JP2014228086A - Hydraulic control device of vehicle - Google Patents

Hydraulic control device of vehicle Download PDF

Info

Publication number
JP2014228086A
JP2014228086A JP2013109287A JP2013109287A JP2014228086A JP 2014228086 A JP2014228086 A JP 2014228086A JP 2013109287 A JP2013109287 A JP 2013109287A JP 2013109287 A JP2013109287 A JP 2013109287A JP 2014228086 A JP2014228086 A JP 2014228086A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
oil passage
oil
hydraulic
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2013109287A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP6094381B2 (en
Inventor
嘉博 水野
Yoshihiro Mizuno
嘉博 水野
信也 桑原
Shinya Kuwabara
信也 桑原
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2013109287A priority Critical patent/JP6094381B2/en
Publication of JP2014228086A publication Critical patent/JP2014228086A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP6094381B2 publication Critical patent/JP6094381B2/en
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Landscapes

  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device of a vehicle which can quickly increase pressure oil in a line pressure oil passage in which oil discharged from an oil pump flows while suppressing or preventing the enlargement of the oil pump.SOLUTION: A hydraulic control device of a vehicle comprises: a line pressure oil passage 3 in which pressure oil outputted from an oil pump 1 flows; a high-pressure supply part 6 in which hydraulic pressure is controlled with the hydraulic pressure of the line pressure oil passage 3 as original pressure; a secondary pressure oil passage 7 in which pressure oil lower in pressure than that of the line pressure oil passage 3 flows; and a low-pressure supply part 8 in which hydraulic pressure is controlled with the hydraulic pressure of the secondary pressure oil passage 7 as original pressure. The hydraulic control device also comprises: a bypass oil passage 9 which communicates with the line pressure oil passage 3 and the secondary pressure oil passage 7 so as to supplementarily supply pressure oil to the secondary pressure oil passage 7 from the line pressure oil passage 3; and flow-rate control means 10 which controls a flow rate of pressure oil flowing in the bypass oil passage 9 so as to be reduced when the oil pump starts to drive.

Description

この発明は、油圧源の吐出圧を元圧として油圧が制御される高圧供給部と、油圧源の吐出圧よりも低圧の油圧を元圧として油圧が制御される低圧供給部とを備えた車両の油圧制御装置に関するものである。   The present invention includes a high-pressure supply unit that controls oil pressure using a discharge pressure of a hydraulic source as a source pressure, and a low-pressure supply unit that controls oil pressure lower than the discharge pressure of the hydraulic source as a source pressure. The present invention relates to a hydraulic control device.

駆動力源から出力されたトルクを増減して伝達する変速機構や、係合することにより駆動力源と駆動輪とを動力伝達可能に連結するクラッチなどを油圧によって制御するように構成された車両が知られている。そのように構成された車両は、通常、駆動力源から出力された動力によって駆動するメカオイルポンプを備え、そのメカオイルポンプから吐出されたオイルの油圧を所定のライン圧に調圧し、そのライン圧を元圧として変速機構やクラッチの油圧が制御されるように構成されている。したがって、メカオイルポンプから吐出されるオイルの流量が、変速機構やクラッチなどの油圧供給部に要求されるオイルの流量よりも少ないときにはライン圧が上昇しない場合がある。   A vehicle configured to hydraulically control a speed change mechanism that increases and decreases the torque output from the driving force source, and a clutch that connects the driving force source and the driving wheels so as to transmit power by engaging. It has been known. A vehicle configured in this manner usually includes a mechanical oil pump that is driven by power output from a driving force source, adjusts the hydraulic pressure of oil discharged from the mechanical oil pump to a predetermined line pressure, and The transmission mechanism and the hydraulic pressure of the clutch are controlled using the pressure as the original pressure. Therefore, when the flow rate of oil discharged from the mechanical oil pump is smaller than the flow rate of oil required for the hydraulic pressure supply unit such as the transmission mechanism and the clutch, the line pressure may not increase.

そのため、油圧アクチュエータに供給される油圧に応じて変速比を変化させる無段変速機構を備えた車両の場合には、変速比を急激に変化させるために油圧アクチュエータの容量が急激に増大すると、ライン圧が低下したり変速比を変化させることができなくなったりする可能性がある。このような事態を抑制もしくは防止するために、特許文献１に記載された油圧制御装置は、急変速に伴って供給される信号圧に応じてコントロールバルブを閉じることで、ライン圧油路からセカンダリ圧油路にオイルが流動することを抑制もしくは防止して変速に要するオイルの流量を確保するように構成されている。具体的には、調圧されたライン圧が流動するライン圧油路と、ライン圧を調圧するレギュレータバルブから排出されたオイルが流動するセカンダリ圧油路とを連通させ、かつその連通させるバイパス油路にコントロールバルブを設けて、ライン圧油路とセカンダリ油路とを連通させたり遮断させたりすることができるように構成されている。そして、急激に変速するときにコントロールバルブに、変速するために出力される信号圧が供給されてライン圧油路とセカンダリ圧油路とを遮断するように構成されている。なお、駆動力源から出力される動力が比較的小さいときには、ライン圧油路とセカンダリ圧油路とをオリフィスおよびコントロールバルブを介して連通させ、ライン圧油路およびセカンダリ油路を介してトルクコンバータにオイルを供給するように構成されている。   Therefore, in the case of a vehicle equipped with a continuously variable transmission mechanism that changes the gear ratio according to the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator, if the capacity of the hydraulic actuator suddenly increases to change the gear ratio rapidly, There is a possibility that the pressure decreases or the gear ratio cannot be changed. In order to suppress or prevent such a situation, the hydraulic control device described in Patent Document 1 closes the control valve in accordance with the signal pressure supplied along with the sudden shift, so that the secondary pressure from the line pressure oil passage. The oil flow is suppressed or prevented from flowing in the pressure oil passage, and the oil flow rate required for the shift is secured. Specifically, a bypass oil that connects and communicates a line pressure oil passage through which the regulated line pressure flows and a secondary pressure oil passage through which oil discharged from a regulator valve that regulates the line pressure flows. A control valve is provided in the passage so that the line pressure oil passage and the secondary oil passage can be communicated or blocked. The control valve is configured to block the line pressure oil path and the secondary pressure oil path by supplying the control valve with a signal pressure output for shifting. When the power output from the driving force source is relatively small, the line pressure oil passage and the secondary pressure oil passage are communicated via an orifice and a control valve, and the torque converter is connected via the line pressure oil passage and the secondary oil passage. It is comprised so that oil may be supplied to.

一方、特許文献２には、オリフィスを介してライン圧が供給される油路の油圧をセカンダリレギュレータバルブによってセカンダリ圧に調圧し、そのセカンダリ圧がトルクコンバータに供給されるように構成された油圧制御装置が記載されている。   On the other hand, Patent Document 2 discloses a hydraulic control configured such that the hydraulic pressure of an oil passage to which line pressure is supplied via an orifice is adjusted to a secondary pressure by a secondary regulator valve, and the secondary pressure is supplied to a torque converter. An apparatus is described.

特開平１０−２４６３１７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 10-246317 特開昭５９−２０５０５０号公報JP 59-205050 A

特許文献１に記載された油圧制御装置は、オイルポンプから吐出されるオイルの流量が少ないときには、オリフィスおよびコントロールバルブを介してトルクコンバータにオイルが供給されるように構成されている。特許文献２に記載された油圧制御装置も同様にライン圧がオリフィスを介してトルクコンバータに供給されるように構成されている。したがって、ライン圧が比較的低圧であってもトルクコンバータにオイルが供給される。そのため、オイルポンプを駆動させ始めた直後などライン圧を上昇させるときに、オイルポンプから吐出されるオイルがトルクコンバータに供給されてライン圧が上昇しにくくなる。その結果、変速機構やクラッチなどの高圧供給部に要求される油圧の上昇が遅れてしまう可能性がある。また、オイルポンプから吐出されたオイルがトルクコンバータに供給されるように構成されていても、オイルポンプから吐出されたオイルが流動するライン圧油路内の油圧を所定の油圧まで上昇させることができるようにするためには、オイルポンプから吐出されるオイルの流量を増大させることとなり、その結果、オイルポンプが大型してしまう可能性がある。   The hydraulic control device described in Patent Document 1 is configured to supply oil to the torque converter via the orifice and the control valve when the flow rate of oil discharged from the oil pump is small. Similarly, the hydraulic control apparatus described in Patent Document 2 is configured such that the line pressure is supplied to the torque converter via the orifice. Therefore, oil is supplied to the torque converter even if the line pressure is relatively low. Therefore, when the line pressure is increased, such as immediately after the oil pump starts to be driven, the oil discharged from the oil pump is supplied to the torque converter and the line pressure is unlikely to increase. As a result, there is a possibility that the increase in hydraulic pressure required for a high pressure supply unit such as a transmission mechanism or a clutch is delayed. Even if the oil discharged from the oil pump is configured to be supplied to the torque converter, the oil pressure in the line pressure oil passage through which the oil discharged from the oil pump flows can be raised to a predetermined oil pressure. In order to be able to do this, the flow rate of oil discharged from the oil pump is increased, and as a result, the oil pump may become large.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、オイルポンプが大型化することを抑制もしくは防止しつつ、オイルポンプから吐出されたオイルが流動するライン圧油路内の油圧を迅速に増大させることができる車両の油圧制御装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and suppresses or prevents the oil pump from becoming large in size, while the oil pressure in the line pressure oil passage through which the oil discharged from the oil pump flows. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a vehicle that can increase the speed quickly.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、オイルポンプから出力された圧油が流動するライン圧油路と、そのライン圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される高圧供給部と、前記ライン圧油路よりも低圧の圧油が流動するセカンダリ圧油路と、そのセカンダリ圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される低圧供給部とを備えた車両の油圧制御装置において、前記ライン圧油路から前記セカンダリ圧油路に油圧を補助的に供給するように、前記ライン圧油路および前記セカンダリ圧油路に連通したバイパス油路と、前記オイルポンプが駆動し始めたときに、前記バイパス油路を流動する圧油の流量を低減するように制御される流量制御手段とを備えていることを特徴とするものである。   In order to achieve the above-mentioned object, the invention according to claim 1 is directed to a line pressure oil passage through which the pressure oil output from the oil pump flows, and a high pressure in which the oil pressure is controlled using the oil pressure in the line pressure oil passage as a source pressure. Hydraulic pressure of a vehicle including a supply portion, a secondary pressure oil passage through which pressure oil lower in pressure than the line pressure oil passage flows, and a low pressure supply portion in which the oil pressure is controlled using the oil pressure of the secondary pressure oil passage as a source pressure In the control device, the oil pump is driven by a bypass oil passage communicating with the line pressure oil passage and the secondary pressure oil passage so as to supplementarily supply hydraulic pressure from the line pressure oil passage to the secondary pressure oil passage. And a flow rate control means that is controlled to reduce the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage.

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記流量制御手段は、前記オイルポンプが駆動し始めたときに、出力圧を低下させて出力する油圧制御弁と、前記油圧制御弁から出力された圧油が流動しかつ前記バイパス油路に連通した第１油路と、前記第１油路および前記バイパス油路の少なくともいずれか一方の油路の開口径を減少させる絞り弁とを含むことを特徴とする車両の油圧制御装置である。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the flow rate control means outputs a hydraulic control valve that outputs an output pressure by reducing the output pressure when the oil pump starts to drive, and an output from the hydraulic control valve. A first oil passage through which the pressurized oil flows and communicated with the bypass oil passage; and a throttle valve that reduces an opening diameter of at least one of the first oil passage and the bypass oil passage. This is a hydraulic control apparatus for a vehicle.

請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記高圧供給部は、油圧が供給されることにより係合して駆動力源と駆動輪とのトルクの伝達を可能にする少なくとも一つの発進クラッチを含み、前記油圧制御弁は、前記発進クラッチの油圧を制御するクラッチ用油圧制御弁を含み、前記第１油路は、前記発進クラッチと前記クラッチ用油圧制御弁とに連通した第２油路を含むことを特徴とする車両の油圧制御装置である。   According to a third aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, the high-pressure supply unit is engaged by being supplied with hydraulic pressure to enable transmission of torque between the driving force source and the driving wheel. The hydraulic control valve includes a clutch hydraulic control valve that controls the hydraulic pressure of the starting clutch, and the first oil passage communicates with the starting clutch and the clutch hydraulic control valve. A vehicle hydraulic control device including a road.

請求項４の発明は、請求項２または３の発明において、前記油圧制御弁は、前記第１油路に連通する油路を、油圧が高い第３油路と、前記第３油路よりも油圧が低い第４油路とに切り替えるように構成された切替弁を含むことを特徴とする車両の油圧制御装置である。   According to a fourth aspect of the present invention, in the second or third aspect of the present invention, the hydraulic control valve includes an oil passage communicating with the first oil passage, a third oil passage having a higher hydraulic pressure, and a third oil passage than the third oil passage. A hydraulic control apparatus for a vehicle including a switching valve configured to switch to a fourth oil passage having a low hydraulic pressure.

請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記ライン圧油路内の油圧が前記セカンダリ圧油路内の油圧よりも低いときに、前記バイパス油路を圧油が流動することを制限する逆止弁を備えていることを特徴とする車両の油圧制御装置である。   According to a fifth aspect of the present invention, in any one of the first to fourth aspects, when the oil pressure in the line pressure oil passage is lower than the oil pressure in the secondary pressure oil passage, A hydraulic control apparatus for a vehicle, comprising a check valve for restricting flow.

この発明によれば、オイルポンプから出力された圧油が流動するライン圧油路と、そのライン圧油路よりも低圧の圧油が流動するセカンダリ圧油路とが、バイパス油路によって連通されている。そのため、セカンダリ圧油路に圧油が供給されていないときであっても、バイパス油路を介してライン圧油路からセカンダリ圧油路に圧油を補助的に供給することができる。また、オイルポンプが駆動し始めたときに、バイパス油路を流動する圧油の流量を低減するように制御される流量制御手段を備えているので、流量制御手段を制御してバイパス油路を流動する圧油の流量を低減することで、ライン圧油路の油圧を迅速に増大させることができる。また、そのようにライン圧油路からセカンダリ圧油路に流動する圧油の流量を低減させることにより、オイルポンプが大型化してしまうことを抑制もしくは防止することができる。   According to the present invention, the line pressure oil passage through which the pressure oil output from the oil pump flows and the secondary pressure oil passage through which the pressure oil lower in pressure than the line pressure oil passage flows are communicated by the bypass oil passage. ing. Therefore, even when the pressure oil is not supplied to the secondary pressure oil passage, the pressure oil can be supplementarily supplied from the line pressure oil passage to the secondary pressure oil passage via the bypass oil passage. In addition, when the oil pump starts to drive, there is provided a flow rate control means that is controlled so as to reduce the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage. By reducing the flow rate of the flowing pressure oil, the oil pressure in the line pressure oil passage can be quickly increased. Moreover, it can suppress or prevent that an oil pump enlarges by reducing the flow volume of the pressure oil which flows from a line pressure oil path to a secondary pressure oil path.

また、オイルポンプが駆動し始めたときに出力圧を低下させて出力する油圧制御弁と、その油圧制御弁から出力された圧油が流動しかつバイパス油路に連通した第１油路と、その第１油路およびバイパス油路のいずれか一方の油路の開口径を減少させる絞り弁とを含む構成の場合には、油圧制御弁の出力圧が低下させることにより絞り弁を流動する圧油の流量を低減して、バイパス油路を流動する圧油の流量を低減することができる。その結果、バイパス油路を流動する圧油の流量を低減することができ、ライン圧油路の油圧を迅速に増大させることができる。   A hydraulic control valve that lowers and outputs the output pressure when the oil pump starts to drive; a first oil passage through which the pressure oil output from the hydraulic control valve flows and communicates with the bypass oil passage; In the case of a configuration including a throttle valve that reduces the opening diameter of one of the first oil passage and the bypass oil passage, the pressure that flows through the throttle valve by reducing the output pressure of the hydraulic control valve By reducing the oil flow rate, the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage can be reduced. As a result, the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage can be reduced, and the oil pressure in the line pressure oil passage can be increased rapidly.

さらに、油圧制御弁が発進クラッチの油圧を制御するクラッチ用油圧制御弁を含む場合には、オイルポンプを駆動させ始めて、発進クラッチを係合させるためにその発進クラッチに供給する油圧を低圧にすることにより、発進クラッチが急激に係合することによるショックを抑制もしくは防止することができるとともに、バイパス油路を流動する圧油の流量を低減することができる。そのため、発進クラッチを係合させる制御とバイパス油路を流動する圧油の流量を低減させるための制御とをそれぞれ用意するなど制御が複雑になることを抑制もしくは防止することができる。   Further, when the hydraulic control valve includes a clutch hydraulic control valve that controls the hydraulic pressure of the starting clutch, the oil pump is started to be driven and the hydraulic pressure supplied to the starting clutch is set to a low pressure to engage the starting clutch. Thus, it is possible to suppress or prevent a shock caused by the sudden engagement of the start clutch, and to reduce the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage. Therefore, it is possible to suppress or prevent the control from becoming complicated, such as preparing control for engaging the starting clutch and control for reducing the flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage.

この発明に係る油圧制御装置の構成の一例を説明するための油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram for demonstrating an example of a structure of the hydraulic control apparatus which concerns on this invention. この発明で対象とする車両の構成の一例を説明するための模式図である。It is a schematic diagram for demonstrating an example of a structure of the vehicle made into object by this invention. 図２に示す車両を対象とした油圧制御装置の構成の一例を説明するための油圧回路図である。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram for explaining an example of a configuration of a hydraulic control device for the vehicle shown in FIG. 2.

この発明に係る油圧制御装置は、油圧源から出力された圧油が流動するライン圧油路と、そのライン圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される高圧供給部と、ライン圧油路よりも低圧の圧油が流動するセカンダリ圧油路と、そのセカンダリ圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される低圧供給部とを備えたものであって、その構成を説明するための模式図を図１に示している。図１に示す油圧制御装置は、油圧源として機能するオイルポンプ１が設けられていて、そのオイルポンプ１が駆動することによりオイルが貯留されたオイルパン２からオイルを汲み上げて出力するように構成されている。オイルポンプ１から出力されたオイルは、ライン圧油路３に供給されて、所定のライン圧ＰL に調圧される。具体的には、ライン圧油路３から分岐した油路４には、レギュレータバルブ５が設けられていて、高圧供給部６に要求される油圧など種々の条件に応じてライン圧油路３内の油圧を制御するように構成されている。そして、ライン圧油路３の油圧がレギュレータバルブ５によって調圧させるべき設定圧（ライン圧ＰL ）よりも高くなったときに、レギュレータバルブ５が開弁して、余剰となったオイルをセカンダリ圧油路７に排出するように構成されている。したがって、ライン圧油路３の油圧がレギュレータバルブ５によって調圧される設定圧よりも低いときには、レギュレータバルブ５を介してセカンダリ圧油路７にオイルが供給されない。 A hydraulic control device according to the present invention includes a line pressure oil passage through which pressure oil output from a hydraulic source flows, a high pressure supply unit that controls oil pressure using the oil pressure of the line pressure oil passage as a source pressure, and line pressure oil A secondary pressure oil passage through which pressure oil having a pressure lower than that of the passage flows, and a low-pressure supply section in which the oil pressure is controlled using the oil pressure of the secondary pressure oil passage as a source pressure, for explaining the configuration A schematic diagram of this is shown in FIG. The hydraulic control device shown in FIG. 1 is provided with an oil pump 1 that functions as a hydraulic pressure source, and is configured to pump up and output oil from an oil pan 2 in which the oil is stored when the oil pump 1 is driven. Has been. The oil output from the oil pump 1 is supplied to the line pressure oil passage 3 and adjusted to a predetermined line pressure P L. Specifically, the oil passage 4 branched from the line pressure oil passage 3 is provided with a regulator valve 5, and the inside of the line pressure oil passage 3 according to various conditions such as the hydraulic pressure required for the high pressure supply unit 6. The hydraulic pressure is controlled. When the oil pressure in the line pressure oil passage 3 becomes higher than the set pressure (line pressure P L ) to be regulated by the regulator valve 5, the regulator valve 5 is opened and the excess oil is removed from the secondary pressure. It is configured to discharge to the pressure oil passage 7. Therefore, when the oil pressure in the line pressure oil passage 3 is lower than the set pressure regulated by the regulator valve 5, no oil is supplied to the secondary pressure oil passage 7 via the regulator valve 5.

一方、ライン圧油路３の油圧が比較的低く、レギュレータバルブ５が開弁していないときであっても低圧供給部８にオイルを供給することができるように、ライン圧油路３とセカンダリ圧油路７とに連通したバイパス油路９が設けられている。このバイパス油路９は、上記のように低圧供給部８にオイルを供給することができるように構成されたものであって、バイパス油路９にそのバイパス油路９を流動するオイルの流量を制御する流量制御手段１０が設けられている。そして、オイルポンプ１が駆動し始めた直後であって高圧供給部６に供給されているオイルが少ないときに、バイパス油路９を流動するオイルの流量を低減するようにあるいはバイパス油路９をオイルが流動しないように流量制御手段１０を制御することができるように構成されている。   On the other hand, the line pressure oil passage 3 and the secondary pressure oil passage 3 can be supplied to the low pressure supply section 8 even when the oil pressure in the line pressure oil passage 3 is relatively low and the regulator valve 5 is not opened. A bypass oil passage 9 communicating with the pressure oil passage 7 is provided. The bypass oil passage 9 is configured so as to be able to supply oil to the low-pressure supply section 8 as described above, and the flow rate of oil flowing through the bypass oil passage 9 is adjusted to the bypass oil passage 9. A flow rate control means 10 for controlling is provided. Then, immediately after the oil pump 1 starts to be driven and when the amount of oil supplied to the high pressure supply unit 6 is small, the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 9 is reduced or the bypass oil passage 9 is The flow rate control means 10 can be controlled so that the oil does not flow.

このように油圧制御装置を構成することにより、オイルポンプ１が駆動し始めたときの過渡期に、流量制御手段１０によってライン圧油路３からセカンダリ圧油路７にバイパス油路９を介して流動するオイルの流量を低減することができる。そのようにバイパス油路９を流動するオイルの流量を低減することにより、ライン圧油路３の油圧あるいは高圧供給部６の油圧を迅速に増圧することができる。言い換えると、オイルポンプ１から吐出されるオイルの流量が少なくすることができるので、オイルポンプ１を小型化することができる。言い換えると、オイルポンプ１が大型化することを抑制もしくは防止することができる。   By configuring the hydraulic control device in this manner, the flow rate control means 10 connects the line pressure oil passage 3 to the secondary pressure oil passage 7 via the bypass oil passage 9 during the transition period when the oil pump 1 starts to be driven. The flow rate of the flowing oil can be reduced. Thus, by reducing the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 9, the hydraulic pressure of the line pressure oil passage 3 or the hydraulic pressure of the high-pressure supply unit 6 can be quickly increased. In other words, since the flow rate of the oil discharged from the oil pump 1 can be reduced, the oil pump 1 can be reduced in size. In other words, it is possible to suppress or prevent the oil pump 1 from increasing in size.

つぎにこの発明に係る車両の油圧制御装置を具体的な例を挙げて説明する。まず、この発明の対象とすることができる車両の構成について説明する。図２は、その車両の構成の一例を説明するためのスケルトン図である。図２に示す車両は、流体流によってトルクを伝達するトルクコンバータ１１と、供給される油圧に応じて係合することによりそのトルクコンバータ１１を介さずに駆動力源から出力されたトルクを伝達するロックアップクラッチ１２と、供給される油圧に応じて変速比を変化させあるいは伝達トルク容量を変化させるように構成されたベルト式無段変速機１３と、油圧が供給されることにより係合して駆動力源と駆動輪とのトルクの伝達を可能にするクラッチＣ１およびブレーキＢ１を備えている。なお、ベルト式無段変速機１３やクラッチＣ１またはブレーキＢ１には、トルクコンバータ１１やロックアップクラッチ１２に供給される油圧よりも高い油圧が供給されるように構成されている。   Next, a vehicle hydraulic control apparatus according to the present invention will be described with a specific example. First, the configuration of a vehicle that can be an object of the present invention will be described. FIG. 2 is a skeleton diagram for explaining an example of the configuration of the vehicle. The vehicle shown in FIG. 2 transmits the torque output from the driving force source without passing through the torque converter 11 by engaging with the torque converter 11 that transmits the torque by the fluid flow and according to the supplied hydraulic pressure. The lock-up clutch 12 is engaged with a belt-type continuously variable transmission 13 configured to change a transmission gear ratio or change a transmission torque capacity according to a supplied hydraulic pressure by supplying a hydraulic pressure. A clutch C1 and a brake B1 that enable transmission of torque between the driving force source and the driving wheels are provided. The belt-type continuously variable transmission 13, the clutch C1, or the brake B1 is configured to be supplied with a higher hydraulic pressure than the hydraulic pressure supplied to the torque converter 11 and the lockup clutch 12.

図２に示す車両は、駆動力源として機能するエンジン１４を備えている。このエンジン１４は、供給された燃料を燃焼して動力を出力するものであり、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンあるいはＬＰＧエンジンなどである。なお、図２には、エンジン１４を駆動力源とした車両を例に挙げて示しているが、電動機を駆動力源とした電気自動車であってもよく、あるいは上記エンジン１と電動機との双方を駆動力源としたハイブリッド車であってもよい。   The vehicle shown in FIG. 2 includes an engine 14 that functions as a driving force source. The engine 14 burns supplied fuel and outputs power, and is a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, or the like. 2 shows an example of a vehicle using the engine 14 as a driving force source, but it may be an electric vehicle using an electric motor as a driving force source, or both the engine 1 and the electric motor. It may be a hybrid vehicle using as a driving force source.

このエンジン１４の出力軸１５には、流体流によって動力を伝達するトルクコンバータ１１が連結されている。図２に示すトルクコンバータ１１は、エンジン１４の出力軸１５に連結されたフロントカバー１６と一体に回転するポンプインペラー１７と、そのポンプインペラー１７と対向して配置され、後述する前後進切替機構１８に連結されたタービンランナー１９とを備えており、ポンプインペラー１７が回転することにより内部に供給されたオイルが流動してタービンランナー１９を回転させるように構成されている。すなわち、図２に示すトルクコンバータ１１は、流体流によって動力を伝達する流体伝動装置である。さらに、入力されたトルクを増幅して出力するために、内部のオイルの流れを一方向に整流するステータ２０がポンプインペラー１７とタービンランナー１９との間に設けられている。このステータ２０は、図示しないワンウェイクラッチを介してケース２１に連結されている。具体的には、エンジン１４から出力された動力によってポンプインペラー５が回転する方向と、タービンランナー１９を介してポンプインペラー１７にオイルが戻るときにポンプインペラー１９に作用させる荷重の方向とが同一方向となるように、ステータ２０がワンウェイクラッチを介してケース２１に固定されて、流体が流れる方向を制限するように構成されている。   A torque converter 11 that transmits power by a fluid flow is connected to the output shaft 15 of the engine 14. A torque converter 11 shown in FIG. 2 is disposed so as to face a pump impeller 17 that rotates integrally with a front cover 16 connected to an output shaft 15 of the engine 14, and a forward / reverse switching mechanism 18 that will be described later. The turbine runner 19 is connected to the turbine runner 19, and the oil supplied to the inside flows when the pump impeller 17 rotates to rotate the turbine runner 19. That is, the torque converter 11 shown in FIG. 2 is a fluid transmission device that transmits power by a fluid flow. Further, in order to amplify and output the input torque, a stator 20 that rectifies the internal oil flow in one direction is provided between the pump impeller 17 and the turbine runner 19. The stator 20 is connected to the case 21 via a not-shown one-way clutch. Specifically, the direction in which the pump impeller 5 rotates by the power output from the engine 14 and the direction of the load applied to the pump impeller 19 when oil returns to the pump impeller 17 through the turbine runner 19 are the same direction. The stator 20 is fixed to the case 21 via a one-way clutch so as to restrict the direction in which the fluid flows.

また、図２に示す例では、エンジン１４の出力トルクを前後進切替機構１８に直接伝達することができるようにロックアップクラッチ１２が設けられている。このロックアップクラッチ１２は、表裏両面の油圧差に応じて軸線方向に移動するものであって、図２に示す例では、ロックアップクラッチ１２のトルクコンバータ１１側（図２における左側）の油圧が、エンジン１４側（図２における右側）の油圧よりも高いときには、ロックアップクラッチ１２がエンジン１４側に移動してフロントカバー１６と摩擦係合することにより、エンジン１４の出力トルクを前後進切替機構１８に直接伝達するように構成されている。それとは反対に、ロックアップクラッチ１２のトルクコンバータ１１側の油圧が、エンジン１４側の油圧よりも低いときには、ロックアップクラッチ１２がフロントカバー１６から離れて解放されることにより、トルクコンバータ１１を介してエンジン１４の出力トルクを増幅して前後進切替機構１８に伝達するように構成されている。そして、図２に示す例では、ポンプインペラー１７と一体に回転することができるようにメカオイルポンプ１が連結されている。   In the example shown in FIG. 2, the lockup clutch 12 is provided so that the output torque of the engine 14 can be directly transmitted to the forward / reverse switching mechanism 18. The lockup clutch 12 moves in the axial direction according to the hydraulic pressure difference between the front and back surfaces. In the example shown in FIG. 2, the hydraulic pressure on the torque converter 11 side (left side in FIG. 2) of the lockup clutch 12 is When the hydraulic pressure on the engine 14 side (the right side in FIG. 2) is higher, the lockup clutch 12 moves to the engine 14 side and frictionally engages with the front cover 16, thereby changing the output torque of the engine 14 to a forward / reverse switching mechanism. 18 to transmit directly. On the other hand, when the hydraulic pressure on the torque converter 11 side of the lockup clutch 12 is lower than the hydraulic pressure on the engine 14 side, the lockup clutch 12 is released away from the front cover 16, thereby allowing the torque converter 11 to pass through. Thus, the output torque of the engine 14 is amplified and transmitted to the forward / reverse switching mechanism 18. In the example shown in FIG. 2, the mechanical oil pump 1 is connected so that it can rotate integrally with the pump impeller 17.

そして、上記トルクコンバータ１１やロックアップクラッチ１２の出力部材であるタービンランナー１９の回転方向と後述するベルト式無段変速機１３の入力軸２２の回転方向とを反転させることができる前後進切替機構１８が設けられている。図２に示す前後進切替機構１８は、外歯車のサンギヤ２３と、内歯車のリングギヤ２４と、内周側ピニオンギヤ２５と、外周側ピニオンギヤ２６と、キャリヤ２７とによって構成されたダブルピニオン型の遊星歯車機構を備えている。具体的には、タービンランナー１９にサンギヤ２３が連結されており、そのサンギヤ２３に内周側ピニオンギヤ２５が噛み合っている。さらに、内周側ピニオンギヤ２５には外周側ピニオンギヤ２６が噛み合い、その外周側ピニオンギヤ２６にリングギヤ２４が噛み合っている。そして、内周側ピニオンギヤ２５と外周側ピニオンギヤ２６とのそれぞれが自転しつつ、サンギヤ２３の回転軸線を中心として公転することができるようにキャリヤ２７が各ピニオンギヤ２５，２６を保持するとともに、そのキャリヤ２７が後述するベルト式無段変速機１３の入力軸２２に連結されている。すなわち、サンギヤ２３が入力要素として機能し、キャリヤ２７が出力要素として機能し、リングギヤ２４が反力要素として機能するように構成されている。   A forward / reverse switching mechanism that can reverse the rotational direction of the turbine runner 19 that is an output member of the torque converter 11 and the lockup clutch 12 and the rotational direction of the input shaft 22 of the belt-type continuously variable transmission 13 described later. 18 is provided. The forward / reverse switching mechanism 18 shown in FIG. 2 is a double pinion type planetary gear constituted by an external gear sun gear 23, an internal gear ring gear 24, an inner peripheral side pinion gear 25, an outer peripheral side pinion gear 26, and a carrier 27. A gear mechanism is provided. Specifically, a sun gear 23 is connected to the turbine runner 19, and an inner peripheral side pinion gear 25 is engaged with the sun gear 23. Further, an outer peripheral side pinion gear 26 is engaged with the inner peripheral side pinion gear 25, and a ring gear 24 is engaged with the outer peripheral side pinion gear 26. The carrier 27 holds the pinion gears 25 and 26 so that each of the inner peripheral side pinion gear 25 and the outer peripheral side pinion gear 26 can revolve around the rotation axis of the sun gear 23 while rotating. 27 is connected to an input shaft 22 of a belt type continuously variable transmission 13 described later. That is, the sun gear 23 functions as an input element, the carrier 27 functions as an output element, and the ring gear 24 functions as a reaction force element.

また、係合することによってキャリヤ２７とサンギヤ２３とを一体に回転させるクラッチＣ１と、係合することによってリングギヤ２４を停止させるブレーキＢ１とが設けられている。したがって、クラッチＣ１を係合すると前後進切替機構１８は一体となって回転するので、タービンランナー１９とベルト式無段変速機１３の入力軸２２との回転方向が同一となる。また、ブレーキＢ１を係合すると、サンギヤ２３とキャリヤ２７とが反対方向に回転する。そのため、ブレーキＢ１を係合することによって、タービンランナー１９とベルト式無段変速機１３の入力軸２２との回転方向が反転する。さらに、クラッチＣ１とブレーキＢ１とを解放することにより、エンジン１４とベルト式無段変速機１３との動力の伝達が遮断される。すなわち、ニュートラル状態となる。また、上記クラッチＣ１やブレーキＢ１は、供給される油圧に応じて伝達トルク容量が制御される摩擦係合装置である。したがって、クラッチＣ１とブレーキＢ１とに供給する油圧を制御することによって、前進走行させたり後進走行させたり、あるいはニュートラル状態としたりすることができる。すなわち、クラッチＣ１やブレーキＢ１はエンジン１４から駆動トルクを伝達するときに係合するものであって、この発明における発進クラッチに相当する。   In addition, a clutch C1 that rotates the carrier 27 and the sun gear 23 together by engagement and a brake B1 that stops the ring gear 24 by engagement are provided. Therefore, when the clutch C1 is engaged, the forward / reverse switching mechanism 18 rotates integrally, so that the rotation direction of the turbine runner 19 and the input shaft 22 of the belt type continuously variable transmission 13 is the same. Further, when the brake B1 is engaged, the sun gear 23 and the carrier 27 rotate in opposite directions. Therefore, the rotation direction of the turbine runner 19 and the input shaft 22 of the belt-type continuously variable transmission 13 is reversed by engaging the brake B1. Further, by releasing the clutch C1 and the brake B1, the transmission of power between the engine 14 and the belt type continuously variable transmission 13 is cut off. That is, the neutral state is established. The clutch C1 and the brake B1 are friction engagement devices whose transmission torque capacity is controlled according to the supplied hydraulic pressure. Therefore, by controlling the hydraulic pressure supplied to the clutch C1 and the brake B1, it is possible to travel forward, travel backward, or enter a neutral state. That is, the clutch C1 and the brake B1 are engaged when driving torque is transmitted from the engine 14, and correspond to the starting clutch in the present invention.

この前後進切替機構１８から伝達された駆動力の回転数やトルクを変化させて出力するベルト式無段変速機１３が設けられている。図２に示すベルト式無段変速機１３は、前後進切替機構１８と連結された入力軸２２と、入力軸２２と一体となって回転するプライマリープーリ２８と、入力軸２２と平行に配置された出力軸２９と、出力軸２９と一体となって回転するセカンダリープーリ３０と、プライマリープーリ２８とセカンダリープーリ３０とに巻き掛けられた無端状のベルト３１とによって構成されている。図２に示すプライマリープーリ２８は、入力軸２２と一体化された円錐状の固定シーブ３２と、入力軸２２の軸線方向に移動することができかつ入力軸２２と一体となって回転することができるように配置された円錐状の可動シーブ３３と、その可動シーブ３３の背面に付設されかつ供給される油圧に応じた推力を可動シーブ３３に作用させる油圧アクチュエータ３４とを備えている。また、セカンダリープーリ３０は、出力軸２９と一体化された円錐状の固定シーブ３５と、出力軸２９の軸線方向に移動することができかつ出力軸２９と一体となって回転することができるように配置された円錐状の可動シーブ３６と、その可動シーブ３６の背面に付設されかつ供給される油圧に応じた推力を可動シーブ３６に作用させる油圧アクチュエータ３７とを備えている。そして、ベルト式無段変速機１３から出力されたトルクが、ギヤトレーン部３８およびデファレンシャルギヤ３９を介して駆動輪４０，４０に伝達される。   A belt-type continuously variable transmission 13 is provided that changes and outputs the rotational speed and torque of the driving force transmitted from the forward / reverse switching mechanism 18. The belt type continuously variable transmission 13 shown in FIG. 2 is arranged in parallel with the input shaft 22 connected to the forward / reverse switching mechanism 18, a primary pulley 28 that rotates integrally with the input shaft 22, and the input shaft 22. The output shaft 29, the secondary pulley 30 that rotates integrally with the output shaft 29, and the endless belt 31 wound around the primary pulley 28 and the secondary pulley 30. The primary pulley 28 shown in FIG. 2 can move in the axial direction of the input shaft 22 and can rotate together with the input shaft 22, and can move in the axial direction of the input shaft 22. A conical movable sheave 33 arranged so as to be able to be provided, and a hydraulic actuator 34 attached to the back surface of the movable sheave 33 and acting on the movable sheave 33 according to the supplied hydraulic pressure. The secondary pulley 30 can move in the axial direction of the conical fixed sheave 35 integrated with the output shaft 29 and the output shaft 29 and can rotate together with the output shaft 29. And a hydraulic actuator 37 that is attached to the back surface of the movable sheave 36 and applies a thrust according to the supplied hydraulic pressure to the movable sheave 36. The torque output from the belt type continuously variable transmission 13 is transmitted to the drive wheels 40 and 40 via the gear train portion 38 and the differential gear 39.

また、図２に示すベルト式無段変速機１３は、各油圧アクチュエータ３４，３７の油圧差に応じてベルト３１の巻き掛け半径を変更するように構成されている。さらに、各油圧アクチュエータ３４，３７の少なくともいずれか一方の油圧を制御してベルト３１を押圧する荷重を変更することによって、伝達トルク容量を変更するように構成されている。具体的には、ベルト式無段変速機１３に入力されるトルクに応じてベルト３１が滑らない程度の挟圧力をベルト３１に作用させるように油圧アクチュエータ３７に供給する油圧を求め、その油圧アクチュエータ３７に供給される油圧と、油圧アクチュエータ３４に供給される油圧との差圧に応じた変速比が、ベルト式無段変速機１３の目標変速比となるように油圧アクチュエータ３４に供給する油圧を求めて、それら算出された各油圧に応じて各油圧アクチュエータ３４，３７に供給される油圧が制御されるように構成されている。   Further, the belt type continuously variable transmission 13 shown in FIG. 2 is configured to change the winding radius of the belt 31 in accordance with the hydraulic pressure difference between the hydraulic actuators 34 and 37. Furthermore, the transmission torque capacity is changed by changing the load that presses the belt 31 by controlling the hydraulic pressure of at least one of the hydraulic actuators 34 and 37. Specifically, the hydraulic pressure to be supplied to the hydraulic actuator 37 is determined so that the belt 31 is subjected to a clamping force that does not cause the belt 31 to slip according to the torque input to the belt-type continuously variable transmission 13, and the hydraulic actuator The hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 34 so that the gear ratio according to the differential pressure between the hydraulic pressure supplied to the hydraulic pressure 37 and the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator 34 becomes the target gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 13. Thus, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuators 34 and 37 is controlled in accordance with the calculated hydraulic pressures.

図２に示すように構成された動力伝達装置は、車両が発進するときなど比較的大きな駆動トルクを出力する必要があるときには、ロックアップクラッチ１２を解放させてトルクコンバータ１１によってトルクを増幅して出力するとともに、ベルト式無段変速機１３の変速比を大きい変速比に設定するように構成されている。なお、車両が前進する場合には、クラッチＣ１が係合され、後進する場合にはブレーキＢ１が係合される。したがって、大きな駆動トルクを出力する必要がある場合には、ロックアップクラッチ１２のトルクコンバータ１１側の油圧を排出するとともに、油圧アクチュエータ３４の油圧を低下させるように構成され、さらにクラッチＣ１あるいはブレーキＢ１の油圧が比較的高い油圧に維持される。また、ベルト式無段変速機１３に伝達されるトルクが増大するため、そのベルト式無段変速機１３の伝達トルク容量を増大させるために油圧アクチュエータ３７の油圧が比較的高い油圧に維持される。   The power transmission device configured as shown in FIG. 2 releases the lock-up clutch 12 and amplifies the torque by the torque converter 11 when it is necessary to output a relatively large driving torque such as when the vehicle starts. In addition to outputting, the belt-type continuously variable transmission 13 is configured to set a large gear ratio. Note that the clutch C1 is engaged when the vehicle moves forward, and the brake B1 is engaged when the vehicle moves backward. Therefore, when it is necessary to output a large driving torque, the hydraulic pressure on the torque converter 11 side of the lockup clutch 12 is discharged and the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 34 is decreased, and the clutch C1 or the brake B1 is further reduced. Is maintained at a relatively high hydraulic pressure. Further, since the torque transmitted to the belt type continuously variable transmission 13 increases, the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 37 is maintained at a relatively high hydraulic pressure in order to increase the transmission torque capacity of the belt type continuously variable transmission 13. .

つぎに図２に示す油圧アクチュエータ３４，３７、クラッチＣ１またはブレーキＢ１、トルクコンバータ１１およびロックアップクラッチ１２の油圧を制御する油圧制御装置の一例について図３を参照して説明する。図３に示す油圧制御装置は、エンジン１４の出力トルクによって駆動するメカオイルポンプ１が油圧源として機能するように構成されている。このメカオイルポンプ１から吐出されたオイルが流動する油路４１の油圧を制御するプライマリレギュレータバルブ４２が設けられている。図３に示すプライマリレギュレータバルブ４２には、油路４１の油圧が供給される入力ポート４２ａと、油路４１の油圧がフィードバック圧としてオリフィス４３を介して供給されるフィードバックポート４２ｂと、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力された信号圧ＰSLS がオリフィス４４を介して供給されるパイロットポート４２ｃと、入力ポート４２ａから供給された油圧を出力する出力ポート４２ｄとが形成されている。また、プライマリレギュレータバルブ４２は、スプール型の制御弁であって、スプール４２ｅに作用する荷重に応じて入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとを連通させたり遮断したりするように構成されている。具体的には、スプール４２ｅの一方側の端部にスプリング４２ｆが設けられ、そのスプリング４２ｆがスプール４２ｅを押圧する荷重と同一方向にパイロットポート４２ｃから入力された信号圧ＰSLS に基づく荷重がスプール４２ｅを押圧し、それとは反対にスプリング４２ｆがスプール４２ｅを押圧する荷重に対抗してフィードバックポート４２ｂから入力された油圧に基づく荷重がスプール４２ｅを押圧するように構成されている。 Next, an example of a hydraulic control device that controls the hydraulic pressures of the hydraulic actuators 34 and 37, the clutch C1 or the brake B1, the torque converter 11 and the lockup clutch 12 shown in FIG. 2 will be described with reference to FIG. The hydraulic control apparatus shown in FIG. 3 is configured such that the mechanical oil pump 1 driven by the output torque of the engine 14 functions as a hydraulic pressure source. A primary regulator valve 42 for controlling the oil pressure of the oil passage 41 through which the oil discharged from the mechanical oil pump 1 flows is provided. The primary regulator valve 42 shown in FIG. 3 has an input port 42a to which the oil pressure of the oil passage 41 is supplied, a feedback port 42b to which the oil pressure of the oil passage 41 is supplied as feedback pressure via the orifice 43, and a linear solenoid valve. A pilot port 42c to which the signal pressure P SLS output from the SLS is supplied through the orifice 44 and an output port 42d to output the hydraulic pressure supplied from the input port 42a are formed. The primary regulator valve 42 is a spool-type control valve, and is configured to communicate or block the input port 42a and the output port 42d in accordance with a load acting on the spool 42e. Specifically, a spring 42f is provided at one end of the spool 42e, and the load based on the signal pressure P SLS input from the pilot port 42c in the same direction as the load by which the spring 42f presses the spool 42e is a spool. On the contrary, the load based on the hydraulic pressure input from the feedback port 42b is configured to press the spool 42e against the load by which the spring 42f presses the spool 42e.

したがって、油路４１の油圧が増大してフィードバックポート４２ｂから入力される油圧に基づく荷重が、スプリング４２ｆのバネ力と信号圧ＰSLS に基づく荷重との合力よりも大きくなると、入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとが連通して油路４１からオイルを排出するように構成されている。言い換えると、油路４１の油圧が比較的低く、フィードバックポート４２ｂから入力される油圧に基づく荷重が、スプリング４２ｆのバネ力と信号圧ＰSLS に基づく荷重との合力よりも小さいときには、入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとが遮断される。なお、プライマリレギュレータバルブ４２によって調圧された油圧、より具体的には、プライマリレギュレータバルブ４２における入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとが連通して油路４１の油圧が一定圧に保たれた油圧をライン圧ＰL と記す場合がある。 Therefore, when the hydraulic pressure in the oil passage 41 increases and the load based on the hydraulic pressure input from the feedback port 42b becomes larger than the resultant force of the spring force of the spring 42f and the load based on the signal pressure P SLS , the output from the input port 42a The port 42d communicates with the oil passage 41 to discharge oil. In other words, when the oil pressure in the oil passage 41 is relatively low and the load based on the oil pressure input from the feedback port 42b is smaller than the resultant force of the spring force of the spring 42f and the load based on the signal pressure P SLS , the input port 42a. And the output port 42d are shut off. The hydraulic pressure adjusted by the primary regulator valve 42, more specifically, the hydraulic pressure at which the input port 42a and the output port 42d of the primary regulator valve 42 communicate with each other and the hydraulic pressure in the oil passage 41 is maintained at a constant pressure. Sometimes referred to as line pressure P L.

プライマリレギュレータバルブ４２によって調圧されたライン圧ＰL を元圧として出力圧を制御する圧力制御弁４５が、油路４１に連結されている。この圧力制御弁４５は、油圧アクチュエータ３７の油圧を制御するためのものであり、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力される信号圧ＰSLS に応じて出力圧を制御するように構成されている。図３に示す圧力制御弁４５には、油路４１の油圧が供給される入力ポート４５ａと、油圧アクチュエータ３７の油圧がオリフィス４６を介して供給されるフィードバックポート４５ｂと、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力された信号圧ＰSLS が供給されるパイロットポート４５ｃと、油圧アクチュエータ３７に連通した出力ポート４５ｄと、オイルパン２に連通したドレーンポート４５ｅとが形成されている。また、圧力制御弁４５は、スプール型の制御弁であって、スプール４５ｆの一方側の端部に設けられたスプリング４５ｇのバネ力と、パイロットポート４５ｃから供給された信号圧ＰSLS に基づく荷重とが同一方向にスプール４５ｆを押圧し、それらの荷重と対抗してフィードバックポート４５ｂから供給された油圧アクチュエータ３７の油圧に基づく荷重がスプール４５ｆを押圧するように構成されている。そして、フィードバックポート４５ｂに供給される油圧に基づいてスプール４５ｆを押圧する荷重が、信号圧ＰSLS に基づいてスプール４５ｆを押圧する荷重とバネ力との合力よりも小さいときに、入力ポート４５ａと出力ポート４５ｄとが連通して油圧アクチュエータ３７の油圧を高くし、それとは反対に、フィードバックポート４５ｂに供給される油圧に基づいてスプール４５ｆを押圧する荷重が、信号圧ＰSLS に基づいてスプール４５ｆを押圧する荷重とバネ力との合力よりも大きいときに、出力ポート４５ｄとドレーンポート４５ｅとが連通して油圧アクチュエータ３７の油圧を低くするように構成されている。 A pressure control valve 45 that controls the output pressure using the line pressure P L adjusted by the primary regulator valve 42 as a source pressure is connected to the oil passage 41. The pressure control valve 45 is for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 37, and is configured to control the output pressure in accordance with the signal pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS. The pressure control valve 45 shown in FIG. 3 has an input port 45a to which the oil pressure of the oil passage 41 is supplied, a feedback port 45b to which the oil pressure of the hydraulic actuator 37 is supplied via the orifice 46, and an output from the linear solenoid valve SLS. A pilot port 45 c to which the signal pressure P SLS is supplied, an output port 45 d communicating with the hydraulic actuator 37, and a drain port 45 e communicating with the oil pan 2 are formed. The pressure control valve 45 is a spool type control valve, and a load based on the spring force of the spring 45g provided at one end of the spool 45f and the signal pressure P SLS supplied from the pilot port 45c. Presses the spool 45f in the same direction, and the load based on the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 37 supplied from the feedback port 45b opposes these loads to press the spool 45f. When the load that presses the spool 45f based on the hydraulic pressure supplied to the feedback port 45b is smaller than the resultant force of the load that presses the spool 45f based on the signal pressure P SLS and the spring force, the input port 45a The output port 45d communicates to increase the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 37. On the contrary, the load that presses the spool 45f based on the hydraulic pressure supplied to the feedback port 45b is increased based on the signal pressure P SLS. The output port 45d and the drain port 45e communicate with each other to reduce the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 37 when the load is greater than the resultant force of the load that presses the spring and the spring force.

また、油路４１には、油圧アクチュエータ３４の油圧を制御する圧力制御弁４７が連結されている。この圧力制御弁４７には、油路４１の油圧が供給される入力ポート４７ａと、油圧アクチュエータ３４の油圧がオリフィス４８を介して供給されるフィードバックポート４７ｂと、リニアソレノイドバルブＳＬＰから出力された信号圧ＰSLP が供給されるパイロットポート４７ｃと、油圧アクチュエータ３４に連通した出力ポート４７ｄと、オイルパン２に連通したドレーンポート４７ｅとが形成されている。また、圧力制御弁４７は、スプール型の制御弁であって、スプール４７ｆの一方側の端部に設けられたスプリング４７ｇのバネ力と、パイロットポート４７ｃから供給された信号圧ＰSLP に基づく荷重とが同一方向にスプール４７ｆを押圧し、それらの荷重と対抗してフィードバックポート４７ｂから供給された油圧アクチュエータ３４の油圧に基づく荷重がスプール４７ｆを押圧するように構成されている。そして、フィードバックポート４７ｂに供給される油圧に基づいてスプール４７ｆを押圧する荷重が、信号圧ＰSLP に基づいてスプール４７ｆを押圧する荷重とバネ力との合力よりも小さいときに、入力ポート４５ａと出力ポート４５ｄとが連通して油圧アクチュエータ３４の油圧を高くし、それとは反対に、フィードバックポート４７ｂに供給される油圧に基づいてスプール４７ｆを押圧する荷重が、信号圧ＰSLP に基づいてスプール４７ｆを押圧する荷重とバネ力との合力よりも大きいときに、出力ポート４７ｄとドレーンポート４７ｅとが連通して油圧アクチュエータ３４の油圧を低くするように構成されている。 In addition, a pressure control valve 47 that controls the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 34 is connected to the oil passage 41. The pressure control valve 47 has an input port 47a to which the oil pressure of the oil passage 41 is supplied, a feedback port 47b to which the oil pressure of the hydraulic actuator 34 is supplied via the orifice 48, and a signal output from the linear solenoid valve SLP. A pilot port 47 c to which the pressure P SLP is supplied, an output port 47 d communicating with the hydraulic actuator 34, and a drain port 47 e communicating with the oil pan 2 are formed. The pressure control valve 47 is a spool type control valve, and a load based on the spring force of the spring 47g provided at one end of the spool 47f and the signal pressure P SLP supplied from the pilot port 47c. Presses the spool 47f in the same direction, and the load based on the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 34 supplied from the feedback port 47b against the load presses the spool 47f. When the load that presses the spool 47f based on the hydraulic pressure supplied to the feedback port 47b is smaller than the resultant force of the load that presses the spool 47f based on the signal pressure P SLP and the spring force, the input port 45a The output port 45d communicates to increase the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 34. On the contrary, the load that presses the spool 47f based on the hydraulic pressure supplied to the feedback port 47b is increased based on the signal pressure P SLP. The output port 47d and the drain port 47e communicate with each other to lower the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 34 when the load is greater than the resultant force of the load that presses the spring and the spring force.

さらに、油路４１の油圧を一定圧に調圧して出力するモジュレータバルブ４９が、油路４１に連結されている。このモジュレータバルブ４９には、油路４１の油圧が供給される入力ポート４９ａと、調圧されたモジュレータ圧ＰM1 を出力する出力ポート４９ｂと、モジュレータ圧ＰM1 がオリフィス５０を介して供給されるフィードバックポート４９ｃと、デューティソレノイドバルブＤＳＵから出力された信号圧ＰDSU がオリフィス５１を介して供給されるパイロットポート４９ｄとが形成されている。また、モジュレータバルブ４９は、スプール型の制御弁であって、スプール４９ｅの一方側の端部にスプリング４９ｆが設けられている。そして、図３に示すモジュレータバルブ４９は、スプリング４９ｆのバネ力がスプール４９ｅを押圧する荷重に対抗して、フィードバックポート４９ｃから供給されたモジュレータ圧ＰM1 に基づく荷重と、パイロットポート４９ｄから供給された信号圧ＰDSU に基づく荷重とがスプール４９ｅを押圧するように構成されている。そして、モジュレータ圧ＰM1 が低く、バネ力がスプール４９ｅを押圧する荷重よりも、スプール４９ｅを押圧するモジュレータ圧ＰM1 に基づく荷重と信号圧ＰDSU に基づく荷重との合力が小さいときには、入力ポート４９ａと出力ポート４９ｂとが連通し、モジュレータ圧ＰM1 が高く、バネ力がスプール４９ｅを押圧する荷重よりも、スプール４９ｅを押圧するモジュレータ圧ＰM1 に基づく荷重と信号圧ＰDSU に基づく荷重との合力が大きいときには、入力ポート４９ａと出力ポート４９ｂとが遮断されるように構成されている。 Further, a modulator valve 49 that regulates and outputs the oil pressure of the oil passage 41 to a constant pressure is connected to the oil passage 41. The modulator valve 49 is supplied via an orifice 50 with an input port 49 a to which the oil pressure of the oil passage 41 is supplied, an output port 49 b for outputting the regulated modulator pressure P M1 , and the modulator pressure P M1. a feedback port 49c, and the pilot port 49d of the duty solenoid valve DSU signal pressure P DSU output from is supplied via the orifice 51 is formed. The modulator valve 49 is a spool type control valve, and a spring 49f is provided at one end of the spool 49e. The modulator valve 49 shown in FIG. 3 is supplied from the pilot port 49d and the load based on the modulator pressure P M1 supplied from the feedback port 49c against the load that the spring force of the spring 49f presses the spool 49e. a load based on the signal pressure P DSU was is configured so as to press the spool 49e. When the modulator pressure P M1 is low and the resultant force between the load based on the modulator pressure P M1 that presses the spool 49e and the load based on the signal pressure P DSU is smaller than the load that the spring force presses the spool 49e, the input port 49a communicates with the output port 49b, the modulator pressure P M1 is high, and the load based on the modulator pressure P M1 that presses the spool 49e and the load based on the signal pressure P DSU is higher than the load that the spring force presses the spool 49e. When the resultant force is large, the input port 49a and the output port 49b are blocked.

モジュレータ圧ＰM1 は、各ソレノイドバルブＳＬＳ，ＳＬＰに供給されるように構成されている。また、モジュレータ圧ＰM1 をそのモジュレ−タ圧ＰM1 よりも低い油圧に調圧する図示しない第２モジュレータバルブが設けられ、その第２モジュレータバルブによって調圧された第２モジュレータ圧ＰM2 が、ソレノイドバルブＳＬ１とデューティソレノイドバルブＤＳＵに供給されるように構成されている。さらに、モジュレータ圧ＰM1 は、クラッチＣ１やブレーキＢ１に供給されるように構成されている。 The modulator pressure P M1 is configured to be supplied to each solenoid valve SLS, SLP. Moreover, modulator pressure P M1 that Mojure - motor pressure P M1 second modulator valve (not shown) is provided pressure adjusted to a lower pressure than the second modulator pressure P M2 pressure regulated by the second modulator valve, solenoid It is configured to be supplied to the valve SL1 and the duty solenoid valve DSU. Further, the modulator pressure P M1 is configured to be supplied to the clutch C1 and the brake B1.

ここで、このクラッチＣ１やブレーキＢ１の油圧を制御する装置の構成について説明する。図３に示すクラッチＣ１やブレーキＢ１が係合状態を維持するときには、モジュレータ圧ＰM1 が供給されるように構成されている。一方、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させ始める過渡期には、クラッチＣ１やブレーキＢ１の目標とする係合圧に調圧させた油圧が供給されるように構成されている。クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させ始める過渡期にクラッチＣ１やブレーキＢ１に供給する油圧を制御する圧力制御弁５２が、モジュレータバルブ４９における出力ポート４９ｂに連結された油路５３に設けられている。 Here, the configuration of a device for controlling the hydraulic pressure of the clutch C1 and the brake B1 will be described. When the clutch C1 and the brake B1 shown in FIG. 3 maintain the engaged state, the modulator pressure P M1 is supplied. On the other hand, in a transition period in which the clutch C1 and the brake B1 start to be engaged, the hydraulic pressure adjusted to the target engagement pressure of the clutch C1 and the brake B1 is supplied. A pressure control valve 52 for controlling the hydraulic pressure supplied to the clutch C1 and the brake B1 in a transition period in which the clutch C1 and the brake B1 start to be engaged is provided in the oil passage 53 connected to the output port 49b in the modulator valve 49. .

図３に示す圧力制御弁５２には、油路５３から油圧が入力される入力ポート５２ａと、リニアソレノイドバルブＳＬＳからオリフィス５４を介して信号圧ＰSLS が供給されるパイロットポート５２ｂと、クラッチＣ１またはブレーキＢ１の油圧がオリフィス５５を介して供給されるフィードバックポート５２ｃと、後述する切り替えバルブ５６における第２入力ポート５６ａに連通した出力ポート５２ｄと、オイルパン２に連通したドレーンポート５２ｅとが形成されている。また、圧力制御弁５２は、スプール型の制御弁であって、スプール５２ｆを一方に押圧するスプリング５２ｇが設けられていて、そのスプリング５２ｇのバネ力と、フィードバックポート５２ｃから入力された油圧に基づく荷重とが同一方向にスプール５２ｆを押圧し、それらの荷重に対抗してパイロットポート５２ｂから入力された信号圧ＰSLS に基づく荷重がスプール５２ｆを押圧するように構成されている。したがって、圧力制御弁５２は、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力される信号圧ＰSLS に応じて、モジュレータ圧ＰM1 を減圧してクラッチＣ１やブレーキＢ１の油圧を供給するように構成されている。 The pressure control valve 52 shown in FIG. 3 includes an input port 52a to which hydraulic pressure is input from the oil passage 53, a pilot port 52b to which signal pressure P SLS is supplied from the linear solenoid valve SLS via the orifice 54, and a clutch C1. Alternatively, a feedback port 52c to which the hydraulic pressure of the brake B1 is supplied via the orifice 55, an output port 52d that communicates with a second input port 56a in a switching valve 56 described later, and a drain port 52e that communicates with the oil pan 2 are formed. Has been. The pressure control valve 52 is a spool-type control valve, and is provided with a spring 52g that presses the spool 52f to one side, and is based on the spring force of the spring 52g and the hydraulic pressure input from the feedback port 52c. The spool 52f is pressed in the same direction as the load, and a load based on the signal pressure P SLS input from the pilot port 52b is pressed against the spool 52f against the load. Therefore, the pressure control valve 52 is configured to reduce the modulator pressure P M1 in accordance with the signal pressure P SLS output from the linear solenoid valve SLS and supply the hydraulic pressure of the clutch C1 and the brake B1.

この圧力制御弁５２における出力ポート５２ｄと、モジュレータバルブ４９における出力ポート４９ｂとに連通した切り替えバルブ５６が設けられている。この切り替えバルブ５６は、クラッチＣ１やブレーキＢ１が係合し始めた時など係合圧が比較的低い過渡期に連通する油路と、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させた状態を維持させるときに連通させる油路とを切り替えるものであって、図３に示す例では、ソレノイドバルブＳＬ１から出力される信号圧ＰSL1 に応じて連通させる油路を切り替えるように構成されている。図３に示す切り替えバルブ５６には、モジュレータ圧ＰM1 が入力される第１入力ポート５６ｂと、圧力制御弁５２における出力ポート５２ｄに連通した第２入力ポート５６ａと、デューティソレノイドバルブＤＳＵから出力された信号圧ＰDSU が供給される第１パイロットポート５６ｃと、ソレノイドバルブＳＬ１から出力された信号圧ＰSL1 が供給される第２パイロットポート５６ｄと、後述するマニュアルバルブ５７に連通した出力ポート５６ｅとが形成されている。 A switching valve 56 communicating with the output port 52d of the pressure control valve 52 and the output port 49b of the modulator valve 49 is provided. The switching valve 56 is used to maintain the state in which the oil passage communicating with the transition period in which the engagement pressure is relatively low, such as when the clutch C1 or the brake B1 starts to engage, and the clutch C1 or the brake B1 are engaged. In the example shown in FIG. 3, the oil passage to be communicated is switched according to the signal pressure P SL1 output from the solenoid valve SL1. 3 is output from the first input port 56b to which the modulator pressure P M1 is input, the second input port 56a communicating with the output port 52d in the pressure control valve 52, and the duty solenoid valve DSU. A first pilot port 56c to which the signal pressure P DSU is supplied, a second pilot port 56d to which the signal pressure P SL1 output from the solenoid valve SL1 is supplied, and an output port 56e that communicates with a manual valve 57 described later. Is formed.

また、切り替えバルブ５６は、スプール型の制御弁であって、スプール５６ｆの一方側の端部にスプリング５６ｇが設けられ、そのスプリング５６ｇのバネ力がスプール５６ｆを押圧する方向と同一方向に第１パイロットポート５６ｃから入力された信号圧ＰDSU に基づく荷重がスプール５６ｆを押圧し、それらの荷重と対抗した方向に第２パイロットポート５６ｄから入力された信号圧ＰSL1 がスプール５６ｆを押圧するように構成されている。そして、第２パイロットポート５６ｄから入力される信号圧ＰSL1 が低く図３に示す上側にスプール５６ｆが移動しているときには、第１入力ポート５６ｂと出力ポート５６ｅとが連通し、第２パイロットポート５６ａから入力される信号圧ＰDSU が高く図３に示す下側にスプール５６ｆが移動しているときに、第２入力ポート５６ａと出力ポート５６ｅとが連通するように構成されている。なお、切り替えバルブ５６が、この発明における切替弁に相当し、油路５３がこの発明における第３油路に相当し、圧力制御弁５２における出力ポート５２ｄと切り替えバルブ５６における第２入力ポート５６ａとに連通した油路が、この発明における第４油路に相当する。 The switching valve 56 is a spool-type control valve, and a spring 56g is provided at one end of the spool 56f. The spring force of the spring 56g is first in the same direction as the direction in which the spool 56f is pressed. load based on the signal pressure P DSU input from the pilot port 56c presses the spool 56f, in a direction against the their load so that the signal pressure P SL1 inputted from the second pilot port 56d presses the spool 56f It is configured. When the spool 56f to the upper signal pressure P SL1 inputted from the second pilot port 56d is shown in FIG. 3 low is moving, the first input port 56b and the output port 56e are communicated, a second pilot port The second input port 56a and the output port 56e communicate with each other when the signal pressure PDSU input from 56a is high and the spool 56f is moving downward as shown in FIG. The switching valve 56 corresponds to the switching valve in the present invention, the oil passage 53 corresponds to the third oil passage in the present invention, and the output port 52d in the pressure control valve 52 and the second input port 56a in the switching valve 56 The oil passage communicated with is equivalent to the fourth oil passage in this invention.

そして、切り替えバルブ５６における出力ポート５６ｅに連通した油路５８には、オリフィス５９を介してマニュアルバルブ５７が連結されている。このマニュアルバルブ５７は、図示しないシフトレバーの操作によって切り替えられるものであって、シフトレバーの位置が「Ｄ」レンジにあるときには、油路５８とクラッチＣ１とを連通させ、シフトレバーの位置が「Ｒ」レンジにあるときには、油路５８とブレーキＢ１とを連通させるように構成されている。また、マニュアルバルブ５７とクラッチＣ１との間にオリフィス６０が設けられ、マニュアルバルブ５７とブレーキＢ１との間にオリフィス６１が設けられている。   A manual valve 57 is connected to an oil passage 58 communicating with the output port 56 e of the switching valve 56 through an orifice 59. The manual valve 57 is switched by operating a shift lever (not shown). When the position of the shift lever is in the “D” range, the oil passage 58 and the clutch C1 are communicated, and the position of the shift lever is “ When in the “R” range, the oil passage 58 and the brake B1 are configured to communicate with each other. An orifice 60 is provided between the manual valve 57 and the clutch C1, and an orifice 61 is provided between the manual valve 57 and the brake B1.

上述したように各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１は、プライマリレギュレータバルブ４２によって調圧された油圧を元圧として制御される。したがって、メカオイルポンプ１が駆動し始めた時点であっても、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１にオイルが供給されるように構成されている。なお、以下の説明では、プライマリレギュレータバルブ４２によって調圧された油圧あるいはその油圧を元圧とした油圧が流動する油路をライン圧油路と記す場合がある。また、上述したようにプライマリレギュレータバルブ４２によって調圧された油圧を元圧として制御される箇所、具体的には、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１が、この発明における高圧供給部に相当し、メカオイルポンプ１から高圧供給部に連通した油圧回路が、この発明におけるライン圧油路に相当する。   As described above, the hydraulic actuators 34 and 37 and the clutch C1 or the brake B1 are controlled using the hydraulic pressure regulated by the primary regulator valve 42 as a source pressure. Therefore, even when the mechanical oil pump 1 starts to be driven, the oil is supplied to the hydraulic actuators 34, 37, the clutch C1, or the brake B1. In the following description, an oil passage through which a hydraulic pressure adjusted by the primary regulator valve 42 or a hydraulic pressure based on the hydraulic pressure flows may be referred to as a line pressure oil passage. Further, as described above, the hydraulic pressure adjusted by the primary regulator valve 42 is controlled as a source pressure, specifically, the hydraulic actuators 34 and 37 and the clutch C1 or the brake B1 are the high pressure supply section in the present invention. The hydraulic circuit communicating from the mechanical oil pump 1 to the high-pressure supply unit corresponds to the line pressure oil passage in the present invention.

つぎに、トルクコンバータ１１や潤滑部にオイルを供給する油圧回路の構成について説明する。図３に示す例では、プライマリレギュレータバルブ４２における出力ポート４２ｄから出力されたオイルがトルクコンバータ１１や潤滑部に供給されている。すなわち、ライン圧ＰL に調圧することにより余剰となったオイルがトルクコンバータ１１や潤滑部に供給されるように構成されている。そして、トルクコンバータ１１を制御するための元圧を調圧するセカンダリレギュレータバルブ６２が、プライマリレギュレータバルブ４２における出力ポート４２ｄに連通した油路６３に設けられている。図３に示すセカンダリレギュレータバルブ６２には、油路６３に連通した入力ポート６２ａと、油路６３にオリフィス６４を介して連通したフィードバックポート６２ｂと、メカオイルポンプ１の上流側に連通した第１ドレーンポート６２ｃと、潤滑部に連通した第２ドレーンポート６２ｄと、オイルパン２に連通した第３ドレーンポート６２ｅと、モジュレータ圧ＰM1 がオリフィス６５を介して供給される第１パイロットポート６２ｆと、信号圧ＰDSU がオリフィス６６を介して供給される第２パイロットポート６２ｇとが形成されている。また、セカンダリレギュレータバルブ６２は、スプール型の制御弁であって、スプール６２ｈを押圧するスプリング６２ｉが設けられている。そして、スプール６２ｈをスプリング６２ｉが押圧するバネ力と、同一の方向に各信号圧ＰM1 ，ＰDSU に基づく荷重がスプール６２ｈを押圧し、それら各荷重と対抗した方向にフィードバックポート６２ｂに供給される油圧に基づく荷重がスプール６２ｈを押圧するように構成されている。 Next, the configuration of a hydraulic circuit that supplies oil to the torque converter 11 and the lubrication unit will be described. In the example shown in FIG. 3, oil output from the output port 42 d in the primary regulator valve 42 is supplied to the torque converter 11 and the lubrication unit. That is, it is configured such that the oil surplus by adjusting the pressure to the line pressure P L is supplied to the torque converter 11 and the lubrication unit. A secondary regulator valve 62 that regulates the original pressure for controlling the torque converter 11 is provided in the oil passage 63 that communicates with the output port 42 d of the primary regulator valve 42. The secondary regulator valve 62 shown in FIG. 3 includes an input port 62 a communicating with the oil passage 63, a feedback port 62 b communicating with the oil passage 63 via the orifice 64, and a first communicating with the upstream side of the mechanical oil pump 1. A drain port 62c, a second drain port 62d communicating with the lubricating portion, a third drain port 62e communicating with the oil pan 2, a first pilot port 62f to which the modulator pressure P M1 is supplied via the orifice 65, A second pilot port 62g to which the signal pressure P DSU is supplied through the orifice 66 is formed. The secondary regulator valve 62 is a spool type control valve, and is provided with a spring 62i that presses the spool 62h. The spring 62i presses the spool 62h and a load based on the signal pressures P M1 and P DSU in the same direction presses the spool 62h and is supplied to the feedback port 62b in a direction opposite to each load. A load based on the hydraulic pressure is configured to press the spool 62h.

セカンダリレギュレータバルブ６２によって調圧された油圧を元圧としてトルクコンバータ１１に供給する油圧を制御するロックアップコントロールバルブ６７が油路６３に設けられている。このロックアップコントロールバルブ６７は、連通させる油路を切り替えてロックアップクラッチ１２を係合あるいは解放させるように構成されている。図３に示すロックアップコントロールバルブ６７には、油路６３に連通した第１入力ポート６７ａおよび第２入力ポート６７ｂと、ロックアップクラッチ１２の図２におけるエンジン１４側（図３における左側）に連通した第１出力ポート６７ｃと、ロックアップクラッチ１２の図２におけるトルクコンバータ１１側（図３における右側）に連通した第２出力ポート６７ｄと、その第２出力ポート６７ｄに連通したフィードバックポート６７ｅと、デューティソレノイドバルブＤＳＵに連通した第１パイロットポート６７ｆと、ソレノイドバルブＳＬ１に連通した第２パイロットポート６７ｇと、潤滑部およびセカンダリレギュレータバルブ６２における第２ドレーンポート６２ｄに連通した第１ドレーンポート６７ｈと、オイルパン２に連通した第２ドレーンポート６７ｉとが形成されている。   A lockup control valve 67 for controlling the hydraulic pressure supplied to the torque converter 11 using the hydraulic pressure regulated by the secondary regulator valve 62 as a source pressure is provided in the oil path 63. The lockup control valve 67 is configured to switch the oil passage to be communicated to engage or release the lockup clutch 12. The lockup control valve 67 shown in FIG. 3 communicates with the first input port 67a and the second input port 67b communicating with the oil passage 63, and the engine 14 side (left side in FIG. 3) of the lockup clutch 12 in FIG. The first output port 67c, the second output port 67d communicating with the torque converter 11 side (right side in FIG. 3) of the lockup clutch 12 in FIG. 2, the feedback port 67e communicating with the second output port 67d, A first pilot port 67f in communication with the duty solenoid valve DSU, a second pilot port 67g in communication with the solenoid valve SL1, a first drain port 67h in communication with the second drain port 62d in the lubrication part and the secondary regulator valve 62, Continuous with oil pan 2 A second drain port 67i is formed to have.

また、ロックアップコントロールバルブ６７は、スプール型の制御弁であり、スプール６７ｊの一方の端部にスプリング６７ｋが設けられ、そのスプリング６７ｋがスプール６７ｊを押圧するバネ力と同一方向に、第２パイロットポート６７ｇから入力された信号圧ＰSL1 に基づく荷重と、フィードバックポート６７ｅから入力された油圧に基づく荷重とがスプール６７ｊを押圧し、第１パイロットポート６７ｆから入力された信号圧ＰDSU に基づく荷重がバネ力と対抗してスプール６７ｊを押圧するように構成されている。 The lock-up control valve 67 is a spool-type control valve. A spring 67k is provided at one end of the spool 67j, and the second pilot pilots in the same direction as the spring force with which the spring 67k presses the spool 67j. The load based on the signal pressure P SL1 inputted from the port 67g and the load based on the hydraulic pressure inputted from the feedback port 67e press the spool 67j, and the load based on the signal pressure P DSU inputted from the first pilot port 67f. Is configured to press the spool 67j against the spring force.

そして、図３に示すロックアップコントロールバルブ６７は、信号圧ＰDSU に基づいてスプール６７ｊを押圧する荷重が、スプリング６７ｋがスプール６７ｊを押圧するバネ力と信号圧ＰSL1 およびフィードバックポート６７ｅから入力された油圧に基づいてスプール６７ｊを押圧する荷重との合力よりも小さいときに、第１入力ポート６７ａと第１出力ポート６７ｃを連通させるとともに、第２出力ポート６７ｄと第１ドレーンポート６７ｈとを連通させるように、言い換えると、ロックアップクラッチ１２の図３における左側に油圧を供給するとともに、ロックアップクラッチ１２の図３における右側の油圧を排出して、ロックアップクラッチ１２を解放させるように構成されている。それとは反対に、信号圧ＰDSU に基づいてスプール６７ｊを押圧する荷重が、スプリング６７ｋがスプール６７ｊを押圧するバネ力と信号圧ＰSL1 およびフィードバックポート６７ｅから入力された油圧に基づいてスプール６７ｊを押圧する荷重との合力よりも大きいときに、第２入力ポート６７ｂと第２出力ポート６７ｄを連通させるとともに、第１出力ポート６７ｃと第２ドレーンポート６７ｉとを連通させるように、言い換えると、ロックアップクラッチ１２の図３における左側に油圧を排出するとともに、ロックアップクラッチ１２の図３における右側に油圧を供給して、ロックアップクラッチ１２を係合させるように構成されている。 The lock-up control valve 67 shown in FIG. 3, the load for pressing the spool 67j based on the signal pressure P DSU is input from the spring force and the signal pressure P SL1 and the feedback port 67e of the spring 67k presses the spool 67j The first input port 67a communicates with the first output port 67c and the second output port 67d communicates with the first drain port 67h when the resultant force is smaller than the resultant force with the load that presses the spool 67j based on the hydraulic pressure. In other words, the hydraulic pressure is supplied to the left side of the lockup clutch 12 in FIG. 3, and the hydraulic pressure on the right side of the lockup clutch 12 in FIG. 3 is discharged to release the lockup clutch 12. ing. To the contrary, the load for pressing the spool 67j based on the signal pressure P DSU is, the spool 67j based on the hydraulic spring 67k is input from the spring force and the signal pressure P SL1 and the feedback port 67e for pushing the spool 67j In other words, the second input port 67b and the second output port 67d communicate with each other and the first output port 67c and the second drain port 67i communicate with each other when the resultant force is larger than the resultant force with the pressing load. The hydraulic pressure is discharged to the left side of the up clutch 12 in FIG. 3, and the hydraulic pressure is supplied to the right side of the lockup clutch 12 in FIG. 3 to engage the lockup clutch 12.

上述したようにトルクコンバータ１２に供給する油圧は、プライマリレギュレータバルブ４２から排出された油圧をセカンダリレギュレータバルブ６２によって調圧したものであり、ライン圧油路の油圧よりも低圧の油圧を元圧として制御される。したがって、プライマリレギュレータバルブ４２から排出された油圧またはセカンダリレギュレータバルブ６２によって調圧された油圧が供給される油圧回路が、この発明におけるセカンダリ圧油路に相当し、トルクコンバータ１１がこの発明における低圧供給部に相当する。   As described above, the hydraulic pressure supplied to the torque converter 12 is obtained by adjusting the hydraulic pressure discharged from the primary regulator valve 42 by the secondary regulator valve 62, and using a hydraulic pressure lower than the hydraulic pressure in the line pressure oil path as a source pressure. Be controlled. Therefore, the hydraulic circuit to which the hydraulic pressure discharged from the primary regulator valve 42 or the hydraulic pressure regulated by the secondary regulator valve 62 is supplied corresponds to the secondary pressure oil passage in the present invention, and the torque converter 11 is supplied with the low pressure in the present invention. It corresponds to the part.

そして、図３に示すように構成された油圧制御装置では、各リニアソレノイドバルブＳＬＳ，ＳＬＰやソレノイドバルブＳＬ１あるいはデューティソレノイドバルブＤＳＵは、図示しない電子制御装置から通電される電力によって出力する油圧を制御するように構成されている。具体的な例を挙げるとすると、車速やアクセル開度などに応じてリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力圧ＰSLS を制御したり、目標変速比に応じてリニアソレノイドバルブＳＬＰの出力圧ＰSLP を制御したり、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させ始める過渡期か否かに応じてソレノイドバルブＳＬ１の出力圧ＰSL1 を制御したりするように構成されている。 In the hydraulic control apparatus configured as shown in FIG. 3, each linear solenoid valve SLS, SLP, solenoid valve SL1, or duty solenoid valve DSU controls the hydraulic pressure output by electric power supplied from an electronic control apparatus (not shown). Is configured to do. As a specific example, the output pressure P SLS of the linear solenoid valve SLS is controlled according to the vehicle speed, the accelerator opening, etc., or the output pressure P SLP of the linear solenoid valve SLP is controlled according to the target gear ratio. Or the output pressure PSL1 of the solenoid valve SL1 is controlled in accordance with whether or not the clutch C1 or the brake B1 is in a transition period.

上述したように構成された油圧制御装置は、エンジン１４が駆動し始めた直後や、制動時あるいは加速時などに急変速したときには、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１に要求される流量が、メカオイルポンプ１から吐出されるオイルの流量よりも多く、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１に油圧が供給されていないことがある。そのような場合には、油路４１の油圧はプライマリレギュレータバルブ４２によって調圧されるライン圧ＰL 以下となっていて、プライマリレギュレータバルブ４２の入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとが遮断された状態となる。 The hydraulic control apparatus configured as described above is required for the hydraulic actuators 34 and 37, the clutch C1, or the brake B1 immediately after the engine 14 starts to be driven or when a sudden shift is made during braking or acceleration. The flow rate is larger than the flow rate of oil discharged from the mechanical oil pump 1, and the hydraulic pressure may not be supplied to the hydraulic actuators 34, 37, the clutch C1, or the brake B1. In such a case, the oil pressure in the oil passage 41 is lower than the line pressure P L regulated by the primary regulator valve 42, and the input port 42a and the output port 42d of the primary regulator valve 42 are blocked. It becomes.

そのようにプライマリレギュレータバルブ４２の入力ポート４２ａと出力ポート４２ｄとが遮断された状態となっているときであっても、トルクコンバータ１１や潤滑部にオイルを補助的に供給することができるように、図３に示す例では、油路５８と油路６３とを連通させるバイパス油路６８が形成されている。より具体的には、油路５８に設けられたオリフィス５９の下流側と油路６３とを連通させるようにバイパス油路６８が形成されている。また、バイパス油路６８には、油路６３から油路５８に油圧が供給されることを禁止するようにチェック弁（逆止弁）６９が設けられている。   Even when the input port 42a and the output port 42d of the primary regulator valve 42 are shut off as described above, oil can be supplementarily supplied to the torque converter 11 and the lubricating portion. In the example shown in FIG. 3, a bypass oil passage 68 that connects the oil passage 58 and the oil passage 63 is formed. More specifically, a bypass oil passage 68 is formed so that the downstream side of the orifice 59 provided in the oil passage 58 communicates with the oil passage 63. The bypass oil passage 68 is provided with a check valve (check valve) 69 so as to prohibit oil pressure from being supplied from the oil passage 63 to the oil passage 58.

上述したようにバイパス油路６８を設けることによって、油路４１の油圧が比較的低圧であってプライマリレギュレータバルブ４２が開弁してオイルを排出することがないときであっても、バイパス油路６８を介して油圧をトルクコンバータ１１に供給することができる。その結果、プライマリレギュレータバルブ４２が開弁していないときであっても、ロックアップクラッチ１２を係合させたり解放させたりすることができる。   By providing the bypass oil passage 68 as described above, even when the oil pressure in the oil passage 41 is relatively low and the primary regulator valve 42 is not opened and the oil is not discharged, the bypass oil passage 68 is provided. The hydraulic pressure can be supplied to the torque converter 11 via 68. As a result, the lockup clutch 12 can be engaged and released even when the primary regulator valve 42 is not open.

また、バイパス油路６８は、オリフィス５９の下流側に連通するように構成されている。そのため、オリフィス５９の入力側の油圧を制御することによってオリフィス５９の下流側に流動するオイルの流量を制御することができる。すなわち、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を制御することができる。具体的には、切り替えバルブ５６を切り替えるソレノイドバルブＳＬ１を制御して油路５８に連通する油路を切り替えるとともに、圧力制御弁５２の出力圧をリニアソレノイドバルブＳＬＳを制御して低下させることによって、オリフィス５９の上流側の油圧を低下させることができ、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を低減させることができる。そのため、ライン圧油路の油圧が上昇しにくいときに、上記のようにリニアソレノイドバルブＳＬＳを制御することにより、ライン圧油路から排出させるオイルの流量を低減させることができる。その結果、エンジン１４を駆動させ始めた時点で、ライン圧油路から排出されるオイルの流量を低減させることにより、ライン圧油路の油圧を迅速に増大させることができる。言い換えると、メカオイルポンプ１を小型化することができる。なお、上記圧力制御弁５２の出力圧を低下させてオリフィス５９を流動するオイルの流量を低下させる構成が、この発明における流量制御手段に相当し、圧力制御弁５２が、この発明における油圧制御弁やクラッチ用油圧制御弁に相当し、油路５８がこの発明における第１油路または第２油路に相当する。   Further, the bypass oil passage 68 is configured to communicate with the downstream side of the orifice 59. Therefore, the flow rate of oil flowing downstream of the orifice 59 can be controlled by controlling the oil pressure on the input side of the orifice 59. That is, the flow rate of oil flowing through the bypass oil passage 68 can be controlled. Specifically, by controlling the solenoid valve SL1 for switching the switching valve 56 to switch the oil passage communicating with the oil passage 58, the output pressure of the pressure control valve 52 is decreased by controlling the linear solenoid valve SLS. The oil pressure upstream of the orifice 59 can be reduced, and the flow rate of oil flowing through the bypass oil passage 68 can be reduced. Therefore, when the oil pressure in the line pressure oil passage is difficult to increase, the flow rate of the oil discharged from the line pressure oil passage can be reduced by controlling the linear solenoid valve SLS as described above. As a result, when the engine 14 starts to be driven, the oil pressure in the line pressure oil passage can be quickly increased by reducing the flow rate of the oil discharged from the line pressure oil passage. In other words, the mechanical oil pump 1 can be reduced in size. The configuration in which the output pressure of the pressure control valve 52 is reduced to reduce the flow rate of the oil flowing through the orifice 59 corresponds to the flow control means in the present invention, and the pressure control valve 52 is the hydraulic control valve in the present invention. The oil passage 58 corresponds to the first oil passage or the second oil passage in the present invention.

また、エンジン１４が停止してメカオイルポンプ１からオイルが吐出されていないときには、クラッチＣ１やブレーキＢ１が解放されている。具体的には、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１は、それらの構造上、不可避的なオイルの漏洩があるため、特に長期間車両が停止している場合には、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１の油圧が低下している。そのため、車両を発進させる場合など、エンジン１４を始動させた時点で、各油圧アクチュエータ３４，３７やクラッチＣ１またはブレーキＢ１へのオイルの供給を走行開始前までの短時間でする必要がある。すなわち、ライン圧油路から排出されるオイルの流量を低減させることが重要となる。   Further, when the engine 14 is stopped and no oil is discharged from the mechanical oil pump 1, the clutch C1 and the brake B1 are released. Specifically, the hydraulic actuators 34 and 37 and the clutch C1 or the brake B1 have an inevitable oil leakage due to their structure, and therefore, when the vehicle is stopped for a long period of time, the hydraulic actuators. 34, 37 and the hydraulic pressure of the clutch C1 or the brake B1 are reduced. Therefore, when starting the vehicle, for example, when the engine 14 is started, it is necessary to supply oil to the hydraulic actuators 34 and 37, the clutch C1, or the brake B1 in a short time before the start of traveling. That is, it is important to reduce the flow rate of oil discharged from the line pressure oil passage.

そのため、図３に示す油圧制御装置は、エンジン１４を駆動させてメカオイルポンプ１からオイルを吐出させた時点で、ソレノイドバルブＳＬ１から信号圧ＰSL1 を出力することにより、圧力制御弁５２によってモジュレータ圧ＰM1 を減圧した油圧が油路５８に出力されるように切り替えバルブ５６が切り替えられる。すなわち、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させる過渡状態として、クラッチＣ１やブレーキＢ１に比較的低い油圧を供給するようにソレノイドバルブＳＬ１や圧力制御弁５２が制御される。そのように圧力制御弁５２や切り替えバルブ５６を制御することによって、切り替えバルブ５６から出力される油圧が低く、オリフィス５９を通過するオイルの流量を低減することができる。その結果、トルクコンバータ１１にライン圧油路からオイルが流動することを抑制もしくは防止することができるので、ライン圧油路の油圧を迅速に増圧することができる。すなわち、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させることによるショックを抑制もしくは防止するために圧力制御弁５２や切り替えバルブ５６を制御することに伴って、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を低減させることができる。したがって、クラッチＣ１やブレーキＢ１を係合させる制御と、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を低減させてライン圧油路の油圧を増大させる制御とをそれぞれ用意するなどによって制御が複雑となることを抑制もしくは防止することができる。言い換えると、既存の制御を共用することができる。 Therefore, the hydraulic control apparatus shown in FIG. 3 outputs the signal pressure P SL1 from the solenoid valve SL1 when the engine 14 is driven and oil is discharged from the mechanical oil pump 1, whereby the pressure control valve 52 modulates the modulator. The switching valve 56 is switched so that the hydraulic pressure obtained by reducing the pressure P M1 is output to the oil passage 58. That is, the solenoid valve SL1 and the pressure control valve 52 are controlled so as to supply a relatively low hydraulic pressure to the clutch C1 and the brake B1 as a transient state in which the clutch C1 and the brake B1 are engaged. By controlling the pressure control valve 52 and the switching valve 56 in this way, the hydraulic pressure output from the switching valve 56 is low, and the flow rate of oil passing through the orifice 59 can be reduced. As a result, it is possible to suppress or prevent the oil from flowing from the line pressure oil passage to the torque converter 11, so that the oil pressure in the line pressure oil passage can be quickly increased. That is, the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 68 is reduced by controlling the pressure control valve 52 and the switching valve 56 in order to suppress or prevent a shock caused by engaging the clutch C1 and the brake B1. be able to. Therefore, the control becomes complicated by preparing the control for engaging the clutch C1 and the brake B1 and the control for increasing the oil pressure of the line pressure oil passage by reducing the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 68, respectively. This can be suppressed or prevented. In other words, existing controls can be shared.

なお、上述した例では、クラッチＣ１やブレーキＢ１に油圧を供給する油路と油路６３とにバイパス油路６８を連通させるように構成された例を挙げて説明したが、要はプライマリレギュレータバルブ４２が開弁していないときであっても油圧が供給される油路と、プライマリレギュレータバルブ４２が開弁して油圧が供給される油路とを連通させるようにバイパス油路が形成され、そのバイパス油路を流動するオイルの流量を制御すること、より具体的にはバイパス油路を流動するオイルの流量を低減することができる流量制御弁として機能する手段を備えていればよい。また、バイパス油路を流動するオイルの流量を低減させる手段は、その流量を制御するためにのみ設けられた流量制御弁であってもよい。   In the above-described example, the example in which the bypass oil passage 68 is communicated with the oil passage 63 and the oil passage for supplying hydraulic pressure to the clutch C1 and the brake B1 has been described. Even when the valve 42 is not open, a bypass oil passage is formed so that the oil passage to which hydraulic pressure is supplied communicates with the oil passage to which the primary regulator valve 42 is opened and hydraulic pressure is supplied, It is only necessary to provide means that functions as a flow rate control valve that can control the flow rate of oil flowing through the bypass oil passage, more specifically, can reduce the flow rate of oil flowing through the bypass oil passage. Further, the means for reducing the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage may be a flow rate control valve provided only for controlling the flow rate.

さらに、上述した例では、油路５８にオリフィス５９を設けた例を挙げて説明したが、要は、バイパス油路６８を介して油路６３に流動するオイルの流量を低減することができればよい。そのため、図３に破線で示すようにバイパス油路６８、より具体的には、チェックバルブ６９の上流側のバイパス油路６８の開口径を減少させるオリフィス７０を、上記オリフィス５９に代えて、あるいはオリフィス５９とともに設けてもよい。またさらに、オリフィス５９（７０）の上流側の油圧を低下させることにより、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を低減することができるので、チェック弁６９を設けていなくても上述した例と同様の効果を奏することができる。そして、ソレノイドバルブＳＬ１やリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力圧を制御して、切り替えバルブ５６の出力圧を制御することにより、バイパス油路６８を流動するオイルの流量を制御することができるので、それらのバルブＳＬ１，ＳＬＳの出力圧を制御することによって、ライン圧を増圧させるとともに、トルクコンバータ１１に必要なオイルを供給することができる。すなわち、ライン圧を増圧させることと、トルクコンバータ１１にオイルを供給することとを同時に制御することができる。   Furthermore, in the above-described example, the example in which the orifice 59 is provided in the oil passage 58 has been described. In short, it is only necessary that the flow rate of the oil flowing to the oil passage 63 through the bypass oil passage 68 can be reduced. . Therefore, as shown by the broken line in FIG. 3, the orifice 70 for reducing the opening diameter of the bypass oil passage 68, more specifically, the bypass oil passage 68 upstream of the check valve 69 is replaced with the orifice 59, or You may provide with the orifice 59. FIG. Furthermore, by reducing the oil pressure upstream of the orifice 59 (70), the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 68 can be reduced, so that the above-described example can be obtained even if the check valve 69 is not provided. Similar effects can be achieved. And by controlling the output pressure of the solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLS and controlling the output pressure of the switching valve 56, the flow rate of the oil flowing through the bypass oil passage 68 can be controlled. By controlling the output pressure of the valves SL1 and SLS, the line pressure can be increased and the necessary oil can be supplied to the torque converter 11. That is, it is possible to simultaneously control increasing the line pressure and supplying oil to the torque converter 11.

また、上述した例では、メカオイルポンプを油圧源としているが、電動機によって駆動する電動オイルポンプを油圧源としてもよい。そのように電動オイルポンプを油圧源としたときであっても、電動オイルポンプが駆動し始める時に、ライン圧油路からセカンダリ圧油路に流動するオイルの流量を低減させることにより、ライン圧油路の油圧を迅速に増大させることができる。   In the example described above, the mechanical oil pump is used as a hydraulic pressure source, but an electric oil pump driven by an electric motor may be used as the hydraulic pressure source. Even when the electric oil pump is used as the hydraulic pressure source, the line pressure oil is reduced by reducing the flow rate of the oil flowing from the line pressure oil path to the secondary pressure oil path when the electric oil pump starts to drive. The oil pressure of the road can be increased quickly.

１…メカオイルポンプ、 ３，４，４１，５３，５８，６３…油路、 ３４，３７…油圧アクチュエータ、 ６８…バイパス油路、４５，４７，５２…圧力制御弁、 ５６…切り替えバルブ、 ４３，４４，４６，４８，５０，５１，５４，５５，５９，６０，６１，６４，６５，６６…オリフィス、 ６９…チェック弁、 Ｃ１…クラッチ、 Ｂ１…ブレーキ。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Mechanical oil pump 3, 4, 41, 53, 58, 63 ... Oil path, 34, 37 ... Hydraulic actuator, 68 ... Bypass oil path, 45, 47, 52 ... Pressure control valve, 56 ... Switching valve, 43 , 44, 46, 48, 50, 51, 54, 55, 59, 60, 61, 64, 65, 66 ... orifice, 69 ... check valve, C1 ... clutch, B1 ... brake.

Claims (5)

オイルポンプから出力された圧油が流動するライン圧油路と、そのライン圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される高圧供給部と、前記ライン圧油路よりも低圧の圧油が流動するセカンダリ圧油路と、そのセカンダリ圧油路の油圧を元圧として油圧が制御される低圧供給部とを備えた車両の油圧制御装置において、
前記ライン圧油路から前記セカンダリ圧油路に油圧を補助的に供給するように、前記ライン圧油路および前記セカンダリ圧油路に連通したバイパス油路と、
前記オイルポンプが駆動し始めたときに、前記バイパス油路を流動する圧油の流量を低減するように制御される流量制御手段と
を備えていることを特徴とする車両の油圧制御装置。 A line pressure oil passage through which the pressure oil output from the oil pump flows, a high pressure supply section in which the oil pressure is controlled using the oil pressure of the line pressure oil passage as a source pressure, and pressure oil having a pressure lower than that of the line pressure oil passage. In a vehicle hydraulic control device including a secondary pressure oil passage that flows and a low-pressure supply unit that controls oil pressure using the oil pressure of the secondary pressure oil passage as a source pressure,
A bypass oil passage communicating with the line pressure oil passage and the secondary pressure oil passage so as to supplementarily supply hydraulic pressure from the line pressure oil passage to the secondary pressure oil passage;
A vehicle hydraulic control device comprising: a flow rate control unit that is controlled to reduce a flow rate of the pressure oil flowing through the bypass oil passage when the oil pump starts to be driven. 前記流量制御手段は、前記オイルポンプが駆動し始めたときに、出力圧を低下させて出力する油圧制御弁と、前記油圧制御弁から出力された圧油が流動しかつ前記バイパス油路に連通した第１油路と、前記第１油路および前記バイパス油路の少なくともいずれか一方の油路の開口径を減少させる絞り弁とを含むことを特徴とする請求項１に記載の車両の油圧制御装置。   The flow rate control means includes: a hydraulic control valve that reduces and outputs an output pressure when the oil pump begins to drive; and the pressure oil output from the hydraulic control valve flows and communicates with the bypass oil passage 2. The vehicle hydraulic pressure according to claim 1, further comprising: a first oil passage, and a throttle valve that reduces an opening diameter of at least one of the first oil passage and the bypass oil passage. Control device. 前記高圧供給部は、油圧が供給されることにより係合して駆動力源と駆動輪とのトルクの伝達を可能にする少なくとも一つの発進クラッチを含み、
前記油圧制御弁は、前記発進クラッチの油圧を制御するクラッチ用油圧制御弁を含み、
前記第１油路は、前記発進クラッチと前記クラッチ用油圧制御弁とに連通した第２油路を含む
ことを特徴とする請求項２に記載の車両の油圧制御装置。 The high pressure supply unit includes at least one starting clutch that is engaged by being supplied with hydraulic pressure and enables transmission of torque between the driving force source and the driving wheel,
The hydraulic control valve includes a clutch hydraulic control valve that controls the hydraulic pressure of the starting clutch,
3. The vehicle hydraulic control device according to claim 2, wherein the first oil passage includes a second oil passage communicating with the starting clutch and the clutch hydraulic control valve. 前記油圧制御弁は、前記第１油路に連通する油路を、油圧が高い第３油路と、前記第３油路よりも油圧が低い第４油路とに切り替えるように構成された切替弁を含むことを特徴とする請求項２または３に記載の車両の油圧制御装置。   The hydraulic control valve is configured to switch an oil passage communicating with the first oil passage to a third oil passage having a higher oil pressure and a fourth oil passage having a lower oil pressure than the third oil passage. 4. The vehicle hydraulic control device according to claim 2, further comprising a valve. 前記ライン圧油路内の油圧が前記セカンダリ圧油路内の油圧よりも低いときに、前記バイパス油路を圧油が流動することを制限する逆止弁を備えていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の車両の油圧制御装置。   A check valve is provided that restricts the flow of pressure oil through the bypass oil passage when the oil pressure in the line pressure oil passage is lower than the oil pressure in the secondary pressure oil passage. Item 5. The vehicle hydraulic control device according to any one of Items 1 to 4.
JP2013109287A 2013-05-23 2013-05-23 Vehicle hydraulic control device Active JP6094381B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013109287A JP6094381B2 (en) 2013-05-23 2013-05-23 Vehicle hydraulic control device

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013109287A JP6094381B2 (en) 2013-05-23 2013-05-23 Vehicle hydraulic control device

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2014228086A true JP2014228086A (en) 2014-12-08
JP6094381B2 JP6094381B2 (en) 2017-03-15

Family

ID=52128125

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2013109287A Active JP6094381B2 (en) 2013-05-23 2013-05-23 Vehicle hydraulic control device

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP6094381B2 (en)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018043056A1 (en) * 2016-08-29 2018-03-08 日産自動車株式会社 Control method and control apparatus for continuously variable transmission
CN109210029A (en) * 2018-11-20 2019-01-15 湖南科技大学 Hydraulic oil path for automobile system
CN109237017A (en) * 2018-11-23 2019-01-18 山东上汽汽车变速器有限公司 A kind of CVT hydraulic control system

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5999164A (en) * 1982-11-30 1984-06-07 Aisin Warner Ltd Hydraulic controller of automatic stepless speed changer for vehicle
JPS59205050A (en) * 1983-05-05 1984-11-20 Aisin Warner Ltd Hydraulic control device in automatic transmission for vehicle
JPH10246317A (en) * 1997-03-07 1998-09-14 Aisin Aw Co Ltd Oil pressure control device for continuously variable transmission
JPH10325458A (en) * 1997-05-27 1998-12-08 Fuji Heavy Ind Ltd Hydraulic control device for continuously variable transmission
JP2010210048A (en) * 2009-03-11 2010-09-24 Toyota Motor Corp Control device for continuously variable transmission for vehicle

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5999164A (en) * 1982-11-30 1984-06-07 Aisin Warner Ltd Hydraulic controller of automatic stepless speed changer for vehicle
JPS59205050A (en) * 1983-05-05 1984-11-20 Aisin Warner Ltd Hydraulic control device in automatic transmission for vehicle
JPH10246317A (en) * 1997-03-07 1998-09-14 Aisin Aw Co Ltd Oil pressure control device for continuously variable transmission
JPH10325458A (en) * 1997-05-27 1998-12-08 Fuji Heavy Ind Ltd Hydraulic control device for continuously variable transmission
JP2010210048A (en) * 2009-03-11 2010-09-24 Toyota Motor Corp Control device for continuously variable transmission for vehicle

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018043056A1 (en) * 2016-08-29 2018-03-08 日産自動車株式会社 Control method and control apparatus for continuously variable transmission
JP2018035814A (en) * 2016-08-29 2018-03-08 日産自動車株式会社 Control method and controller of continuously variable transmission
CN109563922A (en) * 2016-08-29 2019-04-02 日产自动车株式会社 The control method and control device of stepless transmission
US10584789B2 (en) 2016-08-29 2020-03-10 Nissan Motor Co., Ltd. Control method and control device of continuously variable transmission
CN109563922B (en) * 2016-08-29 2020-06-23 日产自动车株式会社 Control method and control device for continuously variable transmission
CN109210029A (en) * 2018-11-20 2019-01-15 湖南科技大学 Hydraulic oil path for automobile system
CN109237017A (en) * 2018-11-23 2019-01-18 山东上汽汽车变速器有限公司 A kind of CVT hydraulic control system
CN109237017B (en) * 2018-11-23 2023-08-18 山东上汽汽车变速器有限公司 CVT hydraulic control system

Also Published As

Publication number Publication date
JP6094381B2 (en) 2017-03-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6107930B2 (en) Vehicle hydraulic control device
WO2013098922A1 (en) Hydraulic control device and vehicle control device
JP6094381B2 (en) Vehicle hydraulic control device
US6503169B2 (en) Apparatus for controlling a power transmission device
JP6405079B2 (en) Hydraulic control circuit
US9109686B2 (en) Hydraulic control device
JP2005155729A (en) Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission
JP6436940B2 (en) Hydraulic circuit of automatic transmission
JP6345756B1 (en) Hydraulic circuit
JP6552365B2 (en) Hydraulic circuit of automatic transmission
JP6436941B2 (en) Hydraulic circuit of automatic transmission
JP5233693B2 (en) Power transmission device and vehicle equipped with the same
US20190390768A1 (en) Hydraulic control device for automatic transmission
JP6377581B2 (en) Hydraulic circuit
JP2014206235A (en) Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission
JP2015197148A (en) Hydraulic control device of driving device for vehicle
JP6356185B2 (en) Hydraulic circuit of automatic transmission
JP6217558B2 (en) Hydraulic control circuit for vehicle power transmission device
JP3212651B2 (en) Hydraulic control circuit of hydraulically operated transmission
JP2018091460A (en) Hydraulic controller of continuously variable transmission for vehicle
JP6639854B2 (en) Automatic transmission hydraulic circuit
JP5971181B2 (en) Vehicle hydraulic control device
JP6236850B2 (en) Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission
JP6594083B2 (en) Hydraulic circuit
JP2019143644A (en) Control device of vehicle

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20150911

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20160628

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20160705

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20160725

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20170117

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20170130

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 6094381

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151