイルポンプ５１から油路６９に吐出された圧油も、油路８２には排出されない。そして、油路５８でオイル不足が生じて、油路６９油圧が油路５８の油圧よりも高圧になると、逆止弁７１が開放されて、第２オイルポンプ５１から吐出された圧油が、油路７０を経由して油路５８に供給される。このようにして、油路５８における圧油量の不足が抑制される。

そして、油路５８の圧油が上昇することにともない、フィードバックポート６７の油圧が上昇してスプール７２が図１で下向きに動作すると、入力ポート６３が先に開放され、油路５８の圧油が油路８１にドレーンされる。さらに、フィードバックポート６７の油圧が上昇すると、入力ポート６３の開口面積が拡大し、油路５８から油路８１にドレーンされる圧油の流量が増加する。その後、入力ポート６４が開放され、油路６９の圧油が油路８２にドレーンされる。さらに、フィードバックポート６７の油圧が上昇して、入力ポート６４の開口面積が拡大し、油路６９から油路８２にドレーンされる圧油の流量が増加する。なお、油路６９の油圧が油路５８の油圧よりも低下した場合は、逆止弁７１が閉じられる。

このようにして、油路５８の油圧が低下すると、フィードバックポート６７の油圧に応じてスプール７２に加えられる力が弱まり、スプール７２が弾性部材７３の力で図１で上向きに動作する。すると、入力ポート６４が先に閉じられるとともに、さらにスプール７２が図１で上向きに動作すると、入力ポート６３が閉じられる。このようにして、油路５８の油圧、つまり、ライン圧が制御される。つまり、プライマリレギュレータバルブ６２は圧力制御弁としての機能を有する。また、プライマリレギュレータバルブ６２の動作により、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１の吐出容量が切り替えられる。ここで、図２および図３に示されたプライマリレギュレータバルブ６２において、スプール７２の動作量（ストローク）および位置の変化と、入力ポート６３，６４の開口面積の変化との対応関係を、図４の線図に基づいて説明する。ここで、入力ポート６３の特性が線分Ａ１で示され、入力ポート６４の特性を線分Ｂ１で示されている。そして、スプール７２が図１で下向きに動作することが、図４ではストロークの増加として表されている。

また、入力ポート６４を開閉するランド部７７の外径の方が、入力ポート６３を開閉するランド部７５の外径よりも大きく構成されているため、スプール７２のストロークの変化割合が同じであっても、入力ポート６４の開口面積の変化割合の方が、入力ポート６３の開口面積の変化割合よりも大きくなる特性を示す。すなわち、線分Ｂ１の方が線分Ａ１よりも急勾配となる。したがって、油路５８のライン圧を制御するために、入力ポート６３を「所定の開口面積」に制御する場合、入力ポート６４の開口面積が可及的に拡大される。このため、第２オイルポンプ５１から吐出された圧油を、油路６９から油路８２にドレーンする場合に、油路６９の油圧を低下させ易くなり、第２オイルポンプ５１の駆動負荷が軽減される。したがって、第２オイルポンプ５１を駆動するエンジン１の燃費の低下を抑制できる。

したがって、スプール７２の動作量の変化に対して、入力ポート６３，６４の開口面積の変化量が一定となり、油路５８におけるライン圧の制御応答性が向上する。特に、車両Ｖｅの発進時、ベルト式無段変速機６でマニュアル変速を実行する場合、急激な加速要求が生じた場合などに、オイル必要部５９に供給するべき圧油の流量が増加する。実施例によれば、このような場合に圧油不足を回避することができる。したがって、ベルト１７の滑りが発生することを抑制でき、かつ、ベルト式無段変速機６の変速応答性を向上することができる。さらに、プライマリレギュレータバルブ６２においては、入力ポート６３，６４が共に閉じられている状態から、スプール７２のストロークが増加すると、入力ポート６３が先に開放され、ついで、入力ポート６４が開放される特性を有している。したがって、入力ポート６４が開放されるまでは、第２オイルポンプ５１から吐出された圧油が、チェック弁７１を経由して、油路６９から油路７０に流入することになる。つまり、入力ポート６４が開放されるときは、油路５８に十分な圧油が供給される状態のため、「入力ポート６４が開放されることによって生じる油路５８のライン圧の変化」を小さくすることができる。また、入力ポート６４の開口面積を増加するようにスプール７２を動作させた場合、油路６９から油路８２にドレーンされる圧油の流量が増加しやすくなり、吐出口５７からオイルを吐出させるための負荷が軽減される。さらに、入力ポート６３が先に開放され、入力ポート６４が後で開放される。このことにより、入力ポート６３に十分な圧油が供給された後に入力ポート６４が開放され、このときの油路６９における油圧変化が少なくなるという効果を得られる。

また、図４に示すように、線分Ａ１が直線であるということは、入力ポート６３が開放されている状態では、スプール７２の全動作範囲に亘り、スプール７２のストロークに関わりなく、入力ポート６３の開口面積の変化割合が略一定であることを意味する。さらに、線分Ｂ１が直線であるということは、入力ポート６３が開放されている状態では、スプール７２のストロークに関わりなく、入力ポート６３の開口面積の変化割合が略一定であり、油路５８から油路８１にドレーンされる圧油の流量を変化させやすくなり、油路５８の油圧の制御応答性が向上する。また、入力ポート６４が開放されている場合に、スプール７２の全ての動作範囲で、スプール７２の動作量の変化度合いに対する入力ポート６４の開口面積の変化度合いが一定となる構成を有しており、スプール７２の動作量の変化度合いに対して、油路６９から油路８２にドレーンされる圧油の流量が一定となり、油路５８の油圧の制御応答性が向上する。

つぎに、プライマリレギュレータバルブ６２の他の構成例、より具体的にはスプール７２の他の構成例を、図５に基づいて説明する。図５においては、ランド部７５，７７の外周縁に面取り（もしくはノッチ）が施されている。すなわち、ランド部７５の軸線方向の端部には面取り８５が形成され、ランド部７７の軸線方向の端部には面取り８６が形成されている。スプール７２の軸線方向において、面取り８５の長さＬ１は、面取り８６の長さＬ２よりも長く設定されている。なお、図５に示されたスプール７２のその他の構成は、図１および図３に示されたスプール７２の構成と同じである。

この図５に示されたスプール７２の動作および作用ついて説明する。まず、入力ポート６３の開口作用について説明する。図６に示すように入力ポート６３が閉じられている状態から、スプール７２が下向きに動作して、図７に示すように、面取り８５とバルブボデー７８との間に隙間が形成されると、入力ポート６３が開放される。以後、スプール７２の動作にともない入力ポート６３の開口面積が拡大する。さらに、図８に示すように、スプール７２が下向きに動作して、スプール７２の軸線方向で、ランド７５の端面７５Ａの位置と、入力ポート６３の内周面の端部７８Ａの位置とが一致した時点以降は、入力ポート６３の開口面積が急激に拡大される。

つぎに、入力ポート６４の開放作用について説明する。図９に示すように入力ポート６４が閉じられている状態から、スプール７２が下向きに動作して、図１０に示すように、面取り８６とバルブボデー７８との間に隙間が形成されると、入力ポート６４が開放される。以後、スプール７２の動作にともない入力ポート６４の開口面積が拡大する。そして、図１１に示すように、スプール７２が下向きに動作して、スプール７２の軸線方向で、ランド７７の端面７７Ａと、入力ポート６４の内周面の端部７８Ｂとが一致した時点以降は、入力ポート６４の開口面積が急激に拡大される。

図５ないし図１１に示されたスプール７２を有するプライマリレギュレータバルブ６２において、スプール７２の動作位置と、入力ポート６３，６４の開口面積との関係を、図１２の線図に基づいて説明する。図１２の線図においては、線分Ａ１および線分Ｂ１の意味は、図４の場合と同じである。また、図５のスプール７２において、線分Ａ１が、第１の特性Ａ２および第２の特性Ａ３により構成される原理を説明する。前述した図７のように、入力ポート６３が開放された時点から、図８に示すように、スプール７２の軸線方向で、ランド部７５の端面７５Ａの位置と、入力ポート６３の内周面の端部７８Ａの位置とが一致するまでの間における入力ポート６３の開口面積の変化が、第１の特性Ａ２に相当する。そして、ランド部７５の端面７５Ａの位置と、入力ポート６３の内周面の端部７８Ａの位置が一致した時点から、更に入力ポート６３の開口面積が増加する場合における入力ポート６３の開口面積の変化特性が、第２の特性Ａ３に相当する。すなわち、面取り８５により開口面積の増加量が影響を受ける第１の特性Ａ２の勾配は、第２の特性Ａ３の勾配よりも緩やかである。つまり、第１の特性Ａ２に比べて第２の特性Ａ３は開口面積が徐々に変更される領域である。また、第１の特性Ｂ２に比べて第２の特性Ｂ３は開口面積が徐々に変更される領域である。

さらに、線分Ｂ１が、第１の特性Ｂ２および第２の特性Ｂ３により構成される原理を説明する。前述した図１０のように、入力ポート６４が開放された時点から、図１１に示すように、スプール７２の軸線方向で、ランド部７７の端面７７Ａの位置と、入力ポート６４の内周面の端部７８Ｂの位置が一致するまでの間における入力ポート６４の開口面積の変化が、第１の特性Ｂ２に相当する。そして、ランド部７７の端面７７Ａの位置と、入力ポート６４の内周面の端部７８Ｂの位置が一致した時点から、更に入力ポート６４の開口面積が増加する場合における入力ポート６４の開口面積の変化特性が、第２の特性Ｂ３に相当する。すなわち、面取り８６により開口面積の増加量が影響を受ける第１の特性Ｂ２の勾配は、第２の特性Ｂ３の勾配よりも緩やかである。なお、第２の特性Ａ３の勾配と、第２の特性Ｂ３の勾配とが異なる理由、具体的には、第２の特性Ａ３の勾配よりも、第２の特性Ｂ３の勾配の方が急激である理由は、図３のスプール７２について述べた理由と同じである。

このように、図５に示されたスプール７２を有するプライマリレギュレータバルブ６２を用いた場合も、図１および図３で説明したのと同様に、入力ポート６４の開口面積を可及的に増加することができ、第２オイルポンプ５１の駆動負荷を軽減することができる。また、図１２の線分Ａ１において、第１の特性Ａ２と第２の特性Ａ３との境界点Ｃ１について説明する。入力ポート６３の開口面積を所定面積まで低下させた場合でも、第２オイルポンプ５１の駆動負荷を軽減するために、入力ポート６４の開口面積が所定面積以上に維持する方が好ましい。そこで、境界点Ｃ１の位置を図１２で左側に移動した場合に、その境界点Ｃ１から真上に延ばした線分と交差する入力ポート６４の開口面積が、所定面積Ｄ１以上確保できるように、境界点Ｃ１に対応する位置Ｓ１を調整する。ここで、面取り８５の長さＬ１の変更すれば、位置Ｓ１を調整可能である。なお、「確保するべき開口面積」については後述する。

ここで、実施例に示されたプライマリレギュレータバルブ６２の特性と、比較例のプライマリレギュレータバルブの特性とを比較する。比較例のプライマリレギュレータバルブとは、入力ポート６３を開閉するランド部７５の外径と、入力ポート６４を開閉するランド部７７の外径とが同一の値に設定されているものである。また、この比較例においては、ランド部７５，７７にそれぞれ面取りが施されているものとする。この比較例におけるスプールの位置と、入力ポートの開口面積との関係を、図１３に示す。入力ポート６３の特性が線分Ａ１で示され、入力ポート６４の特性が線分Ｂ１で示されている。比較例においては、入力ポート６３を開閉するランド部７５の外径と、入力ポート６４を開閉するランド部７７の外径とが同一の値に設定されているため、スプールの動作量の変化割合に対する入力ポート６３，６４の変化割合は同じであり、線分Ａ１と線分Ｂ１とが略平行となる。この比較例において、スプールの動作に対する油路の油圧制御応答性を高めるために、二点鎖線で示すように線分Ａ１を平行移動することも考えられる。しかしながら、このように構成した場合、入力ポート６３で実線と同じ開口面積Ｄ１を、二点鎖線の特性で確保しようとすると、入力ポート６４の開口面積がＤ３からＤ２まで減少してしまい、第２オイルポンプの駆動負荷が増加する。つまり、比較例では、油路の油圧制御応答性の向上と、第２オイルポンプの駆動負荷の軽減（エンジンの燃費向上）とを両立することはできなかった。

これに対して、図１および図３の実施例、図５ないし図１１の実施例によれば、油路５８の油圧制御応答性の向上と、第２オイルポンプ５１の駆動負荷の軽減（エンジンの燃費向上）とを両立することができる。また、図５ないし図１１のように、スプール７２に面取り８５，８６を設ける場合、図１３の線分Ａ１における勾配が急激な部分に対応する「最低開口面積」を、入力ポート６３で確保する場合に、線分Ｂ１に対応して確保するべき開口面積Ｄ２と同じ開口面積を、図１２の線図で最低限確保できるように、境界点Ｃ１および位置Ｓ１を設定することが好ましい。上記の最低開口面積が、図４で説明した「所定の開口面積」、および図１２で説明した「確保するべき開口面積」に相当する。

ここで、この実施例で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、吐出口５５が、この発明の第１の吐出口に相当し、吐出口５７が、この発明の第２の吐出口に相当し、第１オイルポンプ５０および第２オイルポンプ５１が、この発明のオイルポンプに相当し、油路５８が、この発明の第１油路に相当し、油路６９が、この発明の第２油路に相当し、油路８１が、この発明の第３油路に相当し、油路８２が、この発明の第４油路に相当し、プライマリレギュレータバルブ６２が、この発明の制御弁に相当し、スプール７２が、この発明の弁体に相当し、入力ポート６３が、この発明の第１のポートに相当し、入力ポート６４が、この発明の第２のポートに相当し、逆止弁７１が、この発明の逆止弁に相当する。

なお、図５ないし図１１に示す実施例では、２つのランド部７５，７７に、共に面取り８５，８６が設けられているが、いずれか一方のランド部に面取りを形成することも可能である。また、オイルポンプが２個設けられ、各オイルポンプに吐出口がそれぞれ設けられているが、単数のオイルポンプに複数の吐出口が設けられていてもよい。また、この発明において、第１の吐出口自体が複数設けられていてもよいし、第２の吐出口自体が複数設けられていてもよい。さらに、無段変速機としてはトロイダル式無段変速機を有する車両の油圧制御装置にも適用可能である。さらに、有段変速機を搭載した車両の油圧制御装置にも適用可能である。

この発明の油圧制御装置の構成例を示す模式図である。この発明を適用できる車両のパワートレーンおよびその制御系統の一例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの構成例を示す図である。図１および図３に示されたプライマリレギュレータバルブの特性を示す線図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図１に示されたプライマリレギュレータバルブの他の構成例を示す図である。図５ないし図１１に示されたプライマリレギュレータバルブの特性を示す線図である。比較例におけるプライマリレギュレータバルブの特性を示す線図である。

符号の説明

１８…油圧制御装置、５０…第１オイルポンプ、５１…第２オイルポンプ、５５，５７…吐出口、５８，６９，８１，８２…油路、６２…プライマリレギュレータバルブ、６３，６４…入力ポート、７１…逆止弁、７２…スプール。

Claims

第１の吐出口をおよび第２の吐出口を有するオイルポンプと、前記第１の吐出口から吐出されたオイルが供給される第１油路と、前記第２の吐出口から吐出されたオイルが供給される第２油路と、前記第１油路から第３油路に至る経路および前記第２油路から第４油路に至る経路に設けられた制御弁とを有し、この制御弁は、動作可能な弁体と、前記第１油路と前記第３油路とを接続する第１のポートと、前記第２油路と前記第４油路とを接続する第２のポートとを有しており、前記制御弁は、前記弁体の動作により、前記第１のポートおよび第２のポートの開口面積が変化するように構成されているとともに、前記第１の油路と第２の油路とを接続する経路に逆止弁が設けられており、この逆止弁は、前記第２の油路のオイルが第１の油路に流れ込むことを許容し、かつ、前記第１の油路のオイルが第１の油路に流れ込むことを防止する構成を有している油圧制御装置において、
前記制御弁は、前記第１のポートおよび前記第２のポートが閉じられている状態から前記弁体が動作する場合に、前記第１のポートが先に開放され、その後に前記第２のポートが開放される構成を有しているとともに、前記制御弁は、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第２のポートの開口面積の変化度合いが、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第１のポートの開口面積の変化度合いよりも大きくなる構成を有していることを特徴とする油圧制御装置。
前記制御弁は、前記第１のポートが開放されている場合に、前記弁体の全ての動作範囲で、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第１のポートの開口面積の変化度合いが一定となる構成を有していることを特徴とする請求項１に記載の油圧制御装置。
前記制御弁は、前記第２のポートが開放されている場合に、前記弁体の全ての動作範囲で、前記弁体の動作量の変化度合いに対する前記第２のポートの開口面積の変化度合いが一定となる構成を有していることを特徴とする請求項１または２に記載の油圧制御装置。