JP2017032063A - Hydraulic circuit and control device for the same - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device for hydraulic circuit capable of efficiently driving an oil pump.SOLUTION: A control device for a hydraulic circuit which supplies a hydraulic pressure to a part 3 to be supplied to which the hydraulic pressure is supplied, and a continuously variable transmission T to which a high hydraulic pressure is supplied opens a clutch C when a vehicle in normal travelling comes into a coasting down state by performing idling stop, and controls so that a working fluid is supplied to the part 3 to be supplied via a tenth oil passage R10 communicating by the control of a first pressure control valve 11. Thus, even when an internal combustion engine ENG is stopped, the part 3 to be supplied can be lubricated properly, and even at the time of coasting down, idling stop can be performed.SELECTED DRAWING: Figure 8

Description

本発明は、油圧回路及びその制御装置に関する。   The present invention relates to a hydraulic circuit and a control device thereof.

従来、変速機に用いられる油圧制御装置であって、変速機の部品の冷却及び潤滑のように低い油圧を供給する第１オイルポンプと、高い油圧に応じた作動がなされる油圧作動部を作動させるために、高い油圧を供給する第２オイルポンプとを備える油圧制御装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１の油圧制御装置では、第１オイルポンプは、内燃機関によって駆動されており、第２オイルポンプは、電動機によって駆動されている。   2. Description of the Related Art Conventionally, a hydraulic control device used in a transmission, which operates a first oil pump that supplies low hydraulic pressure such as cooling and lubrication of transmission components, and a hydraulic operation section that operates according to high hydraulic pressure In order to achieve this, a hydraulic control device including a second oil pump that supplies high hydraulic pressure is known (see, for example, Patent Document 1). In the hydraulic control device of Patent Document 1, the first oil pump is driven by an internal combustion engine, and the second oil pump is driven by an electric motor.

この油圧制御装置では、２つのオイルポンプを用途（すなわち、冷却及び潤滑の用途、又は高圧で作動させる用途）によって使い分けているので、内燃機関のオイルポンプの駆動力が低減され、その分、内燃機関から出力する駆動力を小さくしている。   In this hydraulic control device, since the two oil pumps are selectively used depending on the application (ie, cooling and lubrication, or operating at a high pressure), the driving force of the oil pump of the internal combustion engine is reduced, and the internal combustion engine is correspondingly reduced. The driving force output from the engine is reduced.

特開２００１−７４１３０号公報JP 2001-74130 A

しかしながら、特許文献１に記載されているような油圧制御装置では、第２オイルポンプは、油圧作動部を作動させるために必要な動力のうち、想定される中で最大の動力を出力可能に構成する必要があり、該第２オイルポンプを駆動させる電動機として比較的大型の電動機を用いる必要がある。このため、電動機に作用する負荷が小さいときにおいても、電動機が大型であることで電気抵抗が大きくなりエネルギー効率が悪い。なお、オイルポンプを駆動するための駆動源として電動機を用いる場合に限らず、他の駆動源を用いる場合においても、第２オイルポンプが大型化することでエネルギー効率が悪くなることは同様である。   However, in the hydraulic control apparatus as described in Patent Document 1, the second oil pump is configured to be able to output the maximum possible power among the powers necessary for operating the hydraulic operation unit. It is necessary to use a relatively large electric motor as the electric motor for driving the second oil pump. For this reason, even when the load acting on the electric motor is small, the electric motor becomes large and the electric resistance increases, resulting in poor energy efficiency. In addition, not only when using an electric motor as a drive source for driving the oil pump, but also when using another drive source, it is the same that the energy efficiency deteriorates as the second oil pump becomes larger. .

本発明の目的は、オイルポンプを効率よく駆動できる油圧回路及びその制御装置を提供することである。   The objective of this invention is providing the hydraulic circuit which can drive an oil pump efficiently, and its control apparatus.

上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、
油圧が供給される被供給部（例えば、後述の実施形態での被供給部３）と、前記油圧よりも油圧の高い高油圧が供給される油圧作動部（例えば、後述の実施形態での油圧作動部２）とに対し、油圧を供給する油圧回路（例えば、後述の実施形態での油圧回路１）であって、
前記油圧作動部は、前記高油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ（例えば、後述の実施形態での入力側プーリＤｒ）及び出力側プーリ（例えば、後述の実施形態での出力側プーリＤｎ）を有し、変速比を無段階に調整可能なベルト式の無段変速機（例えば、後述の実施形態での無段変速機Ｔ）と、
油圧の供給に応じて動力伝達経路を断接する断接機構（例えば、後述の実施形態でのクラッチＣ）と、を有し、
前記油圧回路は、
車両が走行するための駆動力を出力する駆動源（例えば、後述の実施形態での内燃機関ＥＮＧ）によって駆動される機械式オイルポンプ（例えば、後述の実施形態での大容量オイルポンプＰｂ）と、
電動機（例えば、後述の実施形態での電動機ＭＯＴ）によって駆動され前記機械式オイルポンプよりも小容量のオイルポンプであって、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給する電動オイルポンプ（例えば、後述の実施形態での小容量オイルポンプＰｓ）と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を、前記電動オイルポンプに供給する第１流路（例えば、後述の実施形態での第１流路Ｌ１）と、
前記電動オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第２流路（例えば、後述の実施形態での第２流路Ｌ２）と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記電動オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第３流路（例えば、後述の実施形態での第３流路Ｌ３）と、
前記第２流路及び前記第３流路に接続され、前記機械式オイルポンプ又は前記電動オイルポンプから供給された油圧を前記断接機構に供給する第４流路（例えば、後述の実施形態での第１１油路Ｒ１１、第１３油路Ｒ１３）と、
前記第４流路に接続されるとともに、前記被供給部に接続される第５流路（例えば、後述の実施形態での第１０油路Ｒ１０）と、
前記機械式オイルポンプと前記第１流路との間に設けられたライン圧調整弁（例えば、後述の実施形態での第９圧力制御弁３０）と、
前記第２流路又は前記第３流路のライン圧を受けて、作動油を前記入力側プーリに給排する制御を行う第１シフト制御弁（例えば、後述の実施形態での第６圧力制御弁１６）と、
前記第２流路又は前記第３流路の前記ライン圧を受けて、作動油を前記出力側プーリに給排する制御を行う第２シフト制御弁（例えば、後述の実施形態での第７圧力制御弁１７）と、を備え、
前記ライン圧調整弁は、
スプール（例えば、後述の実施形態での第１スプール３１、第２スプール３２）と、
前記機械式オイルポンプからの油圧が供給される第１ポート（例えば、後述の実施形態での第１ポート３０ａ）と、
前記第１ポートと常に連通し、前記第１流路に接続される第２ポート（例えば、後述の実施形態での第２ポート３０ｂ）と、
潤滑油路（例えば、後述の実施形態での第１２油路Ｒ１２）を介して前記被供給部に接続される第３ポート（例えば、後述の実施形態での第３ポート３０ｃ）と、を備え、
前記機械式オイルポンプの作動時に前記第１ポート及び前記第２ポートを前記第３ポートに連通させて、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記潤滑油路を介して前記被供給部に供給可能に構成され、
前記第５流路には、前記第５流路と前記被供給部との連通を制御可能な第１電磁弁（例えば、後述の実施形態での第１圧力制御弁１１）が設けられている。 In order to achieve the above object, the invention described in claim 1
A supplied part (for example, a supplied part 3 in an embodiment described later) to which hydraulic pressure is supplied, and a hydraulic operating part (for example, an oil pressure in an embodiment described later) to which a high hydraulic pressure higher than the hydraulic pressure is supplied. A hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure to the operating unit 2) (for example, a hydraulic circuit 1 in an embodiment described later),
The hydraulic operating section includes an input side pulley (for example, an input side pulley Dr in an embodiment to be described later) and an output side pulley (for example, in an embodiment to be described later) whose width can be changed by supplying the high hydraulic pressure. A belt-type continuously variable transmission (for example, a continuously variable transmission T in an embodiment to be described later) having an output-side pulley Dn) and capable of adjusting a gear ratio steplessly;
A connection / disconnection mechanism (for example, clutch C in an embodiment described later) for connecting / disconnecting the power transmission path according to the supply of hydraulic pressure,
The hydraulic circuit is
A mechanical oil pump (for example, a large-capacity oil pump Pb in an embodiment described later) driven by a drive source (for example, an internal combustion engine ENG in an embodiment described later) that outputs a driving force for traveling of the vehicle; ,
An oil pump that is driven by an electric motor (for example, an electric motor MOT in an embodiment described later) and has a smaller capacity than the mechanical oil pump, and further pressurizes the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to operate the hydraulic pressure An electric oil pump (for example, a small-capacity oil pump Ps in an embodiment described later) to be supplied to the unit,
A first flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the electric oil pump (for example, a first flow path L1 in an embodiment described later);
A second flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the electric oil pump to the hydraulic operating section (for example, a second flow path L2 in an embodiment described later);
A third flow path (for example, a third flow path L3 in an embodiment described later) for supplying the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the hydraulic operation unit without passing through the electric oil pump;
A fourth flow path (for example, in an embodiment described later) is connected to the second flow path and the third flow path, and supplies hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump or the electric oil pump to the connection / disconnection mechanism. Eleventh oil passage R11, thirteenth oil passage R13),
A fifth flow path (for example, a tenth oil path R10 in an embodiment described later) connected to the fourth flow path and connected to the supplied portion;
A line pressure adjusting valve (for example, a ninth pressure control valve 30 in an embodiment described later) provided between the mechanical oil pump and the first flow path;
A first shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply / discharge hydraulic oil to / from the input pulley (for example, a sixth pressure control in an embodiment described later) Valve 16),
A second shift control valve that receives the line pressure in the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the output pulley (for example, a seventh pressure in an embodiment described later) A control valve 17),
The line pressure regulating valve is
Spools (for example, a first spool 31 and a second spool 32 in an embodiment described later);
A first port to which hydraulic pressure from the mechanical oil pump is supplied (for example, a first port 30a in an embodiment described later);
A second port that is always in communication with the first port and connected to the first flow path (for example, a second port 30b in an embodiment described later);
A third port (for example, a third port 30c in the embodiment described later) connected to the supplied part via a lubricating oil path (for example, a twelfth oil path R12 in the embodiment described later). ,
When the mechanical oil pump is operated, the first port and the second port are communicated with the third port, and the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump is supplied to the supplied part via the lubricating oil passage. Configured to supply,
The fifth flow path is provided with a first electromagnetic valve (for example, a first pressure control valve 11 in an embodiment described later) capable of controlling communication between the fifth flow path and the supplied portion. .

請求項２に記載の発明は、
油圧が供給される被供給部（例えば、後述の実施形態での被供給部３）と、前記油圧よりも油圧の高い高油圧が供給される油圧作動部（例えば、後述の実施形態での油圧作動部２）とに対し、油圧を供給する油圧回路（例えば、後述の実施形態での油圧回路１）の制御装置（例えば、後述の実施形態でのマネジメントＥＣＵ１２５）であって、
前記油圧作動部は、前記高油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ（例えば、後述の実施形態での入力側プーリＤｒ）及び出力側プーリ（例えば、後述の実施形態での出力側プーリＤｎ）を有し、変速比を無段階に調整可能なベルト式の無段変速機（例えば、後述の実施形態での無段変速機Ｔ）と、
油圧の供給に応じて動力伝達経路を断接する断接機構（例えば、後述の実施形態でのクラッチＣ）と、を有し、
前記油圧回路は、
車両が走行するための駆動力を出力する駆動源（例えば、後述の実施形態での内燃機関ＥＮＧ）によって駆動される機械式オイルポンプ（例えば、後述の実施形態での大容量オイルポンプＰｂ）と、
電動機（例えば、後述の実施形態での電動機ＭＯＴ）によって駆動され前記機械式オイルポンプよりも小容量のオイルポンプであって、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給する電動オイルポンプ（例えば、後述の実施形態での小容量オイルポンプＰｓ）と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を、前記電動オイルポンプに供給する第１流路（例えば、後述の実施形態での第１流路Ｌ１）と、
前記電動オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第２流路（例えば、後述の実施形態での第２流路Ｌ２）と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記電動オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第３流路（例えば、後述の実施形態での第３流路Ｌ３）と、
前記第２流路及び前記第３流路に接続され、前記機械式オイルポンプ又は前記電動オイルポンプから供給された油圧を前記断接機構に供給する第４流路（例えば、後述の実施形態での第１１油路Ｒ１１、第１３油路Ｒ１３）と、
前記第４流路に接続されるとともに、前記被供給部に接続される第５流路（例えば、後述の実施形態での第１０油路Ｒ１０）と、
前記機械式オイルポンプと前記第１流路との間に設けられたライン圧調整弁（例えば、後述の実施形態での第９圧力制御弁３０）と、
前記第２流路又は前記第３流路のライン圧を受けて、作動油を前記入力側プーリに給排する制御を行う第１シフト制御弁（例えば、後述の実施形態での第６圧力制御弁１６）と、
前記第２流路又は前記第３流路の前記ライン圧を受けて、作動油を前記出力側プーリに給排する制御を行う第２シフト制御弁（例えば、後述の実施形態での第７圧力制御弁１７）と、を備え、
前記ライン圧調整弁は、
スプール（例えば、後述の実施形態での第１スプール３１、第２スプール３２）と、
前記機械式オイルポンプからの油圧が供給される第１ポート（例えば、後述の実施形態での第１ポート３０ａ）と、
前記第１ポートと常に連通し、前記第１流路に接続される第２ポート（例えば、後述の実施形態での第２ポート３０ｂ）と、
潤滑油路（例えば、後述の実施形態での第１２油路Ｒ１２）を介して前記被供給部に接続される第３ポート（例えば、後述の実施形態での第３ポート３０ｃ）と、を備え、
前記機械式オイルポンプの作動時に前記第１ポート及び前記第２ポートを前記第３ポートに連通させて、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記潤滑油路を介して前記被供給部に供給可能に構成され、
前記第５流路には、前記第５流路と前記被供給部との連通を制御可能な第１電磁弁（例えば、後述の実施形態での第１圧力制御弁１１）が設けられ、
前記制御装置は、前記駆動源の作動は停止しているが前記車両が走行しているとき、前記断接機構を開放状態とし、且つ、前記被供給部には前記第１電磁弁によって連通した前記第５流路を介して油圧が供給されるよう制御する。 The invention described in claim 2
A supplied part (for example, a supplied part 3 in an embodiment described later) to which hydraulic pressure is supplied, and a hydraulic operating part (for example, an oil pressure in an embodiment described later) to which a high hydraulic pressure higher than the hydraulic pressure is supplied. A control device (for example, a management ECU 125 in an embodiment to be described later) of a hydraulic circuit (for example, a hydraulic circuit 1 in an embodiment to be described later) that supplies hydraulic pressure to the operating unit 2),
The hydraulic operating section includes an input side pulley (for example, an input side pulley Dr in an embodiment to be described later) and an output side pulley (for example, in an embodiment to be described later) whose width can be changed by supplying the high hydraulic pressure. A belt-type continuously variable transmission (for example, a continuously variable transmission T in an embodiment to be described later) having an output-side pulley Dn) and capable of adjusting a gear ratio steplessly;
A connection / disconnection mechanism (for example, clutch C in an embodiment described later) for connecting / disconnecting the power transmission path according to the supply of hydraulic pressure,
The hydraulic circuit is
A mechanical oil pump (for example, a large-capacity oil pump Pb in an embodiment described later) driven by a drive source (for example, an internal combustion engine ENG in an embodiment described later) that outputs a driving force for traveling of the vehicle; ,
An oil pump that is driven by an electric motor (for example, an electric motor MOT in an embodiment described later) and has a smaller capacity than the mechanical oil pump, and further pressurizes the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to operate the hydraulic pressure An electric oil pump (for example, a small-capacity oil pump Ps in an embodiment described later) to be supplied to the unit,
A first flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the electric oil pump (for example, a first flow path L1 in an embodiment described later);
A second flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the electric oil pump to the hydraulic operating section (for example, a second flow path L2 in an embodiment described later);
A third flow path (for example, a third flow path L3 in an embodiment described later) for supplying the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the hydraulic operation unit without passing through the electric oil pump;
A fourth flow path (for example, in an embodiment described later) is connected to the second flow path and the third flow path, and supplies hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump or the electric oil pump to the connection / disconnection mechanism. Eleventh oil passage R11, thirteenth oil passage R13),
A fifth flow path (for example, a tenth oil path R10 in an embodiment described later) connected to the fourth flow path and connected to the supplied portion;
A line pressure adjusting valve (for example, a ninth pressure control valve 30 in an embodiment described later) provided between the mechanical oil pump and the first flow path;
A first shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply / discharge hydraulic oil to / from the input pulley (for example, a sixth pressure control in an embodiment described later) Valve 16),
A second shift control valve that receives the line pressure in the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the output pulley (for example, a seventh pressure in an embodiment described later) A control valve 17),
The line pressure regulating valve is
Spools (for example, a first spool 31 and a second spool 32 in an embodiment described later);
A first port to which hydraulic pressure from the mechanical oil pump is supplied (for example, a first port 30a in an embodiment described later);
A second port that is always in communication with the first port and connected to the first flow path (for example, a second port 30b in an embodiment described later);
A third port (for example, a third port 30c in the embodiment described later) connected to the supplied part via a lubricating oil path (for example, a twelfth oil path R12 in the embodiment described later). ,
When the mechanical oil pump is operated, the first port and the second port are communicated with the third port, and the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump is supplied to the supplied part via the lubricating oil passage. Configured to supply,
The fifth flow path is provided with a first solenoid valve (for example, a first pressure control valve 11 in an embodiment described later) capable of controlling communication between the fifth flow path and the supplied portion.
The control device opens the connection / disconnection mechanism when the vehicle is running while the operation of the drive source is stopped, and communicates with the supplied portion by the first electromagnetic valve. Control is performed so that hydraulic pressure is supplied through the fifth flow path.

請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の発明において、
前記制御装置は、前記車両が走行中に前記駆動源の作動を停止するとき、前記断接機構を開放した後、前記第５流路と前記被供給部とが連通するよう前記第１電磁弁を制御する。 In the invention according to claim 3, in the invention according to claim 2,
When the vehicle stops traveling, the control device opens the connection / disconnection mechanism, and then opens the first solenoid valve so that the fifth flow path communicates with the supplied portion. To control.

請求項４に記載の発明は、請求項２又は３に記載の発明において、
前記制御装置は、前記駆動源の作動が停止した状態で前記車両が走行しているときにアクセルペダルが踏まれると、前記第１電磁弁を制御して前記第５流路と前記被供給部との連通を絶った後、前記断接機構を締結する。 The invention according to claim 4 is the invention according to claim 2 or 3,
The control device controls the first electromagnetic valve and controls the fifth flow path and the supplied portion when an accelerator pedal is stepped on while the vehicle is running with the operation of the drive source stopped. The connection / disconnection mechanism is fastened after disconnecting from the communication.

請求項５に記載の発明は、請求項２又は３に記載の発明において、
前記制御装置は、前記駆動源の作動が停止した状態で前記車両が走行しているときにブレーキペダルが踏まれると、前記第５流路と前記被供給部との連通を絶つよう前記第１電磁弁を制御するとき又は前記第１電磁弁を制御して前記連通を絶った後、前記断接機構を締結する。 The invention according to claim 5 is the invention according to claim 2 or 3,
When the brake pedal is stepped on while the vehicle is running in a state where the operation of the drive source is stopped, the control device stops the communication between the fifth flow path and the supplied portion. When the solenoid valve is controlled or after the first solenoid valve is controlled to cut off the communication, the connection / disconnection mechanism is fastened.

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、
前記制御装置は、前記断接機構を締結した状態で、前記車両の駆動輪（例えば、後述の実施形態での駆動輪１２９）からの駆動力によって発電機（例えば、後述の実施形態での発電機ＧＥＮ）で発電する。 The invention according to claim 6 is the invention according to claim 5,
The control device is configured to generate a generator (for example, power generation in an embodiment described later) by driving force from a drive wheel of the vehicle (for example, a drive wheel 129 in an embodiment described later) with the connection / disconnection mechanism fastened. Machine GEN).

請求項１の発明によれば、大容量の機械式オイルポンプから出力された油圧が小容量の電動オイルポンプに供給される。このため、電動オイルポンプは、機械式オイルポンプから出力した油圧に対して不足分だけ圧力を増加させるだけで足り、従来と比べて、電動オイルポンプがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、電動オイルポンプでのエネルギー消費量を低減できる。   According to the first aspect of the present invention, the hydraulic pressure output from the large-capacity mechanical oil pump is supplied to the small-capacity electric oil pump. For this reason, the electric oil pump only needs to increase the pressure by a deficiency relative to the hydraulic pressure output from the mechanical oil pump, and the pressure that the electric oil pump should apply to the oil is reduced compared to the conventional one. For this reason, the energy consumption in an electric oil pump can be reduced.

また、油圧作動部に大流量のオイルを供給する場合などオイルポンプの駆動に際して大きな動力が必要とされる場合においては、電動オイルポンプを用いずに、機械式オイルポンプから油圧作動部に高油圧を直接供給した方が、電動オイルポンプを用いる場合に比べて各オイルポンプを駆動するための動力の総和が少なくなる場合がある。   Also, when a large amount of power is required to drive the oil pump, such as when supplying a large amount of oil to the hydraulic actuator, a high hydraulic pressure is not transferred from the mechanical oil pump to the hydraulic actuator without using an electric oil pump. In some cases, the total amount of power for driving each oil pump may be less when the oil is directly supplied than when the electric oil pump is used.

このような場合においては、電動オイルポンプの作動を停止し、機械式オイルポンプから出力された油圧を、第３流路を介して油圧作動部に供給することで、電動オイルポンプに要求される最大出力可能な動力を低減することができる。このため、電動オイルポンプとして比較的小型な装置を用いることができ、ひいては、電動オイルポンプを駆動するときのエネルギー効率を向上できる。   In such a case, the operation of the electric oil pump is stopped, and the hydraulic pressure output from the mechanical oil pump is supplied to the hydraulic operating portion via the third flow path, so that the electric oil pump is required. The maximum power that can be output can be reduced. For this reason, a relatively small device can be used as the electric oil pump, and as a result, energy efficiency when driving the electric oil pump can be improved.

また、ライン圧調整弁は、機械式オイルポンプの作動時に第１ポート及び第２ポートを第３ポートに連通させて、機械式オイルポンプから供給された作動油を潤滑油路を介して被供給部に供給するので、被供給部を適切に潤滑することができる。一方、駆動源が停止した場合には、機械式オイルポンプの作動も停止するため、潤滑油路を介して被供給部に作動油を供給することはできない。しかしながら、第１電磁弁を制御することで、電動オイルポンプは下流側で第５流路を介して被供給部に連通するため、機械式オイルポンプの作動が停止しても電動オイルポンプは第５流路を介して被供給部に作動油を供給することができる。したがって、機械式オイルポンプの停止時であっても被供給部を適切に潤滑することができる。   The line pressure regulating valve connects the first port and the second port to the third port during operation of the mechanical oil pump, and the hydraulic oil supplied from the mechanical oil pump is supplied through the lubricating oil passage. Since it supplies to a part, a to-be-supplied part can be lubricated appropriately. On the other hand, when the drive source is stopped, the operation of the mechanical oil pump is also stopped, so that the operating oil cannot be supplied to the supplied portion through the lubricating oil passage. However, by controlling the first solenoid valve, the electric oil pump communicates with the supplied part via the fifth flow path on the downstream side. Therefore, even if the mechanical oil pump stops operating, the electric oil pump The hydraulic oil can be supplied to the supply target portion via the five flow paths. Therefore, the supplied portion can be properly lubricated even when the mechanical oil pump is stopped.

請求項２の発明によれば、車両走行中においても必要に応じ駆動源を停止させることができる（以下、「アイドリングストップ」という。このとき駆動源は駆動力の供給を停止するとともに、その回転も停止する）。路面の勾配や交通事情等によっては、車両の走行に駆動力を必要としない場合、すなわち惰性によって十分な走行の継続が可能な場合がある（以下、「コースティングダウン」という）。コースティングダウン時には、駆動源の引き摺りに伴う車両の無用な減速を避けるために、断接機構を開放し、駆動源を停止することが望ましいが、無段変速機は高速で回転を継続するため、被供給部に適切な潤滑が確保される必要がある。通常走行中の車両がコースティングダウンの状態となった際にアイドリングストップをした際には、駆動源の停止に伴って機械式オイルポンプの作動も停止するため、潤滑油路を介して被供給部に作動油を供給することはできないが、電動オイルポンプの下流側に位置する第５流路を介して被供給部に油圧を供給することができ、機械式オイルポンプの停止時であっても被供給部を適切に潤滑することができる。したがって、コースティングダウン時においてもアイドリングストップを行うことができ、コースティングダウン時のアイドリングストップを行うことによる燃費の向上を実現できる。   According to the second aspect of the present invention, the drive source can be stopped as necessary even while the vehicle is traveling (hereinafter referred to as “idling stop”. At this time, the drive source stops supplying the driving force and rotates. Also stop). Depending on the slope of the road surface, traffic conditions, or the like, there is a case where driving force is not required for traveling of the vehicle, that is, sufficient traveling can be continued due to inertia (hereinafter referred to as “coating down”). When coasting down, it is desirable to open and close the connection mechanism and stop the drive source to avoid unnecessary deceleration of the vehicle due to dragging of the drive source. However, the continuously variable transmission continues to rotate at high speed. Appropriate lubrication must be ensured in the supplied part. When the idling stop is performed when the vehicle under normal driving is in a coasting down state, the mechanical oil pump stops operating as the drive source stops. The hydraulic oil cannot be supplied to the part, but the hydraulic pressure can be supplied to the supplied part via the fifth flow path located downstream of the electric oil pump, and the mechanical oil pump is stopped. Also, the supplied part can be properly lubricated. Therefore, idling stop can be performed even when the coasting is down, and fuel efficiency can be improved by performing idling stop when the coasting is down.

請求項３の発明によれば、通常走行中の車両がコースティングダウンの状態となった際にアイドリングストップが行われるときは、断接機構を開放して無段変速機Ｔが伝達しなければならない負荷を低減した上で、第１電磁弁を制御して被供給部への作動油の供給を行うことができる。このように、被供給部に作動油を供給する際には、予め断接機構を開放することで必要なライン圧を低減し、第５流路を介して被供給部に作動油を供給することに伴いライン圧が低下しても無段変速機のベルトを保護することができる。   According to the invention of claim 3, when the idling stop is performed when the vehicle traveling normally is in a coasting down state, the connection / disconnection mechanism must be opened and the continuously variable transmission T must transmit. It is possible to supply hydraulic oil to the supplied part by controlling the first electromagnetic valve after reducing the load that does not become necessary. Thus, when supplying hydraulic oil to the supplied part, the necessary line pressure is reduced by opening the connection / disconnection mechanism in advance, and the hydraulic oil is supplied to the supplied part via the fifth flow path. Accordingly, the belt of the continuously variable transmission can be protected even if the line pressure decreases.

請求項４及び５の発明によれば、アイドリングストップした状態でのコースティングダウン時にアクセルペダル又はブレーキペダルが踏まれた際には、第１電磁弁の制御によって第５流路と被供給部との連通を絶つことによってライン圧を確保した上で断接機構を締結するため、ライン圧の低下による無段変速機における側圧の低下を防止できる。これにより、無段変速機のベルトを保護することができる。   According to the fourth and fifth aspects of the present invention, when the accelerator pedal or the brake pedal is depressed during the coasting down in the idling stopped state, the fifth flow path and the supplied portion are controlled by the control of the first electromagnetic valve. Since the connection / disconnection mechanism is fastened after securing the line pressure by disconnecting the communication, it is possible to prevent a decrease in the side pressure in the continuously variable transmission due to a decrease in the line pressure. As a result, the belt of the continuously variable transmission can be protected.

請求項６の発明によれば、コースティングダウン時にブレーキペダルが踏まれた際には、断接機構が締結された後に発電機で発電することで回生エネルギーを得ることができる。   According to the sixth aspect of the present invention, when the brake pedal is depressed during the coasting down, regenerative energy can be obtained by generating power with the generator after the connection / disconnection mechanism is engaged.

本発明の一実施形態の油圧回路の制御装置を搭載した車両の内部構成を示すブロック図である。1 is a block diagram illustrating an internal configuration of a vehicle equipped with a hydraulic circuit control device according to an embodiment of the present invention. 本発明の一実施形態の油圧回路の概要を示す図であり、（ａ）は大容量オイルポンプ及び小容量オイルポンプのいずれも駆動する場合を示す図であり、（ｂ）は大容量オイルポンプのみを駆動させる場合を示す図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS It is a figure which shows the outline | summary of the hydraulic circuit of one Embodiment of this invention, (a) is a figure which shows the case where both a large capacity oil pump and a small capacity oil pump drive, (b) is a large capacity oil pump It is a figure which shows the case where only this is driven. 油圧回路の流量と仕事率とについて説明する図である。It is a figure explaining the flow volume and power of a hydraulic circuit. 油圧回路の詳細な構成を示す図である。It is a figure which shows the detailed structure of a hydraulic circuit. 大容量オイルポンプ及び小容量オイルポンプの作動時の油圧回路の第９圧力制御弁における第１スプールのオイルの流れを示す図である。It is a figure which shows the flow of the oil of the 1st spool in the 9th pressure control valve of the hydraulic circuit at the time of the action | operation of a large capacity | capacitance oil pump and a small capacity | capacitance oil pump. 通常走行時における油圧回路の作動を示す図である。It is a figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of normal driving | running | working. 急変速時における油圧回路の作動を示す図である。It is a figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of sudden shifting. コースティングダウン時における油圧回路の作動を示す図である。It is a figure which shows the action | operation of the hydraulic circuit at the time of coasting down. 通常走行の車両がコースティングダウンの状態となった後、アクセルペダルが踏まれたため再び通常走行を行う際に制御される内燃機関、油圧回路及びクラッチの経時変化を示す図である。It is a figure which shows the time-dependent change of the internal combustion engine, the hydraulic circuit, and the clutch which are controlled when normal driving is performed again because the accelerator pedal is depressed after the normal driving vehicle is in the coasting down state. 通常走行の車両がコースティングダウンの状態となった後、ブレーキペダルが踏まれたため再び通常走行を行う際に制御される内燃機関、油圧回路及びクラッチの経時変化を示す図である。It is a figure which shows the time-dependent change of the internal combustion engine, hydraulic circuit, and clutch which are controlled when normal driving is performed again because the brake pedal is depressed after the normal driving vehicle is in the coasting down state. 本発明の一実施形態の油圧回路の制御装置を搭載した他の車両の内部構成を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the internal structure of the other vehicle carrying the control apparatus of the hydraulic circuit of one Embodiment of this invention.

以下、本発明の実施形態について、図面を参照して説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

図１は、本発明の一実施形態の油圧回路の制御装置を搭載した車両の内部構成を示すブロック図である。図１に示す車両は、内燃機関ＥＮＧと、クラッチＣと、無段変速機Ｔと、油圧回路１と、車速センサ１２１と、回転数センサ１２３と、マネジメントＥＣＵ（MG ECU）１２５とを備える。なお、図１中の点線の矢印は値データを示し、一点鎖線の矢印は指示内容を含む制御信号を示し、実線の矢印は油圧を示す。   FIG. 1 is a block diagram showing an internal configuration of a vehicle equipped with a hydraulic circuit control device according to an embodiment of the present invention. The vehicle shown in FIG. 1 includes an internal combustion engine ENG, a clutch C, a continuously variable transmission T, a hydraulic circuit 1, a vehicle speed sensor 121, a rotation speed sensor 123, and a management ECU (MG ECU) 125. In FIG. 1, dotted arrows indicate value data, alternate long and short dashed arrows indicate control signals including instruction contents, and solid arrows indicate hydraulic pressure.

内燃機関ＥＮＧは、車両が走行するための駆動力を出力する。内燃機関ＥＮＧの出力は、クラッチＣ、無段変速機Ｔ及び駆動軸１２７を介して駆動輪１２９に伝達される。なお、内燃機関ＥＮＧの出力は、油圧回路１が有する後述の大容量オイルポンプＰｂを駆動するためにも利用される。   The internal combustion engine ENG outputs a driving force for the vehicle to travel. The output of the internal combustion engine ENG is transmitted to the drive wheels 129 via the clutch C, the continuously variable transmission T, and the drive shaft 127. The output of the internal combustion engine ENG is also used to drive a large-capacity oil pump Pb, which will be described later, included in the hydraulic circuit 1.

クラッチＣは、油圧回路１から供給される作動油の油圧に応じて、内燃機関ＥＮＧから駆動輪１２９までの駆動力の伝達経路を断接する。無段変速機Ｔは、油圧回路１から供給される作動油の油圧に応じて、変速比を無段階に調整可能な無段変速機（CVT：Continuously Variable Transmission）である。油圧回路１は、マネジメントＥＣＵ１２５からの制御に従い、作動油を介してクラッチＣ及び無段変速機Ｔに所定の油圧を供給する。油圧回路１の詳細については後述する。   The clutch C connects and disconnects the transmission path of the driving force from the internal combustion engine ENG to the driving wheel 129 according to the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic circuit 1. The continuously variable transmission T is a continuously variable transmission (CVT) capable of continuously adjusting the gear ratio in accordance with the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic circuit 1. The hydraulic circuit 1 supplies a predetermined hydraulic pressure to the clutch C and the continuously variable transmission T via hydraulic oil in accordance with control from the management ECU 125. Details of the hydraulic circuit 1 will be described later.

車速センサ１２１は、車両の走行速度（車速ＶＰ）を検出する。車速センサ１２１によって検出された車速ＶＰを示す信号は、マネジメントＥＣＵ１２５に送られる。回転数センサ１２３は、内燃機関ＥＮＧの回転数Ｎｅを検出する。回転数センサ１２３によって検出された回転数Ｎｅを示す信号は、マネジメントＥＣＵ１２５に送られる。   The vehicle speed sensor 121 detects the traveling speed (vehicle speed VP) of the vehicle. A signal indicating the vehicle speed VP detected by the vehicle speed sensor 121 is sent to the management ECU 125. The rotational speed sensor 123 detects the rotational speed Ne of the internal combustion engine ENG. A signal indicating the rotational speed Ne detected by the rotational speed sensor 123 is sent to the management ECU 125.

マネジメントＥＣＵ１２５は、車速ＶＰや内燃機関ＥＮＧの回転数Ｎｅ、アクセルペダルの開度（ＡＰ開度）、ブレーキペダルの踏力（ＢＲＫ踏力）等に基づいて、内燃機関ＥＮＧ及び油圧回路１の制御等を行う。マネジメントＥＣＵ１２５の詳細については後述する。   The management ECU 125 controls the internal combustion engine ENG and the hydraulic circuit 1 based on the vehicle speed VP, the rotational speed Ne of the internal combustion engine ENG, the accelerator pedal opening (AP opening), the brake pedal pressing force (BRK pressing force), and the like. Do. Details of the management ECU 125 will be described later.

以下、油圧回路１について詳細に説明する。   Hereinafter, the hydraulic circuit 1 will be described in detail.

（１．油圧回路の概要）
図２を参照して、油圧回路１の概要について説明する。 (1. Outline of hydraulic circuit)
The outline of the hydraulic circuit 1 will be described with reference to FIG.

油圧回路１には、比較的高い油圧（高油圧）を供給すべき油圧作動部２（高圧系。例えば、図１に示したクラッチＣ及び無段変速機Ｔ）へ油圧を供給すると共に、比較的低い油圧（低油圧）が供給されれば十分な被供給部３（低圧系。例えば、オイルによる潤滑又は冷却が必要な作動部材、又は低圧で作動するトルクコンバータのロックアップクラッチ）へ油圧を供給する回路が構成される。油圧回路１は、内燃機関ＥＮＧによって駆動される大容量オイルポンプＰｂと、電動機ＭＯＴによって駆動される小容量オイルポンプＰｓとを備える。   The hydraulic circuit 1 is supplied with hydraulic pressure to a hydraulic operating portion 2 (high pressure system, for example, the clutch C and the continuously variable transmission T shown in FIG. 1) to which a relatively high hydraulic pressure (high hydraulic pressure) should be supplied. If the hydraulic pressure is sufficiently low (low hydraulic pressure), the hydraulic pressure is supplied to a sufficiently supplied portion 3 (low pressure system, for example, an operation member that requires lubrication or cooling with oil, or a lock-up clutch of a torque converter that operates at low pressure). A supply circuit is configured. The hydraulic circuit 1 includes a large capacity oil pump Pb driven by the internal combustion engine ENG and a small capacity oil pump Ps driven by the electric motor MOT.

大容量オイルポンプＰｂは、オイルタンク（図示省略）のオイルを汲み上げて圧力を加えることで、低油圧を低圧系の被供給部３に出力すると共に、油圧作動部２にも油圧を出力するオイルポンプである。小容量オイルポンプＰｓは、大容量オイルポンプＰｂの容量よりも小容量のオイルポンプである。小容量オイルポンプＰｓは、油圧作動部２を作動させる油圧を出力する。また、小容量オイルポンプＰｓは、供給された油圧を更に加圧して油圧作動部２に供給する。   The large-capacity oil pump Pb pumps oil from an oil tank (not shown) and applies pressure to output low oil pressure to the low-pressure supply part 3 and oil pressure to the hydraulic operation part 2 as well. It is a pump. The small capacity oil pump Ps is an oil pump having a capacity smaller than that of the large capacity oil pump Pb. The small-capacity oil pump Ps outputs a hydraulic pressure that operates the hydraulic operation unit 2. In addition, the small-capacity oil pump Ps further pressurizes the supplied hydraulic pressure and supplies it to the hydraulic operation unit 2.

油圧回路１は、オイルが流れる流路のうち主な流路として、第１流路Ｌ１、第２流路Ｌ２、及び第３流路Ｌ３を備える。第１流路Ｌ１は、大容量オイルポンプＰｂと小容量オイルポンプＰｓとを接続する。第２流路Ｌ２は、小容量オイルポンプＰｓと油圧作動部２とを接続する。第３流路Ｌ３は、小容量オイルポンプＰｓを介さずに、大容量オイルポンプＰｂと油圧作動部２とを接続する流路である。被供給部３は、大容量オイルポンプＰｂと接続された流路を持つ。   The hydraulic circuit 1 includes a first flow path L1, a second flow path L2, and a third flow path L3 as main flow paths among the flow paths through which oil flows. The first flow path L1 connects the large capacity oil pump Pb and the small capacity oil pump Ps. The second flow path L2 connects the small capacity oil pump Ps and the hydraulic operation unit 2. The third flow path L3 is a flow path that connects the large-capacity oil pump Pb and the hydraulic operation unit 2 without using the small-capacity oil pump Ps. The supplied part 3 has a flow path connected to the large-capacity oil pump Pb.

以上のように構成されることで、大容量オイルポンプＰｂから出力された油圧が小容量オイルポンプＰｓに供給される。このため、小容量オイルポンプＰｓがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、小容量オイルポンプＰｓを駆動するときのエネルギー消費量を低減できる。   With the configuration described above, the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump Pb is supplied to the small-capacity oil pump Ps. For this reason, the pressure that the small-capacity oil pump Ps should apply to the oil decreases. For this reason, energy consumption when driving the small capacity oil pump Ps can be reduced.

詳細には、小容量オイルポンプＰｓを駆動するために必要なトルクτ（Ｎｍ）は、
τ＝ΔＰ・Ｖ／２π ・・・（１）
で与えられる。 Specifically, the torque τ (Nm) required to drive the small capacity oil pump Ps is
τ = ΔP · V / 2π (1)
Given in.

ここで、ΔＰ（ＭＰａ）は小容量オイルポンプＰｓが加圧する分の圧力、Ｖ（ｃｃ／ｒｅｖ）は小容量オイルポンプＰｓの理論上の押しのけ容積（ポンプ一回転当たりの吐出量）である。また、πは、円周率である。   Here, ΔP (MPa) is the pressure that the small-capacity oil pump Ps pressurizes, and V (cc / rev) is the theoretical displacement volume (discharge amount per pump rotation) of the small-capacity oil pump Ps. Further, π is the circumference ratio.

ここで、大容量オイルポンプＰｂで加圧された油圧をＰ_pbで表し、油圧作動部２に供給すべき油圧をＰ_lineで表すと、小容量オイルポンプＰｓを駆動するために必要なトルクτは、「（Ｐ_line−Ｐ_pb）・Ｖ／２π」となる。すなわち、小容量オイルポンプＰｓが直接オイルタンクから汲み上げたオイルを高油圧に加圧する場合に比べて、小容量オイルポンプＰｓを駆動するトルクτを、「Ｐ_pb・Ｖ／２π」だけ低減できる。従って、小容量オイルポンプＰｓを駆動するときのエネルギー消費量を低減できる。   Here, when the hydraulic pressure pressurized by the large-capacity oil pump Pb is represented by P_pb and the hydraulic pressure to be supplied to the hydraulic operation unit 2 is represented by P_line, the torque τ required to drive the small-capacity oil pump Ps is: “(P_line−P_pb) · V / 2π”. That is, the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps can be reduced by “P_pb · V / 2π” as compared with the case where the small-capacity oil pump Ps directly pressurizes the oil pumped up from the oil tank to a high hydraulic pressure. Therefore, energy consumption when driving the small capacity oil pump Ps can be reduced.

ここで、例えば、１つのオイルポンプのみを用いて、高圧系の油圧作動部及び低圧系の被供給部の双方に適切な油圧を供給するように構成する場合においては、油圧作動部に供給すべき油圧の最大値と、油圧作動部及び被供給部に供給すべきオイルの流量の最大量とを供給可能にオイルポンプ及びその駆動源を構成する必要がある。   Here, for example, in a case where only one oil pump is used and appropriate hydraulic pressure is supplied to both the high-pressure system hydraulic operation unit and the low-pressure system supply unit, the oil pressure is supplied to the hydraulic operation unit. It is necessary to configure the oil pump and its drive source so as to be able to supply the maximum value of the hydraulic pressure and the maximum amount of the flow rate of the oil to be supplied to the hydraulic operation part and the supplied part.

しかしながら、一般に、高圧系の油圧作動部は、その作動のために、高い油圧が必要とされるが、供給されるオイルの流量は少なくてもよい場合が多い。一方、低圧系の被供給部は、その潤滑又は冷却のためには、オイルを大流量で供給する必要がある場合がある。このとき、オイルポンプが１つだけである場合、低圧系の被供給部にも高油圧で大流量を供給するので、余剰な仕事をすることになり、オイルポンプのエネルギー消費量が大きくなる。   However, in general, a high-pressure hydraulic operation unit requires high oil pressure for its operation, but the flow rate of supplied oil may be small in many cases. On the other hand, there are cases where the low-pressure supply part needs to supply oil at a large flow rate for lubrication or cooling. At this time, if there is only one oil pump, a large flow rate is supplied to the low-pressure supply part at a high hydraulic pressure, so excessive work is performed and the energy consumption of the oil pump increases.

一方、本実施形態のように大容量と小容量の２つのオイルポンプＰｂ，Ｐｓを用いることで、低圧系の被供給部３に油圧を供給する場合には、小容量オイルポンプＰｓを用いずに、大容量オイルポンプＰｂがオイルタンクから汲み上げたオイルを低油圧となるように加圧すれば、低油圧で大流量のオイルを供給できる。このとき、大容量オイルポンプＰｂは、オイルを高油圧にする必要がないので、エネルギー消費量を小さくできる。   On the other hand, by using two oil pumps Pb and Ps having a large capacity and a small capacity as in the present embodiment, when the hydraulic pressure is supplied to the low-pressure supply part 3, the small capacity oil pump Ps is not used. In addition, if the large-capacity oil pump Pb pressurizes the oil pumped up from the oil tank so as to have a low hydraulic pressure, a large amount of oil can be supplied at a low hydraulic pressure. At this time, the large-capacity oil pump Pb does not need to make the oil have a high hydraulic pressure, so that the energy consumption can be reduced.

また、高圧系の油圧作動部２に油圧を供給する場合には、大容量オイルポンプＰｂがオイルタンクから汲み上げたオイルを低油圧となるように加圧した後、小容量オイルポンプＰｓで更に加圧することで、高油圧を供給できる。このとき、更に加圧するときの小容量オイルポンプＰｓを駆動する電動機ＭＯＴは、比較的小型に構成できるので、電動機ＭＯＴのエネルギー効率を向上させることができる。   Also, when supplying hydraulic pressure to the high-pressure hydraulic operating section 2, the large-capacity oil pump Pb pressurizes the oil pumped up from the oil tank to a low hydraulic pressure, and then further increases with the small-capacity oil pump Ps. High hydraulic pressure can be supplied by pressing. At this time, the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps for further pressurization can be configured to be relatively small, so that the energy efficiency of the electric motor MOT can be improved.

（１−１．流量と仕事率との関係）
図３を参照して、油圧作動部２に供給するオイルの流量（以下、「高圧流量」という。横軸）Ｌと油圧回路１の仕事率Ｐｗ（縦軸）について説明する。図３は、大容量オイルポンプＰｂのみを駆動したときの、供給する高圧流量Ｌの変化に対する、油圧回路１の仕事率（以下、「１ポンプ仕事率」という）Ｐwbの変化と、大容量オイルポンプＰｂ及び小容量オイルポンプＰｓの両ポンプを駆動したときの、供給する高圧流量の変化に対する、油圧回路１の仕事率（以下、「２ポンプ仕事率」という）Ｐwsの変化とを示している。 (1-1. Relationship between flow rate and work rate)
With reference to FIG. 3, the flow rate of oil supplied to the hydraulic operation unit 2 (hereinafter referred to as “high pressure flow rate”; horizontal axis) L and the power Pw (vertical axis) of the hydraulic circuit 1 will be described. FIG. 3 shows the change in the work rate (hereinafter referred to as “1 pump work rate”) Pwb of the hydraulic circuit 1 with respect to the change in the supplied high pressure flow rate L when only the large capacity oil pump Pb is driven, and the large capacity oil. It shows the change in the work rate (hereinafter referred to as “2 pump work rate”) Pws of the hydraulic circuit 1 with respect to the change in the supplied high pressure flow rate when both the pump Pb and the small capacity oil pump Ps are driven. .

大容量オイルポンプＰｂおよび小容量オイルポンプＰｓを駆動する場合においては、大容量オイルポンプＰｂは被供給部３及び小容量オイルポンプＰｓに低油圧を供給し、小容量オイルポンプＰｓは大容量オイルポンプＰｂから供給されたオイルを更に加圧することで油圧作動部２に高油圧を供給する。   When driving the large-capacity oil pump Pb and the small-capacity oil pump Ps, the large-capacity oil pump Pb supplies a low hydraulic pressure to the supplied part 3 and the small-capacity oil pump Ps, and the small-capacity oil pump Ps High oil pressure is supplied to the hydraulic operation unit 2 by further pressurizing the oil supplied from the pump Pb.

高圧流量Ｌが所定流量αのときには、１ポンプ仕事率Ｐwbと２ポンプ仕事率Ｐwsとが等しい。また、高圧流量Ｌが所定流量αより少ないときには、１ポンプ仕事率Ｐwbよりも２ポンプ仕事率Ｐwsの方が小さい。これは、流量が小さいときに、大容量オイルポンプＰｂのみで高圧系の油圧作動部２と低圧系の被供給部３の双方に供給する場合には、低圧系の被供給部３にも高圧で大流量を供給するので、余剰な仕事をすることになり、エネルギー消費量が大きくなるからである。   When the high pressure flow rate L is the predetermined flow rate α, the 1 pump work rate Pwb and the 2 pump work rate Pws are equal. When the high pressure flow rate L is smaller than the predetermined flow rate α, the 2 pump work rate Pws is smaller than the 1 pump work rate Pwb. This is because, when the flow rate is small, when supplying only to the high-pressure hydraulic operating unit 2 and the low-pressure supplied unit 3 with only the large-capacity oil pump Pb, the low-pressure supplied unit 3 is also high-pressure. This is because a large flow rate is supplied, so that excessive work is performed and energy consumption increases.

また、高圧流量Ｌが所定流量αより多いとき（例えば、急変速のためにプーリの幅を瞬時に変更する必要があり、油圧作動部２に供給する流量が大きく増加するとき）には、２ポンプ仕事率Ｐwsよりも１ポンプ仕事率Ｐwbの方が小さい。これは、小容量オイルポンプＰｓが大流量のオイルを供給しようとすることで、小容量オイルポンプＰｓ及びそれを駆動する電動機ＭＯＴに大きな負荷が作用し、電動機ＭＯＴの電力損失が大きくなるからである。   Further, when the high-pressure flow rate L is larger than the predetermined flow rate α (for example, when the width of the pulley needs to be changed instantaneously for sudden gear shifting and the flow rate supplied to the hydraulic operation unit 2 increases greatly), 2 One pump power Pwb is smaller than pump power Pws. This is because when the small-capacity oil pump Ps tries to supply a large amount of oil, a large load acts on the small-capacity oil pump Ps and the motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps, and the power loss of the motor MOT increases. is there.

そこで、本実施形態の油圧回路１においては、高圧流量Ｌが所定流量αよりも少ないときには、図２（ａ）に示されるように、内燃機関ＥＮＧの駆動力を利用して作動する大容量オイルポンプＰｂから供給された低圧のオイルが、第１流路Ｌ１を介して、電動機ＭＯＴによって作動する小容量オイルポンプＰｓにより高圧に加圧される。そして、小容量オイルポンプＰｓで高圧に加圧されたオイルは、第２流路Ｌ２を介して油圧作動部２に供給される。   Therefore, in the hydraulic circuit 1 of the present embodiment, when the high pressure flow rate L is smaller than the predetermined flow rate α, as shown in FIG. 2A, a large capacity oil that operates using the driving force of the internal combustion engine ENG. The low-pressure oil supplied from the pump Pb is pressurized to a high pressure by the small-capacity oil pump Ps operated by the electric motor MOT via the first flow path L1. The oil pressurized to a high pressure by the small-capacity oil pump Ps is supplied to the hydraulic operation unit 2 via the second flow path L2.

また、油圧回路１は、高圧流量Ｌが所定流量αよりも多いときには、図２（ｂ）に示されるように、電動機ＭＯＴによる小容量オイルポンプＰｓの作動を停止して、大容量オイルポンプＰｂのみでオイルを高圧に加圧して、第３流路Ｌ３を介して油圧作動部２に油圧を供給する。   Further, when the high-pressure flow rate L is higher than the predetermined flow rate α, the hydraulic circuit 1 stops the operation of the small-capacity oil pump Ps by the electric motor MOT, as shown in FIG. 2B, and the large-capacity oil pump Pb. Only the oil is pressurized to a high pressure, and the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic operation section 2 via the third flow path L3.

このように、高圧流量Ｌに応じて小容量オイルポンプＰｓの作動又は停止を選択することで、油圧回路１全体のエネルギー消費量を最適化することができる。更には、小容量オイルポンプＰｓが供給可能な最大の高圧流量Ｌが、少なくとも所定流量α以下となるように小容量オイルポンプＰｓ及びそれを駆動する電動機ＭＯＴを構成することができる。このとき、小容量オイルポンプＰｓ及びそれを駆動する電動機ＭＯＴは、比較的小型に構成できるので、エネルギー消費量を小さくできる。このように、エネルギー効率の良い油圧回路を提供できる。   Thus, by selecting the operation or stop of the small-capacity oil pump Ps according to the high pressure flow rate L, the energy consumption of the entire hydraulic circuit 1 can be optimized. Furthermore, the small-capacity oil pump Ps and the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps can be configured so that the maximum high-pressure flow rate L that can be supplied by the small-capacity oil pump Ps is at least a predetermined flow rate α or less. At this time, the small-capacity oil pump Ps and the electric motor MOT that drives the small-capacity oil pump Ps can be configured to be relatively small, so that energy consumption can be reduced. Thus, an energy efficient hydraulic circuit can be provided.

（２．油圧回路の詳細な構成）
次に、図４を参照して、図２を参照して説明した油圧回路１の詳細な構成について説明する。 (2. Detailed configuration of hydraulic circuit)
Next, a detailed configuration of the hydraulic circuit 1 described with reference to FIG. 2 will be described with reference to FIG.

油圧回路１は、トルクコンバータを含むベルト式又はチェーン式の無段変速機Ｔ（所謂フリクションドライブ）に用いられる。   The hydraulic circuit 1 is used for a belt-type or chain-type continuously variable transmission T (so-called friction drive) including a torque converter.

無段変速機Ｔは、一対の入力側プーリＤｒと、一対の出力側プーリＤｎと、入力側プーリＤｒと出力側プーリＤｎとの間で動力を伝達可能なベルト又はチェーン（図示省略）とを備える。   The continuously variable transmission T includes a pair of input-side pulleys Dr, a pair of output-side pulleys Dn, and a belt or chain (not shown) that can transmit power between the input-side pulley Dr and the output-side pulley Dn. Prepare.

一対の入力側プーリＤｒは、無段変速機Ｔの入力軸（図示省略）に沿って移動自在のプーリ（可動側のプーリ）と、固定されているプーリ（固定側のプーリ）とから成る。オイルの供給に応じて、入力側プーリＤｒの可動側のプーリの側圧が変化し、入力側プーリＤｒの入力軸の軸線方向の幅が変化する。このように、供給されるオイルが調整されることで、一対の入力側プーリＤｒ間のベルトの挟圧力が調整される。   The pair of input-side pulleys Dr comprises a pulley (movable pulley) movable along an input shaft (not shown) of the continuously variable transmission T and a fixed pulley (fixed-side pulley). In accordance with the supply of oil, the side pressure of the movable pulley of the input side pulley Dr changes, and the width in the axial direction of the input shaft of the input side pulley Dr changes. In this way, by adjusting the supplied oil, the clamping pressure of the belt between the pair of input-side pulleys Dr is adjusted.

一対の出力側プーリＤｎは、無段変速機Ｔの出力軸（図示省略）に沿って移動自在のプーリ（可動側のプーリ）と、固定されているプーリ（固定側のプーリ）とから成る。オイルの供給に応じて、出力側プーリＤｎの可動側のプーリの側圧が変化し、出力側プーリＤｎの出力軸の軸線方向の幅が変化する。このように、供給されるオイルが調整されることで、一対の出力側プーリＤｎ間のベルトの挟圧力が調整される。   The pair of output pulleys Dn includes a pulley (movable pulley) movable along an output shaft (not shown) of the continuously variable transmission T and a fixed pulley (fixed pulley). As the oil is supplied, the lateral pressure of the movable pulley of the output pulley Dn changes, and the width of the output shaft of the output pulley Dn in the axial direction changes. In this way, by adjusting the supplied oil, the clamping force of the belt between the pair of output side pulleys Dn is adjusted.

ここで、入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎにおいて、側圧とは、入力軸及び出力軸の軸方向に沿って、可動側の入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎを、固定側の入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎの方へ押圧する圧力をいう。側圧が増大して、挟圧力が増大するほど、入力側プーリＤｒ又は出力側プーリＤｎにおけるベルトの掛け回し半径は増大する。無段変速機Ｔの変速比は、入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎに供給する油圧の制御（すなわち、側圧又は挟圧力の制御）により無段階に調整される。   Here, in the input side pulley Dr and the output side pulley Dn, the side pressure means that the movable side input side pulley Dr and the output side pulley Dn are moved along the axial direction of the input shaft and the output shaft. It refers to the pressure that pushes toward Dr and the output pulley Dn. As the side pressure increases and the pinching pressure increases, the wrapping radius of the belt in the input side pulley Dr or the output side pulley Dn increases. The transmission ratio of the continuously variable transmission T is adjusted steplessly by controlling the hydraulic pressure supplied to the input side pulley Dr and the output side pulley Dn (that is, controlling the side pressure or the clamping pressure).

図２に示される油圧作動部２が、図４に示される入力側プーリＤｒ、出力側プーリＤｎ及び高油圧で作動するクラッチＣに相当する。   2 corresponds to the input-side pulley Dr, the output-side pulley Dn, and the clutch C that operates with high hydraulic pressure, as shown in FIG.

図４を参照して、油圧回路１は、図２にも示した大容量オイルポンプＰｂ及び小容量オイルポンプＰｓの他、第１〜第８の８つの圧力制御弁１１〜１８と、第９圧力制御弁３０と、第１〜第１６の１６つの油路Ｒ１〜Ｒ１６と、方向制御弁２１とを備える。   Referring to FIG. 4, the hydraulic circuit 1 includes the first to eighth pressure control valves 11 to 18, a ninth oil pressure pump Pb and a small capacity oil pump Ps shown in FIG. A pressure control valve 30, first to sixteenth oil passages R <b> 1 to R <b> 16, and a direction control valve 21 are provided.

第１、第３、第４及び第５の４つの圧力制御弁１１，１３，１４，１５は、マネジメントＥＣＵ１２５から指示されたリニアソレノイドに供給する電流に応じて、任意に油圧の変更が可能な圧力制御弁である。なお、第４及び第５圧力制御弁１４，１５は、リニアソレノイドに電力が供給されていない状態で一次側ポート（図示省略）と二次側ポート（図示省略）とを連通する所謂ノーマルオープン形式の弁として構成されている。一方、第１及び第３圧力制御弁１１，１３は、リニアソレノイドに電流が供給されている状態一次側ポート（図示省略）と二次側ポート（図示省略）とを連通する所謂ノーマルクローズ形式の弁として構成されている。第６及び第７圧力制御弁１６、１７は、パイロット作動形式の圧力制御弁であり、外部から供給されるパイロット圧を変更することで任意に油圧の変更が可能な圧力制御弁である。第２圧力制御弁１２および第８圧力制御弁１８は、入力側から供給された油圧を所定の圧力となるように減圧し出力する。   The first, third, fourth, and fifth four pressure control valves 11, 13, 14, and 15 can arbitrarily change the hydraulic pressure according to the current supplied to the linear solenoid instructed from the management ECU 125. It is a pressure control valve. Note that the fourth and fifth pressure control valves 14 and 15 are so-called normal open types in which a primary side port (not shown) and a secondary side port (not shown) communicate with each other when power is not supplied to the linear solenoid. It is configured as a valve. On the other hand, the first and third pressure control valves 11 and 13 are of a so-called normal close type in which a primary port (not shown) and a secondary port (not shown) communicate with each other in a state where current is supplied to the linear solenoid. It is configured as a valve. The sixth and seventh pressure control valves 16 and 17 are pilot operation type pressure control valves, and are pressure control valves capable of arbitrarily changing the hydraulic pressure by changing the pilot pressure supplied from the outside. The second pressure control valve 12 and the eighth pressure control valve 18 reduce and output the hydraulic pressure supplied from the input side to a predetermined pressure.

方向制御弁２１は、第１ポート２１ａ、第２ポート２１ｂ、第３ポート２１ｃ、第４ポート２１ｄ、第５ポート２１ｅ及び第６ポート２１ｆを有する。また、方向制御弁２１は、パイロット圧として油圧が供給される第７ポート２１ｇを有する。方向制御弁２１は、第７ポート２１ｇに入力される油圧に応じて、第１ポート２１ａ、第２ポート２１ｂと第３ポート２１ｃとの連通、及び、第４ポート２１ｄ、第５ポート２１ｅと第６ポート２１ｆとの連通を切り替える。なお、第７ポート２１ｇに入力される油圧は、第４圧力制御弁１４が出力する第６圧力制御弁１６のパイロット圧ＰＤＲＣに等しい。 The direction control valve 21 includes a first port 21a, a second port 21b, a third port 21c, a fourth port 21d, a fifth port 21e, and a sixth port 21f. Further, the direction control valve 21 has a seventh port 21g to which hydraulic pressure is supplied as a pilot pressure. The direction control valve 21 communicates with the first port 21a, the second port 21b, and the third port 21c, and with the fourth port 21d, the fifth port 21e, and the Switch communication with 6 port 21f. The hydraulic pressure input to the seventh port 21g is equal to the pilot pressure PDRC of the sixth pressure control valve 16 output from the fourth pressure control valve 14.

詳細には、方向制御弁２１は、第７ポート２１ｇに入力された油圧が所定圧よりも低い場合には、第１ポート２１ａと第３ポート２１ｃとを連通させ、第２ポート２１ｂと第３ポート２１ｃとの連通を解除するとともに、第４ポート２１ｄと第６ポート２１ｆとを連通させ、第５ポート２１ｅと第６ポート２１ｆとの連通を解除する。   Specifically, when the hydraulic pressure input to the seventh port 21g is lower than a predetermined pressure, the direction control valve 21 causes the first port 21a and the third port 21c to communicate with each other, and the second port 21b and the third port 21 The communication with the port 21c is released, the fourth port 21d and the sixth port 21f are connected, and the communication between the fifth port 21e and the sixth port 21f is released.

また、方向制御弁２１は、第７ポート２１ｇに入力された油圧が所定圧よりも高い場合には、第２ポート２１ｂと第３ポート２１ｃとを連通させ、第１ポート２１ａと第３ポート２１ｃとの連通を解除するとともに、第５ポート２１ｅと第６ポート２１ｆとを連通させ、第４ポート２１ｄと第６ポート２１ｆとの連通を解除する。詳細は省略するが、方向制御弁２１は、電気系統異常時において、リニアソレノイドにより駆動される第１、第３、第４及び第５圧力制御弁１１，１３，１４，１５による油圧の調整等ができない場合においても、無段変速機Ｔの入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎに、一定の油圧を供給し車両の走行を継続できるように作動する。   Further, when the hydraulic pressure input to the seventh port 21g is higher than the predetermined pressure, the direction control valve 21 causes the second port 21b and the third port 21c to communicate with each other, and the first port 21a and the third port 21c. The communication between the fourth port 21e and the sixth port 21f is released, and the communication between the fourth port 21d and the sixth port 21f is released. Although details are omitted, the directional control valve 21 adjusts the hydraulic pressure by the first, third, fourth, and fifth pressure control valves 11, 13, 14, and 15 driven by the linear solenoid when the electrical system is abnormal. Even in the case where the vehicle cannot be operated, a constant hydraulic pressure is supplied to the input-side pulley Dr and the output-side pulley Dn of the continuously variable transmission T so that the vehicle can continue running.

内燃機関ＥＮＧによって駆動される大容量オイルポンプＰｂから第１油路Ｒ１に供給された油圧は、第９圧力制御弁３０によって調圧された後、第２油路Ｒ２に供給される。第２油路Ｒ２は、第３油路Ｒ３と第４油路Ｒ４とに分岐している。第３油路Ｒ３は、小容量オイルポンプＰｓ（電動機ＭＯＴによって駆動されるオイルポンプ）に連結されている。   The hydraulic pressure supplied to the first oil passage R1 from the large-capacity oil pump Pb driven by the internal combustion engine ENG is regulated by the ninth pressure control valve 30, and then supplied to the second oil passage R2. The second oil passage R2 branches into a third oil passage R3 and a fourth oil passage R4. The third oil passage R3 is connected to a small capacity oil pump Ps (an oil pump driven by the electric motor MOT).

小容量オイルポンプＰｓは、第３油路Ｒ３から供給された油圧を更に加圧して第５油路Ｒ５に出力する。また、小容量オイルポンプＰｓは、第２逆止弁４２を介して、オイルタンク４０から汲み上げたオイルを加圧して、第５油路Ｒ５に出力することも可能に構成されている。   The small-capacity oil pump Ps further pressurizes the hydraulic pressure supplied from the third oil passage R3 and outputs it to the fifth oil passage R5. The small-capacity oil pump Ps is configured to pressurize the oil pumped from the oil tank 40 via the second check valve 42 and output it to the fifth oil path R5.

小容量オイルポンプＰｓをバイパスする第４油路Ｒ４の途中には、第１逆止弁４１が設けられている。第４油路Ｒ４は、第５油路Ｒ５に連結される。第１逆止弁４１は、第４油路Ｒ４と第２油路Ｒ２との連結点から第４油路Ｒ４と第５油路Ｒ５との連結点の方向にオイルが流れることを許容し、当該方向とは逆方向にオイルが流れることを阻止するように設けられている。   A first check valve 41 is provided in the middle of the fourth oil passage R4 that bypasses the small capacity oil pump Ps. The fourth oil passage R4 is connected to the fifth oil passage R5. The first check valve 41 allows oil to flow from the connection point between the fourth oil passage R4 and the second oil passage R2 to the connection point between the fourth oil passage R4 and the fifth oil passage R5. It is provided to prevent the oil from flowing in the direction opposite to the direction.

第４油路Ｒ４と第５油路Ｒ５は、第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に連結している。   The fourth oil passage R4 and the fifth oil passage R5 are connected to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7.

第６油路Ｒ６は、第１０油路Ｒ１０と第１１油路Ｒ１１とに分岐している。また、第６油路Ｒ６に供給される油圧（ライン圧）は第１６油路Ｒ１６を介して第９圧力制御弁３０の第４ポート３０ｄに供給される。第１０油路Ｒ１０には第１圧力制御弁１１が設けられており、第１１油路Ｒ１１は第２圧力制御弁１２に連結されている。第１圧力制御弁１１は、リニアソレノイドによって電力が供給される際に第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に作動油を供給する。第１圧力制御弁１１のリリーフ圧はリニアソレノイドで任意に変更が可能である。リニアソレノイドに供給する電流が０のときのリリーフ圧は第１０油路Ｒ１０の最大油圧（ライン圧）以上に設定され、リニアソレノイドに供給する電流が０のときに第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に油圧を供給しないように構成されている。また、第２圧力制御弁１２は、第６油路Ｒ６から第１１油路Ｒ１１に供給された油圧を所定の圧力となるように減圧する。第２圧力制御弁１２は、減圧した油圧を、第３圧力制御弁１３、第８圧力制御弁１８、方向制御弁２１の第２ポート２１ｂ、第４圧力制御弁１４及び第５圧力制御弁１５の各々に供給する。   The sixth oil passage R6 branches into a tenth oil passage R10 and an eleventh oil passage R11. The hydraulic pressure (line pressure) supplied to the sixth oil passage R6 is supplied to the fourth port 30d of the ninth pressure control valve 30 via the sixteenth oil passage R16. The tenth oil passage R <b> 10 is provided with a first pressure control valve 11, and the eleventh oil passage R <b> 11 is connected to the second pressure control valve 12. The first pressure control valve 11 supplies hydraulic oil to the supplied part 3 via the tenth oil passage R10 when electric power is supplied by the linear solenoid. The relief pressure of the first pressure control valve 11 can be arbitrarily changed with a linear solenoid. The relief pressure when the current supplied to the linear solenoid is zero is set to be equal to or higher than the maximum hydraulic pressure (line pressure) of the tenth oil passage R10. When the current supplied to the linear solenoid is zero, the relief pressure is set via the tenth oil passage R10. It is configured not to supply hydraulic pressure to the supplied part 3. The second pressure control valve 12 reduces the hydraulic pressure supplied from the sixth oil passage R6 to the eleventh oil passage R11 so as to be a predetermined pressure. The second pressure control valve 12 supplies the reduced hydraulic pressure to the third pressure control valve 13, the eighth pressure control valve 18, the second port 21 b of the direction control valve 21, the fourth pressure control valve 14, and the fifth pressure control valve 15. Supply to each of the.

第３圧力制御弁１３は、マネジメントＥＣＵ１２５からの指示によるリニアソレノイドへの供給電流に応じて第１３油路Ｒ１３の油圧を減圧して方向制御弁２１の第１ポート２１ａに出力する。   The third pressure control valve 13 reduces the hydraulic pressure of the thirteenth oil passage R13 in accordance with the supply current to the linear solenoid according to the instruction from the management ECU 125, and outputs it to the first port 21a of the direction control valve 21.

第８圧力制御弁１８は、第１４油路Ｒ１４から供給された油圧を所定の圧力となるように減圧する。第８圧力制御弁１８は、減圧した油圧を、方向制御弁２１の第５ポート２１ｅに供給する。   The eighth pressure control valve 18 reduces the hydraulic pressure supplied from the fourteenth oil passage R14 to a predetermined pressure. The eighth pressure control valve 18 supplies the reduced hydraulic pressure to the fifth port 21 e of the direction control valve 21.

第４圧力制御弁１４は、第１５油路Ｒ１５を介して第２圧力制御弁１２から供給された油圧を第６圧力制御弁１６のパイロット圧ＰＤＲＣとなるように減圧して、第６圧力制御弁１６に出力する。第４圧力制御弁１４は、第８油路Ｒ８を介して第９圧力制御弁３０の第５ポート３０ｅにも連結され、方向制御弁２１の第７ポート２１ｇにも連結されている。このため、第４圧力制御弁１４から出力される第６圧力制御弁１６のパイロット圧ＰＤＲＣは、第９圧力制御弁３０の第５ポート３０ｅ及び方向制御弁２１の第７ポート２１ｇにも出力される。 The fourth pressure control valve 14 reduces the hydraulic pressure supplied from the second pressure control valve 12 via the fifteenth oil passage R15 so as to become the pilot pressure PDRC of the sixth pressure control valve 16, and Output to the control valve 16. The fourth pressure control valve 14 is also connected to the fifth port 30e of the ninth pressure control valve 30 via the eighth oil passage R8, and is also connected to the seventh port 21g of the direction control valve 21. For this reason, the pilot pressure PDRC of the sixth pressure control valve 16 output from the fourth pressure control valve 14 is also output to the fifth port 30e of the ninth pressure control valve 30 and the seventh port 21g of the direction control valve 21. Is done.

第５圧力制御弁１５は、第１５油路Ｒ１５を介して第２圧力制御弁１２から供給された油圧を第７圧力制御弁１７のパイロット圧ＰＤＮＣとなるように減圧して、第７圧力制御弁１７に出力する。第５圧力制御弁１５は、第９油路Ｒ９を介して第９圧力制御弁３０の第６ポート３０ｆにも連結されている。このため、第５圧力制御弁１５から出力される第７圧力制御弁１７のパイロット圧ＰＤＮＣは、第９圧力制御弁３０の第６ポート３０ｆにも出力される。 The fifth pressure control valve 15 reduces the hydraulic pressure supplied from the second pressure control valve 12 via the fifteenth oil passage R15 so as to become the pilot pressure PDNC of the seventh pressure control valve 17, and Output to the control valve 17. The fifth pressure control valve 15 is also connected to the sixth port 30f of the ninth pressure control valve 30 via the ninth oil passage R9. Therefore, the pilot pressure PDNC of the seventh pressure control valve 17 output from the fifth pressure control valve 15 is also output to the sixth port 30 f of the ninth pressure control valve 30.

第７油路Ｒ７は、第６圧力制御弁１６と第７圧力制御弁１７に連結している。第６圧力制御弁１６は、第７油路Ｒ７から供給された油圧を第４圧力制御弁１４から供給されたパイロット圧に応じた所定の圧力に減圧し、無段変速機Ｔの入力側プーリＤｒに供給する。第７圧力制御弁１７は、第７油路Ｒ７から供給された油圧を第５圧力制御弁１５から供給されたパイロット圧に応じた所定の圧力に減圧し、無段変速機Ｔの出力側プーリＤｎに供給する。   The seventh oil passage R <b> 7 is connected to the sixth pressure control valve 16 and the seventh pressure control valve 17. The sixth pressure control valve 16 reduces the hydraulic pressure supplied from the seventh oil passage R7 to a predetermined pressure corresponding to the pilot pressure supplied from the fourth pressure control valve 14, and the input side pulley of the continuously variable transmission T. Supply to Dr. The seventh pressure control valve 17 reduces the hydraulic pressure supplied from the seventh oil passage R7 to a predetermined pressure corresponding to the pilot pressure supplied from the fifth pressure control valve 15, and the output side pulley of the continuously variable transmission T. Supply to Dn.

ここで、図２に示される第１流路Ｌ１は、図４に示される第１油路Ｒ１、第２油路Ｒ２及び第３油路Ｒ３に相当する。また、図２に示される第２流路Ｌ２は、図４に示される第５油路Ｒ５及び第７油路Ｒ７に相当する。また、図２に示される第３流路Ｌ３は、図４に示される第１油路Ｒ１、第２油路Ｒ２、第４油路Ｒ４、及び第７油路Ｒ７に相当する。   Here, the first flow path L1 shown in FIG. 2 corresponds to the first oil path R1, the second oil path R2, and the third oil path R3 shown in FIG. Further, the second flow path L2 shown in FIG. 2 corresponds to the fifth oil path R5 and the seventh oil path R7 shown in FIG. Further, the third flow path L3 shown in FIG. 2 corresponds to the first oil path R1, the second oil path R2, the fourth oil path R4, and the seventh oil path R7 shown in FIG.

第９圧力制御弁３０は、内部に第１スプール３１と第２スプール３２とを備える。第２スプール３２は、第１弾性部材３３によって第１スプール３１側（図４の左側）に付勢される。また、第１スプール３１は、第１スプール３１と第２スプール３２の間に配置された第２弾性部材３４によって、第２スプール３２から離間する側（図４の左側）に付勢される。   The ninth pressure control valve 30 includes a first spool 31 and a second spool 32 inside. The second spool 32 is biased toward the first spool 31 (left side in FIG. 4) by the first elastic member 33. Further, the first spool 31 is urged toward the side away from the second spool 32 (left side in FIG. 4) by the second elastic member 34 disposed between the first spool 31 and the second spool 32.

また、第９圧力制御弁３０は、第１〜第７の７つのポート３０ａ〜３０ｇを備えている。第１ポート３０ａは、第１油路Ｒ１に接続されており、大容量オイルポンプＰｂからの油圧が供給される。第２ポート３０ｂは、第１ポート３０ａと軸方向において同じ位置に設けられ常に第１ポート３０ａと連通し、第２油路Ｒ２に接続されている。第３ポート３０ｃは、第２ポート３０ｂよりも第２スプール３２から離間する側に設けられ、低油圧での潤滑油路である第１２油路Ｒ１２を介して被供給部３に接続される。   The ninth pressure control valve 30 includes first to seventh seven ports 30a to 30g. The first port 30a is connected to the first oil passage R1, and is supplied with hydraulic pressure from the large-capacity oil pump Pb. The second port 30b is provided at the same position in the axial direction as the first port 30a, always communicates with the first port 30a, and is connected to the second oil passage R2. The third port 30c is provided on the side farther from the second spool 32 than the second port 30b, and is connected to the supplied portion 3 via a twelfth oil passage R12 which is a low oil pressure lubricating oil passage.

第４ポート３０ｄは、第３ポート３０ｃよりも第２スプール３２から離間する側に設けられ、第６油路Ｒ６（及び第７油路Ｒ７）に供給される油圧（ライン圧）が供給される。第１スプール３１の周囲には、第４ポート３０ｄに対応する部分に環状溝が設けられ、第４ポート３０ｄから供給される油圧によって、第１スプール３１を第２弾性部材３４の付勢力に抗して第２スプール３２に近づく方向（図４の右方向）への力を発生させる。   The fourth port 30d is provided on the side farther from the second spool 32 than the third port 30c, and is supplied with hydraulic pressure (line pressure) supplied to the sixth oil passage R6 (and the seventh oil passage R7). . An annular groove is provided around the first spool 31 in a portion corresponding to the fourth port 30d, and the first spool 31 resists the urging force of the second elastic member 34 by the hydraulic pressure supplied from the fourth port 30d. Then, a force in a direction approaching the second spool 32 (right direction in FIG. 4) is generated.

第５ポート３０ｅは、第１スプール３１と第２スプール３２との間に設けられ、第５ポート３０ｅには、第４圧力制御弁１４から出力される第６圧力制御弁１６用のパイロット圧ＰＤＲＣが供給される。第６ポート３０ｆは、第２スプール３２の第１スプール３１から離間する側に設けられ、第６ポート３０ｆには、第５圧力制御弁１５から出力される第７圧力制御弁１７用のパイロット圧ＰＤＮＣが供給される。 The fifth port 30e is provided between the first spool 31 and the second spool 32. The fifth port 30e has a pilot pressure P for the sixth pressure control valve 16 output from the fourth pressure control valve 14. DRC is supplied. The sixth port 30f is provided on the side of the second spool 32 away from the first spool 31, and the sixth port 30f has a pilot pressure for the seventh pressure control valve 17 output from the fifth pressure control valve 15. P DNC is supplied.

第７ポート３０ｇは、第１スプール３１の第２スプール３２から離間する側に設けられ、第７ポート３０ｇには、方向制御弁２１の第６ポート２１ｆから出力される油圧が供給される。なお、当該油圧は第６圧力制御弁１６にも供給される。   The seventh port 30g is provided on the side of the first spool 31 away from the second spool 32, and the seventh port 30g is supplied with the hydraulic pressure output from the sixth port 21f of the direction control valve 21. The hydraulic pressure is also supplied to the sixth pressure control valve 16.

第９圧力制御弁３０では、第４圧力制御弁１４から出力されるパイロット圧ＰＤＲＣと第５圧力制御弁１５から出力されるパイロット圧ＰＤＮＣとの何れか高い方のパイロット圧が第１スプール３１を第２スプール３２から離間させる方向（図４の左方向）へ移動させる力として作用する。すなわち、第４圧力制御弁１４から出力されるパイロット圧ＰＤＲＣの方が高い場合、第１スプール３１は、第２スプール３２から離間する方向（図４の左方向）へ移動する。一方、第５圧力制御弁１５から出力されるパイロット圧ＰＤＮＣの方が高い場合、第２スプール３２は第２弾性部材３４の付勢力に抗して第１スプール３１に近づく方向（図４の左方向）へ移動して第１スプール３１に突き当たり、第１スプール３１は、第２スプール３２からの押圧力によって第２スプール３２から離間する方向（図４の左方向）へ移動する。 In the ninth pressure control valve 30, either higher pilot pressure of the pilot pressure P DNC output from the pilot pressure P DRC and the fifth pressure control valve 15 which is output from the fourth pressure control valve 14 is first spool It acts as a force for moving 31 in the direction of separating from the second spool 32 (the left direction in FIG. 4). That is, when the pilot pressure PDRC output from the fourth pressure control valve 14 is higher, the first spool 31 moves in a direction away from the second spool 32 (left direction in FIG. 4). On the other hand, when the pilot pressure PDNC output from the fifth pressure control valve 15 is higher, the second spool 32 approaches the first spool 31 against the urging force of the second elastic member 34 (see FIG. 4). The first spool 31 moves in the direction away from the second spool 32 (the left direction in FIG. 4) by the pressing force from the second spool 32.

ここで、無段変速機Ｔの変速比を適切に調整するためには、入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎに必要な油圧のうち少なくとも高い方の油圧、すなわちライン圧Ｐ_lineが第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に供給されていなければならない。図２の油圧回路１によれば、第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に供給される油圧が第４ポート３０ｄに供給されるため、第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に供給される油圧が変動して第１スプール３１が移動すると、第３ポート３０ｃから吐出されるオイルの流量が変動する。これにより、第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に供給される油圧は所望のライン圧Ｐ_lineに保たれる。   Here, in order to appropriately adjust the gear ratio of the continuously variable transmission T, at least the higher hydraulic pressure among the hydraulic pressures required for the input-side pulley Dr and the output-side pulley Dn, that is, the line pressure P_line is the sixth oil passage. It must be supplied to R6 and the seventh oil passage R7. According to the hydraulic circuit 1 of FIG. 2, since the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7 is supplied to the fourth port 30d, it is supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7. When the hydraulic pressure is changed and the first spool 31 moves, the flow rate of oil discharged from the third port 30c changes. Thereby, the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7 is maintained at a desired line pressure P_line.

詳細には、大容量オイルポンプＰｂがライン圧Ｐ_lineを供給している状態のとき、小容量オイルポンプＰｓを駆動して、大容量オイルポンプＰｂから供給された油圧を更にΔＰだけ加圧したとすると、ライン圧Ｐ_lineが増加するため、図５に示すように、第１スプール３１は第２弾性部材３４の付勢力に抗して第２スプール３２に近づく方向（図５の右方向）に移動する。第１スプール３１が第２スプール３２に近づく方向（図５の右方向）に移動すると、第３ポート３０ｃと第１ポート３０ａ及び第２ポート３０ｂとの間の経路が拡大し、大容量オイルポンプＰｂから第９圧力制御弁３０に供給された油圧の一部が第３ポート３０ｃから第１２油路Ｒ１２を介して被供給部３にリリーフする。その結果、大容量オイルポンプＰｂが第９圧力制御弁３０を介して小容量オイルポンプＰｓに供給する油圧Ｐ_pbは「Ｐ_line−ΔＰ」に減少する。詳細は省略するが、同様に、この状態から小容量オイルポンプＰｓの作動を停止してΔＰ＝０となった場合には、第３ポート３０ｃと第１ポート３０ａ及び第２ポート３０ｂとの間の経路が縮小し、大容量オイルポンプＰｂが供給する油圧Ｐ_pbは再びライン圧Ｐ_lineとなるように自動的に上昇する。   Specifically, when the large-capacity oil pump Pb is supplying the line pressure P_line, the small-capacity oil pump Ps is driven to further increase the hydraulic pressure supplied from the large-capacity oil pump Pb by ΔP. Then, since the line pressure P_line increases, as shown in FIG. 5, the first spool 31 moves in a direction approaching the second spool 32 against the urging force of the second elastic member 34 (right direction in FIG. 5). To do. When the first spool 31 moves in the direction approaching the second spool 32 (the right direction in FIG. 5), the path between the third port 30c and the first port 30a and the second port 30b expands, and the large-capacity oil pump Part of the hydraulic pressure supplied from the Pb to the ninth pressure control valve 30 is relieved from the third port 30c to the supplied portion 3 via the twelfth oil passage R12. As a result, the hydraulic pressure P_pb supplied from the large-capacity oil pump Pb to the small-capacity oil pump Ps via the ninth pressure control valve 30 decreases to “P_line−ΔP”. Although details are omitted, similarly, when the operation of the small-capacity oil pump Ps is stopped from this state and ΔP = 0, there is a gap between the third port 30c and the first port 30a and the second port 30b. And the hydraulic pressure P_pb supplied by the large-capacity oil pump Pb automatically rises again to become the line pressure P_line.

（３．油圧回路の作動）
次に、油圧回路１の作動を、該油圧回路１が搭載された車両の状態（「通常走行時」、「急変速時」及び「コースティングダウン時」）毎に説明する。 (3. Operation of hydraulic circuit)
Next, the operation of the hydraulic circuit 1 will be described for each state of the vehicle on which the hydraulic circuit 1 is mounted (“normal driving”, “sudden shifting”, and “coasting down”).

（３−１．通常走行時）
図６を参照して、通常走行時における油圧回路１の作動について説明する。通常走行時においては、内燃機関ＥＮＧは作動しており、大容量オイルポンプＰｂは内燃機関ＥＮＧによって駆動されている。小容量オイルポンプＰｓは、第９圧力制御弁３０を介して大容量オイルポンプＰｂから供給されたオイルを加圧して、第５油路Ｒ５に高油圧を出力する。また、第９圧力制御弁３０の第１スプール３１は、第１ポート３０ａ及び第２ポート３０ｂと第３ポート３０ｃとが連通するように制御されるとともに、圧力制御弁１１は非通電とされている。このため、通常走行時には、「オイルタンク４０→大容量オイルポンプＰｂ→第１油路Ｒ１→第９圧力制御弁３０→第２油路Ｒ２→第３油路Ｒ３→小容量オイルポンプＰｓ→第５油路Ｒ５→第６油路Ｒ６，第７油路Ｒ７」の経路で高油圧を供給し、「オイルタンク４０→大容量オイルポンプＰｂ→第１油路Ｒ１→第９圧力制御弁３０→第１２油路Ｒ１２」の経路で低油圧を被供給部３に供給する。 (3-1. During normal driving)
With reference to FIG. 6, the operation of the hydraulic circuit 1 during normal travel will be described. During normal travel, the internal combustion engine ENG is operating, and the large-capacity oil pump Pb is driven by the internal combustion engine ENG. The small-capacity oil pump Ps pressurizes oil supplied from the large-capacity oil pump Pb via the ninth pressure control valve 30, and outputs a high hydraulic pressure to the fifth oil passage R5. The first spool 31 of the ninth pressure control valve 30 is controlled so that the first port 30a, the second port 30b, and the third port 30c communicate with each other, and the pressure control valve 11 is not energized. Yes. For this reason, during normal driving, “oil tank 40 → large capacity oil pump Pb → first oil path R1 → 9th pressure control valve 30 → second oil path R2 → third oil path R3 → small capacity oil pump Ps → first High oil pressure is supplied through a route of 5 oil passage R5 → sixth oil passage R6, seventh oil passage R7, and “oil tank 40 → large capacity oil pump Pb → first oil passage R1 → 9th pressure control valve 30 → The low hydraulic pressure is supplied to the supplied part 3 through the route of the twelfth oil passage R12.

ここで、第６油路Ｒ６及び第７油路Ｒ７に供給される油圧、すなわちライン圧をＰ_lineで表し、大容量オイルポンプＰｂから第１油路Ｒ１〜第３油路Ｒ３を介して、小容量オイルポンプＰｓに供給される油圧をＰ_pbで表す。このとき、小容量オイルポンプＰｓが加圧する分の圧力ΔＰは、「Ｐ_line−Ｐ_pb」であり、式（１）より、小容量オイルポンプＰｓを駆動するトルクτは、「（Ｐ_line−Ｐ_pb）・Ｖ／２π」となる。従って、加圧されていない状態のオイルを小容量オイルポンプＰｓで加圧する場合に比べて、小容量オイルポンプＰｓを駆動するトルクτを低減できる。   Here, the hydraulic pressure supplied to the sixth oil passage R6 and the seventh oil passage R7, that is, the line pressure is represented by P_line, and the small oil pressure is reduced from the large capacity oil pump Pb through the first oil passage R1 to the third oil passage R3. The hydraulic pressure supplied to the displacement oil pump Ps is represented by P_pb. At this time, the pressure ΔP that is applied by the small-capacity oil pump Ps is “P_line−P_pb”, and the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps is expressed by “(P_line−P_pb) · V / 2π ". Accordingly, the torque τ for driving the small-capacity oil pump Ps can be reduced as compared with the case where the oil that has not been pressurized is pressurized by the small-capacity oil pump Ps.

（３−２．急変速時）
図７を参照して、急変速時における油圧回路１の作動について説明する。急変速時においては、無段変速機Ｔの変速比を急激に変化させる必要があり、入力側プーリＤｒ及び出力側プーリＤｎの何れかに供給するオイルの流量が非常に多く、高圧流量Ｌが所定流量αより多くなる。従って、小容量オイルポンプＰｓの作動を停止し、大容量オイルポンプＰｂのみを作動させる。また、第９圧力制御弁３０の第１スプール３１は、第１ポート３０ａ及び第２ポート３０ｂと第３ポート３０ｃとが連通するように制御されるとともに、第１圧力制御弁１１は非通電とされている。このため、急変速時には、「オイルタンク→大容量オイルポンプＰｂ→第１油路Ｒ１→第９圧力制御弁３０→第２油路Ｒ２→第４油路Ｒ４→第７油路Ｒ７」の経路で、入力側プーリＤｒ又は出力側プーリＤｎに高油圧を供給し、「オイルタンク４０→大容量オイルポンプＰｂ→第１油路Ｒ１→第９圧力制御弁３０→第１２油路Ｒ１２」の経路で低油圧を被供給部３に供給する。このように、急変速時には、小容量オイルポンプＰｓの作動を停止し、大容量オイルポンプＰｂのみを作動させるため、油圧回路１のエネルギー効率を向上できる。 (3-2. Sudden shift)
With reference to FIG. 7, the operation of the hydraulic circuit 1 at the time of sudden shift will be described. At the time of sudden shift, it is necessary to change the gear ratio of the continuously variable transmission T abruptly, the flow rate of oil supplied to either the input side pulley Dr or the output side pulley Dn is very large, and the high pressure flow rate L is More than the predetermined flow rate α. Accordingly, the operation of the small capacity oil pump Ps is stopped, and only the large capacity oil pump Pb is operated. The first spool 31 of the ninth pressure control valve 30 is controlled so that the first port 30a, the second port 30b, and the third port 30c communicate with each other, and the first pressure control valve 11 is not energized. Has been. For this reason, at the time of sudden shift, the route of “oil tank → large capacity oil pump Pb → first oil passage R1 → 9th pressure control valve 30 → second oil passage R2 → fourth oil passage R4 → seventh oil passage R7” Then, the high oil pressure is supplied to the input side pulley Dr or the output side pulley Dn, and the path “oil tank 40 → large capacity oil pump Pb → first oil path R1 → 9th pressure control valve 30 → 12th oil path R12”. Then, the low hydraulic pressure is supplied to the supplied part 3. Thus, at the time of sudden shift, the operation of the small capacity oil pump Ps is stopped and only the large capacity oil pump Pb is operated, so that the energy efficiency of the hydraulic circuit 1 can be improved.

（３−３．コースティングダウン時）
図８を参照して、アイドリングストップしたコースティングダウン時における油圧回路１の作動について説明する。アイドリングストップしたコースティングダウン時には、内燃機関ＥＮＧの駆動は停止されクラッチＣが切られるために回転数Ｎｅが０となる。このため、大容量オイルポンプＰｂは作動しない。したがって、小容量オイルポンプＰｓは、オイルタンク４０から汲み上げたオイルを加圧して、第５油路Ｒ５に高油圧を出力する。また、大容量オイルポンプＰｂは停止しているため、第１２油路Ｒ１２を介して被供給部３に作動油を供給することはできないものの、第１圧力制御弁１１が通電されており、第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に作動油が供給されている。このため、コースティングダウン時には、「オイルタンク４０→第２逆止弁４２→第３油路Ｒ３→小容量オイルポンプＰｓ→第５油路Ｒ５→第６油路Ｒ６，第７油路Ｒ７」の経路で高油圧を供給し、「オイルタンク４０→第２逆止弁４２→第３油路Ｒ３→小容量オイルポンプＰｓ→第５油路Ｒ５→第６油路Ｒ６→第１０油路Ｒ１０（第１圧力制御弁１１）」の経路で低油圧を被供給部３に供給する。 (3-3. During coasting down)
With reference to FIG. 8, the operation of the hydraulic circuit 1 at the time of coasting down where idling is stopped will be described. At the time of coasting down when idling is stopped, the drive of the internal combustion engine ENG is stopped and the clutch C is disengaged, so the rotational speed Ne becomes zero. For this reason, the large-capacity oil pump Pb does not operate. Therefore, the small capacity oil pump Ps pressurizes the oil pumped from the oil tank 40 and outputs a high oil pressure to the fifth oil passage R5. Further, since the large-capacity oil pump Pb is stopped, hydraulic oil cannot be supplied to the supplied part 3 through the twelfth oil passage R12, but the first pressure control valve 11 is energized, The working oil is supplied to the supplied part 3 through the 10 oil passage R10. Therefore, at the time of coasting down, “oil tank 40 → second check valve 42 → third oil passage R3 → small capacity oil pump Ps → fifth oil passage R5 → sixth oil passage R6, seventh oil passage R7” The high oil pressure is supplied through the path “oil tank 40 → second check valve 42 → third oil path R3 → small capacity oil pump Ps → fifth oil path R5 → sixth oil path R6 → tenth oil path R10”. The low hydraulic pressure is supplied to the supplied part 3 through the path of “(first pressure control valve 11)”.

（４．コースティングダウン時の油圧回路の制御）
次に、通常走行の車両がコースティングダウンに移行した後、アクセルペダル又はブレーキペダルが踏まれたため再び通常走行を行う際の油圧回路１の制御について説明する。 (4. Control of hydraulic circuit during coasting down)
Next, a description will be given of the control of the hydraulic circuit 1 when normal driving is performed again because the accelerator pedal or the brake pedal is depressed after the normal traveling vehicle shifts to coasting down.

（４−１．アイドリングストップしたコースティングダウン時にアクセルペダルが踏まれたため通常走行に戻る場合）
図９は、通常走行の車両がコースティングダウンの状態でアイドリングストップした後、アクセルペダルが踏まれたため再び通常走行を行う際に制御される内燃機関ＥＮＧ、油圧回路１及びクラッチＣの経時変化を示す図である。図９に示すように、アイドリングストップが行われる前の通常走行中の時間ｔａにＡＰ開度が０に低下すると、マネジメントＥＣＵ１２５は、油圧回路１が有するノーマルクローズ形式の第３圧力制御弁１３への通電を停止して第１３油路Ｒ１３から方向制御弁２１への油圧を０まで低減することにより、クラッチＣを開放する。次に、マネジメントＥＣＵ１２５は、時間ｔａから所定時間経過後の時間ｔｂに、油圧回路１が有するノーマルクローズ形式の第１圧力制御弁１１への通電を開始することにより、第１０油路Ｒ１０が連通して小容量オイルポンプＰｓからの作動油が被供給部３へ供給される。次に、マネジメントＥＣＵ１２５は、時間ｔｂから所定時間経過後の時間ｔｃに内燃機関ＥＮＧの駆動を停止することで、車両はコースティングダウンの状態となる。 (4-1. When returning to normal driving because the accelerator pedal was depressed during coasting down when idling was stopped)
FIG. 9 shows changes over time of the internal combustion engine ENG, the hydraulic circuit 1 and the clutch C that are controlled when normal driving is performed again because the accelerator pedal is depressed after the idling stop of the normal traveling vehicle is stopped. FIG. As shown in FIG. 9, when the AP opening decreases to 0 during the normal travel time ta before the idling stop is performed, the management ECU 125 moves to the normally closed third pressure control valve 13 of the hydraulic circuit 1. And the clutch C is released by reducing the hydraulic pressure from the thirteenth oil passage R13 to the direction control valve 21 to zero. Next, the management ECU 125 starts energizing the normally closed first pressure control valve 11 of the hydraulic circuit 1 at a time tb after a predetermined time has elapsed from the time ta, whereby the tenth oil passage R10 is communicated. Then, the hydraulic oil from the small capacity oil pump Ps is supplied to the supplied part 3. Next, the management ECU 125 stops driving the internal combustion engine ENG at a time tc after a predetermined time has elapsed from the time tb, so that the vehicle is in a coasting down state.

油圧回路１の上記制御によれば、マネジメントＥＣＵ１２５は、予めクラッチＣを開放することで無段変速機Ｔが伝達しなければならない負荷を低減した上で、第１圧力制御弁１１への通電を開始するため、第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に作動油を供給することに伴いライン圧が低下しても無段変速機Ｔのベルトを保護することができる。なお、時間ｔｂの処理と時間ｔｃの処理は同時であっても良い。   According to the control of the hydraulic circuit 1, the management ECU 125 reduces the load that the continuously variable transmission T must transmit by releasing the clutch C in advance, and then energizes the first pressure control valve 11. Therefore, the belt of the continuously variable transmission T can be protected even if the line pressure decreases as the hydraulic oil is supplied to the supplied portion 3 via the tenth oil passage R10. Note that the process at time tb and the process at time tc may be performed simultaneously.

コースティングダウン中の時間ｔｄ１にアクセルペダルが踏まれたためにＡＰ開度が正の値になると、マネジメントＥＣＵ１２５は、内燃機関ＥＮＧの駆動を再開する。このとき、被供給部３へは大容量オイルポンプＰｂからオイルが供給されるようになる。次に、マネジメントＥＣＵ１２５は、時間ｔｄ１から所定時間経過後の時間ｔｅ１に、ノーマルクローズ形式の第１圧力制御弁１１への通電を停止することにより第１０油路Ｒ１０と被供給部３との連通が絶たれ、小容量オイルポンプＰｓから被供給部３へのオイルの供給は行われなくなる。次に、マネジメントＥＣＵ１２５は、時間ｔｅ１から所定時間経過後の時間ｔｆ１に、ノーマルクローズ形式の第３圧力制御弁１３への通電を再開して方向制御弁２１への油圧を徐々に上げていくことにより、クラッチＣを締結する。なお、時間ｔｄ１の処理と時間ｔｅ１の処理は同時であっても良い。   When the AP opening becomes a positive value because the accelerator pedal is depressed at time td1 during the coasting down, the management ECU 125 resumes driving of the internal combustion engine ENG. At this time, oil is supplied to the supplied part 3 from the large-capacity oil pump Pb. Next, the management ECU 125 stops communication between the tenth oil passage R10 and the supplied part 3 by stopping energization to the normally closed first pressure control valve 11 at a time te1 after a predetermined time has elapsed from the time td1. As a result, the oil is not supplied from the small-capacity oil pump Ps to the supplied portion 3. Next, the management ECU 125 resumes energization of the normally closed third pressure control valve 13 and gradually increases the hydraulic pressure to the direction control valve 21 at time tf1 after a predetermined time has elapsed from time te1. Thus, the clutch C is engaged. Note that the process at time td1 and the process at time te1 may be performed simultaneously.

（４−２．アイドリングストップしたコースティングダウン時にブレーキペダルが踏まれたため通常走行に戻る場合）
図１０は、通常走行の車両がアイドリングストップしてコースティングダウンの状態となった後、ブレーキペダルが踏まれたため再び通常走行を行う際に制御される内燃機関ＥＮＧ、油圧回路１及びクラッチＣの経時変化を示す図である。図１０に示すように、通常走行からコースティングダウンに変わる際の制御は、図９に示した場合と同様である。図１０に示した場合では、コースティングダウン中の時間ｔｄ２にブレーキペダルが踏まれたためにＢＲＫ踏力が正の値になると、マネジメントＥＣＵ１２５は、ノーマルクローズ形式の第１圧力制御弁１１への通電量を徐々に下げて第１０油路Ｒ１０と被供給部３との連通を徐々に絶って、小容量オイルポンプＰｓから被供給部３へのオイルの供給を徐々に減らす。次に、マネジメントＥＣＵ１２５は、時間ｔｄ２から所定時間経過後の時間ｔｅ２に、ノーマルクローズ形式の第３圧力制御弁１３への通電を再開して方向制御弁２１への油圧を徐々に上げていくことによりクラッチＣを締結する。その結果、内燃機関ＥＮＧは駆動輪１２９の回転に応じて連れ回される。なお、時間ｔｄ２の処理と時間ｔｅ２の処理は同時であっても良い。また、図１１に示すように、内燃機関ＥＮＧと同軸に発電機ＧＥＮが設けられている場合、時間ｔｅ２以降には駆動輪１２９からの駆動力によって発電機ＧＥＮが発電することで回生エネルギーを得ることができる。 (4-2. When returning to normal driving because the brake pedal was depressed during coasting down when idling was stopped)
FIG. 10 shows the internal combustion engine ENG, the hydraulic circuit 1 and the clutch C that are controlled when normal driving is performed again because the brake pedal is depressed after the normal driving vehicle has stopped idling and is in a coasting down state. It is a figure which shows a time-dependent change. As shown in FIG. 10, the control when changing from normal running to coasting down is the same as that shown in FIG. In the case shown in FIG. 10, when the BRK pedaling force becomes a positive value because the brake pedal is depressed at time td2 during the coasting down, the management ECU 125 energizes the normally closed first pressure control valve 11. The communication between the tenth oil passage R10 and the supplied part 3 is gradually cut off to gradually reduce the supply of oil from the small capacity oil pump Ps to the supplied part 3. Next, the management ECU 125 resumes energization of the normally closed third pressure control valve 13 and gradually increases the hydraulic pressure to the direction control valve 21 at time te2 after a predetermined time has elapsed from time td2. To engage the clutch C. As a result, the internal combustion engine ENG is rotated according to the rotation of the drive wheel 129. Note that the process at time td2 and the process at time te2 may be performed simultaneously. Further, as shown in FIG. 11, when the generator GEN is provided coaxially with the internal combustion engine ENG, after the time te2, the generator GEN generates power by the driving force from the drive wheels 129 to obtain regenerative energy. be able to.

以上説明したように、本実施形態では、内燃機関ＥＮＧによって駆動される大容量オイルポンプＰｂから出力された油圧が電動機ＭＯＴによって駆動される小容量オイルポンプＰｓに供給される。このため、小容量オイルポンプＰｓは、大容量オイルポンプＰｂから出力した油圧に対して不足分だけ圧力を増加させるだけで足り、従来と比べて、小容量オイルポンプＰｓがオイルに加えるべき圧力が減少する。このため、小容量オイルポンプＰｓでのエネルギー消費量を低減できる。   As described above, in the present embodiment, the hydraulic pressure output from the large capacity oil pump Pb driven by the internal combustion engine ENG is supplied to the small capacity oil pump Ps driven by the electric motor MOT. For this reason, the small-capacity oil pump Ps only needs to increase the pressure by a deficiency relative to the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump Pb. Decrease. For this reason, the energy consumption in the small capacity oil pump Ps can be reduced.

また、油圧作動部２に大流量のオイルを供給する場合などオイルポンプの駆動に際して大きな動力が必要とされる場合においては、小容量オイルポンプＰｓを用いずに、大容量オイルポンプＰｂから油圧作動部２に高油圧を直接供給した方が、小容量オイルポンプＰｓを用いる場合に比べて各オイルポンプを駆動するための動力の総和が少なくなる場合がある。   Further, when a large amount of power is required for driving the oil pump, such as when supplying a large amount of oil to the hydraulic operation unit 2, the hydraulic operation is performed from the large capacity oil pump Pb without using the small capacity oil pump Ps. When the high hydraulic pressure is directly supplied to the section 2, the total power for driving each oil pump may be smaller than when the small-capacity oil pump Ps is used.

このような場合においては、小容量オイルポンプＰｓの作動を停止し、大容量オイルポンプＰｂから出力された油圧を、第３流路Ｌ３を介して油圧作動部２に供給することで、小容量オイルポンプＰｓに要求される最大出力可能な動力を低減することができる。このため、小容量オイルポンプＰｓとして比較的小型な装置を用いることができ、ひいては、小容量オイルポンプＰｓを駆動するときのエネルギー効率を向上できる。   In such a case, the operation of the small-capacity oil pump Ps is stopped, and the hydraulic pressure output from the large-capacity oil pump Pb is supplied to the hydraulic operation unit 2 via the third flow path L3. It is possible to reduce the maximum output power required for the oil pump Ps. For this reason, a relatively small device can be used as the small-capacity oil pump Ps, and as a result, energy efficiency when driving the small-capacity oil pump Ps can be improved.

また、第９圧力制御弁３０は、大容量オイルポンプＰｂの作動時に第１ポート３０ａ及び第２ポート３０ｂを第３ポート３０ｃに連通させて、大容量オイルポンプＰｂから供給された作動油を第１２油路Ｒ１２を介して被供給部３に供給するので、被供給部３を適切に潤滑することができる。一方、内燃機関ＥＮＧが停止した場合には、大容量オイルポンプＰｂの作動も停止するため、第１２油路Ｒ１２を介して被供給部３に作動油を供給することはできない。しかしながら、小容量オイルポンプＰｓの下流側に位置する第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に作動油を供給することができ、大容量オイルポンプＰｂの停止時であっても被供給部３を適切に潤滑することができる。したがって、コースティングダウン時においてもアイドリングストップを行うことができ、コースティングダウン時のアイドリングストップを行うことによる燃費の向上を実現できる。   Further, the ninth pressure control valve 30 connects the first port 30a and the second port 30b to the third port 30c when the large-capacity oil pump Pb is operated, and the hydraulic oil supplied from the large-capacity oil pump Pb is supplied to the first pressure control valve 30. Since it supplies to the to-be-supplied part 3 via 12 oil path R12, the to-be-supplied part 3 can be lubricated appropriately. On the other hand, when the internal combustion engine ENG is stopped, the operation of the large-capacity oil pump Pb is also stopped, so that the operating oil cannot be supplied to the supplied part 3 through the twelfth oil passage R12. However, hydraulic oil can be supplied to the supplied part 3 via the tenth oil passage R10 located downstream of the small capacity oil pump Ps, and the supplied part even when the large capacity oil pump Pb is stopped. 3 can be properly lubricated. Therefore, idling stop can be performed even when the coasting is down, and fuel efficiency can be improved by performing idling stop when the coasting is down.

また、通常走行中の車両がコースティングダウンの状態となった際にアイドリングストップが行われるときは、第１３油路Ｒ１３から方向制御弁２１への油圧を０まで低減することによってクラッチＣを開放して無段変速機Ｔが伝達しなければならない負荷を低減した上で、第１圧力制御弁１１への通電を開始して被供給部３への作動油の供給を行うことができる。このように、被供給部３に作動油を供給する際には、予めクラッチＣを開放することで必要なライン圧P_lineを低減し、第１０油路Ｒ１０を介して被供給部３に作動油を供給することに伴いライン圧P_lineが低下しても無段変速機Ｔのベルトを保護することができる。   Further, when idling stop is performed when the vehicle traveling normally is in a coasting down state, the clutch C is released by reducing the hydraulic pressure from the thirteenth oil passage R13 to the directional control valve 21 to zero. Thus, after reducing the load that must be transmitted by the continuously variable transmission T, energization of the first pressure control valve 11 can be started to supply hydraulic oil to the supplied portion 3. Thus, when supplying hydraulic fluid to the supplied part 3, the required line pressure P_line is reduced by releasing the clutch C in advance, and the hydraulic oil is supplied to the supplied part 3 via the tenth oil passage R10. The belt of the continuously variable transmission T can be protected even if the line pressure P_line decreases with the supply of.

また、アイドリングストップした状態でのコースティングダウン時にアクセルペダル又はブレーキペダルが踏まれて通常走行に戻る際には、第１圧力制御弁１１の制御によって第１０油路Ｒ１０と被供給部３との連通を絶つことによってライン圧P_lineを確保した上でクラッチＣを締結するため、ライン圧P_lineの低下による無段変速機Ｔにおける側圧の低下を防止できる。これにより、無段変速機Ｔのベルトを保護することができる。   Further, when the accelerator pedal or the brake pedal is depressed and the vehicle returns to the normal running at the time of coasting down in the idling stopped state, the control of the first pressure control valve 11 causes the tenth oil passage R10 and the supplied portion 3 to Since the clutch C is engaged after securing the line pressure P_line by disconnecting the communication, it is possible to prevent a decrease in the side pressure in the continuously variable transmission T due to a decrease in the line pressure P_line. Thereby, the belt of continuously variable transmission T can be protected.

また、コースティングダウン時にブレーキペダルが踏まれた際には、クラッチＣが締結された後に発電機ＧＥＮで発電することで回生エネルギーを得ることができる。   Further, when the brake pedal is depressed during coasting down, regenerative energy can be obtained by generating power with the generator GEN after the clutch C is engaged.

なお、本発明は、前述した実施形態に限定されるものではなく、適宜、変形、改良、等が可能である。   In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above, A deformation | transformation, improvement, etc. are possible suitably.

１ 油圧回路
２ 油圧作動部
３ 被供給部
１１ 第１圧力制御弁
１２ 第２圧力制御弁
１３ａ 第１電磁バルブ
１３ｂ 第２電磁バルブ
１４ 第４圧力制御弁
１５ 第５圧力制御弁
１６ 第６圧力制御弁
１７ 第７圧力制御弁
２１ 方向制御弁
３０ 第９圧力制御弁
３０ａ 第１ポート
３０ｂ 第２ポート
３０ｃ 第３ポート
３０ｄ 第４ポート
３０ｅ 第５ポート
３０ｆ 第６ポート
３０ｇ 第７ポート
３１ 第１スプール
３２ 第２スプール
３３ 第１弾性部材
３４ 第２弾性部材
４０ オイルタンク
１２１ 車速センサ
１２３ 回転数センサ
１２５ マネジメントＥＣＵ（MG ECU）
１２７ 駆動軸
１２９ 駆動輪
Ｃ クラッチ
Ｄｒ 出力側プーリ
Ｄｖ 入力側プーリ
ＥＮＧ 内燃機関
Ｌ１ 第１流路
Ｌ２ 第２流路
Ｐｂ 大容量オイルポンプ
Ｐｓ 小容量オイルポンプ
Ｒ１ 第１油路
Ｒ２ 第２油路
Ｒ３ 第３油路
Ｒ４ 第４油路
Ｒ５ 第５油路
Ｒ６ 第６油路
Ｒ７ 第７油路
Ｒ８ 第８油路
Ｒ９ 第９油路
Ｒ１０ 第１０油路
Ｒ１１ 第１１油路
Ｒ１２ 第１２油路
Ｒ１３ 第１３油路
Ｒ１４ 第１４油路
Ｒ１５ 第１５油路
Ｒ１６ 第１６油路
Ｔ 無段変速機 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hydraulic circuit 2 Hydraulic action part 3 Supply part 11 1st pressure control valve 12 2nd pressure control valve 13a 1st solenoid valve 13b 2nd solenoid valve 14 4th pressure control valve 15 5th pressure control valve 16 6th pressure control Valve 17 7th pressure control valve 21 Direction control valve 30 9th pressure control valve 30a 1st port 30b 2nd port 30c 3rd port 30d 4th port 30e 5th port 30f 6th port 30g 7th port 31 1st spool 32 Second spool 33 First elastic member 34 Second elastic member 40 Oil tank 121 Vehicle speed sensor 123 Rotational speed sensor 125 Management ECU (MG ECU)
127 Drive shaft 129 Drive wheel C Clutch Dr Output side pulley Dv Input side pulley ENG Internal combustion engine L1 First flow path L2 Second flow path Pb Large capacity oil pump Ps Small capacity oil pump R1 First oil path R2 Second oil path R3 3rd oil path R4 4th oil path R5 5th oil path R6 6th oil path R7 7th oil path R8 8th oil path R9 9th oil path R10 10th oil path R11 11th oil path R12 12th oil path R13 13th oil passage R14 14th oil passage R15 15th oil passage R16 16th oil passage T continuously variable transmission

Claims (6)

油圧が供給される被供給部と、前記油圧よりも油圧の高い高油圧が供給される油圧作動部とに対し、油圧を供給する油圧回路であって、
前記油圧作動部は、前記高油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ及び出力側プーリを有し、変速比を無段階に調整可能なベルト式の無段変速機と、油圧の供給に応じて動力伝達経路を断接する断接機構と、を有し、
前記油圧回路は、
車両が走行するための駆動力を出力する駆動源によって駆動される機械式オイルポンプと、
電動機によって駆動され前記機械式オイルポンプよりも小容量のオイルポンプであって、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給する電動オイルポンプと、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を、前記電動オイルポンプに供給する第１流路と、
前記電動オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第２流路と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記電動オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第３流路と、
前記第２流路及び前記第３流路に接続され、前記機械式オイルポンプ又は前記電動オイルポンプから供給された油圧を前記断接機構に供給する第４流路と、
前記第４流路に接続されるとともに、前記被供給部に接続される第５流路と、
前記機械式オイルポンプと前記第１流路との間に設けられたライン圧調整弁と、
前記第２流路又は前記第３流路のライン圧を受けて、作動油を前記入力側プーリに給排する制御を行う第１シフト制御弁と、
前記第２流路又は前記第３流路の前記ライン圧を受けて、作動油を前記出力側プーリに給排する制御を行う第２シフト制御弁と、を備え、
前記ライン圧調整弁は、
スプールと、
前記機械式オイルポンプからの油圧が供給される第１ポートと、
前記第１ポートと常に連通し、前記第１流路に接続される第２ポートと、
潤滑油路を介して前記被供給部に接続される第３ポートと、を備え、
前記機械式オイルポンプの作動時に前記第１ポート及び前記第２ポートを前記第３ポートに連通させて、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記潤滑油路を介して前記被供給部に供給可能に構成され、
前記第５流路には、前記第５流路と前記被供給部との連通を制御可能な第１電磁弁が設けられた、油圧回路。 A hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure to a supplied portion to which hydraulic pressure is supplied and a hydraulic operating portion to which a high hydraulic pressure higher than the hydraulic pressure is supplied;
The hydraulic operation unit includes an input-side pulley and an output-side pulley whose width can be changed by supplying the high hydraulic pressure, and a belt-type continuously variable transmission capable of adjusting a gear ratio steplessly; A connection / disconnection mechanism for connecting / disconnecting the power transmission path according to the supply of
The hydraulic circuit is
A mechanical oil pump driven by a driving source that outputs a driving force for the vehicle to travel;
An oil pump driven by an electric motor and having a smaller capacity than the mechanical oil pump, further pressurizing the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump and supplying the hydraulic pressure to the hydraulic operating unit;
A first flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the electric oil pump;
A second flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the electric oil pump to the hydraulic operating unit;
A third flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the hydraulic actuator without passing through the electric oil pump;
A fourth flow path that is connected to the second flow path and the third flow path and supplies the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump or the electric oil pump to the connection / disconnection mechanism;
A fifth flow path connected to the fourth flow path and connected to the supplied portion;
A line pressure regulating valve provided between the mechanical oil pump and the first flow path;
A first shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the input pulley;
A second shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the output pulley,
The line pressure regulating valve is
A spool,
A first port to which hydraulic pressure from the mechanical oil pump is supplied;
A second port always in communication with the first port and connected to the first flow path;
A third port connected to the supplied part via a lubricating oil path,
When the mechanical oil pump is operated, the first port and the second port are communicated with the third port, and the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump is supplied to the supplied part via the lubricating oil passage. Configured to supply,
The hydraulic circuit, wherein the fifth flow path is provided with a first electromagnetic valve capable of controlling communication between the fifth flow path and the supplied portion. 油圧が供給される被供給部と、前記油圧よりも油圧の高い高油圧が供給される油圧作動部とに対し、油圧を供給する油圧回路の制御装置であって、
前記油圧作動部は、前記高油圧が供給されることで幅を変更可能な入力側プーリ及び出力側プーリを有し、変速比を無段階に調整可能なベルト式の無段変速機と、
油圧の供給に応じて動力伝達経路を断接する断接機構と、を有し、
前記油圧回路は、
車両が走行するための駆動力を出力する駆動源によって駆動される機械式オイルポンプと、
電動機によって駆動され前記機械式オイルポンプよりも小容量のオイルポンプであって、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を更に加圧して前記油圧作動部に供給する電動オイルポンプと、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を、前記電動オイルポンプに供給する第１流路と、
前記電動オイルポンプから供給された油圧を、前記油圧作動部に供給する第２流路と、
前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記電動オイルポンプを介さずに、前記油圧作動部に供給する第３流路と、
前記第２流路及び前記第３流路に接続され、前記機械式オイルポンプ又は前記電動オイルポンプから供給された油圧を前記断接機構に供給する第４流路と、
前記第４流路に接続されるとともに、前記被供給部に接続される第５流路と、
前記機械式オイルポンプと前記第１流路との間に設けられたライン圧調整弁と、
前記第２流路又は前記第３流路のライン圧を受けて、作動油を前記入力側プーリに給排する制御を行う第１シフト制御弁と、
前記第２流路又は前記第３流路の前記ライン圧を受けて、作動油を前記出力側プーリに給排する制御を行う第２シフト制御弁と、を備え、
前記ライン圧調整弁は、
スプールと、
前記機械式オイルポンプからの油圧が供給される第１ポートと、
前記第１ポートと常に連通し、前記第１流路に接続される第２ポートと、
潤滑油路を介して前記被供給部に接続される第３ポートと、を備え、
前記機械式オイルポンプの作動時に前記第１ポート及び前記第２ポートを前記第３ポートに連通させて、前記機械式オイルポンプから供給された油圧を前記潤滑油路を介して前記被供給部に供給可能に構成され、
前記第５流路には、前記第５流路と前記被供給部との連通を制御可能な第１電磁弁が設けられ、
前記制御装置は、前記駆動源の作動は停止しているが前記車両が走行しているとき、前記断接機構を開放状態とし、且つ、前記被供給部には前記第１電磁弁によって連通した前記第５流路を介して油圧が供給されるよう制御する、油圧回路の制御装置。 A control device for a hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure to a supplied portion to which hydraulic pressure is supplied and a hydraulic operating portion to which a high hydraulic pressure higher than the hydraulic pressure is supplied,
The hydraulic actuating unit has an input-side pulley and an output-side pulley whose width can be changed by supplying the high hydraulic pressure, and a belt-type continuously variable transmission capable of adjusting a gear ratio steplessly;
A connection / disconnection mechanism for connecting / disconnecting the power transmission path according to the supply of hydraulic pressure,
The hydraulic circuit is
A mechanical oil pump driven by a driving source that outputs a driving force for the vehicle to travel;
An oil pump driven by an electric motor and having a smaller capacity than the mechanical oil pump, further pressurizing the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump and supplying the hydraulic pressure to the hydraulic operating unit;
A first flow path for supplying hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the electric oil pump;
A second flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the electric oil pump to the hydraulic operating unit;
A third flow path for supplying the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump to the hydraulic actuator without passing through the electric oil pump;
A fourth flow path that is connected to the second flow path and the third flow path and supplies the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump or the electric oil pump to the connection / disconnection mechanism;
A fifth flow path connected to the fourth flow path and connected to the supplied portion;
A line pressure regulating valve provided between the mechanical oil pump and the first flow path;
A first shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the input pulley;
A second shift control valve that receives the line pressure of the second flow path or the third flow path and performs control to supply and discharge hydraulic oil to and from the output pulley,
The line pressure regulating valve is
A spool,
A first port to which hydraulic pressure from the mechanical oil pump is supplied;
A second port always in communication with the first port and connected to the first flow path;
A third port connected to the supplied part via a lubricating oil path,
When the mechanical oil pump is operated, the first port and the second port are communicated with the third port, and the hydraulic pressure supplied from the mechanical oil pump is supplied to the supplied part via the lubricating oil passage. Configured to supply,
The fifth flow path is provided with a first solenoid valve capable of controlling communication between the fifth flow path and the supplied portion,
The control device opens the connection / disconnection mechanism when the vehicle is running while the operation of the drive source is stopped, and communicates with the supplied portion by the first electromagnetic valve. A control device for a hydraulic circuit, which controls to supply hydraulic pressure through the fifth flow path. 請求項２に記載の油圧回路の制御装置であって、
前記制御装置は、前記車両が走行中に前記駆動源の駆動を停止するとき、前記断接機構を開放した後、前記第４流路と前記第５流路とが連通するよう前記第１電磁弁を制御する、油圧回路の制御装置。 A control device for a hydraulic circuit according to claim 2,
When the vehicle stops traveling while the vehicle is running, the control device opens the connection / disconnection mechanism, and then the first electromagnetic wave communicates with the fourth flow path and the fifth flow path. Hydraulic circuit control device that controls the valve. 請求項２又は３に記載の油圧回路の制御装置であって、
前記制御装置は、前記駆動源の作動が停止した状態で前記車両が走行しているときにアクセルペダルが踏まれると、前記第１電磁弁を制御して前記第４流路と前記第５流路との連通を絶った後、前記断接機構を締結する、油圧回路の制御装置。 The hydraulic circuit control device according to claim 2 or 3,
The control device controls the first electromagnetic valve to control the fourth flow path and the fifth flow when the accelerator pedal is stepped on while the vehicle is running with the operation of the drive source stopped. A control apparatus for a hydraulic circuit, wherein the connection / disconnection mechanism is fastened after disconnecting from the road. 請求項２又は３に記載の油圧回路の制御装置であって、
前記制御装置は、前記駆動源の作動が停止した状態で前記車両が走行しているときにブレーキペダルが踏まれると、前記第４流路と前記第５流路との連通を絶つよう前記第１電磁弁を制御するとき又は前記第１電磁弁を制御して前記連通を絶った後、前記断接機構を締結する、油圧回路の制御装置。 The hydraulic circuit control device according to claim 2 or 3,
When the brake pedal is stepped on while the vehicle is running with the operation of the drive source stopped, the control device is configured to disconnect the fourth flow path from the fifth flow path. A hydraulic circuit control device for fastening the connecting / disconnecting mechanism when controlling one electromagnetic valve or after disconnecting the communication by controlling the first electromagnetic valve. 請求項５に記載の油圧回路の制御装置であって、
前記断接機構を締結した状態で、前記車両の駆動輪からの駆動力によって発電機が発電する、油圧回路の制御装置。 A control device for a hydraulic circuit according to claim 5,
A control apparatus for a hydraulic circuit, wherein a generator generates electric power with driving force from driving wheels of the vehicle in a state where the connection / disconnection mechanism is fastened.
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