JP2015200369A - hydraulic control device - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device capable of efficiently driving an oil pump.SOLUTION: A hydraulic control device 1 supplies a hydraulic pressure to a supply target portion 3 to which a low hydraulic pressure is supplied and a hydraulically actuated portion 2 to which a high hydraulic pressure is supplied. The hydraulic control device 1 comprises: a large-capacity oil pump Pb having a large capacity; a small-capacity oil pump Ps smaller in capacity than the large-capacity oil pump Pb; a first channel L1 for supplying the hydraulic pressure from the large-capacity oil pump Pb to the small-capacity oil pump Ps; a second channel L2 for supplying the hydraulic pressure from the small-capacity oil pump Ps to the hydraulically actuated portion 2; and a third channel L3 for supplying the hydraulic pressure from the large-capacity oil pump Pb to the hydraulically actuated portion 2 without via the small-capacity oil pump Ps. The small-capacity oil pump Ps further pressurizes the hydraulic pressure supplied to the small-capacity oil pump Ps and supplies the pressurized hydraulic pressure to the hydraulically actuated portion 2.

Description

本発明は、変速機に供給される油圧を制御する油圧制御装置に関する。   The present invention relates to a hydraulic control device that controls the hydraulic pressure supplied to a transmission.
従来、変速機に用いられる油圧制御装置であって、変速機の部品の冷却及び潤滑のように低い油圧を供給する第1オイルポンプと、高い油圧に応じた作動がなされる油圧作動部を作動させるために、高い油圧を供給する第2オイルポンプとを備える油圧制御装置が知られている(例えば、特許文献1参照)。特許文献1の油圧制御装置では、第1オイルポンプは、内燃機関によって駆動されており、第2オイルポンプは、電動機によって駆動されている。   2. Description of the Related Art Conventionally, a hydraulic control device used in a transmission, which operates a first oil pump that supplies low hydraulic pressure such as cooling and lubrication of transmission components, and a hydraulic operation section that operates according to high hydraulic pressure In order to achieve this, a hydraulic control device including a second oil pump that supplies high hydraulic pressure is known (see, for example, Patent Document 1). In the hydraulic control device of Patent Document 1, the first oil pump is driven by an internal combustion engine, and the second oil pump is driven by an electric motor.
この油圧制御装置では、2つのオイルポンプを用途(すなわち、冷却及び潤滑の用途、又は高圧で作動させる用途)によって使い分けているので、内燃機関のオイルポンプの駆動力が低減され、その分、内燃機関から出力する駆動力を小さくしている。   In this hydraulic control device, since the two oil pumps are selectively used depending on the application (ie, cooling and lubrication, or operating at a high pressure), the driving force of the oil pump of the internal combustion engine is reduced, and the internal combustion engine is correspondingly reduced. The driving force output from the engine is reduced.
特開2001−74130号公報JP 2001-74130 A
しかしながら、特許文献1に記載されているような油圧制御装置では、第2オイルポンプは、油圧作動部を作動させるために必要な動力のうち、想定される中で最大の動力を出力可能に構成する必要があり、該第2オイルポンプを駆動させる電動機として比較的大型の電動機を用いる必要がある。このため、電動機に作用する負荷が小さいときにおいても、電動機が大型であることで電気抵抗が大きくなりエネルギ効率が悪い。なお、オイルポンプを駆動するための駆動源として電動機を用いる場合に限らず、他の駆動源を用いる場合においても、第2オイルポンプが大型化することでエネルギ効率が悪くなることは同様である。   However, in the hydraulic control apparatus as described in Patent Document 1, the second oil pump is configured to be able to output the maximum possible power among the powers necessary for operating the hydraulic operation unit. It is necessary to use a relatively large electric motor as the electric motor for driving the second oil pump. For this reason, even when the load acting on the electric motor is small, the electric motor has a large electric resistance due to the large electric motor, resulting in poor energy efficiency. In addition, not only when using an electric motor as a drive source for driving the oil pump, but also when using another drive source, it is the same that the energy efficiency deteriorates as the second oil pump becomes larger. .
本発明は、以上の点に鑑みてなされたものであり、オイルポンプを効率よく駆動できる油圧制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of efficiently driving an oil pump.
本発明は、低い油圧である低油圧が供給される被供給部と、高い油圧である高油圧が供給される油圧作動部とに対し、油圧を供給する油圧制御装置であって、大容量のオイルポンプである大容量オイルポンプと、前記油圧作動部に高油圧を供給し、前記大容量オイルポンプよりも小容量のオイルポンプである小容量オイルポンプと、前記大容量オイルポンプから供給された油圧を、前記小容量オイルポンプに供給する第1流路と、前記小容量オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第2流路と、前記大容量オイルポンプから供給された油圧を前記小容量オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第3流路とを備え、前記小容量オイルポンプは、供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給することを特徴とする。   The present invention is a hydraulic control device that supplies hydraulic pressure to a supplied portion to which a low hydraulic pressure, which is a low hydraulic pressure, is supplied, and a hydraulic operation portion, to which a high hydraulic pressure, which is a high hydraulic pressure, is supplied. A large-capacity oil pump that is an oil pump, a high-pressure hydraulic pressure is supplied to the hydraulic operation unit, and a small-capacity oil pump that is a smaller-capacity oil pump than the large-capacity oil pump, and the large-capacity oil pump. A first flow path for supplying hydraulic pressure to the small-capacity oil pump, a second flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the small-capacity oil pump to the hydraulic actuator, and a large-capacity oil pump. And a third flow path for supplying the hydraulic pressure to the hydraulic operating part without going through the small-capacity oil pump, and the small-capacity oil pump further pressurizes the supplied hydraulic pressure and supplies it to the hydraulic operating part To do And features.
本発明においては、大容量オイルポンプから出力された油圧が小容量オイルポンプに供給される。このため、小容量オイルポンプは、大容量オイルポンプから出力した油圧に対して不足分だけ圧力を増加させるだけで足り、従来と比べて、小容量オイルポンプがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、小容量オイルポンプでのエネルギ消費量を低減できる。   In the present invention, the hydraulic pressure output from the large capacity oil pump is supplied to the small capacity oil pump. For this reason, the small-capacity oil pump only needs to increase the pressure by a deficit relative to the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump, and the pressure that the small-capacity oil pump should apply to the oil is reduced compared to the conventional one. For this reason, the energy consumption in a small capacity oil pump can be reduced.
また、油圧作動部に大流量のオイルを供給する場合などオイルポンプの駆動に際して大きな動力が必要とされる場合においては、小容量オイルポンプを用いずに、大容量オイルポンプから油圧作動部に高油圧を直接供給した方が、小容量オイルポンプを用いる場合に比べて各オイルポンプを駆動するための動力の総和が少なくなる場合がある。   Also, when a large amount of power is required to drive the oil pump, such as when supplying a large amount of oil to the hydraulic actuator, the high-capacity oil pump is not connected to the hydraulic actuator without using a small-capacity oil pump. When the hydraulic pressure is directly supplied, the total sum of power for driving each oil pump may be smaller than when a small capacity oil pump is used.
このような場合においては、小容量オイルポンプの作動を停止し、大容量オイルポンプから出力された油圧を、第3流路を介して油圧作動部に供給することで、小容量オイルポンプに要求される最大出力可能な動力を低減することができる。このため、小容量オイルポンプとして比較的小型な装置を用いることができ、ひいては、小容量オイルポンプを駆動するときのエネルギ効率を向上できる。   In such a case, the operation of the small-capacity oil pump is stopped, and the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump is supplied to the hydraulic operation section via the third flow path, thereby requesting the small-capacity oil pump. The maximum power that can be output can be reduced. For this reason, a relatively small device can be used as the small-capacity oil pump, and as a result, the energy efficiency when driving the small-capacity oil pump can be improved.
本発明においては、変速機は無段変速機であり、前記油圧作動部は、油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ及び出力側プーリであり、前記入力側プーリ及び前記出力側プーリは、その幅が変更されることで変速比を変更可能なベルト式又はチェーン式の無段変速機(所謂フリクションドライブ)に用いられ、前記無段変速機の変速比を変更するときに前記入力側プーリ又は前記出力側プーリから排出されるオイルを、前記小容量オイルポンプに供給する第4流路を備えることが好ましい。   In the present invention, the transmission is a continuously variable transmission, and the hydraulic operation unit is an input-side pulley and an output-side pulley whose width can be changed by supplying hydraulic pressure, and the input-side pulley and the output pulley The side pulley is used for a belt-type or chain-type continuously variable transmission (so-called friction drive) whose speed ratio can be changed by changing its width, and when changing the speed ratio of the continuously variable transmission. It is preferable that a fourth flow path for supplying oil discharged from the input pulley or the output pulley to the small-capacity oil pump is provided.
この構成によれば、入力側プーリ又は出力側プーリから排出されるオイルは、ある程度の圧力が加えられたオイルとなっている。従って、小容量オイルポンプは、不足分の圧力を補うように作動するだけで済み、小容量オイルポンプにおけるエネルギ消費量を小さくすることができる。   According to this configuration, the oil discharged from the input side pulley or the output side pulley is oil to which a certain amount of pressure is applied. Therefore, the small-capacity oil pump only needs to operate to compensate for the insufficient pressure, and the energy consumption in the small-capacity oil pump can be reduced.
本発明においては、前記第4流路から前記小容量オイルポンプに供給されるオイルの圧力は、前記入力側プーリに供給される油圧、及び前記出力側プーリへ供給される油圧のうち低い方の油圧以下になっているように構成することができる。   In the present invention, the pressure of the oil supplied from the fourth flow path to the small-capacity oil pump is the lower of the hydraulic pressure supplied to the input-side pulley and the hydraulic pressure supplied to the output-side pulley. It can be configured to be less than the hydraulic pressure.
本発明においては、前記第4流路の前記小容量オイルポンプ側の端部が、前記第1流路に連結される連結箇所には、前記第1流路の油圧と前記第4流路の油圧とのうち大きい方の油圧が、前記第1流路において前記連結箇所よりも前記小容量オイルポンプ側に供給されるように切り替える切替部が設けられていることが好ましい。   In the present invention, the end of the fourth flow path on the small-capacity oil pump side is connected to the first flow path at the connecting portion where the hydraulic pressure of the first flow path and the fourth flow path are connected. It is preferable that a switching unit is provided for switching so that the larger hydraulic pressure among the hydraulic pressures is supplied to the small-capacity oil pump side with respect to the connection location in the first flow path.
この構成によれば、大容量オイルポンプから出力される油圧と、入力側プーリ又は出力側プーリから排出される油圧とのうち、高い方の油圧が選択的に小容量オイルポンプに供給されるので、小容量オイルポンプがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、小容量オイルポンプを駆動させるときのエネルギ消費量を低減できる。   According to this configuration, the higher one of the hydraulic pressure output from the large capacity oil pump and the hydraulic pressure discharged from the input side pulley or the output side pulley is selectively supplied to the small capacity oil pump. The pressure that the small capacity oil pump should apply to the oil is reduced. For this reason, energy consumption when driving a small capacity | capacitance oil pump can be reduced.
本発明において、加圧されたオイルを貯蔵するオイル貯蔵部を備え、前記オイル貯蔵部は、前記各流路及び前記各オイルポンプによって構成される油圧回路を流れるオイルが該油圧回路の外部に漏出する流量であるリーク流量に応じた流量のオイルを、該油圧回路内に補填することが好ましい。   In the present invention, an oil storage unit for storing pressurized oil is provided, and the oil storage unit leaks oil flowing through a hydraulic circuit constituted by the flow paths and the oil pumps to the outside of the hydraulic circuit. It is preferable to supplement the hydraulic circuit with oil having a flow rate corresponding to the leak flow rate.
この構成によれば、リーク流量分のオイルとして、オイル貯蔵部から圧力が加えられたオイルを補填できるので、リーク流量分のオイルを、圧力が加えられていない状態のオイルを加圧して補填する場合に比べて、小容量オイルポンプを駆動するときのエネルギ消費量を低減できる。   According to this configuration, oil that has been pressurized from the oil storage unit can be supplemented as the oil for the leak flow rate, and therefore, the oil for the leak flow rate is compensated by pressurizing oil that has not been pressurized. Compared to the case, the energy consumption when driving the small-capacity oil pump can be reduced.
本発明においては、前記大容量オイルポンプは、内燃機関によって駆動され、前記小容量オイルポンプは、電動機により駆動されるように構成することができる。この構成によれば、大容量オイルポンプから吐出されたオイルが小容量オイルポンプに供給されるので、小容量オイルポンプの駆動に際して比較的小型な電動機を用いることができ電動機のエネルギ効率を向上させることができる。   In the present invention, the large-capacity oil pump can be driven by an internal combustion engine, and the small-capacity oil pump can be driven by an electric motor. According to this configuration, since the oil discharged from the large capacity oil pump is supplied to the small capacity oil pump, a relatively small electric motor can be used for driving the small capacity oil pump, and the energy efficiency of the electric motor is improved. be able to.
本発明においては、前記大容量オイルポンプ及び前記小容量オイルポンプは、内燃機関によって駆動され、前記小容量オイルポンプは、供給するオイルの流量が可変に構成されているように構成することができる。   In the present invention, the large-capacity oil pump and the small-capacity oil pump are driven by an internal combustion engine, and the small-capacity oil pump can be configured such that the flow rate of oil to be supplied is variable. .
本発明の実施形態の油圧制御装置の概要を示す図であり、図1Aは、大容量オイルポンプ及び小容量オイルポンプのいずれも駆動する場合を示す図であり、図1Bは、大容量オイルポンプのみを駆動させる場合を示す図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a figure which shows the outline | summary of the hydraulic control apparatus of embodiment of this invention, FIG. 1A is a figure which shows the case where both a large capacity oil pump and a small capacity oil pump drive, FIG. 1B is a large capacity oil pump The figure which shows the case where only is driven. 本実施形態の油圧制御装置の流量と仕事率とについて説明する図。The figure explaining the flow volume and power of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本実施形態の油圧制御装置の油圧回路について示す図。The figure shown about the hydraulic circuit of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本実施形態の油圧制御装置のクルーズ時における油圧回路の作動を示す図。The figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of the cruise of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本実施形態の油圧制御装置の通常変速時における油圧回路の作動を示す図。The figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of the normal transmission of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本実施形態の油圧制御装置の急変速時における油圧回路の作動を示す図。The figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of sudden shift of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本実施形態の油圧制御装置のアイドリングストップ時における油圧回路の作動を示す図。The figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of idling stop of the hydraulic control apparatus of this embodiment. 本発明の他の実施形態の油圧制御装置を示す説明図。Explanatory drawing which shows the hydraulic control apparatus of other embodiment of this invention.
(1.油圧制御装置の概要)
図1Aを参照して、本発明の実施形態の油圧制御装置1の概要について説明する。
(1. Outline of hydraulic control device)
With reference to FIG. 1A, the outline | summary of the hydraulic control apparatus 1 of embodiment of this invention is demonstrated.
油圧制御装置1には、比較的高い油圧(高油圧)を供給すべき油圧作動部2(高圧系)へ油圧を供給すると共に、比較的低い油圧(低油圧)が供給されれば十分な被供給部3(低圧系。例えば、オイルによる潤滑又は冷却が必要な作動部材、又は低圧で作動するトルクコンバータのロックアップクラッチ)へ油圧を供給する油圧回路が構成される。油圧制御装置1は、大容量オイルポンプPbと、小容量オイルポンプPsとを備える。   The hydraulic control device 1 is supplied with a hydraulic pressure to the hydraulic operating unit 2 (high pressure system) to which a relatively high hydraulic pressure (high hydraulic pressure) is to be supplied, and is sufficiently supplied with a relatively low hydraulic pressure (low hydraulic pressure). A hydraulic circuit that supplies hydraulic pressure to the supply unit 3 (low pressure system, for example, an operating member that requires lubrication or cooling with oil, or a lock-up clutch of a torque converter that operates at low pressure) is configured. The hydraulic control device 1 includes a large capacity oil pump Pb and a small capacity oil pump Ps.
大容量オイルポンプPbは、オイルタンク(図示省略)のオイルを汲み上げて圧力を加えることで、低油圧を低圧系の被供給部3に出力すると共に、油圧作動部2にも油圧を出力するオイルポンプである。小容量オイルポンプPsは、大容量オイルポンプPbの容量よりも小容量のオイルポンプである。小容量オイルポンプPsは、油圧作動部2を作動させる油圧を出力する。また、小容量オイルポンプPsは、供給された油圧を更に加圧して油圧作動部2に供給する。   The large-capacity oil pump Pb pumps oil from an oil tank (not shown) and applies pressure to output low oil pressure to the low-pressure supply part 3 and oil pressure to the hydraulic operation part 2 as well. It is a pump. The small capacity oil pump Ps is an oil pump having a capacity smaller than that of the large capacity oil pump Pb. The small-capacity oil pump Ps outputs a hydraulic pressure that operates the hydraulic operation unit 2. In addition, the small-capacity oil pump Ps further pressurizes the supplied hydraulic pressure and supplies it to the hydraulic operation unit 2.
油圧制御装置1は、オイルが流れる流路のうち主な流路として、第1流路L1、第2流路L2、及び第3流路L3を備える。第1流路L1は、大容量オイルポンプPbと小容量オイルポンプPsとを接続する。第2流路L2は、小容量オイルポンプPsと油圧作動部2とを接続する。第3流路L3は、小容量オイルポンプPsを介さずに、大容量オイルポンプPbと油圧作動部2とを接続する流路である。被供給部3は、常に大容量オイルポンプPbと接続された流路を持つ。   The hydraulic control device 1 includes a first flow path L1, a second flow path L2, and a third flow path L3 as main flow paths among the flow paths through which oil flows. The first flow path L1 connects the large capacity oil pump Pb and the small capacity oil pump Ps. The second flow path L2 connects the small capacity oil pump Ps and the hydraulic operation unit 2. The third flow path L3 is a flow path that connects the large-capacity oil pump Pb and the hydraulic operation unit 2 without using the small-capacity oil pump Ps. The supplied part 3 always has a flow path connected to the large-capacity oil pump Pb.
以上のように構成されることで、大容量オイルポンプPbから出力された油圧が小容量オイルポンプPsに供給される。このため、小容量オイルポンプPsがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、小容量オイルポンプPsを駆動するときのエネルギ消費量を低減できる。   With the configuration described above, the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump Pb is supplied to the small-capacity oil pump Ps. For this reason, the pressure that the small-capacity oil pump Ps should apply to the oil decreases. For this reason, energy consumption when driving the small capacity oil pump Ps can be reduced.
詳細には、小容量オイルポンプPsを駆動するために必要なトルクτ(Nm)は、
τ=ΔP・V/2π ・・・(1)
で与えられる。
Specifically, the torque τ (Nm) required to drive the small capacity oil pump Ps is
τ = ΔP · V / 2π (1)
Given in.
ここで、ΔP(MPa)は小容量オイルポンプPsが加圧する分の圧力、V(cc/rev)は小容量オイルポンプPsの理論上の押しのけ容積(ポンプ一回転当たりの吐出量)である。また、πは、円周率である。   Here, ΔP (MPa) is the pressure that the small-capacity oil pump Ps pressurizes, and V (cc / rev) is the theoretical displacement volume (discharge amount per pump rotation) of the small-capacity oil pump Ps. Further, π is the circumference ratio.
ここで、大容量オイルポンプPbで加圧された油圧をP_pbで表し、油圧作動部2に供給すべき油圧をP_lineで表すと、小容量オイルポンプPsを駆動するために必要なトルクτは、「(P_line−P_pb)・V/2π」となる。すなわち、小容量オイルポンプPsが直接オイルタンクから汲み上げたオイルを高油圧に加圧する場合に比べて、小容量オイルポンプPsを駆動するトルクτを、「P_pb・V/2π」だけ低減できる。従って、小容量オイルポンプPsを駆動するときのエネルギ消費量を低減できる。   Here, when the hydraulic pressure pressurized by the large-capacity oil pump Pb is represented by P_pb and the hydraulic pressure to be supplied to the hydraulic operation unit 2 is represented by P_line, the torque τ required to drive the small-capacity oil pump Ps is: “(P_line−P_pb) · V / 2π”. That is, the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps can be reduced by “P_pb · V / 2π” as compared with the case where the small-capacity oil pump Ps directly pressurizes the oil pumped up from the oil tank to a high hydraulic pressure. Therefore, the energy consumption when driving the small capacity oil pump Ps can be reduced.
ここで、例えば、1つのオイルポンプのみを用いて、高圧系の油圧作動部及び低圧系の被供給部の双方に適切な油圧を供給するように構成する場合においては、油圧作動部に供給すべき油圧の最大値と、油圧作動部及び被供給部に供給すべきオイルの流量の最大量とを供給可能にオイルポンプ及びその駆動源を構成する必要がある。   Here, for example, in a case where only one oil pump is used and appropriate hydraulic pressure is supplied to both the high-pressure system hydraulic operation unit and the low-pressure system supply unit, the oil pressure is supplied to the hydraulic operation unit. It is necessary to configure the oil pump and its drive source so as to be able to supply the maximum value of the hydraulic pressure and the maximum amount of the flow rate of the oil to be supplied to the hydraulic operation part and the supplied part.
しかしながら、一般に、高圧系の油圧作動部は、その作動のために、高い油圧が必要とされるが、供給されるオイルの流量は少なくてもよい場合が多い。一方、低圧系の被供給部は、その潤滑又は冷却のためには、オイルを大流量で供給する必要がある場合がある。このとき、オイルポンプが1つだけである場合、低圧系の被供給部にも高油圧で大流量を供給するので、余剰な仕事をすることになり、オイルポンプのエネルギ消費量が大きくなる。   However, in general, a high-pressure hydraulic operation unit requires high oil pressure for its operation, but the flow rate of supplied oil may be small in many cases. On the other hand, there are cases where the low-pressure supply part needs to supply oil at a large flow rate for lubrication or cooling. At this time, when there is only one oil pump, a large flow rate is supplied to the low-pressure supply part at a high hydraulic pressure, so that excessive work is performed and the energy consumption of the oil pump increases.
一方、本実施形態のように大容量と小容量の2つのオイルポンプPb,Psを用いることで、低圧系の被供給部3に油圧を供給する場合には、小容量オイルポンプPsを用いずに、大容量オイルポンプPbがオイルタンクから汲み上げたオイルを低油圧となるように加圧すれば、低油圧で大流量のオイルを供給できる。このとき、大容量オイルポンプPbは、オイルを高油圧にする必要がないので、エネルギ消費量を小さくできる。   On the other hand, by using two oil pumps Pb and Ps having a large capacity and a small capacity as in the present embodiment, when the hydraulic pressure is supplied to the low-pressure supply part 3, the small capacity oil pump Ps is not used. In addition, if the large-capacity oil pump Pb pressurizes the oil pumped up from the oil tank so as to have a low hydraulic pressure, a large amount of oil can be supplied at a low hydraulic pressure. At this time, the large-capacity oil pump Pb does not require the oil to have a high hydraulic pressure, so that the energy consumption can be reduced.
また、高圧系の油圧作動部2に油圧を供給する場合には、大容量オイルポンプPbがオイルタンクから汲み上げたオイルを低油圧となるように加圧した後、小容量オイルポンプPsで更に加圧することで、高油圧を供給できる。このとき、更に加圧するときの小容量オイルポンプPsを駆動する電動機MOTは、比較的小型に構成できるので、電動機MOTのエネルギ効率を向上させることができる。   Also, when supplying hydraulic pressure to the high-pressure hydraulic operating section 2, the large-capacity oil pump Pb pressurizes the oil pumped up from the oil tank to a low hydraulic pressure, and then further increases with the small-capacity oil pump Ps. High hydraulic pressure can be supplied by pressing. At this time, the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps for further pressurization can be configured to be relatively small, so that the energy efficiency of the electric motor MOT can be improved.
(1−1.流量と仕事率との関係)
図2を参照して、油圧作動部2に供給するオイルの流量(以下、「高圧流量」という。横軸)Lと油圧制御装置1の仕事率Pw(縦軸)について説明する。図2は、大容量オイルポンプPbのみを駆動したときの、供給する高圧流量Lの変化に対する、油圧制御装置1の仕事率(以下、「1ポンプ仕事率」という)Pwbの変化と、大容量オイルポンプPb及び小容量オイルポンプPsの両ポンプを駆動したときの、供給する高圧流量の変化に対する、油圧制御装置1の仕事率(以下、「2ポンプ仕事率」という)Pwsの変化とを示している。
(1-1. Relationship between flow rate and work rate)
With reference to FIG. 2, the flow rate of oil supplied to the hydraulic operation unit 2 (hereinafter referred to as “high pressure flow rate”, the horizontal axis) L and the power Pw (vertical axis) of the hydraulic control device 1 will be described. FIG. 2 shows the change in the work rate (hereinafter referred to as “1 pump work rate”) Pwb of the hydraulic control device 1 with respect to the change in the supplied high pressure flow rate L when only the large capacity oil pump Pb is driven, and the large capacity. It shows the change in the work rate of the hydraulic control device 1 (hereinafter referred to as “2 pump work rate”) Pws with respect to the change in the supplied high pressure flow rate when both the oil pump Pb and the small capacity oil pump Ps are driven. ing.
大容量オイルポンプPbおよび小容量オイルポンプPsを駆動する場合においては、大容量オイルポンプPbは被供給部3及び小容量オイルポンプPsに低油圧を供給し、小容量オイルポンプPsは大容量オイルポンプPbから供給されたオイルを更に加圧することで油圧作動部2に高油圧を供給する。   When driving the large-capacity oil pump Pb and the small-capacity oil pump Ps, the large-capacity oil pump Pb supplies a low hydraulic pressure to the supplied part 3 and the small-capacity oil pump Ps, and the small-capacity oil pump Ps High oil pressure is supplied to the hydraulic operation unit 2 by further pressurizing the oil supplied from the pump Pb.
高圧流量Lが所定流量αのときには、1ポンプ仕事率Pwbと2ポンプ仕事率Pwsとが等しい。また、高圧流量Lが所定流量αより少ないときには、1ポンプ仕事率Pwbよりも2ポンプ仕事率Pwsの方が小さい。これは、流量が小さいときに、大容量オイルポンプPbのみで高圧系の油圧作動部2と低圧系の被供給部3の双方に供給する場合には、低圧系の被供給部3にも高圧で大流量を供給するので、余剰な仕事をすることになり、エネルギ消費量が大きくなるからである。   When the high pressure flow rate L is the predetermined flow rate α, the 1 pump work rate Pwb and the 2 pump work rate Pws are equal. When the high pressure flow rate L is smaller than the predetermined flow rate α, the 2 pump work rate Pws is smaller than the 1 pump work rate Pwb. This is because, when the flow rate is small, when supplying only to the high-pressure hydraulic operating unit 2 and the low-pressure supplied unit 3 with only the large-capacity oil pump Pb, the low-pressure supplied unit 3 is also high-pressure. This is because a large flow rate is supplied at a high rate, so that excessive work is performed and energy consumption is increased.
また、高圧流量Lが所定流量αより多いとき(例えば、急変速のためにプーリの幅を瞬時に変更する必要があり、油圧作動部2に供給する流量が大きく増加するとき)には、2ポンプ仕事率Pwsよりも1ポンプ仕事率Pwbの方が小さい。これは、小容量オイルポンプPsが大流量のオイルを供給しようとすることで、小容量オイルポンプPs及びそれを駆動する電動機MOTに大きな負荷が作用し、電動機MOTの電力損失が大きくなるからである。   Further, when the high-pressure flow rate L is larger than the predetermined flow rate α (for example, when the width of the pulley needs to be changed instantaneously for sudden gear shifting and the flow rate supplied to the hydraulic operation unit 2 increases greatly), 2 One pump power Pwb is smaller than pump power Pws. This is because when the small-capacity oil pump Ps tries to supply a large amount of oil, a large load acts on the small-capacity oil pump Ps and the motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps, and the power loss of the motor MOT increases. is there.
そこで、本実施形態の油圧制御装置1においては、高圧流量Lが所定流量αよりも少ないときには、図1Aに示されるように、内燃機関ENGの駆動力を利用して作動する大容量オイルポンプPbから供給された低圧のオイルが、第1流路L1を介して、電動機MOTによって作動する小容量オイルポンプPsにより高圧に加圧される。そして、小容量オイルポンプPsで高圧に加圧されたオイルは、第2流路L2を介して油圧作動部2に供給される。   Therefore, in the hydraulic control device 1 of the present embodiment, when the high-pressure flow rate L is smaller than the predetermined flow rate α, as shown in FIG. 1A, the large-capacity oil pump Pb that operates using the driving force of the internal combustion engine ENG. The low-pressure oil supplied from is pressurized to a high pressure by the small-capacity oil pump Ps operated by the electric motor MOT via the first flow path L1. The oil pressurized to a high pressure by the small-capacity oil pump Ps is supplied to the hydraulic operation unit 2 via the second flow path L2.
また、油圧制御装置1は、高圧流量Lが所定流量αよりも多いときには、図1Bに示されるように、電動機MOTによる小容量オイルポンプPsの作動を停止して、大容量オイルポンプPbのみでオイルを高圧に加圧して、第3流路L3を介して油圧作動部2に油圧を供給する。   Further, when the high pressure flow rate L is higher than the predetermined flow rate α, the hydraulic control device 1 stops the operation of the small capacity oil pump Ps by the electric motor MOT as shown in FIG. 1B, and only the large capacity oil pump Pb is used. The oil is pressurized to a high pressure, and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic operation unit 2 via the third flow path L3.
このように、高圧流量Lに応じて小容量オイルポンプPsの作動又は停止を選択することで、油圧制御装置1全体のエネルギ消費量を最適化することができる。更には、小容量オイルポンプPsが供給可能な最大の高圧流量Lが、少なくとも所定流量α以下となるように小容量オイルポンプPs及びそれを駆動する電動機MOTを構成することができる。このとき、小容量オイルポンプPs及びそれを駆動する電動機MOTは、比較的小型に構成できるので、エネルギ消費量を小さくできる。このように、エネルギ効率の良い油圧制御装置を提供できる。   Thus, by selecting the operation or stop of the small-capacity oil pump Ps according to the high pressure flow rate L, the energy consumption of the entire hydraulic control device 1 can be optimized. Furthermore, the small-capacity oil pump Ps and the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps can be configured so that the maximum high-pressure flow rate L that can be supplied by the small-capacity oil pump Ps is at least a predetermined flow rate α or less. At this time, the small-capacity oil pump Ps and the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps can be configured to be relatively small, so that energy consumption can be reduced. Thus, an energy efficient hydraulic control device can be provided.
(2.油圧制御装置の詳細な構成)
次に、図3を参照して、図1を参照して説明した油圧制御装置1の詳細な構成について説明する。
(2. Detailed configuration of hydraulic control device)
Next, a detailed configuration of the hydraulic control device 1 described with reference to FIG. 1 will be described with reference to FIG.
本実施形態の油圧制御装置1は、所謂ベルト式又はチェーン式の無段変速機T(所謂フリクションドライブ)に用いられる。   The hydraulic control device 1 according to this embodiment is used for a so-called belt-type or chain-type continuously variable transmission T (so-called friction drive).
無段変速機Tは、一対の入力側プーリDvと、一対の出力側プーリDrと、入力側プーリDvと出力側プーリDrとの間で動力を伝達可能なベルト又はチェーン(図示省略)とを備える。   The continuously variable transmission T includes a pair of input-side pulleys Dv, a pair of output-side pulleys Dr, and a belt or chain (not shown) that can transmit power between the input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr. Prepare.
一対の入力側プーリDvは、無段変速機Tの入力軸(図示省略)に沿って移動自在のプーリ(可動側のプーリ)と、固定されているプーリ(固定側のプーリ)とから成る。オイルの供給に応じて、入力側プーリDvの可動側のプーリの側圧が変化し、入力側プーリDvの入力軸の軸線方向の幅が変化する。このように、供給されるオイルが調整されることで、一対の入力側プーリDv間のベルトの挟圧力が調整される。   The pair of input side pulleys Dv includes a pulley (movable pulley) movable along an input shaft (not shown) of the continuously variable transmission T and a fixed pulley (fixed pulley). In accordance with the supply of oil, the side pressure of the movable pulley of the input pulley Dv changes, and the width of the input shaft of the input pulley Dv in the axial direction changes. In this way, by adjusting the supplied oil, the clamping force of the belt between the pair of input side pulleys Dv is adjusted.
一対の出力側プーリDrは、無段変速機Tの出力軸(図示省略)に沿って移動自在のプーリ(可動側のプーリ)と、固定されているプーリ(固定側のプーリ)とから成る。オイルの供給に応じて、出力側プーリDrの可動側のプーリの側圧が変化し、出力側プーリDrの出力軸の軸線方向の幅が変化する。このように、供給されるオイルが調整されることで、一対の出力側プーリDr間のベルトの挟圧力が調整される。   The pair of output-side pulleys Dr comprises a pulley (movable pulley) that is movable along an output shaft (not shown) of the continuously variable transmission T and a fixed pulley (fixed-side pulley). In accordance with the supply of oil, the lateral pressure of the movable pulley of the output pulley Dr changes, and the axial width of the output shaft of the output pulley Dr changes. In this way, by adjusting the supplied oil, the clamping force of the belt between the pair of output-side pulleys Dr is adjusted.
ここで、入力側プーリDv及び出力側プーリDrにおいて、側圧とは、入力軸及び出力軸の軸方向に沿って、可動側の入力側プーリDv及び出力側プーリDrを、固定側の入力側プーリDv及び出力側プーリDrの方へ押圧する圧力をいう。側圧が増大して、挟圧力が増大するほど、入力側プーリDv又は出力側プーリDrにおけるベルトの掛け回し半径は増大する。無段変速機Tの変速比は、入力側プーリDv及び出力側プーリDrに供給する油圧の制御(すなわち、側圧又は挟圧力の制御)により制御される。   Here, in the input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr, the side pressure refers to the movable-side input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr along the axial direction of the input shaft and the output shaft. It refers to the pressure pressing toward Dv and the output-side pulley Dr. As the side pressure increases and the pinching pressure increases, the wrapping radius of the belt at the input pulley Dv or the output pulley Dr increases. The transmission ratio of the continuously variable transmission T is controlled by control of the hydraulic pressure supplied to the input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr (that is, control of side pressure or clamping pressure).
図1に示される油圧作動部2が、図3に示される入力側プーリDv、出力側プーリDr及び高油圧で作動するクラッチC(後述。例えば前後進切替機構の前後進クラッチ、又は発進クラッチ。)に相当する。また、この場合において、「高圧流量Lが所定流量αより多いとき」とは、例えば、無段変速機Tの変速比を急激に変更するとき(以下、「急変速時」という)である。   1 is operated by an input side pulley Dv, an output side pulley Dr and a high oil pressure shown in FIG. 3 (described later. For example, a forward / reverse clutch or a start clutch of a forward / reverse switching mechanism). ). Further, in this case, “when the high-pressure flow rate L is greater than the predetermined flow rate α” is, for example, when the gear ratio of the continuously variable transmission T is suddenly changed (hereinafter referred to as “at the time of sudden shift”).
図3を参照して、油圧制御装置1は、第1〜第8の8つの油圧調整弁11〜18と、第1〜第11の11つの油路R1〜R11と、切替部61と、方向制御弁21とを備える。   Referring to FIG. 3, the hydraulic control device 1 includes first to eighth eight hydraulic pressure adjusting valves 11 to 18, first to eleventh oil paths R <b> 1 to R <b> 11, a switching unit 61, and directions. And a control valve 21.
第1圧力制御弁11は、パイロット作動形式の圧力制御弁であり、外部から供給されるパイロット圧を変更することで任意に油圧の変更が可能な圧力制御弁である。第3〜第5の3つの圧力制御弁13〜15は、リニアソレノイドに供給する電流に応じて任意に油圧の変更が可能な圧力制御弁である。また、第3〜第5の3つの圧力制御弁13〜15は、リニアソレノイドに電力が供給されていない状態で一次側ポート(図示省略)と二次側ポート(図示省略)とを連通する所謂ノーマルオープンタイプの弁として構成されている。第6〜第8の3つの圧力制御弁16〜18は、パイロット作動形式の圧力制御弁である。   The first pressure control valve 11 is a pilot-actuated pressure control valve, and is a pressure control valve capable of arbitrarily changing the hydraulic pressure by changing the pilot pressure supplied from the outside. The third to fifth three pressure control valves 13 to 15 are pressure control valves capable of arbitrarily changing the hydraulic pressure according to the current supplied to the linear solenoid. The third to fifth three pressure control valves 13 to 15 are so-called communication between a primary side port (not shown) and a secondary side port (not shown) in a state where electric power is not supplied to the linear solenoid. It is configured as a normally open type valve. The sixth to eighth three pressure control valves 16 to 18 are pilot operation type pressure control valves.
切替部61は、高圧優先形シャトル弁である。詳細には、切替部61は、2つの一次側ポート61a,61bと、1つの二次側ポート61cとを有する。切替部61は、2つの一次側ポート61a,61bのうち、入力された油圧が高い方の一次側ポート(61a,61bのうち入力された油圧が高い方)と二次側ポート61cとを連通させる。これにより、切替部61は、2つの一次側ポート61a,61bに入力された油圧のうち圧力が高い方の油圧を、二次側ポート61cから出力する。   The switching unit 61 is a high pressure priority type shuttle valve. Specifically, the switching unit 61 includes two primary ports 61a and 61b and one secondary port 61c. Of the two primary ports 61a and 61b, the switching unit 61 communicates the primary port having the higher input hydraulic pressure (the higher input hydraulic pressure of 61a and 61b) and the secondary port 61c. Let As a result, the switching unit 61 outputs the higher hydraulic pressure of the hydraulic pressures input to the two primary ports 61a and 61b from the secondary port 61c.
方向制御弁21は、第1ポート21a、第2ポート21b及び第3ポート21cを有する。また、方向制御弁21には、パイロット圧として油圧が供給される第4ポート21d、第5ポート21eを有する。方向制御弁21は、第4ポート21d、第5ポート21eに入力される油圧に応じて、第1ポート21a、第2ポート21bと第3ポート21cとの連通を切り替える。   The direction control valve 21 has a first port 21a, a second port 21b, and a third port 21c. The direction control valve 21 has a fourth port 21d and a fifth port 21e to which hydraulic pressure is supplied as pilot pressure. The direction control valve 21 switches communication between the first port 21a, the second port 21b, and the third port 21c according to the hydraulic pressure input to the fourth port 21d and the fifth port 21e.
詳細には、方向制御弁21は、第4ポート21dに入力された油圧が、第5ポート21eに入力された油圧よりも高い場合には、第2ポート21bと第3ポート21cとを連通させ、第1ポート21aと第3ポート21cとの連通を解除する。   Specifically, the direction control valve 21 causes the second port 21b and the third port 21c to communicate with each other when the hydraulic pressure input to the fourth port 21d is higher than the hydraulic pressure input to the fifth port 21e. The communication between the first port 21a and the third port 21c is released.
また、方向制御弁21は、第5ポート21eに入力された油圧が、第4ポート21dに入力された油圧よりも高い場合には、第1ポート21aと第3ポート21cとを連通し、第2ポート21bと第3ポート21cとの連通を解除する。また、方向制御弁21は、第4ポート21dの油圧と第5ポート21eの油圧とが同じ場合には、第1ポート21a及び第2ポート21bと第3ポート21cとを連通する。   The direction control valve 21 communicates the first port 21a and the third port 21c when the hydraulic pressure input to the fifth port 21e is higher than the hydraulic pressure input to the fourth port 21d, The communication between the 2 port 21b and the third port 21c is released. Further, the direction control valve 21 communicates the first port 21a and the second port 21b with the third port 21c when the hydraulic pressure of the fourth port 21d and the hydraulic pressure of the fifth port 21e are the same.
内燃機関ENGによって駆動される大容量オイルポンプPbから第1油路R1に供給される油圧は、第1圧力制御弁11によって調圧されている。第1油路R1に供給される油圧が、第1圧力制御弁11のパイロット圧に応じた所定の圧力よりも高くなった場合、第1圧力制御弁11は、余剰量のオイルを被供給部3へ排出し、第1油路R1の油圧を所定の圧力に維持する。第1圧力制御弁11から排出されたオイルは、油圧制御装置1が搭載された車両の各種部材(低圧系)の潤滑又は冷却等に用いられ、オイルタンクへ戻る。第1圧力制御弁11のパイロット圧は、第3圧力制御弁13から供給される。   The hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump Pb driven by the internal combustion engine ENG to the first oil passage R1 is regulated by the first pressure control valve 11. When the hydraulic pressure supplied to the first oil passage R1 becomes higher than a predetermined pressure corresponding to the pilot pressure of the first pressure control valve 11, the first pressure control valve 11 supplies an excess amount of oil to the supplied part. 3 and the hydraulic pressure of the first oil passage R1 is maintained at a predetermined pressure. The oil discharged from the first pressure control valve 11 is used for lubrication or cooling of various members (low pressure system) of the vehicle on which the hydraulic control device 1 is mounted, and returns to the oil tank. The pilot pressure of the first pressure control valve 11 is supplied from the third pressure control valve 13.
第1油路R1は、切替部61の一次側ポートの一方のポート61aに接続される。切替部61の二次側ポート61cには、第2油路R2が接続される。また、第2油路R2は、第3油路R3と第4油路R4とに分岐している。第3油路R3は、小容量オイルポンプPs(電動機MOTによって駆動されるオイルポンプ)に連結される。   The first oil passage R <b> 1 is connected to one port 61 a of the primary side port of the switching unit 61. A second oil passage R2 is connected to the secondary port 61c of the switching unit 61. Further, the second oil passage R2 is branched into a third oil passage R3 and a fourth oil passage R4. The third oil passage R3 is connected to a small-capacity oil pump Ps (an oil pump driven by the electric motor MOT).
小容量オイルポンプPsは、第3油路R3から供給された油圧を更に加圧して第5油路R5に出力する。また、小容量オイルポンプPsは、第2逆止弁42を介して、オイルタンクから汲み上げたオイルを加圧して、第5油路R5に出力することも可能に構成されている。   The small-capacity oil pump Ps further pressurizes the hydraulic pressure supplied from the third oil passage R3 and outputs it to the fifth oil passage R5. The small-capacity oil pump Ps is configured to pressurize the oil pumped from the oil tank via the second check valve 42 and output it to the fifth oil path R5.
第4油路R4の途中には、第1逆止弁41が設けられている。第4油路R4は、第5油路R5に連結される。第1逆止弁41は、第4油路R4と第2油路R2との連結点から第4油路R4と第5油路R5との連結点の方向にオイルが流れることを許容し、当該方向とは逆方向にオイルが流れることを阻止するように設けられている。   A first check valve 41 is provided in the middle of the fourth oil passage R4. The fourth oil passage R4 is connected to the fifth oil passage R5. The first check valve 41 allows oil to flow from the connection point between the fourth oil passage R4 and the second oil passage R2 to the connection point between the fourth oil passage R4 and the fifth oil passage R5. It is provided to prevent the oil from flowing in the direction opposite to the direction.
第4油路R4と第5油路R5は、第6油路R6及び第7油路R7に連結している。また、油圧計Dが、第4油路R4と第5油路R5との連結部分の油圧を測定できるように設けられている。   The fourth oil passage R4 and the fifth oil passage R5 are connected to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7. Moreover, the oil pressure gauge D is provided so that the oil pressure of the connection part of 4th oil path R4 and 5th oil path R5 can be measured.
第6油路R6は、第2圧力制御弁12に連結されている。第2圧力制御弁12は、第6油路R6から供給された油圧を所定の圧力となるように減圧する。第2圧力制御弁12は、減圧した油圧を、第3圧力制御弁13、第4圧力制御弁14、第5圧力制御弁15、及び車両に搭載されたクラッチCの各々に供給する。   The sixth oil passage R <b> 6 is connected to the second pressure control valve 12. The second pressure control valve 12 reduces the hydraulic pressure supplied from the sixth oil passage R6 to a predetermined pressure. The second pressure control valve 12 supplies the reduced hydraulic pressure to each of the third pressure control valve 13, the fourth pressure control valve 14, the fifth pressure control valve 15, and the clutch C mounted on the vehicle.
第3圧力制御弁13は、供給された油圧を第1圧力制御弁11のパイロット圧となるように減圧して、第1圧力制御弁11に出力する。第4圧力制御弁14は、供給された油圧を第6圧力制御弁16のパイロット圧となるように減圧して、第6圧力制御弁16に出力する。第5圧力制御弁15は、供給された油圧を第7圧力制御弁17のパイロット圧となるように減圧して、第7圧力制御弁17に出力する。   The third pressure control valve 13 reduces the supplied hydraulic pressure so as to be the pilot pressure of the first pressure control valve 11 and outputs the reduced pressure to the first pressure control valve 11. The fourth pressure control valve 14 reduces the supplied hydraulic pressure so as to be the pilot pressure of the sixth pressure control valve 16, and outputs it to the sixth pressure control valve 16. The fifth pressure control valve 15 reduces the supplied hydraulic pressure so as to become the pilot pressure of the seventh pressure control valve 17 and outputs the reduced pressure to the seventh pressure control valve 17.
第7油路R7は、第6圧力制御弁16と第7圧力制御弁17に連結している。第6圧力制御弁16は、第7油路R7から供給された油圧を第4圧力制御弁14から供給されたパイロット圧に応じた所定の圧力に減圧し、入力側プーリDvに供給する。また、第6圧力制御弁16は、入力側プーリDvの油圧が前記所定の圧力以上となった場合、余剰量のオイルを第6圧力制御弁16のドレンポート(図示省略)から第10油路R10に排出することにより、入力側プーリDvの油圧を前記所定の圧力に維持する。   The seventh oil passage R <b> 7 is connected to the sixth pressure control valve 16 and the seventh pressure control valve 17. The sixth pressure control valve 16 reduces the hydraulic pressure supplied from the seventh oil passage R7 to a predetermined pressure corresponding to the pilot pressure supplied from the fourth pressure control valve 14, and supplies the pressure to the input pulley Dv. Further, when the oil pressure of the input side pulley Dv becomes equal to or higher than the predetermined pressure, the sixth pressure control valve 16 removes excess oil from the drain port (not shown) of the sixth pressure control valve 16 to the tenth oil passage. By discharging to R10, the hydraulic pressure of the input pulley Dv is maintained at the predetermined pressure.
第7圧力制御弁17は、第7油路R7から供給された油圧を第5圧力制御弁15から供給されたパイロット圧に応じた所定の圧力に減圧し、出力側プーリDrに供給する。また、第7圧力制御弁17は、出力側プーリDrの油圧が前記所定の圧力以上となった場合、余剰量のオイルを第7圧力制御弁17のドレンポート(図示省略)から第10油路R10に排出することにより、出力側プーリDrの油圧を前記所定の圧力に維持する。   The seventh pressure control valve 17 reduces the hydraulic pressure supplied from the seventh oil passage R7 to a predetermined pressure corresponding to the pilot pressure supplied from the fifth pressure control valve 15, and supplies the pressure to the output pulley Dr. Further, the seventh pressure control valve 17 is configured such that when the oil pressure of the output pulley Dr becomes equal to or higher than the predetermined pressure, an excess amount of oil is supplied from a drain port (not shown) of the seventh pressure control valve 17 to the tenth oil passage. By discharging to R10, the hydraulic pressure of the output pulley Dr is maintained at the predetermined pressure.
入力側プーリDvの幅を広くするとき、入力側プーリDvからオイルが排出される。この排出されたオイルが第6圧力制御弁16に流入し、第6圧力制御弁16のドレンポート(図示省略)から第10油路R10に排出される。出力側プーリDrの幅を広くするとき、出力側プーリDrからオイルが排出される。この排出されたオイルが第7圧力制御弁17に流入し、第7圧力制御弁17のドレンポート(図示省略)から第10油路R10に排出される。   When the width of the input side pulley Dv is increased, the oil is discharged from the input side pulley Dv. The discharged oil flows into the sixth pressure control valve 16 and is discharged from the drain port (not shown) of the sixth pressure control valve 16 to the tenth oil passage R10. When the width of the output pulley Dr is increased, the oil is discharged from the output pulley Dr. The discharged oil flows into the seventh pressure control valve 17 and is discharged from the drain port (not shown) of the seventh pressure control valve 17 to the tenth oil passage R10.
第10油路R10は、第8圧力制御弁18及び切替部61の一次側ポートの他方61bに連結されている。切替部61には、2つの一次側ポート61a,61bに、第1油路R1及び第10油路R10が連結されており、二次側ポート61cに第2油路R2が連結されている。従って、切替部61は、第1油路R1及び第10油路R10のうち高い油圧の油路と、第2油路R2とを連通する。   The tenth oil passage R <b> 10 is connected to the eighth pressure control valve 18 and the other side 61 b of the primary side port of the switching unit 61. In the switching unit 61, the first oil passage R1 and the tenth oil passage R10 are connected to the two primary ports 61a and 61b, and the second oil passage R2 is connected to the secondary port 61c. Therefore, the switching unit 61 communicates between the first oil passage R1 and the tenth oil passage R10 with a high oil pressure passage and the second oil passage R2.
また、第8油路R8は、第6圧力制御弁16のパイロット圧となるように第4圧力制御弁14から出力される油圧を、方向制御弁21の第1ポート21a及び第4ポート21dに供給するように接続される。第9油路R9は、第7圧力制御弁17のパイロット圧となるように第5圧力制御弁15から出力される油圧を、方向制御弁21の第2ポート21b及び第5ポート21eに供給するように接続される。   In addition, the eighth oil path R8 sends the hydraulic pressure output from the fourth pressure control valve 14 to the first port 21a and the fourth port 21d of the direction control valve 21 so that the pilot pressure of the sixth pressure control valve 16 is obtained. Connected to supply. The ninth oil passage R9 supplies the hydraulic pressure output from the fifth pressure control valve 15 to the second port 21b and the fifth port 21e of the direction control valve 21 so that the pilot pressure of the seventh pressure control valve 17 is obtained. So that they are connected.
また、第11油路R11は、方向制御弁21の第3ポート21cに連結される。従って、第11油路R11の油圧は、方向制御弁21によって、第8油路R8及び第9油路R9の油圧のうち低い方の油圧となる。   The eleventh oil passage R <b> 11 is connected to the third port 21 c of the direction control valve 21. Therefore, the oil pressure of the eleventh oil passage R11 is changed to the lower oil pressure of the eighth oil passage R8 and the ninth oil passage R9 by the direction control valve 21.
第11油路R11の油圧は、第8圧力制御弁18のパイロット圧となる。従って、第10油路R10の油圧は、入力側プーリDvに供給される油圧、及び出力側プーリDrに供給される油圧のうち低い方の油圧になるよう第8圧力制御弁18によって調圧される。なお、第10油路R10の油圧は、入力側プーリDvに供給される油圧、及び出力側プーリDrに供給される油圧のうち低い方の油圧以下に設定されてもよい。   The oil pressure in the eleventh oil passage R11 becomes the pilot pressure of the eighth pressure control valve 18. Accordingly, the hydraulic pressure of the tenth oil passage R10 is adjusted by the eighth pressure control valve 18 so as to be the lower of the hydraulic pressure supplied to the input-side pulley Dv and the hydraulic pressure supplied to the output-side pulley Dr. The Note that the oil pressure of the tenth oil passage R10 may be set to be equal to or lower than the lower one of the oil pressure supplied to the input-side pulley Dv and the oil pressure supplied to the output-side pulley Dr.
第10油路R10には、入力側プーリDv及び出力側プーリDrのうち幅が広くなる方のプーリから排出されたオイルが流れる。このとき排出されたオイルは、加圧された状態でプーリの油室に入っていたオイルであり、圧力が加えられた状態である。   In the tenth oil passage R10, the oil discharged from the pulley having the wider width among the input side pulley Dv and the output side pulley Dr flows. The oil discharged at this time is oil that has entered the oil chamber of the pulley in a pressurized state, and is in a state where pressure is applied.
切替部61によって、第10油路R10の油圧が、大容量オイルポンプPbからの油圧(すなわち、第1油路R1の油圧)よりも高い場合には、大容量オイルポンプPbから供給される油圧よりも高い油圧が、小容量オイルポンプPsに供給される。この場合には、小容量オイルポンプPsが大容量オイルポンプPbから供給されるオイルを加圧する場合に比べて、少ない圧力をオイルに加えるだけでよい。このため、小容量オイルポンプPsを駆動するときのエネルギ消費量を低減できる。   When the hydraulic pressure of the tenth oil passage R10 is higher than the hydraulic pressure from the large-capacity oil pump Pb (that is, the hydraulic pressure of the first oil passage R1) by the switching unit 61, the hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump Pb Higher hydraulic pressure is supplied to the small-capacity oil pump Ps. In this case, it is only necessary to apply a smaller pressure to the oil than when the small-capacity oil pump Ps pressurizes the oil supplied from the large-capacity oil pump Pb. For this reason, energy consumption when driving the small capacity oil pump Ps can be reduced.
ここで、図1に示される第1流路L1は、図3に示される第1油路R1、第2油路R2、及び第3油路R3に相当する。また、図1に示される第2流路L2は、図3に示される第5油路R5及び第7油路R7に相当する。また、図1に示される第3流路L3は、図3に示される第1油路R1、第2油路R2、第4油路R4、及び第7油路R7に相当する。また、図3に示される第10油路R10が、本発明の「第4流路」に相当する。   Here, the first flow path L1 shown in FIG. 1 corresponds to the first oil path R1, the second oil path R2, and the third oil path R3 shown in FIG. Further, the second flow path L2 shown in FIG. 1 corresponds to the fifth oil path R5 and the seventh oil path R7 shown in FIG. Further, the third flow path L3 shown in FIG. 1 corresponds to the first oil path R1, the second oil path R2, the fourth oil path R4, and the seventh oil path R7 shown in FIG. Further, the tenth oil passage R10 shown in FIG. 3 corresponds to the “fourth flow passage” of the present invention.
また、加圧されたオイルを貯蔵するアキュムレータA(本発明の「オイル貯蔵部」に相当する)が、第7油路R7に、該加圧されたオイルを供給可能に設けられている。アキュムレータAは、図3に示される油圧回路を流れるオイルが、該油圧回路の外部に漏出する流量であるリーク流量Q_leakに応じた流量のオイルを、該油圧回路内に補填する。これにより、リーク流量Q_leak分のオイルとして、アキュムレータAから圧力が加えられたオイルを補填できるので、リーク流量Q_leak分のオイルを、圧力が加えられていない状態のオイル(例えば、オイルタンク内のオイル)を加圧して補填する場合に比べて、小容量オイルポンプを駆動するときのエネルギ消費量を低減できる。   In addition, an accumulator A (corresponding to the “oil storage unit” of the present invention) that stores pressurized oil is provided in the seventh oil passage R7 so that the pressurized oil can be supplied. The accumulator A supplements the hydraulic circuit with oil having a flow rate corresponding to a leak flow rate Q_leak, which is a flow rate at which oil flowing through the hydraulic circuit shown in FIG. 3 leaks to the outside of the hydraulic circuit. As a result, the oil that has been pressurized by the accumulator A can be supplemented as the oil for the leak flow Q_leak, so the oil for the leak flow Q_leak can be replaced with oil that has not been pressurized (for example, oil in the oil tank). ) Can be reduced in comparison with the case where the small-capacity oil pump is driven as compared with the case where the pressure is compensated.
ここで、リーク流量Q_leakは、各弁11〜18,21と、クラッチC、入力側プーリDv及び出力側プーリDrとから該油圧回路の外部に漏出するオイルの総流量である。アキュムレータAは、少なくともリーク流量Q_leakを供給可能に構成されている。   Here, the leak flow rate Q_leak is the total flow rate of oil leaking out of the hydraulic circuit from the valves 11 to 18, 21 and the clutch C, the input side pulley Dv, and the output side pulley Dr. The accumulator A is configured to be able to supply at least a leak flow rate Q_leak.
(3.油圧制御装置の作動)
次に、油圧制御装置1の作動を、該油圧制御装置1が搭載された車両の状態(「クルーズ時」、「通常変速時」、「急変速時」、「アイドリングストップ時」、及び「電気系統異常時」)毎に説明する。
(3. Operation of hydraulic control device)
Next, the operation of the hydraulic control device 1 is performed according to the state of the vehicle in which the hydraulic control device 1 is mounted (“cruise”, “normal shift”, “sudden shift”, “idling stop”, and “electricity”. This will be explained for each system error)).
ここで、クルーズ時とは、油圧制御装置1が搭載された車両の走行速度が比較的一定に維持されており、無段変速機Tの変速比の変更が殆ど無いときである。通常変速時とは、例えば、無段変速機Tの変速比を通常の速度で変更するときである。このとき、変速比の変更速度は、急変速時に比べて遅い。   Here, “cruise” is a time when the traveling speed of the vehicle on which the hydraulic control device 1 is mounted is maintained relatively constant, and there is almost no change in the gear ratio of the continuously variable transmission T. The normal shift is, for example, a time when the gear ratio of the continuously variable transmission T is changed at a normal speed. At this time, the change speed of the gear ratio is slower than that at the time of sudden gear change.
また、アイドリングストップ時とは、内燃機関ENGの作動が停止しているときである。電気系統異常時とは、油圧制御装置1が搭載された車両の電気系統に異常が生じているときである。このとき、例えば、リニアソレノイドにより駆動される第3〜第5の圧力制御弁13〜15による油圧の調整等ができない。   The idling stop time is when the operation of the internal combustion engine ENG is stopped. An electrical system abnormality is when an abnormality occurs in the electrical system of the vehicle on which the hydraulic control device 1 is mounted. At this time, for example, the hydraulic pressure cannot be adjusted by the third to fifth pressure control valves 13 to 15 driven by the linear solenoid.
(3−1.クルーズ時)
図4を参照して、クルーズ時における油圧制御装置1の作動について説明する。
(3-1. During cruise)
With reference to FIG. 4, the operation of the hydraulic control apparatus 1 during cruise will be described.
クルーズ時においては、無段変速機Tの変速比が殆ど変化しないので、入力側プーリDv及び出力側プーリDrからオイルが排出されること(ひいては、第10油路R10をオイルが流れること)が殆どない。従って、第1油路R1の方が第10油路R10よりも油圧が高くなり、切替部61は、第1油路R1と第2油路R2とを連通する。また、クルーズ時においては、高圧流量Lが所定流量αより少ないので、小容量オイルポンプPsを作動させることで、油圧制御装置1のエネルギ効率を向上できる。   During cruising, the speed ratio of the continuously variable transmission T hardly changes, so that oil is discharged from the input side pulley Dv and the output side pulley Dr (and thus oil flows through the tenth oil passage R10). Almost no. Accordingly, the first oil passage R1 has a higher oil pressure than the tenth oil passage R10, and the switching unit 61 communicates the first oil passage R1 and the second oil passage R2. Further, during cruise, the high pressure flow rate L is less than the predetermined flow rate α, so that the energy efficiency of the hydraulic control device 1 can be improved by operating the small capacity oil pump Ps.
ここで、第6油路R6及び第7油路R7に供給される油圧、すなわちライン圧をP_lineで表し、大容量オイルポンプPbから第1油路R1及び第2油路R2を介して、小容量オイルポンプPsに供給される油圧をP_pbで表す。このとき、小容量オイルポンプPsが加圧する分の圧力ΔPは、「P_line−P_pb」であり、式(1)より、小容量オイルポンプPsを駆動するトルクτは、「(P_line−P_pb)・V/2π」となる。従って、加圧されていない状態のオイルを小容量オイルポンプPsで加圧する場合に比べて、小容量オイルポンプPsを駆動するトルクτを低減できる。   Here, the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7, that is, the line pressure is represented by P_line, and the small oil pressure is reduced from the large-capacity oil pump Pb through the first oil passage R1 and the second oil passage R2. The hydraulic pressure supplied to the displacement oil pump Ps is represented by P_pb. At this time, the pressure ΔP that is applied by the small-capacity oil pump Ps is “P_line−P_pb”, and the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps is expressed by “(P_line−P_pb) · V / 2π ". Accordingly, the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps can be reduced as compared with the case where the oil that has not been pressurized is pressurized by the small-capacity oil pump Ps.
このように、各オイルポンプを効率よく駆動することで、油圧制御装置1のエネルギ効率を向上できる。   Thus, the energy efficiency of the hydraulic control apparatus 1 can be improved by driving each oil pump efficiently.
クルーズ時においては、油圧が、「オイルタンク→大容量オイルポンプPb(油圧の無い状態からP_pbまで加圧)→第1油路R1→第2油路R2→第3油路R3→小容量オイルポンプPs(P_pbからP_lineまで加圧)→第5油路R5→第7油路R7」を介して、入力側プーリDv及び出力側プーリDrに供給される。   During cruising, the oil pressure is “oil tank → large capacity oil pump Pb (pressurization from no oil pressure to P_pb) → first oil path R1 → second oil path R2 → third oil path R3 → small capacity oil. It is supplied to the input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr via the pump Ps (pressurization from P_pb to P_line) → the fifth oil passage R5 → the seventh oil passage R7 ”.
(3−2.通常変速時)
図5を参照して、通常変速時における油圧制御装置1の作動について説明する。
(3-2. Normal shifting)
With reference to FIG. 5, the operation of the hydraulic control device 1 at the time of the normal shift will be described.
通常変速時においては、無段変速機Tの変速比が変化することで、入力側プーリDv及び出力側プーリDrのいずれかから排出されるオイルの流量がクルーズ時と比較して大きい。   During a normal shift, the speed ratio of the continuously variable transmission T changes, so that the flow rate of oil discharged from either the input pulley Dv or the output pulley Dr is larger than that during cruise.
そのため、第10油路R10には入力側プーリDv及び出力側プーリDrのうち幅が広くなる方のプーリから排出されたオイルが流れ、当該油路の油圧は、入力側プーリDv及び出力側プーリDrの油圧のうち低い方の油圧となる。   Therefore, the oil discharged from the pulley having the larger width among the input side pulley Dv and the output side pulley Dr flows through the tenth oil passage R10, and the oil pressure of the oil path is the input side pulley Dv and the output side pulley. It becomes the lower hydraulic pressure among the hydraulic pressures of Dr.
通常変速時においては、高圧流量Lが所定流量αより少ないので、小容量オイルポンプPsを作動させることで、油圧制御装置1のエネルギ効率を向上できる。   Since the high pressure flow rate L is smaller than the predetermined flow rate α during the normal shift, the energy efficiency of the hydraulic control device 1 can be improved by operating the small capacity oil pump Ps.
このとき、本実施形態において、第10油路R10に供給される油圧は、大容量オイルポンプPbから出力された油圧よりも高くなり、切替部61は、第10油路R10と第2油路R2とを連通させた状態となる。従って、入力側プーリDv及び出力側プーリDrのいずれかから排出されたオイルが、第10油路R10と第2油路R2とを介して、小容量オイルポンプPsに供給される。   At this time, in the present embodiment, the hydraulic pressure supplied to the tenth oil passage R10 is higher than the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump Pb, and the switching unit 61 includes the tenth oil passage R10 and the second oil passage. It will be in the state which connected R2. Therefore, the oil discharged from either the input side pulley Dv or the output side pulley Dr is supplied to the small capacity oil pump Ps via the tenth oil passage R10 and the second oil passage R2.
ここで、大容量オイルポンプPbで加圧された油圧P_pbに対し、入力側プーリDv及び出力側プーリDrの油圧のうち低い方の油圧をPLで表す。このとき、PL>P_pbであるから、小容量オイルポンプPsが加圧する分の圧力ΔPは、「P_line−PL」となる。また、式(1)より、小容量オイルポンプPsを駆動するトルクτは、「(P_line−PL)・V/2π」となる。すなわち、クルーズ時と比較して更に小容量オイルポンプPsが加圧する分の圧力ΔPを、「PL−P_pb」だけ減少させることができる。従って、クルーズ時と比較して更に小容量オイルポンプPsを駆動するトルクτを、「(PL−P_pb)・V/2π」だけ減少させることができる。   Here, the lower hydraulic pressure among the hydraulic pressures of the input pulley Dv and the output pulley Dr with respect to the hydraulic pressure P_pb pressurized by the large-capacity oil pump Pb is represented by PL. At this time, since PL> P_pb, the pressure ΔP corresponding to the pressurization of the small-capacity oil pump Ps becomes “P_line-PL”. Further, from the equation (1), the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps is “(P_line−PL) · V / 2π”. That is, the pressure ΔP corresponding to the pressurization of the small-capacity oil pump Ps can be reduced by “PL−P_pb” as compared with the cruise. Therefore, the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps can be further reduced by “(PL−P_pb) · V / 2π” as compared with the cruise.
このように、各オイルポンプを効率よく駆動することで、油圧制御装置1のエネルギ効率を向上できる。   Thus, the energy efficiency of the hydraulic control apparatus 1 can be improved by driving each oil pump efficiently.
通常変速時においては、オイルが、「入力側プーリDv(又は出力側プーリDr)→第10油路R10→第2油路R2→第3油路R3→小容量オイルポンプPs(PLからP_lineまで加圧)→第5油路R5→第7油路R7→出力側プーリDr(又は入力側プーリDv)」という閉回路を循環するように流れる。これにより、入力側プーリDv又は出力側プーリDrに油圧が供給される。   During normal shifting, the oil is “input pulley Dv (or output pulley Dr) → 10th oil passage R10 → second oil passage R2 → third oil passage R3 → small capacity oil pump Ps (from PL to P_line). Pressurization) → fifth oil passage R5 → seventh oil passage R7 → output-side pulley Dr (or input-side pulley Dv) ”. Thereby, the hydraulic pressure is supplied to the input-side pulley Dv or the output-side pulley Dr.
(3−3.急変速時)
図6を参照して、急変速時における油圧制御装置1の作動について説明する。
(3-3. Sudden shift)
With reference to FIG. 6, the operation of the hydraulic control device 1 at the time of sudden shift will be described.
急変速時においては、無段変速機Tの変速比を急激に変化させる必要があり、入力側プーリDv及び出力側プーリDrのいずれかに供給するオイルの流量が非常に多く、高圧流量Lが所定流量αより多くなる。従って、小容量オイルポンプPsの作動を停止し、大容量オイルポンプPbのみを作動させる。これにより、油圧制御装置1のエネルギ効率を向上できる。   At the time of sudden shift, it is necessary to change the gear ratio of the continuously variable transmission T abruptly, the flow rate of oil supplied to either the input side pulley Dv or the output side pulley Dr is very large, and the high pressure flow rate L is More than the predetermined flow rate α. Accordingly, the operation of the small capacity oil pump Ps is stopped, and only the large capacity oil pump Pb is operated. Thereby, the energy efficiency of the hydraulic control apparatus 1 can be improved.
急変速時においては、油圧が、「オイルタンク→大容量オイルポンプPb(油圧の無い状態からP_lineまで加圧)→第1油路R1→第2油路R2→第4油路R4→第7油路R7」を介して、入力側プーリDv又は出力側プーリDrに供給される。   At the time of sudden shift, the oil pressure is changed from “oil tank → large capacity oil pump Pb (pressurization from no oil pressure to P_line) → first oil path R1 → second oil path R2 → fourth oil path R4 → 7th The oil is supplied to the input pulley Dv or the output pulley Dr via the oil passage R7 ".
(3−4.アイドリングストップ時)
図7を参照して、アイドリングストップ時における油圧制御装置1の作動について説明する。
(3-4. When idling is stopped)
With reference to FIG. 7, the operation of the hydraulic control device 1 at the time of idling stop will be described.
アイドリングストップ時においては、内燃機関ENGが停止しているので、大容量オイルポンプPbの作動も停止する。従って、小容量オイルポンプPsが、オイルタンクのオイルを汲み上げて(このとき、第2逆止弁42が開く)、加圧したオイルを入力側プーリDv及び出力側プーリDrに供給する。   At the time of idling stop, since the internal combustion engine ENG is stopped, the operation of the large-capacity oil pump Pb is also stopped. Accordingly, the small-capacity oil pump Ps pumps up the oil in the oil tank (the second check valve 42 is opened at this time) and supplies the pressurized oil to the input pulley Dv and the output pulley Dr.
詳細には、アイドリングストップ時において、油圧が、「オイルタンク→小容量オイルポンプPs(油圧の無い状態からP_lineまで加圧)→第5油路R5→第7油路R7」を介して、入力側プーリDv及び出力側プーリDrに供給される。   Specifically, when idling is stopped, the hydraulic pressure is input via “oil tank → small capacity oil pump Ps (pressurization from no oil pressure to P_line) → fifth oil path R5 → seventh oil path R7”. It is supplied to the side pulley Dv and the output side pulley Dr.
(3−5.電気系統異常時)
電気系統異常時における油圧制御装置1の作動について説明する。
(3-5. When electrical system is abnormal)
The operation of the hydraulic control device 1 when the electric system is abnormal will be described.
電気系統異常時には、リニアソレノイドにより駆動される第3〜第5の圧力制御弁13〜15による油圧の調整等ができない。しかしながら、本実施形態においては、第3〜第5の圧力制御弁13〜15が、ノーマルオープンタイプで構成されている。   When the electric system is abnormal, the hydraulic pressure cannot be adjusted by the third to fifth pressure control valves 13 to 15 driven by the linear solenoid. However, in the present embodiment, the third to fifth pressure control valves 13 to 15 are configured as a normally open type.
従って、電気系統異常時において、無段変速機Tの変速比を調整することはできないが、入力側プーリDv及び出力側プーリDrに、一定の油圧を供給することができるので、車両の走行を継続することができる。   Accordingly, the gear ratio of the continuously variable transmission T cannot be adjusted when the electric system is abnormal, but a constant hydraulic pressure can be supplied to the input side pulley Dv and the output side pulley Dr. Can continue.
詳細には、電気系統異常時において、油圧が、「オイルタンク→大容量オイルポンプPb(油圧の無い状態からP_lineまで加圧)→第1油路R1→第2油路R2→第4油路R4→第7油路R7」を介して入力側プーリDv及び出力側プーリDrに供給される。   Specifically, when the electric system is abnormal, the hydraulic pressure is “oil tank → high capacity oil pump Pb (pressurization from no oil pressure to P_line) → first oil path R1 → second oil path R2 → fourth oil path. The oil is supplied to the input pulley Dv and the output pulley Dr via “R4 → Seventh oil passage R7”.
(4.変形例)
本実施形態においては、無段変速機Tの変速比を変更するときに、入力側プーリDv又は出力側プーリDrから排出されるオイルを小容量オイルポンプPsに供給する第4流路として第10油路R10が設けられているが、該第10油路R10が省略されていてもよい。この場合には、方向制御弁21、第8圧力制御弁18、及び切替部61も省略される。
(4. Modifications)
In the present embodiment, when changing the gear ratio of the continuously variable transmission T, the tenth channel is provided as a fourth flow path for supplying oil discharged from the input side pulley Dv or the output side pulley Dr to the small capacity oil pump Ps. Although the oil passage R10 is provided, the tenth oil passage R10 may be omitted. In this case, the direction control valve 21, the eighth pressure control valve 18, and the switching unit 61 are also omitted.
また、本実施形態においては、オイル貯蔵部としてアキュムレータAを設けているが、オイル貯蔵部が省略されていてもよい。   Moreover, in this embodiment, although the accumulator A is provided as an oil storage part, the oil storage part may be abbreviate | omitted.
また、本実施形態においては、大容量オイルポンプPbの駆動源として内燃機関ENGが設けられ、小容量オイルポンプPsの駆動源として電動機MOTが設けられているが、これらの各オイルポンプの駆動源は、これに限らない。   Further, in this embodiment, the internal combustion engine ENG is provided as a drive source for the large capacity oil pump Pb, and the electric motor MOT is provided as the drive source for the small capacity oil pump Ps. Is not limited to this.
また、大容量オイルポンプの駆動源及び小容量オイルポンプの駆動源がいずれも内燃機関であってもよい。この場合、小容量オイルポンプとしては、供給するオイルの供給量及び圧力が可変に構成された可変容量式のオイルポンプであってもよい。   Further, both the large-capacity oil pump drive source and the small-capacity oil pump drive source may be an internal combustion engine. In this case, the small-capacity oil pump may be a variable-capacity oil pump in which the supply amount and pressure of the supplied oil are variable.
また、本実施形態においては、油圧作動部2が無段変速機Tの入力側プーリDv及び出力側プーリDrであったが、これに限らず、比較的高圧(例えば、潤滑のためのオイルの圧力やトルクコンバータのロックアップクラッチを作動させるときの圧力に比べて高い圧力)の油圧作動部(例えば、図3に示されるクラッチC)であってもよい。   Further, in the present embodiment, the hydraulic operation unit 2 is the input side pulley Dv and the output side pulley Dr of the continuously variable transmission T. However, the present invention is not limited to this, and a relatively high pressure (for example, oil for lubrication) It may be a hydraulic operating portion (for example, clutch C shown in FIG. 3) having a pressure higher than that when the lockup clutch of the torque converter is operated.
また、本実施形態においては、第1圧力制御弁11と第3圧力制御弁13とを備える油圧制御装置1について説明した。しかしながら、本発明の油圧制御装置はこれに限らず、例えば、第1圧力制御弁11と第3圧力制御弁13とに代えて、図8に示すように、第9圧力制御弁30を備える油圧制御装置1であってもよい。   Moreover, in this embodiment, the hydraulic control apparatus 1 provided with the 1st pressure control valve 11 and the 3rd pressure control valve 13 was demonstrated. However, the hydraulic control apparatus of the present invention is not limited to this, and for example, a hydraulic pressure that includes a ninth pressure control valve 30 as shown in FIG. 8 instead of the first pressure control valve 11 and the third pressure control valve 13. The control device 1 may be used.
第9圧力制御弁30は、内部に第1スプール31と第2スプール32とを備える。第2スプール32は、スプリングからなる弾性部材によって第1スプール31側(図8の左側)に付勢される。また、第1スプール31は、両スプール31,32の間に配置されたスプリングからなる弾性部材によって、第2スプール32から離隔する側(図8の左側)に付勢される。   The ninth pressure control valve 30 includes a first spool 31 and a second spool 32 inside. The second spool 32 is biased toward the first spool 31 (left side in FIG. 8) by an elastic member made of a spring. Further, the first spool 31 is urged to the side (left side in FIG. 8) separated from the second spool 32 by an elastic member made of a spring disposed between the spools 31 and 32.
また、第9圧力制御弁30は、第1から第6の6つのポート30a〜30fを備えている。第1ポート30aには、大容量オイルポンプPbからの油圧が供給される。第2ポート30bは、第1ポート30aと軸方向において同じ位置に設けられ、第1油路R1に接続されている。第3ポート30cは、第2ポート30bよりも第2スプール32から離隔する側に設けられ、第12油路R12を介して被供給部3に接続される。   The ninth pressure control valve 30 includes first to sixth ports 30a to 30f. The first port 30a is supplied with hydraulic pressure from the large-capacity oil pump Pb. The second port 30b is provided at the same position in the axial direction as the first port 30a, and is connected to the first oil passage R1. The third port 30c is provided on the side farther from the second spool 32 than the second port 30b, and is connected to the supplied portion 3 through the twelfth oil passage R12.
第4ポート30dは、第3ポート30cよりも第2スプール32から離隔する側に設けられ、第6油路R6及び第7油路R7に供給される油圧(ライン圧)が供給される。第1スプール31には、第4ポート30dに対応する部分に環状溝が設けられ、第4ポート30dから供給される油圧によって、第1スプール31を弾性部材の付勢力に抗して第2スプール32に近づく方向(図8の右方向)への力を発生させる。   The fourth port 30d is provided on the side farther from the second spool 32 than the third port 30c, and is supplied with hydraulic pressure (line pressure) supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7. The first spool 31 is provided with an annular groove in a portion corresponding to the fourth port 30d, and the second spool is resisted against the biasing force of the elastic member by the hydraulic pressure supplied from the fourth port 30d. A force in a direction approaching 32 (right direction in FIG. 8) is generated.
第5ポート30eには、第4圧力制御弁14から出力される第6圧力制御弁16用のパイロット圧が供給される。第6ポート30fには、第5圧力制御弁15から出力される第7圧力制御弁17用のパイロット圧が供給される。   A pilot pressure for the sixth pressure control valve 16 output from the fourth pressure control valve 14 is supplied to the fifth port 30e. A pilot pressure for the seventh pressure control valve 17 output from the fifth pressure control valve 15 is supplied to the sixth port 30f.
第9圧力制御弁30は、第4圧力制御弁14から出力されるパイロット圧と、第5圧力制御弁15から出力されるパイロット圧とを比較して、何れか高い方のパイロット圧が第1スプール31を第2スプール32から離隔させる方向(図8の左方向)へ移動させる力として作用する。   The ninth pressure control valve 30 compares the pilot pressure output from the fourth pressure control valve 14 with the pilot pressure output from the fifth pressure control valve 15, and the higher pilot pressure is the first. This acts as a force for moving the spool 31 in the direction separating the second spool 32 (the left direction in FIG. 8).
ここで、無段変速機Tの変速比を適切に調整するためには、入力側プーリDv及び出力側プーリDrに必要な油圧のうち少なくとも高い方の油圧、すなわちライン圧P_lineが第6油路R6及び第7油路R7に供給されていなければならない。図8の油圧制御装置1によれば、第6油路R6及び第7油路R7に供給される油圧が第4ポート30dに供給されることにより、第6油路R6及び第7油路R7に供給される油圧の変動に応じて第3ポート30cから吐出されるオイルの流量が変動する。これにより、第6油路R6及び第7油路R7に供給される油圧はライン圧P_lineに保たれる。   Here, in order to appropriately adjust the gear ratio of the continuously variable transmission T, at least the higher hydraulic pressure among the hydraulic pressures required for the input-side pulley Dv and the output-side pulley Dr, that is, the line pressure P_line is the sixth oil passage. It must be supplied to R6 and the seventh oil passage R7. According to the hydraulic control device 1 of FIG. 8, the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7 is supplied to the fourth port 30d, so that the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7 are supplied. The flow rate of the oil discharged from the third port 30c varies according to the variation of the hydraulic pressure supplied to. Thereby, the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7 is maintained at the line pressure P_line.
詳細には、大容量オイルポンプPbがライン圧P_lineを供給している状態から小容量オイルポンプPsを駆動して、大容量オイルポンプPbから供給された油圧を更にΔPだけ加圧したとすると、圧力制御弁30の機能により、大容量オイルポンプPbが供給する油圧P_pbは「P_line−ΔP」となるように自動的に減少する。また同様に、この状態から小容量オイルポンプPsの作動を停止してΔP=0となった場合には、大容量オイルポンプPbが供給する油圧P_pbは再びライン圧P_lineとなるように自動的に上昇する。   Specifically, when the large-capacity oil pump Pb is supplying the line pressure P_line and the small-capacity oil pump Ps is driven to further increase the hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump Pb by ΔP, Due to the function of the pressure control valve 30, the hydraulic pressure P_pb supplied by the large-capacity oil pump Pb is automatically reduced to “P_line−ΔP”. Similarly, when the operation of the small-capacity oil pump Ps is stopped from this state and ΔP = 0, the hydraulic pressure P_pb supplied from the large-capacity oil pump Pb is automatically set to the line pressure P_line again. To rise.
これにより、図8の油圧制御装置1によれば、図3に示した油圧制御装置1のように第1圧力制御弁11、及びリニアソレノイドにより駆動される第3圧力制御弁13を用いることなく、第2ポート30bから出力される油圧を適切に保つことができる。このように、第1圧力制御弁11及び第3圧力制御弁13が不要となることに伴うリーク流量の低減と、リニアソレノイドに供給する電力が不要となることにより、油圧制御装置1のエネルギ効率を更に向上させることができる。   Thus, according to the hydraulic control device 1 of FIG. 8, unlike the hydraulic control device 1 shown in FIG. 3, the first pressure control valve 11 and the third pressure control valve 13 driven by the linear solenoid are not used. The hydraulic pressure output from the second port 30b can be maintained appropriately. Thus, the energy efficiency of the hydraulic control device 1 can be reduced by reducing the leakage flow rate associated with the need for the first pressure control valve 11 and the third pressure control valve 13 and eliminating the need to supply power to the linear solenoid. Can be further improved.
1…油圧制御装置、2…油圧作動部、ENG…内燃機関、MOT…電動機、Pb…大容量オイルポンプ、Ps…小容量オイルポンプ、L1…第1流路、L2…第2流路、L3…第3流路、T…無段変速機、Dv…入力側プーリ(油圧作動部、入力側プーリ)、Dr…出力側プーリ(油圧作動部、出力側プーリ)、61…切替部、Q_leak…リーク流量、A…アキュムレータ(オイル貯蔵部)。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Hydraulic control apparatus, 2 ... Hydraulic operation part, ENG ... Internal combustion engine, MOT ... Electric motor, Pb ... Large capacity oil pump, Ps ... Small capacity oil pump, L1 ... 1st flow path, L2 ... 2nd flow path, L3 3rd flow path, T ... Continuously variable transmission, Dv ... Input side pulley (hydraulic operating part, input side pulley), Dr ... Output side pulley (hydraulic operating part, output side pulley), 61 ... Switching part, Q_leak ... Leakage flow rate, A ... Accumulator (oil storage part).

Claims (7)

  1. 変速機の低い油圧である低油圧が供給される被供給部と、該変速機の高い油圧である高油圧が供給される油圧作動部とに対し、油圧を供給する油圧制御装置であって、
    大容量のオイルポンプである大容量オイルポンプと、
    前記油圧作動部に高油圧を供給し、前記大容量オイルポンプよりも小容量のオイルポンプである小容量オイルポンプと、
    前記大容量オイルポンプから供給された油圧を、前記小容量オイルポンプに供給する第1流路と、
    前記小容量オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第2流路と、
    前記大容量オイルポンプから供給された油圧を前記小容量オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第3流路とを備え、
    前記小容量オイルポンプは、供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給することを特徴とする油圧制御装置。
    A hydraulic control device for supplying hydraulic pressure to a supplied portion to which a low hydraulic pressure that is a low hydraulic pressure of a transmission is supplied and a hydraulic operation portion to which a high hydraulic pressure that is a high hydraulic pressure of the transmission is supplied,
    A large-capacity oil pump that is a large-capacity oil pump;
    A small-capacity oil pump that supplies a high hydraulic pressure to the hydraulic operation unit and is a small-capacity oil pump than the large-capacity oil pump;
    A first flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump to the small-capacity oil pump;
    A second flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the small-capacity oil pump to the hydraulic operating unit;
    A third flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump to the hydraulic actuator without passing through the small-capacity oil pump;
    The small-capacity oil pump further pressurizes the supplied hydraulic pressure and supplies the pressurized hydraulic pressure to the hydraulic pressure operating unit.
  2. 請求項1に記載の油圧制御装置において、
    前記油圧作動部は、油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ及び出力側プーリであり、
    前記入力側プーリ及び前記出力側プーリは、その幅が変更されることで変速比を変更可能なベルト式又はチェーン式の無段変速機に用いられ、
    前記無段変速機の変速比を変更するときに前記入力側プーリ又は前記出力側プーリから排出されるオイルを、前記小容量オイルポンプに供給する第4流路を備えることを特徴とする油圧制御装置。
    The hydraulic control device according to claim 1,
    The hydraulic operation part is an input side pulley and an output side pulley whose width can be changed by supplying hydraulic pressure,
    The input-side pulley and the output-side pulley are used in a belt-type or chain-type continuously variable transmission that can change a gear ratio by changing the width of the pulley.
    A hydraulic control comprising a fourth flow path for supplying oil discharged from the input-side pulley or the output-side pulley to the small-capacity oil pump when changing the speed ratio of the continuously variable transmission. apparatus.
  3. 請求項2に記載の油圧制御装置において、前記第4流路から前記小容量オイルポンプに供給されるオイルの圧力は、前記入力側プーリに供給される油圧、及び前記出力側プーリへ供給される油圧のうち低い方の油圧以下になっていることを特徴とする油圧制御装置。   3. The hydraulic control apparatus according to claim 2, wherein the pressure of oil supplied from the fourth flow path to the small-capacity oil pump is supplied to the hydraulic pressure supplied to the input-side pulley and to the output-side pulley. A hydraulic control device characterized by being lower than the lower hydraulic pressure.
  4. 請求項2又は3に記載の油圧制御装置において、前記第4流路の前記小容量オイルポンプ側の端部が、前記第1流路に連結される連結箇所には、前記第1流路の油圧と前記第4流路の油圧とのうち大きい方の油圧が、前記第1流路において前記連結箇所よりも前記小容量オイルポンプ側に供給されるように切り替える切替部が設けられていることを特徴とする油圧制御装置。   4. The hydraulic control device according to claim 2, wherein an end portion of the fourth flow path on the small-capacity oil pump side is connected to the first flow path at a connection portion of the first flow path. There is provided a switching unit for switching so that the larger one of the hydraulic pressure and the hydraulic pressure of the fourth flow path is supplied to the small-capacity oil pump side in the first flow path from the connection location. Hydraulic control device characterized by.
  5. 請求項1〜4のいずれか1項に記載の油圧制御装置において、
    加圧されたオイルを貯蔵するオイル貯蔵部を備え、
    前記オイル貯蔵部は、前記各流路及び前記各オイルポンプによって構成される油圧回路を流れるオイルが該油圧回路の外部に漏出する流量であるリーク流量に応じた流量のオイルを、該油圧回路内に補填することを特徴とする油圧制御装置。
    In the hydraulic control device according to any one of claims 1 to 4,
    An oil reservoir for storing pressurized oil;
    The oil storage unit supplies oil having a flow rate according to a leak flow rate, which is a flow rate at which oil flowing through a hydraulic circuit constituted by the flow paths and the oil pumps leaks to the outside of the hydraulic circuit. The hydraulic control device is characterized in that it is compensated for.
  6. 請求項1〜5のいずれか1項に記載の油圧制御装置において、前記大容量オイルポンプは、内燃機関によって駆動され、前記小容量オイルポンプは、電動機により駆動されることを特徴とする油圧制御装置。   6. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein the large-capacity oil pump is driven by an internal combustion engine, and the small-capacity oil pump is driven by an electric motor. apparatus.
  7. 請求項1〜5のいずれか1項に記載の油圧制御装置において、
    前記大容量オイルポンプ及び前記小容量オイルポンプは、内燃機関によって駆動され、
    前記小容量オイルポンプは、供給するオイルの流量が可変に構成されていることを特徴とする油圧制御装置。
    In the hydraulic control device according to any one of claims 1 to 5,
    The large-capacity oil pump and the small-capacity oil pump are driven by an internal combustion engine,
    The small-capacity oil pump is configured so that the flow rate of oil to be supplied is variable.
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