JP6267526B2 - 流体ポンプの流量制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、流体ポンプの吐出流量を三段階に切換可能とした流体ポンプの流量制御装置に関する。

従来、エンジン等の駆動系を動力として駆動される、平衡型ベーンポンプや連続接触型内接ギヤポンプ等を代表とする流体ポンプは、駆動系の回転数に連動して回転数が変動するため、駆動系が高回転になると、流体ポンプの回転数も上昇し、必要以上の流量が吐出されてしまい、動力損失により燃費が悪化してしまう問題がある。

そのため、例えば特許文献１（特許第３３９１３５５号公報）には、流体ポンプの吐出ポートをメインポートとサブポートとに分割し、無段変速機油圧制御系の全体で使用する必要流量が、メインポートから吐出されるポンプ流量にヒステリイス分の流量を加算した値以内の場合は、サブポートから吐出されるオイルを吸入側へ環流させてメインポートのみ負荷運転とし、又、必要流量がポンプ流量を超えている場合は、サブポートを開弁させて、メインポートとサブポートとの双方による負荷運転とする技術が開示されている。

この文献に開示されている技術によれば、必要流量がメインポートからのポンプ流量以内の場合は、サブポンプからのオイルをそのまま環流させるので、流体ポンプの無駄な動力消費が低減され、燃費向上を実現することができる。

特許第３３９１３５５号公報

しかし、上述した文献に開示されている技術では、流体ポンプの流量が二段階でしか切換えることができないため、例えば、必要流量がメインポートからのポンプ流量を大きく下回っている場合であっても、メインポートのみから流体が供給し続ける。同様に、必要流量がメインポートからのポンプ流量を僅かでも超えた場合には、メインポートとサブポートとの双方による負荷運転が開始されてしまう。

その結果、ポンプ流量の制御領域を充分に確保することができず、動力損失が発生するため、より高い燃費改善を実現するには限界がある。

本発明は、上記事情に鑑み、流体ポンプからのポンプ流量を、油圧制御系全体で使用する必要流量に応じてより最適に区分することが可能で、流体ポンプ全体における充分な制御領域を確保し、無駄な動力損失をより低減させて、より高い燃費改善を実現することのできる流体ポンプの流量制御装置を提供することを目的とする。

本発明は、ポンプケーシングに吸入側油溜室と吐出側第１油溜室と吐出側第２油溜室とが形成され、駆動系の動作に従い該吸入側油溜室から吸入された流体を該各油溜室に吐出させる流体ポンプと、前記吐出側第１油溜室に連通する第１流入ポートと前記吐出側第２油溜室に連通する第２流入ポートと前記駆動系にて駆動される制御機構側に連通されている供給ポートと、前記各流入ポートと該供給ポートとを連通させて前記制御機構に供給する流体流量を切換える弁体とを有する油路切換弁と、前記油路切換弁の切換を制御して前記制御機構へ供給する流体流量を制御する制御ユニットとを備える流体ポンプの流量制御装置において、前記油路切換弁は前記弁体の切換動作により、前記第１流入ポートと前記第２流入ポートとを前記供給ポートに選択的に連通させ或いは該両流入ポートの双方を前記供給ポートに連通可能であり、前記制御ユニットは前記第１流入ポートと前記供給ポートとを連通させる第１吐出モードと前記第２流入ポートと該供給ポートとを連通させる第２吐出モードと前記両流入ポートと該供給ポートとを連通させる全吐出モードとの中から1つの吐出モードを前記制御機構で必要とする流体流量に応じて選択する。

本発明によれば、油路切換弁が弁体の動作により第１流入ポートと第２流入ポートとを供給ポートに対して選択的に連通させ、或いは両流入ポートの双方を供給ポートに連通可能とし、制御ユニットは第１流入ポートと供給ポートとを連通させる第１吐出モードと第２流入ポートと供給ポートとを連通させる第２吐出モードと両流入ポートと供給ポートとを連通させる全吐出モードとの中から１つの吐出モードを制御機構で必要とする流体流量に応じて選択するようにしたので、流体ポンプからのポンプ流量を、油圧制御系全体で使用する必要流量に応じてより最適に区分することが可能となり、流体ポンプ全体における充分な制御領域を確保すると共に、無駄な動力損失を低減させて、より高い燃費改善を実現することができる。

第１実施形態による流量制御装置の機能ブロック図 同、切換判定処理ルーチンを示すフローチャート 同、（ａ）は小流量閾値曲線と大流量閾値曲線とで区画される吐出モードの説明図、（ｂ）は油路切換弁を動作させる制御圧と必要流量との関係を示す説明図 同、全吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、全吐出モード時のチェック弁の動作を示す断面図 同、中吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、中吐出モード時のチェック弁の動作を示す断面図 同、小吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、小吐出モード時のチェック弁の動作を示す断面図 第２実施形態による中吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、全吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、小吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 第３実施形態による小吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、全吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 同、中吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図 第４実施形態による中吐出モード時の油路切換弁の状態を示す概略断面図

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。
｛第１実施形態｝
図１〜図９に本発明の第１実施形態を示す。尚、本実施形態では、流量制御装置を、無段変速機等の自動変速機に設けられている油圧制御系に組み込んだ状態を例示して説明する。

自動変速機内には、駆動系の一例であるエンジンを動力源として駆動する流体ポンプとしてのオイルポンプ１と、このオイルポンプ１から吐出される流体の一例であるオイルの油路を切換える油路切換弁２と、この油路切換弁２から吐出されるポンプ流量を元圧としてライン圧やパイロット圧等を生成し、自動変速機の変速制御等を行う制御機構としてのコントロールバルブ３とが設けられている。更に、このコントロールバルブ３に、油路切換弁２に供給して油路を切換動作させるための制御圧Ｐｃを設定する油路切換ソレノイド３ａが設けられている。

オイルポンプ１は、ベーンポンプ、ギヤポンプ、トロコイドポンプ等の回転式ポンプであり、このオイルポンプ１のポンプケーシング１ａの吸入側に吸入側油溜室１ｂが形成されている。又、吐出側には吐出側第１油溜室（以下、「第１油溜室」と略称）１ｃと吐出側第２油溜室（以下、「第２油溜室」と略称）１ｄとが区画形成されており、第１油溜室１ｃは第２油溜室１ｄよりも大きな吐出量が確保できる形状に形成されている。この吸入側油溜室１ｂに連通する吸入ポート（図示せず）がオイルパン４の底部に配設されているオイルストレーナ５に吸入油路６を介して連通されている。又、第１油溜室１ｃと第２油溜室１ｄとに第１吐出ポートと第２吐出ポート（いずれも図示せず）が連通されている。

油路切換弁２はケーシング７と、このケーシング７内を進退動作する弁体としてのスプール８とを有している。ケーシング７には、そのほぼ中央に第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂとが形成され、又、その両側に第１排出ポート７ｃと第２排出ポート７ｄとが形成されていると共に、この各ポート７ａ〜７ｄが等間隔に配設されている。更に、このケーシング７の第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂとのほぼ中間に供給ポート７ｅが形成されている。又、このケーシング７の両端に第１動作室７ｆと第２動作室７ｇとが形成されている。
又、スプール８のスプール軸８ａに、略円筒状の第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとが形成されていると共に、ケーシング７に形成されている各動作室７ｆ，７ｇに進退自在に挿通されている第１ピストン部８ｄと第２ピストン部８ｅとが形成されている。

又、各動作室７ｆ，７ｇには、各ピストン部８ｄ，８ｅを押圧付勢する動作ばねとしての第１、第２圧縮ばね９ａ，９ｂが介装されている。この両圧縮ばね９ａ，９ｂは同一のセット荷重に設定されており、図４に示すように、両動作室７ｆ，７ｇに制御圧Ｐｃが供給されていない状態では、スプール８が中立位置に保たれる。又、スプール８の移動量は、ピストン部８ｄ，８ｅの端面から各動作室７ｆ，７ｇに突出されているスプール軸８ａの軸端部８ｆ，８ｇが動作室７ｆ，７ｇに当接することで規制される。

又、ケーシング７に形成されている第１流入ポート７ａが、オイルポンプ１の第１油溜室１ｃに連通する第１吐出ポートに第１吐出油路１０ａを介して連通され、又、第２流入ポート７ｂが、第２油溜室１ｄに連通する第２吐出ポートに第２吐出油路１０ｂを介して連通されている。更に、第１排出ポート７ｃと第２排出ポート７ｄとが、排出油路１１ａ，１１ｂを介して吸入油路６に連通されている。又、供給ポート７ｅがコントロールバルブ３に供給油路１２を介して連通されている。

コントロールバルブ３は、供給されるオイルの流量（ポンプ流量）を元圧として、ＣＶＴ等の自動変速機の変速制御を行うためのライン圧やパイロット圧Ｐｐ等を生成する。このコントロールバルブ３に内蔵されている油路切換ソレノイド３ａは、パイロット圧Ｐｐを元圧として、後述する制御ユニット２１からの指示圧に従い、油路切換弁２の動作室７ｆ，７ｇに供給する制御圧Ｐｃを生成する。

この油路切換ソレノイド３ａの吐出側に上流側を連通する制御圧油路１３の下流側が二股に分岐されて油路切換弁２の第１動作室７ｆと第２動作室７ｇとに連通されている。

又、制御圧油路１３の分岐部と第１動作室７ｆとの間にチェック弁１４が介装されている。このチェック弁１４は、第１動作室７ｆに流れる制御圧Ｐｃを規制するものであり、図５に示すように、このチェック弁１４はスプール弁体１５とチェックばね１６とを有している。スプール弁体１５は、小径部１５ａと大径部１５ｂとを有し、小径部１５ａの先端に突起部１５ｃが形成され、又、大径部１５ｂにばね収容部１５ｄが凹状に形成されている。

一方、チェック弁１４の上流側に制御圧油路１３に連通するチェック油路１４ａが連通されており、このチェック油路１４ａからチェック圧油路１４ｂと制御圧通過油路１４ｃとが分岐されている。このチェック圧油路１４ｂは油圧動作室１４ｄに連通され、制御圧通過油路１４ｃがばね室１４ｅに連通されている。こ油圧動作室１４ｄにはスプール弁体１５の小径部１５ａが進退自在に挿通されており、又、ばね室１４ｅには大径部１５ｂが挿通されている。

更に、ばね室１４ｅに、油路切換弁２の第１動作室７ｆに連通する給排ポート１４ｆと、ドレーンポート１４ｇとが形成されている。このばね室１４ｅに収容されているチェックばね１６はスプール弁体１５を油圧動作室１４ｄの方向へ常時付勢しており、この状態では、小径部１５ａの先端に突設されている突起部１５ｃが油圧動作室１４ｄの壁面に当接して油圧動作室１４ｄ内の最小空間が確保される。更に、大径部１５ｂにて制御圧通過油路１４ｃとばね室１４ｅとが遮断されている。又、このチェックばね１６のばね圧Ｐｂは、後述する制御ユニット２１で設定する中間制御圧Ｐｌと最大制御圧Ｐｓとの間に設定されている（図３(b)参照）。

又、油路切換弁２の第１動作室７ｆに挿通されている第１ピストン部８ｄの受圧面積が第２ピストン部８ｅの受け圧面積よりも大きく設定されている（８ｄ＞８ｅ）。従って、図８に示すように、制御圧Ｐｃがチェック弁１４を開弁させて第１動作室７ｆに流入すると、第１ピストン部８ｄの受圧面積が第２ピストン部８ｅの受圧面積よりも大きいため、差圧により第２ピストン部８ｅは押し戻される。

コントロールバルブ３に設けられている油路切換ソレノイド３ａから吐出される制御圧Ｐｃは、制御圧油路１３に油圧を供給せずに全ドレーンさせる最小制御圧（Ｐｃ＝０）と、チェック弁１４に設けられているチェックばね１６のばね圧Ｐｂよりも小さい中間制御圧Ｐｌと、チェックばね１６のばね圧よりも大きな最大制御圧Ｐｓとの３段階に設定される。

図４に示すように、スプール８が中立位置にある状態では、第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが、第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとの間に収まって連通状態となる。又、図６に示すように、第２動作室７ｇに、中間制御圧Ｐｌに設定されている制御圧Ｐｃが印加されると、第１流入ポート７ａと供給ポート７ｅとが、第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとの間に収まって連通状態になると共に、第２流入ポート７ｂと第２排出ポート７ｄとが、第２ランド部８ｃと第２ピストン部８ｅとの間に収まって連通される。更に、図８に示すように、第１動作室７ｆに、最大制御圧に設定されている制御圧Ｐｃが印加されると、第１排出ポート７ｃと第１流入ポート７ａとが、第１ピストン部８ｄと第１ランド部８ｂとの間に収まって連通されると共に、第２流入ポート７ｂと第２排出ポート７ｄとが第２ランド部８ｃと第２ピストン部８ｅとの間に収まって連通される。

この油路切換弁２の切換動作を制御する制御圧Ｐｃを供給する油路切換ソレノイド３ａはデューテイソレノイドであり、この油路切換ソレノイド３ａを動作させるデューテイ比は、制御ユニット２１にて設定される。この制御ユニット２１は、マイクロコンピュータを主体に構成されており、ＣＰＵに記憶されている制御プログラムに従い、所定制御圧Ｐｃを生成するデューテイ比が設定される。制御ユニット２１は、油路切換ソレノイド３ａから吐出される制御圧Ｐｃを制御する機能として、必要流量演算部２２、閾値演算部２３、切換判定演算部２４を備えている。

必要流量演算部２２は、図示しないエンジン制御ユニットのエンジントルク算定部３１で求めたエンジントルクＴE/G、及び図示しない変速制御ユニットの目標変速比算定部３２で求めた目標変速比ｉｏ、エンジン回転数センサ３３で検出したエンジン回転数Ｎｅ、油温センサ３４で検出した自動変速機内の油温Ｔａ、油圧センサ３５で検出した自動変速機内の油圧Ｐａ等の必要流量演算情報に基づいて、自動変速機が必要とするオイル流量の総量（必要流量）Ｑregを求める。

閾値演算部２３は、エンジン回転数センサ３３で求めたエンジン回転数Ｎｅに基づき、計算式、或いはＲＯＭに予め記憶されている閾値テーブルを参照して、基本的な小流量閾値Ｑｓと大流量閾値Ｑｌとを設定し、更に、これを油温センサ３４で検出した自動変速機内の油温Ｔａと油圧センサ３５で検出した油圧Ｐａで、油温補正及び油圧補正して、最終的な小流量閾値Ｑｓと大流量閾値Ｑｌとを求める。図３(a)に示すように、小流量閾値Ｑｓと大流量閾値Ｑｌとは、エンジン回転数Ｎｅの増加に従って増加する特性を有しており、この各閾値Ｑｓ，Ｑｌによって、オイルポンプ１からコントロールバルブ３に供給する吐出モードＭｐを、第２油溜室１ｄのみとする第１吐出モードとしての小吐出モードＭｓと第１油溜室１ｃのみとする第２吐出モードとしての中吐出モードＭｍと第１油溜室１ｃ及び第２油溜室１ｄの双方とする全吐出モードＭｌの３領域に区分する。

切換判定演算部２４は、必要流量演算部２２で求めた必要流量Ｑregと閾値演算部２３で求めた小流量閾値Ｑｓ及び大流量閾値Ｑｌとを比較して、必要流量Ｑregが何れの吐出モードＭｓ，Ｍｍ，Ｍｌにあるかを調べ、設定した制御圧Ｐｃに対応するデューテイ比の駆動信号を油路切換ソレノイド３ａに出力する。

切換判定演算部２４で実行されるオイルポンプ１の油路切換判定処理は、具体的には、図２に示す切換判定処理ルーチンに従って行われる。

このルーチンは、制御ユニット２１が起動された後、所定演算周期毎に実行され、先ず、ステップＳ１で、セレクトレバーのセット位置を検出するセレクトポジションセンサ３６で検出したセレクトレバーのセット位置に基づき、セレクトレバーがＤレンジにセットされているか否かを調べ、Ｄレンジにセットされている場合はステップＳ２へ進み、Ｄレンジ以外のポジションにセットされている場合はステップＳ５へジャンプする。

ステップＳ２へ進むと、必要流量Ｑregと小流量閾値Ｑｓとを比較し、Ｑreg＞Ｑｓの場合、ステップＳ３へ進む。又、Ｑreg≦Ｑｓの場合、ステップＳ４へ分岐し、吐出モードＭｐを小吐出モードＭｓに設定して（Ｍｐ←Ｍｓ）、ルーチンを抜ける。

吐出モードＭｐが小吐出モードＭｓに設定されると、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、チェック弁１４に設けられているチェックばね１６のばね圧Ｐｂよりも大きな最大制御圧Ｐｓ（図３(b)参照）を生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。すると、油路切換ソレノイド３ａから最大制御圧Ｐｓが吐出され、この最大制御圧Ｐｓが制御圧油路１３を介して第２動作室７ｇに流入すると共に、チェック弁１４のチェック圧油路１４ｂを経て油圧動作室１４ｄに流入する。

油圧動作室１４ｄに流入した制御圧Ｐｃは、ばね圧Ｐｂよりも大きな最大制御圧Ｐｓに設定されているため、図９に示すように、スプール弁体１５がチェックばね１６の付勢力に抗して押して、図の左方向へ移動し、ドレーンポート１４ｇを遮断すると共に、制御圧通過油路１４ｃとばね室１４ｅとを連通させる。すると、チェック油路１４ａから流入される制御圧Ｐｃがばね室１４ｅを経て給排ポート１４ｆから第１動作室７ｆに流入される。

この場合、第１動作室７ｆに挿通されている第１ピストン部８ｄの受圧面積は第２ピストン部８ｅの受け圧面積よりも大きく、又、両動作室７ｆ，７ｇに介装されている圧縮ばね９ａ，９ｂは同一のセット加重であるため、第１ピストン部８ｄがスプール８を第２動作室７ｇ側へ移動させ、スプール軸８ａの第２動作室７ｇに臨まされている軸端部８ｇが壁面に当接して移動が停止する。

すると、図８に示すように、第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと排出油路１１ａに連通する第１排出ポート７ｃとが、第１ピストン部８ｄと第１ランド部８ｂとの間に収められて、第１油溜室１ｃから吐出されるオイルは、オイルポンプ１の吸入ポート側へ戻される。第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとの間に収められて、第２油溜室１ｄから小吐出のポンプ流量が供給ポート７ｅを経てコントロールバルブ３に供給される。

一方、ステップＳ３へ進むと、必要流量Ｑregと大流量閾値Ｑｌとを比較し、Ｑreg＞Ｑｌの場合、ステップＳ５へ進む。又、Ｑreg≦Ｑｌの場合、ステップＳ６へ分岐し、吐出モードＭｐを中吐出モードＭｍに設定して（Ｍｐ←Ｍｍ）、ルーチンを抜ける。

吐出モードＭｐが中吐出モードＭｍに設定されると、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、チェック弁１４に設けられているチェックばね１６のばね圧Ｐｂよりも小さい中間制御圧Ｐｌ（図３(b)参照）を生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。すると、油路切換ソレノイド３ａから中間制御圧Ｐｌが吐出され、この中間制御圧Ｐｌが制御圧油路１３から第２動作室７ｇとチェック弁１４とに印加される。この制御圧Ｐｃはばね圧Ｐｂよりも小さい中間制御圧Ｐｌに設定されているため、図７に示すように、スプール弁体１５はチェックばね１６の押圧力により初期位置に押し戻され、制御圧通過油路１４ｃとばね室１４ｅとが遮断されると共に、ドレーンポート１４ｇが開弁される。

その結果、第１動作室７ｆの油圧がばね室１４ｅを介してドレーンポート１４ｇから排出され、制御圧Ｐｃは第２動作室７ｇにのみ供給されるため、スプール８は、第１動作室７ｆ側へ押圧され、この第１動作室７ｆに臨まされているスプール軸８ａの軸端部８ｆが壁面に当接して移動が停止する。すると、図６に示すように、第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと供給ポート７ｅとが第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとの間に収められて、第１油溜室１ｃから中吐出のポンプ流量が供給ポート７ｅを経てコントロールバルブ３に供給される。一方、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと第２排出ポート７ｄとが第２ランド部８ｃと第２ピストン部８ｅとの間に収められて、第２油溜室１ｄから吐出されるオイルがオイルポンプ１の吸入ポート側へ戻される。

又、ステップＳ５へ進むと、吐出モードＭｐを全吐出モードＭｌに設定して（Ｍｐ←Ｍｌ）、ルーチンを抜ける。その結果、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、パイロット圧Ｐｐをドレーンさせる信号を出力する。すると、油路切換ソレノイド３ａから制御圧油路１３への制御圧Ｐｃの供給が絶たれると共に、第２動作室７ｇに流入されている制御圧Ｐｃが制御圧油路１３を経て油路切換ソレノイド３ａ側からドレーンされる。一方、チェック弁１４は、スプール弁体１５がチェックばね１６の付勢力を受けて初期位置に押し戻されるため、第１動作室７ｆに供給されている制御圧Ｐｃは給排ポート１４ｆからばね室１４ｅを経てドレーンポート１４ｇから排出される。

すると、両動作室７ｆ，７ｇの制御圧Ｐｃがドレーンされるため、両動作室７ｆ，７ｇは、同一セット荷重の圧縮ばね９ａ，９ｂの付勢力でちょうど釣り合った位置、すなわち、図４に示すように、第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとを第１ランド部８ｂと第２ランド部８ｃとに収める位置で停止される。すると、第１油溜室１ｃからの中吐出のポンプ流量と第２油溜室１ｄからの小吐出のポンプ流量とが合算された大吐出のポンプ流量が供給ポート７ｅを経てコントロールバルブ３に供給される。

このように、本実施形態では、自動変速機の必要流量Ｑregに対応して、ポンプ流量を３段階に切換えることができるようにしたので、ポンプ流量を最適に区分することができ、オイルポンプ１全体における充分な制御領域を確保することが可能となり、無駄な動力損失が低減され、より燃費を改善することができる。

［第２実施形態］
図１０〜図１２に本発明の第２実施形態を示す。尚、第１実施形態と同一の構成部分については同一の符号を付して詳細な説明を省略する。又、切換判定処理は、図２に示す切換判定処理ルーチンをそのまま適用し、第１実施形態と相違する処理のみについて説明する。

上述した第１実施形態では、油路切換弁２の両動作室７ｆ，７ｇに収容されている圧縮ばね９ａ，９ｂが同一のセット荷重に設定されており、従って、油路切換ソレノイド３ａから制御圧Ｐｃが供給されない状態では、図４に示すように、スプール８が中立位置となり、コントロールバルブ３に最大吐出のポンプ流量が供給されるように設定されている。

これに対し、本実施形態では、第２圧縮ばね９ｂのセット荷重を第１圧縮ばね９ａのセット荷重よりも大きくすると共に、チェック弁１４を省略したものである。従って、両動作室７ｆ，７ｇに制御圧Ｐｃが供給されていない初期状態では、図１０に示すように、第２動作室７ｇの第２圧縮ばね９ａにてスプール８が第１動作室７ｆ側にスライドされており、したがって、この状態の吐出モードＭｐは、オイルポンプ１の第１油溜室１ｃからコントロールバルブ３にポンプ流量が供給される中吐出モードＭｍとなる。

すなわち、図２に示す切換判定処理ルーチンのステップＳ３おいて、Ｑreg≦Ｑｓと判定されて、ステップＳ４へ進み、吐出モードＭｐを小吐出モードＭｓに設定すると（Ｍｐ←Ｍｓ）、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して最大制御圧Ｐｓを生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。尚、この最大制御圧Ｐｓは、第１圧縮ばね９ａのばね圧と第１ピストン部８ｄに生じる受圧を加算した値が、第２圧縮ばね９ｂと第２ピストン部８ｅに生じる受圧とを加算した値よりも大きくなる値に設定されている。

すると、油路切換ソレノイド３ａから最大制御圧Ｐｓが吐出され、この最大制御圧Ｐｓが第１動作室７ｆと第２動作室７ｇとの双方に供給される。

その結果、図１２に示すように、受圧面積の大きい第１ピストン部８ｄがスプール８を、第２圧縮ばね９ｂの付勢力に抗して第２動作室７ｇ方向へ押圧し、第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと排出油路１１ａに連通する第１排出ポート７ｃとを連通させて、オイルポンプ１の吸入ポート側へ戻す。又、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとを連通させて、第２油溜室１ｄから小吐出のポンプ流量をコントロールバルブ３に供給する。尚、第２動作室７ｇに供給されている制御圧Ｐｓは、制御圧油路１３から第１動作室７ｆ側へ押し出される。

一方、図２に示すフローチャートのステップＳ３にて、Ｑreg≦Ｑｌと判定されてステップＳ６へ進み、吐出モードＭｐが中吐出モードＭｍに設定されると、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、パイロット圧Ｐｐをドレーンさせる信号を出力し、油路切換ソレノイド３ａから制御圧油路１３への制御圧Ｐｃの供給を絶つと共に、第１動作室７ｆ、第２動作室７ｇに流入されている制御圧Ｐｃを油路切換ソレノイド３ａ側からドレーンさせる。

その結果、図１０に示すように、スプール８は第２圧縮ばね９ｂの付勢力を受けて第１動作室７ｆ側へスライドし、第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと供給ポート７ｅとが連通され、中吐出のポンプ流量が供給ポート７ｅを経てコントロールバルブ３に供給される。一方、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと第２排出ポート７ｄとが連通されて、第２油溜室１ｄから吐出されるオイルがオイルポンプ１の吸入ポート側へ戻される。

又、図２に示すフローチャートのステップＳ３でＱreg＞Ｑｌと判定されて、ステップＳ５へ進み、吐出モードＭｐを全吐出モードＭｌに設定すると（Ｍｐ←Ｍｌ）、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、中間制御圧Ｐｌを生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。すると、油路切換ソレノイド３ａから吐出される中間制御圧Ｐｌが第１動作室７ｆと第２動作室７ｇとに供給される。

この中間制御圧Ｐｌは、第１動作室７ｆの第１圧縮ばね９ａのばね圧に第１ピストン部８ｄに発生する受圧を加算した値と、第２動作室７ｇの第２圧縮ばね９ｂのばね圧に第２ピストン部８ｅに発生する受圧を加算した値とが等しくなる値に設定されている。その結果、図１１に示すように、スプール８が中央で停止し、第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが連通されて、第１油溜室１ｃからの中吐出のポンプ流量と第２油溜室１ｄからの小吐出のポンプ流量とが合算された大吐出のポンプ流量がコントロールバルブ３に供給される。

このように、本実施形態では、第１実施形態に比し、チェック弁１４が省略されているため、構造を簡素化することができる。

［第３実施形態］
図１３〜図１５に本発明の第３実施形態を示す。尚、第２実施形態と同一の構成部分については同一の符号を付して詳細な説明を省略する。又、切換判定処理は、図２に示す切換判定処理ルーチンをそのまま適用し、第２実施形態と相違する処理のみについて説明する。

上述した第２実施形態では、第１動作室７ｆに挿通されている第１ピストン部８ｄの受圧面積が第２動作室７ｇに挿通されている第２ピストン部８ｅよりも大きく設定されていると共に、第２圧縮ばね９ｂのばね圧が第１圧縮ばね９ａのばね圧よりも大きく設定されているが、本実施形態では、第２動作室７ｇに挿通されている第２ピストン部８ｅの受圧面積が第１動作室７ｆに挿通されている第１ピストン部８ｄよりも大きく設定されていると共に、第１圧縮ばね９ａのばね圧が第２圧縮ばね９ｂのばね圧よりも大きく設定されている。

従って、図１３に示すように、両動作室７ｆ，７ｇに制御圧Ｐｃが印加されていない初期状態では、スプール８が第１動作室７ｆに介装されている第１圧縮ばね９ａのばね圧による付勢力で、第２動作室７ｇ側にスライドされ、スプール軸８ａの軸端部８ｇが壁面に当接されている。

この初期状態は、第２実施形態の図１２、すなわち、オイルポンプ１の第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと排出油路１１ａに連通する第１排出ポート７ｃとが連通され、又、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが連通されて、第２油溜室１ｄから小吐出のポンプ流量がコントロールバルブ３に供給される小吐出モードＭｓに設定されている。

そのため、図２のフローチャートのステップＳ２で、Ｑreg≦Ｑｓと判定されて、ステップＳ４へ分岐し、吐出モードＭｐを小吐出モードＭｓに設定した場合（Ｍｐ←Ｍｓ）、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、パイロット圧Ｐｐをドレーンさせる信号を出力し、油路切換ソレノイド３ａから制御圧油路１３への制御圧Ｐｃの供給を絶つと共に、第１動作室７ｆ、第２動作室７ｇに流入されている制御圧Ｐｃを油路切換ソレノイド３ａ側からドレーンさせ、両圧縮ばね９ａ，９ｂのばね圧差により、図１３に示す初期状態を維持させる。

又、ステップＳ３で、Ｑreg＞Ｑｌと判定されて、ステップＳ５へ進み、吐出モードＭｐを全吐出モードＭｌに設定すると（Ｍｐ←Ｍｌ）、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、中間制御圧Ｐｌを生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。すると、油路切換ソレノイド３ａから吐出される中間制御圧Ｐｌが第１動作室７ｆと第２動作室７ｇとに供給される。

この中間制御圧Ｐｌは、第１動作室７ｆの第１圧縮ばね９ａのばね圧に第１ピストン部８ｄに発生する受圧を加算した値と、第２動作室７ｇの第２圧縮ばね９ｂのばね圧に第２ピストン部８ｅに発生する受圧を加算した値とが等しくなる値に設定されている。そのため、図１４に示すように、スプール８が中央で停止し、第１流入ポート７ａと第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが連通されて、第１油溜室１ｃからの中吐出のポンプ流量と第２油溜室１ｄからの小吐出のポンプ流量とが合算された大吐出のポンプ流量がコントロールバルブ３に供給される。

一方、ステップＳ３でＱreg≦Ｑｌと判定されてステップＳ６へ進み、吐出モードＭｐが中吐出モードＭｍに設定されると、切換判定演算部２４は、油路切換ソレノイド３ａに対して、最大制御圧Ｐｓを生成させる所定デューテイ比の駆動信号を出力する。尚、この最大制御圧Ｐｓは、第２圧縮ばね９ｂのばね圧と第２ピストン部８ｅに生じる受圧を加算した値が、第１縮ばね９ａと第１ピストン部８ｄに生じる受圧とを加算した値よりも大きくなる値に設定されている。

その結果、図１５に示すように、スプール８は、第２動作室７ｇに供給される最大制御圧Ｐｓによる付勢力を受けて第１動作室７ｆ側へスライドし、第１油溜室１ｃに連通する第１流入ポート７ａと供給ポート７ｅとを連通させて、中吐出のポンプ流量を、供給ポート７ｅを経てコントロールバルブ３へ供給する。一方、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと第２排出ポート７ｄとが連通されて、第２油溜室１ｄから吐出されるオイルがオイルポンプ１の吸入ポート側へ戻される。尚、第１動作室７ｆに供給されている制御圧Ｐｓは、制御圧油路１３から第２動作室７ｇ側へ押し出される。

このように、本実施形態では、チェック弁１４が省略されているため、上述した第２実施形態と同様、構造を簡素化することができる。

［第４実施形態］
図１５に本発明の第４実施形態を示す。尚、第１実施形態と同一構成部分については同一の符号を付して説明を省略する。

上述した第１〜第３実施形態では、油路切換弁２のスプール８を油圧制御により動作させているが、本実施形態による油路切換弁２’は、スプール８を電磁アクチュエータとしての油路切換ソレノイド４１によって直接、制御動作させるようにしたものである。又、この油路切換ソレノイド４１動作は、第１実施形態の制御ユニット２１によって行われるものとし、同図の油路切換ソレノイド３ａを油路切換ソレノイド４１と読み代えて適用する。

油路切換ソレノイド４１は油路切換弁２’の第１動作室７ｆ側に設けられており、停止時は第２動作室７ｇに設けられている圧縮ばね９ｂの付勢力を受けて第１動作室７ｆ側に押圧されている。この状態は、第２実施形態の図１０に示す初期位置と同じであり、切換判定演算部２４は吐出モードＭｐを中吐出モードＭｍとし（図２のＳ６）、油路切換ソレノイド４１に対するデューテイ比を０[%]に設定する。

一方、切換判定演算部２４が吐出モードＭｐを全吐出モードＭｌに設定すると（図２のＳ５）、油路切換ソレノイド４１に中間デューテイ比の駆動信号を送信して、スプール８を第２圧縮ばね９ｂの付勢力に抗して、第２動作室７ｇ側へスライドさせて、図１１と同じ位置で停止させ、第１油溜室１ｃからの中吐出のポンプ流量と第２油溜室１ｄからの小吐出のポンプ流量とを合算した大吐出のポンプ流量をコントロールバルブ３に供給する。

又、切換判定演算部２４が吐出モードＭｐを小吐出モードＭｓに設定すると（図２のＳ４）、油路切換ソレノイド４１に最大デューテイ比の駆動信号を送信して、スプール８の軸端部８ｇを第２動作室７ｇの壁面に当接させて停止させる。これにより、第２油溜室１ｄに連通する第２流入ポート７ｂと供給ポート７ｅとが連通されて、第２油溜室１ｄから小吐出のポンプ流量がコントロールバルブ３に供給される。

このように、本実施形態では、油路切換弁２’のスプール８を油路切換ソレノイド４１で直動させるようにしたので、上述した第２実施形態に比し、応答性が良く、しかも油圧回路が削減されるため構造の簡素化を実現することができる。

尚、本発明は、上述した実施形態に限るものではなく、例えば第４実施形態の油路切換弁２’は油路切換ソレノイド４１を第１動作室７ｆに設けているが、この油路切換ソレノイド４１を第２動作室７ｇ側に設け、第１動作室７ｆに設けた第１圧縮ばね９ａによってスプール８を第２動作室７ｇがわへ押圧付勢するようにしても良い。この場合、切換判定演算部２４は、上述した第３実施形態と同じ制御を行う。

１…オイルポンプ、
１ａ…ポンプケーシング、
１ｂ…吸入側油溜室、
１ｃ…第１油溜室、
１ｄ…第２油溜室、
２，２’ …油路切換弁、
３…コントロールバルブ、
３ａ…油路切換ソレノイド、
７…ケーシング、
７ａ…第１流入ポート、
７ｂ…第２流入ポート、
７ｃ…第１排出ポート、
７ｄ…第２排出ポート、
７ｅ…供給ポート、
７ｆ…第１動作室、
７ｇ…第２動作室、
８…スプール、
８ａ…スプール軸、
８ｂ…第１ランド部、
８ｃ… 第２ランド部、
８ｄ… 第１ピストン部、
８ｅ… 第２ピストン部、
１０ａ…第１吐出油路、
１０ｂ…第２吐出油路、
１１ａ…排出油路、
１２…供給油路、
１３…制御圧油路、
１４…チェック弁、
１５…スプール弁体、
２１…制御ユニット、
２２…必要流量演算部、
２３…閾値演算部、
２４…切換判定演算部、
３３…エンジン回転数センサ、
４１…油路切換ソレノイド、
Ｍｌ…全吐出モード、
Ｍｍ…中吐出モード、
Ｍｐ…吐出モード、
Ｍｓ…小吐出モード、
Ｎｅ…エンジン回転数、
Ｐａ…油圧、
Ｐｂ…ばね圧、
Ｐｃ…制御圧、
Ｐｌ…中間制御圧、
Ｐｓ…最大制御圧、
Ｑreg…必要流量、
Ｑｌ…大流量閾値、
Ｑｓ…小流量閾値

Claims (5)

1. ポンプケーシングに吸入側油溜室と吐出側第１油溜室と吐出側第２油溜室とが形成され、駆動系の動作に従い該吸入側油溜室から吸入された流体を該各油溜室に吐出させる流体ポンプと、
   前記吐出側第１油溜室に連通する第１流入ポートと前記吐出側第２油溜室に連通する第２流入ポートと前記駆動系にて駆動される制御機構側に連通されている供給ポートと、前記各流入ポートと該供給ポートとを連通させて前記制御機構に供給する流体流量を切換える弁体とを有する油路切換弁と、
   前記油路切換弁の切換を制御して前記制御機構へ供給する流体流量を制御する制御ユニットと
   を備える流体ポンプの流量制御装置において、
   前記油路切換弁は前記弁体の切換動作により、前記第１流入ポートと前記第２流入ポートとを前記供給ポートに選択的に連通させ或いは該両流入ポートの双方を前記供給ポートに連通可能であり、
   前記制御ユニットは前記第１流入ポートと前記供給ポートとを連通させる第１吐出モードと前記第２流入ポートと該供給ポートとを連通させる第２吐出モードと前記両流入ポートと該供給ポートとを連通させる全吐出モードとの中から１つの吐出モードを前記制御機構で必要とする流体流量に応じて選択する
   ことを特徴とする流体ポンプの流量制御装置。
2. 前記第１油溜室は前記第２油溜室よりも容量が大きく設定されており、
   前記制御ユニットは前記必要とする流体流量と小流量閾値及び大流量閾値とを比較して、該必要とする流体流量が該小流量閾値以下の場合は前記第２吐出モードを選択し、該必要とする流体流量が該小流量閾値と前記大流量閾値との間にある場合は前記第１吐出モードを選択し、又該必要とする流体流量が該大流量閾値を超えている場合は前記全吐出モードを選択する
   ことを特徴とする請求項１記載の流体ポンプの流量制御装置。
3. 前記駆動系はエンジンであり、
   前記各流量閾値は前記エンジンの回転数に基づいて可変設定される
   ことを特徴とする請求項２記載の流体ポンプの流量制御装置。
4. 前記制御ユニットは油圧アクチュエータから吐出する制御圧を設定するものであり、
   前記制御圧により前記油路切換弁の前記弁体が前記各吐出モードに応じて切換動作される
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の流体ポンプの流量制御装置。
5. 前記油路切換弁の前記弁体に電磁アクチュエータが連設され、
   前記制御ユニットは前記電磁アクチュエータを介して、前記弁体を前記各吐出モードに応じて切換動作させる
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の流体ポンプの流量制御装置。

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