JP6119706B2 - 自動変速機の油圧制御装置 - Google Patents

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Description

本発明は、自動変速機、特に停車時にエンジンを自動停止させるアイドルストップ制御が行われる車両に搭載される自動変速機の油圧制御装置に関し、車両用自動変速機の技術分野に属する。
近年、信号待ち等のための停車時に所定の停止条件の成立によりエンジンを自動停止させるアイドルストップ制御を行う車両が実用化されている。かかる車両に搭載される自動変速機は、次の発進時に迅速な発進を実現するために、エンジンにより駆動される機械式オイルポンプ（以下、「機械ポンプ」ともいう）とは別に、電動式オイルポンプ（以下、「電動ポンプ」ともいう）を備え、この電動ポンプによって生成した油圧を供給することにより、エンジン停止中も、発進時に動力を伝達する発進用摩擦締結要素を予め締結しておいたり、締結準備状態にしておいたりすることが行われる。
なお、締結準備状態の具体例としては、発進用摩擦締結要素のスリップ状態や、締結ピストンとクリアランス調整ピストンとを有するタンデム式の発進用摩擦締結要素が用いられる場合においてクリアランス調整ピストン用の油圧室のみに油圧が供給される状態などが挙げられる。
この種の自動変速機の油圧制御装置に関して、特許文献１には、図１３に示すように、発進用摩擦締結要素６１０への油圧供給経路に、油圧供給源を機械ポンプ６０６と電動ポンプ６１６のいずれかに切り換える切換弁６２０が設けられた油圧回路６００が開示されている。この油圧回路６００において、切換弁６２０のスプール６２２は、機械ポンプ６０６を油圧供給源とする第１位置と、電動ポンプ６１６を油圧供給源とする第２位置との間で移動可能とされ、具体的には、エンジン駆動中には機械ポンプ６０６から制御ポート６３０に油圧が入力されることによって第１位置（図中右側の位置）に位置し、エンジン停止中には、機械ポンプ６１６から制御ポート６３０への油圧の供給が行われないから、リターンスプリング６４０の弾性力によって第２位置（図中左側の内）に位置するようになっている。
図１３に示す油圧回路６００において、アイドルストップの実行によって電動ポンプ６１６の駆動が開始されるとき、電動ポンプ６１６の吐出ライン６５０は、第１位置に位置するスプール６２２によって遮断されているが、電動ポンプ６１６と切換弁６２０との間において、オリフィス６６２を備えたドレンライン６６０が吐出ライン６５０から分岐されていることにより、電動ポンプ６１６の吐出圧の閉じ込めが回避されるようになっている。そのため、始動時において、電動ポンプ６１６を駆動するモータ６１５に過剰な負荷がかかることを防止でき、これにより、発熱によるエネルギ損失の増大や耐久性の低下や、自動回転制御式のポンプの場合に、回転を正常に制御できなくなる脱調等を抑制できる。
特開２０１２−０１３１４４号公報
しかしながら、図１３に示す従来の油圧回路６００では、電動ポンプ６１６と切換弁６２０との間において吐出ライン６５０からドレンライン６６０が分岐されているため、オリフィス６６２によってドレン量の低減が図られているものの、電動ポンプ６１６の吐出油の一部が切換弁６２０の状態に関わらず常にドレンされることになる。そのため、切換弁６２０のスプール６２２が第２位置に移動した後、吐出ライン６５０が発進用摩擦締結要素６１０に連通することで、電動ポンプ６１６の吐出圧の閉じ込め対策の必要がなくなる状態になっても、電動ポンプ６１６を駆動するためのエネルギが不要なドレンによって無駄に消費されることになる。したがって、電動ポンプ６１６の容量増大ひいては大型化を招く問題が生じ、これによりアイドルストップ中の電力消費が増大する問題も生じる。
特に、エンジンの燃費性能向上等の観点から、従来１速で用いられていたワンウェイクラッチを廃止する代わりに、２つの摩擦締結要素を締結することによって発進変速段を実現するようにした自動変速機においては、アイドルストップ中における電動ポンプによる油圧供給先が増加することになるため、電動ポンプの容量増大等の上記問題が顕著になる。
そこで、本発明は、エンジンのアイドルストップ中に摩擦締結要素へ油圧供給する電動式オイルポンプを備えた自動変速機において、電動式オイルポンプの過負荷を抑制しつつ、電動式オイルポンプの容量低減を図ることを課題とする。
前記課題を解決するため、本発明に係る自動変速機の油圧制御装置は、次のように構成したことを特徴とする。
まず、本願の請求項１に記載の発明は、
エンジンによって駆動される機械式オイルポンプと、
前記エンジンの自動停止中に作動する電動式オイルポンプと、
車両発進時に締結される摩擦締結要素と、
前記摩擦締結要素への油圧供給を制御するための油圧回路と、を備え、
前記油圧回路に、前記摩擦締結要素への油圧供給源を前記機械式オイルポンプとする第１状態と、前記油圧供給源を前記電動式オイルポンプとする第２状態との間で切り換え可能な切換弁が設けられた自動変速機の油圧制御装置であって、
前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときに、前記電動式オイルポンプからの吐出油を所定のドレン部からドレンさせ、且つ、前記第２状態にあるときは前記第１状態にあるときに比べて前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする。
なお、車両発進時に締結される摩擦締結要素の個数は、１つであってもよいし、複数であってもよい。
また、請求項２に記載の発明は、前記請求項１に記載の発明において、
前記切換弁は、前記第１状態を実現する第１位置と前記第２状態を実現する第２位置との間で移動可能なスプールを有するとともに、該スプールは、前記電動式オイルポンプからの油圧が一端側に付与されることで前記第２位置側に向かって付勢され、前記機械式オイルポンプからの油圧が他端側に付与されることで前記第１位置側に向かって付勢されるように構成され、
前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に、前記切換弁が前記第１状態にあるときの前記ドレン部からのドレンを抑制する絞りが設けられていることを特徴とする。
さらに、請求項３に記載の発明は、前記請求項１又は請求項２に記載の発明において、
前記切換弁は、前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に設けられ、
前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときは前記油路を連通させ、且つ、前記第２状態にあるときは前記油路を遮断することにより前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする。
一方、請求項４に記載の発明は、前記請求項１又は請求項２に記載の発明において、
前記切換弁は、前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に設けられ、
前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときは前記油路を連通させ、且つ、前記第２状態にあるときは、前記油路を流れる前記電動式オイルポンプからの吐出油の流量を前記第１状態のときに比べて低減する絞り手段を介して前記油路を連通させることにより前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする。
また、請求項５に記載の発明は、前記請求項３または請求項４に記載の発明において、
前記油圧回路は、前記電動式オイルポンプから前記切換弁を経由して前記摩擦締結要素に至る油路を更に有し、
前記切換弁は、前記第１状態と前記第２状態との間での切換動作中に、前記電動式オイルポンプが、前記ドレン部に至る油路における前記切換弁よりも下流側の部分に連通する期間と、前記摩擦締結要素に至る油路における前記切換弁よりも下流側の部分に連通する期間とがオーバーラップするように構成されていることを特徴とする。
請求項１に記載の発明に係る自動変速機の油圧制御装置によれば、機械式オイルポンプから摩擦締結要素へ油圧が供給される切換弁の第１状態において、エンジンのアイドルストップの実行によって電動式オイルポンプの駆動が開始されるとき、該電動式オイルポンプからの吐出油がドレン部からドレンされるようになっているため、電動式オイルポンプの吐出圧が閉じ込められることを回避でき、これにより、電動式オイルポンプの過負荷を抑制できる。したがって、電動式オイルポンプの発熱によるエネルギ損失の増大や耐久性の低下、又は、電動式オイルポンプとして自動回転制御式のポンプが用いられる場合に、回転を正常に制御できなくなる脱調等を抑制できる。
一方、エンジンのアイドルストップ中であって、電動式オイルポンプから摩擦締結要素へ油圧が供給される切換弁の第２状態においては、第１状態のときに比べてドレンが抑制されるため、電動式オイルポンプから摩擦締結要素へ効率よく油圧を供給することができる。そのため、電動式オイルポンプの容量増大ひいては大型化を抑制することができ、これにより、アイドルストップ中の電力消費を抑えることが可能になる。特に、アイドルストップ中に複数の摩擦締結要素へ油圧が供給される自動変速機においては、電動式オイルポンプの容量増大をより効果的に抑制でき、各摩擦締結要素への油圧供給を効率よく行うことができる。
また、請求項２に記載の発明によれば、エンジンのアイドルストップが開始されたとき、機械式オイルポンプの吐出圧の低下を待たなくても、電動式オイルポンプの吐出圧が立ち上がって切換弁のスプールの一端側に付与されることで、切換弁を第１状態から第２状態に切り換えることができるため、切換弁の切換動作中に発進用摩擦締結要素への供給油圧が低下することを抑制でき、これにより、発進用摩擦締結要素の締結状態又は締結準備状態を良好に維持できる。
さらに、切換弁が第１状態にあるときに電動式オイルポンプが始動されたとき、電動式オイルポンプからドレン部に至る油路上に設けられた絞りによってドレン量が低減されることで、電動式オイルポンプから切換弁のスプールの一端側に付与される油圧が迅速に立ち上げられ、これにより、切換弁の切換動作の応答性を高めることができる。
また、請求項３に記載の発明によれば、切換弁が第２状態にあるとき、電動式オイルポンプからドレン部に至る油路が遮断されるため、アイドルストップ中において、電動式オイルポンプを駆動するためのエネルギを、摩擦締結要素への油圧供給のために効率的に利用することができ、これにより、電動式オイルポンプの容量増大をより効果的に抑制できる。
一方、請求項４に記載の発明によれば、切換弁が第２状態にあるときも、第１状態のときに比べて流量が低減された状態でドレンされるため、低油温時における作動油の粘度増大等に起因して油圧振動が生じたときに過剰な油圧を逃がすためのリリーフ弁などの特別な機構を追加しなくても、電動式オイルポンプに生じる油圧振動のピークを抑制できる。そのため、油圧振動のピークによる電動式オイルポンプの損傷や、摩擦締結要素への油圧供給経路に設けられたシール部の破損を防止することができる。
さらに、請求項５に記載の発明によれば、切換弁の切換動作中は常に、電動式オイルポンプが摩擦締結要素側またはドレン部側の少なくとも一方に連通した状態となるため、切換弁の切換動作中においても、電動式オイルポンプの吐出圧の閉じ込めを確実に防止して、該ポンプの過負荷を抑制できる。
本発明の実施形態に係る自動変速機の骨子図である。 同自動変速機の摩擦締結要素の締結の組み合わせと変速段との関係を示す締結表である。 第１実施形態に係る自動変速機の油圧回路の要部を示す回路図である。 図３に示す油圧回路において、エンジン駆動中の１速状態における油圧供給状態を示す回路図である。 図３に示す油圧回路において、エンジンの自動停止中における電動ポンプによる油圧供給状態を示す回路図である。 第２実施形態に係る自動変速機の油圧回路の要部を示す回路図である。 図６に示す油圧回路において、エンジンの自動停止中における電動ポンプによる油圧供給状態を示す回路図である。 第３実施形態に係る自動変速機の油圧回路の要部を示す回路図である。 図８に示す油圧回路において、エンジンの自動停止中における電動ポンプによる油圧供給状態を示す回路図である。 第４実施形態に係る自動変速機の油圧回路に設けられた切換弁の切換動作中の状態を示す回路図である。 図１０に示す切換弁の切換動作中における別の状態を示す回路図である。 第１実施形態に係る自動変速機の油圧回路に設けられた切換弁の切換動作中の状態を示す回路図である。 電動ポンプから発進用摩擦締結要素へ油圧供給するための油圧回路の従来例を示す回路図である。
以下、本発明の実施の形態について説明する。
［自動変速機の構成］
図１に骨子を示すように、本発明の実施の形態に係る自動変速機１は、トルクコンバータ３を介してエンジン出力軸２に連結された入力軸４を有する。
トルクコンバータ３は、エンジン出力軸２に連結されたケース３ａと該ケース３ａ内に固設されたポンプ３ｂと、該ポンプ３ｂに対向配置されて該ポンプ３ｂにより作動油を介して駆動されるタービン３ｃと、該ポンプ３ｂとタービン３ｃとの間に介設され、かつ、変速機ケース５にワンウェイクラッチ３ｄを介して支持されてトルク増大作用を行うステータ３ｅと、ケース３ａとタービン３ｃとの間に設けられ、ケース３ａを介してエンジン出力軸２とタービン３ｃとを直結するロックアップクラッチ３ｆとを備えている。そして、タービン３ｃの回転が入力軸４を介して自動変速機１に伝達されるようになっている。
自動変速機１とトルクコンバータ３との間には、該トルクコンバータ３を介してエンジンにより駆動される機械式オイルポンプ（以下、「機械ポンプ」という）６が配置されており、エンジン駆動中において、該機械ポンプ６によって、自動変速機１及びトルクコンバータ３の制御に用いられる油圧回路に油圧が供給される。
自動変速機１の入力軸４上には、駆動源側（トルクコンバータ３側）から、第１、第２、第３プラネタリギヤセット（以下、「第１、第２、第３ギヤセット」という）１０，２０，３０が配置されている。
また、入力軸４上には、ギヤセット１０，２０，３０で構成される動力伝達経路を切り換えるための摩擦締結要素として、入力軸４からの動力をギヤセット１０，２０，３０側へ選択的に伝達するロークラッチ４０及びハイクラッチ５０が配置されている。さらに、入力軸４上には、各ギヤセット１０，２０，３０の所定の回転要素を固定するＬＲ（ローリバース）ブレーキ６０、２６ブレーキ７０、及び、Ｒ３５ブレーキ８０が、駆動源側からこの順序で配置されている。
前記第１〜第３ギヤセット１０，２０，３０のうち、第１ギヤセット１０と第２ギヤセット２０はシングルピニオン型のプラネタリギヤセットであって、サンギヤ１１，２１と、これらのサンギヤ１１，２１に噛み合った各複数のピニオン１２，２２と、これらのピニオン１２，２２をそれぞれ支持するキャリヤ１３，２３と、ピニオン１２，２２に噛み合ったリングギヤ１４，２４とで構成されている。
また、第３ギヤセット３０はダブルピニオン型のプラネタリギヤセットであって、サンギヤ３１と、該サンギヤ３１に噛み合った複数の第１ピニオン３２ａと、該第１ピニオン３２ａに噛み合った第２ピニオン３２ｂと、これらのピニオン３２ａ，３２ｂを支持するキャリヤ３３と、第２ピニオン３２ｂに噛み合ったリングギヤ３４とで構成されている。
そして、第３ギヤセット３０のサンギヤ３１には入力軸４が直接連結されている。第１ギヤセット１０のサンギヤ１１と第２ギヤセット２０のサンギヤ２１とは、互いに結合されて、ロークラッチ４０の出力部材４１に連結されている。第２ギヤセット２０のキャリヤ２３にはハイクラッチ５０の出力部材５１が連結されている。
また、第１ギヤセット１０のリングギヤ１４と第２ギヤセット２０のキャリヤ２３とは、互いに結合されており、ＬＲブレーキ６０を介して変速機ケース５に断接可能に連結されている。第２ギヤセット２０のリングギヤ２４と第３ギヤセット３０のリングギヤ３４とは、互いに結合されており、２６ブレーキ７０を介して変速機ケース５に断接可能に連結されている。第３ギヤセット３０のキャリヤ３３は、Ｒ３５ブレーキ８０を介して変速機ケース５に断接可能に連結されている。そして、第１ギヤセット１０のキャリヤ１３には、自動変速機１の出力を駆動輪（図示せず）側へ出力する出力ギヤ７が連結されている。
以上の構成により、この自動変速機１は、上記の摩擦締結要素（ロークラッチ４０、ハイクラッチ５０、ＬＲブレーキ６０、２６ブレーキ７０及びＲ３５ブレーキ８０）の締結状態の組み合わせにより、図２の締結表に示すように、Ｄレンジでの１〜６速と、Ｒレンジでの後退速とが形成されるようになっている。
［自動変速機の油圧制御装置］
自動変速機１は、上記の摩擦締結要素４０，５０，６０，７０，８０に締結用のライン圧を選択的に供給して上記変速段を実現するための油圧制御装置を備えており、該油圧制御装置によって自動変速機１の変速が制御される。
また、自動変速機１は、アイドルストップシステムを備えた車両に搭載されており、該アイドルストップシステムは、所定の停止条件が成立したときにエンジンを自動停止させると共に、自動停止状態で所定の再始動条件が成立したときに前記エンジンを自動再始動させる。
そして、アイドルストップシステムによるエンジンの自動停止中には、発進時に締結されるロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０の締結状態または締結準備状態が維持されるように、これら発進用摩擦締結要素４０，６０への油圧供給が継続される。これにより、エンジンが再始動したときに、運転者による発進操作に応じて速やかに車両を発進させることが可能になる。
なお、締結準備状態の具体例としては、発進用摩擦締結要素のスリップ状態や、締結ピストンとクリアランス調整ピストンとを有するタンデム式の発進用摩擦締結要素が用いられる場合においてクリアランス調整ピストン用の油圧室のみに油圧が供給される状態などが挙げられる。
以下、自動変速機１の油圧回路において、エンジンのアイドルストップ中の油圧制御に関連する部分、即ち、発進時に締結されるロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を制御する部分の構成について、実施形態毎に説明する。
［第１実施形態］
図３〜図５を参照しながら、第１実施形態に係る自動変速機の油圧回路の構成について説明する。
図３は、第１実施形態に係る自動変速機の油圧回路１００において、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を制御する部分を示す回路図である。
図３に示すように、油圧回路１００に油圧を供給する油圧供給源としては、エンジンの停止中にモータ１０５によって駆動されて油圧を生成する電動式オイルポンプ（以下、「電動ポンプ」という）１０６と、エンジンに駆動されて油圧を生成する前記機械ポンプ６とが設けられている。
油圧回路１００には、機械ポンプ６の吐出圧をライン圧に調整するレギュレータバルブ１１０と、レギュレータバルブ１１０からライン圧が供給される第１メインライン１３０と、電動ポンプ１０６により生成された油圧が供給される第２メインライン１４０と、運転者のレンジ選択操作によって作動するマニュアルバルブ１１２と、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給源を機械ポンプ６とする第１状態と電動ポンプ１０６とする第２状態との間で切り換え可能な油圧供給源切換バルブ（以下、「切換弁」という）１２０とが設けられている。
切換弁１０２は、第１及び第２制御ポートＡ１，Ａ２、第１〜第５入力ポートＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５、ロークラッチ用出力ポートＣ１、ＬＲブレーキ用出力ポートＣ２及びドレン用出力ポートＣ３を備えている。
また、切換弁１２０は、第１及び第２制御ポートＡ１，Ａ２に入力される油圧に応じて軸方向に移動可能なスプール１２４と、該スプール１２４を収容するスリーブ１２２と、スプール１２４に付勢力を付与するようにスリーブ１２２内に設けられたリターンスプリング１２９とを備えている。
スプール１２４は、スリーブ１２２内における図中左側の端部に当接する第１位置と、スリーブ１２２内における図中右側の端部に当接する第２位置との間で移動可能となっている。
リターンスプリング１２９は、一端においてスリーブ１２２の図中右側端部に連結され、他端においてスプール１２４に連結されている。リターンスプリング１２９は、スプール１２４が第１位置から第２位置に向かって移動することで圧縮され、圧縮状態のリターンスプリング１２９の復元力によって、スプール１２４は、第２位置側から第１位置側に向かって付勢される。
第１制御ポートＡ１は、切換弁１２０における図中右側の端部に設けられ、第２制御ポートＡ２は、切換弁１２０における図中左側の端部に設けられている。第１制御ポートＡ１には第１メインライン１３０が接続されており、駆動中の機械ポンプ６からのライン圧は、第１メインライン１３０を介して第１制御ポートＡ１に入力される。第２制御ポートＡ２には第２メインライン１４０が接続されており、駆動中の電動ポンプ１０６からの油圧は、第２メインライン１４０を介して第２制御ポートＡ２に入力される。
なお、第２メインライン１４０の下流端部にはオリフィス１５０が設けられており、電動ポンプ１０６からの吐出油は、該オリフィス１５０によって流量が制限された状態で第２制御ポートＡ２に供給される。
第１〜第５入力ポートＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４，Ｂ５には、第１〜第５入力ライン１３１，１３２，１４３，１４４，１４５がそれぞれ接続されている。
第１入力ライン１３１には、エンジン駆動中においてＤレンジが選択されているときに、機械ポンプ６からレギュレータバルブ１１０及びマニュアルバルブ１１２を介してＤレンジ圧が供給され、該Ｄレンジ圧は、第１入力ライン１３１を介して第１入力ポートＢ１に入力される。第２入力ライン１３２は、第１メインライン１３０から分岐しており、エンジン駆動中において、第２入力ライン１３２を介して第２入力ポートＢ２にライン圧が入力される。
第３、第４及び第５入力ライン１４３，１４４，１４５は、第２メインライン１４０から並列に分岐している。これにより、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０に供給された油圧は、第３入力ライン１４３を介して第３入力ポートＢ３に、第４入力ライン１４４を介して第４入力ポートＢ４に、第５入力ライン１４５を介して第５入力ポートＢ５にそれぞれ入力される。
ロークラッチ用出力ポートＣ１には、所定のロークラッチ用油圧回路１１４を介してロークラッチ４０に油圧を供給するロークラッチライン１３４が接続され、ＬＲブレーキ用出力ポートＣ２には、所定のＬＲブレーキ用油圧回路１１６を介してＬＲブレーキ６０に油圧を供給するＬＲブレーキライン１３６が接続されている。
ロークラッチ用油圧回路１１４及びＬＲブレーキ用油圧回路１１６の構成は任意であるが、各油圧回路１１４，１１６には、例えば、電磁弁等からなる油圧制御弁、スプール弁からなる切換弁、油圧スイッチなどが必要に応じて設けられる。
なお、ＬＲブレーキ６０又はロークラッチ４０として、締結ピストンとクリアランス調整ピストンとを有するタンデム式の摩擦締結要素が用いられる場合、ＬＲブレーキ用油圧回路１１６又はロークラッチ用油圧回路１１４は、締結ピストン用の油圧室とクリアランス調整ピストン用の油圧室とに個別に油圧を供給可能なように構成される。
ドレン用出力ポートＣ３には、所定のドレン部１５４からドレンされる作動油を導くドレンライン１３８が接続されている。ドレンライン１３８上にはオリフィス（特許請求の範囲における「絞り」）１５２が設けられおり、これにより、ドレンライン１３８を流れる作動油の流量が制限されている。
第１制御ポートＡ１に機械ポンプ６からのライン圧が入力されると、スプール１２４は第１位置側（図中左側）に向かって付勢され、第２制御ポートＡ２に電動ポンプ１０６からの油圧が入力されると、スプール１２４は第２位置側（図中右側）に向かって付勢される。また、スプール１２４は、リターンスプリング１２９の弾性力によって第１位置側（図中左側）に向かって付勢される。
エンジンの駆動中において電動ポンプ１０６が停止している停車状態において、第１制御ポートＡ１には、機械ポンプ６からのライン圧が入力され、第２制御ポートＡ２には油圧が入力されない。したがって、このとき、第１制御ポートＡ１の入力圧とリターンスプリング１２９の弾性力とによる付勢力の作用によって、スプール１２４は第１位置に位置することになる。
図４に示すように、スプール１２４が第１位置に位置するとき、ロークラッチ用出力ポートＣ１は第１入力ポートＢ１に連通し、ＬＲブレーキ用出力ポートＣ２は第２入力ポートＢ２に連通する。これにより、第１入力ポートＢ１に入力されたＤレンジ圧はロークラッチライン１３４に供給され、第２入力ポートＢ２に入力されたライン圧はＬＲブレーキライン１３６に供給される。このようにして、機械ポンプ６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を可能とする切換弁１２０の第１状態が実現される。
一方、停車中にアイドルストップが開始されると、電動ポンプ１０６が作動し、第２制御ポートＡ２に電動ポンプ１０６からの油圧が入力される。電動ポンプ１０６の吐出圧が立ち上がり、第２制御ポートＡ２に入力される電動ポンプ１０６からの油圧による付勢力が、第１制御ポートＡ１に入力されるライン圧による付勢力、及び、リターンスプリング１２９の弾性力による付勢力に打ち勝つと、スプール１２４は第１位置から第２位置に向かって移動する。
このとき、機械ポンプ６の吐出圧が低下する前に電動ポンプ１０６の吐出圧が十分に立ち上がるように、エンジンの自動停止前に電動ポンプ１０６を始動させることで、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に供給される油圧の低下を抑制しつつ、油圧供給源を機械ポンプ６から電動ポンプ１０６に切り換えることができ、これにより、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０の締結状態又は締結準備状態を良好に維持できる。
図５に示すように、スプール１２４が第２位置に位置するとき、ロークラッチ用出力ポートＣ１は第３入力ポートＢ３に連通し、ＬＲブレーキ用出力ポートＣ２は第４入力ポートＢ４に連通する。これにより、第３入力ポートＢ３に入力された電動ポンプ１０６からの油圧はロークラッチライン１３４に供給され、第４入力ポートＢ４に入力された電動ポンプ１０６からの油圧はＬＲブレーキライン１３６に供給される。このようにして、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を可能とする切換弁１２０の第２状態が実現される。
また、アイドルストップの終了により、エンジンが再始動し、電動ポンプ１０６の駆動が停止されることで、第１制御ポートＡ１に入力されるライン圧による付勢力、及び、リターンスプリング１２９の弾性力による付勢力が、第２制御ポートＡ２に入力される電動ポンプ１０６からの油圧による付勢力に打ち勝つと、スプール１２４は第２位置から第１位置へ戻り、切換弁１２０の状態が第１状態に戻される。
以上のように、スプール１２４は、エンジン及び電動ポンプ１０６の作動状態に応じて第１位置と第２位置との間で移動し、これによって、切換弁１２０の状態は、第１状態と第２状態との間で切り換えられる。
ところで、図４に示すように、切換弁１２０の第１状態では、電動ポンプ１０６からの油圧が入力される第３、第４及び第５入力ポートＢ３，Ｂ４，Ｂ５のうち、第３及び第４入力ポートＢ３，Ｂ４がスプール１２４によって閉じられていることで、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至る各油路は切換弁１２０によって遮断された状態となっている。
一方、第５入力ポートＢ５はドレン用出力ポートＣ３に連通しているため、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路、具体的に、第２メインライン１４０、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を順に通るドレン経路は、連通した状態となっている。
したがって、切換弁１２０の第１状態において電動ポンプ１０６が始動されると、電動ポンプ１０６からの吐出油の一部がドレン部１５４からドレンされることで、切換弁１２０の第１状態において、電動ポンプ１０６の吐出圧が切換弁１２０によって閉じ込められることを回避でき、これにより、電動ポンプ１０６を駆動するモータ１０５に過剰な負荷がかかることを抑制できる。したがって、発熱による電動ポンプ１０６のエネルギ損失の増大や耐久性の低下、又は、電動ポンプ１０６として自動回転制御式のポンプが用いられる場合に、回転を正常に制御できなくなる脱調等を抑制できる。
また、上述のようにドレンライン１３８にオリフィス１５２が設けられていることにより、切換弁１２０の第１状態におけるドレン部１５４からのドレン量は低減される。これにより、電動ポンプ１０６から第２制御ポートＡ２に付与される油圧を迅速に立ち上げることができ、これにより、切換弁１２０を第１状態から第２状態へ切り換える動作の応答性を高めることができる。
一方、図５に示すように、切換弁１２０の第２状態においては、第５入力ポートＢ５がスプール１２４によって閉じられることで、電動ポンプ１０６からドレン部１５２に至る油路は完全に遮断される。そのため、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０へ効率よく油圧を供給することができ、これにより、電動ポンプ１０６の容量の増大を抑制できる。したがって、電動ポンプ１０６の大型化を抑制できるとともに、アイドルストップ中の電力消費を抑えることが可能になる。
なお、電動ポンプ１０６としては、低油温時における作動油の粘度増大等に起因して油圧振動が生じたときに過剰な油圧を逃がすためのリリーフ弁が搭載された電動ポンプユニットを用いてもよい。この場合、図５に示すように、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路が遮断される切換弁１２０の第２状態においても、電動ポンプ１０６から吐出される過剰な油圧が前記リリーフ弁を介してドレンされることで、電動ポンプ１０６に生じる油圧振動のピークを抑制できる。そのため、この場合、油圧振動のピークによる電動ポンプ１０６の損傷や、ロークラッチライン１３４やＬＲブレーキライン１３６等に設けられたシール部の破損を防止することができる。
［第２実施形態］
図６及び図７を参照しながら、第２実施形態に係る自動変速機の油圧回路の構成について説明する。
図６及び図７は、第２実施形態に係る自動変速機の油圧回路２００において、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を制御する部分を示す回路図であり、特に、図６の回路図は、油圧回路２００における切換弁２２０及びその周辺部を拡大して示すものであり、図７の回路図は、切換弁２２０の第２状態を示すものである。
なお、第２実施形態の油圧回路２００において、第１実施形態の油圧回路１００と共通する構成については、説明を省略するとともに、図６及び図７において同一の符号を付して図示するか又は図示を省略している。
図６に示すように、油圧回路２００には、第１実施形態の油圧回路１００における切換弁１２０に代えて、切換弁２２０が設けられている。切換弁２２０には、第１〜第５入力ポートＢ１〜Ｂ５に加えて、第６入力ポートＢ６が設けられている。切換弁２２０におけるその他の構成は、第１実施形態における切換弁１２０と同様であり、第１実施形態と同様、第１制御ポートＡ１及び第２制御ポートＡ２に入力される油圧に応じてスプール１２４が第１位置と第２位置との間で移動することで、切換弁２２０が第１状態と第２状態との間で切り換えられる。
第６出力ポートＢ６には、第３〜第５入力ラインＢ３，Ｂ４，Ｂ５と並列に第２メインライン１４０から分岐した第６入力ライン２４６が接続されている。第６入力ライン２４６には、絞り手段としてのオリフィス２５６が設けられている。
切換弁２２０の第１状態において、第６入力ポートＢ６はスプール１２４によって閉じられる。そのため、機械ポンプ６の作動中において、電動ポンプ１０６の吐出圧が立ち上げられるまでは、第１実施形態と同様の油圧供給状態となる。すなわち、切換弁２２０の第１状態において、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路は、第１実施形態と同様、第２メインライン１４０、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を経由して連通し、ドレン部１５４からのドレンが可能となっている。
したがって、第１実施形態と同様、切換弁２２０の第１状態において電動ポンプ１０６が始動されるときに、電動ポンプ１０６の吐出圧が切換弁２２０によって閉じ込められることを回避でき、これにより、電動ポンプ１０６を駆動するモータ１０５に過剰な負荷がかかることを抑制できる。また、第１実施形態と同様、ドレンライン１３８上のオリフィス１５２によってドレン部１５４からのドレン量は低減されるため、切換弁２２０の第１状態において電動ポンプ１０６が始動されるときに、電動ポンプ１０６から第２制御ポートＡ２に付与される油圧を迅速に立ち上げることができ、これにより、切換弁２２０を第１状態から第２状態へ切り換える動作の応答性を高めることができる。
一方、図７に示すように、切換弁２２０が第２状態になると、第６入力ポートＢ６がドレン用出力ポートＣ３に連通し、これにより、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０、第６入力ライン２４６及びドレンライン１３８を順に通ってドレン部１５４に至る油路が連通する。すなわち、第１実施形態とは異なり、切換弁２２０の第２状態においても、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路は、第１状態のときとは異なる経路を介して連通する。
このとき、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０を介して第６入力ライン２４６に供給される作動油は、オリフィス２５６によって流量が制限された状態で第６入力ポートＢ６に供給される。そのため、切換弁２２０の第２状態において、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路の流れは、２つのオリフィス１５２，２５６を経由することで、切換弁２２０の第１状態のときに比べて流量が低減され、これにより、ドレン部１５４からのドレンが第１状態のときに比べて抑制される。
そのため、切換弁２２０の第２状態において、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０へ効率よく油圧を供給することができ、これにより、電動ポンプ１０６の容量の増大を抑制できる。したがって、電動ポンプ１０６の大型化を抑制できるとともに、アイドルストップ中の電力消費を抑えることが可能になる。
また、第２実施形態では、切換弁２２０が第２状態にあるときも、第１状態のときに比べて流量が低減された状態でドレン部１５４からドレンされるため、電動ポンプ１０６として、第１実施形態で説明したようなリリーフ弁付きの電動ポンプユニットを用いなくても、電動ポンプ１０６に生じる油圧振動のピークを抑制できる。そのため、油圧振動のピークによる電動ポンプ１０６の損傷や、ロークラッチライン１３４及びＬＲブレーキライン１０６に設けられたシール部の破損を防止することができる。
ただし、第２実施形態において、電動ポンプ１０６として、第１実施形態で説明したようなリリーフ弁付きの電動ポンプユニットを用いることを妨げるものでない。
［第３実施形態］
図８及び図９を参照しながら、第３実施形態に係る自動変速機の油圧回路の構成について説明する。
図８及び図９は、第３実施形態に係る自動変速機の油圧回路３００において、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を制御する部分を示す回路図であり、特に、図８の回路図は、油圧回路３００における切換弁３２０及びその周辺部を拡大して示すものであり、図９の回路図は、切換弁３２０の第２状態を示すものである。
なお、第３実施形態の油圧回路３００において、第１実施形態の油圧回路１００と共通する構成については、説明を省略するとともに、図８及び図９において同一の符号を付して図示するか又は図示を省略している。
図８に示すように、油圧回路３００には、第１実施形態の油圧回路１００における切換弁１２０に代えて、切換弁３２０が設けられている。切換弁３２０の構成は、スプール３２４以外の構成については、第１実施形態の切換弁１２０と同様であり、第１実施形態と同様、第１制御ポートＡ１及び第２制御ポートＡ２に入力される油圧に応じてスプール３２４が第１位置と第２位置との間で移動することで、切換弁３２０が第１状態と第２状態との間で切り換えられる。
スプール３２４は、第１実施形態のスプール１２４と同様、その軸部３２５上に複数のランドを備えるが、最も第１位置側（図中左側）のランド３２６が第１位置側の大径部３２７と第２位置側の小径部３２８とで構成されている点で、第１実施形態のスプール１２４と異なる。大径部３２７は、スリーブ１２２の内径と略同じ径を有する。一方、小径部３２８は、大径部３２７及びスリーブ１２２の内径に比べて小さく且つ軸部３２５に比べて大きな径を有する。
また、第１実施形態の油圧回路１００とは異なり、油圧回路３００では、ドレンライン１３８にオリフィス等の絞りが設けられておらず、代わりに、第５入力ライン１４５にオリフィス３５２が設けられている。
以上の構成により、切換弁３２０の第１状態において、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路は、第１実施形態と同様、第２メインライン１４０、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を経由して連通し、ドレン部１５４からのドレンが可能となっている。
したがって、第１実施形態と同様、切換弁３２０の第１状態において電動ポンプ１０６が始動されるときに、電動ポンプ１０６の吐出圧が切換弁３２０によって閉じ込められることを回避でき、これにより、電動ポンプ１０６を駆動するモータ１０５に過剰な負荷がかかることを抑制できる。
また、このとき、ドレン部１５４に至る油路を通る作動油の流量は、第５入力ライン１４５上のオリフィス３５２によって低減されるため、第１実施形態と同様、ドレン部１５４からのドレン量は低減される。そのため、切換弁３２０の第１状態において電動ポンプ１０６が始動されるときに、電動ポンプ１０６から第２制御ポートＡ２に付与される油圧を迅速に立ち上げることができ、これにより、切換弁３２０を第１状態から第２状態へ切り換える動作の応答性を高めることができる。
一方、図９に示すように、切換弁３２０が第２状態になると、スプール３２４の小径部３２８が第５入力ポートＢ５の開口部に対向配置される。小径部３２８とスリーブ１２２の内周面３３０との間には間隙が形成されるため、切換弁３２０の第２状態において、第５入力ポートＢ５とドレン用出力ポートＣ３とは連通する。これにより、切換弁３２０の第２状態では、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を経由してドレン部１５４に至る油路が連通する。
このとき、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０を介して第５入力ライン１４５に供給される作動油は、オリフィス３５２によって流量が制限された状態で第５入力ポートＢ５に供給される。また、このとき、第５入力ポートＢ５の開口部に対して小径部３２８が対向配置されるため、スプール３２４の軸部３２５が対向配置される切換弁３２０の第１状態に比べて、スプール３２４の外周面とスリーブ１２２の内周面３３０との間隙が狭くなる。さらに、このとき、大径部３２７の第２位置側の端部によって第５入力ポートＢ５の開口部が部分的に塞がれる。
これらの構成によって、切換弁３２０の第２状態において、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路を流れるドレン流量は、切換弁３２０の第１状態のときに比べて低減され、これにより、ドレン部１５４からのドレンが第１状態のときに比べて抑制される。
そのため、切換弁３２０の第２状態において、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０へ効率よく油圧を供給することができ、これにより、電動ポンプ１０６の容量の増大を抑制できる。したがって、電動ポンプ１０６の大型化を抑制できるとともに、アイドルストップ中の電力消費を抑えることが可能になる。
また、第３実施形態では、切換弁３２０が第２状態にあるときも、第１状態のときに比べて流量が低減された状態でドレン部１５４からドレンされるため、電動ポンプ１０６として、第１実施形態で説明したようなリリーフ弁付きの電動ポンプユニットを用いなくても、電動ポンプ１０６に生じる油圧振動のピークを抑制できる。そのため、油圧振動のピークによる電動ポンプ１０６の損傷や、ロークラッチライン１３４及びＬＲブレーキライン１０６に設けられたシール部の破損を防止することができる。
ただし、第３実施形態において、電動ポンプ１０６として、第１実施形態で説明したようなリリーフ弁付きの電動ポンプユニットを用いることを妨げるものでない。
さらに、第３実施形態では、切換弁３２０の切換動作中において、第５入力ポートＢ５の開口部に対して、常にスプール３２４の軸部３２５又は小径部３２８の一方又は両方が対向配置されることになり、第５入力ポートＢ５がスプール３２４によって閉じられることがない。そのため、切換動作中において、電動ポンプ１０６の吐出圧が切換弁３２０によって閉じ込められることを確実に防止できる。
［第４実施形態］
図１０及び図１１を参照するとともに、図１２に示す比較例と比較しながら、第４実施形態に係る自動変速機の油圧回路の構成について説明する。
図１０及び図１１は、第４実施形態に係る自動変速機の油圧回路４００において、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０への油圧供給を制御する部分、特に、油圧回路４００における切換弁４２０及びその周辺部を拡大して示す回路図であり、図１２は、第４実施形態の比較例として、第１実施形態の油圧回路１００における切換弁１２０及びその周辺部を示す回路図である。
なお、第４実施形態の油圧回路４００において、第１実施形態の油圧回路１００と共通する構成については、説明を省略するとともに、図１０及び図１１において同一の符号を付して図示するか又は図示を省略している。
図１２に示す比較例において、切換弁１２０のスプール１２４は、軸部１２５と、該軸部１２５上に第１位置側（図中左側）から順に間隔を空けて設けられた第１、第２、第３、第４ランド１２７ａ，１２７ｂ，１２７ｃ，１２７ｄとを備えている。比較例のスプール１２４において、隣接するランド１２７ａ，１２７ｂ，１２７ｃ，１２７ｄ間の間隔は略一定となっている。
このような比較例の構成では、エンジンの自動停止によって切換弁１２０が第１状態から第２状態へ切り換えられる切換動作、又は、エンジンの再始動によって切換弁１２０が第２状態から第１状態へ切り換えられる切換動作の途中における図１２に示す瞬間において、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０、ＬＲブレーキ６０及びドレン部１５４に至る各油路が、移動中のスプール１２４によって全て遮断される。
具体的に、図１２に示す瞬間には、スプール１２４の第１ランド１２７ａによって第５入力ポートＢ５が閉じられることで、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を経由してドレン部１５４に至る油路が遮断され、第３ランド１２７ｃによって第４入力ポートＢ４が閉じられることで、第４入力ライン１４４及びＬＲブレーキライン１３６を経由してＬＲブレーキ６０に至る油路が遮断され、第４ランド１２７ｄによって第３入力ポートＢ３が閉じられることで、第３入力ライン１４３及びロークラッチライン１３４を経由してロークラッチ４０に至る油路が遮断される。
また、図１２に示す状態からスプール１２４が僅かに第１位置側（図中左側）に位置するときには、第５入力ポートＢ５はドレン用出力ポートＣ３に連通するが、第３、第４入力ポートＢ３，Ｂ４は第３、第４ランド１２７ｃ，１２７ｄによって閉じられた状態となる。すなわち、このとき、電動ポンプ１０６は、ドレン部１５４に至るドレンライン１３８には連通するが、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至る油路は切換弁１２０によって遮断されることになる。
さらに、図１２に示す状態からスプール１２４が僅かに第２位置側（図中右側）に位置するときには、第３、第４入力ポートＢ３，Ｂ４はロークラッチ用出力ポートＣ１及びＬＲブレーキ用出力ポートＣ２にそれぞれ連通するが、第５入力ポートＢ５は第１ランド１２７ａによって閉じられた状態となる。すなわち、このとき、電動ポンプ１０６は、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至るロークラッチライン１３４及びＬＲブレーキライン１３６には連通するが、ドレン部１５４に至る油路は切換弁１２０によって遮断されることになる。
このように、比較例では、切換弁１２０の切換動作中は常に、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路またはロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至る油路のうち少なくとも一方が切換弁１２０によって遮断されることになり、図１２に示す瞬間には、両方の油路が遮断されることになる。したがって、このとき、電動ポンプ１０６の吐出圧が切換弁１２０によって閉じ込められるため、切換弁１２０の切換動作の途中に、瞬間的ではあるが、電動ポンプ１０６に過剰な負荷がかかることになる。
一方、図１０及び図１１に示すように、第４実施形態の油圧回路４００において、切換弁４２０のスプール４２４は、比較例のスプール１２４と同様の軸部１２５と、該軸部１２５上に第１位置側（図中左側）から順に間隔を空けて設けられた第１、第２、第３、第４ランド４２７，１２７ｂ，１２７ｃ，１２７ｄとを備えている。
このスプール４２４において、第２、第３、第４ランド１２７ｂ，１２７ｃ，１２７ｄの寸法及び配置は比較例と同様であるが、第１ランド４２７の構成は、図１２に示す比較例の第１ランド１２７ａと異なっている。第１ランド４２７は、比較例のランド１２７ａに比べて小さな軸方向寸法を有し、この軸方向寸法の差と同じ距離の分だけ、第１、第２ランド１２７ｂ，４２７間の間隔が比較例に比べて長くなっている。
切換弁４２０におけるスプール４２４以外の構成は、第１実施形態の切換弁１２０と同様であり、第１実施形態と同様、第１制御ポートＡ１及び第２制御ポートＡ２に入力される油圧に応じてスプール４２４が第１位置と第２位置との間で移動することで、切換弁４２０が第１状態と第２状態との間で切り換えられる。
第４実施形態によれば、図１０に示すように、切換弁４２０の切換動作中においてスプール４２４が図１２に示す位置と同じ軸方向位置に位置するとき、図１２に示す比較例と同様、第３、第４入力ポートＢ３，Ｂ４はスプール４２４の第３、第４ランド１２７ｃ，１２７ｄによって閉じられる。一方、第５入力ポートＢ５は、第１ランド４２７の軸方向寸法が比較例の第１ランド１２７ａに比べて小さいことにより、第１ランド４２７によって閉じられることなく、ドレン用出力ポートＣ３に連通した状態となる。
したがって、図１０に示す瞬間において、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０、第５入力ライン１４５及びドレンライン１３８を経由してドレン部１５４に至る油路が連通し、電動ポンプ１０６の吐出圧の閉じ込めが回避される。
このように電動ポンプ１０６がドレン部１５４に連通し、電動ポンプ１０６からロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至る各油路が切換弁４２０によって遮断される状態は、図１０に示す状態だけでなく、スプール４２４が第１位置に位置する切換弁４２０の第１状態、及び、スプール４２４が第１位置と図１０に示す位置との間に位置する状態のときも同様である。
また、図１０に示す状態からスプール４２４が僅かに第２位置側（図中右側）に位置するときには、第５入力ポートＢ５がドレン用出力ポートＣ３に連通するとともに、第３、第４入力ポートＢ３，Ｂ４がロークラッチ用出力ポートＣ１及びＬＲブレーキ用出力ポートＣ２にそれぞれ連通することになり、電動ポンプ１０６は、ドレン部１５４に至るドレンライン１３８と、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至るロークラッチライン１３４及びＬＲブレーキライン１３６の両方に連通することになる。
さらに、図１１に示すように、切換弁４２０の切換動作中においてスプール４２４が図１０に示す位置よりも第２位置側（図中右側）に位置し、且つ、第１ランド４２７によって第５入力ポートＢ５が閉じられるとき、第３、第４入力ポートＢ３，Ｂ４は、スプール４２４の第３、第４ランド１２７ｃ，１２７ｄによって閉じられることなく、ロークラッチ用出力ポートＣ１及びＬＲブレーキ用出力ポートＣ２にそれぞれ連通した状態となる。
したがって、図１１に示す瞬間には、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０、第３入力ライン１４３及びロークラッチライン１３４を経由してロークラッチ４０に至る油路が連通するとともに、電動ポンプ１０６から第２メインライン１４０、第４入力ライン１４４及びＬＲブレーキライン１３６を経由してＬＲブレーキ６０に至る油路が連通することで、電動ポンプ１０６の吐出圧の閉じ込めが回避される。
このように電動ポンプ１０６がロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に連通し、電動ポンプ１０６からドレン部１５４に至る油路が切換弁４２０によって遮断される状態は、図１１に示す状態だけでなく、スプール４２４が第２位置に位置する切換弁４２０の第２状態、及び、スプール４２４が第２位置と図１１に示す位置との間に位置する状態のときも同様である。
以上のように、第４実施形態に係る油圧回路４００では、スプール４２４が図１０に示す位置と図１１に示す位置との間に位置するときに、電動ポンプ１０６がドレン部１５４とロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０との両方に連通するようになっている。すなわち、油圧回路４００は、切換弁４２０の切換動作中において、電動ポンプ１０６が、ドレン部１５４に至る油路における切換弁４２０よりも下流側の部分に連通する期間と、ロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０に至る油路における切換弁４２０よりも下流側の部分に連通する期間とがオーバーラップするように構成されている。
したがって、第４実施形態によれば、切換弁４２０の切換動作中は常に、電動ポンプ１０６がロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０側またはドレン部１５４側の少なくとも一方に連通した状態となるため、切換弁４２０の第１状態においては勿論、切換動作の途中においても、電動ポンプ１０６の吐出圧の閉じ込めを確実に防止して、電動ポンプ１０６に過剰な負荷がかかることを確実に防止できる。
なお、第４実施形態に係る油圧回路４００おいて、第２実施形態と同様の第６入力ポートＢ６、第６入力ライン１４６及びオリフィス２５６を追加するようにしてもよい。この場合、第２実施形態と同様、切換弁４２０の第２状態において、第１状態のときに比べて流量が低減された状態でドレン部１５４からドレンされるため、電動ポンプ１０６として、第１実施形態で説明したようなリリーフ弁付きの電動ポンプユニットを用いなくても、電動ポンプ１０６に生じる油圧振動のピークを抑制できる。そのため、油圧振動のピークによる電動ポンプ１０６の損傷や、ロークラッチライン１３４及びＬＲブレーキライン１０６に設けられたシール部の破損を防止することができる。
以上、上述の実施形態を挙げて本発明を説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではない。
例えば、上述の実施形態では、車両発進時にロークラッチ４０及びＬＲブレーキ６０が締結される場合について説明したが、本発明において、車両発進時に締結される摩擦締結要素の個数は特に限定されるものでない。例えば、ＬＲブレーキ６０と並列にワンウェイクラッチが設けられる場合などには、発進用摩擦締結要素をロークラッチ４０のみとすることができる。
以上のように、本発明によれば、エンジンのアイドルストップ中に摩擦締結要素へ油圧供給する電動式オイルポンプを備えた自動変速機において、電動式オイルポンプの過負荷を抑制しつつ、電動式オイルポンプの容量低減を図ることが可能となるから、自動変速機およびエンジンのアイドルストップシステムが搭載された車両の製造産業分野において好適に利用される可能性がある。
１ 自動変速機
３ トルクコンバータ
４ 入力軸
６ 機械式オイルポンプ（機械ポンプ）
４０ ロークラッチ（発進時に締結される摩擦締結要素）
５０ ハイクラッチ
６０ ＬＲブレーキ（発進時に締結される摩擦締結要素）
７０ ２６ブレーキ
８０ Ｒ３５ブレーキ
１００，２００，３００，４００ 油圧回路
１０６ 電動式オイルポンプ（電動ポンプ）
１１２ マニュアルバルブ
１２０，２２０，３２０，４２０ 油圧供給源切換バルブ（切換弁）
１２２ スリーブ
１２４，３２４，４２４ スプール
１３０ 第１メインライン
１３１ 第１入力ライン
１３２ 第２入力ライン
１３４ ロークラッチライン
１３６ ＬＲブレーキライン
１３８ ドレンライン
１４０ 第２メインライン
１４３ 第３入力ライン
１４４ 第４入力ライン
１４５ 第５入力ライン
１５２ オリフィス
１５４ ドレン部
２４６ 第６入力ライン
２５６ オリフィス
３２６ ランド
３２７ 大径部
３２８ 小径部
３３０ スリーブの内周面

Claims (5)

  1. エンジンによって駆動される機械式オイルポンプと、
    前記エンジンの自動停止中に作動する電動式オイルポンプと、
    車両発進時に締結される摩擦締結要素と、
    前記摩擦締結要素への油圧供給を制御するための油圧回路と、を備え、
    前記油圧回路に、前記摩擦締結要素への油圧供給源を前記機械式オイルポンプとする第１状態と、前記油圧供給源を前記電動式オイルポンプとする第２状態との間で切り換え可能な切換弁が設けられた自動変速機の油圧制御装置であって、
    前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときに、前記電動式オイルポンプからの吐出油を所定のドレン部からドレンさせ、且つ、前記第２状態にあるときは前記第１状態にあるときに比べて前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。
  2. 前記切換弁は、前記第１状態を実現する第１位置と前記第２状態を実現する第２位置との間で移動可能なスプールを有するとともに、該スプールは、前記電動式オイルポンプからの油圧が一端側に付与されることで前記第２位置側に向かって付勢され、前記機械式オイルポンプからの油圧が他端側に付与されることで前記第１位置側に向かって付勢されるように構成され、
    前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に、前記切換弁が前記第１状態にあるときの前記ドレン部からのドレンを抑制する絞りが設けられていることを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  3. 前記切換弁は、前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に設けられ、
    前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときは前記油路を連通させ、且つ、前記第２状態にあるときは前記油路を遮断することにより前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  4. 前記切換弁は、前記電動式オイルポンプから前記ドレン部に至る油路上に設けられ、
    前記油圧回路は、前記切換弁が前記第１状態にあるときは前記油路を連通させ、且つ、前記第２状態にあるときは、前記油路を流れる前記電動式オイルポンプからの吐出油の流量を前記第１状態のときに比べて低減する絞り手段を介して前記油路を連通させることにより前記ドレンを抑制するように構成されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の自動変速機の油圧制御装置。
  5. 前記油圧回路は、前記電動式オイルポンプから前記切換弁を経由して前記摩擦締結要素に至る油路を更に有し、
    前記切換弁は、前記第１状態と前記第２状態との間での切換動作中に、前記電動式オイルポンプが、前記ドレン部に至る油路における前記切換弁よりも下流側の部分に連通する期間と、前記摩擦締結要素に至る油路における前記切換弁よりも下流側の部分に連通する期間とがオーバーラップするように構成されていることを特徴とする請求項３または請求項４に記載の自動変速機の油圧制御装置。
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