JP3885636B2

JP3885636B2 - Hydraulic supply device for hybrid vehicle

Info

Publication number: JP3885636B2
Application number: JP2002098270A
Authority: JP
Inventors: 達彦池田; 輝勝日▲高▼
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-04-01
Filing date: 2002-04-01
Publication date: 2007-02-21
Anticipated expiration: 2022-04-01
Also published as: JP2003294120A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、所定の運転状態のときにエンジンを停止して電動モータによる走行を行うハイブリッド車両に関し、特に、その変速機の変速作動に必要な油圧を供給する油圧供給装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両の運転状態に応じて、エンジンの自動的な停止および再始動を行うハイブリッド車両においては、変速機で必要となる油圧を常時確保するために、一般に、エンジンにより駆動される機械駆動式油圧ポンプのほかに、電動モータにて駆動される電動式油圧ポンプを備える必要がある。特に、変速機として、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）を用いる場合には、ベルトを締め付けるピストンを作動させるために、高い油圧が要求されるので、その油圧の確保は、この種のハイブリッド車両の実用化の上で大きな課題となっている。
【０００３】
例えば、特開２００１−２００９２０号公報に開示されたベルト式無段変速機を用いたハイブリッド車両においては、エンジンと変速機との間で駆動力の伝達、遮断を行うクラッチよりもエンジン側に機械駆動式油圧ポンプが配設されており、エンジンの回転に連動する形で駆動されるようになっている。従って、この機械駆動式油圧ポンプは、回転方向の一方向にのみ駆動されるものであって逆転することはない。またエンジンを停止して走行用モータにて走行するときには、上記クラッチが断状態となることから、エンジン停止に伴って油圧ポンプも停止する。そのため、第２の油圧ポンプとして電動式油圧ポンプが設けられており、エンジン停止時には、この電動式油圧ポンプによって、変速機の変速作動部へ油圧が供給される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記公報に記載の構成においては、エンジン停止時には、常に、必要な油圧の全体を電動式油圧ポンプによって供給するようになっている。そのため、大型の電動式油圧ポンプが必要となり、一般に、インバータ方式による高電圧交流モータを用いた大型のシステムとなってしまう。
【０００５】
これに対し、本出願人は、機械式油圧ポンプをクラッチの出力軸側に配置することを検討している。この場合には、エンジン停止状態であっても、走行用モータによる走行時には、同時に機械駆動式油圧ポンプが駆動されることになるので、電動式油圧ポンプの負担が軽減し、該電動式油圧ポンプの小型化が可能となるが、その反面、車両の後退走行時に、機械駆動式油圧ポンプが逆回転方向へ駆動されることになる、という新たな問題が発生する。
【０００６】
この発明は、クラッチの出力軸側に機械式油圧ポンプを配置した場合に問題となる後退走行時においても所期の作動油の圧送が可能なハイブリッド車両の油圧供給装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明は、請求項１のように、クラッチの入力軸にエンジンが接続されるとともに、該クラッチの出力軸に変速機の入力軸および走行用モータが接続され、かつ上記変速機の出力軸から駆動輪に駆動力が伝達されるように構成された車両推進機構と、上記クラッチの出力軸に接続され、上記変速機の作動油溜まり内の作動油を該変速機の変速作動部に圧送する機械駆動式の第１の油圧ポンプと、この第１の油圧ポンプと並列に設けられた電動式の第２の油圧ポンプと、を備え、上記走行用モータの逆転によって後退走行を行うハイブリッド車両の油圧供給装置を前提とする。従って、エンジンがクラッチを介して駆動輪を駆動している状態では、このエンジンの出力によって第１の油圧ポンプが駆動される。また、エンジンが停止し、走行用モータによって前進方向へ走行しているときにも、第１の油圧ポンプは同様に機械的に駆動される。そして、後退走行時には、エンジンは停止し、かつ走行用モータが逆転することによって車両が後進する。このとき、第１の油圧ポンプは、クラッチの出力軸とともに逆転することになる。
【０００８】
本発明では、上記作動油溜まりと上記第１の油圧ポンプとの間および上記第１の油圧ポンプと上記変速作動部との間にそれぞれ設けられ、かつ上記第１の油圧ポンプが逆転する後退走行時に、上記第１の油圧ポンプと上記作動油溜まりとの間を遮断する第１の弁機構および上記第１の油圧ポンプと上記変速作動部との間を遮断する第２の弁機構と、この第１，第２の弁機構の間において上記第１の油圧ポンプの吸入ポート側と吐出ポート側とを接続するように設けられた還流通路と、上記第１の油圧ポンプの正転時における吐出ポート側から吸入ポート側への逆流を阻止するように上記還流通路に設けられた第３の弁機構と、を備えており、後退走行時に上記第２の油圧ポンプによって上記作動油溜まりから上記変速作動部に作動油を圧送するようになっている。
【０００９】
つまり、機械駆動式の第１の油圧ポンプが逆転する後退走行時には、この第１の油圧ポンプが、作動油溜まりから変速作動部へ至る油圧供給系から実質的に切り離される。そして、逆転に伴って逆方向にポンプ作用が生じ、本来の吸入ポートから作動油が吐出されると、この作動油は、還流通路を通して循環する。つまり第１の油圧ポンプを含む閉回路を作動油が循環する。そのため、後退走行時に第１の油圧ポンプによって大きな損失が生じることがない。
【００１０】
還流通路に設けられる第３の弁機構としては、第１の油圧ポンプの正転時に還流通路を閉じる電磁弁などを用いることもできるが、請求項２のように、上記吸入ポート側から吐出ポート側への通流のみを許容する逆止弁から構成することが可能である。
【００１１】
上記第１の弁機構および第２の弁機構は、例えば請求項３のように、作動油溜まりと各油圧ポンプの吸入ポートとの間の連通、および、各ポンプの吐出ポートと変速作動部との間の連通を、いずれかのポンプの側に選択的に切り換える流路切換弁からそれぞれ構成することができる。この場合、請求項７のように、前進走行中に上記第１の油圧ポンプの回転数が所定値未満のときに上記第２の油圧ポンプが駆動されるとともに第１の弁機構および第２の弁機構が第２の油圧ポンプ側に切り換えられることが望ましい。これにより、実際に後退走行に切り換えられる前に、流路の切換が完了する。
【００１２】
あるいは、請求項４のように、作動油溜まりから変速作動部へ向かう方向の通流のみを許容する逆止弁からそれぞれ構成することができる。つまり、第１の油圧ポンプの逆転に伴って逆方向に圧力差が生じれば上記逆止弁が閉じるので、第１の油圧ポンプが実質的に切り離されたものとなる。この場合、請求項５のように、前進走行中に上記第１の油圧ポンプの回転数が所定値未満のときに上記第２の油圧ポンプが駆動されることが望ましい。
【００１３】
この構成では、前進走行であれば、エンジンが停止していても走行用モータによって走行しているときには、第１の油圧ポンプによって作動油の圧送が行われる。そして、車速が低下し、第１の油圧ポンプによる作動油の供給が不十分となったら、第２の油圧ポンプが駆動される。
【００１４】
さらに、請求項６のように、前進走行中に上記第１の油圧ポンプの回転数が所定値未満のときに、この第１の油圧ポンプの発生油圧と第２の油圧ポンプの発生油圧との和が略一定となるように上記第２の油圧ポンプを駆動することが望ましい。
【００１５】
なお、第１の弁機構および第２の弁機構のいずれか一方を流路切換弁とし、他方を逆止弁とすることも可能である。
【００１６】
【発明の効果】
この発明に係るハイブリッド車両の油圧供給装置によれば、後退走行時に機械駆動式の第１の油圧ポンプが逆転駆動されても、還流通路からなる閉回路を作動油が循環し、大きな損失を生じることがない。従って、クラッチの出力軸側で第１の油圧ポンプを機械駆動することにより、エンジンを停止した走行用モータによる前進走行時に、電動式の第２の油圧ポンプのみに依存せずに油圧供給が可能となり、第２の油圧ポンプに要求される能力ないし性能を軽減できる。そのため、第２の油圧ポンプの小型化が図れる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１８】
図１は、この発明に係る油圧供給装置が用いられるハイブリッド車両の車両推進機構の構成を示している。この推進機構は、例えばガソリンエンジンもしくはディーゼルエンジンなどからなるエンジン１と、このエンジン１の回転を変速するベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴと略記する）２と、上記エンジン１と上記ＣＶＴ２との間で駆動力の伝達，遮断を行うクラッチ３と、エンジン１停止中をも含め、車両の走行を行うための走行用モータつまり走行用モータジェネレータ４と、から大略構成されている。また、この実施例では、主にエンジン走行中に発電を行うとともにエンジン１の再始動の際のクランキングを行う発電用モータジェネレータ５をさらに備えている。
【００１９】
上記クラッチ３は、例えば油圧多板式クラッチからなり、その入力軸３ａは、エンジン１のクランクシャフト１ａに実質的に直結されている。そして、この入力軸３ａに上記発電用モータジェネレータ５のロータ（図示せず）が固定されている。なお、上記発電用モータジェネレータ５および走行用モータジェネレータ４は、いずれも交流モータジェネレータであり、公知のインバータ回路によって、駆動側および発電側の双方で制御される。
【００２０】
上記ＣＶＴ２は、駆動側となるプライマリプーリ１１と従動側となるセカンダリプーリ１２と両者間に巻き掛けられた金属製ベルト１３とを備えるものであって、上記プライマリプーリ１１のプーリ幅が図示せぬ油圧機構によって調整可能となっており、かつこれに応じてセカンダリプーリ１２のプーリ幅が変化し、無段階に変速がなされるものである。上記プライマリプーリ１１を備えた変速機入力軸１１ａは、上記クラッチ３の出力軸３ｂに実質的に直結されている。また同時に、上記走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａが上記変速機入力軸１１ａに接続されている。なお、この走行用モータジェネレータ４の回転軸４ａと変速機入力軸１１ａとの間には、一般に図示せぬ減速歯車機構が設けられている。上記セカンダリプーリ１２を備えた変速機出力軸１２ａは、例えばファイナルドライブギア１５およびファイナルドリブンギア１６からなるファイナルギア１４と、ディファレンシャルギア１７と、を介してアクスルシャフト１８に接続され、駆動輪１９へ動力を伝達するようになっている。
【００２１】
一方、油圧供給装置として、機械駆動式の第１油圧ポンプ２１と電動式の第２油圧ポンプ２２とが設けられており、上記ＣＶＴ２の作動油溜まり（図示せず）から該ＣＶＴ２の変速作動部（図示せず）へ作動油を圧送している。変速作動部は、例えば調圧弁や油圧制御弁を含んで構成され、上記の油圧ポンプ２１，２２から供給された油圧を利用して任意の制御油圧を生成し、ＣＶＴ２の変速比を可変制御している。ここで、上記第１油圧ポンプ２１は、クラッチ３の出力軸３ｂつまり変速機入力軸１１ａに接続されて駆動されている。この第１油圧ポンプ２１は、後述する内接型歯車ポンプからなり、その駆動軸が上記のクラッチ出力軸３ｂおよび変速機入力軸１１ａに直結されている。換言すれば、クラッチ３、第１油圧ポンプ２１およびプライマリプーリ１１の三者が、同軸上に直列に配置されている。また電動式の第２油圧ポンプ２２は、補機用の車載のバッテリで駆動可能な低電圧直流モータを内蔵したものであって、そのポンプ部には、やはり内接型歯車ポンプが用いられている。この第２油圧ポンプ２２は、後述するように、例えば車両停止時など、機械駆動される第１油圧ポンプ２１による油圧が不十分となるときに駆動される。
【００２２】
図２は、上記ハイブリッド車両の制御システムの概要を示すブロック図である。図示するように、この制御システムは、電動オイルポンプつまり第２油圧ポンプ２２を制御する電動オイルポンプ制御部３２と、エンジン１の種々の制御を行うエンジン制御部３３と、インバータ回路を介して走行用モータジェネレータ４および発電用モータジェネレータ５の制御を行うモータジェネレータ制御部３４と、油圧制御弁を介してクラッチ３の制御を行うクラッチ制御部３５と、ＣＶＴ２の変速比等の制御を行うＣＶＴ制御部３６と、を備えており、これらのシステム全体がハイブリッドシステム制御部３１によって統合的に制御されている。またさらに、本実施例では、後述する流路切換用の電磁切換弁６１，６２を制御する油路電磁弁制御部３７を備えている。
【００２３】
このハイブリッド車両全体の制御を簡単に説明すると、例えば中車速以上での定常走行においては、エンジン１が燃焼運転しているとともにクラッチ３が接続状態となって、エンジン１の駆動力により車両が走行する。このとき、発電用モータジェネレータ５では発電が行われる。走行状態から車両が減速していくと、走行用モータジェネレータ４により減速エネルギの回生つまり発電が行われ、かつ車両停止前にクラッチ３が切断されてエンジン１が停止状態となる。そして、車両停止状態から発進する際には、クラッチ３が切断状態に保たれ、かつ走行用モータジェネレータ４が駆動されて、車両が発進し始める。その後、車速が所定の低車速以上になると、発電用モータジェネレータ５によるクランキングが行われてエンジン１が再始動される。このエンジン１の再始動に伴って、クラッチ３を徐々に接続し、かつ走行用モータジェネレータ４を制御して、エンジン１による走行へ移行する。
【００２４】
一方、この実施例の構成では、車両推進機構は、前後進切換機構を具備しておらず、エンジン１による走行としては、前進走行のみが可能となっている。従って、後退走行は、クラッチ３を切断状態として、走行用モータジェネレータ４を逆転させることによって実現される。つまり、後退走行のまま長時間走行することは一般に考えられないので、エンジン１は停止状態として、走行用モータジェネレータ４によって後進するようにし、変速機構の簡素化を図っている。
【００２５】
機械駆動される第１油圧ポンプ２１は、上記のように変速機入力軸１１ａに直結されているので、エンジン１による走行であっても走行用モータジェネレータ４による走行であっても、車両が走行していれば、これに伴って機械的に駆動される。つまり車速とＣＶＴ２の変速比とで定まるポンプ回転数でもって駆動される。そして、これは、前進走行および後退走行のいずれであっても同じである。但し、前進走行のときのポンプ回転方向（これを正転方向とする）に対し、後退走行のときは、ポンプ回転方向は、逆転方向となる。
【００２６】
図３は、上記の第１油圧ポンプ２１および第２油圧ポンプ２２に用いられる内接型歯車ポンプの具体的な構成を示している。この内接型歯車ポンプは、公知のものであって、円筒形をなすハウジング４１内に、円環状をなす内接歯車４２が回転可能に嵌合保持されているとともに、この内接歯車４２の内周側の一方に偏心した位置に外接歯車４３が配置されている。この外接歯車４３は、上記のクラッチ出力軸３ｂやモータ回転軸によって回転駆動されるものであり、その外周の歯４３ａが上記内接歯車４２の歯溝４２ａに噛み合っていて、外接歯車４３の回転に伴って内接歯車４２もハウジング４１内で回転する。そして、ハウジング４１の軸方向の端部を閉塞する端板の一方に、外接歯車４３を径方向に挟むように、吸入ポート４４と吐出ポート４５とが開口形成されている。また、外接歯車４３が一方に偏心している結果生じる外接歯車４３と内接歯車４２との間のスペースを埋めるように、略三日月形をなす仕切板４６が設けられており、その内周面に外接歯車４３の歯先が、外周面に内接歯車４２の歯先が、それぞれ摺接している。
【００２７】
このような内接型歯車ポンプにおいては、外接歯車４３が矢印ωのように正転方向に駆動されることによって、吸入ポート４４から作動油が吸入され、かつ加圧されて吐出ポート４５から吐出される。そして、この内接型歯車ポンプは、矢印ωと反対側に逆転させることも可能であり、この場合には、逆に吐出ポート４５から作動油が吸入され、かつ加圧されて吸入ポート４４から吐出されることになる。また、外接歯車４３が回転駆動されない停止時には、仕切板４６によって外接歯車４３と内接歯車４２との間が閉塞されているため、両ポート４４，４５の間での作動油の漏洩は非常に少ないものとなっている。
【００２８】
次に、上記の第１，第２油圧ポンプ２１，２２とともに設けられる油圧回路について説明する。
【００２９】
図４は、油圧回路の第１実施例を示しており、特に、図（ａ）は前進走行時の作動油の流れを、図（ｂ）は後退走行時の作動油の流れを、それぞれ併せて示している。図において、５１は作動油が各部から回収されるＣＶＴ２の作動油溜まりを示し、５２は油圧供給先となるＣＶＴ２の変速作動部を示している。また、第１油圧ポンプ２１の吸入ポート４４および吐出ポート４５をそれぞれ符号４４−１および４５−１として示し、第２油圧ポンプ２２の吸入ポート４４および吐出ポート４５をそれぞれ符号４４−２および４５−２として示している。なお、これらの「吸入ポート」および「吐出ポート」という名称は、前述したように、各ポンプの正転時を基準としたものであり、逆転時には、吸入ポート４４が吐出側に、吐出ポート４５が吸入側になる。
【００３０】
図示するように、この第１実施例では、第１の弁機構となる第１電磁切換弁６１と、第２の弁機構となる第２電磁切換弁６２と、を備えている。上記第１電磁切換弁６１は、第１ポート６１ａを第２ポート６１ｂもしくは第３ポート６１ｃのいずれか一方に選択的に連通させる３ポート２位置切換弁であって、第１ポート６１ａが作動油溜まり５１に接続されている。同様に、上記第２電磁切換弁６２は、第１ポート６２ａを第２ポート６２ｂもしくは第３ポート６２ｃのいずれか一方に選択的に連通させる３ポート２位置切換弁であって、第１ポート６２ａが変速作動部５２に接続されている。そして、第１電磁切換弁６１の第２ポート６１ｂと第２電磁切換弁６２の第２ポート６２ｂとの間に、第１油圧通路６３が接続され、この第１油圧通路６３に上記第１油圧ポンプ２１が配置されている。また第１電磁切換弁６１の第３ポート６１ｃと第２電磁切換弁６２の第３ポート６２ｃとの間に、第２油圧通路６４が接続され、この第２油圧通路６４に上記第２油圧ポンプ２２が配置されている。さらに、上記第１油圧通路６３の第１油圧ポンプ２１吸入側の接続点６５と吐出側の接続点６６との間に、第１油圧ポンプ２１と並列に並ぶように還流通路６７が接続されている。この還流通路６７には、第３の弁機構として、接続点６５から接続点６６へ向かう方向の通流のみを許容する逆止弁６８が介装されている。
【００３１】
上記第１電磁切換弁６１および第２電磁切換弁６２は、前述した制御システムにおける油路電磁弁制御部３７によって切換制御されるが、基本的に、電動式の第２油圧ポンプ２２のオン−オフに連動した形で流路が切り換えられる。
【００３２】
すなわち、第１油圧ポンプ２１が正転駆動される前進走行時には、図（ａ）に矢印で作動油の流れを示すように、第１，第２電磁切換弁６１，６２の双方が第２ポート６１ｂ，６２ｂ側に切り換えられており、第１油圧通路６３を通して第１油圧ポンプ２１により作動油溜まり５１から変速作動部５２へと作動油が圧送される。このとき逆止弁６８は閉じており、還流通路６７を通した作動油の逆流が防止される。また、第２油圧ポンプ２２は停止している。
【００３３】
これに対し、第１油圧ポンプ２１が逆転駆動される後退走行時には、図（ｂ）に矢印で作動油の流れを示すように、第１，第２電磁切換弁６１，６２の双方が第３ポート６１ｃ，６２ｃ側に切り換えられており、また同時に第２油圧ポンプ２２がオンとなるので、第２油圧通路６４を通して第２油圧ポンプ２２により作動油溜まり５１から変速作動部５２へと作動油が圧送される。そして、第１油圧ポンプ２１を含む第１油圧通路６３は、作動油溜まり５１から変速作動部５２へ至る油圧供給系から完全に切り離されたものとなる。ここで、第１油圧ポンプ２１の逆転によって、吸入ポート４４−１が吐出ポート４５−１よりも相対的に高圧となるので、作動油は、還流通路６７を介して循環する。このように閉回路中で作動油を循環させることにより、第１油圧ポンプ２１により消費されるエネルギが最小限のものとなる。
【００３４】
図５は、車両が前進走行から後退走行へ移行するときの第１，第２油圧ポンプ２１，２２の作動および油圧変化を説明する説明図である。具体的には、運転者が前進走行中に車両を減速して停車し、変速機（ＣＶＴ２）のシフトレバーを前進走行用のドライブレンジ（Ｄレンジ）から後退走行用のリバースレンジ（Ｒレンジ）に切り換えた後、後進を開始するまでの様子を示している。
【００３５】
図示するように、第１油圧ポンプ２１は、前進走行時には正転方向に駆動されているが、車速の低下に伴って回転数が低下し、これにより、発生油圧も低下していく。そして、この油圧が最低必要油圧まで低下したときに、第２油圧ポンプ２２の作動が開始する。同時に、第１，第２電磁切換弁６１，６２が第２油圧通路６４側に切り換えられる。これにより、変速作動部５２へ圧送される作動油の油圧は、最低必要油圧以上に確保される。なお、実際には、油圧を検出することなく、第１油圧ポンプ２１の回転数が所定回転数を下回ったときに第２油圧ポンプ２２の作動を開始することが可能である。以後、車両の停車中および後退走行時は、第１油圧ポンプ２１からは油圧は供給されず、第２油圧ポンプ２２のみで必要な油圧が与えられる。なお、第１，第２電磁切換弁６１，６２の切換によって瞬間的に油圧低下が生じるが、ごく短期間であるとともに、実際の後進が開始する前の減速中であるので、何ら問題はない。その後、走行用モータジェネレータ４の駆動によって後進が開始すると、第１油圧ポンプ２１も逆転方向に駆動されるので、前述したように、作動油が還流通路６７を循環することとなる。
【００３６】
次に、図６は、油圧回路の第２実施例を示しており、図（ａ）は前進走行時の作動油の流れを、図（ｂ）は後退走行時の作動油の流れを、それぞれ併せて示している。なお、図４の第１実施例と実質的に等価な箇所には同一の符号を付してある。この第２実施例の油圧回路においても、第１油圧ポンプ２１を備えた第１油圧通路６３と第２油圧ポンプ２２を備えた第２油圧通路６４とが並列に設けられているが、これらの第１，第２油圧通路６３，６４は、それぞれ作動油溜まり５１と変速作動部５２との間に接続されている。なお、図示例では、上流側の接続点７１および下流側の接続点７２において両通路６３，６４が１本に合流している。そして、この実施例では、第１の弁機構および第２の弁機構として、それぞれ第１逆止弁７３および第２逆止弁７４が用いられている。第１逆止弁７３は、還流通路６７が接続した接続点６５よりも上流側に位置し、作動油溜まり５１から接続点６５への通流のみを許容する方向に配置されている。第２逆止弁７４は、還流通路６７が接続した接続点６６よりも下流側に位置し、接続点６６から変速作動部５２への通流のみを許容する方向に配置されている。
【００３７】
従って、前進走行時に第１油圧ポンプ２１が正転駆動されると、図（ａ）に矢印で作動油の流れを示すように、第１逆止弁７３および第２逆止弁７４を通って作動油溜まり５１から変速作動部５２へと作動油が圧送される。ここで、還流通路６７を通した逆流は、やはり逆止弁６８によって阻止される。第２油圧ポンプ２２は、作動油溜まり５１と変速作動部５２との間に常に接続されており、油圧不足時には、その駆動によって、作動油溜まり５１から変速作動部５２へと作動油を圧送することができる。
【００３８】
なお、内接型歯車ポンプからなる第２油圧ポンプ２２は停止時の漏洩が少なく、従って、第１油圧ポンプ２１作動時に第２油圧ポンプ２２を通して接続点７２から接続点７１へ作動油が逆流することは殆ど生じないが、必要であれば、第２油圧ポンプ２２と直列にさらに逆止弁を配置し、第２油圧ポンプ２２を通した逆流を完全に阻止するようにすることもできる。
【００３９】
また、後退走行時には、図（ｂ）に矢印で作動油の流れを示すように、第２油圧ポンプ２２が駆動されることによって作動油溜まり５１から変速作動部５２へと作動油が圧送される。そして、第１油圧ポンプ２１が逆転することによって、該第１油圧ポンプ２１の吸入ポート４４−１が高圧に、吐出ポート４５−１が低圧になるが、これにより第１逆止弁７３および第２逆止弁７４は閉じ、第１油圧ポンプ２１が油圧供給系から実質的に切り離される。この状態で還流通路６７を作動油が循環するのは、前述した第１実施例と同様である。
【００４０】
図７は、この第２実施例において、車両が前進走行から後退走行へ移行するときの第１，第２油圧ポンプ２１，２２の作動および油圧変化を説明する説明図である。具体的には、運転者が前進走行中に車両を減速して停車し、変速機（ＣＶＴ２）のシフトレバーを前進走行用のＤレンジから後退走行用のＲレンジに切り換えた後、後進を開始するまでの様子を示している。
【００４１】
前述したように、第１油圧ポンプ２１は、前進走行時には正転方向に駆動されているが、車速の低下に伴って回転数が低下し、これにより、発生油圧も低下していく。そして、この油圧が最低必要油圧まで低下したとき（あるいはポンプ回転数が所定回転数未満となったとき）に、第２油圧ポンプ２２の作動が開始する。これにより、変速作動部５２へ圧送される作動油の油圧は、最低必要油圧以上に確保される。車両の停車中は、第１油圧ポンプ２１では油圧は発生せず、第２油圧ポンプ２２のみで必要な油圧が与えられる。そして、後進が開始した後も、第１油圧ポンプ２１からは油圧は供給されず、第２油圧ポンプ２２によって油圧供給が継続される。この実施例では、第２油圧ポンプ２２の作動開始時に流路切換を伴わないので、第１実施例のような瞬間的な油圧低下はない。また、前進走行であれば走行用モータジェネレータ４の駆動による走行であっても第１油圧ポンプ２１の発生油圧が利用されるので、第２油圧ポンプ２２の小型化の上で一層有利となる。
【００４２】
なお、第２油圧ポンプ２２は単純にオン−オフ的に作動させてもよいが、第１油圧ポンプ２１との合成油圧が一定値を維持するように、その回転数を制御することも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係るハイブリッド車両の車両推進機構の構成説明図。
【図２】このハイブリッド車両の制御システムの概要を示すブロック図。
【図３】内接型歯車ポンプの構成を示す説明図。
【図４】油圧回路の第１実施例を示す回路図。
【図５】この第１実施例において前進走行から後退走行へ移行するときの油圧変化等を示す説明図。
【図６】油圧回路の第２実施例を示す回路図。
【図７】この第２実施例において前進走行から後退走行へ移行するときの油圧変化等を示す説明図。
【符号の説明】
１…エンジン
２…ＣＶＴ
３…クラッチ
４…走行用モータジェネレータ
２１…第１油圧ポンプ
２２…第２油圧ポンプ
５１…作動油溜まり
５２…変速作動部
６１…第１電磁切換弁
６２…第２電磁切換弁
６７…還流通路
６８…逆止弁
７３…第１逆止弁
７４…第２逆止弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hybrid vehicle that travels with an electric motor while stopping an engine in a predetermined driving state, and more particularly, to a hydraulic pressure supply device that supplies hydraulic pressure necessary for a shift operation of the transmission.
[0002]
[Prior art]
In a hybrid vehicle that automatically stops and restarts the engine according to the driving state of the vehicle, a mechanically driven hydraulic pump that is generally driven by the engine is generally used to ensure the hydraulic pressure required by the transmission. In addition to this, it is necessary to provide an electric hydraulic pump driven by an electric motor. In particular, when a belt-type continuously variable transmission (CVT) is used as a transmission, a high hydraulic pressure is required to operate a piston that tightens the belt. It has become a big issue in practical use.
[0003]
For example, in a hybrid vehicle using a belt-type continuously variable transmission disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-200920, a machine closer to the engine than a clutch that transmits and shuts off driving force between the engine and the transmission. A drive-type hydraulic pump is disposed and is driven in a manner interlocked with the rotation of the engine. Therefore, this mechanically driven hydraulic pump is driven only in one direction of rotation and does not reverse. Further, when the engine is stopped and the vehicle is driven by the driving motor, the clutch is disengaged, so that the hydraulic pump is also stopped when the engine is stopped. For this reason, an electric hydraulic pump is provided as the second hydraulic pump, and when the engine is stopped, the hydraulic pressure is supplied to the transmission operating portion of the transmission by the electric hydraulic pump.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the configuration described in the above publication, the entire required hydraulic pressure is always supplied by the electric hydraulic pump when the engine is stopped. Therefore, a large electric hydraulic pump is required, and generally a large system using a high-voltage AC motor by an inverter method is required.
[0005]
On the other hand, the present applicant is considering arranging the mechanical hydraulic pump on the output shaft side of the clutch. In this case, even when the engine is stopped, the mechanically driven hydraulic pump is driven at the same time when traveling by the traveling motor, so that the load on the electrically driven hydraulic pump is reduced. However, on the other hand, a new problem arises that the mechanically driven hydraulic pump is driven in the reverse rotation direction when the vehicle is traveling backward.
[0006]
It is an object of the present invention to provide a hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle capable of pumping hydraulic oil as expected even during reverse running, which is a problem when a mechanical hydraulic pump is disposed on the output shaft side of a clutch. To do.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, the engine is connected to the input shaft of the clutch, the input shaft of the transmission and the traveling motor are connected to the output shaft of the clutch, and the output shaft of the transmission A vehicle propulsion mechanism configured to transmit a driving force to the drive wheels, and connected to the output shaft of the clutch, pressure-feeds the hydraulic oil in the hydraulic oil reservoir of the transmission to the transmission operating portion of the transmission. A hybrid vehicle comprising: a first mechanically driven hydraulic pump; and an electric second hydraulic pump provided in parallel with the first hydraulic pump. The hybrid vehicle performs reverse traveling by reverse rotation of the traveling motor. A hydraulic supply device is assumed. Therefore, in a state where the engine is driving the drive wheels via the clutch, the first hydraulic pump is driven by the output of the engine. The first hydraulic pump is also mechanically driven in the same manner when the engine is stopped and traveling in the forward direction by the traveling motor. When the vehicle travels backward, the engine stops and the vehicle reverses as the traveling motor reverses. At this time, the first hydraulic pump rotates in reverse with the output shaft of the clutch.
[0008]
In the present invention, the reverse travel is provided between the hydraulic oil reservoir and the first hydraulic pump and between the first hydraulic pump and the speed change operation unit, and the first hydraulic pump is reversely rotated. Sometimes , The first hydraulic pump And the hydraulic oil reservoir A first valve mechanism and Shut off between the first hydraulic pump and the speed change operation unit. A second valve mechanism, a reflux passage provided between the first and second valve mechanisms to connect the suction port side and the discharge port side of the first hydraulic pump, and the first valve mechanism. And a third valve mechanism provided in the return passage so as to prevent backflow from the discharge port side to the suction port side during forward rotation of the hydraulic pump, and the second hydraulic pump during reverse travel Therefore, the hydraulic oil is pumped from the hydraulic oil reservoir to the speed change operation unit.
[0009]
In other words, when the machine-driven first hydraulic pump rotates backward, the first hydraulic pump is substantially disconnected from the hydraulic supply system that extends from the hydraulic oil reservoir to the speed change operation unit. Then, when the pumping action occurs in the reverse direction along with the reverse rotation and the hydraulic oil is discharged from the original suction port, the hydraulic oil circulates through the reflux passage. That is, the hydraulic oil circulates in the closed circuit including the first hydraulic pump. Therefore, a large loss is not caused by the first hydraulic pump during reverse running.
[0010]
As the third valve mechanism provided in the recirculation passage, an electromagnetic valve or the like that closes the recirculation passage at the time of forward rotation of the first hydraulic pump can be used. It is possible to comprise a check valve that allows only flow to the side.
[0011]
The first valve mechanism and the second valve mechanism are, for example, as in claim 3. The communication between the hydraulic oil reservoir and the suction port of each hydraulic pump, and the communication between the discharge port of each pump and the speed change operation part are on the side of any pump. Each can be constituted by a flow path switching valve that selectively switches. In this case, as in claim 7, While driving forward When the rotation speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value, the second hydraulic pump is driven and the first valve mechanism and the second valve mechanism are switched to the second hydraulic pump side. desirable. Thereby, the switching of the flow path is completed before actually switching to the reverse traveling.
[0012]
Alternatively, as in claim 4, each of the check valves can be configured to allow only flow in the direction from the hydraulic oil reservoir toward the speed change operation unit. In other words, the check valve is closed when a pressure difference occurs in the reverse direction with the reverse rotation of the first hydraulic pump, so that the first hydraulic pump is substantially disconnected. In this case, as in claim 5, While driving forward The second hydraulic pump is preferably driven when the rotation speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value.
[0013]
In this configuration, if the vehicle is traveling forward, the hydraulic oil is pumped by the first hydraulic pump when the traveling motor is traveling even when the engine is stopped. When the vehicle speed decreases and the supply of hydraulic oil by the first hydraulic pump becomes insufficient, the second hydraulic pump is driven.
[0014]
Furthermore, as in claim 6, While driving forward When the rotational speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value, the second hydraulic pressure is such that the sum of the hydraulic pressure generated by the first hydraulic pump and the hydraulic pressure generated by the second hydraulic pump is substantially constant. It is desirable to drive the pump.
[0015]
One of the first valve mechanism and the second valve mechanism can be a flow path switching valve, and the other can be a check valve.
[0016]
【The invention's effect】
According to the hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to the present invention, even when the first hydraulic pump driven mechanically is reversely driven during reverse travel, the hydraulic oil circulates through the closed circuit including the return passage, resulting in a large loss. There is nothing. Therefore, by mechanically driving the first hydraulic pump on the output shaft side of the clutch, it is possible to supply hydraulic pressure without relying only on the electric second hydraulic pump during forward traveling by the traveling motor with the engine stopped. Thus, the capacity or performance required for the second hydraulic pump can be reduced. Therefore, the size of the second hydraulic pump can be reduced.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0018]
FIG. 1 shows the configuration of a vehicle propulsion mechanism for a hybrid vehicle in which a hydraulic pressure supply device according to the present invention is used. The propulsion mechanism includes an engine 1 made of, for example, a gasoline engine or a diesel engine, a belt-type continuously variable transmission (hereinafter abbreviated as CVT) 2 for shifting the rotation of the engine 1, the engine 1 and the CVT 2 And a clutch 3 that transmits and shuts off the driving force between them, and a traveling motor for traveling the vehicle including when the engine 1 is stopped, that is, a traveling motor generator 4. In addition, this embodiment further includes a power generation motor generator 5 that mainly generates power while the engine is running and performs cranking when the engine 1 is restarted.
[0019]
The clutch 3 is composed of, for example, a hydraulic multi-plate clutch, and its input shaft 3 a is substantially directly connected to the crankshaft 1 a of the engine 1. A rotor (not shown) of the power generation motor generator 5 is fixed to the input shaft 3a. The power generation motor generator 5 and the traveling motor generator 4 are both AC motor generators, and are controlled on both the drive side and the power generation side by a known inverter circuit.
[0020]
The CVT 2 includes a primary pulley 11 on the driving side, a secondary pulley 12 on the driven side, and a metal belt 13 wound between them, and the pulley width of the primary pulley 11 is not shown. It can be adjusted by the hydraulic mechanism, and the pulley width of the secondary pulley 12 changes accordingly, and the gear is changed steplessly. A transmission input shaft 11 a provided with the primary pulley 11 is substantially directly connected to the output shaft 3 b of the clutch 3. At the same time, the rotating shaft 4a of the traveling motor generator 4 is connected to the transmission input shaft 11a. A reduction gear mechanism (not shown) is generally provided between the rotating shaft 4a of the traveling motor generator 4 and the transmission input shaft 11a. The transmission output shaft 12 a provided with the secondary pulley 12 is connected to the axle shaft 18 through a final gear 14 including a final drive gear 15 and a final driven gear 16 and a differential gear 17, for example, to the drive wheel 19. Power is transmitted.
[0021]
On the other hand, a mechanically driven first hydraulic pump 21 and an electric second hydraulic pump 22 are provided as a hydraulic pressure supply device, and a CVT2 speed change operation unit from a hydraulic oil reservoir (not shown) of the CVT2. The hydraulic oil is pumped to (not shown). The shift operation unit is configured to include, for example, a pressure regulating valve and a hydraulic control valve, generates an arbitrary control hydraulic pressure using the hydraulic pressure supplied from the hydraulic pumps 21 and 22, and variably controls the transmission ratio of the CVT 2. ing. Here, the first hydraulic pump 21 is connected to and driven by the output shaft 3b of the clutch 3, that is, the transmission input shaft 11a. The first hydraulic pump 21 is an internal gear pump described later, and its drive shaft is directly connected to the clutch output shaft 3b and the transmission input shaft 11a. In other words, the clutch 3, the first hydraulic pump 21, and the primary pulley 11 are arranged in series on the same axis. The electric second hydraulic pump 22 has a built-in low-voltage DC motor that can be driven by an in-vehicle battery for auxiliary equipment, and an internal gear pump is also used for the pump portion. Yes. As will be described later, the second hydraulic pump 22 is driven when the hydraulic pressure by the mechanically driven first hydraulic pump 21 becomes insufficient, for example, when the vehicle is stopped.
[0022]
FIG. 2 is a block diagram showing an outline of the hybrid vehicle control system. As shown in the figure, this control system is driven via an electric oil pump control unit 32 that controls the electric oil pump, that is, the second hydraulic pump 22, an engine control unit 33 that performs various controls of the engine 1, and an inverter circuit. Motor generator control unit 34 for controlling the motor generator 4 for power generation and the motor generator 5 for power generation, a clutch control unit 35 for controlling the clutch 3 via a hydraulic control valve, and CVT control for controlling the gear ratio of the CVT 2 The entire system is controlled by the hybrid system control unit 31 in an integrated manner. Furthermore, in this embodiment, an oil passage electromagnetic valve control unit 37 for controlling the electromagnetic switching valves 61 and 62 for switching the flow path described later is provided.
[0023]
Briefly describing the control of the entire hybrid vehicle, for example, in steady running at a medium vehicle speed or higher, the engine 1 is in a combustion operation and the clutch 3 is in a connected state, and the vehicle is driven by the driving force of the engine 1. To do. At this time, the power generation motor generator 5 generates power. When the vehicle decelerates from the traveling state, the traveling motor generator 4 regenerates deceleration energy, that is, generates electric power, and the clutch 3 is disconnected before the vehicle stops and the engine 1 is stopped. When starting from the vehicle stop state, the clutch 3 is kept in the disengaged state, and the traveling motor generator 4 is driven to start the vehicle. Thereafter, when the vehicle speed becomes equal to or higher than a predetermined low vehicle speed, cranking by the power generation motor generator 5 is performed and the engine 1 is restarted. As the engine 1 is restarted, the clutch 3 is gradually connected and the traveling motor generator 4 is controlled to shift to traveling by the engine 1.
[0024]
On the other hand, in the configuration of this embodiment, the vehicle propulsion mechanism does not include the forward / reverse switching mechanism, and only traveling forward is possible as traveling by the engine 1. Therefore, the backward running is realized by rotating the running motor generator 4 with the clutch 3 disengaged. In other words, since it is generally unthinkable that the vehicle travels for a long time while traveling backward, the engine 1 is stopped and the vehicle is driven backward by the traveling motor generator 4 to simplify the speed change mechanism.
[0025]
Since the first hydraulic pump 21 that is mechanically driven is directly connected to the transmission input shaft 11a as described above, the vehicle travels regardless of whether it is traveling by the engine 1 or traveling motor generator 4. If so, it is mechanically driven accordingly. That is, it is driven at a pump speed determined by the vehicle speed and the transmission ratio of CVT2. This is the same for both forward travel and reverse travel. However, with respect to the pump rotation direction during forward travel (this is the normal rotation direction), during reverse travel, the pump rotation direction is the reverse rotation direction.
[0026]
FIG. 3 shows a specific configuration of the internal gear pump used for the first hydraulic pump 21 and the second hydraulic pump 22 described above. This internal gear pump is a known one, and an annular internal gear 42 is rotatably fitted and held in a cylindrical housing 41. A circumscribed gear 43 is arranged at a position eccentric to one of the inner peripheral sides. The external gear 43 is rotationally driven by the clutch output shaft 3b and the motor rotation shaft. The outer peripheral teeth 43a mesh with the tooth grooves 42a of the internal gear 42, and the external gear 43 rotates. Accordingly, the internal gear 42 also rotates in the housing 41. A suction port 44 and a discharge port 45 are formed so as to sandwich the external gear 43 in the radial direction on one end plate that closes the axial end of the housing 41. In addition, a partition plate 46 having a substantially crescent shape is provided so as to fill a space between the external gear 43 and the internal gear 42 resulting from the eccentricity of the external gear 43 to one side. The tooth tip of the external gear 43 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the tooth tip of the internal gear 42.
[0027]
In such an internal gear pump, when the external gear 43 is driven in the forward direction as indicated by an arrow ω, hydraulic oil is sucked from the suction port 44 and pressurized and discharged from the discharge port 45. Is done. The inscribed gear pump can also be reversed in the direction opposite to the arrow ω. In this case, the hydraulic oil is sucked from the discharge port 45 and pressurized to the pressure from the suction port 44. It will be discharged. In addition, when the external gear 43 is not driven to rotate, the partition plate 46 closes the space between the external gear 43 and the internal gear 42, so that the hydraulic oil leaks between the ports 44 and 45. There are few things.
[0028]
Next, the hydraulic circuit provided with the first and second hydraulic pumps 21 and 22 will be described.
[0029]
FIG. 4 shows a first embodiment of the hydraulic circuit. In particular, FIG. 4 (a) shows the flow of hydraulic oil during forward travel, and FIG. 4 (b) shows the flow of hydraulic oil during reverse travel. It shows. In the figure, 51 indicates a hydraulic oil reservoir of CVT 2 from which hydraulic oil is recovered from each part, and 52 indicates a transmission operating part of CVT 2 that is a hydraulic pressure supply destination. Further, the suction port 44 and the discharge port 45 of the first hydraulic pump 21 are denoted by reference numerals 44-1 and 45-1, respectively, and the suction port 44 and the discharge port 45 of the second hydraulic pump 22 are denoted by reference numerals 44-2 and 45-, respectively. It is shown as 2. Note that the names “suction port” and “discharge port” are based on the forward rotation of each pump as described above, and the suction port 44 is placed on the discharge side during the reverse rotation. Becomes the inhalation side.
[0030]
As shown in the figure, the first embodiment includes a first electromagnetic switching valve 61 serving as a first valve mechanism and a second electromagnetic switching valve 62 serving as a second valve mechanism. The first electromagnetic switching valve 61 is a three-port two-position switching valve that selectively communicates the first port 61a with either the second port 61b or the third port 61c. The first port 61a is hydraulic oil. Connected to the reservoir 51. Similarly, the second electromagnetic switching valve 62 is a three-port two-position switching valve that selectively communicates the first port 62a with either the second port 62b or the third port 62c. Is connected to the speed change operation unit 52. A first hydraulic passage 63 is connected between the second port 61 b of the first electromagnetic switching valve 61 and the second port 62 b of the second electromagnetic switching valve 62, and the first hydraulic passage 63 is connected to the first hydraulic passage 63. A pump 21 is arranged. A second hydraulic passage 64 is connected between the third port 61 c of the first electromagnetic switching valve 61 and the third port 62 c of the second electromagnetic switching valve 62, and the second hydraulic pump 64 is connected to the second hydraulic passage 64. 22 is arranged. Further, a reflux passage 67 is connected between the first hydraulic pump 21 suction side connection point 65 and the discharge side connection point 66 of the first hydraulic passage 63 so as to be arranged in parallel with the first hydraulic pump 21. Yes. A check valve 68 that allows only a flow in the direction from the connection point 65 to the connection point 66 is interposed in the reflux passage 67 as a third valve mechanism.
[0031]
The first electromagnetic switching valve 61 and the second electromagnetic switching valve 62 are controlled to be switched by the oil passage electromagnetic valve control unit 37 in the control system described above. Basically, the electric second hydraulic pump 22 is turned on and off. The flow path is switched in a manner linked to the off state.
[0032]
That is, during forward travel in which the first hydraulic pump 21 is normally driven, both the first and second electromagnetic switching valves 61 and 62 are connected to the second port, as shown by the arrows in FIG. The hydraulic fluid is switched to the side of 61b, 62b, and the hydraulic fluid is pressure-fed from the hydraulic fluid reservoir 51 to the transmission operating portion 52 by the first hydraulic pump 21 through the first hydraulic passage 63. At this time, the check valve 68 is closed, and the backflow of the hydraulic oil through the reflux passage 67 is prevented. Further, the second hydraulic pump 22 is stopped.
[0033]
On the other hand, during reverse travel in which the first hydraulic pump 21 is driven in reverse, both the first and second electromagnetic switching valves 61 and 62 are in the third state, as shown by the arrows in FIG. Since the second hydraulic pump 22 is turned on at the same time, the hydraulic oil is switched from the hydraulic oil reservoir 51 to the speed change operation unit 52 by the second hydraulic pump 22 through the second hydraulic passage 64. Pumped. The first hydraulic passage 63 including the first hydraulic pump 21 is completely disconnected from the hydraulic supply system from the hydraulic oil reservoir 51 to the speed change operation unit 52. Here, since the suction port 44-1 has a relatively higher pressure than the discharge port 45-1 due to the reverse rotation of the first hydraulic pump 21, the hydraulic oil circulates through the reflux passage 67. By circulating the working oil in the closed circuit in this way, the energy consumed by the first hydraulic pump 21 is minimized.
[0034]
FIG. 5 is an explanatory diagram for explaining the operation of the first and second hydraulic pumps 21 and 22 and the change in hydraulic pressure when the vehicle shifts from forward traveling to backward traveling. Specifically, the driver decelerates and stops the vehicle while traveling forward, and shifts the shift lever of the transmission (CVT2) from the drive range for forward travel (D range) to the reverse range for reverse travel (R range). After switching to, the situation from the start of reverse travel is shown.
[0035]
As shown in the figure, the first hydraulic pump 21 is driven in the forward rotation direction during forward traveling, but the rotational speed decreases as the vehicle speed decreases, and the generated hydraulic pressure also decreases. Then, when the hydraulic pressure is reduced to the minimum required hydraulic pressure, the operation of the second hydraulic pump 22 is started. At the same time, the first and second electromagnetic switching valves 61 and 62 are switched to the second hydraulic passage 64 side. As a result, the hydraulic pressure of the hydraulic oil pressure-fed to the shift operation unit 52 is ensured to be equal to or higher than the minimum required hydraulic pressure. Actually, the operation of the second hydraulic pump 22 can be started when the rotational speed of the first hydraulic pump 21 falls below a predetermined rotational speed without detecting the hydraulic pressure. Thereafter, when the vehicle is stopped and traveling backward, the first hydraulic pump 21 is not supplied with the hydraulic pressure, and only the second hydraulic pump 22 provides the necessary hydraulic pressure. Note that although the hydraulic pressure drops instantaneously due to the switching of the first and second electromagnetic switching valves 61 and 62, there is no problem because it is a very short period of time and the vehicle is decelerating before the actual reverse starts. . Thereafter, when reverse driving is started by driving the traveling motor generator 4, the first hydraulic pump 21 is also driven in the reverse direction, so that the hydraulic oil circulates in the reflux passage 67 as described above.
[0036]
Next, FIG. 6 shows a second embodiment of the hydraulic circuit, where FIG. 6 (a) shows the flow of hydraulic oil during forward travel, and FIG. 6 (b) shows the flow of hydraulic oil during reverse travel. It also shows. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the location substantially equivalent to 1st Example of FIG. Also in the hydraulic circuit of the second embodiment, the first hydraulic passage 63 provided with the first hydraulic pump 21 and the second hydraulic passage 64 provided with the second hydraulic pump 22 are provided in parallel. The first and second hydraulic passages 63 and 64 are connected between the hydraulic oil reservoir 51 and the speed change operation unit 52, respectively. In the illustrated example, both the passages 63 and 64 are joined together at the upstream connection point 71 and the downstream connection point 72. In this embodiment, a first check valve 73 and a second check valve 74 are used as the first valve mechanism and the second valve mechanism, respectively. The first check valve 73 is positioned upstream of the connection point 65 to which the reflux passage 67 is connected, and is arranged in a direction that allows only flow from the hydraulic oil reservoir 51 to the connection point 65. The second check valve 74 is located on the downstream side of the connection point 66 to which the reflux passage 67 is connected, and is disposed in a direction that allows only the flow from the connection point 66 to the speed change operation unit 52.
[0037]
Accordingly, when the first hydraulic pump 21 is driven in the forward direction during forward traveling, it passes through the first check valve 73 and the second check valve 74 as shown by the arrow in FIG. The hydraulic oil is pumped from the hydraulic oil reservoir 51 to the speed change operation unit 52. Here, the reverse flow through the reflux passage 67 is also prevented by the check valve 68. The second hydraulic pump 22 is always connected between the hydraulic oil reservoir 51 and the transmission operating portion 52. When the hydraulic pressure is insufficient, the second hydraulic pump 22 drives the hydraulic oil from the hydraulic oil reservoir 51 to the transmission operating portion 52 by driving. be able to.
[0038]
Note that the second hydraulic pump 22 composed of the inscribed gear pump has less leakage at the time of stoppage. Therefore, when the first hydraulic pump 21 is operated, the hydraulic oil flows backward from the connection point 72 to the connection point 71 through the second hydraulic pump 22. This hardly occurs, but if necessary, a check valve can be further arranged in series with the second hydraulic pump 22 to completely prevent the backflow through the second hydraulic pump 22.
[0039]
Further, during reverse travel, as shown in FIG. 2B, the flow of hydraulic oil is indicated by an arrow, so that the hydraulic oil is pumped from the hydraulic oil reservoir 51 to the transmission operating portion 52 by driving the second hydraulic pump 22. . When the first hydraulic pump 21 reverses, the suction port 44-1 of the first hydraulic pump 21 becomes high pressure and the discharge port 45-1 becomes low pressure. 2 The check valve 74 is closed, and the first hydraulic pump 21 is substantially disconnected from the hydraulic supply system. In this state, the working oil circulates in the reflux passage 67 as in the first embodiment.
[0040]
FIG. 7 is an explanatory diagram for explaining the operation of the first and second hydraulic pumps 21 and 22 and the change in hydraulic pressure when the vehicle shifts from forward travel to reverse travel in the second embodiment. Specifically, the driver decelerates the vehicle during forward travel and stops, switches the shift lever of the transmission (CVT2) from the D range for forward travel to the R range for reverse travel, and then starts reverse. It shows how it was done.
[0041]
As described above, the first hydraulic pump 21 is driven in the forward direction when traveling forward, but the rotational speed decreases as the vehicle speed decreases, and the generated hydraulic pressure also decreases. Then, when the hydraulic pressure is reduced to the minimum required hydraulic pressure (or when the pump rotational speed is less than the predetermined rotational speed), the operation of the second hydraulic pump 22 is started. As a result, the hydraulic pressure of the hydraulic oil pressure-fed to the shift operation unit 52 is ensured to be equal to or higher than the minimum required hydraulic pressure. While the vehicle is stopped, the first hydraulic pump 21 does not generate hydraulic pressure, and only the second hydraulic pump 22 provides necessary hydraulic pressure. Even after the reverse drive is started, the hydraulic pressure is not supplied from the first hydraulic pump 21, and the hydraulic pressure supply is continued by the second hydraulic pump 22. In this embodiment, there is no instantaneous oil pressure drop as in the first embodiment because there is no flow path switching when the operation of the second hydraulic pump 22 is started. Further, if the vehicle travels forward, the hydraulic pressure generated by the first hydraulic pump 21 is used even when traveling by driving the motor generator 4 for traveling, which is further advantageous in reducing the size of the second hydraulic pump 22.
[0042]
The second hydraulic pump 22 may be simply operated on-off, but the rotation speed can be controlled so that the combined hydraulic pressure with the first hydraulic pump 21 maintains a constant value. is there.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration explanatory view of a vehicle propulsion mechanism for a hybrid vehicle according to the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing an outline of a control system for the hybrid vehicle.
FIG. 3 is an explanatory view showing a configuration of an inscribed gear pump.
FIG. 4 is a circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic circuit.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing a change in hydraulic pressure and the like when shifting from forward travel to reverse travel in the first embodiment.
FIG. 6 is a circuit diagram showing a second embodiment of the hydraulic circuit.
FIG. 7 is an explanatory diagram showing a change in hydraulic pressure and the like when shifting from forward travel to reverse travel in the second embodiment.
[Explanation of symbols]
1 ... Engine
2 ... CVT
3 ... Clutch
4 ... Motor generator for running
21 ... 1st hydraulic pump
22 ... Second hydraulic pump
51. Hydraulic oil reservoir
52. Transmission operating part
61. First electromagnetic switching valve
62 ... Second electromagnetic switching valve
67 ... Reflux passage
68. Check valve
73. First check valve
74 ... Second check valve

Claims

The engine is connected to the clutch input shaft, the transmission input shaft and the travel motor are connected to the clutch output shaft, and the driving force is transmitted from the transmission output shaft to the drive wheels. A configured vehicle propulsion mechanism;
A mechanically driven first hydraulic pump connected to an output shaft of the clutch and pumping hydraulic oil in a hydraulic oil reservoir of the transmission to a transmission operating portion of the transmission;
An electric second hydraulic pump provided in parallel with the first hydraulic pump;
With
In a hybrid vehicle that travels backward by reversing the traveling motor,
Respectively provided between and between the first hydraulic pump and the shifting operation part of the hydraulic oil reservoir and the first hydraulic pump, and during backward traveling of the first hydraulic pump is reversed, the first A first valve mechanism that shuts off between one hydraulic pump and the hydraulic oil reservoir, and a second valve mechanism that shuts off between the first hydraulic pump and the speed change operation unit ,
A recirculation passage provided between the first and second valve mechanisms to connect the suction port side and the discharge port side of the first hydraulic pump;
A third valve mechanism provided in the return passage so as to prevent backflow from the discharge port side to the suction port side during forward rotation of the first hydraulic pump;
With
A hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle, wherein the hydraulic oil is pumped from the hydraulic oil reservoir to the shift operating portion by the second hydraulic pump during reverse running.

2. The hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the third valve mechanism includes a check valve that allows only flow from the suction port side to the discharge port side. 3.

The first valve mechanism and the second valve mechanism are any one of communication between the hydraulic oil reservoir and the suction port of each hydraulic pump and communication between the discharge port of each pump and the speed change operation unit. The hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to claim 1, wherein the hydraulic pressure supply device is configured by a flow path switching valve that selectively switches to the pump side .

The first valve mechanism and the second valve mechanism are each composed of a check valve that allows only a flow in a direction from the hydraulic oil reservoir toward the speed change operation unit. A hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle as described in 1.

5. The hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to claim 4, wherein the second hydraulic pump is driven when the rotational speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value during forward traveling .

When the rotational speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value during forward travel, the sum of the hydraulic pressure generated by the first hydraulic pump and the hydraulic pressure generated by the second hydraulic pump is substantially constant. 6. The hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to claim 5, wherein the second hydraulic pump is driven.

The second hydraulic pump is driven when the rotational speed of the first hydraulic pump is less than a predetermined value during forward travel, and the first valve mechanism and the second valve mechanism are moved to the second hydraulic pump side. 4. The hydraulic pressure supply device for a hybrid vehicle according to claim 3, wherein the hydraulic pressure supply device is switched.