WO2014136465A1 - 油圧供給装置 - Google Patents

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WO2014136465A1
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clutch
supply device
hydraulic
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宏平 酒井
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本田技研工業株式会社
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    • F16D2500/70402—Actuator parameters
    • F16D2500/70406—Pressure

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic pressure supply device that supplies hydraulic pressure to a hydraulic clutch that is mounted on a vehicle as a power source and that automatically connects and disconnects between an internal combustion engine that is automatically stopped and restarted and driving wheels of the vehicle.
  • Patent Document 1 Conventionally, as such a hydraulic pressure supply device, for example, one disclosed in Patent Document 1 is known.
  • the output shaft of the internal combustion engine is connected to the drive wheels of the vehicle via a clutch and a belt type continuously variable transmission. Further, the internal combustion engine is automatically stopped when a predetermined stop condition is satisfied while the vehicle is stopped or traveling, and is restarted when the predetermined restart condition is satisfied.
  • the hydraulic pressure supply device uses an internal combustion engine as a power source and has a hydraulic pump for supplying hydraulic pressure to the clutch.
  • the hydraulic pressure supplied to the clutch (hereinafter referred to as “clutch supply hydraulic pressure") is reduced from the predetermined hydraulic pressure when the internal combustion engine is automatically stopped.
  • the belt of the continuously variable transmission is released from the automatic stop of the internal combustion engine to the stop of the vehicle by releasing the clutch and disconnecting the automatically stopped internal combustion engine and the continuously variable transmission with the clutch.
  • the restart condition is satisfied during the automatic stop of the internal combustion engine, the restart operation for restarting the internal combustion engine is started, and the clutch supply hydraulic pressure is increased to the above-mentioned predetermined hydraulic pressure.
  • the driving force of the internal combustion engine is transmitted to the drive wheels via the clutch and the continuously variable transmission.
  • the hydraulic pressure is supplied to the clutch only by the hydraulic pump powered by the internal combustion engine. Therefore, the hydraulic pressure can not be supplied to the clutch from the time when the restart condition of the internal combustion engine is satisfied to the time when the restart is completed, whereby the internal combustion engine and the drive wheel can not be quickly connected by the clutch Therefore, the start and acceleration of the vehicle is delayed, and the drivability is deteriorated.
  • the internal combustion engine is automatically stopped when the stop condition is satisfied while the vehicle is traveling. Therefore, after the internal combustion engine is automatically stopped, the internal combustion engine is restarted before the vehicle stops. May be In this case, when the internal combustion engine and the drive wheel are suddenly connected when the vehicle speed is relatively high or when the difference between the rotational speed of the output shaft of the clutch and the rotational speed of the input shaft is relatively large, As the internal combustion engine acts as a large load, a large shock may occur and the drivability of the vehicle may deteriorate.
  • the clutch supply hydraulic pressure is only increased uniformly to the original predetermined hydraulic pressure when the internal combustion engine is restarted, so the above-mentioned problem, that is, a large shock occurs. There may be a problem that the drivability of the vehicle is deteriorated.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and is capable of appropriately controlling the degree of engagement of a clutch at the time of restart of an internal combustion engine, thereby improving the drivability of the vehicle. It aims at providing a supply device.
  • the invention according to claim 1 is mounted on a vehicle as a power source, and is stopped when a predetermined stop condition is satisfied, and is reactivated when a predetermined restart condition is satisfied.
  • a hydraulic pressure supply device for supplying hydraulic pressure to a hydraulic clutch (a forward clutch 12 in the embodiment (hereinafter the same in this section) forward clutch 12) for connecting and disconnecting between an internal combustion engine 3 to be started and a drive wheel DW of a vehicle
  • the stop condition includes that the speed of the vehicle is equal to or less than a predetermined stop vehicle speed larger than the value 0, and the first hydraulic pressure supply device (oil pump 31) supplies hydraulic pressure to the clutch using the internal combustion engine 3 as a power source.
  • a second hydraulic pressure supply device (accumulator 61) that supplies hydraulic pressure to the clutch by being driven by a power source other than the internal combustion engine 3 (the first accumulator 63 and the second accumulator 65); Means for detecting at least one of the rotational speed parameters representing the difference between the speed of the clutch and the rotational speed of the output shaft of the clutch (main shaft 21) and the input shaft of the clutch (input shaft 14) In at least one of the vehicle speed (vehicle speed VP) detected by the detection means and the rotation difference parameter DN when the restart condition of the internal combustion engine 3 is satisfied and the 2 revolutions sensor 73, the ECU 2, the vehicle speed sensor 76). Accordingly, hydraulic control means (ECU 2, hydraulic control valve SV, steps 4 to 9) for controlling the clutch supply hydraulic pressure which is the hydraulic pressure supplied to the clutch is provided.
  • the hydraulic clutch that connects and disconnects the internal combustion engine and the drive wheels of the vehicle is driven by the first hydraulic pressure supply device powered by the internal combustion engine and a power source other than the internal combustion engine Hydraulic pressure is supplied from the second hydraulic pressure supply device. Further, at least one of the speed of the vehicle and a rotational difference parameter representing a difference between the rotational speeds of the output shaft and the input shaft of the clutch is detected by the detection means. Furthermore, when the restart condition of the internal combustion engine is satisfied, the clutch supply hydraulic pressure which is the hydraulic pressure supplied to the clutch is controlled according to at least one of the detected vehicle speed and the rotation difference parameter.
  • Hydraulic pressure can be supplied to the clutch.
  • the drive force of the internal combustion engine can be rapidly transmitted to the drive wheels by being able to quickly connect the internal combustion engine and the drive wheels with the clutch, and therefore the vehicle can be quickly started and accelerated to improve its drivability. be able to.
  • the stop condition of the internal combustion engine includes that the speed of the vehicle is equal to or less than a predetermined stop vehicle speed greater than the value 0, for example, the internal combustion engine While being stopped, the internal combustion engine may be restarted by the restart condition being satisfied.
  • the internal combustion engine and the drive wheels are suddenly connected by the clutch when the vehicle speed is relatively high or when the difference between the rotational speeds of the output shaft and the input shaft of the clutch is relatively large, the internal combustion engine The friction on the drive wheel may cause a large shock and deteriorate the drivability of the vehicle.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled in accordance with at least one of the detected vehicle speed and the rotation difference parameter when the restart condition of the internal combustion engine is satisfied. According to at least one of the parameters, control can be appropriately performed. As a result, when the internal combustion engine is restarted, the shock accompanying the connection of the clutch can be suppressed, and when the shock does not occur, the internal combustion engine and the drive wheels can be connected rapidly, which results in the drivability of the vehicle. Can be further improved.
  • the hydraulic pressure control means has an output shaft and an input shaft, the vehicle speed of which is equal to or higher than a predetermined vehicle speed VPREF and represented by the rotation difference parameter DN.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled in the first control mode (step 7), and when the vehicle speed is lower than the predetermined vehicle speed VPREF, or When the difference between the rotational speeds of the output shaft and the input shaft is smaller than the predetermined value DNREF, the clutch supply hydraulic pressure is controlled by the second control mode (step 9), and in the first control mode, the clutch engagement degree is the second It is characterized in that it is a mode for controlling the clutch supply hydraulic pressure so as to increase more gradually than the control mode.
  • the clutch supply hydraulic pressure supplied to the clutch in the first control mode Oil pressure
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled in the second control mode.
  • the first control mode that is, when a shock occurs at the time of connection between the internal combustion engine and the drive wheel by the clutch
  • the degree of engagement of the clutch is selected when the shock does not occur.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled to increase more gradually than in the second control mode.
  • the degree of engagement of the clutch can be gradually increased, so that the effect of the invention according to claim 1 can be suppressed, that is, the shock accompanying the engagement of the clutch can be suppressed when the internal combustion engine is restarted, and no shock occurs.
  • the effect that the internal combustion engine and the drive wheels can be connected quickly can be appropriately obtained.
  • the clutch can be completely engaged between the time when the restart condition is satisfied and the internal combustion engine performs the first explosion, the driving force of the internal combustion engine is immediately after the first explosion of the internal combustion engine. Can be transmitted to the drive wheels, which in turn can further improve the drivability of the vehicle.
  • the internal combustion engine restart condition is satisfied.
  • the clutch is not supplied with the hydraulic pressure from the first hydraulic pressure supply device, but is supplied with only the hydraulic pressure from the second hydraulic pressure supply device, until the restart of the engine is completed.
  • the restart condition is satisfied, it is possible to control the clutch supply hydraulic pressure supplied from the second hydraulic pressure supply device to the clutch according to the detected vehicle speed and the rotational difference parameter.
  • the invention according to claim 5 is the hydraulic pressure supply device according to any one of claims 1 to 4, wherein the second hydraulic pressure supply device uses an accumulator (the first accumulator 63, the second accumulator 65) as a power source, and performs hydraulic control.
  • the means includes a linear solenoid valve (hydraulic pressure supply control valve SV) for adjusting the clutch hydraulic pressure, and when only the hydraulic pressure from the second hydraulic pressure supply device is supplied to the clutch, the first hydraulic pressure The opening degree of the linear solenoid valve is controlled to be increased as compared with the case where the hydraulic pressure is supplied from the supply device to the clutch.
  • the hydraulic pressure control means has a linear solenoid valve for adjusting the clutch supply hydraulic pressure, and when only the hydraulic pressure from the second hydraulic pressure supply device is supplied to the clutch, the first hydraulic pressure supply device The degree of opening of the linear solenoid valve is controlled to be increased as compared with the case where the hydraulic pressure is supplied to the clutch.
  • the opening degree of the linear solenoid valve can be controlled to a size commensurate with the oil discharge amount of the second hydraulic pressure supply device powered by the accumulator, so that the supply of hydraulic pressure from the second hydraulic pressure supply device to the clutch is performed. It can be controlled appropriately.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram showing a drive system of a vehicle to which a hydraulic pressure supply device according to an embodiment of the present invention is applied.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic pressure supply device and the like. It is a block diagram showing ECU etc.
  • FIG. 2 is a view schematically showing an accumulator and the like during operation of the oil pump. It is a figure which shows roughly the pressure accumulation apparatus etc. at the time of formation of the stop condition of an engine. It is a figure which shows roughly the pressure accumulation apparatus etc. at the time of formation of restart conditions of an engine.
  • It is a flow chart which shows oil pressure control processing performed by ECU. 5 is a timing chart showing an operation example during execution of a first control mode and the like. It is a timing chart which shows the operation example under execution of the 2nd control mode, etc.
  • the drive system of the vehicle shown in FIG. 1 includes an internal combustion engine (hereinafter referred to as "engine") 3 as a motive power source of the vehicle, and driving force of the engine 3 to left and right drive wheels DW (only right drive wheel is shown)
  • engine 3 is a gasoline engine having a plurality of cylinders, and has a crankshaft 3a for outputting a driving force.
  • a starter (not shown) for starting the engine 3 is connected to the crankshaft 3a.
  • the torque converter 4 has a pump impeller 4a, a turbine runner 4b, and a hydraulic lockup clutch (hereinafter referred to as "LU clutch") 4c.
  • the pump impeller 4a is connected to the crankshaft 3a, and the turbine runner 4b is connected to an input shaft 14 to be described later.
  • a hydraulic oil is filled between the two 4a and 4b.
  • the driving force of the engine 3 is basically transmitted to the input shaft 14 via the pump impeller 4a, the hydraulic oil and the turbine runner 4b.
  • the LU clutch 4c is provided with a first LU oil chamber 4d and a second LU oil chamber 4e (see FIG. 2), and the degree of engagement of the LU clutch 4c is supplied to the first or second LU oil chambers 4d, 4e It changes according to the oil pressure (amount of hydraulic fluid) that is
  • the forward / reverse switching mechanism 5 has a planetary gear unit 11, a forward clutch 12 and a reverse brake 13.
  • the planetary gear unit 11 includes a sun gear 11a, a ring gear 11b, a plurality of planetary gears 11c (only two are shown) meshing with both gears 11a and 11b, and a carrier 11d rotatably supporting these planetary gears 11c.
  • the sun gear 11 a is integrally provided on the input shaft 14.
  • the forward clutch 12 is a hydraulic friction clutch, and the inner thereof is integrally attached to the input shaft 14 and the outer thereof integrally to the ring gear 11 b and the main shaft 21.
  • the main shaft 21 is formed in a hollow shape, and the input shaft 14 is rotatably disposed inside thereof.
  • the engagement of the forward clutch 12 directly connects the input shaft 14 to the main shaft 21, and the release of the forward clutch 12 permits differential rotation between the input shaft 14 and the main shaft 21.
  • the reverse brake 13 is attached to the carrier 11d, holds the carrier 11d non-rotatably in the engaged state, and allows rotation of the carrier 11d in the released state.
  • the forward clutch 12 also has an FWD oil chamber 12a (see FIG. 2) and a return spring (not shown).
  • FWD oil chamber 12a see FIG. 2
  • a return spring not shown.
  • the inner moves against the biasing force of the return spring toward the outer side and abuts on the outer, whereby the forward clutch 12 is engaged.
  • the supply of the hydraulic pressure to the FWD oil chamber 12a is stopped, the inner moves to the side opposite to the outer by the biasing force of the return spring and is separated from the outer, whereby the forward clutch 12 is released.
  • the hydraulic oil filled in the FWD oil chamber 12a is discharged.
  • the degree of engagement of the forward clutch 12 changes in accordance with the hydraulic pressure (the amount of hydraulic oil) supplied to the FWD oil chamber 12a.
  • the reverse brake 13 is constituted by a hydraulic friction clutch or the like as the forward clutch 12 and has an RVS fluid chamber 13a (see FIG. 2) and a return spring.
  • the reverse brake 13 is engaged by the supply of the hydraulic pressure to the RVS oil chamber 13a, and is released by the stop of the supply of the hydraulic pressure.
  • the degree of engagement of the reverse brake 13 changes in accordance with the hydraulic pressure (the amount of hydraulic oil) supplied to the RVS oil chamber 13a.
  • the forward / reverse switching mechanism 5 configured as described above, when the vehicle is moving forward, the forward clutch 12 is engaged and the reverse brake 13 is released. As a result, the main shaft 21 rotates in the same direction as the input shaft 14 at the same rotational speed. On the other hand, when the vehicle reverses, the forward clutch 12 is released and the reverse brake 13 is engaged. As a result, the main shaft 21 rotates in the opposite direction to the input shaft 14.
  • the output pulley 23 is configured in the same manner as the input pulley 22, and the movable portion 23 a and the fixed portion 23 b are provided on the countershaft 25.
  • a V-shaped belt groove is formed between the two members 23a and 23b.
  • a DN oil chamber 23c (see FIG. 2) and a return spring 23d are provided in the movable part 23a.
  • the transmission belt 24 is wound around the pulleys 22 and 23 in a state of being fitted in the belt grooves of the pulleys 22 and 23.
  • the drive force of the engine 3 is transmitted to the left and right drive wheels DW via the torque converter 4, the forward / reverse switching mechanism 5, the continuously variable transmission 6, and the differential gear mechanism DF. .
  • forward and reverse travel of the vehicle is performed by switching the rotational direction of the transmitted driving force between the forward rotation direction and the reverse rotation direction by the forward / reverse switching mechanism 5.
  • the driving force of the engine 3 is transmitted to the drive wheel DW in a state of being continuously shifted by the continuously variable transmission 6.
  • FIG. 2 shows a hydraulic pressure supply device, and this hydraulic pressure supply device is an LU hydraulic line for supplying hydraulic pressure to the oil pump 31 and the first and second LU oil chambers 4d and 4e of the LU clutch 4c described above.
  • LUL clutch hydraulic line CLL for supplying hydraulic pressure to FWD oil chamber 12a and RVS oil chamber 13a of forward clutch 12, and hydraulic pressure to DR oil chamber 22c and DN oil chamber 23c of continuously variable transmission 6
  • the pulley hydraulic line PUL is provided.
  • the oil pump 31 is a gear pump using the engine 3 as a power source, and is connected to the crankshaft 3a.
  • the oil pump 31 is connected to a PH control valve (PH REG VLV) 32 via an oil passage, and pumps hydraulic fluid stored in the reservoir R to the PH control valve 32.
  • the PH control valve 32 is constituted by a spool valve, and while the oil pump 31 is operating, with the hydraulic pressure from the oil pump 31 adjusted, the above-mentioned LU hydraulic line LUL, clutch hydraulic line CLL and pulley hydraulic line PUL Supply.
  • the clutch hydraulic line CLL includes a branch oil path 41, a pressure reducing valve 42, a CL main oil path 43, a hydraulic pressure control valve (LS-CPC) SV, a manual valve (MAN VLV) 44 and the like.
  • One end of the branch oil passage 41 is connected to the PU main oil passage 51, and the other end is connected to the pressure reducing valve 42.
  • the PU main oil passage 51 is connected to the PH control valve 32, and the oil pressure from the PH control valve 32 is supplied to the pressure reducing valve 42 through the PU main oil passage 51 and the branch oil passage 41 while the oil pump 31 is in operation. Supplied.
  • the pressure reducing valve 42 is constituted by a spool valve, and is connected to the manual valve 44 via the CL main oil passage 43, and a hydraulic control valve SV is provided in the middle of the CL main oil passage 43.
  • the hydraulic control valve SV is configured by a linear solenoid valve. The oil pressure supplied from the PH control valve 32 to the pressure reducing valve 42 during operation of the oil pump 31 is reduced by the pressure reducing valve 42 and further adjusted by the oil pressure control valve SV through the CL main oil passage 43 , Manual valve 44 is supplied.
  • the manual valve 44 is configured by a spool valve, and is connected to the FWD oil chamber 12a and the RVS oil chamber 13a via an oil passage. Further, the manual valve 44 is used as a supply destination of the hydraulic pressure from the hydraulic control valve SV, and the shift position of the shift lever (not shown) operated by the driver of the vehicle is drive (D), low (L) or When in 2), the FWD oil chamber 12a is selected, and when in the reverse (R), the RVS oil chamber 13a is selected. As a result, switching of the rotational direction of the driving force by the forward / reverse switching mechanism 5 described above is performed.
  • the degree of engagement of the forward clutch 12 or the reverse brake 13 is changed by adjusting the hydraulic pressure supplied to the FWD oil chamber 12a or the RVS oil chamber 13a by changing the opening degree of the hydraulic control valve SV.
  • the opening degree of the hydraulic control valve SV is controlled by the ECU 2 (see FIG. 3).
  • the hydraulic pressure supply device is provided with a backup valve (B / U VLV) BV for securing the supply of hydraulic pressure to the forward clutch 12 and the reverse brake 13 when the hydraulic control valve SV fails.
  • the backup valve BV is provided at a portion closer to the manual valve 44 than the hydraulic control valve SV of the CL main oil passage 43 described above, and via the oil passage OL provided in parallel with the CL main oil passage 43, The pressure reducing valve 42 is connected.
  • the hydraulic pressure supply device is provided with a pressure accumulation device 61.
  • the pressure accumulator 61 includes a subline 62, a first accumulator 63, a shutoff valve 64, and a second accumulator 65.
  • One end of the sub-line 62 is connected to a portion on the downstream side of the connection with the branch oil passage 41 in the above-described PU main oil passage 51, and the other end is connected to the first accumulator 63. .
  • the first accumulator 63 has a cylinder 63a, a piston 63b which can slide in the cylinder 63a, and a spring 63c formed of a compression coil spring.
  • An accumulator chamber 63d is defined between the cylinder 63a and the piston 63b, and the piston 63b is biased toward the accumulator chamber 63d by a spring 63c.
  • the sub line 62 described above is in communication with the pressure accumulation chamber 63 d.
  • the biasing force (spring constant) of the spring 63c is set such that the hydraulic pressure accumulated in the pressure accumulation chamber 63d is, for example, 0.3 to 0.5 MPa.
  • the shutoff valve 64 is configured by an ON / OFF type solenoid valve, and is provided in the middle of the subline 62.
  • the subline 62 is opened / closed by the shutoff valve 64 being opened and closed by the ECU 2 (see FIG. 3).
  • the second accumulator 65 is smaller than the first accumulator 63, and includes a cylinder 65a, a piston 65b slidably provided in the cylinder 65a, and a spring 65c formed of a compression coil spring. There is.
  • An accumulator chamber 65d is defined by the cylinder 65a and one end face of the piston 65b, and the piston 65b is biased toward the accumulator chamber 65d by a spring 65c. The setting of the biasing force (spring constant) of the spring 65c will be described later.
  • the second accumulator 65 is connected to the subline 62 so as to bypass the shutoff valve 64 via the first oil passage 66 and the second oil passage 67.
  • the hydraulic pressure from the PU main oil passage 51 is a back pressure through the subline 62 and the first oil passage 66 on the other end surface of the piston 65b (the end surface opposite to the pressure accumulation chamber 65d).
  • the pressure accumulation chamber 65 d of the second accumulator 65 is in communication with the pressure accumulation chamber 63 d of the first accumulator 63 via the second oil passage 67 and the subline 62.
  • FIGS. 4 to 6 shows the operation of the oil pump 31
  • FIG. 5 shows the time when the predetermined stop condition of the engine 3 described later is satisfied
  • FIG. 6 shows the time when the predetermined restart condition of the engine 3 described later is satisfied.
  • the hydraulic oil of the hydraulic pressure supply device is indicated by dots, and the thick solid line with an arrow indicates the flow direction of the hydraulic oil.
  • the hydraulic pressure from the PU main oil passage 51 is a back pressure via the subline 62 and the first oil passage 66 on the other end surface (the end surface opposite to the pressure accumulation chamber 65d) of the piston 65b of the second accumulator 65 Works.
  • the biasing force of the spring 65c is such that the sum of the biasing force of the spring 65c and the back pressure during operation of the oil pump 31 is larger than the hydraulic pressure in the circuit including the subline 62, the first accumulator 63 and the second oil passage 67. It is set to be. As a result, as shown in FIG. 4, during the operation of the oil pump 31, the hydraulic pressure from the oil pump 31 can be appropriately accumulated in the first accumulator 63 with little accumulation in the second accumulator 65.
  • the spring 65c is used as a pressing force to press the piston 65b of the second accumulator 65 toward the pressure accumulation chamber 65d. Only the biasing force of Furthermore, the pressure accumulation chamber 65 d of the second accumulator 65 is in communication with the pressure accumulation chamber 63 d of the first accumulator 63 via the second oil passage 67 and the subline 62. As described above, with the stop of the oil pump 31, the piston 65b of the second accumulator 65 is moved by the hydraulic pressure accumulated in the closed circuit closed by the shutoff valve 64 to the opposite side of the accumulator chamber 65d. (Indicated by hollow arrows in FIG. 5). Along with this, a part of the hydraulic pressure (hydraulic oil) in the closed circuit is supplied to the pressure accumulation chamber 65 d of the second accumulator 65 and accumulated.
  • the second accumulator 65 since a part of the oil pressure in the closed circuit closed by the shutoff valve 64 is accumulated in the second accumulator 65, the oil pressure in the closed circuit can be reduced by the surplus amount. As a result, a small shutoff valve 64 having a relatively low pressure resistance can be employed. Furthermore, since the second accumulator 65 merely has the function of accumulating hydraulic pressure and is less likely to fail, compared to the case where a relief valve is used to lower the hydraulic pressure in the closed circuit, for example, the reliability of the hydraulic pressure supply system Can be enhanced.
  • the oil pressure from the oil pump 31 is DR oil chamber 22c, DN oil chamber 23c, FWD
  • the oil chamber 12a is supplied to the RVS oil chamber 13a.
  • a pressing force composed of both the back pressure and the biasing force of the spring 65c acts again as a pressing force for pressing the piston 65b of the second accumulator 65 toward the pressure accumulation chamber 65d.
  • the oil pressure (hydraulic oil) accumulated in the second accumulator 65 by then is the second oil passage
  • the oil pressure is supplied from the first accumulator 63 to the FWD oil chamber 12 a and the like via the subline 62 and the PU main oil passage 51. Therefore, when the operation of the oil pump 31 is restarted, the hydraulic pressure (hydraulic oil) accumulated in the second accumulator 65 during the stop can be supplied to the forward clutch 12 etc. without waste.
  • a detection signal representing an operation amount (hereinafter referred to as “accelerator opening degree”) AP of an accelerator pedal (not shown) of the vehicle from the accelerator opening degree sensor 74 is obtained from the shift position sensor 75
  • a detection signal representing the shift position (L, 2, D, N, R, P) is output from the vehicle speed sensor 76 as a detection signal representing the vehicle speed VP which is the speed of the vehicle.
  • a detection signal representing a hydraulic pressure (hereinafter referred to as “clutch hydraulic pressure”) CPC in the FWD oil chamber 12 a of the forward clutch 12 is output from the hydraulic pressure sensor 77 to the ECU 2.
  • the ECU 2 detects from the ignition switch 78 a detection signal representing the on / off state thereof from the brake switch 79 representing the on / off state (depression / release state) of the brake pedal (not shown) of the vehicle. Signals are output respectively.
  • the ECU 2 is configured by a microcomputer including an I / O interface, a CPU, a RAM, a ROM, and the like.
  • the ECU 2 controls the operation of the engine 3, the hydraulic control valve SV and the shutoff valve 64 according to the control program stored in the ROM according to the detection signals from the various sensors 71 to 77 and the switches 78 and 79 described above.
  • the ECU 2 automatically stops the engine 3 in operation. Accordingly, the oil pump 31 powered by the engine 3 is stopped, and the supply of the hydraulic pressure to the FWD oil chamber 12a of the forward clutch 12 is stopped, whereby the forward clutch 12 is released as described above. The hydraulic oil filled in the FWD oil chamber 12a is discharged.
  • the above stop conditions include the following conditions (a) to (e).
  • the stop vehicle speed VPSTP of the condition (b) is set to a predetermined value larger than the value 0, for example, 10 km / h.
  • the driver releases the depression of the brake pedal, and when the predetermined restart condition such as the brake switch 79 is turned off is satisfied, the above-described starter is driven. As a result, the engine 3 is restarted, and the operation of the oil pump 31 is resumed accordingly.
  • the present process is for controlling the hydraulic pressure (hereinafter referred to as "clutch supply hydraulic pressure") supplied from the pressure accumulator 61 to the forward clutch 12 when the restart condition is satisfied, and the restart condition is satisfied. And is repeatedly executed every predetermined time (for example, 10 msec). Further, the present process is not executed until the engine 3 is automatically stopped again and the restart condition is satisfied again when the restart of the engine 3 is completed (the engine 3 is completely detonated).
  • step 1 it is determined whether or not the first control mode flag F_MODE1 and the second control mode flag F_MODE2 are “1”.
  • the first control mode flag F_MODE1 indicates that a first control mode described later is being executed
  • the second control mode flag F_MODE2 indicates that a second control mode described later is being executed, as "1". It is.
  • step 3 it is determined whether the reacceleration flag F_ACCRES is "1" (step 3).
  • the reacceleration flag F_ACCRES is set to “1” when the restart condition is satisfied while the vehicle V is traveling and the driver has made an acceleration request when the condition is satisfied. In this case, when the brake switch 79 changes from ON to OFF, it is determined that the driver has made an acceleration request.
  • the vehicle speed VP used for the determination of step 4 is one detected when the restart condition is satisfied. The reason will be described later.
  • step 5 it is determined whether or not the calculated rotation difference parameter DN is greater than or equal to a predetermined value DNREF (step 5).
  • the rotation difference parameter DN used for the determination of step 5 is calculated when the restart condition is satisfied. The reason will be described later.
  • the forward clutch 12 is used between the engine 3 and the drive wheel DW. It is set to a value that causes a shock when connecting suddenly.
  • the first control mode flag F_MODE1 is set to “1” in order to execute the first control mode as a control mode for controlling the clutch supply hydraulic pressure.
  • the second control mode is executed as a control mode for controlling the clutch supply hydraulic pressure.
  • the second control mode flag F_MODE2 is set to "1" (step 8).
  • the present process is started upon the satisfaction of the restart condition, and after the first or second control mode is started along with the execution of steps 6 to 9, the process is performed by the above step 1 or 2, Steps 4 and 5 are skipped. Further, when the first or second control mode ends as described later, the present process is not automatically executed unless the engine 3 is automatically stopped and the restart condition is satisfied again. As is apparent from the above, steps 4 and 5 are performed only in the first loop at the start of the process, so the vehicle speed VP and the rotational difference parameter DN used in steps 4 and 5 respectively are It represents the vehicle speed VP and the rotational difference parameter DN detected at the time of establishment.
  • FIG. 8 shows an operation example when the restart condition is satisfied and the first control mode is executed after the engine 3 is automatically stopped.
  • the shutoff valve 64 is held closed and accumulated in the first accumulator 63. Hydraulic pressure is maintained.
  • a target clutch hydraulic pressure CPCCMD (shown by an alternate long and short dash line) which is a target value of the clutch hydraulic pressure CPC (hydraulic pressure of the FWD oil chamber 12a of the forward clutch 12) is set to a predetermined standby pressure PSTATE. It is held.
  • the opening degree of the above-described hydraulic control valve SV for controlling the clutch supply hydraulic pressure (the hydraulic pressure supplied to the forward clutch 12) is controlled to a magnitude corresponding to the target clutch hydraulic pressure CPCCMD. This is because the hydraulic pressure accumulated in the first accumulator 63 or the like is quickly supplied to the forward clutch 12 when the engine 3 restart condition is satisfied.
  • the reacceleration flag F_ACCRES is “1” (step 3: YES), and the vehicle speed VP at the time of establishment of the restart condition is equal to or higher than the predetermined vehicle speed VPREF (step 4: YES)
  • the first control mode flag F_MODE1 is set to "1" (step 6) by the rotational difference parameter DN at or above the predetermined value DNREF (step 5: YES), and the first control mode is executed (step 7). ).
  • the shutoff valve 64 which has been closed until then is opened, whereby the hydraulic pressure accumulated in the first accumulator 63 or the like is stored as described above with reference to FIG. , Forward clutch 12 is supplied.
  • the clutch supply hydraulic pressure supplied to the forward clutch 12 is controlled as follows.
  • the first control mode includes a continuation mode, an initial response mode, an invalid stroke mode, a fastening mode, and a completion mode shown in FIG. 8, and these control modes are executed in this order.
  • the continuation mode, the initial response mode and the invalid stroke mode are control modes for filling the FWD oil chamber 12 a of the forward clutch 12 with hydraulic fluid.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is set to the standby pressure PSTATE, as in the case of the automatic stop of the engine 3.
  • the clutch supply hydraulic pressure is increased, and as a result, the clutch hydraulic pressure CPC is gradually increased.
  • the continuation mode is executed from when the restart condition is satisfied until the battery for driving the starter (not shown) is charged.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is set to a predetermined initial response pressure NPSTB larger than the standby pressure PSTATE.
  • the opening degree of the hydraulic control valve SV is changed to a value larger than that in the continuous mode, and as a result, the clutch supply hydraulic pressure further increases.
  • the clutch hydraulic pressure CPC rapidly increases with a larger inclination than in the continuous mode.
  • the fluid filling of the FWD oil chamber 12a can be performed quickly. Also, the initial response mode is performed over a very short predetermined period.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is set to a predetermined ineffective stroke pressure MINCU smaller than the standby pressure PSTATE.
  • the invalid stroke pressure MINCU is set to the clutch hydraulic pressure CPC, for example, 0.18 MPa when the FWD oil chamber 12a is completely filled with the hydraulic oil.
  • the clutch hydraulic pressure CPC is equal to the ineffective stroke pressure MINCU, the forward clutch 12 is not yet engaged, the degree of engagement is a value of 0, and the engine 3 and the drive wheel DW are disconnected by the forward clutch 12 There is.
  • the opening degree of the hydraulic control valve SV is adjusted by the setting of the target clutch hydraulic pressure CPCCMD described above, the clutch supply hydraulic pressure is reduced as compared with the case of the continuous mode.
  • the clutch hydraulic pressure CPC is in the continuous mode
  • the slope is smaller than that and increases gradually.
  • the above-mentioned invalid stroke mode can prevent the degree of engagement of the forward clutch 12 from being erroneously increased.
  • the invalid stroke mode is executed until the drive of the crankshaft 3a by the starter is started.
  • the fastening mode is a control mode for further supplying the hydraulic pressure to the filled FWD oil chamber 12a and completely fastening the forward clutch 12.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is , And is set to be slightly larger than the detected clutch hydraulic pressure CPC.
  • the engagement mode is ended when the first detonation is performed in one cylinder of the engine 3 (time t5), and the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is set to the initial response pressure NPSTB before the completion of the engagement mode. To be converged on. As a result, the forward clutch 12 is completely engaged before the first explosion of the engine 3 (time t5).
  • the completion mode is a control mode for holding the forward clutch 12 in a completely engaged state, and the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is input to the forward clutch 12 during the completion mode (from time t5 to time t6). It is set according to the torque.
  • the initial response pressure NPSTB is held.
  • the clutch hydraulic pressure is controlled via the opening degree of the hydraulic pressure control valve SV, and as a result, the clutch hydraulic pressure CPC is held at the initial response pressure NPSTB.
  • the forward clutch 12 is held in the engaged state.
  • the completion mode is started when the first explosion is performed on one cylinder of the engine 3 and is ended when the engine 3 is completely exploded.
  • the first control mode flag F_MODE1 is reset to "0". Furthermore, the first control mode flag F_MODE1 is reset to “0” also when the above-described stop condition is satisfied during execution of the first control mode.
  • FIG. 9 shows an operation example when the restart condition is satisfied and the second control mode is executed after the engine 3 is automatically stopped.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled by adjusting the opening degree of the hydraulic control valve SV according to the target clutch hydraulic pressure CPCCMD.
  • the second control mode is different from the first control mode, and includes a continuation mode, an engagement mode and a completion mode, and these control modes are executed in this order.
  • the operations during automatic stop of the engine 3 from time t0 '), during the continuous mode (from time t1') and during the completion mode (from time t3 'to time t4') are the same as in the first control mode. , I omit the detailed explanation.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is held at the initial response pressure NPSTB, unlike the engagement mode of the first control mode.
  • the clutch supply hydraulic pressure largely increases.
  • the clutch hydraulic pressure CPC rapidly increases at a larger inclination than in the continuous mode, and converges to the initial response pressure NPSTB at a relatively early timing, and is then held at the initial response pressure NPSTB.
  • the target clutch hydraulic pressure CPCCMD is gradually increased toward the initial response pressure NPSTB in the engagement mode of the first control mode, whereas in the second control mode, the initial response pressure NPSTB is increased. , Step up and hold rapidly.
  • the clutch oil pressure is controlled so that the clutch oil pressure CPC exceeds the ineffective stroke pressure MINCU, that is, after the hydraulic oil is completely filled in the FWD oil chamber 12a, in the first control mode. Increases more slowly than in the second control mode (see FIGS. 8 and 9). That is, the degree of engagement of the forward clutch 12 increases more gradually in the first control mode than in the second control mode. This is apparent when the transition of the clutch hydraulic pressure CPC in FIGS. 8 and 9 is compared.
  • the second control mode flag F_MODE2 is reset to "0". Furthermore, while the second control mode is being executed, the second control mode flag F_MODE2 is reset to "0" also when the aforementioned stop condition is satisfied.
  • the opening degree of the hydraulic control valve SV is controlled according to the target clutch hydraulic pressure CPCCMD set according to the operating state of the engine 3 and the like. Ru.
  • the oil pump 31 is not driven by the engine 3 from when the restart condition of the engine 3 is satisfied until the engine 3 is completely detonated. Only the hydraulic pressure from the forward clutch 12 is supplied to the forward clutch 12.
  • the accumulator 61 supplies hydraulic pressure to the forward clutch 12 using the first and second accumulators 63 and 65 as a power source, so the oil discharge flow rate is smaller than that of the oil pump 31. Therefore, in the first and second control modes, the opening degree of the hydraulic pressure control valve SV is controlled to be increased as compared with the case where the hydraulic pressure is supplied from the oil pump 31 to the forward clutch 12.
  • the correspondence of the various elements in this embodiment and the various elements in this invention is as follows. That is, the input shaft 14 and the main shaft 21 in the present embodiment respectively correspond to the input shaft of the clutch and the output shaft of the clutch in the present invention, and the oil pump 31 and the pressure accumulator 61 in the present embodiment correspond to the first and the second in the present invention.
  • the first and second accumulators 63 and 65 in the present embodiment correspond to the power source in the present invention, as well as corresponding to the second hydraulic pressure supply device.
  • the ECU 2 and the hydraulic pressure control valve SV in the present embodiment correspond to the hydraulic pressure control means in the present invention, and the ECU 2, the vehicle speed sensor 76, and the first and second rotation speed sensors 72 and 73 in the present embodiment are the present invention.
  • the first and second accumulators 63 and 65 in the present embodiment correspond to the accumulators in the present invention
  • the hydraulic control valve SV in the present embodiment corresponds to the linear solenoid valve in the present invention.
  • the hydraulic pressure is supplied to the forward clutch 12 using the pressure accumulator 61 configured by the first and second accumulators 63, 65 and the like. Therefore, even if the restart of the engine 3 is not completed, the hydraulic pressure can be supplied to the forward clutch 12. As a result, the driving force of the engine 3 can be rapidly transmitted to the drive wheel DW by being able to be quickly connected by the forward clutch 12 between the engine 3 and the drive wheel DW, and therefore the vehicle can be quickly started and accelerated. It is possible to improve the quality.
  • the stop condition of the engine 3 includes that the vehicle speed VP is equal to or less than the predetermined stop vehicle speed VPSTP larger than the value 0, for example, the engine 3 While being stopped, the engine 3 may be restarted by the restart condition being satisfied.
  • the restart condition when the restart condition is satisfied, the detected vehicle speed VP is equal to or higher than the predetermined vehicle speed VPREF, and the detected rotational difference parameter DN is equal to or higher than the predetermined value DNREF, ie,
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled in the first control mode.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled in the second control mode.
  • the first control mode that is, when a shock occurs at the time of connection between the engine 3 and the drive wheel DW by the forward clutch 12
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled such that the degree of engagement of the forward clutch 12 increases more gradually than in the second control mode, which is selected when no shock occurs.
  • the degree of engagement of the forward clutch 12 can be gradually increased, so that the shock accompanying the engagement of the forward clutch 12 can be appropriately suppressed when the engine 3 is restarted, and when the shock does not occur 3 and the drive wheel DW can be connected quickly, which in turn can improve the drivability of the vehicle.
  • the clutch supply hydraulic pressure supplied from the pressure accumulator 61 to the forward clutch 12 can be controlled, so that the above effect, that is, the drivability of the vehicle can be improved.
  • the effect of being able to do can be obtained more appropriately.
  • the vehicle speed VP is less likely to decrease due to gravity compared to when traveling uphill, so the vehicle speed VP is relatively high and the main shaft 21 and the input shaft
  • the difference in rotational speed from 14 may be relatively large, and in this case, a large shock may occur, in particular, due to the sudden engagement by the forward clutch 12.
  • the engagement degree of the forward clutch 12 can be gradually increased when the vehicle speed VP is equal to or higher than the predetermined vehicle speed VPREF and the rotation difference parameter DN is equal to or higher than the predetermined value DNREF. Even when the vehicle is traveling downhill, it is possible to appropriately suppress the shock accompanying the engagement of the forward clutch 12.
  • the forward clutch 12 can be completely engaged between the time when the restart condition is satisfied and the first explosion of the engine 3, the driving force of the engine 3 is driven immediately after the first explosion of the engine 3. It can be transmitted to the wheel DW, which in turn can further improve the drivability of the vehicle.
  • the degree of opening of the hydraulic control valve SV is smaller than when the hydraulic pressure is supplied from the oil pump 31 to the forward clutch 12. It is controlled to the increase side.
  • the opening degree of the hydraulic control valve SV can be controlled to a size commensurate with the oil discharge amount of the pressure accumulator 61 driven by the first and second accumulators 63 and 65.
  • the hydraulic pressure supply to 61 can be properly controlled.
  • the driver when the driver releases the depression of the brake pedal while the engine 3 is automatically stopped, the driver tends to feel a sense of discomfort due to shock.
  • the conditions (steps 4 and 5) relating to the vehicle speed VP and the rotation difference parameter DN are satisfied and the reacceleration flag F_ACCRES is “1”, that is, when the restart condition is satisfied.
  • the first control mode is selected when an acceleration request from a person is made.
  • the valve opening timing of the shutoff valve 64 is the timing when the restart condition is satisfied, that is, the timing when the brake switch 79 is turned off.
  • the setting is made, for example, it may be set at the timing when the hydraulic pressure of the brake becomes lower than a predetermined value according to the hydraulic pressure of the brake. Thereby, the restart of the engine 3 may be predicted, and the hydraulic pressure from the pressure accumulator 61 may be supplied to the forward clutch 12 immediately before the brake switch 79 is turned off.
  • shutoff valve 64 is configured by an ON / OFF type solenoid valve, it may be configured by a linear solenoid valve, and in that case, it is configured by this linear solenoid valve instead of the hydraulic control valve SV.
  • the clutch supply hydraulic pressure may be controlled via the shutoff valve.
  • the oil pump 31 which is a gear pump is used as the first hydraulic pressure supply device in the present invention, but another suitable device such as a trochoid pump may be used.
  • the accumulator 61 including the first accumulator 63 or the like is used as the second hydraulic pressure supply device in the present invention, but any other suitable device driven by a power source other than the engine 3
  • an electric pump having a motor as a power source may be used.
  • the clutch supply hydraulic pressure may be controlled by controlling the rotational speed of the electric pump instead of the opening degree of the hydraulic control valve SV.
  • the first and second accumulators 63 and 65 are used as the accumulator in the present invention, but a single accumulator may be used, or a plurality of accumulators connected in parallel or in series with each other May be used.
  • the complete engagement of the forward clutch 12 is completed before the first explosion of the engine 3, but may be completed after the complete explosion of the engine 3.
  • the pressure accumulator In addition to the oil pressure from 61, the oil pressure from the oil pump 31 is also controlled via the oil pressure control valve SV in the first and second control modes.
  • the vehicle speed VP and the rotation difference parameter DN used to select the first and second control modes are detected at the timing at which the restart condition of the engine 3 is satisfied. It may be detected at the timing immediately after the establishment of the condition.
  • the first and second control modes are selected according to both the vehicle speed VP and the rotation difference parameter DN, but may be selected according to one of the two parameters VP and DN. In this case, only one of these parameters may be detected.
  • the clutch supply hydraulic pressure is controlled by selecting the first and second control modes according to the vehicle speed VP and the rotation difference parameter DN, but for example, at least one of the two parameters VP and DN Accordingly, the clutch supply hydraulic pressure may be controlled such that the degree of engagement of the forward clutch 12 is more gradually increased as the at least one parameter is larger.
  • the rotation difference parameter DN is a difference between the rotational speeds of the main shaft 21 and the input shaft 14, but another suitable parameter representing the difference between the rotational speeds of the main shaft 21 and the input shaft 14, for example,
  • the difference between the rotational speeds of the input shaft 14 and the main shaft 21, the ratio of the rotational speed of the main shaft 21 n to the rotational speed of the input shaft 14, or the reciprocal of this ratio may be used.
  • the present invention is extremely useful in appropriately controlling the degree of engagement of the clutch at the time of restart of the internal combustion engine, thereby improving the drivability of the vehicle.

Abstract

　内燃機関の再始動時に、クラッチの締結度合を適切に制御でき、それにより車両の運転性を向上させることができる油圧供給装置を提供する。油圧供給装置は、内燃機関を動力源とし、クラッチに油圧を供給する第１油圧供給装置と、内燃機関以外の動力源で駆動されることによって、クラッチに油圧を供給する第２油圧供給装置と、を備え、車両の速度ＶＰ、及びクラッチの出力軸とクラッチの入力軸との回転数の差を表す回転差パラメータＤＮを検出し、内燃機関３の再始動条件が成立しているときに、検出された車両速度ＶＰ及び回転差パラメータＤＮに応じて、クラッチに供給される油圧であるクラッチ供給油圧を制御する（ステップ４～９）。

Description

油圧供給装置
　本発明は、車両に動力源として搭載され、自動的に停止・再始動される内燃機関と車両の駆動輪の間を接続・遮断する油圧式のクラッチに油圧を供給する油圧供給装置に関する。
　従来、この種の油圧供給装置として、例えば特許文献１に開示されたものが知られている。この内燃機関の出力軸は、クラッチ及びベルト式の無段変速機を介して、車両の駆動輪に連結されている。また、内燃機関は、車両の停止時や走行中に、所定の停止条件が成立したときに自動停止され、所定の再始動条件が成立したときに再始動される。油圧供給装置は、内燃機関を動力源とし、クラッチに油圧を供給するための油圧ポンプを有している。
　油圧供給装置では、内燃機関の自動停止時、クラッチに供給される油圧（以下「クラッチ供給油圧」という）が、所定油圧から低減される。これにより、クラッチを解放し、自動停止された内燃機関と無段変速機の間をクラッチで遮断することによって、内燃機関の自動停止から車両が停止するまでの間に、無段変速機のベルトがプーリに対して滑るのを防止するようにしている。また、内燃機関の自動停止中に、再始動条件が成立すると、内燃機関を再始動するための再始動動作が開始されるとともに、クラッチ供給油圧を、上記の所定油圧に増大させる。これにより、内燃機関と無段変速機の間をクラッチで接続することによって、内燃機関の駆動力がクラッチや無段変速機を介して駆動輪に伝達される。
特開２０１２－９７７９０号公報
　上述したように、この従来の油圧供給装置では、クラッチへの油圧の供給が、内燃機関を動力源とする油圧ポンプのみによって行われる。このため、内燃機関の再始動条件が成立してから再始動が完了するまでの間、クラッチに油圧を供給できず、それにより内燃機関と駆動輪の間をクラッチで迅速に接続することができないので、車両の発進・加速が遅れ、その運転性が悪化してしまう。
　また、従来の油圧供給装置では、車両の走行中に停止条件が成立することによって内燃機関が自動停止されるので、当該内燃機関の自動停止後、車両が停止する前に、内燃機関が再始動される場合がある。この場合において、車両速度が比較的高いときや、クラッチの出力軸と入力軸との回転数の差が比較的大きいときに、内燃機関と駆動輪の間を急に接続すると、駆動輪に対して内燃機関が大きな負荷として作用することにより、大きなショックが発生し、車両の運転性が悪化する可能性がある。これに対して、従来の油圧供給装置では、内燃機関の再始動時に、クラッチ供給油圧を、もとの所定油圧に一律に増大させるにすぎないので、上述した不具合、すなわち、大きなショックが発生し、車両の運転性が悪化するという不具合が発生するおそれがある。
　本発明は、以上のような課題を解決するためになされたものであり、内燃機関の再始動時に、クラッチの締結度合を適切に制御でき、それにより車両の運転性を向上させることができる油圧供給装置を提供することを目的とする。
　上記の目的を達成するために、請求項１に係る発明は、車両に動力源として搭載され、所定の停止条件が成立したときに停止されるとともに、所定の再始動条件が成立したときに再始動される内燃機関３と車両の駆動輪ＤＷの間を接続・遮断する油圧式のクラッチ（実施形態における（以下、本項において同じ）前進クラッチ１２）に油圧を供給する油圧供給装置であって、停止条件には、車両の速度が値０よりも大きな所定の停止車速以下であることが含まれ、内燃機関３を動力源とし、クラッチに油圧を供給する第１油圧供給装置（オイルポンプ３１）と、内燃機関３以外の動力源（第１アキュムレータ６３、第２アキュムレータ６５）で駆動されることによって、クラッチに油圧を供給する第２油圧供給装置（蓄圧装置６１）と、車両の速度、及びクラッチの出力軸（主軸２１）とクラッチの入力軸（入力軸１４）との回転数の差を表す回転差パラメータの少なくとも一方を検出する検出手段（第１回転数センサ７１、第２回転数センサ７３、ＥＣＵ２、車速センサ７６）と、内燃機関３の再始動条件が成立しているときに、検出手段により検出された車両速度（車速ＶＰ）及び回転差パラメータＤＮの少なくとも一方に応じて、クラッチに供給される油圧であるクラッチ供給油圧を制御する油圧制御手段（ＥＣＵ２、油圧制御弁ＳＶ、ステップ４～９）と、を備えることを特徴とする。
　この構成によれば、内燃機関と車両の駆動輪の間を接続・遮断する油圧式のクラッチに、内燃機関を動力源とする第１油圧供給装置と、内燃機関以外の動力源で駆動される第２油圧供給装置とから、油圧が供給される。また、車両の速度、及びクラッチの出力軸と入力軸との回転数の差を表す回転差パラメータの少なくとも一方が、検出手段によって検出される。さらに、内燃機関の再始動条件が成立しているときに、検出された車両速度及び回転差パラメータの少なくとも一方に応じて、クラッチに供給される油圧であるクラッチ供給油圧が制御される。
　内燃機関の再始動条件の成立時、内燃機関以外の動力源で駆動される第２油圧供給装置を用いて、クラッチに油圧を供給できるので、内燃機関の再始動が完了していなくても、クラッチへの油圧の供給を行うことができる。これにより、内燃機関と駆動輪の間をクラッチで迅速に接続できることによって、内燃機関の駆動力を駆動輪に迅速に伝達でき、したがって、車両を迅速に発進・加速させ、その運転性を向上させることができる。
　また、内燃機関の停止条件には、車両の速度が値０よりも大きな所定の停止車速以下であることが含まれるので、例えば、車両の走行中に、停止条件が成立することによって内燃機関が停止されるとともに、再始動条件が成立することによって内燃機関が再始動される場合がある。この場合において、車両速度が比較的高いときや、クラッチの出力軸と入力軸との回転数の差が比較的大きいときに、内燃機関と駆動輪の間をクラッチで急に接続すると、内燃機関のフリクションが駆動輪に急激に作用することによって、大きなショックが発生し、車両の運転性が悪化する可能性がある。
　一方、車両の走行中に再始動条件が成立した場合において、車両速度が比較的低いときや、クラッチの出力軸と入力軸との回転数の差が比較的小さいときには、内燃機関と駆動輪の間をクラッチで急に接続しても、ショックはほとんど発生せず、むしろ、内燃機関の駆動力を駆動輪に迅速に伝達するために、内燃機関と駆動輪の間をクラッチで迅速に接続するのが好ましい。
　上述した構成によれば、内燃機関の再始動条件が成立しているときに、検出された車両速度及び回転差パラメータの少なくとも一方に応じて、クラッチ供給油圧を制御するので、クラッチの締結度合を、この少なくとも一方のパラメータに応じて適切に制御することができる。これにより、内燃機関の再始動時、クラッチの接続に伴うショックを抑制できるとともに、ショックが発生しないようなときには内燃機関と駆動輪の間を迅速に接続することができ、ひいては、車両の運転性をさらに向上させることができる。
　請求項２に係る発明は、請求項１に記載の油圧供給装置において、油圧制御手段は、車両速度が所定車速ＶＰＲＥＦ以上であり、かつ、回転差パラメータＤＮで表される出力軸と入力軸との回転数の差が所定値ＤＮＲＥＦ以上であるときには、第１制御モードによりクラッチ供給油圧を制御し（ステップ７）、車両速度が所定車速ＶＰＲＥＦよりも低いとき、又は、回転差パラメータＤＮで表される出力軸と入力軸との回転数の差が所定値ＤＮＲＥＦよりも小さいときには、第２制御モードによりクラッチ供給油圧を制御し（ステップ９）、第１制御モードは、クラッチの締結度合が第２制御モードよりも緩やかに増大するようにクラッチ供給油圧を制御するモードであることを特徴とする。
　この構成によれば、再始動条件が成立している場合において、検出された車両速度が所定車速以上であり、かつ、検出された回転差パラメータで表される出力軸と入力軸との回転数の差が所定値以上であるとき、すなわち、内燃機関と駆動輪の間をクラッチで急に接続した場合にショックが発生するようなときには、第１制御モードによりクラッチ供給油圧（クラッチに供給される油圧）が制御される。
　また、再始動条件が成立している場合において、検出された車両速度が所定車速よりも低いとき、又は、検出された回転差パラメータで表される出力軸と入力軸との回転数の差が所定値よりも小さいとき、すなわち、クラッチによる内燃機関と駆動輪の間の接続時にショックが発生しないようなときには、第２制御モードによりクラッチ供給油圧が制御される。さらに、第１制御モードが選択されているとき、すなわち、クラッチによる内燃機関と駆動輪の間の接続時にショックが発生するようなときには、クラッチの締結度合が、ショックが発生しないようなときに選択される第２制御モードの場合よりも緩やかに増大するように、クラッチ供給油圧が制御される。これにより、クラッチの締結度合を緩やかに増大させることができるので、請求項１に係る発明による効果、すなわち、内燃機関の再始動時に、クラッチの接続に伴うショックを抑制できるとともに、ショックが発生しないようなときに内燃機関と駆動輪の間を迅速に接続することができるという効果を、適切に得ることができる。
　また、車両の降坂走行中の内燃機関の自動停止時には、登坂走行中の場合と比較して、重力により車速が低下しにくいため、車速が比較的高く、かつ、クラッチの出力軸と入力軸との回転数の差が比較的大きい場合があり、その場合には特に、クラッチによる急な接続に伴って大きなショックが発生する。本発明によれば、検出された車両速度が所定車速以上であり、かつ、検出された回転差パラメータで表される出力軸と入力軸との回転数の差が所定値以上であるときに、クラッチの締結度合を緩やかに増大させることができるので、上述した車両の降坂走行中のような場合にも、クラッチの接続に伴うショックを適切に抑制することができる。
　請求項３に係る発明は、請求項１又は２に記載の油圧供給装置において、油圧制御手段は、再始動条件が成立してから内燃機関３が初爆するまでの間にクラッチが完全に締結されるように、クラッチ供給油圧を制御する（図８、図９）ことを特徴とする。
　この構成によれば、再始動条件が成立してから内燃機関が初爆するまでの間に、クラッチを完全に締結することができるので、内燃機関の初爆後すぐに、内燃機関の駆動力を駆動輪に伝達でき、ひいては、車両の運転性をさらに向上させることができる。
　請求項４に係る発明は、請求項１ないし３のいずれかに記載の油圧供給装置において、油圧制御手段は、第２油圧供給装置から供給される油圧を制御することを特徴とする。
　前述したように、第１油圧供給装置が内燃機関で駆動されるとともに、第２油圧供給装置が内燃機関以外の動力源で駆動されるので、内燃機関の再始動条件が成立してから内燃機関の再始動が完了するまでの間、クラッチには、第１油圧供給装置からは油圧が供給されず、第２油圧供給装置からの油圧のみが供給される。上述した構成によれば、再始動条件が成立しているときに、検出された車両速度や回転差パラメータに応じて、この第２油圧供給装置からクラッチに供給されるクラッチ供給油圧を制御できるので、請求項１に係る発明による効果、すなわち、車両の運転性を向上させることができるという効果を、より適切に得ることができる。
　請求項５に係る発明は、請求項１ないし４のいずれかに記載の油圧供給装置において、第２油圧供給装置は、アキュームレータ（第１アキュムレータ６３、第２アキュムレータ６５）を動力源とし、油圧制御手段は、クラッチ供給油圧を調整するためのリニアソレノイド弁（油圧供給制御弁ＳＶ）を有しており、第２油圧供給装置からの油圧のみがクラッチに供給されている場合には、第１油圧供給装置からクラッチに油圧が供給されている場合と比較して、リニアソレノイド弁の開度を増大側に制御することを特徴とする。
　この構成によれば、第２油圧供給装置は、アキュームレータを動力源としているので、内燃機関を動力源とする第１油圧供給装置と比較して、そのオイルの吐出流量が小さい。また、油圧制御手段は、クラッチ供給油圧を調整するためのリニアソレノイド弁を有しており、第２油圧供給装置からの油圧のみがクラッチに供給されている場合には、第１油圧供給装置からクラッチに油圧が供給されている場合と比較して、リニアソレノイド弁の開度が増大側に制御される。これにより、リニアソレノイド弁の開度を、アキュームレータを動力源とする第２油圧供給装置のオイルの吐出量に見合った大きさに制御できるので、第２油圧供給装置からクラッチへの油圧の供給を適切に制御することができる。
本発明の実施形態による油圧供給装置を適用した車両の駆動系を示すスケルトン図である。 油圧供給装置などを示す油圧回路図である。 ＥＣＵなどを示すブロック図である。 オイルポンプの運転中における蓄圧装置などを概略的に示す図である。 エンジンの停止条件の成立時における蓄圧装置などを概略的に示す図である。 エンジンの再始動条件の成立時における蓄圧装置などを概略的に示す図である。 ＥＣＵによって実行される油圧制御処理を示すフローチャートである。 第１制御モードの実行中などにおける動作例を示すタイミングチャートである。 第２制御モードの実行中などにおける動作例を示すタイミングチャートである。
　以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態を詳細に説明する。図１に示す車両の駆動系は、車両の動力源としての内燃機関（以下「エンジン」という）３と、このエンジン３の駆動力を車両の左右の駆動輪ＤＷ（右駆動輪のみ図示）に伝達するためのトルクコンバータ４、前後進切換機構５及び無段変速機６を備えている。エンジン３は、複数の気筒を有するガソリンエンジンであり、駆動力を出力するためのクランク軸３ａを有している。クランク軸３ａには、エンジン３を始動するためのスタータ（図示せず）が連結されている。
　トルクコンバータ４は、ポンプインペラ４ａ、タービンランナ４ｂ、及び油圧式のロックアップクラッチ（以下「ＬＵクラッチ」という）４ｃを有している。ポンプインペラ４ａはクランク軸３ａに、タービンランナ４ｂは後述する入力軸１４に、それぞれ連結されており、両者４ａ、４ｂの間には、作動油が充填されている。エンジン３の駆動力は、基本的には、ポンプインペラ４ａ、作動油及びタービンランナ４ｂを介して、入力軸１４に伝達される。
　また、ＬＵクラッチ４ｃには、第１ＬＵ油室４ｄ及び第２ＬＵ油室４ｅが設けられており（図２参照）、ＬＵクラッチ４ｃの締結度合は、第１又は第２ＬＵ油室４ｄ、４ｅに供給される油圧（作動油の量）に応じて、変化する。
　前後進切換機構５は、遊星歯車装置１１、前進クラッチ１２及び後進ブレーキ１３を有している。遊星歯車装置１１は、サンギヤ１１ａと、リングギヤ１１ｂと、両ギヤ１１ａ、１１ｂに噛み合う複数のプラネタリギヤ１１ｃ（２つのみ図示）と、これらのプラネタリギヤ１１ｃを回転自在に支持するキャリア１１ｄで構成されている。サンギヤ１１ａは、入力軸１４に一体に設けられている。
　前進クラッチ１２は、油圧式の摩擦クラッチであり、そのインナが入力軸１４に、アウタがリングギヤ１１ｂ及び主軸２１に、それぞれ一体に取り付けられている。この主軸２１は、中空状に形成されており、その内側には、入力軸１４が回転自在に配置されている。前進クラッチ１２の締結によって、入力軸１４が主軸２１に直結され、前進クラッチ１２の解放によって、入力軸１４と主軸２１の間の差回転が許容される。また、後進ブレーキ１３は、キャリア１１ｄに取り付けられており、締結状態にあるときにキャリア１１ｄを回転不能に保持し、解放状態にあるときにキャリア１１ｄの回転を許容する。
　また、前進クラッチ１２は、ＦＷＤ油室１２ａ（図２参照）及びリターンスプリング（図示せず）を有している。油圧がＦＷＤ油室１２ａに供給されると、それにより、インナが、リターンスプリングの付勢力に抗してアウタ側に移動し、アウタに当接することにより、前進クラッチ１２が締結状態になる。また、ＦＷＤ油室１２ａへの油圧の供給を停止すると、インナが、リターンスプリングの付勢力でアウタと反対側に移動し、アウタから離れることにより、前進クラッチ１２が解放状態になる。この場合、インナがアウタから離れるのに伴って、ＦＷＤ油室１２ａ内に充填された作動油が排出される。前進クラッチ１２の締結度合は、ＦＷＤ油室１２ａに供給される油圧（作動油の量）に応じて、変化する。
　後進ブレーキ１３は、前進クラッチ１２と同様に油圧式の摩擦クラッチなどで構成され、ＲＶＳ油室１３ａ（図２参照）及びリターンスプリングを有している。後進ブレーキ１３は、ＲＶＳ油室１３ａへの油圧の供給によって、締結状態になり、当該油圧の供給の停止によって、解放状態になる。後進ブレーキ１３の締結度合は、ＲＶＳ油室１３ａに供給される油圧（作動油の量）に応じて、変化する。
　以上の構成の前後進切換機構５では、車両の前進時には、前進クラッチ１２が締結されるとともに、後進ブレーキ１３が解放される。これにより、主軸２１が、入力軸１４と同方向に同じ回転数で回転する。一方、車両の後進時には、前進クラッチ１２が解放されるとともに、後進ブレーキ１３が締結される。これにより、主軸２１が、入力軸１４と反対方向に回転する。
　無段変速機６は、ベルト式のものであり、上記主軸２１、入力プーリ２２、出力プーリ２３、伝達ベルト２４及び副軸２５を備えている。入力プーリ２２は、主軸２１に設けられた可動部２２ａ及び固定部２２ｂを有しており、両者２２ａ、２２ｂの間には、伝達ベルト２４を巻き掛けるためのＶ字状のベルト溝が形成されている。また、可動部２２ａには、ＤＲ油室２２ｃが設けられている（図２参照）。
　出力プーリ２３は、上記入力プーリ２２と同様に構成されており、その可動部２３ａ及び固定部２３ｂが、副軸２５に設けられている。両者２３ａ、２３ｂの間には、Ｖ字状のベルト溝が形成されている。また、可動部２３ａには、ＤＮ油室２３ｃ（図２参照）と、リターンスプリング２３ｄが設けられている。伝達ベルト２４は、両プーリ２２，２３のベルト溝に嵌った状態で両プーリ２２，２３に巻き掛けられている。
　無段変速機６では、入力プーリ２２のＤＲ油室２２ｃ及び出力プーリ２３のＤＮ油室２３ｃへの油圧の供給によって、両プーリ２２、２３の有効径が無段階に変更され、それにより、その変速比が無段階に制御される。
　また、副軸２５には、ギヤ２５ａが固定されており、このギヤ２５ａは、アイドラ軸ＩＳに一体に設けられた大小のアイドラギヤＩＧ１、ＩＧ２を介して、差動ギヤ機構ＤＦのギヤＧに噛み合っている。差動ギヤ機構ＤＦは、左右の駆動輪ＤＷに連結されている。
　以上の構成の駆動系では、エンジン３の駆動力は、トルクコンバータ４や、前後進切換機構５、無段変速機６、差動ギヤ機構ＤＦを介して、左右の駆動輪ＤＷに伝達される。その際、前後進切換機構５により、伝達される駆動力の回転方向が正転方向と逆転方向の間で切り換えられることによって、車両の前進・後進が行われる。また、エンジン３の駆動力は、無段変速機６により無段階に変速された状態で、駆動輪ＤＷに伝達される。
　また、図２は油圧供給装置を示しており、この油圧供給装置は、オイルポンプ３１と、前述したＬＵクラッチ４ｃの第１及び第２ＬＵ油室４ｄ、４ｅに油圧を供給するためのＬＵ油圧ラインＬＵＬと、前進クラッチ１２のＦＷＤ油室１２ａ及びＲＶＳ油室１３ａに油圧を供給するためのクラッチ油圧ラインＣＬＬと、無段変速機６のＤＲ油室２２ｃ及びＤＮ油室２３ｃに油圧を供給するためのプーリ油圧ラインＰＵＬを備えている。
　オイルポンプ３１は、エンジン３を動力源とするギヤポンプであり、クランク軸３ａに連結されている。オイルポンプ３１は、ＰＨ制御弁（PH REG VLV）３２に油路を介して接続されており、リザーバＲに貯留された作動油を、ＰＨ制御弁３２に圧送する。ＰＨ制御弁３２は、スプール弁で構成されており、オイルポンプ３１の運転中、オイルポンプ３１からの油圧を調整した状態で、上記のＬＵ油圧ラインＬＵＬ、クラッチ油圧ラインＣＬＬ及びプーリ油圧ラインＰＵＬに供給する。
　前記クラッチ油圧ラインＣＬＬは、分岐油路４１、減圧弁４２、ＣＬメイン油路４３、油圧制御弁（LS-CPC）ＳＶ及びマニュアル弁（MAN VLV ）４４などで構成されている。分岐油路４１の一端部は、ＰＵメイン油路５１に接続され、他端部は減圧弁４２に接続されている。ＰＵメイン油路５１はＰＨ制御弁３２に接続されており、オイルポンプ３１の運転中、ＰＨ制御弁３２からの油圧は、ＰＵメイン油路５１及び分岐油路４１を介して、減圧弁４２に供給される。
　減圧弁４２は、スプール弁で構成されており、ＣＬメイン油路４３を介して、マニュアル弁４４に接続されており、ＣＬメイン油路４３の途中に、油圧制御弁ＳＶが設けられている。油圧制御弁ＳＶは、リニアソレノイド弁で構成されている。オイルポンプ３１の運転中、ＰＨ制御弁３２から減圧弁４２に供給された油圧は、減圧弁４２により減圧され、さらに油圧制御弁ＳＶにより調圧された状態で、ＣＬメイン油路４３を介して、マニュアル弁４４に供給される。
　マニュアル弁４４は、スプール弁で構成され、ＦＷＤ油室１２ａ及びＲＶＳ油室１３ａに、油路を介して接続されている。また、マニュアル弁４４は、油圧制御弁ＳＶからの油圧の供給先として、車両の運転者に操作されるシフトレバー（図示せず）のシフトポジションがドライブ（Ｄ）、ロー（Ｌ）又はセカンド（２）にあるときには、ＦＷＤ油室１２ａを選択し、リバース（Ｒ）にあるときには、ＲＶＳ油室１３ａを選択する。これにより、前述した前後進切換機構５による駆動力の回転方向の切換が行われる。この場合、油圧制御弁ＳＶの開度を変化させることにより、ＦＷＤ油室１２ａ又はＲＶＳ油室１３ａに供給される油圧を調整することによって、前進クラッチ１２又は後進ブレーキ１３の締結度合が変更される。油圧制御弁ＳＶの開度は、ＥＣＵ２により制御される（図３参照）。
　また、油圧供給装置には、油圧制御弁ＳＶの故障時に前進クラッチ１２及び後進ブレーキ１３への油圧の供給を確保するためのバックアップ弁（B/U VLV ）ＢＶが設けられている。このバックアップ弁ＢＶは、前述したＣＬメイン油路４３の油圧制御弁ＳＶよりもマニュアル弁４４側の部分に設けられており、ＣＬメイン油路４３と並列に設けられた油路ＯＬを介して、減圧弁４２に接続されている。
　また、油圧供給装置には、蓄圧装置６１が設けられている。図４に示すように、蓄圧装置６１は、サブライン６２、第１アキュムレータ６３、遮断弁６４、及び第２アキュムレータ６５を備えている。サブライン６２の一端部は、前述したＰＵメイン油路５１における分岐油路４１との接続部よりも下流側の部分に、接続されており、他端部は、第１アキュムレータ６３に接続されている。
　第１アキュムレータ６３は、シリンダ６３ａと、シリンダ６３ａ内を摺動可能なピストン６３ｂと、圧縮コイルばねで構成されたスプリング６３ｃを有している。シリンダ６３ａとピストン６３ｂの間には、蓄圧室６３ｄが画成されており、ピストン６３ｂは、スプリング６３ｃによって、蓄圧室６３ｄ側に付勢されている。上述したサブライン６２は、蓄圧室６３ｄに連通している。スプリング６３ｃの付勢力（ばね定数）は、蓄圧室６３ｄに蓄積される油圧が例えば０．３～０．５ＭＰａになるように、設定されている。
　遮断弁６４は、ＯＮ／ＯＦＦ式のソレノイド弁で構成されており、サブライン６２の途中に設けられている。遮断弁６４がＥＣＵ２で開閉されることによって（図３参照）、サブライン６２が開放／閉鎖される。
　第２アキュムレータ６５は、第１アキュムレータ６３よりも小型のものであり、シリンダ６５ａと、シリンダ６５ａ内に摺動可能に設けられたピストン６５ｂと、圧縮コイルばねで構成されたスプリング６５ｃを有している。シリンダ６５ａとピストン６５ｂの一方の端面によって蓄圧室６５ｄが画成されており、ピストン６５ｂは、スプリング６５ｃによって、蓄圧室６５ｄ側に付勢されている。スプリング６５ｃの付勢力（ばね定数）の設定については、後述する。
　また、第２アキュムレータ６５は、第１油路６６及び第２油路６７を介して遮断弁６４をバイパスするように、サブライン６２に接続されている。オイルポンプ３１の運転中、ピストン６５ｂの他方の端面（蓄圧室６５ｄと反対側の端面）には、サブライン６２及び第１油路６６を介して、ＰＵメイン油路５１からの油圧が背圧として作用する。また、第２アキュムレータ６５の蓄圧室６５ｄは、第２油路６７及びサブライン６２を介して、第１アキュムレータ６３の蓄圧室６３ｄに連通している。
　以下、図４～図６を参照しながら、蓄圧装置６１の動作について説明する。図４はオイルポンプ３１の運転中について、図５は後述するエンジン３の所定の停止条件の成立時について、図６は後述するエンジン３の所定の再始動条件の成立時について、それぞれ示している。なお、図４～図６では、油圧供給装置の作動油を点描で示しており、矢印付きの太い実線は、作動油の流れる方向を示している。
　［オイルポンプ３１の運転中］
　オイルポンプ３１の運転中には、遮断弁６４が開弁状態に保持され、それによりサブライン６２が開放状態に保持される。これにより、図４に示すように、ＰＵメイン油路５１からの油圧が、サブライン６２を介して、第１アキュムレータ６３の蓄圧室６３ｄに供給され、ピストン６３ｂを押圧する。これにより、ピストン６３ｂが、スプリング６３ｃの付勢力に抗して蓄圧室６３ｄと反対側に移動する（図４に中抜きの矢印で図示）結果、ＰＵメイン油路５１から供給された油圧が、第１アキュムレータ６３に蓄積される。
　また、第２アキュムレータ６５のピストン６５ｂの他方の端面（蓄圧室６５ｄと反対側の端面）には、サブライン６２及び第１油路６６を介して、ＰＵメイン油路５１からの油圧が背圧として作用する。スプリング６５ｃの付勢力は、オイルポンプ３１の運転中、スプリング６５ｃの付勢力と上記の背圧の和が、サブライン６２、第１アキュムレータ６３及び第２油路６７を含む回路内の油圧よりも大きくなるように、設定されている。これにより、図４に示すように、オイルポンプ３１の運転中、オイルポンプ３１からの油圧を、第２アキュムレータ６５にほとんど蓄積せずに、第１アキュムレータ６３に適切に蓄積することができる。
　［エンジン３の停止条件の成立時］
　エンジン３の停止条件の成立時には、それによりエンジン３が停止されることで、エンジン３を動力源とするオイルポンプ３１が停止される。この場合、遮断弁６４が閉弁状態に保持され、それによりサブライン６２が閉鎖状態に保持される。これにより、図５に示すように、ＰＵメイン油路５１と第１アキュムレータ６３の間が遮断されることによって、それまでに第１アキュムレータ６３に蓄積された油圧が保持される。また、遮断弁６４の閉弁によって、サブライン６２、第１アキュムレータ６３及び第２油路６７を含む閉回路が形成される。
　また、オイルポンプ３１が停止されると、それに伴ってＰＵメイン油路５１からの背圧が作用しなくなるので、第２アキュムレータ６５のピストン６５ｂを蓄圧室６５ｄ側に押圧する押圧力として、スプリング６５ｃの付勢力のみが作用する。さらに、第２アキュムレータ６５の蓄圧室６５ｄは、第２油路６７及びサブライン６２を介して、第１アキュムレータ６３の蓄圧室６３ｄに連通している。以上により、オイルポンプ３１の停止に伴い、第２アキュムレータ６５のピストン６５ｂは、遮断弁６４で閉鎖された閉回路内に蓄積された油圧で押圧されることによって、蓄圧室６５ｄと反対側に移動する（図５に中抜きの矢印で図示）。それに伴い、閉回路内の油圧（作動油）の一部が、第２アキュムレータ６５の蓄圧室６５ｄに供給され、蓄積される。
　上記のように、遮断弁６４で閉鎖された閉回路内の油圧の一部が第２アキュムレータ６５に蓄積されるので、この閉回路内の油圧を、その余剰分だけ低下させることができる。これにより、耐圧性の比較的低い小型の遮断弁６４を採用することができる。さらに、例えば閉回路内の油圧を低下させるためにリリーフ弁を用いる場合と比較して、第２アキュムレータ６５は、単に油圧を蓄積する機能を有するだけで、故障しにくいので、油圧供給装置の信頼性を高めることができる。
　［エンジン３の再始動条件の成立時］
　エンジン３の再始動条件の成立時、遮断弁６４が開弁され、それによりサブライン６２が開放される。それに伴い、図６に示すように、第１アキュムレータ６３のピストン６３ｂがスプリング６３ｃの付勢力により蓄圧室６３ｄ側に移動する（同図に中抜きの矢印で図示）。これにより、上述した第１アキュムレータ６３などの閉回路内に蓄積された油圧が、サブライン６２及びＰＵメイン油路５１を介して、ＤＲ油室２２ｃ及びＤＮ油室２３ｃに供給されるとともに、さらに分岐油路４１及びＣＬメイン油路４３を介して、ＦＷＤ油室１２ａやＲＶＳ油室１３ａに供給される。
　そして、エンジン３の再始動が完了し、オイルポンプ３１の油圧が十分に立ち上がると、閉回路からの油圧に加え、オイルポンプ３１からの油圧が、ＤＲ油室２２ｃや、ＤＮ油室２３ｃ、ＦＷＤ油室１２ａ、ＲＶＳ油室１３ａに供給される。
　なお、図６は、エンジン３の再始動条件の成立直後の状態を示しており、この状態では、オイルポンプ３１がまだ作動しておらず、閉回路内の油圧のほうが高いので、同図に示すように、ＰＵメイン油路５１のサブライン６２との接続部よりもオイルポンプ３１側の部分では、作動油が、オイルポンプ３１側に流れる。
　また、上述した遮断弁６４の開弁に伴い、第２アキュムレータ６５のピストン６５ｂを蓄圧室６５ｄ側に押圧する押圧力として、再度、背圧とスプリング６５ｃの付勢力の双方から成る押圧力が作用する。これにより、ピストン６５ｂが蓄圧室６５ｄ側に移動する（図６に中抜きの矢印で図示）ことによって、それまでに第２アキュムレータ６５に蓄積されていた油圧（作動油）は、第２油路６７、サブライン６２及びＰＵメイン油路５１を介して、第１アキュムレータ６３からの油圧とともに、ＦＷＤ油室１２ａなどに供給される。したがって、オイルポンプ３１の運転の再開時、その停止中に第２アキュムレータ６５に蓄積された油圧（作動油）を、前進クラッチ１２などに無駄なく供給することができる。
　さらに、上述したように、オイルポンプ３１の運転の再開時に、第２アキュムレータ６５に蓄積された作動油を排出できるので、再度、オイルポンプ３１が停止したときに、閉回路内の油圧の一部を第２アキュムレータ６５に適切に蓄積することができる。したがって、オイルポンプ３１の運転／停止が繰り返し行われた場合でも、上述した効果を有効に得ることができる。
　また、図３に示すように、ＥＣＵ２には、エンジン回転数センサ７１からエンジン３の回転数ＮＥを表す検出信号が、出力される。さらに、ＥＣＵ２には、第１回転数センサ７２から、入力軸１４の回転数を表す検出信号が、第２回転数センサ７３から、主軸２１の回転数を表す検出信号が、出力される。ＥＣＵ２は、検出された主軸２１の回転数と入力軸１４の回転数との差（主軸２１の回転数－入力軸１４の回転数）として、回転差パラメータＤＮを算出する。
　また、ＥＣＵ２には、アクセル開度センサ７４から、車両のアクセルペダル（図示せず）の操作量（以下「アクセル開度」という）ＡＰを表す検出信号が、シフトポジションセンサ７５から、シフトレバーのシフトポジション（Ｌ，２，Ｄ，Ｎ，Ｒ，Ｐ）を表す検出信号が、車速センサ７６から、車両の速度である車速ＶＰを表す検出信号が、それぞれ出力される。さらに、ＥＣＵ２には、油圧センサ７７から、前進クラッチ１２のＦＷＤ油室１２ａ内の油圧（以下「クラッチ油圧」という）ＣＰＣを表す検出信号が、出力される。
　ＥＣＵ２にはさらに、イグニッションスイッチ７８から、そのオン／オフ状態を表す検出信号が、ブレーキスイッチ７９から、車両のブレーキペダル（図示せず）のオン／オフ状態（踏み込み／踏み込み解除状態）を表す検出信号が、それぞれ出力される。
　ＥＣＵ２は、Ｉ／Ｏインターフェース、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭなどから成るマイクロコンピュータで構成されている。ＥＣＵ２は、上述した各種のセンサ７１～７７及びスイッチ７８、７９からの検出信号に応じ、ＲＯＭに記憶された制御プログラムに従って、エンジン３、油圧制御弁ＳＶ及び遮断弁６４の動作を制御する。
　具体的には、ＥＣＵ２は、エンジン３の前記停止条件が成立したときには、運転中のエンジン３を自動停止する。それに伴い、エンジン３を動力源とするオイルポンプ３１が停止され、前進クラッチ１２のＦＷＤ油室１２ａへの油圧の供給が停止されることによって、前述したように前進クラッチ１２が解放状態になり、ＦＷＤ油室１２ａ内に充填された作動油が排出される。
　上記の停止条件には、次の条件（ａ）～（ｅ）が含まれる。
（ａ）イグニッションスイッチ７８がオン状態であること
（ｂ）車速ＶＰが所定の停止車速ＶＰＳＴＰ以下であること
（ｃ）アクセル開度ＡＰが値０であること
（ｄ）シフトポジションがＰ，Ｒ，Ｎ以外であること
（ｅ）ブレーキスイッチ７９がオン状態であること
　条件（ｂ）の停止車速ＶＰＳＴＰは、値０よりも大きな所定値、例えば１０ｋｍ／ｈに設定されている。
　当該エンジン３の自動停止中、運転者がブレーキペダルの踏み込みを解除することによって、ブレーキスイッチ７９がＯＦＦ状態になったことなどの所定の再始動条件が成立したときには、前述したスタータを駆動することなどによって、エンジン３が再始動され、それに伴い、オイルポンプ３１の運転が再開される。
　次に、図７を参照しながら、ＥＣＵ２によって実行される油圧制御処理について説明する。本処理は、上記の再始動条件の成立時に、前述した蓄圧装置６１から前進クラッチ１２に供給される油圧（以下「クラッチ供給油圧」という）を制御するためのものであり、再始動条件の成立に伴って開始され、所定時間（例えば１０ｍｓｅｃ）ごとに繰り返し実行される。また、本処理は、エンジン３の再始動が完了（エンジン３が完爆）すると、その後、再度、エンジン３が自動停止され、再始動条件が成立するまでの間、実行されない。
　まず、図７のステップ１（「Ｓ１」と図示。以下同じ）及びステップ２では、第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１及び第２制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ２が「１」であるか否かを、それぞれ判別する。この第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１は後述する第１制御モードの実行中であることを、第２制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ２は後述する第２制御モードの実行中であることを、それぞれ「１」で表すものである。
　これらのステップ１及び２の答のいずれもがＮＯのときには、再加速フラグＦ＿ＡＣＣＲＥＳが「１」であるか否かを判別する（ステップ３）。この再加速フラグＦ＿ＡＣＣＲＥＳは、再始動条件が車両Ｖの走行中に成立するとともに、当該成立時に運転者からの加速要求がなされているときに、「１」に設定されるものである。この場合、ブレーキスイッチ７９がＯＮからＯＦＦになったときに、運転者から加速要求がなされたと判定される。
　このステップ３の答がＹＥＳ（Ｆ＿ＡＣＣＲＥＳ＝１）で、再始動条件の成立時に運手者の加速要求がなされているときには、検出された車速ＶＰが所定車速ＶＰＲＥＦ以上であるか否かを判別する（ステップ４）。このステップ４の判別に用いられる車速ＶＰは、再始動条件の成立したときに検出されたものである。その理由については後述する。
　ステップ４の答がＹＥＳで、車速ＶＰ≧所定車速ＶＰＲＥＦのときには、算出された回転差パラメータＤＮが所定値ＤＮＲＥＦ以上であるか否かを判別する（ステップ５）。このステップ５の判別に用いられる回転差パラメータＤＮは、再始動条件の成立したときに算出されたものである。その理由については後述する。
　また、所定車速ＶＰＲＥＦ及び所定値ＤＮＲＥＦは、上記ステップ４及び５の判別（ＶＰ≧ＶＰＲＥＦ、ＤＮ≧ＤＮＲＥＦ）がいずれも成立している場合において、エンジン３と駆動輪ＤＷの間を前進クラッチ１２で急に接続したときに、ショックが発生するような値に設定されている。
　ステップ５の答がＹＥＳで、回転差パラメータＤＮ≧所定値ＤＮＲＥＦのときには、クラッチ供給油圧を制御するための制御モードとして第１制御モードを実行するために、第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１を「１」に設定する（ステップ６）。次いで、第１制御モードを実行し（ステップ７）、本処理を終了する。また、上記ステップ６の実行により、前記ステップ１の答がＹＥＳ（Ｆ＿ＭＯＤＥ１＝１）になり、その場合には、前記ステップ２～６をスキップし、ステップ７を実行する。
　一方、前記ステップ３～５の答のいずれかがＮＯのとき（Ｆ＿ＡＣＣＲＥＳ＝０又はＶＰ＜ＶＰＲＥＦ又はＤＮ＜ＤＮＲＥＦ）には、クラッチ供給油圧を制御するための制御モードとして第２制御モードを実行するために、第２制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ２を「１」に設定する（ステップ８）。次いで、第２制御モードを実行し（ステップ９）、本処理を終了する。また、上記ステップ８の実行により、前記ステップ２の答がＹＥＳ（Ｆ＿ＭＯＤＥ２＝１）になり、その場合には、前記ステップ２～５及び８をスキップし、ステップ９を実行する。
　前述したように、本処理は、再始動条件の成立に伴って開始され、ステップ６～９の実行に伴って第１又は第２制御モードが開始された後には、前記ステップ１又は２によって、ステップ４及び５がスキップされる。また、本処理は、第１又は第２制御モードが後述するように終了すると、その後、エンジン３が自動停止され、再度、再始動条件が成立しない限り、実行されない。以上から明らかなように、ステップ４及び５は、本処理の開始時における最初のループでのみ実行され、したがって、ステップ４及び５でそれぞれ用いられる車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮは、再始動条件の成立時に検出された車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮを表す。
　次に、図８及び図９を参照しながら、第１及び第２制御モードについてそれぞれ説明する。図８は、エンジン３が自動停止されてから、再始動条件が成立し、第１制御モードを実行したときの動作例を示している。図８に示すように、また、図５を用いて前述したように、エンジン３の自動停止中（時点ｔ０～）、遮断弁６４が閉弁状態に保持され、第１アキュムレータ６３に蓄積された油圧が保持される。
　また、エンジン３の自動停止中、クラッチ油圧ＣＰＣ（前進クラッチ１２のＦＷＤ油室１２ａの油圧）の目標値である目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤ（一点鎖線で図示）が、所定の待機圧ＰＳＴＡＴＥに設定され、保持される。クラッチ供給油圧（前進クラッチ１２に供給される油圧）を制御するための前述した油圧制御弁ＳＶの開度は、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤに応じた大きさに制御される。これは、第１アキュムレータ６３などに蓄積された油圧を、その後のエンジン３の再始動条件の成立時に、前進クラッチ１２に迅速に供給するためである。
　そして、それまでＯＮ状態にあったブレーキスイッチ７９がＯＦＦになり（時点ｔ１）、それによりエンジン３の再始動条件が成立すると、前述した油圧制御処理（図７）が開始されるとともに、スタータに、その駆動用の駆動信号が出力される。この駆動信号に応じたスタータによるクランク軸３ａの駆動は、スタータの電源の充電やスタータの応答遅れに起因して、ある程度の遅れをもって行われる。
　また、再加速フラグＦ＿ＡＣＣＲＥＳが「１」で（ステップ３：ＹＥＳ）あり、再始動条件の成立時における車速ＶＰが所定車速ＶＰＲＥＦ以上であり（ステップ４：ＹＥＳ）、かつ、再始動条件の成立時における回転差パラメータＤＮが所定値ＤＮＲＥＦ以上である（ステップ５：ＹＥＳ）ことによって、第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１が「１」に設定され（ステップ６）、第１制御モードが実行される（ステップ７）。
　第１制御モードが開始されると、それまで閉弁状態にあった遮断弁６４が開弁され、それにより、図６を用いて前述したように、第１アキュムレータ６３などに蓄積された油圧が、前進クラッチ１２に供給される。第１制御モード中、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤに応じて油圧制御弁ＳＶの開度を調整することにより、前進クラッチ１２に供給されるクラッチ供給油圧が次のように制御される。
　すなわち、第１制御モードは、図８に示す継続モード、初期応答モード、無効ストロークモード、締結モード、及び完了モードから成り、これらの制御モードが、この順で実行される。
　継続モード、初期応答モード及び無効ストロークモードは、前進クラッチ１２のＦＷＤ油室１２ａに作動油を充填するための制御モードである。継続モード中（時点ｔ１～）には、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、エンジン３の自動停止時と同様、待機圧ＰＳＴＡＴＥに設定される。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度が調整されることによって、クラッチ供給油圧が増大する結果、クラッチ油圧ＣＰＣが緩やかに増大する。継続モードは、再始動条件が成立してから、スタータ駆動用のバッテリ（図示せず）が充電されるまでの間、実行される。
　初期応答モード中（時点ｔ２～）には、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、待機圧ＰＳＴＡＴＥよりも大きな所定の初期応答圧ＮＰＳＴＢに設定される。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度が継続モードよりも大きな値に変更されることによって、クラッチ供給油圧がより増大する結果、クラッチ油圧ＣＰＣが、継続モードの場合よりも大きな傾きで急増する。以上の初期応答モードによって、ＦＷＤ油室１２ａへの作動油の充填を迅速に行うことができる。また、初期応答モードは、非常に短い所定期間にわたって実行される。
　無効ストロークモード中（時点ｔ３～）には、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、待機圧ＰＳＴＡＴＥよりも小さな所定の無効ストローク圧ＭＩＮＣＵに設定される。この無効ストローク圧ＭＩＮＣＵは、ＦＷＤ油室１２ａに作動油が完全に充填されたときのクラッチ油圧ＣＰＣ、例えば０．１８ＭＰａに設定されている。クラッチ油圧ＣＰＣが無効ストローク圧ＭＩＮＣＵと等しいときには、前進クラッチ１２は、まだ締結されておらず、その締結度合は値０であり、エンジン３と駆動輪ＤＷの間は、前進クラッチ１２によって遮断されている。
　また、上記の目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤの設定により、油圧制御弁ＳＶの開度が調整されることによって、クラッチ供給油圧が継続モードの場合よりも低減される結果、クラッチ油圧ＣＰＣが、継続モードの場合よりも小さな傾きで、緩やかに増大する。以上の無効ストロークモードによって、前進クラッチ１２の締結度合が誤って増大するのを防止することができる。また、無効ストロークモードは、スタータによるクランク軸３ａの駆動が開始されるまで、実行される。
　締結モードは、充填状態のＦＷＤ油室１２ａに油圧をさらに供給し、前進クラッチ１２を完全に締結させるための制御モードであり、この締結モード中（時点ｔ４～）には、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、検出されたクラッチ油圧ＣＰＣよりも若干大きくなるように、設定される。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度が漸増されることによって、クラッチ供給油圧が漸増する結果、クラッチ油圧ＣＰＣが、無効ストロークモードと同様に緩やかに増大する。
　また、締結モードは、エンジン３の１つの気筒で初爆が行われたとき（時点ｔ５）に終了され、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、締結モードの終了までに、クラッチ油圧ＣＰＣが前記初期応答圧ＮＰＳＴＢに収束するように、漸増される。これにより、前進クラッチ１２は、エンジン３が初爆する（時点ｔ５）前に、完全に締結される。
　完了モードは、前進クラッチ１２を完全に締結した状態に保持するための制御モードであり、この完了モード中（時点ｔ５～時点ｔ６）には、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、前進クラッチ１２に入力されるトルクに応じて設定される。この動作例では、初期応答圧ＮＰＳＴＢに保持されている。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度を介してクラッチ供給油圧が制御されることによって、クラッチ油圧ＣＰＣが初期応答圧ＮＰＳＴＢに保持される結果、前進クラッチ１２が締結状態に保持される。完了モードは、エンジン３の１つの気筒で初爆が行われたときに開始され、エンジン３が完爆したときに終了される。
　また、第１制御モードが完了すると、第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１が「０」にリセットされる。さらに、第１制御モードの実行中に、前述した停止条件が成立したときにも、第１制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ１は「０」にリセットされる。
　また、図９は、エンジン３が自動停止されてから、再始動条件が成立し、第２制御モードを実行したときの動作例を示している。第２制御モード中、第１制御モードの場合と同様、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤに応じて油圧制御弁ＳＶの開度を調整することにより、クラッチ供給油圧が制御される。第２制御モードは、第１制御モードと異なり、継続モード、締結モード及び完了モードから成り、これらの制御モードが、この順で実行される。エンジン３の自動停止中（時点ｔ０’～）、継続モード中（時点ｔ１’～）及び完了モード中（時点ｔ３’～時点ｔ４’）の動作は、第１制御モードの場合と同様であるので、その詳細な説明を省略する。
　第２制御モードの締結モード中（時点ｔ２’～）には、第１制御モードの締結モードの場合と異なり、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤは、初期応答圧ＮＰＳＴＢに保持される。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度が大きな値に制御されることによって、クラッチ供給油圧が大きく増大する。その結果、クラッチ油圧ＣＰＣは、継続モードの場合よりも大きな傾きで急増し、比較的早いタイミングで初期応答圧ＮＰＳＴＢに収束した後、初期応答圧ＮＰＳＴＢに保持される。
　前述したように、目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤを、第１制御モードの締結モードの場合には、初期応答圧ＮＰＳＴＢに向かって漸増させるのに対し、第２制御モードの場合には、初期応答圧ＮＰＳＴＢに、ステップ状に急激に増大させ、保持する。これにより、クラッチ供給油圧が制御されることによって、クラッチ油圧ＣＰＣは、無効ストローク圧ＭＩＮＣＵを超えた以降、すなわち作動油がＦＷＤ油室１２ａに完全に充填された以降では、第１制御モードの場合の方が第２制御モードの場合よりも緩やかに増大する（図８及び図９参照）。すなわち、前進クラッチ１２の締結度合は、第１制御モードの場合の方が第２制御モードの場合よりも緩やかに増大する。このことは、図８と図９におけるクラッチ油圧ＣＰＣの推移を比較すれば明らかである。
　また、第２制御モードが完了すると、第２制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ２が「０」にリセットされる。さらに、第２制御モードの実行中に、前述した停止条件が成立したときにも、第２制御モードフラグＦ＿ＭＯＤＥ２は「０」にリセットされる。
　さらに、エンジン３が初爆し、オイルポンプ３１の運転が再開されると、油圧制御弁ＳＶの開度は、エンジン３の運転状態などに応じて設定された目標クラッチ油圧ＣＰＣＣＭＤに応じて制御される。
　さらに、第１及び第２制御モードのいずれにおいても、エンジン３の再始動条件が成立してからエンジン３が完爆するまでの間は、エンジン３によりオイルポンプ３１が駆動されないので、蓄圧装置６１からの油圧のみが前進クラッチ１２に供給される。蓄圧装置６１は、第１及び第２アキュムレータ６３、６５を動力源として、油圧を前進クラッチ１２に供給するので、そのオイルの吐出流量が、オイルポンプ３１よりも小さい。このため、第１及び第２制御モード中、油圧制御弁ＳＶの開度は、オイルポンプ３１から前進クラッチ１２に油圧が供給されている場合と比較して、増大側に制御される。
　また、本実施形態における各種の要素と、本発明における各種の要素との対応関係は、次のとおりである。すなわち、本実施形態における入力軸１４及び主軸２１が、本発明におけるクラッチの入力軸及びクラッチの出力軸にそれぞれ相当し、本実施形態におけるオイルポンプ３１及び蓄圧装置６１が、本発明における第１及び第２油圧供給装置にそれぞれ相当するとともに、本実施形態における第１及び第２アキュムレータ６３、６５が、本発明における動力源に相当する。また、本実施形態におけるＥＣＵ２及び油圧制御弁ＳＶが、本発明における油圧制御手段に相当するとともに、本実施形態におけるＥＣＵ２、車速センサ７６、第１及び第２回転数センサ７２、７３が、本発明における検出手段に相当する。さらに、本実施形態における第１及び第２アキュムレータ６３、６５が、本発明におけるアキュムレータに相当するとともに、本実施形態における油圧制御弁ＳＶが、本発明におけるリニアソレノイド弁に相当する。
　以上のように、本実施形態によれば、エンジン３の再始動条件の成立時、第１及び第２アキュームレータ６３、６５などで構成された蓄圧装置６１を用いて、前進クラッチ１２に油圧を供給できるので、エンジン３の再始動が完了していなくても、前進クラッチ１２への油圧の供給を行うことができる。これにより、エンジン３と駆動輪ＤＷの間を前進クラッチ１２で迅速に接続できることによって、エンジン３の駆動力を駆動輪ＤＷに迅速に伝達でき、したがって、車両を迅速に発進・加速させ、その運転性を向上させることができる。
　また、エンジン３の停止条件には、車速ＶＰが値０よりも大きな所定の停止車速ＶＰＳＴＰ以下であることが含まれるので、例えば、車両の走行中に、停止条件が成立することによってエンジン３が停止されるとともに、再始動条件が成立することによってエンジン３が再始動される場合がある。本実施形態によれば、再始動条件が成立している場合において、検出された車速ＶＰが所定車速ＶＰＲＥＦ以上であり、かつ、検出された回転差パラメータＤＮが所定値ＤＮＲＥＦ以上であるとき、すなわち、エンジン３と駆動輪ＤＷの間を前進クラッチ１２で急に接続した場合にショックが発生するようなときには、第１制御モードによりクラッチ供給油圧が制御される。
　また、再始動条件が成立している場合において、検出された車速ＶＰが所定車速ＶＰＲＥＦよりも低いとき、又は、検出された回転差パラメータＤＮが所定値ＤＮＲＥＦよりも小さいとき、すなわち、前進クラッチ１２によるエンジン３と駆動輪ＤＷの間の接続時にショックが発生しないようなときには、第２制御モードによりクラッチ供給油圧が制御される。さらに、図８及び図９を用いて説明したように、第１制御モードが選択されているとき、すなわち、前進クラッチ１２によるエンジン３と駆動輪ＤＷの間の接続時にショックが発生するようなときには、前進クラッチ１２の締結度合が、ショックが発生しないようなときに選択される第２制御モードの場合よりも緩やかに増大するように、クラッチ供給油圧が制御される。これにより、前進クラッチ１２の締結度合を緩やかに増大させることができるので、エンジン３の再始動時に、前進クラッチ１２の接続に伴うショックを適切に抑制できるとともに、ショックが発生しないようなときにエンジン３と駆動輪ＤＷの間を迅速に接続でき、ひいては、車両の運転性を向上させることができる。
　この場合、検出された車速ＶＰや回転差パラメータＤＮに応じて、蓄圧装置６１から前進クラッチ１２に供給されるクラッチ供給油圧を制御できるので、上述した効果、すなわち車両の運転性を向上させることができるという効果を、より適切に得ることができる。
　また、車両の降坂走行中におけるエンジン３の自動停止時には、登坂走行中の場合と比較して、重力により車速ＶＰが低下しにくいため、車速ＶＰが比較的高く、かつ、主軸２１と入力軸１４との回転数の差が比較的大きい場合があり、この場合には特に、前進クラッチ１２による急な接続に伴って大きなショックが発生する。本実施形態によれば、車速ＶＰが所定車速ＶＰＲＥＦ以上であり、かつ、回転差パラメータＤＮが所定値ＤＮＲＥＦ以上であるときに、前進クラッチ１２の締結度合を緩やかに増大させることができるので、上述した車両の降坂走行中のような場合にも、前進クラッチ１２の接続に伴うショックを適切に抑制することができる。
　さらに、再始動条件が成立してからエンジン３が初爆するまでの間に、前進クラッチ１２を完全に締結することができるので、エンジン３の初爆後すぐに、エンジン３の駆動力を駆動輪ＤＷに伝達でき、ひいては、車両の運転性をさらに向上させることができる。
　さらに、蓄圧装置６１からの油圧のみが前進クラッチ１２に供給されている場合には、オイルポンプ３１から前進クラッチ１２に油圧が供給されている場合と比較して、油圧制御弁ＳＶの開度が増大側に制御される。これにより、油圧制御弁ＳＶの開度を、第１及び第２アキュームレータ６３、６５を動力源とする蓄圧装置６１のオイルの吐出量に見合った大きさに制御できるので、蓄圧装置６１から前進クラッチ６１への油圧の供給を適切に制御することができる。
　エンジン３の自動停止中に、運転者によって、ブレーキペダルの踏み込みが解除されるような場合には特に、運転者はショックによる違和感を強く感じる傾向にある。本実施形態によれば、車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮに関する条件（ステップ４及び５）が成立し、かつ、再加速フラグＦ＿ＡＣＣＲＥＳが「１」であるときに、すなわち、再始動条件の成立時に運転者からの加速要求がなされているときに、第１制御モードが選択される。これにより、運転者がショックによる違和感を強く感じるようなときに、前進クラッチ１２の接続に伴うショックを適切に抑制することができる。
　なお、本実施形態では、蓄圧装置６１からの油圧を前進クラッチ１２に供給するために、遮断弁６４の開弁タイミングを、再始動条件が成立したタイミング、すなわちブレーキスイッチ７９がＯＦＦされたタイミングに設定しているが、例えば、ブレーキの液圧に応じて、ブレーキの液圧が所定値よりも低くなったタイミングに設定してもよい。これにより、エンジン３の再始動を予測し、ブレーキスイッチ７９がＯＦＦされる直前に、蓄圧装置６１からの油圧を前進クラッチ１２に供給してもよい。
　また、遮断弁６４をＯＮ／ＯＦＦ式のソレノイド弁で構成しているが、リニアソレノイド弁で構成してもよく、その場合には、油圧制御弁ＳＶに代えて、このリニアソレノイド弁で構成された遮断弁を介して、クラッチ供給油圧を制御してもよい。さらに、油圧制御処理（図７）において、ステップ３の条件（Ｆ＿ＡＣＣＲＥＳ＝１？）を省略してもよい。
　なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、本発明における第１油圧供給装置として、ギヤポンプであるオイルポンプ３１を用いているが、他の適当な装置、例えばトロコイドポンプなどを用いてもよい。また、実施形態では、本発明における第２油圧供給装置として、第１アキュムレータ６３などで構成された蓄圧装置６１を用いているが、エンジン３以外の動力源で駆動される他の適当な装置、例えば電動機を動力源とする電動ポンプを用いてもよい。この場合、油圧制御弁ＳＶの開度に代えて、電動ポンプの回転数を制御することによって、クラッチ供給油圧を制御してもよい。さらに、実施形態では、本発明におけるアキュムレータとして、第１及び第２アキュムレータ６３、６５を用いているが、単一のアキュムレータを用いてもよく、あるいは、互いに並列又は直列に接続された複数のアキュムレータを用いてもよい。
　また、実施形態では、前進クラッチ１２の完全な締結を、エンジン３が初爆するまでの間に完了させているが、エンジン３の完爆後に完了させてもよく、その場合には、蓄圧装置６１からの油圧に加え、オイルポンプ３１からの油圧も、第１及び第２制御モードにより、油圧制御弁ＳＶを介して制御される。さらに、実施形態では、第１及び第２制御モードを選択するために用いられる車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮは、エンジン３の再始動条件が成立したタイミングで検出されたものであるが、再始動条件の成立直後のタイミングで検出されたものでもよい。また、実施形態では、第１及び第２制御モードの選択を、車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮの双方に応じて行っているが、両パラメータＶＰ、ＤＮの一方に応じて行ってもよく、その場合には、この一方のパラメータのみを検出してもよい。
　さらに、実施形態では、車速ＶＰ及び回転差パラメータＤＮに応じて第１及び第２制御モードを選択することにより、クラッチ供給油圧を制御しているが、例えば、両パラメータＶＰ、ＤＮの少なくとも一方に応じて、この少なくとも一方のパラメータが大きいほど、前進クラッチ１２の締結度合がより緩やかに増大するように、クラッチ供給油圧を制御してもよい。また、実施形態では、回転差パラメータＤＮは、主軸２１と入力軸１４との回転数の差であるが、主軸２１と入力軸１４との回転数の差を表す他の適当なパラメータ、例えば、入力軸１４と主軸２１との回転数の差や、入力軸１４の回転数に対する主軸２１ｎ回転数の比、あるいはこの比の逆数などでもよい。
　さらに、実施形態は、本発明による油圧供給装置を、前進クラッチ１２に適用した例であるが、エンジン３と駆動輪ＤＷの間を接続・遮断する他の油圧式のクラッチ、例えば、後進ブレーキ１３に適用してもよい。また、これまでに述べたバリエーションを適宜、組み合わせてもよいことは、もちろんである。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。
　本発明は、内燃機関の再始動時に、クラッチの締結度合を適切に制御し、それにより車両の運転性を向上させる上で、極めて有用である。
　　　ＤＷ　駆動輪
　　　　２　ＥＣＵ（検出手段、油圧制御手段）
　　　　３　エンジン
　　　１２　前進クラッチ
　　　１４　入力軸（クラッチの入力軸）
　　　２１　主軸（クラッチの出力軸）
　　　３１　オイルポンプ（第１油圧供給装置）
　　　ＳＶ　油圧制御弁（油圧制御手段、リニアソレノイド弁）
　　　６１　蓄圧装置（第２油圧供給装置）
　　　６３　第１アキュムレータ（動力源、アキュムレータ）
　　　６５　第２アキュムレータ（動力源、アキュムレータ）
　　　７２　第１回転数センサ（検出手段）
　　　７３　第２回転数センサ（検出手段）
　　　７６　車速センサ（検出手段）
　　　ＤＮ　回転差パラメータ
　　　ＶＰ　車速
ＶＰＲＥＦ　所定車速
ＤＮＲＥＦ　所定値

Claims (5)

  1. 　車両に動力源として搭載され、所定の停止条件が成立したときに停止されるとともに、所定の再始動条件が成立したときに再始動される内燃機関と前記車両の駆動輪の間を接続・遮断する油圧式のクラッチに油圧を供給する油圧供給装置であって、
    　前記停止条件には、前記車両の速度が値０よりも大きな所定の停止車速以下であることが含まれ、
    　前記内燃機関を動力源とし、前記クラッチに油圧を供給する第１油圧供給装置と、
    　前記内燃機関以外の動力源で駆動されることによって、前記クラッチに油圧を供給する第２油圧供給装置と、
    　前記車両の速度、及び前記クラッチの出力軸と前記クラッチの入力軸との回転数の差を表す回転差パラメータの少なくとも一方を検出する検出手段と、
    　前記内燃機関の再始動条件が成立しているときに、前記検出手段により検出された車両速度及び回転差パラメータの少なくとも一方に応じて、前記クラッチに供給される油圧であるクラッチ供給油圧を制御する油圧制御手段と、
    　を備えることを特徴とする油圧供給装置。
  2. 　前記油圧制御手段は、
    　前記車両速度が所定車速以上であり、かつ、前記回転差パラメータで表される前記出力軸と前記入力軸との回転数の差が所定値以上であるときには、第１制御モードにより前記クラッチ供給油圧を制御し、
    　前記車両速度が所定車速よりも低いとき、又は、前記回転差パラメータで表される前記出力軸と前記入力軸との回転数の差が所定値よりも小さいときには、第２制御モードにより前記クラッチ供給油圧を制御し、
    　前記第１制御モードは、前記クラッチの締結度合が前記第２制御モードよりも緩やかに増大するように前記クラッチ供給油圧を制御するモードであることを特徴とする、請求項１に記載の油圧供給装置。
  3. 　前記油圧制御手段は、
    　前記再始動条件が成立してから前記内燃機関が初爆するまでの間に前記クラッチが完全に締結されるように、前記クラッチ供給油圧を制御することを特徴とする、請求項１又は２に記載の油圧供給装置。
  4. 　前記油圧制御手段は、前記第２油圧供給装置から供給される油圧を制御することを特徴とする、請求項１ないし３のいずれかに記載の油圧供給装置。
  5. 　前記第２油圧供給装置は、アキュームレータを動力源とし、
    　前記油圧制御手段は、前記クラッチ供給油圧を調整するためのリニアソレノイド弁を有しており、前記第２油圧供給装置からの油圧のみが前記クラッチに供給されている場合には、前記第１油圧供給装置から前記クラッチに油圧が供給されている場合と比較して、前記リニアソレノイド弁の開度を増大側に制御することを特徴とする、請求項１ないし４のいずれかに記載の油圧供給装置。
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