JP5630372B2 - Hydraulic control device - Google Patents
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Description
本発明は、油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device.
従来、車両の動力源（エンジン）から駆動輪へ動力を伝達するための動力伝達装置の各構成要素を、エンジン動力により作動する機械式のメカポンプを供給源とする油圧によって制御する構成が知られている。 2. Description of the Related Art Conventionally, a configuration is known in which each component of a power transmission device for transmitting power from a vehicle power source (engine) to a drive wheel is controlled by hydraulic pressure using a mechanical mechanical pump operated by engine power as a supply source. ing.
一方、近年、燃料消費量の低減等を目的として、車両運転中にエンジンを停止させる技術、所謂アイドリングストップ機能を備える車両が増えている。このような車両では、アイドリングストップ時には、エンジンが停止してメカポンプも停止するため、動力伝達装置を制御するためにメカポンプとは別の油圧供給源が必要となる。そこで、例えば特許文献１には、メカポンプと共に、エンジン停止時の油圧供給源として、モータ駆動による電動ポンプを備える油圧制御装置が開示されている。また、この油圧制御装置では、装置内でオイルを搬送するための油圧経路内に、所定圧力を超えた場合にオイルの余剰流を排出できる圧力調整弁（リリーフ弁）を設け、余剰流量を適宜調整して油圧経路の油圧変動を抑制することができるよう構成されている。 On the other hand, in recent years, for the purpose of reducing fuel consumption and the like, an increasing number of vehicles have a technique for stopping the engine during vehicle operation, that is, a so-called idling stop function. In such a vehicle, when idling is stopped, the engine is stopped and the mechanical pump is also stopped. Therefore, a hydraulic pressure supply source different from the mechanical pump is required to control the power transmission device. Therefore, for example, Patent Document 1 discloses a hydraulic control device including a mechanical pump and an electric pump driven by a motor as a hydraulic pressure supply source when the engine is stopped. In addition, this hydraulic control device is provided with a pressure adjustment valve (relief valve) that can discharge an excess oil flow when a predetermined pressure is exceeded in a hydraulic path for conveying oil in the device, and the excess flow rate is appropriately adjusted. The hydraulic pressure fluctuation in the hydraulic path can be suppressed by adjusting.
ここで、一般に電動ポンプとメカポンプを併用する場合、電動ポンプにはメカポンプに比べて吐出量が少ないものが用いられるため、エンジン停止時に電動ポンプのみが駆動される場合には、油圧制御装置の油圧経路内がメカポンプの場合に比べて低圧・低流量の状態となる。特許文献１に開示される圧力調整弁は、主にメカポンプ駆動時に余剰流を排出可能に設定されるものであるため、油圧経路内が低圧状態となる電動ポンプ駆動時には余剰流を排出することができない。 Here, in general, when an electric pump and a mechanical pump are used together, an electric pump having a smaller discharge amount than the mechanical pump is used. Therefore, when only the electric pump is driven when the engine is stopped, the hydraulic pressure of the hydraulic control device The path is in a state of low pressure and low flow rate compared to a mechanical pump. Since the pressure regulating valve disclosed in Patent Document 1 is set so that the excess flow can be discharged mainly when the mechanical pump is driven, it is possible to discharge the excess flow when driving the electric pump in which the hydraulic path is in a low pressure state. Can not.
このような状態で動力伝達装置の要素を作動させた場合、例えば動力伝達装置のクラッチを係合させるべくクラッチへの入力油圧を立ち上げようとする場合、油圧経路の油圧が低下する変動が生じてしまうが、特許文献１に開示される圧力制御装置では、このような油圧経路の油圧変動を抑制することができず、油圧経路の油圧が不安定となる虞がある。油圧経路の油圧が不安定となると、動力伝達装置の制御に悪影響を及ぼす虞がある。例えば動力伝達装置にベルト式の変速装置を用いる場合には、充分なベルト挟圧が確保できずベルトの滑りが発生する虞がある。また、油圧経路の油圧低下に伴い、クラッチの油圧の応答性が低下する虞もある。 When the elements of the power transmission device are operated in such a state, for example, when an attempt is made to raise the input hydraulic pressure to the clutch in order to engage the clutch of the power transmission device, a fluctuation occurs in which the hydraulic pressure of the hydraulic path decreases. However, in the pressure control device disclosed in Patent Document 1, such a hydraulic pressure fluctuation in the hydraulic path cannot be suppressed, and the hydraulic pressure in the hydraulic path may become unstable. If the hydraulic pressure in the hydraulic path becomes unstable, the control of the power transmission device may be adversely affected. For example, when a belt-type transmission is used as the power transmission device, there is a possibility that sufficient belt clamping pressure cannot be secured and the belt slips. Further, as the hydraulic pressure in the hydraulic path decreases, the responsiveness of the hydraulic pressure of the clutch may decrease.
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであって、電動ポンプ駆動時でも油圧を安定させることができる油圧制御装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device that can stabilize the hydraulic pressure even when the electric pump is driven.
本発明に係る油圧制御装置は、上記課題を解決するために、エンジン駆動により油圧経路を介して動力伝達装置にオイルを供給する機械ポンプと、モータ駆動により前記油圧経路を介して前記動力伝達装置にオイルを供給する電動ポンプと、前記機械ポンプの駆動時に前記機械ポンプから吐出されたオイルの余剰流を前記油圧経路から排出する第１リリーフ弁と、前記機械ポンプの停止時かつ前記電動ポンプの駆動時に、前記油圧経路内の油圧が前記第１リリーフ弁により前記余剰流を排出できる油圧より低圧な状態において、前記電動ポンプから吐出された余剰流を前記油圧経路から排出する第２リリーフ弁と、を備え、前記第１リリーフ弁及び前記第２リリーフ弁は、単一のスプール弁であり、前記スプール弁の入力ポートが前記油圧経路に接続され、前記スプール弁のパイロットポートがオリフィスを介して前記電動ポンプに接続されることを特徴とする。 In order to solve the above problems, a hydraulic control device according to the present invention includes a mechanical pump that supplies oil to a power transmission device through a hydraulic path by driving an engine, and the power transmission device through the hydraulic path by driving a motor. An electric pump that supplies oil to the motor, a first relief valve that discharges an excess flow of oil discharged from the mechanical pump when the mechanical pump is driven, from the hydraulic path, and when the mechanical pump is stopped and the electric pump A second relief valve for discharging the excess flow discharged from the electric pump from the hydraulic path when the hydraulic pressure in the hydraulic path is lower than the hydraulic pressure at which the excess flow can be discharged by the first relief valve during driving; , wherein the first relief valve and the second relief valve is a single spool valve, the input port of the spool valve is the hydraulic through Is connected to the pilot port of the spool valve is characterized in that it is connected to the electric pump via an orifice.
また、上記の油圧制御装置において、前記第２リリーフ弁から排出されるオイルの流量を計測する計測手段と、前記計測手段により計測された前記オイルの流量が所定値以下の場合に、前記電動ポンプの吐出量を増加させるよう前記電動ポンプを制御する制御手段と、を備えることが好ましい。 Further, in the above hydraulic control device, when the flow rate of the oil discharged from the second relief valve is measured, and the flow rate of the oil measured by the measurement unit is less than a predetermined value, the electric pump And a control means for controlling the electric pump so as to increase the discharge amount.
同様に、上記の油圧制御装置において、前記電動ポンプの回転数、前記油圧経路の油圧及び油温に基づき前記第２リリーフ弁から排出されるオイルの流量を算出し、前記算出されたオイルの流量が所定値以下の場合に、前記電動ポンプの吐出量を増加させるよう前記電動ポンプを制御する制御手段を備えることが好ましい。 Similarly, in the hydraulic control device, the flow rate of oil discharged from the second relief valve is calculated based on the rotational speed of the electric pump, the hydraulic pressure and the oil temperature of the hydraulic path, and the calculated flow rate of oil It is preferable to provide a control means for controlling the electric pump so as to increase the discharge amount of the electric pump when is less than a predetermined value.
また、上記の油圧制御装置において、前記第２リリーフ弁から排出されるオイルの少なくとも一部を前記動力伝達装置の潤滑部へ供給する油路を備えることが好ましい。 The hydraulic control apparatus preferably includes an oil passage that supplies at least a part of the oil discharged from the second relief valve to the lubricating portion of the power transmission device.
本発明に係る油圧制御装置では、エンジン運転時に機械ポンプが駆動し、油圧経路の油圧が高圧の状態では、第１リリーフ弁により油圧経路内のオイルの余剰流が排出されて、この余剰流を利用して油圧を安定化できる一方で、電動ポンプのみ駆動し、油圧経路の油圧が低圧の状態でも、第２リリーフ弁により油圧経路内のオイルの余剰流が排出されて、この余剰流を利用して油圧を安定化できる。したがって、本発明に係る油圧制御装置は、電動ポンプ駆動時でも油圧を安定させることができるという効果を奏する。 In the hydraulic control device according to the present invention, when the mechanical pump is driven during engine operation and the hydraulic pressure in the hydraulic path is high, an excess flow of oil in the hydraulic path is discharged by the first relief valve. While the hydraulic pressure can be stabilized by using this, only the electric pump is driven, and even when the hydraulic pressure in the hydraulic path is low, the second relief valve discharges the excess flow of oil in the hydraulic path and uses this excess flow. The hydraulic pressure can be stabilized. Therefore, the hydraulic control device according to the present invention has an effect that the hydraulic pressure can be stabilized even when the electric pump is driven.
以下に、本発明に係る油圧制御装置の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰り返さない。 Hereinafter, an embodiment of a hydraulic control device according to the present invention will be described with reference to the drawings. In the following drawings, the same or corresponding parts are denoted by the same reference numerals, and the description thereof will not be repeated.
［第１実施形態］
図１〜３を参照して、本発明の第１実施形態について説明する。図１は、本発明の第１実施形態に係る油圧制御装置１を搭載する車両２の構成を示す概略図であり、図２は、図１に示す油圧制御装置１の概略構成を示す図であり、図３は、電動ポンプ３３駆動時の油圧経路３４内の油圧の推移を示す図である。
[First Embodiment]
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a vehicle 2 equipped with a hydraulic control device 1 according to the first embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of the hydraulic control device 1 shown in FIG. FIG. 3 is a diagram showing the transition of the hydraulic pressure in the
まず、図１を参照して、本実施形態に係る油圧制御装置１を搭載する車両２の構成について説明する。図１に示すように、この車両２は、走行時における動力源としてのエンジン３と、駆動輪４と、動力伝達装置５と、油圧制御装置１と、制御装置としてのＥＣＵ７とを備える。
First, with reference to FIG. 1, the structure of the vehicle 2 carrying the hydraulic control apparatus 1 which concerns on this embodiment is demonstrated. As shown in FIG. 1, the vehicle 2 includes an
エンジン３は、車両２を走行させる走行用駆動源（原動機）であり、燃料を消費して車両２の駆動輪４に作用させる動力を発生させる。エンジン３は、燃料の燃焼に伴って機関出力軸であるクランクシャフト８に機械的な動力（エンジントルク）を発生させ、この機械的動力をクランクシャフト８から駆動輪４に向けて出力可能である。
The
動力伝達装置５は、エンジン３から駆動輪４へ動力を伝達するものである。動力伝達装置５は、エンジン３から駆動輪４への動力の伝達経路中に設けられ、液状媒体としてのオイルの圧力（油圧）によって作動する。
The
より詳細には、動力伝達装置５は、トルクコンバータ９、前後進切替機構１０、無段変速機構１１、減速機構１２、デファレンシャルギヤ１３等を含んで構成される。動力伝達装置５は、エンジン３のクランクシャフト８と無段変速機構１１のインプットシャフト１４とがトルクコンバータ９、前後進切替機構１０等を介して接続され、無段変速機構１１のアウトプットシャフト１５が減速機構１２、デファレンシャルギヤ１３、駆動軸１６等を介して駆動輪４に接続される。
More specifically, the
トルクコンバータ９は、エンジン３と前後進切替機構１０との間に配置され、エンジン３から伝達された動力のトルクを増幅させて（又は維持して）、前後進切替機構１０に伝達することができる。トルクコンバータ９は、回転自在に対向配置されたポンプインペラ９ａ及びタービンランナ９ｂを備え、フロントカバー９ｃを介してポンプインペラ９ａをクランクシャフト８と一体回転可能に結合し、タービンランナ９ｂを前後進切替機構１０に連結して構成されている。そして、これらポンプインペラ９ａ及びタービンランナ９ｂの回転に伴って、ポンプインペラ９ａとタービンランナ９ｂとの間に介在された作動油などの粘性流体が循環流動することにより、その入出力間の差動を許容しつつトルクを増幅して伝達することが可能である。
The torque converter 9 is disposed between the
また、トルクコンバータ９は、タービンランナ９ｂとフロントカバー９ｃとの間に設けられ、タービンランナ９ｂと一体回転可能に連結されたロックアップクラッチ９ｄをさらに備える。このロックアップクラッチ９ｄは、後述の油圧制御装置１から供給されるオイルの圧力によって作動し、フロントカバー９ｃとの係合状態（ロックアップＯＮ）と開放状態（ロックアップＯＦＦ）とに切り替えられる。ロックアップクラッチ９ｄがフロントカバー９ｃと係合している状態では、フロントカバー９ｃ（すなわちポンプインペラ９ａ）とタービンランナ９ｂが係合され、ポンプインペラ９ａとタービンランナ９ｂとの相対回転が規制され、入出力間の差動が禁止されるので、トルクコンバータ９は、エンジン３から伝達されたトルクをそのまま前後進切替機構１０に伝達する。
The torque converter 9 further includes a lock-
前後進切替機構１０は、エンジン３からの動力（回転出力）を変速可能であると共に、その回転方向を切替可能である。前後進切替機構１０は、遊星歯車機構１７、摩擦係合要素としての前後進切替クラッチ（フォワードクラッチ）Ｃ１及び前後進切替ブレーキ（リバースブレーキ）Ｂ１等を含んで構成される。遊星歯車機構１７は、相互に差動回転可能な複数の回転要素としてサンギヤ、リングギヤ、キャリア等を含んで構成される差動機構であり、前後進切替クラッチＣ１及び前後進切替ブレーキＢ１は、遊星歯車機構１７の作動状態を切り替えるための係合要素であり、例えば多板クラッチなどの摩擦式の係合機構等によって構成することができ、ここでは油圧式の湿式多板クラッチを用いる。
The forward /
前後進切替機構１０は、後述の油圧制御装置１から供給されるオイルの圧力によって前後進切替クラッチＣ１、前後進切替ブレーキＢ１が作動し作動状態が切り替えられる。前後進切替機構１０は、前後進切替クラッチＣ１が係合状態（ＯＮ状態）、前後進切替ブレーキＢ１が解放状態（ＯＦＦ状態）である場合に、エンジン３からの動力を正転回転（車両２が前進する際にインプットシャフト１４が回転する方向）でインプットシャフト１４に伝達する。前後進切替機構１０は、前後進切替クラッチＣ１が解放状態、前後進切替ブレーキＢ１が係合状態である場合に、エンジン３からの動力を逆転回転（車両２が後進する際にインプットシャフト１４が回転する方向）でインプットシャフト１４に伝達する。前後進切替機構１０は、ニュートラル時には、前後進切替クラッチＣ１、前後進切替ブレーキＢ１共に解放状態とされる。本実施形態では、このような前後進切替クラッチＣ１及び前後進切替ブレーキＢ１の係合／解除の制御を行う制御系をまとめて「Ｃ１制御系」１８と呼ぶ。
In the forward /
無段変速機構１１は、エンジン３から駆動輪４への動力の伝達経路における前後進切替機構１０と駆動輪４との間に設けられ、エンジン３の動力を変速して出力可能な変速装置である。無段変速機構１１は、後述の油圧制御装置１から供給されるオイルの圧力によって作動する。
The continuously
無段変速機構１１は、インプットシャフト１４に伝達（入力）されるエンジン３からの回転動力（回転出力）を所定の変速比で変速して変速機出力軸であるアウトプットシャフト１５に伝達し、このアウトプットシャフト１５から駆動輪４に向けて変速された動力を出力する。ここでは、無段変速機構１１は、その一例として、インプットシャフト（プライマリシャフト）１４に連結されたプライマリプーリ２０、アウトプットシャフト（セカンダリシャフト）１５に連結されたセカンダリプーリ２１、プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１との間に掛け渡されたベルト２２などを含んで構成されるベルト式の無段自動変速機（ContinuourlyVariable Transmission：ＣＶＴ）を例示している。
The continuously
プライマリプーリ２０は、プライマリシャフト１４の軸方向に移動可能な可動シーブ２０ａ（プライマリシーブ）と、固定シーブ２０ｂとを同軸に対向配置することにより形成され、同様に、セカンダリプーリ２１は、セカンダリシャフト１５の軸方向に移動可能な可動シーブ２１ａ（セカンダリシーブ）と、固定シーブ２１ｂとを同軸に対向配置することにより形成される。ベルト２２は、これら可動シーブ２０ａ，２１ａと固定シーブ２０ｂ，２１ｂとの間に形成されたＶ字溝に掛け渡されている。
The
そして、無段変速機構１１では、後述の油圧制御装置１からプライマリプーリ２０のプライマリシーブ油圧室２３、セカンダリプーリ２１のセカンダリシーブ油圧室２４に供給されるオイルの圧力（プライマリ圧、セカンダリ圧）に応じて、可動シーブ２０ａ，２１ａが固定シーブ２０ｂ，２１ｂとの間にベルト２２を挟み込む力（ベルト挟圧力）を、プライマリプーリ２０及びセカンダリプーリ２１の個々で制御することができる。これにより、プライマリプーリ２０及びセカンダリプーリ２１のそれぞれにおいて、Ｖ字幅を変更してベルト２２の回転半径を調節することができ、プライマリプーリ２０の入力回転速度に相当する入力回転数（プライマリ回転数）とセカンダリプーリ２１の出力回転速度に相当する出力軸回転数（セカンダリ回転数）との比である変速比を無段階に変更することが可能となっている。また、プライマリプーリ２０及びセカンダリプーリ２１のベルト挟圧力が調整されることで、これに応じたトルク容量で動力を伝達することが可能となっている。
In the continuously
減速機構１２は、無段変速機構１１からの動力の回転速度を減速してデファレンシャルギヤ１３に伝達する。デファレンシャルギヤ１３は、減速機構１２からの動力を、各駆動軸１６を介して各駆動輪４に伝達する。デファレンシャルギヤ１３は、車両２が旋回する際に生じる旋回の中心側、つまり内側の駆動輪４と、外側の駆動輪４との回転速度の差を吸収する。
The
上記のように構成される動力伝達装置５は、エンジン３が発生させた動力をトルクコンバータ９、前後進切替機構１０、無段変速機構１１、減速機構１２、デファレンシャルギヤ１３等を介して駆動輪４に伝達することができる。この結果、車両２は、駆動輪４の路面との接地面に駆動力［Ｎ］が生じ、これにより走行することができる。
The
油圧制御装置１は、流体としてのオイルの油圧によってトルクコンバータ９のロックアップクラッチ９ｄ、前後進切替機構１０の前後進切替クラッチＣ１及び前後進切替ブレーキＢ１、無段変速機構１１のプライマリシーブ２０ａ及びセカンダリシーブ２１ａ等を含む動力伝達装置５を作動させるものである。油圧制御装置１は、例えば、ＥＣＵ７により制御される種々の油圧制御回路を含んで構成される。油圧制御装置１は、複数の油路、オイルリザーバ、オイルポンプ、複数の電磁弁などを含んで構成され、後述するＥＣＵ７からの信号に応じて、動力伝達装置５の各部に供給されるオイルの流量あるいは油圧を制御する。また、この油圧制御装置１は、動力伝達装置５の所定の箇所の潤滑を行う潤滑油供給装置としても機能する。
The hydraulic control device 1 uses a hydraulic pressure of oil as a fluid to lock up the clutch 9d of the torque converter 9, the forward / reverse switching clutch C1 and the forward / reverse switching brake B1, and the
ＥＣＵ７は、車両２の各部の駆動を制御するものである。ＥＣＵ７は、物理的には、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、ＲＯＭ（Read Only Memory）及びインターフェースを含む周知のマイクロコンピュータを主体とする電子回路である。ＥＣＵ７の機能は、ＲＯＭに保持されるアプリケーションプログラムをＲＡＭにロードしてＣＰＵで実行することによって、ＣＰＵの制御のもとで車両２内の各種装置を動作させるとともに、ＲＡＭやＲＯＭにおけるデータの読み出し及び書き込みを行うことで実現される。本実施形態では、ＥＣＵ７は、上述の油圧制御装置１を制御することによって、トルクコンバータ９、前後進切替機構１０、無段変速機構１１など動力伝達装置５の各部の制御を行う。なお、ＥＣＵ７は、上記の機能に限定されず、車両２の各種制御に用いるその他の各種機能も備えている。
The ECU 7 controls driving of each part of the vehicle 2. The ECU 7 is physically an electronic circuit mainly composed of a known microcomputer including a CPU (Central Processing Unit), a RAM (Random Access Memory), a ROM (Read Only Memory), and an interface. The function of the ECU 7 is to load an application program held in the ROM into the RAM and execute it by the CPU, thereby operating various devices in the vehicle 2 under the control of the CPU and reading out data from the RAM or ROM. And writing. In the present embodiment, the ECU 7 controls each part of the
次に、図２を参照して本実施形態に係る油圧制御装置１の構成について説明する。 Next, the configuration of the hydraulic control apparatus 1 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
図２に示すように、油圧制御装置１は、動力伝達装置５の各部にオイルを供給するオイル供給源として、エンジン３の駆動により駆動される機械式のメカポンプ（機械ポンプ）３１と、電気で作動するモータ３２の駆動により駆動される電動ポンプ３３との二つの油圧ポンプを備えている。メカポンプ３１及び電動ポンプ３３は、油圧制御装置１内のドレン３７に貯留されたオイルを吸入圧縮して吐出し、油圧経路３４を介して動力伝達装置５にオイルを供給することができる。
As shown in FIG. 2, the hydraulic control device 1 includes a mechanical mechanical pump (mechanical pump) 31 driven by driving of the
なお、本実施形態の車両２には、燃費向上のため、車両の停車中または走行中にエンジン３を停止させる機能、所謂アイドリングストップ機能が備えられている。そして、電動ポンプ３３は、このようなエンジン３の停止機能の実行時におけるメカポンプ３１の代替として、その作動油の供給を実行する。
Note that the vehicle 2 of the present embodiment is provided with a function of stopping the
メカポンプ３１は、油圧経路３４を介して、無段変速機構１１（プライマリシーブ２０ａ及びセカンダリシーブ２１ａ）及び前後進切替機構１０のＣ１制御系１８（前後進切替クラッチＣ１及び前後進切替ブレーキＢ１）に対して油圧供給可能に接続されている。なお、図２には図示しないが、油圧経路３４と無段変速機構１１及びＣ１制御系１８との間には、これらの装置１０，１８に供給する油圧を調節することができる油圧制御回路が設けられている。これらの油圧制御回路は、ＥＣＵ７によって制御されている。
The
電動ポンプ３３は、その吐出口に接続される出口流路３５を介して、油圧経路３４に連通されている。また、この出口流路３５上には、油圧経路３４から電動ポンプ３３へのオイルの逆流を防止する逆止弁３６が設けられている。
The
油圧経路３４上には、高圧用リリーフ弁（第１リリーフ弁）３８が設けられている。高圧用リリーフ弁３８は、油圧経路３４内の油圧（ライン圧）が所定値を超えたときに、油圧経路３４内からオイルの余剰流を排出できるよう構成されている。より詳細には、高圧用リリーフ弁３８は、メカポンプ３１駆動時に、メカポンプ３１から吐出されるオイルの余剰流を油圧経路３４から排出させることで、油圧経路３４のライン圧を調圧できるよう構成される。高圧用リリーフ弁３８において余剰流を発生させるための所定油圧は、メカポンプ３１のオイル吐出可能流量にあわせて設定され、例えば３ＭＰａ程度である。
A high-pressure relief valve (first relief valve) 38 is provided on the
なお、図２には図示しないが、高圧用リリーフ弁３８から排出された余剰流が、低圧ライン（トルクコンバータ９のロックアップクラッチ９ｄなどの制御系）や、動力伝達装置５内の所定の箇所の潤滑部へ供給され、最終的にドレン３７へ戻されるよう、高圧用リリーフ弁３８の出力側に油路が形成されている。
Although not shown in FIG. 2, the excess flow discharged from the high-
そして、特に本実施形態では、電動ポンプ３３の吐出口側に接続される出口流路３５上には、電動ポンプ３３と逆止弁３６との間に低圧用リリーフ弁（第２リリーフ弁）３９が設けられている。低圧用リリーフ弁３９は、高圧用リリーフ弁３８と同様に、油圧経路３４内の油圧（ライン圧）が所定値を超えたときに、油圧経路３４内からオイルの余剰流を排出させることで、油圧経路３４のライン圧を調圧できるよう構成されている。但し、低圧用リリーフ弁３９は、アイドリングストップ等のエンジン３停止機能実行時、すなわちメカポンプ３１の停止時かつ電動ポンプ３３の駆動時に、電動ポンプ３３から吐出されるオイルの余剰流が油圧経路３４から排出されるよう構成されている。
In particular, in this embodiment, a low-pressure relief valve (second relief valve) 39 is provided between the
ここで、上述のとおり、電動ポンプ３３は、アイドリングストップ時などエンジン３が停止している状況においてメカポンプ３１の代替手段とされるものであり、エンジン３の停止による燃費向上効果を得るためには容量が制約されてしまうため、一般的にメカポンプ３１に比べて吐出量が少ない。このため、電動ポンプ３３駆動時における油圧経路３４内のライン圧は、メカポンプ３１駆動時に比べて低下する。そこで、低圧用リリーフ弁３９では、電動ポンプ３３のみが駆動する低圧状態（油圧経路３４内の油圧が高圧用リリーフ弁３８により余剰流を排出できる油圧より低圧な状態）であっても油圧経路３４から余剰流を排出できるように、余剰流を排出するための所定油圧が高圧用リリーフ弁３８のものより小さく設定されている。具体的には、低圧用リリーフ弁３９において余剰流を発生させるための所定油圧は、電動ポンプ３３のオイル吐出可能流量にあわせて設定され、例えば０．５ＭＰａ程度である。すなわち、本実施形態の高圧用リリーフ弁３８及び低圧用リリーフ弁３９の「高圧用」及び「低圧用」との表現は、余剰流を排出するために設定された所定油圧の一方の値が、他方に対して高い／低いという意味である。なお、低圧用リリーフ弁３９から排出された余剰流は、ドレン３７へ戻されるよう油路が形成されている。
Here, as described above, the
また、高圧用リリーフ弁３８及び低圧用リリーフ弁３９には、例えば、弁本体内で弁体（スプール）がその軸方向に摺動して流路の開閉もしくは切り替えを行うスプール弁を適用することができる。
The high
次に、本実施形態に係る油圧制御装置１の動作について説明する。 Next, the operation of the hydraulic control apparatus 1 according to this embodiment will be described.
エンジン３運転時には、エンジン３の動力によってメカポンプ３１が駆動され、一方で電動ポンプ３３は停止している。この状態では、メカポンプ３１がドレン３７からオイルを吸入圧縮して吐出し、このオイルが油圧経路３４に導入されている。また、逆止弁３６によって電動ポンプ３３の出口流路３５へのオイルの浸入が防止されている。そして、油圧経路３４に設けられた高圧用リリーフ弁３８によって、油圧経路３４のライン圧が所定値（例えば３．０ＭＰａ程度）を超えた場合には、メカポンプ３１から吐出されたオイルの余剰流が油圧経路３４から排出されている。
During the operation of the
このような状態で、例えば前後進切替機構１０の前後進切替クラッチＣ１を作動させるべく、油圧制御装置１がＣ１制御系１８の油圧をステップ状に立ち上げようとすると、油圧経路３４からＣ１制御系１８に入力させるオイル流量が新たに必要となるため、油圧経路３４のライン圧を保持するために油圧経路３４内に必要なオイルの流量が増加することになる。このとき、油圧制御装置１では、メカポンプ３１から吐出されたオイルの余剰流が高圧用リリーフ弁３８から排出されているので、この余剰流の少なくとも一部が高圧用リリーフ弁３８から排出されずに、そのまま油圧経路３４内に保持されることで、油圧経路３４内のオイルの流量を増加させ油圧経路３４に必要なオイルの流量を確保することができる。この結果、油圧経路３４のライン圧を保持することができ、油圧経路３４の油圧の変動を抑制することができる。
In this state, for example, when the hydraulic control device 1 tries to raise the hydraulic pressure of the
一方、アイドリングストップ時などエンジン３が停止している状態では、メカポンプ３１が停止しており、モータ３２により電動ポンプ３３のみが駆動される。この状態では、電動ポンプ３３がドレン３７からオイルを吸入圧縮して出口流路３５に吐出し、このオイルが逆止弁３６を通過して、油圧経路３４に導入されている。そして、電動ポンプ３３の出口流路３５に設けられた低圧用リリーフ弁３９によって、油圧経路３４のライン圧が所定値（例えば０．５ＭＰａ程度）を超えた場合に、電動ポンプ３３から吐出されるオイルの余剰流が油圧経路３４から排出されている。
On the other hand, when the
ここで図３を参照して、まず、油圧制御装置１に本実施形態の低圧用リリーフ弁３９を設けない場合の油圧経路３４の油圧の挙動について説明する。図３に示す破線のグラフ４０は、低圧用リリーフ弁３９を備えない油圧制御装置における油圧経路３４のライン圧及び無段変速機構１１のベルト挟圧の推移を示し、破線のグラフ４１は、Ｃ１制御系１８の油圧の推移を示す。
Here, with reference to FIG. 3, the behavior of the hydraulic pressure in the
上述のように、電動ポンプ３３の駆動時は、メカポンプ３１の駆動時と比べて油圧経路３４が低圧状態となる。このため、高圧用リリーフ弁３８からの余剰流の排出は行われない。このような状態で、例えば前後進切替クラッチＣ１を作動させるべく、図３の時点Ａにおいて、油圧制御装置１がＣ１制御系１８に入力する油圧をステップ状に立ち上げようとすると、油圧経路３４からＣ１制御系１８に導入するオイル流量が新たに必要となるが、これを高圧用リリーフ弁３８からの余剰流で補填することができないので、油圧経路３４内のオイル流量のみでまかなうこととなる。このため、図３のグラフ４０に示すように、油圧経路３４のライン圧及び無段変速機構１１のベルト挟圧が低下する。このとき、ベルト挟圧が、現時点の運転条件におけるベルト挟圧の必要量Ｐａを下回ると（例えば図３に示す期間Ｄ）、無段変速機構１１のベルト２２に滑りが発生する虞がある。
As described above, when the
また、このような油圧経路３４のライン圧の低下により、Ｃ１制御系１８へのオイル流量の供給も不十分となるため、図３のグラフ４１に示すように、Ｃ１制御系１８の油圧立ち上げの応答性も低下する。
Further, since the supply of the oil flow rate to the
続いて図３を参照して、油圧制御装置１に本実施形態の低圧用リリーフ弁３９を設けた場合の油圧経路３４の油圧の挙動について説明する。図３に示す実線のグラフ４２は、低圧用リリーフ弁３９を備える油圧制御装置１（本実施形態に係る油圧制御装置１）における油圧経路３４のライン圧及び無段変速機構１１のベルト挟圧の推移を示し、実線のグラフ４３は、Ｃ１制御系１８の油圧の推移を示す。
Next, the behavior of the hydraulic pressure in the
本実施形態では、低圧用リリーフ弁３９を備える構成をとることにより、電動ポンプ３３の駆動時の油圧経路３４が低圧な状態（油圧経路３４内の油圧が高圧用リリーフ弁３８により余剰流を排出できる油圧より低圧な状態）でも、電動ポンプ３３から吐出されたオイルの余剰流が低圧用リリーフ弁３９から排出される。このため、前後進切替クラッチＣ１を作動させるべく、図３の時点Ａにおいて、油圧制御装置１がＣ１制御系１８に入力する油圧をステップ状に立ち上げようするときに、低圧用リリーフ弁３９から排出される余剰流の少なくとも一部を高圧用リリーフ弁３８から排出させずに、そのまま油圧経路３４内に保持させることで、油圧経路３４からＣ１制御系１８に導入するオイル流量を補填して、油圧経路３４に必要なオイルの流量を確保することが可能となる。この結果、油圧経路３４のライン圧を保持することができ、油圧経路３４の油圧の変動を抑制することができる。このため、図３のグラフ４２に示すように、油圧経路３４のライン圧及び無段変速機構１１のベルト挟圧は安定を保つことができ、無段変速機構１１のベルト２２の滑り発生を防止するのに必要なベルト挟圧力を確保できる。
In the present embodiment, by adopting a configuration including the low
また油圧経路３４のライン圧が安定することにより、図３のグラフ４３に示すように、Ｃ１制御系１８の油圧がライン圧に立ち上がるまでの時間もＡ〜ＣからＡ〜Ｂへ短縮され、Ｃ１制御系１８の油圧の応答性も改善することができ、クラッチＣ１を係合させる際の応答性を向上できる。
Further, as the line pressure in the
このように、低圧用リリーフ弁３８は、エンジン３停止時かつ電動ポンプ３３の駆動時に、油圧が必要とされる油圧機器（本実施形態では無段変速機構１１）に供給すべき油圧を保障すると共に、余剰流を排出する。そして、エンジン３が停止状態から始動するときに油圧が必要とされる油圧機器（本実施形態ではＣ１制御系１８（前後進切替クラッチＣ１））を作動させる際にも、これらの油圧機器に供給すべき油圧を保障することができる。
As described above, the low
次に、本実施形態に係る油圧制御装置１の効果について説明する。 Next, the effect of the hydraulic control apparatus 1 according to the present embodiment will be described.
本実施形態に係る油圧制御装置１は、エンジン３駆動により油圧経路３４を介して動力伝達装置５にオイルを供給するメカポンプ３１と、モータ３２駆動により油圧経路３４を介して動力伝達装置５にオイルを供給する電動ポンプ３３と、メカポンプ３１の駆動時にメカポンプ３１から吐出されたオイルの余剰流を油圧経路３４から排出する高圧用リリーフ弁３８と、メカポンプ３１の停止時かつ電動ポンプ３３の駆動時に、油圧経路３４内の油圧が高圧用リリーフ弁３８により余剰流を排出できる油圧より低圧な状態において、電動ポンプ３３から吐出された余剰流を油圧経路３４から排出する低圧用リリーフ弁３９と、を備える。
The hydraulic control device 1 according to the present embodiment includes a
このような構成により、エンジン３運転時にメカポンプ３１が駆動し、油圧経路３４の油圧が高圧な状態では、高圧用リリーフ弁３８により油圧経路３４内のオイルの余剰流が排出されて、この余剰流を利用して油圧を安定化できる一方で、電動ポンプ３３のみ駆動し、油圧経路３４の油圧が低圧な状態でも、低圧用リリーフ弁３９により油圧経路３４内のオイルの余剰流が排出されて、この余剰流を利用して油圧を安定化できる。したがって、本実施形態に係る油圧制御装置１は、電動ポンプ３３のみ駆動する低圧状態においても、油圧経路３４内のライン圧（油圧）を安定させることができる。
With such a configuration, when the
［第１実施形態の変形例］
なお、上記実施形態では、図２に示すように、低圧用リリーフ弁３９から排出された余剰流はドレン３７に戻される構成としていたが、低圧用リリーフ弁３９から排出された余剰流の少なくとも一部を、動力伝達装置５内の潤滑部へ供給する油路を備えるよう構成してもよい。この場合、電動ポンプ３３駆動時の低圧状態でも潤滑部へのオイル供給が可能となるので、車両２の運転状態によらず常に潤滑部へオイルを供給すること可能となり、潤滑性能を向上できる。
[Modification of First Embodiment]
In the above embodiment, as shown in FIG. 2, the excess flow discharged from the low
［第２実施形態］
次に、図４，５を参照して、本発明の第２実施形態について説明する。図４は、本発明の第２実施形態に係る油圧制御装置５０の概略構成を示す図であり、図５は、図４に示すコントローラ５２による電動ポンプ３３の吐出量制御処理を示すフローチャートである。
[Second Embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 4 is a diagram showing a schematic configuration of a
図４に示すように、本実施形態に係る油圧制御装置５０は、（１）低圧用リリーフ弁３９から排出されるオイルの流量（余剰流量）Ｑを計測する流量計（計測手段）５１を低圧用リリーフ弁３９の下流に備える点、（２）低圧用リリーフ弁３９からの余剰流量Ｑに基づき電動ポンプ３３を制御するコントローラ（制御手段）５２を備える点において、第１実施形態と異なるものである。
As shown in FIG. 4, the
コントローラ５２は、流量計５１により計測された余剰流量Ｑの情報を取得すると、この余剰流量Ｑが所定値を超えるように電動ポンプ３３の吐出量を制御する。より詳細には、コントローラ５２は、図５に示すフローチャートを実施する。
When the
まず、アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であるか否かを判定する（Ｓ１０１）。アイドリングストップ実行及び電動ポンプ３３駆動の有無の情報は、例えばＥＣＵ７から取得することができる。アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であると判定した場合には、電動ポンプ３３を制御すべき期間であると判断し、ステップＳ１０２に移行する。アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中ではないと判定した場合には、このフローチャートの最初に戻る。
First, it is determined whether idling is stopped and the
次に、ステップＳ１０１において、アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であると判定した場合には、流量計５１により検出された余剰流の余剰流量Ｑの情報を取得し（Ｓ１０２）、この余剰流量Ｑが規定流量（所定値）を超えているか否かを判定する（Ｓ１０３）。余剰流量Ｑが規定流量を超えていると判定した場合、電動ポンプ３３が所望以上の流量でオイルを吐出しているために、余剰流量が所定値より多くなっているものと判断し、電動ポンプ３３の吐出量を減少すべくモータ３２を制御する（Ｓ１０４）。
Next, when it is determined in step S101 that idling is stopped and the
一方、流量Ｑが規定流量以下と判定された場合、電動ポンプ３３が所望の流量以下でオイルを吐出しているために、余剰流量が所定値以下となっているものと判断して、電動ポンプ３３の吐出量を増加すべくモータ３２を制御する（Ｓ１０５）。
On the other hand, when it is determined that the flow rate Q is equal to or less than the specified flow rate, the
なお、本実施形態のコントローラ５２は、ＥＣＵ７の機能の一部としてＥＣＵ７に組み込む構成であってもよい。
Note that the
このように、本実施形態に係る油圧制御装置５０では、流量計５１が、低圧用リリーフ弁３９から排出されるオイルの流量を計測し、コントローラ５２が、流量計５１により計測されたオイルの流量が所定値以下の場合に、電動ポンプ３３の吐出量を増加させるよう電動ポンプを制御する。
As described above, in the
この構成により、電動ポンプ３３の駆動中に、電動ポンプ３３の吐出量を制御して、常に低圧用リリーフ弁３９から少なくとも所定値の余剰流を排出させることが可能となる。このため、例えば前後進切替クラッチＣ１を作動させるべくＣ１制御系１８の油圧を立ち上げ、油圧経路３４内の油圧を維持するのに必要なオイル流量が増加する場合でも、常時所定値以上発生している余剰流によって、油圧経路３４内のオイル流量を常時好適に補填することが可能となり、油圧経路３４内の油圧の変動をより一層抑制することが可能となる。これにより、無段変速機構１１のベルト挟圧を好適に確保でき、また、Ｃ１制御系１８の油圧の応答性も改善することができるなど、動力伝達装置５の油圧制御の安定化を図れる。また、余剰流の流量を所定の規定流量に維持できるため、必要以上に電動ポンプ３３の吐出量を増やすことなく、電損対策として無駄なエネルギーを節約でき、燃費を向上できる。
With this configuration, the discharge amount of the
［第３実施形態］
次に、図６，７を参照して、本発明の第３実施形態について説明する。図６は、本発明の第３実施形態に係る油圧制御装置６０の概略構成を示す図であり、図７は、図６に示すコントローラ６１による電動ポンプ３３の吐出量制御処理を示すフローチャートである。
[Third Embodiment]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 6 is a diagram showing a schematic configuration of a
図６に示すように、本実施形態に係る油圧制御装置６０は、コントローラ（制御手段）６１が、低圧用リリーフ弁３９から排出される余剰流の流量（余剰流量）を、第２実施形態の流量計５１の代わりに、電動ポンプ３３の回転数、油圧経路３４の油圧Ｐ、油温Ｔに基づき算出する点において、第２実施形態と異なるものである。
As shown in FIG. 6, in the
電動ポンプ３３の回転数は、例えば電動ポンプ３３に設けられている既存の回転数センサ６２により計測することができる。油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔは、例えば無段変速機構１１に設けられている既存の油圧センサ６３および油温センサ６４により計測することができる。
The rotational speed of the
コントローラ６１は、電動ポンプ３３の回転数Ｎ、油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔに基づいて現在の余剰流量を算出し、この算出した余剰流量に基づいて電動ポンプ３３のモータ３２を制御する。より詳細には、コントローラ６１は、図７に示すフローチャートを実施する。
The controller 61 calculates the current surplus flow rate based on the rotation speed N of the
まず、アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であるか否かを判定する（Ｓ２０１）。アイドリングストップ実行及び電動ポンプ３３駆動の有無の情報は、例えばＥＣＵ７から取得することができる。アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であると判定した場合には、電動ポンプ３３を制御すべき期間であると判断し、ステップＳ２０２に移行する。アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中ではないと判定した場合には、このフローチャートの最初に戻る。
First, it is determined whether idling is stopped and the
次に、ステップＳ２０１において、アイドリングストップ中かつ電動ポンプ３３駆動中であると判定した場合には、既存の回転数センサ６２により計測された電動ポンプ３３の回転数Ｎと、既存の無段変速機構１１内の油圧センサ６３、油温センサ６４により計測された無段変速機構１１の油圧Ｐ及び油温Ｔ（すなわち油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔ）の情報を取得する（Ｓ２０２）。
Next, if it is determined in step S201 that idling is stopped and the
次に、ステップＳ２０２で取得した電動ポンプ３３の回転数Ｎ、油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔの情報に基づき、電動ポンプ３３からの吐出量を表す電動ポンプ流量Ｑ１と、油圧経路３４に実際に導入されたオイルの流量を表す回路消費流量Ｑ２を算出する（Ｓ２０３）。具体的には、コントローラ６１は、予め、電動ポンプ３３の回転数Ｎ並びに油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔと、電動ポンプ流量Ｑ１及び回路消費流量Ｑ２との対応関係を測定して作成されたマップを備えており、これらのマップを参照して、電動ポンプ３３の回転数Ｎ並びに油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔに基づき、現在の電動ポンプ流量Ｑ１及び回路消費流量Ｑ２を求める。
Next, based on the information on the rotational speed N of the
次に、現在の電動ポンプ流量Ｑ１から現在の回路消費流量Ｑ２を減じて低圧用リリーフ弁３９からの余剰流量（Ｑ１−Ｑ２）を算出し、この余剰流量が規定流量（所定値）を超えているか否かを判定する（Ｓ２０４）。余剰流量（Ｑ１−Ｑ２）が規定流量を超えていると判定した場合、電動ポンプ３３が所望以上の流量でオイルを吐出しているために、余剰流量が所定値より多くなっているものと判断し、電動ポンプ３３の吐出量を減少すべくモータ３２を制御する（Ｓ２０５）。
Next, the surplus flow rate (Q1-Q2) from the low
一方、余剰流量（Ｑ１−Ｑ２）が規定流量以下と判定した場合、電動ポンプ３３が所望の流量以下でオイルを吐出しているために、余剰流量が所定値以下となっているものと判断して、電動ポンプ３３の吐出量を増加すべくモータ３２を制御する（Ｓ２０６）。
On the other hand, when it is determined that the surplus flow rate (Q1-Q2) is equal to or less than the specified flow rate, it is determined that the surplus flow rate is equal to or less than a predetermined value because the
このように、本実施形態に係る油圧制御装置６０では、コントローラ６１が、電動ポンプ３３の回転数Ｎ、油圧経路３４の油圧Ｐ及び油温Ｔに基づき低圧用リリーフ弁３９から排出されるオイルの流量を算出し、この算出されたオイルの流量が所定値以下の場合に、電動ポンプ３３の吐出量を増加させるよう前記電動ポンプを制御する。
As described above, in the
この構成により、既存のセンサ類を利用して余剰流量を導出することができるので、例えば余剰流量を計測するため流量計など新たなセンサ類を追加する必要がなく、低コスト化かつ省スペース化が図れる。また、余剰流量を計測する流量計が不要であるので、余剰流を流量計に通過させる際に発生する圧力損失を回避することができる。 With this configuration, the surplus flow rate can be derived using existing sensors, so there is no need to add new sensors such as a flow meter to measure the surplus flow rate, reducing costs and saving space. Can be planned. Further, since a flow meter for measuring the surplus flow rate is not necessary, it is possible to avoid a pressure loss that occurs when the surplus flow is passed through the flow meter.
［第４実施形態］
次に、図８〜１０を参照して、本発明の第４実施形態について説明する。図８は、本発明の第４実施形態に係る油圧制御装置７０の概略構成を示す図であり、図９は、メカポンプ３１駆動時における図８に示すリリーフ弁７１の状態を示す模式図であり、図１０は、電動ポンプ３３駆動時における図８に示すリリーフ弁７１の状態を示す模式図である。
[Fourth Embodiment]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 8 is a diagram showing a schematic configuration of a
図８に示すように、本実施形態に係る油圧制御装置７０は、高圧用リリーフ弁３８及び低圧用リリーフ弁３９の代わりに、両者の機能を併せ持つ単一のリリーフ弁７１を備える点で、上記の第１〜第３実施形態と異なるものである。
As shown in FIG. 8, the
リリーフ弁７１は、図８に示すように、弁本体内で弁体（スプール）がその軸方向に摺動して流路の開閉もしくは切り替えを行うスプール弁が適用されている。このリリーフ弁７１は、弁本体７２の中空部分に、その軸線方向に摺動可能に挿入されたスプール７３と、そのスプール７３が軸線方向に移動することにより相互に連通・遮断される入力ポート７４及び出力ポート７５と、スプール７３の一方の端部側（図８では下側）に設置されて、スプール７３を他方の端部側に向けて押圧するスプリング７６と、スプリング７６が設けられた端部側に連通された第１パイロットポート７７と、第１パイロットポート７７と反対側（図８では上側）の端部側に連通された第２パイロットポート７８と、第２パイロットポート７８と入力ポート７４の間に設けられ、入力ポート７４の同一の油圧が導入されるフィードバックポート７９と、を備えて構成されている。
As shown in FIG. 8, the
また、スプール７３には、小径のバルブ８０と２つの大径のバルブ８１，８２が形成されている。小径バルブ８０は第二パイロットポート７８とフィードバックポート７９との間を摺動可能に配置される。また、一方の大径バルブ８１は、フィードバックポート７９と出力ポート７５との間に配置される。他方の大径バルブ８２は一方の大径バルブ８１を挟んで小径バルブ８０と反対側（図８では下側）に配置される。そして、スプール７３の移動によって、大径バルブ８１，８２の間に入力ポート７４及び出力ポート７５が同時に開口する状態が生じうるように、スプール７３の大径バルブ８１，８２及び入力ポート７４及び出力ポート７５の位置が設定されている。
The
入力ポート７４及びフィードバックポート７９は、油圧経路３４と接続されており、ライン圧ＰＬのオイルが導入される。出力ポート７５は、低圧ライン及び潤滑部などと接続されており、油圧経路３４の余剰流を排出すると、この余剰流を低圧ライン及び潤滑部などに供給する。
The
第１パイロットポート７７には、油圧経路３４とは別の油路（図示せず）が接続されており、油圧経路３４のライン圧ＰＬを調整するための第１パイロット圧Ｐ１のオイルが導入されている。なお、第１パイロット圧Ｐ１は、固定値としてもよいし、調整可能としてもよい。
An oil path (not shown) different from the
第２パイロットポート７８には、電動ポンプ３３の出口流路３５から逆止弁３６より上流側で分岐された流路８３が、オリフィス８４を介して接続されている。電動ポンプ３３駆動時には、電動ポンプ３３から吐出されたオイルが流路８３内を流れ、オリフィス８４を通過した後にその油圧が低下されて、第２パイロットポート７８に導入される。このとき、オリフィス通過により低減され、第２パイロットポート７８に導入された油圧を第２パイロット圧Ｐ２とする。なお、この第２パイロット圧Ｐ２は、オリフィス８４により低減されるため、油圧経路３４内のライン圧ＰＬより小さい値となる。
A flow path 83 branched from the
このリリーフ弁７１は、図９，１０に示すように、メカポンプ３１駆動時の油圧経路３４が高圧な状態と、電動ポンプ３３駆動時の油圧経路３４が低圧な状態の両方の状態において、油圧経路３４からオイルの余剰流を排出して、油圧経路３４のライン圧（油圧）ＰＬを調圧することができる。
As shown in FIGS. 9 and 10, the
まず、メカポンプ３１駆動時には、スプール７３には、図９に示すように各ポートから導入されるオイルの油圧による外力が働く。すなわち、小径バルブ８０の端面の面積をＡｓ、大径バルブ８１，８２の断面の面積をＡｌとすると、第１パイロットポート７７から導入されたオイルの第１パイロット圧Ｐ１によって、大径バルブ８２に押圧力Ｐ１・Ａｌが（図９では上方向に）付加される。また、フィードバックポート７９から導入されたオイルのライン圧ＰＬによって、小径バルブ８０に押圧力ＰＬ・Ａｓが（図９では上方向に）付加されると共に、大径バルブ８１に押圧力ＰＬ・Ａｌが（図９の下方向に）付加される。さらにスプール７３には、スプリング７６によるバネ荷重Ｆが（図９の上方向に）付加される。なお、このとき電動ポンプ３３は駆動していないので、第２パイロットポート７８には油圧が加えられていない。
First, when the
このときのスプール７３に働く力の釣り合いは次の（１）式で表すことができる。
ＰＬ・Ａｌ＝Ｆ＋Ｐ１・Ａｌ＋ＰＬ・Ａｓ （１）
The balance of forces acting on the
PL · Al = F + P1 · Al + PL · As (1)
従って、（１）式に基づき、ライン圧ＰＬは次の（２）式で表すことができる。
ＰＬ＝（Ｆ＋Ｐ１・Ａｌ）／（Ａｌ−Ａｓ） （２）
Therefore, the line pressure PL can be expressed by the following equation (2) based on the equation (1).
PL = (F + P1 · Al) / (Al-As) (2)
この（２）式のライン圧ＰＬの値が、メカポンプ３１駆動時において余剰流の排出が開始される油圧であり、上記の第１〜第３実施形態において高圧用リリーフ弁３８から余剰流の排出が開始される油圧と同等である。
The value of the line pressure PL in equation (2) is the hydraulic pressure at which the excess flow starts to be discharged when the
このようなリリーフ弁７１では、油圧経路３４内のライン圧ＰＬが（２）式のライン圧ＰＬ以下の場合には、図９に示すように大径バルブ８２により入力ポート７４が閉じられ、入力ポート７４と出力ポート７５とが連通されておらず、油圧経路３４からのオイル排出が停止されている。
In such a
そして、油圧経路３４内のライン圧ＰＬが（２）式のライン圧ＰＬの値を超えたときには、フィードバックポート７９から導入されるオイルの油圧（ライン圧ＰＬ）が増大する。このとき、小径バルブ８０に比べて、大径バルブ８１の端面の面積が大きく、フィードバックポート７９の油圧から受ける押圧力が大きくなるので、この押圧力の差によってスプール７３が下方に移動する。このスプール７３の移動により、入力ポート７４と出力ポート７５とが連通され、油圧経路３４内の余剰流が出力ポート７５から排出される。その後に、余剰流が排出されたことにより、油圧経路３４内のライン圧ＰＬが（２）式のライン圧ＰＬの値に戻ると、スプール７３は、再び図９に示す釣り合いの位置に移動して、余剰流の排出が停止される。
When the line pressure PL in the
次に、電動ポンプ３３駆動時には、スプール７３には、図１０に示すように各ポートから導入されるオイルの油圧による外力が働く。すなわち、上記のメカポンプ３１駆動時に作用する力の他に、第２パイロットポート７８から導入されたオイルの第２パイロット圧Ｐ２によって、小径バルブ８０に押圧力Ｐ２・Ａｓが（図１０では下方向に）付加される。
Next, when the
このときのスプール７３に働く力の釣り合いは次の（３）式で表すことができる。
ＰＬ・Ａｌ＋Ｐ２・Ａｓ＝Ｆ＋Ｐ１・Ａｌ＋ＰＬ・Ａｓ （３）
The balance of forces acting on the
PL · Al + P2 · As = F + P1 · Al + PL · As (3)
従って、（３）式に基づき、ライン圧ＰＬは次の（４）式で表すことができる。
ＰＬ＝（Ｆ＋Ｐ１・Ａｌ−Ｐ２・Ａｓ）／（Ａｌ−Ａｓ） （４）
Therefore, the line pressure PL can be expressed by the following equation (4) based on the equation (3).
PL = (F + P1 · Al−P2 · As) / (Al−As) (4)
この（４）式のラインＰＬの値が、電動ポンプ３３駆動時において余剰流の排出が開始される油圧であり、上記の第１〜第３実施形態において低圧用リリーフ弁３９から余剰流の排出が開始される油圧と同等である。
The value of the line PL in the equation (4) is a hydraulic pressure at which the discharge of the surplus flow is started when the
上記（３）、（４）式より、このリリーフ弁７１は、電動ポンプ３３駆動時には、メカポンプ３１駆動時と比べてＰ２・Ａｓ／（Ａｌ−Ａｓ）だけ低い圧力で余剰流を発生させることができる。つまり、リリーフ弁７１は、スプール７３の小径バルブ８０の面積Ａｓ、大径バルブ８１，８２の面積Ａｌ、第１パイロット圧Ｐ１を適宜設定し、また、オリフィス径を適宜設定して第２パイロット圧Ｐ２を調整することにより、メカポンプ３１駆動時の油圧経路３４が高圧な状態と、電動ポンプ３３駆動時の油圧経路３４が低圧な状態の両方の状態において、油圧経路３４からオイルの余剰流を排出して、油圧経路３４のライン圧（油圧）ＰＬを調圧することが可能となる。
From the above equations (3) and (4), the
このように、本実施形態に係る油圧制御装置７０では、上記第１〜第３実施形態の高圧用リリーフ弁３８及び低圧用リリーフ弁３９は、単一のスプール弁であるリリーフ弁７１により同様の機能が実現されている。リリーフ弁７１の入力ポート７４が油圧経路３４に接続され、リリーフ弁７１の第２パイロットポート７８がオリフィス８４を介して電動ポンプ３３に接続される。この構成により、１台のリリーフ弁７１のみで、メカポンプ３１駆動時の油圧経路３４が高圧な状態と、電動ポンプ３３駆動時の油圧経路３４が低圧な状態の両方の状態において、油圧経路３４からオイルの余剰流を排出して、油圧経路３４のライン圧（油圧）ＰＬを調圧することが可能となり、省スペース化を図れる。また、このリリーフ弁７１は、例えば高圧用リリーフ弁３８のパイロットポートに電動ポンプ３３からの流路８３を接続するなどの小規模な改良で実現することが可能であり、低コスト化も図ることができる。
Thus, in the
以上、本発明について好適な実施形態を示して説明したが、本発明はこれらの実施形態により限定されるものではない。本発明は、以上で説明した実施形態を複数組み合わせることで構成してもよいし、実施形態の各構成要素を、当業者が置換することが可能かつ容易なもの、或いは実質的に同一のものに変更することが可能である。 As mentioned above, although preferred embodiment was shown and demonstrated about this invention, this invention is not limited by these embodiment. The present invention may be configured by combining a plurality of the embodiments described above, and each constituent element of the embodiments can be easily replaced by a person skilled in the art, or substantially the same. It is possible to change to
また、上記実施形態では、変速装置の一例としてベルト式の無段変速機構１１を適用した場合について説明しているが、変速装置は、メカポンプ３１及び電動ポンプ３３で発生する油圧によって駆動することができ、また、アイドリングストップ制御時に駆動輪側の回転トルクをエンジン側に伝達することができるものであればよく、例えば手動変速機（ＭＴ）、有段自動変速機（ＡＴ）、トロイダル式の無段自動変速機（ＣＶＴ）、マルチモードマニュアルトランスミッション（ＭＭＴ）、シーケンシャルマニュアルトランスミッション（ＳＭＴ）、デュアルクラッチトランスミッション（ＤＣＴ）、などを用いてもよい。
In the above-described embodiment, the case where the belt-type continuously
また、上記実施形態では、油圧制御装置１によって変速装置（無段変速機構１１）と共に油圧制御されるクラッチとして、前後進切替機構１０のＣ１制御系１８（前後進切替クラッチＣ１及び前後進切替ブレーキＢ１）を例示したが、このクラッチは、アイドリングストップ制御時に開放状態としてエンジンと駆動輪側との間の回転トルクを遮断し、また、係合状態として駆動輪側の回転トルクをエンジン側に伝達することのできるものであれば、前後進切替機構１０以外のクラッチを用いてもよい。
In the above embodiment, the clutch that is hydraulically controlled by the hydraulic control device 1 together with the transmission (the continuously variable transmission mechanism 11) is the C1 control system 18 (the forward / reverse switching clutch C1 and the forward / reverse switching brake) of the forward /
１，５０，６０，７０ 油圧制御装置
３ エンジン
５ 動力伝達装置
３１ メカポンプ（機械ポンプ）
３２ モータ
３３ 電動ポンプ
３４ 油圧経路
３８ 高圧用リリーフ弁（第１リリーフ弁）
３９ 低圧用リリーフ弁（第２リリーフ弁）
５１ 流量計（計測手段）
５２，６１ コントローラ（制御手段）
７１ リリーフ弁（単一のスプール弁）
７４ 入力ポート
７８ 第２パイロットポート（パイロットポート）
８４ オリフィス
1, 50, 60, 70
32
39 Low pressure relief valve (second relief valve)
51 Flow meter (measuring means)
52, 61 Controller (control means)
71 Relief valve (single spool valve)
74
84 Orifice
Claims (4)
モータ駆動により前記油圧経路を介して前記動力伝達装置にオイルを供給する電動ポンプと、
前記機械ポンプの駆動時に前記機械ポンプから吐出されたオイルの余剰流を前記油圧経路から排出する第１リリーフ弁と、
前記機械ポンプの停止時かつ前記電動ポンプの駆動時に、前記油圧経路内の油圧が前記第１リリーフ弁により前記余剰流を排出できる油圧より低圧な状態において、前記電動ポンプから吐出された余剰流を前記油圧経路から排出する第２リリーフ弁と、
を備え、
前記第１リリーフ弁及び前記第２リリーフ弁は、単一のスプール弁であり、前記スプール弁の入力ポートが前記油圧経路に接続され、前記スプール弁のパイロットポートがオリフィスを介して前記電動ポンプに接続される
ことを特徴とする油圧制御装置。 A mechanical pump for supplying oil to the power transmission device via a hydraulic path by driving the engine;
An electric pump for supplying oil to the power transmission device via the hydraulic path by driving a motor;
A first relief valve for discharging an excess flow of oil discharged from the mechanical pump from the hydraulic path when the mechanical pump is driven;
When the mechanical pump is stopped and the electric pump is driven, the excess flow discharged from the electric pump is reduced when the hydraulic pressure in the hydraulic path is lower than the hydraulic pressure at which the excess flow can be discharged by the first relief valve. A second relief valve that discharges from the hydraulic path;
Equipped with a,
The first relief valve and the second relief valve are a single spool valve, an input port of the spool valve is connected to the hydraulic path, and a pilot port of the spool valve is connected to the electric pump via an orifice. A hydraulic control device characterized by being connected .
前記計測手段により計測された前記オイルの流量が所定値以下の場合に、前記電動ポンプの吐出量を増加させるよう前記電動ポンプを制御する制御手段と、
を備えることを特徴とする、請求項１に記載の油圧制御装置。 Measuring means for measuring the flow rate of oil discharged from the second relief valve;
Control means for controlling the electric pump so as to increase the discharge amount of the electric pump when the flow rate of the oil measured by the measuring means is a predetermined value or less;
The hydraulic control device according to claim 1, comprising:
を備えることを特徴とする、請求項１に記載の油圧制御装置。 The flow rate of oil discharged from the second relief valve is calculated based on the rotation speed of the electric pump, the hydraulic pressure of the hydraulic path and the oil temperature, and the electric flow is calculated when the calculated flow rate of oil is equal to or less than a predetermined value. 2. The hydraulic control apparatus according to claim 1, further comprising a control unit that controls the electric pump so as to increase a discharge amount of the pump.
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Family Cites Families (5)
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|---|---|---|---|---|
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| JP3997227B2 (en) * | 2004-12-02 | 2007-10-24 | 本田技研工業株式会社 | Hydraulic supply device |
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Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US20200257607A1 (en) * | 2019-02-12 | 2020-08-13 | Caterpillar Inc. | Analytical model training for a machine impeller control system |
| US11597369B2 (en) * | 2019-02-12 | 2023-03-07 | Caterpillar Inc. | Analytical model training for a machine impeller control system |
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