JP4367008B2

JP4367008B2 - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP4367008B2
Application number: JP2003152730A
Authority: JP
Inventors: 眞舟橋; 新村上; 慎一伊藤; 俊洋青山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-05-29
Filing date: 2003-05-29
Publication date: 2009-11-18
Anticipated expiration: 2023-05-29
Also published as: JP2004353768A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、車両の動力伝達装置の動作部材や、各種の産業機械の動作部材の動作を制御するアクチュエータとして用いられる油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、車両の動力伝達装置においては、動作部材の動作を制御することにより、駆動力源と車輪との間で伝達される動力が制御されるように構成されており、その動作部材の動作を制御するためのアクチュエータとして、油圧制御装置が知られている。この油圧制御装置の一例が、下記の特許文献１に記載されている。
【０００３】
この特許文献１に記載されている油圧制御装置は、ベルト式無段変速機に用いられる油圧制御装置であり、この油圧制御装置はオイルポンプを有している。このオイルポンプは、エンジン動力により駆動するように構成されている。また、オイルポンプは、メインポートおよびサブポートを有し、メインポートから吐出されたオイルが、油路を経由してプライマリ制御弁に供給されるように構成されている。また、プライマリ制御弁にはセカンダリ制御弁が接続されている。さらに、サブポートから吐出されるオイルの供給先を、プライマリ制御弁またはオイルポンプの吸込口のいずれか一方に、選択的に切り換える切換弁が設けられている。さらに、この切換弁の動作を制御する切換制御弁が設けられている。なお、油圧制御装置を制御する電子制御系として制御ユニットが設けられており、この制御ユニットには、各種のセンサの信号が入力される。これに対して、制御ユニットからは、切換制御弁を制御する切換信号、セカンダリ制御弁を制御する信号などが出力される。
【０００４】
そして、エンジン動力によりオイルポンプが駆動されると、メインポートから吐出されたオイルがプライマリ制御弁に供給されるとともに、プライマリ制御弁から排出されるオイルの流量を調整することで、プライマリ制御弁の出力側のプライマリ圧が制御される。さらに、セカンダリ制御弁から排出されるオイルの流量を調整することで、プライマリ制御弁とセカンダリ制御弁との間の油路のセカンダリ圧が制御される。
【０００５】
一方、メインポートから吐出されるオイルの流量であるポート流量が算出される。また、ベルト式無段変速機の伝達トルクに応じたセカンダリ圧、ベルト式無段変速機の変速比に応じたプライマリ圧、潤滑油量などに基づいて、ベルト式無段変速機全体で使用されるオイルの流量が算出される。そして、ポート流量と使用流量とを比較し、その比較結果に基づいて切換制御弁が制御されて、切換弁が動作する。具体的には、低速走行での加速時のように、ポート流量に比べて使用流量の方が多くなると、切換弁が、サブポートとオイルポンプの吸込口との間を遮断するように動作して、サブポートから吐出されるオイルが、プライマリ制御弁、セカンダリ制御弁に供給される。
【０００６】
これに対して、高速での定常走行時のように、ポート流量の方が使用流量よりも多くなった場合は、切換弁が、サブポートとオイルポンプの吸込口との間を連通する位置に動作して、サブポートから吐出されるオイルが、オイルポンプの吸込口に戻される。このような制御により、オイルの使用流量に対する供給オイル量の過不足が抑制される。なお、車両の変速機に用いられる油圧制御装置は、下記の特許文献２および特許文献３にも記載されている。
【０００７】
【特許文献１】
特開平５−２６３３４号公報（要約、段落番号０００８ないし段落番号００１９、図１）
【特許文献２】
特開昭６４−４０７５９号公報
【特許文献３】
特許第３１３８０９６号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記の特許文献１に記載されている油圧制御装置においては、変速機のシフトポジションの切り換えにともなうオイルポンプ駆動負荷に関しては記述が無く、その点で改善の余地があった。
【０００９】
この発明は上記事情を背景としてなされたものであり、オイルポンプに設けられている複数の吐出口からオイルを吐出する場合に、変速機のシフトポジションに応じてオイルポンプの吐出負荷を制御することの可能な油圧制御装置を提供することを目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、それぞれ吐出口を有する複数のオイルポンプが設けられており、この複数のオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルにより、変速機が制御される構成の油圧制御装置において、前記複数のオイルポンプのうちいずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを供給したときに、前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷が異なるものとなる複数のオイル供給経路が設けられており、前記変速機を制御するシフトポジションの選択により動作して、前記いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを前記複数のオイル供給経路のうちのいずれかを選択して供給することにより、前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷を高低に変化させるマニュアルバルブが設けられていることを特徴とする発明である。
【００１１】
請求項１の発明によれば、変速機を制御するために選択されるシフトポジションに基づいてマニュアルバルブが動作し、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルの供給経路が選択される。
【００１４】
請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記シフトポジションが選択されて前記変速機を制御するオイルが供給される変速制御用油圧室が設けられており、前記複数のオイル供給経路には、前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷が相対的に高く、かつ、前記変速制御用油圧室に接続された高負荷油路と、前記高負荷油路よりも前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷が低く、かつ、前記いずれか一つのオイルポンプの吸込口またはオイルパンに接続された低負荷油路とが含まれていることを特徴とする発明である。
【００１５】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルが、変速制御用油圧室に供給された場合は、そのオイルポンプの駆動負荷が高くなる。これに対して、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルが、低負荷油路にオイルを供給された場合は、そのオイルポンプの駆動負荷が低くなる。
【００１６】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記シフトポジションとして、前記変速機により動力伝達をおこなうことが不可能な非駆動ポジションが選択された場合は、前記いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルの供給経路として、前記低負荷油路を選択する機能を、前記マニュアルバルブが有していることを特徴とする発明である。
【００１７】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の作用が生じる他に、シフトポジションとして非駆動ポジションが選択された場合は、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルが低負荷油路に供給されて、そのオイルポンプの駆動負荷が低減される。
【００１８】
請求項４の発明は、請求項３の構成に加えて、前記高負荷油路から所定の油路に排出されるオイル量を制御することにより、前記高負荷油路におけるオイルの状態を制御する第１の制御弁と、前記所定の油路から前記低負荷油路に排出されるオイル量を制御することにより、前記所定の油路の状態を制御する第２の制御弁とが設けられており、前記シフトポジションとして、前記変速機により動力伝達をおこなうことが可能な駆動ポジションが選択された場合は、前記いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを、前記第２の制御弁を経由させて前記低負荷油路に供給する構成とされていることを特徴とする発明である。
【００１９】
請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の作用が生じる他に、シフトポジションとして駆動ポジションが選択されている場合でも、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを、第２の制御弁を経由させて低負荷油路に供給することが可能である。
請求項５の発明は、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に変速機が設けられ、かつ、前記車両に複数のオイルポンプが設けられており、その複数のオイルポンプのそれぞれに吐出口が設けられており、この複数のオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルにより前記変速機が制御される構成の油圧制御装置において、前記変速機を制御するために選択されるシフトポジションとして、前記車両を前進させる向きの駆動力が発生するドライブポジション、および前記車両を後進させる向きの駆動力が発生するリバースポジションを有し、前記シフトポジションが選択されて前記変速機を制御するオイルが供給される変速制御用油圧室が設けられており、前記複数のオイルポンプのうちいずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルが供給されたときに前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷が相対的に高くなり、かつ、前記変速制御用油圧室に接続された高負荷油路と、前記いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルが供給されたときに前記高負荷油路よりも前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷が低く、かつ、前記いずれか一つのオイルポンプの吸込口またはオイルパンに接続された低負荷油路とが設けられており、前記ドライブポジションが選択された場合は、前記いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを前記低負荷油路に供給して前記高負荷油路には供給しない状態と、前記いずれか一つのオイルポンプを含む二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを前記高負荷油路に供給する状態とを切り換え、前記リバースポジションが選択された場合は、前記二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを前記高負荷油路に供給する状態とすることにより、前記いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷を高低に変化させる負荷制御装置が設けられていることを特徴とするものである。
請求項５の発明によれば、変速機を制御するためにドライブポジションが選択された場合は、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを低負荷油路に供給して高負荷油路には供給しない状態と、二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを高負荷油路に供給する状態とを切り換えることができる。また、リバースポジションが選択された場合は、二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを高負荷油路に供給できる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。まず、この発明を適用できる車両のパワートレーン、およびその車両の制御系統を、図２に示す。ここに示すパワートレーンにおいては、駆動力源１から車輪２に至る動力の伝達経路に、流体伝動装置９および前後進切換装置８およびベルト式無段変速機４が配置されている。駆動力源１としては、エンジンまたは電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。このエンジンとしては、例えば、内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。以下、駆動力源１としてガソリンエンジンを用いる場合について説明し、便宜上、駆動力源１を“エンジン１”と記す。このエンジン１の吸気管（図示せず）には、電子スロットルバルブ（図示せず）が設けられているとともに、エンジン１はクランクシャフト７０を有している。
【００２１】
このクランクシャフト７０に連結される流体伝動装置９として、図２の実施例ではトルクコンバータが用いられている。以下、流体伝動装置９を“トルクコンバータ９”と記す。このトルクコンバータ９は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とを有している。フロントカバー１０には円筒部７１が連続されており、円筒部７１であって、フロントカバー１０とは反対側の端部に、ポンプインペラ１１が形成されている。タービンランナ１２は円筒部７１の内部に配置されており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とが対向して設けられている。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。
【００２２】
また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ１３が配置されている。このステータ１３は、一方向クラッチ１４を介して、所定の固定部（ケーシング）１５に連結されている。
【００２３】
このトルクコンバータ９は、ロックアップクラッチ１６を備えている。ロックアップクラッチ１６は、円筒部７１の内部に設けられている。また、ロックアップクラッチ１６と、フロントカバー１０からシャフト５０に至る動力伝達経路とが並列に配置されている。ロックアップクラッチ１６は、フロントカバー１０の内面に固定された摩擦材１６Ａと、シャフト５０と一体回転するハブ５０Ａに固定された摩擦材１６Ｂとを有する。また、ハブ５０Ａとシャフト５０とは軸線方向に相対移動可能である。さらに、円筒部７１の内部には第１の油圧室７２と第２の油圧室７３とが形成されている。そして、第１の油圧室７２の油圧と、第２の油圧室７３の油圧との圧力差に基づいて、ハブ５０Ａおよび摩擦材１６Ｂがシャフト５０の軸線方向に動作し、摩擦材１６Ａと摩擦材１６Ｂとの係合圧が制御される。さらにまた、第１の油圧室７２および第２の油圧室７３に供給されるオイルの圧力を制御する油圧制御装置５９が設けられている。この油圧制御装置５９の具体例は後述する。
【００２４】
前後進切換装置８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、前後進切換装置８は、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。図２に示す例では、前後進切換装置８としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。
【００２５】
さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放は、油圧制御装置５９により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。
【００２６】
前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と可動シーブ５３とを有している。そして、可動シーブ５３を、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２６が設けられている。
【００２７】
これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と可動シーブ５６とを有している。さらに、可動シーブ５６をセカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２７が設けられている。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。さらに、上記アクチュエータ２６の油圧室に供給されるオイルの油圧またはオイル量と、アクチュエータ２７の油圧室に供給されるオイルの油圧またはオイル量とを、油圧制御装置５９により制御する構成となっている。なお、セカンダリシャフト５５には歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には車輪２が連結されている。
【００２８】
つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、電子制御装置（ＥＣＵ）３４が設けられており、この電子制御装置３４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されている。この電子制御装置３４には、エンジン回転数センサ３０の信号、シャフト５０およびタービンランナ１２の回転数を検出するタービン回転数センサ３１の信号、プライマリシャフト５１の回転数を検出する入力回転数センサ３２の信号、セカンダリシャフト５５の回転数を検出する出力回転数センサ３３の信号、加速要求（アクセル開度）検知センサ５７の信号、制動要求検知センサ５８の信号、シフトポジションセンサ６０の信号、スロットル開度センサ７４の信号などが入力される。この実施例においては、シフトポジションセンサ６０により、Ｐ（パーキング）ポジション、Ｒ（リバース）ポジション、Ｎ（ニュートラル）ポジション、Ｄ（ドライブ）ポジションが検知される。また、セカンダリシャフト５５の回転数に基づいて車速が求められる。この電子制御装置３４からは、エンジン１を制御する信号、油圧制御装置５９を制御する信号、ベルト式無段変速機４を制御する信号、ロックアップクラッチ１６を制御する信号、前後進切換装置８を制御する信号などが出力される。
【００２９】
上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン１から出力されたトルクは、トルクコンバータ９、前後進切換装置８、ベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達される。ここで、ロックアップクラッチ１６は、第１の油圧室７２および第２の油圧室７３の油圧に応じて係合圧が制御され、ロックアップクラッチ１６が、完全係合、スリップ、完全解放のいずれかに制御される。このロックアップクラッチ１６の係合圧を制御するため、電子制御装置３４にはロックアップクラッチ制御マップが記憶されている。このロックアップクラッチ制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ロックアップクラッチ係合領域、ロックアップクラッチスリップ領域、ロックアップクラッチ解放領域を定めている。
【００３０】
つぎに、前後進切換装置８の制御について説明する。前進ポジション、例えば、Ｄポジションが選択された場合は、前後進切換装置８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、プライマリシャフト５１のトルクがベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達され、車両Ｖｅを前進させる向きの駆動力が発生する。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。
【００３１】
これに対して、Ｒポジションが選択された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合は、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。プライマリシャフト５１のトルクがベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達されると、車両Ｖｅを後進させる向きの駆動力が発生する。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。
【００３２】
さらに、ＮポジションまたはＰポジションが選択された場合は、前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３が解放される。すると、エンジントルクがシャフト５０に伝達されてサンギヤ１７が所定方向に回転した場合でも、リングギヤ１８もこれと同方向に回転するため、ベルト式無段変速機４にはトルクが伝達されず、駆動力は生じない。このように、ＤポジションまたはＲポジションが選択された場合は、ベルト式無段変速機４により動力伝達をおこなうことが可能であり、ＮポジションまたはＰポジションが選択された場合は、ベルト式無段変速機４により動力伝達をおこなうことが不可能である。
【００３３】
つぎに、ベルト式無段変速機４の制御を説明する。前記のように、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、電子制御装置３４に入力される各種の信号、および電子制御装置３４に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４の変速比およびトルク容量が制御される。すなわち、油圧アクチュエータ２６の油圧室に供給されるオイル量を制御すると、プライマリシャフト５１の軸線方向における可動シーブ５３の位置が制御されて、プライマリプーリ２４の溝幅が調整される。すると、プライマリプーリ２４に対するベルト２８の巻掛け半径が連続的に変化し、変速比が無段階に変化する。また、油圧アクチュエータ２７の油圧室の油圧を制御すると、セカンダリシャフト５５の軸線方向における可動シーブ５６の位置が制御されて、ベルト２８に加えられる挟圧力が調整される。このようにして、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で、ベルト２８を経由して伝達されるトルクの容量が制御される。
【００３４】
つぎに、前述の油圧制御装置５９の具体例を、図１に基づいて説明する。この実施例においては、複数のオイルポンプ、具体的には、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１が設けられており、メインオイルポンプ８０は吸込口８２および吐出口８３を有している。また、サブオイルポンプ８１は吸込口８４および吐出口８５を有している。このメインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１は回転装置により駆動される構成となっている。
【００３５】
この実施例においては、前述した駆動力源、すなわち、エンジンまたは電動機のうち、少なくとも一方を回転装置として利用することが可能である。なお、駆動力源とは別に設けられた電動機（図示せず）を、回転装置として利用することも可能である。また、オイルパン１２０内にはストレーナ１３０が配置されており、ストレーナ１３０から２方向に分岐する油路１３１，１３２が形成されている。一方の油路１３１はメインオイルポンプ８０の吸込口８２に接続され、他方の油路１３２は、サブオイルポンプ８１の吸込口８４に接続されている。
【００３６】
前記メインオイルポンプ８０の吐出口８３には油路８６が接続されているとともに、油路８６はオイル必要部８７に連通されている。オイル必要部８７としては、例えば、油圧アクチュエータ２６，２７の油圧室などが挙げられる。そして、油路８６の油圧を制御するプライマリレギュレータバルブ８８が設けられている。プライマリレギュレータバルブ８８は、所定方向、例えば、図１において上下方向に動作可能なスプール８９と、スプール８９を所定の向き、具体的には図１において下向きに付勢する弾性部材９０とを有している。
【００３７】
また、プライマリレギュレータバルブ８８は、ポート９１，９２，９３，９５を有している。ポート９１には油路９６が連通されており、油路９６からポート９１に信号圧が入力される。この信号圧は、リニアソレノイドバルブ（図示せず）により制御され、ポート９１に入力される信号圧により、スプール８９を図１において下向きに付勢する力が生じる。ポート９１に入力される信号圧は、スロットル開度、エンジン回転数、その他の条件などに基づいて制御することが可能である。また、ポート９２，９５と油路８６とが接続されている。さらに、前記スプール８９にはランド部９７，９８，９９，１００が形成されている。そして、油路８６からポート９５に伝達される油圧により、スプール８９を図１で上向きに付勢する力が生じる。
【００３８】
前記ポート９３には油路１１９が接続されており、油路１１９にはオイル必要部１５０が接続されている。このオイル必要部１５０としては、ロックアップクラッチ１６の係合圧を制御する第１の油圧室７２および第２の油圧室７３などが挙げられる。さらに、油路１１９には、セカンダリレギュレータバルブ１０９が接続されている。このセカンダリレギュレータバルブ１０９は、所定方向、図１において上下方向に動作（ストローク）可能なスプール１１０と、スプール１１０を所定の向き、図１において下向きに付勢する弾性部材１１１とを有している。また、セカンダリレギュレータバルブ１０９は、ポート１１２，１１３，１１４，１１５，１１６，１１７を有している。ポート１１２には油路１１８が連通されており、油路１１８からポート１１２に信号圧が入力される。この信号圧は、リニアソレノイドバルブ（図示せず）により制御され、ポート１１２に入力される信号圧により、スプール１１０を図１において下向きに付勢する力が生じる。ポート１１２に入力される信号圧は、スロットル開度、エンジン回転数、その他の条件などに基づいて制御することが可能である。また、ポート１１３には油路１５１が接続され、ポート１１４，１１６は油路１１９に接続されている。
【００３９】
一方、前記スプール１１０にはランド部１２４，１２５，１２６，１２７が形成されている。そして、ポート１１６の油圧により、スプール１１０を図１で上向きに付勢する力が生じる。さらに、前記ポート１１７には油路１５２が接続されているとともに、油路１５２は油路１３１，１３２に接続されている。さらに、ポート１１５は、油路１５３を経由して潤滑系統１５４に接続されている。潤滑系統１５４としては、ベルト式無段変速機４のベルト２８が、プライマリプーリ２４またはセカンダリプーリ２５に巻き掛かる部分、各種の軸受（図示せず）、前後進切換装置８を構成する遊星歯車装置などが挙げられる。
【００４０】
前記サブオイルポンプ８１の吐出口８５には油路１０５が接続されているとともに、油路１０５と油路８６とを接続する油路１０６が設けられている。油路１０６には逆止弁１０７が配置されている。この逆止弁１０７は、油路８６の油圧と油路１０５の油圧との対応関係に基づいて開閉する。具体的には、油路１０５の油圧が油路８６の油圧を越えた場合に、逆止弁１０７が開放され、油路１０５の油圧が油路８６の油圧よりも低くなった場合に、逆止弁１０７が閉じられる構成となっている。つまり、逆止弁１０７は、油路１０５のオイルが油路８６に流れ込むことを許容し、油路８６のオイルが油路１０５に流れ込むことを防止する機能を備えている。
【００４１】
さらに、油路１０５にはマニュアルバルブ１５５が接続されている。マニュアルバルブ１５５は、シフトポジションに応じて機能するバルブであり、マニュアルバルブ１５５は、図１において左右方向に動作可能なスプール１５６と、各種のポート１５７，１５８，１５９，１６０を有している。ここで、ポート１５７は油路１０５に接続されており、ポート１５８は、油路１６２を経由して油路１５２に接続されている。また、ポート１５９には、油路１６３を経由して油路８６が接続されており、ポート１６０には油路１５１が接続されている。さらに、スプール１５６は、Ｐポジション、Ｒポジション、Ｎポジション、Ｄポジションの各シフトポジションに対応する停止位置を有しており、スプール１５６の停止位置に基づいて、各ポート同士の接続・遮断がおこなわれる。なお、マニュアルバルブ１５５には、これらのポート１５７，１５８，１５９，１６０の他に、前後進切換装置８の前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の油圧室（図示せず）と、油路８６とを、各シフトポジションに応じて接続・遮断するポート（図示せず）が設けられている。
【００４２】
上記の構成を有する油圧制御装置５９の機能を説明する。まず、メインオイルポンプ８０が駆動された場合は、オイルパン１２０のオイルが、ストレーナ１３０を経由してメインオイルポンプ８０に吸い込まれるとともに、吐出口８３から吐出されたオイルが油路８６に供給される。ここで、プライマリレギュレータバルブ８８の機能により、油路８６の油圧が制御される。具体的には、油路８６のオイル量が不足して、油路８６の油圧が低下した場合は、ポート９５の油圧も低くなる。すると、弾性部材９０の付勢力により、スプール８９が図１において下向きに動作して、ポート９２とポート９３との連通面積が狭められる。その結果、油路８６から油路１１９に排出されるオイル量が減少し、油路８６の油圧が上昇する。
【００４３】
これに対して、油路８６におけるオイル量が過剰となり、油路８６の油圧が上昇した場合は、ポート９５の油圧も上昇して、スプール８９が図１において上向きに動作して、ポート９２とポート９３との連通面積が拡大される。その結果、油路８６から油路１１９に排出されるオイル量が増加し、油路８６の油圧が低下する。なお、油路８６からオイル必要部８７に供給されるオイルの油圧およびオイル量は、図示しない油圧制御弁および流量制御弁により、更に制御される。
【００４４】
前記プライマリレギュレータバルブ８８のポート９３から排出されたオイルは、油路１１９を経由してオイル必要部１５０に供給される。また、油路１１９のオイルは、セカンダリレギュレータバルブ１０９のポート１１４，１１６にも供給される。このポート１１６の油圧により、スプール１１０を図１で上向きに付勢する力が生じる。一方、ポート１１２に入力される信号圧および弾性部材１１１の弾性力に対応して、図１で下向きの付勢力がスプール１１０に加えられる。この２つの付勢力の対応関係に基づいて、セカンダリレギュレータバルブ１０９のスプール１１０の動作が決定される。
【００４５】
具体的には、油路１１９に供給されるオイル量が減少して、ポート１１６の油圧が低下すると、スプール１１０が図１において下向きに動作して、ポート１１４とポート１１５，１１７との連通面積が縮小される。その結果、油路１１９から、油路１５２，１５３に排出されるオイル量が減少する。このように、油路１１９から油路１５２，１５３に排出されるオイル量が減少すると、油路１１９の油圧が上昇する。
【００４６】
これとは逆に、油路８６から油路１１９に排出されるオイル量が増加して、油路１１９およびポート１１６の油圧が上昇すると、スプール１１０が図１において上向きに動作して、ポート１１４とポート１１５，１１７との連通面積（開口面積）が拡大される。その結果、油路１１９から、油路１５２，１５３に排出されるオイル量が増加して、油路１１９の油圧が低下する。なお、上記油路１５２に排出されたオイルは、油路１３１を経由してメインオイルポンプ８０に吸引され、かつ、油路１３２を経由してサブオイルポンプ８１に吸引される。また、油路１５２の油圧は、油路８６の油圧よりも低い。さらに、油路１５３に排出されたオイルは、潤滑系統１５４に供給される。
【００４７】
つぎに、サブオイルポンプ８１が駆動された場合について説明する。サブオイルポンプ８１が駆動された場合は、オイルパン１２０のオイルが油路１３２を経由してサブオイルポンプ８１に吸い込まれて、油路１０５に吐出される。また、前記マニュアルバルブ１５５は、選択されるシフトポジションに応じて機能する。
【００４８】
まず、Ｄポジションが選択された場合は、ポート１５７とポート１６０とが連通され、ポート１５９は遮断される。すると、油路１０５のオイルは、油路１５１を経由してセカンダリレギュレータバルブ１０９のポート１３に供給される。セカンダリレギュレータバルブ１０９においては、前述の原理によりスプール１１０が動作しており、スプール１１０の動作に応じて、油路１０５の油圧が変化する。具体的には、スプール１１０が図１において上向きに動作した場合は、ポート１１３とポート１１７との連通面積が拡大される。その結果、油路１５１から油路１５２に排出されるオイル量が増加して、油路１０５の油圧が低下する。これに対して、スプール１１０が図１において下向きに動作した場合は、ポート１１３とポート１１７との連通面積が縮小される。その結果、油路１５１から油路１５２に排出されるオイル量が減少して、油路１０５の油圧が上昇する。
【００４９】
このような原理により油路１０５の油圧が変化し、油路８６の油圧と油路１０５の油圧との関係に基づいて、逆止弁１０７の動作が決定される。例えば、油路８６でオイル量の不足が生じていない場合のように、油路８６の油圧の方が、油路１０５の油圧よりも高い場合は、逆止弁１０７は閉じられており、油路１０５のオイルは油路８６には供給されない。これに対して、油路８６の油圧の方が、油路１０５の油圧よりも低下した場合は、逆止弁１０７が開放されて、油路１０５のオイルが油路８６に供給される。このようにして、油路８６を含むライン圧回路に供給されるオイル量が制御される。
【００５０】
つぎに、Ｒポジションが選択された場合について説明する。この場合は、ポート１５７とポート１５９とが接続され、ポート１６０およびポート１５８が遮断される。すると、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルは、油路１０５および油路１６３を経由して油路８６に供給される。つまり、逆止弁１０７の開閉に関わりなく、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルが油路８６に供給される。
【００５１】
さらに、ＮポジションまたはＰポジションが選択された場合について説明する。この場合は、ポート１５７とポート１５８とが接続され、ポート１６０およびポート１５９が遮断される。このため、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルは、油路１０５，１６２を経由して、油路１３１，１３２に戻る。なお、ＲポジションまたはＮポジションが選択された場合は、油路１０５の油圧が油路８６の油圧よりも低くなり、逆止弁１０７が閉じられる。
【００５２】
このように、図１の油圧制御装置５９においては、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルの供給経路を、２系統のいずれかに選択的に切り換えることが可能である。すなわち、ＮポジションまたはＰポジションが選択された場合は、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルが、油路１５２に供給される。これに対して、Ｒポジションが選択された場合、または、Ｄポジションが選択され、かつ、油路１０５の油圧の方が油路８６の油圧よりも高い場合は、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルが、油路８６に供給される。
【００５３】
そして、油路１５２の油圧の方が油路８６の油圧よりも低いため、サブオイルポンプ８１のオイルを油路１５２に供給する場合におけるサブオイルポンプ８１の駆動負荷の方が、サブオイルポンプ８１のオイルを油路８６に供給する場合におけるサブオイルポンプ８１の駆動負荷よりも低くなる。したがって、ＮポジションまたはＰポジションが選択された場合におけるオイルポンプの駆動損失を、ＤポジションまたはＲポジションが選択された場合におけるオイルポンプの駆動損失よりも低減することが可能である。また、マニュアルバルブ１５５は、サブオイルポンプ８１の存在に関わりなく、元々設けられているバルブであるため、サブオイルポンプ８１から吐出されるオイルの供給経路を、油路８６または油路１５２に切り換えるために専用の切換弁を設けずに済む。したがって、部品点数の増加を抑制できる。
【００５４】
また、ＰポジションまたはＮポジションが選択された場合に、プライマリレギュレータバルブ８８のポート９１に入力される信号圧を最低圧に制御することにより、油路８６の油圧を所定圧以下に制御することが可能である。例えば、ポート９１に信号圧を入力するリニアソレノイドバルブが、通電電流を増加するほど信号圧が高くなる構成であれば、リニアソレノイドバルブを非通電とする。この制御を実行すると、油路８６にオイルを供給するメインオイルポンプ８０の駆動に必要なトルクを低減することが可能となる。また、油路８６を構成するシール部分から漏れるオイル量を低減することが可能である。したがって、オイル必要部８７における必要オイル量（需要）と、油路８６に供給されるオイル量（供給）との差が拡大することを抑制できる。
【００５５】
さらに、ＰポジションまたはＮポジションが選択された場合は、油路１６２のオイルが油路１５７に戻される。なお、油路１６２のオイルを、油路１６２の途中に接続された油路（図示せず）を経由させて、潤滑油必要部位に供給することも可能である。したがって、油路８６でオイル不足が生じて、油路１１９，１５３を経由して潤滑系統１５４に供給されるオイル量が低下した場合においても、潤滑系統１５４におけるオイル不足を抑制することができる。
【００５６】
ところで、サブオイルポンプ８１から吐出されたオイルを、低負荷油路としての油路１５２、あるいは高負荷油路としての油路８６に供給する場合、油路８６，１１９などで油圧振動が生じる可能性がある。ここで、油圧振動とは、油圧の変化程度が所定値以上となることを意味する。この油圧振動は、ライン圧の高さ、ライン圧回路のボリューム（容積）などの影響を受ける。そこで、この油圧振動を抑制するための対策をおこなうことが考えられる。しかしながら、この対策を実行すると、Ｄポジションでは油圧振動を抑制できるが、Ｒポジションでは油圧振動を抑制できないか、または、油圧振動を抑制できても他の不都合が生じる場合は、上記の対策の実行を控えなければならなくなる。
【００５７】
これに対して、この実施例においてはＤポジションが選択された場合は、油路８６にメインオイルポンプ８０からオイルを供給し、サブオイルポンプ８１からはオイルを供給しない１オイルポンプ状態と、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１の両方から、油路８６にオイルを供給する２オイルポンプ状態とを切り換えることができる。また、Ｒポジションが選択された場合は、２オイルポンプ状態に固定される。このため、この実施例においては、Ｒポジションでは、１ポンプ状態と２ポンプ状態との切り換えに起因する油圧振動事態が生じない。したがって、前述した「Ｒポジションで所定の対策を実行しても油圧振動を抑制できない。」または「Ｒポジションで所定の対策を実行すると他の不都合が生じる。」という事情に関わりなく、Ｄポジションで対策を実行することが可能となり、対策の選択幅の自由度が増す。
【００５８】
ここで、実施例の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、メインオイルポンプ８０およびサブオイルポンプ８１が、この発明の複数のオイルポンプに相当し、サブオイルポンプ８１が、この発明のいずれか一つのオイルポンプに相当し、吐出口８３，８５が、この発明の「複数のオイルポンプのそれぞれに設けた吐出口」に相当し、ベルト式無段変速機４が、この発明の変速機に相当し、サブオイルポンプ８１から、油路１０６または油路１６３を経由して油路８６に至る第１の供給経路と、サブオイルポンプ８１から、油路１５１または油路１６２を経由して油路１５２に至る第２の供給経路とが、この発明のオイルの供給経路に相当し、サブオイルポンプ８１を駆動するために必要なトルクが、この発明の「オイルポンプの駆動負荷」に相当し、マニュアルバルブ１５５が、この発明の負荷制御装置に相当する。
【００５９】
また、前記第１の供給経路および第２の供給経路が、この発明の複数のオイル供給経路に相当し、第１の供給経路が、この発明の高負荷油路に相当し、第２の供給経路が、この発明の低負荷油路に相当し、油圧アクチュエータ２６，２７の油圧室が、この発明の変速制御用油圧室に相当し、油路１１９が、この発明の所定の油路に相当し、プライマリレギュレータバルブ８８が、この発明の第１の制御弁に相当し、セカンダリレギュレータバルブ１０９が、この発明の第２の制御弁に相当する。さらに、ＤポジションおよびＲポジションが、この発明の駆動ポジションに相当し、ＮポジションおよびＰポジションが、この発明の非駆動ポジションに相当し、油路８６の油圧およびオイル量が、この発明の「オイルの状態」に相当し、油路１１９の油圧およびオイル量が、この発明の「所定の油路の状態」に相当する。
【００６０】
なお、上記実施例においては、ベルト式無段変速機４のアクチュエータ２６の油圧室のオイル量により変速比が制御され、アクチュエータ２７の油圧室の油圧によりトルク容量が制御されているが、ベルト式無段変速機４のアクチュエータ２６の油圧室の油圧により変速比が制御され、アクチュエータ２７の油圧室のオイル量によりトルク容量を制御する構成のベルト式無段変速機も、各請求項の発明に含まれる。
【００６１】
また、マニュアルバルブの構成としては、車両の乗員がシフト装置を操作してシフトポジションを選択した場合に、その操作力が機械的な伝動機構を経由してマニュアルバルブが動作する構成、または、シフト装置が操作されてシフトポジションが選択されたことをシフトポジションセンサにより検知し、その検知結果に基づいてアクチュエータが動作して、そのアクチュエータの動作力によりマニュアルバルブが動作する構成のいずれであっても、各請求項の発明を実行可能である。
【００６２】
【発明の効果】
以上説明したように請求項１の発明によれば、変速機を制御するために選択されるシフトポジションに基づいてマニュアルバルブが動作し、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを供給するオイル供給経路を選択することが可能である。したがって、シフトポジションの選択内容に応じて、いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷を高低に変化させることが可能である。また、マニュアルバルブは元々設けられているバルブであるため、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを複数のオイル供給経路のいずれかに切り換えて供給するために専用の切換弁を設けずに済み、部品点数の増加を抑制できる。
【００６３】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得ることができる他に、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを、変速制御用油圧室に供給する場合は、そのオイルポンプの駆動負荷が高くなる。これに対して、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを、低負荷油路にオイルを供給する場合は、そのオイルポンプの駆動負荷が低くなる。
【００６４】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得ることができる他に、シフトポジションとして非駆動ポジションを選択すると、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルが低負荷油路に供給されて、そのオイルポンプの駆動負荷を低減することが可能となる。
【００６５】
請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果を得ることができる他に、シフトポジションとして駆動ポジションが選択されている場合でも、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されるオイルを、第２の制御弁を経由させて低負荷油路に供給することが可能である。
請求項５の発明によれば、ドライブポジションが選択された場合は、いずれか一つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを低負荷油路に供給して高負荷油路には供給しない状態と、二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを高負荷油路に供給する状態とを切り換えることができる。一方、リバースポジションが選択された場合は、二つのオイルポンプの吐出口から吐出されたオイルを高負荷油路に供給することができる。このようにして、いずれか一つのオイルポンプの駆動負荷を高低に変化させることができる。このため、リバースポジションでは、二つの吐出口から吐出されたオイルを供給する状態の切り換えに起因する油圧震動が生じない。したがって、リバースポジションにおける振動対策の事情に関わりなく、ドライブポジションで油圧振動対策を実行可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の油圧制御装置の実施例を示す概念図である。
【図２】この発明の油圧制御装置を備えた車両のパワートレーンおよび制御系統例を示す概念図である。
【符号の説明】
４…ベルト式無段変速機、５９…油圧制御装置、８０，８１…オイルポンプ、８２，８４…吸込口、８３，８５…吐出口、８６，１０６，１１９，１５１，１５２，１６２，１６３…油路、８８…プライマリレギュレータバルブ、１０９…セカンダリレギュレータバルブ、１２０…オイルパン、１５５…マニュアルバルブ。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device used as an actuator for controlling operation of an operation member of a power transmission device of a vehicle and operation members of various industrial machines.
[0002]
[Prior art]
In general, in a vehicle power transmission device, the power transmitted between the driving force source and the wheels is controlled by controlling the operation of the operation member, and the operation of the operation member is controlled. A hydraulic control device is known as an actuator for controlling. An example of this hydraulic control device is described in Patent Document 1 below.
[0003]
The hydraulic control device described in Patent Document 1 is a hydraulic control device used for a belt-type continuously variable transmission, and this hydraulic control device has an oil pump. This oil pump is configured to be driven by engine power. The oil pump has a main port and a subport, and is configured such that oil discharged from the main port is supplied to the primary control valve via an oil passage. A secondary control valve is connected to the primary control valve. Further, there is provided a switching valve that selectively switches the supply destination of oil discharged from the subport to either the primary control valve or the suction port of the oil pump. Furthermore, a switching control valve for controlling the operation of the switching valve is provided. A control unit is provided as an electronic control system for controlling the hydraulic control device, and various sensor signals are input to the control unit. On the other hand, the control unit outputs a switching signal for controlling the switching control valve, a signal for controlling the secondary control valve, and the like.
[0004]
When the oil pump is driven by the engine power, the oil discharged from the main port is supplied to the primary control valve, and the flow rate of the oil discharged from the primary control valve is adjusted so that the primary control valve The primary pressure on the output side is controlled. Furthermore, the secondary pressure of the oil passage between the primary control valve and the secondary control valve is controlled by adjusting the flow rate of the oil discharged from the secondary control valve.
[0005]
On the other hand, a port flow rate that is a flow rate of oil discharged from the main port is calculated. Also, it is used for the entire belt type continuously variable transmission based on the secondary pressure according to the transmission torque of the belt type continuously variable transmission, the primary pressure according to the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission, the amount of lubricating oil, etc. The oil flow rate is calculated. Then, the port flow rate and the use flow rate are compared, the switching control valve is controlled based on the comparison result, and the switching valve operates. Specifically, when the operating flow rate is higher than the port flow rate, such as when accelerating at low speeds, the switching valve operates to shut off between the sub port and the oil pump suction port. The oil discharged from the sub port is supplied to the primary control valve and the secondary control valve.
[0006]
On the other hand, when the port flow rate is greater than the operating flow rate, such as during steady running at high speed, the switching valve operates to a position where the sub port communicates with the oil pump suction port. Then, the oil discharged from the sub port is returned to the suction port of the oil pump. By such control, the excess or deficiency of the supplied oil amount with respect to the oil use flow rate is suppressed. In addition, the hydraulic control apparatus used for the transmission of a vehicle is also described in the following Patent Document 2 and Patent Document 3.
[0007]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 5-26334 (abstract, paragraph number 0008 to paragraph number 0019, FIG. 1)
[Patent Document 2]
JP-A 64-40759
[Patent Document 3]
Japanese Patent No. 3138096
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the hydraulic control apparatus described in the above-mentioned Patent Document 1, there is no description about the oil pump driving load accompanying the change of the shift position of the transmission, and there is room for improvement in that respect.
[0009]
This invention was made against the background of the above circumstances, and when oil is discharged from a plurality of discharge ports provided in the oil pump, the discharge load of the oil pump is controlled according to the shift position of the transmission. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device capable of the following.
[0010]
[Means for Solving the Problem and Action]
  In order to achieve the above object, the invention of claim 1A plurality of oil pumps each having a discharge portThis is providedOil pump dischargeIn a hydraulic control device configured to control a transmission by oil discharged from an outlet,The discharge port of one of the multiple oil pumpsWhen the discharged oil is suppliedAny one of the aboveA plurality of oil supply paths with different driving loads of the oil pump are provided, and the oil pump is operated by selecting a shift position for controlling the transmission.Any one of the oil pumpsBy selecting and supplying one of the plurality of oil supply paths, the oil discharged from the discharge port isAny one ofThe invention is characterized in that a manual valve for changing the drive load of the oil pump to a high or low is provided.
[0011]
  According to the first aspect of the present invention, the manual valve operates based on the shift position selected to control the transmission.Any one oil pump dischargeA supply path for oil discharged from the outlet is selected.
[0014]
  According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, a shift control hydraulic chamber is provided in which oil for controlling the transmission is selected when the shift position is selected, and the plurality of oil supply units are provided. Before the routeAny one ofA high load oil passage connected to the shift control hydraulic chamber and a front side of the high load oil passage.Any one ofThe drive load of the oil pump is low and the frontAny one ofAnd a low-load oil passage connected to an oil pump suction port or an oil pan.
[0015]
  According to the invention of claim 2, in addition to the effect similar to that of the invention of claim 1,Of any one oil pumpWhen oil discharged from the discharge port is supplied to the hydraulic chamber for speed change control, ThatDrive load of the oil pump increases. On the contraryOf any one oil pumpWhen the oil discharged from the discharge port is supplied to the low load oil passage, ThatThe drive load of the oil pump is reduced.
[0016]
  According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the second aspect, when a non-drive position where power transmission cannot be performed by the transmission is selected as the shift position,Any one of the oil pumpsThe manual valve has a function of selecting the low-load oil path as a supply path of oil discharged from a discharge port.
[0017]
  According to the invention of claim 3, in addition to the same effect as that of the invention of claim 2, when the non-drive position is selected as the shift position,Of any one oil pumpOil discharged from the discharge port is supplied to the low-load oil passage, ThatThe driving load of the oil pump is reduced.
[0018]
  The invention of claim 4 controls the state of oil in the high load oil passage by controlling the amount of oil discharged from the high load oil passage to a predetermined oil passage in addition to the configuration of claim 3. There is provided a first control valve and a second control valve for controlling the state of the predetermined oil passage by controlling the amount of oil discharged from the predetermined oil passage to the low load oil passage. When a drive position capable of transmitting power by the transmission is selected as the shift position, Any one of the above oil pumpsThe invention is characterized in that the oil discharged from the discharge port is supplied to the low-load oil passage via the second control valve.
[0019]
  According to the invention of claim 4, in addition to the same effect as that of the invention of claim 3, even when the drive position is selected as the shift position,Of any one oil pumpOil discharged from the discharge port can be supplied to the low load oil passage via the second control valve.
  According to a fifth aspect of the present invention, a transmission is provided in a power transmission path from the driving force source of the vehicle to the wheels, and the vehicleMore than oneIs installed,Pour into each of the multiple oil pumpsThere are outlets,Oil pump dischargeIn a hydraulic control device configured to control the transmission by oil discharged from an outlet, a drive position in which a driving force in a direction to advance the vehicle is generated as a shift position selected to control the transmission And a shift position hydraulic chamber that has a reverse position that generates a driving force in a direction for moving the vehicle backward, and that is supplied with oil for controlling the transmission when the shift position is selected,The discharge port of any one of the plurality of oil pumpsWhen the oil discharged from theAny one ofA high-load oil passage connected to the shift control hydraulic chamber,The discharge port of any one of the above oil pumpsWhen the oil discharged from theAny one ofThe drive load of the oil pump is low and the frontAny one ofA low-load oil passage connected to the suction port of the oil pump or the oil pan.A state in which the oil discharged from the discharge port of any one of the oil pumps is supplied to the low-load oil passage and not supplied to the high-load oil passage, and two oil pumps are included. When the reverse position is selected, the oil discharged from the discharge ports of the two oil pumps is switched to the state where the oil discharged from the discharge ports of the two oil pumps is supplied to the high load oil passage. Any one of the above-mentioned options can be established by supplying a high load oil passage.The present invention is characterized in that a load control device for changing the driving load of the oil pump to high or low is provided.
  According to the invention of claim 5, when the drive position is selected for controlling the transmission,The oil discharged from the discharge port of one of the oil pumps is supplied to the low load oil passage and not supplied to the high load oil passage, and the oil discharged from the discharge ports of the two oil pumps is high loaded. The state to be supplied to the oil passage can be switched. If reverse position is selected,The oil discharged from the discharge ports of the two oil pumps can be supplied to the high load oil passage.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. First, FIG. 2 shows a power train of a vehicle to which the present invention can be applied and a control system of the vehicle. In the power train shown here, a fluid transmission device 9, a forward / reverse switching device 8, and a belt-type continuously variable transmission 4 are arranged in a power transmission path from the driving force source 1 to the wheels 2. As the driving force source 1, at least one of an engine or an electric motor can be used. As this engine, for example, an internal combustion engine, specifically, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, or the like can be used. Hereinafter, a case where a gasoline engine is used as the driving force source 1 will be described, and the driving force source 1 will be referred to as “engine 1” for convenience. An intake pipe (not shown) of the engine 1 is provided with an electronic throttle valve (not shown), and the engine 1 has a crankshaft 70.
[0021]
As the fluid transmission device 9 connected to the crankshaft 70, a torque converter is used in the embodiment of FIG. Hereinafter, the fluid transmission device 9 is referred to as a “torque converter 9”. The torque converter 9 has a pump impeller 11 and a turbine runner 12. A cylindrical portion 71 is continuous with the front cover 10, and the pump impeller 11 is formed at the end of the cylindrical portion 71 opposite to the front cover 10. The turbine runner 12 is disposed inside the cylindrical portion 71, and the pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided to face each other. The turbine runner 12 is connected to the shaft 50 so as to rotate integrally. The pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided with a large number of blades (not shown), and power is transmitted between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 by the kinetic energy of the fluid.
[0022]
In addition, a stator 13 that selectively changes the flow direction of the fluid sent from the turbine runner 12 and flows into the pump impeller 11 is disposed in the inner peripheral portion of the pump impeller 11 and the turbine runner 12. . The stator 13 is connected to a predetermined fixed portion (casing) 15 via a one-way clutch 14.
[0023]
The torque converter 9 includes a lockup clutch 16. The lockup clutch 16 is provided inside the cylindrical portion 71. Further, the lockup clutch 16 and the power transmission path from the front cover 10 to the shaft 50 are arranged in parallel. The lockup clutch 16 includes a friction material 16A fixed to the inner surface of the front cover 10 and a friction material 16B fixed to a hub 50A that rotates integrally with the shaft 50. Further, the hub 50A and the shaft 50 are relatively movable in the axial direction. Further, a first hydraulic chamber 72 and a second hydraulic chamber 73 are formed inside the cylindrical portion 71. Based on the pressure difference between the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 72 and the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 73, the hub 50A and the friction material 16B operate in the axial direction of the shaft 50, and the friction material 16A and the friction material The engagement pressure with 16B is controlled. Furthermore, a hydraulic control device 59 that controls the pressure of oil supplied to the first hydraulic chamber 72 and the second hydraulic chamber 73 is provided. A specific example of the hydraulic control device 59 will be described later.
[0024]
The forward / reverse switching device 8 is a mechanism that is employed when the rotational direction of the engine 1 is limited to one direction, and the forward / reverse switching device 8 is configured to move the primary shaft 51 with respect to the rotational direction of the shaft 50. A function to switch the rotation direction is provided. In the example shown in FIG. 2, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching device 8. That is, a sun gear 17 that rotates integrally with the shaft 50 and a ring gear 18 that is arranged concentrically with the sun gear 17 are provided, and a pinion gear 19 that meshes with the sun gear 17 and a pinion gear between the sun gear 17 and the ring gear 18. 19 and another pinion gear 20 meshed with the ring gear 18 are arranged, and the pinion gears 19 and 20 are held by a carrier 21 so as to rotate and revolve freely.
[0025]
Further, a forward clutch 22 that connects the sun gear 17 and the shaft 50 and the carrier 21 so as to be integrally rotatable is provided. A reverse brake 23 that reverses the rotation direction of the primary shaft 51 with respect to the rotation direction of the shaft 50 by selectively fixing the ring gear 18 is provided. Engagement / release of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 is controlled by a hydraulic control device 59. The primary shaft 51 and the carrier 21 are connected so as to rotate integrally.
[0026]
The belt type continuously variable transmission 4 includes a primary pulley 24 and a secondary pulley 25 that are arranged in parallel to each other. First, the primary pulley 24 is configured to rotate integrally with the primary shaft 51, and the primary pulley 24 has a fixed sheave 52 and a movable sheave 53. A hydraulic actuator 26 that moves the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is provided.
[0027]
On the other hand, the secondary pulley 25 is configured to rotate integrally with the secondary shaft 55, and the secondary pulley 25 includes a fixed sheave 54 and a movable sheave 56. Further, a hydraulic actuator 27 that moves the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is provided. Further, an annular belt 28 is wound around the primary pulley 24 and the secondary pulley 25. Further, the hydraulic pressure or oil amount supplied to the hydraulic chamber of the actuator 26 and the hydraulic pressure or oil amount of oil supplied to the hydraulic chamber of the actuator 27 are controlled by a hydraulic control device 59. . The differential 6 is connected to the secondary shaft 55 via the gear transmission 29, and the wheel 2 is connected to the differential 6.
[0028]
Next, a control system for the vehicle Ve shown in FIG. 2 will be described. First, an electronic control unit (ECU) 34 is provided. The electronic control unit 34 is a microcomputer having an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage unit (RAM and ROM), and an input / output interface. It is configured. The electronic control unit 34 includes a signal from the engine speed sensor 30, a signal from the turbine speed sensor 31 that detects the speed of the shaft 50 and the turbine runner 12, and an input speed sensor 32 that detects the speed of the primary shaft 51. Signal, output rotation speed sensor 33 signal for detecting the rotation speed of the secondary shaft 55, acceleration request (accelerator opening) detection sensor 57 signal, braking request detection sensor 58 signal, shift position sensor 60 signal, throttle opening A signal of the degree sensor 74 is input. In this embodiment, the shift position sensor 60 detects a P (parking) position, an R (reverse) position, an N (neutral) position, and a D (drive) position. Further, the vehicle speed is obtained based on the rotational speed of the secondary shaft 55. From this electronic control unit 34, a signal for controlling the engine 1, a signal for controlling the hydraulic control unit 59, a signal for controlling the belt-type continuously variable transmission 4, a signal for controlling the lock-up clutch 16, a forward / reverse switching device 8 A signal for controlling the output is output.
[0029]
In the vehicle Ve configured as described above, the torque output from the engine 1 is transmitted to the wheels 2 via the torque converter 9, the forward / reverse switching device 8, and the belt type continuously variable transmission 4. Here, the engagement pressure of the lockup clutch 16 is controlled in accordance with the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 72 and the second hydraulic chamber 73, and the lockup clutch 16 is in any of full engagement, slip, and complete release. It is controlled. In order to control the engagement pressure of the lockup clutch 16, the electronic control unit 34 stores a lockup clutch control map. The lockup clutch control map defines a lockup clutch engagement region, a lockup clutch slip region, and a lockup clutch release region based on the vehicle speed, the accelerator opening, and the like.
[0030]
Next, the control of the forward / reverse switching device 8 will be described. When the forward position, for example, the D position is selected, the forward clutch 22 of the forward / reverse switching device 8 is engaged, and the reverse brake 23 is released. Then, the shaft 50 and the carrier 21 rotate integrally, the torque of the shaft 50 is transmitted to the primary shaft 51, and the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2 via the belt type continuously variable transmission 4, A driving force in a direction for moving the vehicle Ve forward is generated. At this time, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in the same direction.
[0031]
On the other hand, when the R position is selected, the forward clutch 22 is released and the reverse brake 23 is engaged. Then, when the engine torque is transmitted to the sun gear 17, the ring gear 18 serves as a reaction force element, and the torque of the sun gear 17 is transmitted to the primary shaft 51 via the carrier 21. When the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2 via the belt type continuously variable transmission 4, a driving force in a direction for moving the vehicle Ve backward is generated. In this case, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in opposite directions.
[0032]
Further, when the N position or the P position is selected, the forward clutch 22 and the reverse brake 23 are released. Then, even when the engine torque is transmitted to the shaft 50 and the sun gear 17 rotates in a predetermined direction, the ring gear 18 also rotates in the same direction, so that no torque is transmitted to the belt type continuously variable transmission 4 and driving. There is no power. Thus, when the D position or the R position is selected, it is possible to transmit power by the belt type continuously variable transmission 4, and when the N position or the P position is selected, the belt type continuously variable transmission. It is impossible to transmit power by the transmission 4.
[0033]
Next, the control of the belt type continuously variable transmission 4 will be described. As described above, the engine torque is transmitted to the primary shaft 51, and the belt type continuously variable transmission is performed based on various signals input to the electronic control unit 34 and data stored in advance in the electronic control unit 34. The gear ratio and torque capacity of the machine 4 are controlled. That is, when the amount of oil supplied to the hydraulic chamber of the hydraulic actuator 26 is controlled, the position of the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is controlled, and the groove width of the primary pulley 24 is adjusted. Then, the winding radius of the belt 28 with respect to the primary pulley 24 continuously changes, and the gear ratio changes steplessly. Further, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the hydraulic actuator 27 is controlled, the position of the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is controlled, and the clamping pressure applied to the belt 28 is adjusted. In this way, the capacity of the torque transmitted via the belt 28 between the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 is controlled.
[0034]
Next, a specific example of the aforementioned hydraulic control device 59 will be described with reference to FIG. In this embodiment, a plurality of oil pumps, specifically, a main oil pump 80 and a sub oil pump 81 are provided, and the main oil pump 80 has a suction port 82 and a discharge port 83. The sub oil pump 81 has a suction port 84 and a discharge port 85. The main oil pump 80 and the sub oil pump 81 are configured to be driven by a rotating device.
[0035]
In this embodiment, it is possible to use at least one of the above-described driving force source, that is, the engine or the electric motor as the rotating device. Note that an electric motor (not shown) provided separately from the driving force source can be used as the rotating device. Further, a strainer 130 is disposed in the oil pan 120, and oil passages 131 and 132 branching in two directions from the strainer 130 are formed. One oil passage 131 is connected to the suction port 82 of the main oil pump 80, and the other oil passage 132 is connected to the suction port 84 of the sub oil pump 81.
[0036]
An oil passage 86 is connected to the discharge port 83 of the main oil pump 80, and the oil passage 86 communicates with an oil required portion 87. Examples of the oil required portion 87 include the hydraulic chambers of the hydraulic actuators 26 and 27. A primary regulator valve 88 that controls the oil pressure of the oil passage 86 is provided. The primary regulator valve 88 includes a spool 89 that can operate in a predetermined direction, for example, the vertical direction in FIG. 1, and an elastic member 90 that urges the spool 89 in a predetermined direction, specifically, downward in FIG. ing.
[0037]
Further, the primary regulator valve 88 has ports 91, 92, 93 and 95. An oil passage 96 is communicated with the port 91, and a signal pressure is input from the oil passage 96 to the port 91. This signal pressure is controlled by a linear solenoid valve (not shown), and the signal pressure input to the port 91 generates a force that biases the spool 89 downward in FIG. The signal pressure input to the port 91 can be controlled based on the throttle opening, the engine speed, and other conditions. Further, the ports 92 and 95 and the oil passage 86 are connected. Further, the spool 89 is formed with land portions 97, 98, 99, 100. The hydraulic pressure transmitted from the oil passage 86 to the port 95 generates a force that biases the spool 89 upward in FIG.
[0038]
An oil passage 119 is connected to the port 93, and an oil required portion 150 is connected to the oil passage 119. Examples of the oil required portion 150 include a first hydraulic chamber 72 and a second hydraulic chamber 73 that control the engagement pressure of the lockup clutch 16. Further, a secondary regulator valve 109 is connected to the oil passage 119. The secondary regulator valve 109 has a spool 110 that can operate (stroke) in a predetermined direction, in the vertical direction in FIG. 1, and an elastic member 111 that biases the spool 110 in a predetermined direction and downward in FIG. . The secondary regulator valve 109 has ports 112, 113, 114, 115, 116 and 117. An oil passage 118 is communicated with the port 112, and a signal pressure is input from the oil passage 118 to the port 112. This signal pressure is controlled by a linear solenoid valve (not shown), and the signal pressure input to the port 112 generates a force that urges the spool 110 downward in FIG. The signal pressure input to the port 112 can be controlled based on the throttle opening, the engine speed, and other conditions. Further, the oil passage 151 is connected to the port 113, and the ports 114 and 116 are connected to the oil passage 119.
[0039]
On the other hand, land portions 124, 125, 126, 127 are formed in the spool 110. And the force which urges | biases the spool 110 upwards in FIG. Further, an oil passage 152 is connected to the port 117, and the oil passage 152 is connected to oil passages 131 and 132. Further, the port 115 is connected to the lubrication system 154 via the oil passage 153. As the lubrication system 154, the belt 28 of the belt-type continuously variable transmission 4 is a portion around which the primary pulley 24 or the secondary pulley 25 is wound, various bearings (not shown), and the planetary gear device constituting the forward / reverse switching device 8. Etc.
[0040]
An oil passage 105 is connected to the discharge port 85 of the sub oil pump 81, and an oil passage 106 that connects the oil passage 105 and the oil passage 86 is provided. A check valve 107 is disposed in the oil passage 106. The check valve 107 opens and closes based on the correspondence between the oil pressure in the oil passage 86 and the oil pressure in the oil passage 105. Specifically, when the oil pressure in the oil passage 105 exceeds the oil pressure in the oil passage 86, the check valve 107 is opened, and when the oil pressure in the oil passage 105 becomes lower than the oil pressure in the oil passage 86, The stop valve 107 is closed. That is, the check valve 107 has a function of allowing the oil in the oil passage 105 to flow into the oil passage 86 and preventing the oil in the oil passage 86 from flowing into the oil passage 105.
[0041]
Further, a manual valve 155 is connected to the oil passage 105. The manual valve 155 is a valve that functions in accordance with the shift position. The manual valve 155 has a spool 156 that can be operated in the left-right direction in FIG. 1 and various ports 157, 158, 159, and 160. Here, the port 157 is connected to the oil passage 105, and the port 158 is connected to the oil passage 152 via the oil passage 162. In addition, an oil passage 86 is connected to the port 159 via an oil passage 163, and an oil passage 151 is connected to the port 160. Furthermore, the spool 156 has stop positions corresponding to the shift positions of the P position, the R position, the N position, and the D position, and the ports are connected and disconnected based on the stop position of the spool 156. It is. In addition to the ports 157, 158, 159, and 160, the manual valve 155 includes a hydraulic chamber (not shown) of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 of the forward / reverse switching device 8, and an oil passage 86 Are provided with ports (not shown) for connecting and disconnecting according to each shift position.
[0042]
The function of the hydraulic control device 59 having the above configuration will be described. First, when the main oil pump 80 is driven, the oil in the oil pan 120 is sucked into the main oil pump 80 via the strainer 130 and the oil discharged from the discharge port 83 is supplied to the oil passage 86. The Here, the oil pressure of the oil passage 86 is controlled by the function of the primary regulator valve 88. Specifically, when the oil amount in the oil passage 86 is insufficient and the oil pressure in the oil passage 86 decreases, the oil pressure in the port 95 also decreases. Then, due to the urging force of the elastic member 90, the spool 89 operates downward in FIG. 1, and the communication area between the port 92 and the port 93 is narrowed. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 decreases, and the oil pressure in the oil passage 86 increases.
[0043]
On the other hand, when the amount of oil in the oil passage 86 becomes excessive and the oil pressure in the oil passage 86 increases, the oil pressure in the port 95 also increases, and the spool 89 operates upward in FIG. The communication area with the port 93 is expanded. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 increases, and the oil pressure of the oil passage 86 decreases. Note that the oil pressure and the amount of oil supplied from the oil passage 86 to the oil required portion 87 are further controlled by a hydraulic control valve and a flow rate control valve (not shown).
[0044]
Oil discharged from the port 93 of the primary regulator valve 88 is supplied to the oil required portion 150 via the oil passage 119. The oil in the oil passage 119 is also supplied to the ports 114 and 116 of the secondary regulator valve 109. The oil pressure of the port 116 generates a force that urges the spool 110 upward in FIG. On the other hand, a downward biasing force in FIG. 1 is applied to the spool 110 in response to the signal pressure input to the port 112 and the elastic force of the elastic member 111. Based on the correspondence between the two urging forces, the operation of the spool 110 of the secondary regulator valve 109 is determined.
[0045]
Specifically, when the amount of oil supplied to the oil passage 119 decreases and the hydraulic pressure of the port 116 decreases, the spool 110 operates downward in FIG. 1 and the communication area between the port 114 and the ports 115 and 117 Is reduced. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 119 to the oil passages 152 and 153 decreases. As described above, when the amount of oil discharged from the oil passage 119 to the oil passages 152 and 153 decreases, the oil pressure of the oil passage 119 increases.
[0046]
On the contrary, when the amount of oil discharged from the oil passage 86 to the oil passage 119 increases and the oil pressure of the oil passage 119 and the port 116 increases, the spool 110 operates upward in FIG. And the communication area (opening area) between the ports 115 and 117. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 119 to the oil passages 152 and 153 increases, and the oil pressure of the oil passage 119 decreases. The oil discharged into the oil passage 152 is sucked into the main oil pump 80 through the oil passage 131 and sucked into the sub oil pump 81 through the oil passage 132. Further, the oil pressure of the oil passage 152 is lower than the oil pressure of the oil passage 86. Further, the oil discharged to the oil passage 153 is supplied to the lubrication system 154.
[0047]
Next, a case where the sub oil pump 81 is driven will be described. When the sub oil pump 81 is driven, the oil in the oil pan 120 is sucked into the sub oil pump 81 via the oil path 132 and discharged to the oil path 105. The manual valve 155 functions in accordance with the selected shift position.
[0048]
First, when the D position is selected, the port 157 and the port 160 are communicated, and the port 159 is blocked. Then, the oil in the oil passage 105 is supplied to the port 13 of the secondary regulator valve 109 via the oil passage 151. In the secondary regulator valve 109, the spool 110 operates according to the principle described above, and the oil pressure of the oil passage 105 changes according to the operation of the spool 110. Specifically, when the spool 110 operates upward in FIG. 1, the communication area between the port 113 and the port 117 is expanded. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 151 to the oil passage 152 increases, and the oil pressure of the oil passage 105 decreases. On the other hand, when the spool 110 operates downward in FIG. 1, the communication area between the port 113 and the port 117 is reduced. As a result, the amount of oil discharged from the oil passage 151 to the oil passage 152 decreases, and the oil pressure of the oil passage 105 increases.
[0049]
Based on such a principle, the oil pressure of the oil passage 105 changes, and the operation of the check valve 107 is determined based on the relationship between the oil pressure of the oil passage 86 and the oil pressure of the oil passage 105. For example, when the oil pressure in the oil passage 86 is higher than the oil pressure in the oil passage 105 as in the case where there is no shortage of the oil amount in the oil passage 86, the check valve 107 is closed and the oil pressure is reduced. The oil in the passage 105 is not supplied to the oil passage 86. On the other hand, when the oil pressure in the oil passage 86 is lower than the oil pressure in the oil passage 105, the check valve 107 is opened and the oil in the oil passage 105 is supplied to the oil passage 86. In this way, the amount of oil supplied to the line pressure circuit including the oil passage 86 is controlled.
[0050]
Next, a case where the R position is selected will be described. In this case, the port 157 and the port 159 are connected, and the port 160 and the port 158 are blocked. Then, the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 86 via the oil passage 105 and the oil passage 163. That is, the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 86 regardless of whether the check valve 107 is opened or closed.
[0051]
Further, a case where the N position or the P position is selected will be described. In this case, the port 157 and the port 158 are connected, and the port 160 and the port 159 are blocked. For this reason, the oil discharged from the sub oil pump 81 returns to the oil passages 131 and 132 via the oil passages 105 and 162. When the R position or the N position is selected, the oil pressure in the oil passage 105 becomes lower than the oil pressure in the oil passage 86, and the check valve 107 is closed.
[0052]
As described above, in the hydraulic control device 59 of FIG. 1, the supply path of the oil discharged from the sub oil pump 81 can be selectively switched to one of the two systems. That is, when the N position or the P position is selected, the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 152. On the other hand, when the R position is selected, or when the D position is selected and the oil pressure in the oil passage 105 is higher than the oil pressure in the oil passage 86, the oil is discharged from the sub oil pump 81. Oil is supplied to the oil passage 86.
[0053]
Since the oil pressure of the oil passage 152 is lower than the oil pressure of the oil passage 86, the driving load of the sub oil pump 81 when the oil of the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 152 is the sub oil pump 81. This is lower than the driving load of the sub oil pump 81 when the oil is supplied to the oil passage 86. Accordingly, it is possible to reduce the drive loss of the oil pump when the N position or the P position is selected, compared to the drive loss of the oil pump when the D position or the R position is selected. The manual valve 155 is a valve that is originally provided regardless of the presence of the sub oil pump 81. Therefore, the supply path of oil discharged from the sub oil pump 81 is switched to the oil path 86 or the oil path 152. Therefore, it is not necessary to provide a dedicated switching valve. Therefore, an increase in the number of parts can be suppressed.
[0054]
In addition, when the P position or the N position is selected, the hydraulic pressure of the oil passage 86 can be controlled to a predetermined pressure or less by controlling the signal pressure input to the port 91 of the primary regulator valve 88 to the lowest pressure. Is possible. For example, if the linear solenoid valve that inputs the signal pressure to the port 91 is configured such that the signal pressure increases as the energization current increases, the linear solenoid valve is de-energized. When this control is executed, it is possible to reduce the torque required to drive the main oil pump 80 that supplies oil to the oil passage 86. Further, it is possible to reduce the amount of oil that leaks from the seal portion that constitutes the oil passage 86. Therefore, an increase in the difference between the required oil amount (demand) in the oil required portion 87 and the oil amount (supply) supplied to the oil passage 86 can be suppressed.
[0055]
Further, when the P position or the N position is selected, the oil in the oil passage 162 is returned to the oil passage 157. In addition, it is also possible to supply the oil in the oil passage 162 to a portion requiring the lubricating oil via an oil passage (not shown) connected in the middle of the oil passage 162. Therefore, even when oil shortage occurs in the oil path 86 and the amount of oil supplied to the lubrication system 154 via the oil paths 119 and 153 decreases, oil shortage in the lubrication system 154 can be suppressed.
[0056]
By the way, when the oil discharged from the sub oil pump 81 is supplied to the oil passage 152 as a low load oil passage or the oil passage 86 as a high load oil passage, hydraulic vibration may occur in the oil passages 86 and 119. There is sex. Here, the hydraulic vibration means that the degree of change in the hydraulic pressure becomes a predetermined value or more. This hydraulic vibration is affected by the height of the line pressure, the volume of the line pressure circuit, and the like. Therefore, it is conceivable to take measures to suppress this hydraulic vibration. However, if this measure is executed, the hydraulic vibration can be suppressed at the D position, but the hydraulic vibration cannot be suppressed at the R position, or if other inconvenience occurs even if the hydraulic vibration can be suppressed, the above measures are executed. You have to refrain from.
[0057]
In contrast, in this embodiment, when the D position is selected, the oil is supplied from the main oil pump 80 to the oil passage 86 and the oil is not supplied from the sub oil pump 81. The two oil pump state in which oil is supplied to the oil passage 86 from both the oil pump 80 and the sub oil pump 81 can be switched. When the R position is selected, the two oil pump state is fixed. For this reason, in this embodiment, in the R position, there is no hydraulic vibration caused by switching between the 1 pump state and the 2 pump state. Therefore, regardless of the circumstances such as “the hydraulic vibration cannot be suppressed even if the predetermined countermeasure is executed at the R position” or “the other countermeasure is caused when the predetermined countermeasure is executed at the R position”, the D position is used. Countermeasures can be implemented, and the degree of freedom in selecting the countermeasures is increased.
[0058]
  Here, the correspondence between the configuration of the embodiment and the configuration of the present invention will be described. The main oil pump 80 and the sub oil pump 81 are configured according to the present invention.The sub oil pump 81 corresponds to any one of the oil pumps of the present invention, and the discharge ports 83 and 85 correspond to the “discharge ports provided in each of the plurality of oil pumps” of the present invention. Is equivalent toThe belt type continuously variable transmission 4 corresponds to the transmission of the present invention., SaA first supply path from the oil pump 81 to the oil path 86 via the oil path 106 or the oil path 163, and an oil path 152 from the sub oil pump 81 via the oil path 151 or the oil path 162. The second supply path corresponds to the oil supply path of the present invention., SaThe torque required to drive the oil pump 81 corresponds to the “oil pump driving load” of the present invention, and the manual valve 155 corresponds to the load control device of the present invention.
[0059]
The first supply path and the second supply path correspond to a plurality of oil supply paths of the present invention, the first supply path corresponds to a high load oil path of the present invention, and the second supply path The path corresponds to the low load oil passage of the present invention, the hydraulic chambers of the hydraulic actuators 26 and 27 correspond to the shift control hydraulic chamber of the present invention, and the oil passage 119 corresponds to the predetermined oil passage of the present invention. The primary regulator valve 88 corresponds to the first control valve of the present invention, and the secondary regulator valve 109 corresponds to the second control valve of the present invention. Further, the D position and the R position correspond to the drive position of the present invention, the N position and the P position correspond to the non-drive position of the present invention, and the oil pressure and the oil amount of the oil passage 86 are the “oil” of the present invention. The oil pressure and oil amount of the oil passage 119 correspond to the “predetermined oil passage state” of the present invention.
[0060]
  In addition,UpIn the embodiment, the transmission ratio is controlled by the amount of oil in the hydraulic chamber of the actuator 26 of the belt-type continuously variable transmission 4, and the torque capacity is controlled by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber of the actuator 27. A belt type continuously variable transmission in which the transmission ratio is controlled by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber of the actuator 26 of the transmission 4 and the torque capacity is controlled by the amount of oil in the hydraulic chamber of the actuator 27 is also included in the invention of each claim. .
[0061]
The manual valve is configured such that when a vehicle occupant operates the shift device to select a shift position, the manual valve operates via a mechanical transmission mechanism when the operating force is selected. The shift position sensor detects that a shift position has been selected by operating the device, the actuator operates based on the detection result, and the manual valve is operated by the operating force of the actuator. The invention of each claim can be carried out.
[0062]
【The invention's effect】
  As described above, according to the first aspect of the invention, the manual valve operates based on the shift position selected to control the transmission.Of any one oil pumpIt is possible to select an oil supply path for supplying oil discharged from the discharge port. Therefore, depending on the selected shift positionAny oneIt is possible to change the drive load of the oil pump to high or low. Also, manual valves are originally provided valvesOf any one oil pumpIn order to switch and supply the oil discharged from the discharge port to any of the plurality of oil supply paths, it is not necessary to provide a dedicated switching valve, and an increase in the number of parts can be suppressed.
[0063]
  According to the invention of claim 2, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 1,Of any one oil pumpWhen supplying oil discharged from the discharge port to the hydraulic chamber for shift control, ThatDrive load of the oil pump increases. On the contraryOf any one oil pumpWhen supplying oil discharged from the discharge port to a low-load oil passage, ThatThe drive load of the oil pump is reduced.
[0064]
  According to the invention of claim 3, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 2, when a non-driving position is selected as the shift position,Of any one oil pumpOil discharged from the discharge port is supplied to the low-load oil passage, ThatIt becomes possible to reduce the driving load of the oil pump.
[0065]
  According to the invention of claim 4, the same effect as that of the invention of claim 3 can be obtained, and even when the drive position is selected as the shift position,Of any one oil pumpOil discharged from the discharge port can be supplied to the low load oil passage via the second control valve.
  According to the invention of claim 5, when the drive position is selected,The oil discharged from the discharge port of one of the oil pumps is supplied to the low load oil passage and not supplied to the high load oil passage, and the oil discharged from the discharge ports of the two oil pumps is high loaded. The state of supplying to the oil passage can be switched. oneOn the other hand, if reverse position is selected, Two oil pump dischargeSupply oil discharged from outlet to high load oil passageCan. In this way, one of the optionsThe drive load of the oil pump can be changed between high and low. For this reason, in the reverse position,twoHydraulic vibration caused by switching of the state of supplying the oil discharged from the discharge port does not occur. Therefore, hydraulic vibration countermeasures can be implemented at the drive position regardless of the situation of vibration countermeasures at the reverse position.The
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a conceptual diagram showing an embodiment of a hydraulic control device of the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing an example of a power train and a control system of a vehicle provided with the hydraulic control device of the present invention.
[Explanation of symbols]
4 ... Belt type continuously variable transmission, 59 ... Hydraulic control device, 80, 81 ... Oil pump, 82, 84 ... Suction port, 83, 85 ... Discharge port, 86, 106, 119, 151, 152, 162, 163 ... Oil path 88 ... Primary regulator valve 109 ... Secondary regulator valve 120 ... Oil pan 155 Manual valve

Claims

A plurality of the oil pump is provided with a respective discharge port, the oil discharged from the discharge opening of the plurality of the oil pump, the hydraulic control device in which the transmission is controlled,
When supplying any one of the discharge ports or we discharged the oil of the oil pump of the prior SL plurality of oil pumps, a plurality of oil supply paths in which the driving load of any one o Iruponpu is different from the Provided,
It operates by selection of the shift position for controlling the transmission, to a pre-Symbol oil discharged from the discharge port of one of the oil pump supplying by selecting any of the plurality of oil supply paths the front SL hydraulic control apparatus characterized by manual valve for changing the height of the driving load of any one o Iruponpu is provided.

A shift control hydraulic chamber to which oil for controlling the transmission is selected when the shift position is selected is provided;
Wherein the plurality of oil supply paths, before Symbol or driving load of one o Iruponpu is relatively high, and a high load oil path connected to the shift control hydraulic chamber, than the high-load oil passage lower even drive load before SL any one Oh Iruponpu, and characterized by a low load oil passage before SL connected to the suction port or an oil pan of any one o Iruponpu contains The hydraulic control device according to claim 1.

As the shift position, as a supply path of the oil non-driving position is impossible to perform the power transmission ejected when it is selected, before Symbol outlet of one of the oil pump by the transmission, wherein The hydraulic control device according to claim 2, wherein the manual valve has a function of selecting a low load oil passage.

A first control valve that controls the state of oil in the high load oil path by controlling the amount of oil discharged from the high load oil path to the predetermined oil path, and the low load from the predetermined oil path A second control valve for controlling the state of the predetermined oil path by controlling the amount of oil discharged to the oil path;
When a drive position capable of transmitting power by the transmission is selected as the shift position, oil discharged from the discharge port of any one of the oil pumps is supplied to the second control valve. The hydraulic control device according to claim 3, wherein the hydraulic control device is configured to be supplied to the low-load oil passage via a route.

Transmission in a power transmission path leading to the wheel from the driving force source of the vehicle is provided, and the vehicle is provided with a plurality of O Iruponpu to, and discharge opening is provided in each of the plurality of the oil pump of that in the hydraulic control apparatus in which the transmission is controlled by the oil discharged from the discharge opening of the plurality of the oil pump,
The shift position selected for controlling the transmission has a drive position that generates a driving force in a direction for moving the vehicle forward, and a reverse position that generates a driving force in a direction for moving the vehicle backward,
A shift control hydraulic chamber to which oil for controlling the transmission is selected when the shift position is selected is provided;
Driving load before SL any one o Iruponpu when either one of the discharge ports or we discharged the oil of the oil pump is supplied out of the previous SL plurality of the oil pump becomes relatively high, and the and high load oil path connected to the speed change control hydraulic chamber, the high-load oil passage one either before Symbol than when the one of the discharge ports or we discharged the oil of the oil pump is supplied low drive load Oh Iruponpu and have a low load oil passage is provided before SL connected to the suction port or an oil pan of any one o Iruponpu,
The drive position is if selected, the a state of not supplied to the high load oil passage oil discharged from the discharge port is supplied to the low load oil passage of any one of the oil pump, the one When the reverse position is selected when the oil discharged from the discharge ports of two oil pumps including one oil pump is switched to the high load oil passage, the discharge of the two oil pumps is selected. with state supplies the oil discharged from the outlet to the high load oil passage, oil pressure, characterized in that the load control device for varying the height of the driving load of any one o Iruponpu is provided Control device.