WO2016152533A1 - 車両用油圧制御装置および油圧制御方法 - Google Patents

車両用油圧制御装置および油圧制御方法 Download PDF

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pressure
hydraulic
vehicle speed
hydraulic pressure
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秀策 片倉
清水　豊
陽子 吉岡
行宣 犬田
智之 小池
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ジヤトコ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a vehicle hydraulic control device including a first oil pump driven by a traveling drive source and a second oil pump driven by an electric motor.
  • a first oil pump driven by a travel drive source and a second oil pump driven by an electric motor are provided, and between the travel drive source and the drive wheels based on a requested drive force from the driver.
  • a vehicle hydraulic control device that controls the first and second oil pumps so as to ensure a necessary hydraulic pressure that prevents a power transmission member such as a clutch or a variator that transmits power from being slipped.
  • the second oil pump discharge pressure compensates for the shortage of the first oil pump discharge pressure.
  • the second oil pump discharge pressure is set to the insufficient (compensation) hydraulic pressure. The actual oil pressure provided could be lower than the required oil pressure.
  • the traveling drive source rotational speed is low and the first oil pump discharge pressure is likely to vary.
  • the first oil pump discharge pressure may be lower than expected, and the required hydraulic pressure may not be ensured. was there. If the required hydraulic pressure cannot be ensured, slip may occur in the power transmission member, and the driving force intended by the driver may not be transmitted to the drive wheels.
  • An object of the present invention is to provide a vehicle hydraulic control device that can secure a required hydraulic pressure when a required driving force is generated in a low vehicle speed region where the output of the first oil pump is unstable.
  • the vehicle hydraulic control device of the present invention includes a first oil pump, a second oil pump, and a second oil pump controller.
  • the first oil pump is driven by a travel drive source to supply hydraulic pressure.
  • the second oil pump is driven by an electric motor different from the travel drive source to supply hydraulic pressure.
  • the second oil pump controller controls the first oil pump discharge pressure from the required oil pressure determined according to the required driving force when the required driving force from the driver is generated in a low vehicle speed region where the vehicle speed is lower than the first vehicle speed.
  • the second oil pump is driven so that the discharge pressure of the second oil pump is larger than the supplementary hydraulic pressure obtained by subtracting.
  • the first oil pump discharge pressure is lower than expected because the traveling drive source rotation speed is low and the first oil pump discharge pressure varies in the low vehicle speed range. Even if it becomes, since the second oil pump discharge pressure is made larger than the supplementary hydraulic pressure, it is possible to reliably cover the shortage of the required hydraulic pressure with the first oil pump discharge pressure. As a result, the required hydraulic pressure can be secured when the required driving force is generated in the low vehicle speed region where the output of the first oil pump is unstable.
  • 1 is an overall system diagram showing a hybrid vehicle to which a control device of an embodiment is applied. It is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic control circuit provided in the hybrid vehicle of the embodiment. It is a flowchart which shows the flow of the required hydraulic collateral process performed with the integrated controller of an Example. It is a characteristic diagram which shows the required flow rate table which shows the relationship between the required total flow volume determined according to a driver
  • FIG. 1 is an overall system diagram illustrating a hybrid vehicle (an example of a vehicle) to which the control device of the embodiment is applied.
  • the overall system configuration of the hybrid vehicle according to the embodiment will be described below with reference to FIG.
  • the vehicle hydraulic control apparatus of the embodiment is applied to the hybrid vehicle shown in FIG.
  • the drive system of this hybrid vehicle includes an engine Eng, a first clutch CL1, a motor / generator MG, a second clutch CL2, a continuously variable transmission CVT, a final gear FG, a left drive wheel LT, and a right drive. And a wheel RT.
  • the engine Eng is capable of lean combustion, and the engine torque is controlled to match the command value by controlling the intake air amount by the throttle actuator, the fuel injection amount by the injector, and the ignition timing by the spark plug.
  • the first clutch CL1 is interposed between the engine Eng and the motor / generator MG.
  • the first clutch CL1 for example, a dry clutch that is normally released (normally open) by an urging force of a diaphragm spring is used, and complete engagement / semi-engagement / release between the engine Eng and the motor / generator MG is performed. If the first clutch CL1 is completely engaged, the motor torque and the engine torque are transmitted to the second clutch CL2. If the first clutch CL1 is in the released state, only the motor torque is transmitted to the second clutch CL2. Note that complete fastening / semi-fastening / release control is performed by stroke control for the hydraulic actuator.
  • the motor / generator MG has an AC synchronous motor structure serving as a travel drive source.
  • the motor / generator MG performs a drive torque control and a rotational speed control at the time of start and travel, and a battery BAT for vehicle kinetic energy by regenerative brake control at the time of braking and deceleration. Is to be collected.
  • the second clutch CL2 is a frictional engagement element interposed between the motor / generator MG and the left and right drive wheels LT, RT.
  • the second clutch CL2 is constituted by a wet multi-plate friction clutch by hydraulic operation, and complete engagement / slip engagement / release is controlled by the second clutch hydraulic pressure.
  • the second clutch CL2 of the embodiment uses the forward clutch FC and the reverse brake RB provided in the forward / reverse switching mechanism of the continuously variable transmission CVT using planetary gears. That is, during forward travel, the forward clutch FC is the second clutch CL2, and during reverse travel, the reverse brake RB is the second clutch CL2.
  • the continuously variable transmission CVT is a belt type continuously variable transmission having a primary pulley Pri, a secondary pulley Sec, and a pulley belt V stretched between the primary pulley Pri and the secondary pulley Sec.
  • the primary pulley Pri and the secondary pulley Sec change the pulley width while holding the pulley belt V by supplying hydraulic pressure, and change the diameter of the surface holding the pulley belt V to change the gear ratio (pulley ratio). Control freely.
  • an input gear of a mechanical oil pump O / P (first oil pump) is connected to the motor output shaft MGout of the motor / generator MG via a chain CH.
  • the mechanical oil pump O / P is an oil pump that is driven by the rotational driving force of the motor / generator MG.
  • a gear pump or a vane pump is used.
  • this mechanical oil pump O / P can discharge hydraulic oil regardless of the rotation direction of the motor / generator MG.
  • an electric oil pump M / O / P (second oil pump) driven by the rotational driving force of a sub motor S / M (electric motor) provided separately from the motor / generator MG is provided. Is provided.
  • This electric oil pump M / O / P has a three-phase AC motor structure, and can control the discharge flow rate of hydraulic oil by controlling the rotational speed.
  • the mechanical oil pump O / P and the electric oil pump M / O / P are used to supply hydraulic pressure (control pressure) to be supplied to the first and second clutches CL1 and CL2 and the continuously variable transmission CVT. It is OIL.
  • OIL hydraulic supply source
  • the sub motor S / M is stopped and the electric oil pump M / O / P is stopped.
  • the sub motor S / M is driven to operate the electric oil pump M / O / P, and the hydraulic oil from the electric oil pump M / O / P also operates. To discharge.
  • the first clutch CL1, the motor / generator MG, and the second clutch CL2 constitute a one-motor / two-clutch drive system.
  • the main drive modes of this drive system are “EV mode” and “HEV”. Mode ".
  • the “EV mode” is an electric vehicle mode in which the first clutch CL1 is released, the second clutch CL2 is engaged, and only the motor / generator MG is used as a drive source.
  • the “HEV mode” is a hybrid vehicle mode in which the first and second clutches CL1 and CL2 are engaged and the engine Eng and the motor / generator MG are used as drive sources.
  • the hybrid vehicle control system of the embodiment includes an inverter INV, a battery BAT, an integrated controller 10, a transmission controller 11, a clutch controller 12, an engine controller 13, and a motor controller 14. And a battery controller 15.
  • the inverter INV performs DC / AC conversion and generates a drive current for the motor / generator MG. Further, the output rotation of the motor / generator MG is reversed by reversing the phase of the generated drive current.
  • the battery BAT is a chargeable / dischargeable secondary battery, and supplies power to the motor / generator MG and charges power regenerated by the motor / generator MG.
  • the integrated controller 10 includes a battery state (here, input from the battery controller 15), an accelerator opening (here, detected by the accelerator opening sensor 21), and a vehicle speed (here, a value synchronized with the transmission output speed).
  • the target drive torque corresponding to the driver's requested driving force is calculated from the transmission output speed sensor 22.
  • command values for the actuators are calculated and transmitted to the controllers 11-15.
  • the integrated controller 10 is a second oil pump controller that controls the electric oil pump M / O / P.
  • the flow control of the electric oil pump M / O / P is performed when the vehicle speed is lower than the first vehicle speed V1 described later and when the vehicle speed is higher than the first vehicle speed V1 and lower than the second vehicle speed V2 described later. Switching between when the speed is higher than the second vehicle speed V2.
  • the transmission controller 11 performs shift control so as to achieve a shift command from the integrated controller 10.
  • This shift control is performed by controlling the hydraulic pressure supplied to the primary pulley Pri and the secondary pulley Sec of the continuously variable transmission CVT using the line pressure PL supplied via the hydraulic control circuit 100 as a source pressure.
  • the surplus pressure generated when the hydraulic pressure supplied from the line pressure PL to the primary pulley Pri and the hydraulic pressure supplied to the secondary pulley Sec is generated is used for cooling and lubrication of the first clutch CL1 and the second clutch CL2. .
  • the clutch controller 12 includes a second clutch input rotational speed (detected by the motor rotational speed sensor 23), a second clutch output rotational speed (detected by the second clutch output rotational speed sensor 24), a clutch oil temperature (operating oil temperature sensor 25). Detected by). Further, the clutch controller 12 performs first clutch control and second clutch control so as to achieve the first clutch control command and the second clutch control command from the integrated controller 10.
  • the first clutch control is performed by controlling the hydraulic pressure supplied to the first clutch CL1, using the line pressure PL supplied via the hydraulic control circuit 100 as a source pressure.
  • the second clutch control is performed by controlling the hydraulic pressure supplied to the second clutch CL2 using the line pressure PL supplied via the hydraulic control circuit 100 as a source pressure.
  • the excess pressure generated when the hydraulic pressure supplied from the line pressure PL to the first clutch CL1 and the hydraulic pressure supplied to the second clutch CL2 is generated is used to cool and lubricate the first clutch CL1 and the second clutch CL2. Turned to.
  • a circuit for supplying a control hydraulic pressure using the line pressure PL as a source pressure to the primary pulley Pri, the secondary pulley Sec, and the second clutch CL2 of the continuously variable transmission CVT is referred to herein as a “transmission mechanism hydraulic system Sup”.
  • a circuit for cooling and lubricating the second clutch CL2 is referred to herein as a “transmission mechanism cooling / lubricating system Lub” (see FIG. 2).
  • the engine controller 13 inputs the engine speed (detected by the engine speed sensor 26), and controls the torque of the engine Eng so as to achieve an engine torque command value corresponding to the target engine torque from the integrated controller 10. .
  • the motor controller 14 inputs the motor rotation speed (detected by the motor rotation speed sensor 23), and the motor controller 14 achieves a motor torque command value and a motor rotation speed command value corresponding to the target motor torque from the integrated controller 10. / Control generator MG.
  • the engine Eng and the motor / motor are stopped when the vehicle is in the accelerator OFF state (detected by the accelerator opening sensor 21) and the brake is ON (detected by the brake switch 27), that is, when the idle stop condition is satisfied.
  • Idle stop control for stopping both generators MG is performed. Further, when this idle stop condition is established, the sub motor S / M is also stopped.
  • the battery controller 15 manages the state of charge of the battery BAT and transmits the information to the integrated controller 10.
  • the state of charge of battery BAT is calculated based on the power supply voltage detected by battery voltage sensor 15a and the battery temperature detected by battery temperature sensor 15b.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic control circuit provided in the hybrid vehicle of the embodiment. The detailed configuration of the hydraulic control circuit according to the embodiment will be described below with reference to FIG.
  • the hydraulic control circuit 100 regulates the discharge pressure of a hydraulic pressure supply source OIL composed of a mechanical oil pump O / P and an electric oil pump M / O / P to a line pressure PL, and supplies the line pressure PL to a hydraulic system Sup for a transmission mechanism.
  • a hydraulic pressure supply source OIL composed of a mechanical oil pump O / P and an electric oil pump M / O / P
  • a line pressure PL supplies the line pressure PL to a hydraulic system Sup for a transmission mechanism.
  • surplus pressure generated when the hydraulic pressure is supplied to the transmission mechanism hydraulic system Sup is supplied to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism.
  • the hydraulic control circuit 100 by switching the switching valve 107, the hydraulic oil discharged from the electric oil pump M / O / P is directly supplied to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism. That is, as shown in FIG.
  • the hydraulic control circuit 100 includes a mechanical oil pump O / P, an electric oil pump M / O / P, a first oil passage 101, and a first flapper valve 101a.
  • the first oil passage 101 is connected to the discharge port 110a, and the suction circuit 109a that sucks the hydraulic oil collected in the oil pan 108 is connected to the suction port 110b.
  • the mechanical oil pump O / P is driven by rotation of the motor / generator MG, sucks hydraulic oil from the oil pan 108 via the suction circuit 109a, and draws the hydraulic oil to the first oil passage 101. Discharge.
  • the discharge flow rate at this time depends on the rotation speed of the motor / generator MG. In other words, when the mechanical oil pump O / P makes one rotation, the flow rate discharged from this mechanical oil pump O / P is determined, and the pump rotation speed and pump discharge flow rate are proportional to a certain rotation number (flow rate). It has become a relationship.
  • the second oil passage 102 is connected to the discharge port 111a, and the suction circuit 109a that sucks the hydraulic oil collected in the oil pan 108 is connected to the suction port 111b.
  • the electric oil pump M / O / P is driven by the rotational drive of the sub motor S / M, sucks the hydraulic oil from the oil pan 108 via the suction circuit 109a, and flows into the second oil passage 102. Is discharged.
  • the discharge flow rate of the electric oil pump M / O / P depends on the pump rotation speed.
  • the electric oil pump M / O / P when the electric oil pump M / O / P makes one rotation, the flow rate discharged from this electric oil pump M / O / P is determined, and the pump rotation speed and pump discharge flow rate are up to a certain rotation speed (flow rate). Is proportional. From this, it can be said that setting the target rotational speed for the electric oil pump M / O / P is synonymous with instructing the flow rate to the electric oil pump M / O / P.
  • the electric oil pump M / O / P in this embodiment uses an oil pump having a larger discharge flow rate than an electric oil pump used only during general idle stop control.
  • the engagement / release control of the second clutch CL2 or the shifting of the continuously variable transmission CVT is ensured only by the discharge flow rate (second hydraulic pressure P2) of the electric oil pump M / O / P.
  • the oil pump can be used. Therefore, it is not always necessary to drive the mechanical oil pump O / P at the time of start, and only this electric oil pump M / O / P needs to be driven.
  • the first oil passage 101 is an oil passage through which hydraulic oil discharged from the mechanical oil pump O / P flows, and the oil pressure in the first oil passage 101 (hereinafter referred to as “first oil pressure P1”) is so-called.
  • the hydraulic pressure (first oil pump discharge pressure) is supplied from the mechanical oil pump O / P.
  • the first hydraulic pressure P1 is proportional to the rotational speed (discharge flow rate) of the mechanical oil pump O / P.
  • the first oil passage 101 communicates with the third oil passage 103 when the first flapper valve 101a is opened.
  • the second oil passage 102 is an oil passage through which hydraulic oil discharged from the electric oil pump M / O / P flows, and a hydraulic pressure in the second oil passage 102 (hereinafter referred to as “second hydraulic pressure P2”)
  • the oil pressure is supplied from a so-called electric oil pump M / O / P (second oil pump discharge pressure).
  • the second hydraulic pressure P2 is proportional to the rotational speed (discharge flow rate) of the electric oil pump M / O / P.
  • the second oil passage 102 communicates with the third oil passage 103 when the second flapper valve 102a is opened.
  • the second oil passage 102 is provided with a switching valve 107 at an intermediate position. That is, the middle position of the second oil passage 102 is divided, one is connected to the switching valve input port 107 a of the switching valve 107, and the other is connected to the switching valve output port 107 b of the switching valve 107.
  • the second oil passage 102 is provided with a second pressure sensor 28 for detecting the second oil pressure P2 and a pressure leak valve 28a. When the second hydraulic pressure P2 monitored by the second pressure sensor 28 reaches a predetermined relief pressure, the pressure leak valve 28a is opened and the hydraulic oil in the second oil passage 102 is drained. .
  • the first flapper valve 101a is a valve for preventing the backflow of hydraulic oil to the mechanical oil pump O / P side
  • the first hydraulic pressure P1 is the hydraulic pressure in the third oil passage 103 (hereinafter, “third hydraulic pressure P3”). It has the characteristic of opening when it becomes larger than.
  • the second flapper valve 102a is a valve for preventing the backflow of hydraulic oil to the electric oil pump M / O / P side, and has a characteristic of opening when the second hydraulic pressure P2 becomes larger than the third hydraulic pressure P3.
  • the magnitude of the third oil pressure P3 is determined by the higher one of the first oil pressure P1 and the second oil pressure P2.
  • the first and second flapper valves 101a and 102a the one corresponding to the higher one of the first oil pressure P1 and the second oil pressure P2 opens, and the other closes.
  • the third hydraulic pressure P3 becomes the same size as the hydraulic pressure with the flapper valve opened.
  • the first and second flapper valves 101a and 102a are both opened when there is no hydraulic pressure difference between the first hydraulic pressure P1 and the second hydraulic pressure P2. If either one of the first oil pressure P1 and the second oil pressure P2 increases from a state where there is no oil pressure difference, the opening degree of the flapper valve corresponding to the higher oil pressure is determined based on this oil pressure difference. As it grows larger, the other flapper valve gradually closes.
  • One end of the third oil passage 103 is divided into two branches, one of which is connected to the first flapper valve 101a, the other is connected to the second flapper valve 102a, Inflow of hydraulic oil from both of the second oil passages 102 is enabled.
  • the other end of the third oil passage 103 is connected to the input port 104 a of the line pressure regulating valve 104. That is, the third oil passage 103 is an oil passage through which hydraulic oil discharged from the hydraulic supply source OIL (mechanical oil pump O / P and / or electric oil pump M / O / P) flows.
  • OIL mechanical oil pump O / P and / or electric oil pump M / O / P
  • the third hydraulic pressure P3 which is the hydraulic pressure in the oil passage 103, becomes the original pressure of the line pressure PL regulated by the line pressure regulating valve 104.
  • the line pressure regulating valve 104 is a pressure regulating valve that regulates the third hydraulic pressure P3 and generates a line pressure PL to be supplied to the transmission mechanism hydraulic system Sup. That is, in the line pressure regulating valve 104, the third oil passage 103 is connected to the input port 104a, and the line pressure oil passage 105 connected to the transmission mechanism hydraulic system Sup is connected to the output port 104b.
  • the line pressure regulating valve 104 regulates the line pressure PL by moving the spool in accordance with an instruction value from the integrated controller 10 and allowing the hydraulic oil in the third oil passage 103 to escape to a drain circuit (not shown).
  • this line pressure regulating valve 104 in order to properly regulate the pressure while preventing the hunting of the line pressure PL, it is necessary to prevent the spool from moving suddenly. That is, it is necessary to prevent the inflow speed of the hydraulic oil flowing into the line pressure regulating valve 104 from exceeding the valve response speed that is uniquely determined for each valve.
  • the line pressure oil passage 105 is an oil passage through which hydraulic oil regulated to the line pressure PL by the line pressure regulating valve 104 flows.
  • the line pressure oil passage 105 is provided with a pressure adjusting valve 105a so that the excess pressure obtained by subtracting the hydraulic pressure required for the transmission hydraulic system Sup from the line pressure PL is released to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism. It has become.
  • One end of the cooling system oil passage 106 is connected to the cooling side port 107c of the switching valve 107, the other end is connected to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism, and when the switching valve 107 is switched to the cooling mode, the electric oil
  • the hydraulic oil discharged from the pump M / O / P is supplied to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism.
  • the hydraulic oil used in the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism is collected in the oil pan 108 via the drain circuit 109b.
  • the switching valve 107 is provided in the second oil passage 102 and supplies hydraulic oil discharged from the electric oil pump M / O / P to the third oil passage 103 based on a switching command from the integrated controller 10.
  • the hydraulic oil discharged from the electric oil pump M / O / P is supplied to the cooling / lubricating system Lub of the transmission mechanism. That is, the switching valve 107 has an on / off solenoid and a switching valve.
  • the switching valve input port 107a is communicated with the switching valve output port 107b, the second oil passage 102 is completely opened. Further, when the switching valve input port 107 a is communicated with the cooling side port 107 c, the second oil passage 102 is switched to the cooling system oil passage 106.
  • the transmission mechanism hydraulic system Sup includes a transmission pressure regulating valve 112 a provided in the line pressure oil passage 105 and a second clutch pressure regulating valve 112 b provided in the line pressure oil passage 105. Yes.
  • the transmission pressure regulating valve 112a regulates the hydraulic pressure supplied to the primary pulley Pri and the secondary pulley Sec using the line pressure PL as the original pressure, and supplies the hydraulic pressure to the primary pulley Pri and the secondary pulley Sec. .
  • the hydraulic pressure supplied to the forward clutch FC and the reverse brake RB is adjusted by the second clutch pressure adjusting valve 112b with the line pressure PL as the original pressure, and the hydraulic pressure is supplied to the forward clutch FC and the reverse brake RB.
  • FIG. 3 is a flowchart illustrating a flow of necessary hydraulic pressure guarantee processing executed by the integrated controller of the embodiment. Hereafter, each step of FIG. 3 showing the required hydraulic collateral processing structure of an Example is demonstrated.
  • the rotational speed of the axle is determined based on the second clutch output rotational speed detected by the second clutch output rotational speed sensor 24.
  • the process proceeds to step S3 on the assumption that the vehicle is completely stopped and there is no driving force request from the driver. If NO (brake OFF), the process proceeds to step S4.
  • the brake state is detected by the brake switch 27.
  • step S3 following either the determination that the brake is ON in step S2 or the determination that no driving force is required in step S4, the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is set to zero. Stop the sub motor S / M and proceed to return. At this time, the motor / generator MG is also stopped for the idle stop control. As a result, neither the mechanical oil pump O / P nor the electric oil pump M / O / P operates, and the supply of hydraulic oil from the hydraulic supply source OIL stops.
  • step S4 it is determined whether or not a driving force request from the driver is generated following either the determination that the brake is OFF in step S3 or the determination that vehicle speed ⁇ first vehicle speed V1 in step S6. If YES (the driving force is requested), it is necessary to quickly supply the hydraulic pressure to the hydraulic control circuit 100, and the process proceeds to step S5. In the case of NO (no driving force request), the rapid hydraulic pressure supply to the hydraulic pressure control circuit 100 is unnecessary and the process returns to step S3.
  • the presence or absence of a driving force request from the driver is performed based on the ON / OFF state of the accelerator opening.
  • the accelerator opening is detected by an accelerator opening sensor 21.
  • the determination that the driving force is requested may be made when the accelerator opening is equal to or greater than a predetermined value or when the change rate of the accelerator opening is equal to or greater than a predetermined value (so-called sudden depression).
  • step S5 following the determination that the driving force is requested in step S4, the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is set to a preset “revolution speed N max at low speed”, and the process returns. move on.
  • “low-speed rotation speed N max ” is the maximum rotation speed of the electric oil pump M / O / P
  • the second hydraulic pressure P2 is set to the maximum output pressure (relief pressure that the pressure leak valve 28a opens). Value.
  • the maximum output pressure is compensated pressure P greater than ⁇ obtained by subtracting the first oil pressure P1 from the required hydraulic pressure P ne determined according to the required driving force of the driver.
  • Necessary oil pressure P ne means the torque generated by the travel drive source (engine Eng or motor / generator MG) based on the driving force requested by the driver in the continuously variable transmission CVT or the second clutch CL2. The minimum hydraulic pressure required for transmission. This “necessary oil pressure P ne ” is set to a higher value as the driver's required driving force (here, the magnitude is determined based on the accelerator opening) is larger.
  • step S6 it is determined whether or not the vehicle speed is higher than the preset first vehicle speed V1, following the determination that the axle rotation speed> 0 in step S1. If YES (vehicle speed> first vehicle speed V1), the process proceeds to step S7. If NO (vehicle speed ⁇ first vehicle speed V1), the process proceeds to step S4.
  • the “first vehicle speed V1” is an upper limit value in a low vehicle speed region where the rotational speed of the mechanical oil pump O / P is low and the discharge flow rate from the mechanical oil pump O / P varies. Then, set it to 2-3km / h.
  • step S7 following the determination of vehicle speed> first vehicle speed V1 in step S6, it is determined whether the vehicle speed is equal to or lower than a preset second vehicle speed. If YES (vehicle speed ⁇ second vehicle speed V2), it is necessary to supply hydraulic pressure from both the mechanical oil pump O / P and the electric oil pump M / O / P, and the process proceeds to step S8. In the case of NO (vehicle speed> second vehicle speed V2), the process proceeds to step S11 because the necessary hydraulic pressure Pne can be covered by the hydraulic pressure supply only from the mechanical oil pump O / P.
  • the “second vehicle speed V2” is a vehicle speed at which it can be determined that the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P is stable and the required hydraulic pressure Pne can be secured by the hydraulic pressure supply of only the first hydraulic pressure P1. Then set to 10km / h.
  • step S8 following the determination of vehicle speed ⁇ second vehicle speed V2 in step S7, the necessary total flow rate F ne of the hydraulic supply source OIL necessary to cover the necessary hydraulic pressure P ne determined according to the driver's required driving force. Is set, and the process proceeds to step S9.
  • the required total flow rate F ne is set based on the required flow rate table showing the relationship between the required total flow rate F ne and the required hydraulic pressure P ne shown in FIG.
  • a target drive torque corresponding to the required drive force is calculated.
  • the required total flow rate F ne is set using the required flow rate table of FIG.
  • the target driving torque corresponding to the driver's required driving force is calculated from the battery state, the accelerator opening, and the vehicle speed.
  • step S9 following the setting of the required total flow rate F ne in step S8, the supplementary flow rate F ⁇ is discharged from the required total flow rate F ne calculated in step S8 and the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P. It calculates the electric oil pump M / O / P during the rotation number N alpha compensation required for the process proceeds to step S10.
  • “filling rate F alpha” refers to a flow rate that must be covered in order to secure the required oil pressure P ne by the electric oil pump M / O / P, the mechanical oil pump from the required total flow rate F ne O / The value obtained by subtracting the discharge flow rate of P.
  • the “revolution speed N ⁇ ” is the rotation speed of the electric oil pump M / O / P necessary for discharging the supplement flow rate F ⁇ and is calculated by the following equation (1).
  • Supplementary flow rate F ⁇ (required total flow rate F ne ⁇ mechanical oil pump rotational speed ⁇ mechanical oil pump discharge flow rate conversion coefficient) / electric oil pump discharge flow rate conversion factor (1)
  • the rotational speed of the mechanical oil pump is calculated from the rotational speed of the motor / generator MG detected by the motor rotational speed sensor 23.
  • the mechanical oil pump discharge flow rate conversion coefficient is a hydraulic oil flow rate discharged by the mechanical oil pump O / P per rotation, and is set in advance for each mechanical oil pump O / P.
  • the electric oil pump discharge flow rate conversion coefficient is a hydraulic oil flow rate discharged per revolution by the electric oil pump M / O / P, and is set in advance for each electric oil pump M / O / P.
  • step S10 following the calculation of the supplementary rotation speed N ⁇ in step S9, the electric oil pump target rotational speed is set to the supplementary rotation speed N ⁇ calculated in step S9 and a preset lower limit rotational speed N min. Set to the larger value of and and proceed to return.
  • the “lower limit rotational speed N min ” is a value set based on the valve response speed at which the line pressure regulating valve 104 can properly regulate pressure.
  • the electric oil pump M / O / P is driven with an output that does not exceed the valve response speed of the line pressure regulating valve 104, and the speed gradient of the electric oil pump M / O / P exceeds the valve response speed. Together the increase gradient of the working oil inflow velocity to restricted line pressure regulating valve 104 so as not, the time t b in order to increase the pump speed from zero to the target rotational speed N th is required.
  • the output of the electric oil pump M / O / P while preventing the output does not exceed the valve response speed of the line pressure regulating valve 104, zero pump speed in case of driving at the maximum output the same time (t a) to increase to the target rotational speed N th from, as shown in FIG. 5 (b), keep a margin to the electric oil pump rotational speed initial value (rotational speed of the rising start of the rotational speed) There is a need.
  • the rotational speed for this margin is the lower limit rotational speed Nmin .
  • the appropriate pressure regulation at the line pressure regulating valve 104 It is possible to prevent a shortage of transmission capacity of a power transmission member such as a continuously variable transmission CVT.
  • the second hydraulic pressure P2 is proportional to the rotational speed of the electric oil pump M / O / P, when the electric oil pump target rotational speed is set to the “lower limit rotational speed N min ”, the second hydraulic pressure P2 is The lower limit hydraulic pressure P min set based on the valve response speed at which the line pressure regulating valve 104 can appropriately regulate the pressure is set. Further, the electric oil pump target speed, in case of setting the compensation during rotation number N alpha, the second pressure P2 are that is set from the required hydraulic pressure P ne to compensate pressure P alpha minus a first pressure P1 become.
  • step S11 a value following the determination, the electric oil pump target speed, minus a predetermined reduction amount when the calculated compensated from the rotation number N alpha to step S9 in the vehicle speed> the second vehicle speed V2 in step S7 Set to zero, whichever is greater, and proceed to return.
  • the second hydraulic pressure P2 gradually decreases and stops.
  • FIG. 6 is a time chart showing characteristics of the accelerator opening, the brake depression amount, the vehicle speed, the electric oil pump target rotational speed, and the mechanical oil pump rotational speed at the time of start in the control device of the embodiment.
  • the required hydraulic pressure ensuring operation at the start of the embodiment will be described.
  • step S1 the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is set to zero, and the sub motor S / M is stopped.
  • the motor / generator MG is stopped and the mechanical oil pump O / P is also stopped.
  • the hydraulic oil supply from the hydraulic pressure supply source OIL is stopped, and the hydraulic oil filled in the line pressure oil passage 105 and the like is released.
  • step S1-> step S2-> step S4-> step S3 the target number of rotations of electric oil pump M / O / P remains zero, and submotor S / M maintains a stop state.
  • step S4 the time, if it is determined that the driving force request from the driver's accelerator pedal is depressed occurs, the process proceeds to step S4 ⁇ step S5, and starts the operation of the sub motor S / M, the electric oil pump M
  • the target rotation speed of / O / P is set to “low-speed rotation speed N max ”.
  • axle vehicle speed starts to rotate starts to rise.
  • the vehicle speed at time t 4 is until reaching the first vehicle speed V1
  • step S1 ⁇ step S6 ⁇ step S4 ⁇ step S5 the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is "low speed rotational speed Nmax "continues to be set.
  • step S6 the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is the required total flow rate F ne from the mechanical oil pump O / P "compensation during rotation number N alpha" or necessary for ejecting the compensated flow rate F alpha by subtracting the discharge flow rate of, among the previously set "a minimum rotational speed N min" , Whichever is greater is set.
  • the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is “when supplemented”
  • the rotation speed N ⁇ is set. This “revolution speed N ⁇ ” is determined according to the difference between the required total flow rate F ne and the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P, so that the mechanical oil pump O / O increases as the vehicle speed increases. As the rotational speed of P increases, it gradually decreases as the discharge flow rate of this mechanical oil pump O / P increases.
  • the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is “lower limit rotational speed N min ”.
  • the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is maintained at the “lower limit rotational speed N min ” regardless of the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P. .
  • step S7 the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is "compensation during rotation number N alpha" from a given A value obtained by subtracting the decrease amount or zero, whichever is greater, is set.
  • the target rotational speed of the electric oil pump M / O / P is gradually reduced gradually and becomes zero at time t 6 time, a sub motor S / M is stopped, the operation of the electric oil pump M / O / P The oil supply ends.
  • the rotational speed of the mechanical oil pump O / P is low, and the output of the mechanical oil pump O / P is unstable (mechanical type
  • the target rotation speed of the electric oil pump M / O / P is set to “Low-speed rotation speed N max ” during the low vehicle speed range (zero to V1). Continue to be.
  • low-speed rotation speed N max is the maximum rotation speed of the electric oil pump M / O / P, and is a value that makes the second hydraulic pressure P2 the maximum output pressure.
  • the maximum output pressure is compensated pressure P greater than ⁇ obtained by subtracting the first oil pressure P1 from the required hydraulic pressure P ne determined according to the required driving force of the driver.
  • the second hydraulic pressure P2 is compensated by driving the electric oil pump M / O / P at the maximum speed. it can be greater than the pressure P alpha.
  • the first hydraulic pressure P1 is lower than expected due to variations in the discharge flow rate from the mechanical oil pump O / P, the first hydraulic pressure P1 is insufficient for the required hydraulic pressure Pne .
  • the rotational speed N max at low speed is the maximum rotational speed of the electric oil pump M / O / P, and is a value that makes the second hydraulic pressure P2 the maximum output pressure.
  • the required hydraulic pressure P ne increases due to the acceleration request.
  • the electric oil pump M / O / P at the maximum rotational speed even if the additional acceleration request is made, until needed oil pressure P ne of the third hydraulic P3 is increased Can be shortened, and the response of the driving force can be improved.
  • the hydraulic oil supply from the hydraulic pressure supply source OIL is stopped, and the hydraulic oil is discharged from the hydraulic control circuit 100 such as the line pressure oil path 105. Therefore, when a start request is generated, the hydraulic control circuit 100 is not sufficiently filled with hydraulic oil, and a time lag occurs from the generation of the request until power transmission is possible in a power transmission member such as a continuously variable transmission CVT. May occur.
  • the electric oil pump M / O / P is driven at the maximum output when starting.
  • the hydraulic oil filling in the hydraulic control circuit 100 can be performed as quickly as possible.
  • the time lag until power transmission becomes possible in the power transmission member can be shortened.
  • the vehicle speed is between the first vehicle speed V1 and the second vehicle speed V2, that is, the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P is not so high as to ensure the necessary oil pressure Pne , but it is determined that the variation is small.
  • the target rotation speed of the electric oil pump M / O / P is set to the “revolving speed during filling” required to discharge the supplementary flow rate F ⁇ obtained by subtracting the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P from the required total flow rate F ne. It is set to the larger value of “number N ⁇ ” or “lower limit rotational speed N min ” set in advance.
  • the hydraulic oil discharge flow rate from the mechanical oil pump O / P increases, the first hydraulic pressure P1 increases, and further acceleration requests can be made as the vehicle speed increases.
  • the second pressure P2 is set to the necessity hydraulic P ne to compensate pressure P alpha minus a first pressure, is gradually reduced.
  • the target rotation speed of the electric oil pump M / O / P is “lower limit rotation speed”. is set to the number N min ", the lower limit is limited by the" lower limit rotation speed N min ".
  • the “lower limit rotational speed N min ” is set based on a valve response speed at which the line pressure regulating valve 104 can appropriately regulate pressure, and the output of the electric oil pump M / O / P is set to the line pressure regulating valve 104.
  • a first oil pump (mechanical oil pump O / P) that is driven by a travel drive source (motor / generator MG) to supply hydraulic pressure
  • a second oil pump (electric oil pump M / O / P) that is driven by an electric motor (sub motor S / M) different from the travel drive source (motor / generator MG) and supplies hydraulic pressure
  • the first oil pump discharge pressure (first hydraulic pressure P1) is derived from the necessary oil pressure Pne determined according to the required driving force.
  • second oil pump controller second hydraulic P2 drives the second oil pump (the electric oil pump M / O / P) to be greater (Integrated controller 10); It was set as the structure provided with.
  • the required hydraulic pressure Pne can be ensured when the required driving force is generated in the low vehicle speed region where the output of the first oil pump (mechanical oil pump O / P) is unstable.
  • the second oil pump discharge pressure (second hydraulic pressure P2) is set to the maximum output pressure of the second oil pump (electric oil pump M / O / P).
  • the second oil pump (electric oil pump M / O / P) is driven.
  • the time until the third hydraulic pressure P3 reaches the increased required hydraulic pressure Pne can be shortened, and the driving force can be reduced. Responsiveness can be improved.
  • the second oil pump controller (integrated controller 10) discharges the second oil pump while the vehicle speed is not less than the first vehicle speed V1 and not more than the second vehicle speed V2 that is higher than the first vehicle speed V1.
  • pressure (second hydraulic P2) is configured to drive the second oil pump (the electric oil pump M / O / P) so that the filling pressure P alpha.
  • the electric oil pump M / O / P is driven at the maximum rotational speed, and the second hydraulic pressure P2 becomes the maximum output pressure of the electric oil pump M / O / P.
  • the present invention is not limited to this. Even if the second hydraulic pressure P2 is smaller than the maximum output pressure, for example, the electric oil pump M / O / P may be driven so as to be larger than the required hydraulic pressure Pne .
  • the mechanical oil pump O / P is driven by a travel drive source (motor / generator MG) for outputting a driving force to the drive wheels, the rotational speed is limited depending on the operation state.
  • the vehicle speed is low vehicle speed range lower than the first vehicle speed V1, by such a second pressure P2 is larger than the required oil pressure P ne, the discharge flow rate of the mechanical oil pump O / P (a first oil pressure P1 ), The required oil pressure Pne can be reliably ensured.
  • the present invention is not limited thereto.
  • the electric oil pump target rotational speed may be set to the “lower limit rotational speed N min ” as soon as the vehicle speed exceeds the first vehicle speed V1. That is, when the vehicle speed is between the first vehicle speed V1 and the second vehicle speed V2, the set value of the electric oil pump target rotational speed varies depending on the required oil pressure Pne .
  • the present invention is applied in a scene where the vehicle speed is zero (the axle rotation speed is zero) and the accelerator pedal is depressed to start from a brake-on stop state is shown.
  • the scene to which is applied is not limited to this.
  • the present invention can be applied to a scene in which acceleration is performed by depressing an accelerator pedal to accelerate during traveling at a very low vehicle speed (first vehicle speed V1 or less), and thereafter the change in vehicle speed becomes small.
  • first vehicle speed V1 or less very low vehicle speed
  • the present invention can be applied regardless of whether the vehicle is stopped or traveling in a low vehicle speed region where the output of the mechanical oil pump O / P is unstable.
  • the vehicle hydraulic control apparatus of the present invention is applied to a hybrid vehicle having an engine Eng and a motor / generator MG.
  • the present invention is not limited to this.
  • the present invention can also be applied to an electric vehicle equipped only with a motor / generator MG, an engine vehicle equipped only with an engine Eng, a plug-in hybrid vehicle, a fuel cell vehicle, and the like.
  • the mechanical oil pump O / P may be driven by the engine Eng.

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Abstract

本発明は、モータ／ジェネレータ（Ｍ／Ｇ）により駆動されて第１油圧（Ｐ１）を発生する機械式オイルポンプ（Ｏ／Ｐ）と、サブモータ（Ｓ／Ｍ）によって駆動されて第２油圧（Ｐ２）を発生する電動オイルポンプ（Ｍ／Ｏ／Ｐ）と、コントローラ（１０）とを備える油圧制御装置に関する。コントローラ（１０）は、機械式オイルポンプ（Ｏ／Ｐ）の出力が不安定となる第１車速（Ｖ１）未満の低車速領域であって、運転者からの要求駆動力が発生したときに、この要求駆動力に応じて決まる必要油圧（Ｐｎｅ）から第１油圧（Ｐ１）を差し引いた補填油圧（Ｐα）よりも第２油圧（Ｐ２）が大きくなるように、電動オイルポンプ（Ｍ／Ｏ／Ｐ）を制御する。

Description

車両用油圧制御装置および油圧制御方法
　本発明は、走行駆動源によって駆動される第１オイルポンプと、電動モータによって駆動される第２オイルポンプと、を備えた車両用油圧制御装置に関するものである。
　従来、走行駆動源によって駆動される第１オイルポンプと、電動モータによって駆動される第２オイルポンプと、を備え、運転者からの要求駆動力に基づいて、走行駆動源と駆動輪との間に配置されて動力を伝達するクラッチやバリエータ等の動力伝達部材がスリップしない必要油圧を確保するように、第１,第２オイルポンプを制御する車両用油圧制御装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　ところで、走行駆動源の回転数が低い低車速領域での発進や加速では、第１オイルポンプの回転数も低く、第１オイルポンプ吐出圧だけでは必要油圧に対して、十分な油圧を確保できない場合がある。このような場合では、第１オイルポンプ吐出圧では不足する分を第２オイルポンプ吐出圧で補填することが考えられる。
　しかしながら、従来の車両用油圧制御装置では、第２オイルポンプ吐出圧を不足分（補填分）の油圧に設定しているため、リークや油圧ばらつき等により、第１,第２オイルポンプ吐出圧で賄う実油圧が、必要油圧に対して低くなることがあった。特に、発進時等の低車速領域では、走行駆動源回転数が低く、第１オイルポンプ吐出圧がばらつきやすいため、この第１オイルポンプ吐出圧が想定よりも低くなり、必要油圧を確保できないおそれがあった。そして、必要油圧を確保できなければ、動力伝達部材においてスリップが発生し、運転者の意図する駆動力を駆動輪に伝達することができなくなるおそれがあった。
　本発明は、第１オイルポンプの出力が不安定な低車速領域における要求駆動力発生時に、必要油圧を確保することができる車両用油圧制御装置を提供することを目的とする。
特開２０１２－０９７８１３号公報
　本発明の車両用油圧制御装置は、第１オイルポンプと、第２オイルポンプと、第２オイルポンプコントローラと、を備えている。
　前記第１オイルポンプは、走行駆動源によって駆動されて油圧供給を行う。
　前記第２オイルポンプは、走行駆動源とは別の電動モータによって駆動されて油圧供給を行う。
　前記第２オイルポンプコントローラは、車速が第１車速未満の低車速領域であって運転者からの要求駆動力が発生したとき、前記要求駆動力に応じて決まる必要油圧から第１オイルポンプ吐出圧を差し引いた補填油圧よりも第２オイルポンプ吐出圧が大きくなるように前記第２オイルポンプを駆動する。
　本願発明の車両用油圧制御装置では、低車速領域であって走行駆動源回転数が低く、第１オイルポンプ吐出圧にばらつきが生じたことで、この第１オイルポンプ吐出圧が想定よりも低くなったとしても、第２オイルポンプ吐出圧を補填油圧よりも大きくするため、必要油圧に対して第１オイルポンプ吐出圧では不足する分を確実に賄うことができる。この結果、第１オイルポンプの出力が不安定な低車速領域における要求駆動力発生時に、必要油圧を確保することができる。
実施例の制御装置が適用されたハイブリッド車両を示す全体システム図である。 実施例のハイブリッド車両に備えられた油圧制御回路を示す油圧回路図である。 実施例の統合コントローラにて実行される必要油圧担保処理の流れを示すフローチャートである。 運転者の要求駆動力に応じて決まる必要総流量と必要油圧との関係を示す必要流量テーブルを示す特性線図である。 (a)は、電動オイルポンプによる油圧供給機能を示す特性図であり、(b)は、電動オイルポンプ回転数にマージンを持たせることを説明する説明図である。 実施例の制御装置において、発進時のアクセル開度・ブレーキ踏込量・車速・電動オイルポンプ目標回転数・機械式オイルポンプ回転数の各特性を示すタイムチャートである。
　以下、本発明の車両用油圧制御装置を実施するための形態を、図面に示す実施例に基づいて説明する。
　（実施例）
　まず、実施例の車両用油圧制御装置の構成を、「ハイブリッド車両の全体システム構成」、「油圧制御回路の詳細構成」、「必要油圧担保処理構成」に分けて説明する。
　［ハイブリッド車両の全体システム構成］
　図１は、実施例の制御装置が適用されたハイブリッド車両（車両の一例）を示す全体システム図である。以下、図１に基づいて、実施例のハイブリッド車両の全体システム構成を説明する。
　実施例の車両用油圧制御装置は、図１に示すハイブリッド車両に適用されている。このハイブリッド車両の駆動系は、エンジンEngと、第１クラッチCL1と、モータ/ジェネレータMGと、第２クラッチCL2と、無段変速機CVTと、ファイナルギアFGと、左駆動輪LTと、右駆動輪RTと、を備えている。
　前記エンジンEngは、希薄燃焼可能であり、スロットルアクチュエータによる吸入空気量とインジェクタによる燃料噴射量と、点火プラグによる点火時期の制御により、エンジントルクが指令値と一致するように制御される。
　前記第１クラッチCL1は、エンジンEngとモータ/ジェネレータMGとの間の位置に介装される。この第１クラッチCL1としては、例えば、ダイアフラムスプリングによる付勢力にて常時解放（ノーマルオープン）の乾式クラッチが用いられ、エンジンEngからモータ/ジェネレータMG間の完全締結／半締結／解放を行なう。この第１クラッチCL1が完全締結状態ならモータトルクとエンジントルクが第２クラッチCL2へと伝達され、解放状態ならモータトルクのみが第２クラッチCL2へと伝達される。なお、完全締結／半締結／解放の制御は、油圧アクチュエータに対するストローク制御にて行われる。
　前記モータ/ジェネレータMGは、走行駆動源となる交流同期モータ構造であり、発進時や走行時に駆動トルク制御や回転数制御を行うと共に、制動時や減速時に回生ブレーキ制御による車両運動エネルギーのバッテリBATへの回収を行なうものである。
　前記第２クラッチCL2は、モータ/ジェネレータMGと左右駆動輪LT,RTとの間に介装された摩擦締結要素である。この第２クラッチCL2は、ここでは油圧作動による湿式の多板摩擦クラッチから構成され、第２クラッチ油圧により完全締結／スリップ締結／解放が制御される。実施例の第２クラッチCL2は、遊星ギアによる無段変速機CVTの前後進切替機構に設けられた前進クラッチFCと後退ブレーキRBを流用している。つまり、前進走行時には、前進クラッチFCが第２クラッチCL2とされ、後退走行時には、後退ブレーキRBが第２クラッチCL2とされる。
　前記無段変速機CVTは、プライマリプーリPriと、セカンダリプーリSecと、このプライマリプーリPriとセカンダリプーリSecの間に掛け渡されたプーリベルトVと、を有するベルト式無段変速機である。プライマリプーリPriとセカンダリプーリSecは、それぞれ油圧が供給されることでプーリベルトVを挟持しつつプーリ幅を変更し、プーリベルトVを挟持する面の径を変更して変速比（プーリ比）を自在に制御する。
　さらに、モータ/ジェネレータMGのモータ出力軸MGoutには、チェーンCHを介して機械式オイルポンプO/P（第１オイルポンプ）の入力ギアが接続されている。この機械式オイルポンプO/Pは、モータ/ジェネレータMGの回転駆動力によって駆動されるオイルポンプであり、例えばギアポンプやベーンポンプ等が用いられる。また、この機械式オイルポンプO/Pは、モータ/ジェネレータMGの回転方向に拘らず作動油の吐出が可能となっている。
　さらに、ここでは、油圧源として、モータ/ジェネレータMGとは別に設けられたサブモータS/M（電動モータ）の回転駆動力によって駆動される電動オイルポンプM/O/P（第２オイルポンプ）が設けられている。
　この電動オイルポンプM/O/Pは、三相交流モータ構造であり、回転数制御による作動油の吐出流量の制御が可能となっている。
　そして、この機械式オイルポンプO/Pと電動オイルポンプM/O/Pは、第１,第２クラッチCL1,CL2及び無段変速機CVTへ供給する作動油圧（制御圧）を作り出す油圧供給源OILとなっている。この油圧供給源OILでは、機械式オイルポンプO/Pからの吐出流量が十分であるときはサブモータS/Mを停止して電動オイルポンプM/O/Pを停止させる。また、機械式オイルポンプO/Pからの吐出流量が低下すると、サブモータS/Mを駆動して電動オイルポンプM/O/Pを作動させ、この電動オイルポンプM/O/Pからも作動油を吐出させる。
　そして、このハイブリッド車両は、第１クラッチCL1とモータ/ジェネレータMGと第２クラッチCL2により１モータ・２クラッチの駆動システムが構成され、この駆動システムによる主な駆動態様として「EVモード」と「HEVモード」を有する。
　前記「EVモード」は、第１クラッチCL1を解放し、第２クラッチCL2を締結してモータ/ジェネレータMGのみを駆動源に有する電気自動車モードである。
　前記「HEVモード」は、第１,第２クラッチCL1,CL2を締結してエンジンEngとモータ/ジェネレータMGを駆動源に有するハイブリッド車モードである。
　実施例のハイブリッド車両の制御系は、図１に示すように、インバータINVと、バッテリBATと、統合コントローラ１０と、変速機コントローラ１１と、クラッチコントローラ１２と、エンジンコントローラ１３と、モータコントローラ１４と、バッテリコントローラ１５と、を備えている。
　前記インバータINVは、直流／交流の変換を行い、モータ/ジェネレータMGの駆動電流を生成する。また生成する駆動電流の位相を逆転することでモータ/ジェネレータMGの出力回転を反転する。
　前記バッテリBATは、充放電可能な二次電池であり、モータ/ジェネレータMGへの電力供給と、モータ/ジェネレータMGが回生した電力の充電を行う。
　前記統合コントローラ１０は、バッテリ状態（ここでは、バッテリコントローラ１５から入力）、アクセル開度（ここでは、アクセル開度センサ２１により検出）、及び車速（ここでは、変速機出力回転数に同期した値、変速機出力回転数センサ２２により検出）から運転者の要求駆動力に応じた目標駆動トルクを演算する。そして、その結果に基づき各アクチュエータ（モータ/ジェネレータMG、エンジンEng、第１クラッチCL1、第２クラッチCL2、無段変速機CVT）に対する指令値を演算し、各コントローラ１１～１５へと送信する。
　また、この統合コントローラ１０は、電動オイルポンプM/O/Pの制御を行う第２オイルポンプコントローラである。すなわち、この統合コントローラ１０では、電動オイルポンプM/O/Pの流量制御を、車速が後述する第１車速V1以下のときと、第１車速V1より大きく後述する第２車速V2以下のときと、第２車速V2より大きいときとで切り替える。
　前記変速機コントローラ１１は、統合コントローラ１０からの変速指令を達成するように変速制御を行なう。この変速制御は、油圧制御回路１００を介して供給されたライン圧PLを元圧として、無段変速機CVTのプライマリプーリPriと、セカンダリプーリSecに供給する油圧を制御することで行われる。
　そして、ライン圧PLからプライマリプーリPriに供給する油圧と、セカンダリプーリSecに供給する油圧を作り出した際に生じた余剰圧は、第１クラッチCL1や第２クラッチCL2の冷却や潤滑に回される。
　前記クラッチコントローラ１２は、第２クラッチ入力回転数（モータ回転数センサ２３により検出）、第２クラッチ出力回転数（第２クラッチ出力回転数センサ２４により検出）、クラッチ油温（作動油温センサ２５により検出）を入力する。また、このクラッチコントローラ１２は、統合コントローラ１０からの第１クラッチ制御指令及び第２クラッチ制御指令を達成するように、第１クラッチ制御、第２クラッチ制御をそれぞれ行う。この第１クラッチ制御は、油圧制御回路１００を介して供給されたライン圧PLを元圧として、第１クラッチCL1に供給される油圧を制御することで行われる。また、第２クラッチ制御は、油圧制御回路１００を介して供給されたライン圧PLを元圧として、第２クラッチCL2に供給される油圧を制御することで行われる。
　そして、ライン圧PLから第１クラッチCL1に供給される油圧と、第２クラッチCL2に供給される油圧を作り出した際に生じた余剰圧は、第１クラッチCL1や第２クラッチCL2の冷却や潤滑に回される。
　なお、無段変速機CVTのプライマリプーリPri、セカンダリプーリSec、第２クラッチCL2に対し、ライン圧PLを元圧とした制御油圧を供給する回路を、ここでは「変速機構用油圧系Sup」という。また、第２クラッチCL2の冷却や潤滑を行う回路を、ここでは「変速機構の冷却/潤滑系Lub」という（図２参照）。
　前記エンジンコントローラ１３は、エンジン回転数（エンジン回転数センサ２６により検出）を入力すると共に、統合コントローラ１０からの目標エンジントルクに対応したエンジントルク指令値を達成するようにエンジンEngのトルク制御を行なう。
　前記モータコントローラ１４は、モータ回転数（モータ回転数センサ２３により検出）を入力すると共に、統合コントローラ１０からの目標モータトルクに対応したモータトルク指令値やモータ回転数指令値を達成するようにモータ/ジェネレータMGの制御を行なう。
　さらに、この実施例では、アクセルOFF状態（アクセル開度センサ２１により検出）であってブレーキがON状態（ブレーキスイッチ２７により検出）の停車中、すなわちアイドルストップ条件の成立中、エンジンEng及びモータ/ジェネレータMGの双方を停止させるアイドルストップ制御が行われる。またこのアイドルストップ条件の成立中のときには、サブモータS/Mも停止する。
　前記バッテリコントローラ１５は、バッテリBATの充電状態を管理し、その情報を統合コントローラ１０へと送信する。なお、バッテリBATの充電状態は、バッテリ電圧センサ１５ａが検出する電源電圧と、バッテリ温度センサ１５ｂが検出するバッテリ温度とに基づいて演算される。
　［油圧制御回路の詳細構成］
　図２は、実施例のハイブリッド車両に備えられた油圧制御回路を示す油圧回路図である。以下、図２に基づいて、実施例の油圧制御回路の詳細構成を説明する。
　前記油圧制御回路１００は、機械式オイルポンプO/Pと電動オイルポンプM/O/Pからなる油圧供給源OILの吐出圧をライン圧PLに調圧し、変速機構用油圧系Supに供給する。また、この油圧制御回路１００では、変速機構用油圧系Supに油圧供給した際に生じた余剰圧を、変速機構の冷却/潤滑系Lubに供給する。さらに、この油圧制御回路１００では、切替弁１０７を切り替えることで、電動オイルポンプM/O/Pから吐出された作動油を変速機構の冷却/潤滑系Lubに直接供給する。
　すなわち、実施例の油圧制御回路１００は、図２に示すように、機械式オイルポンプO/Pと、電動オイルポンプM/O/Pと、第１油路１０１と、第１フラッパー弁１０１ａと、第２油路１０２と、第２フラッパー弁１０２ａと、第３油路１０３と、ライン圧調圧弁１０４（調圧バルブ）と、ライン圧油路１０５と、冷却系油路１０６と、切替弁１０７と、を有している。
　前記機械式オイルポンプO/Pは、吐出ポート１１０ａに第１油路１０１が接続され、吸込ポート１１０ｂにオイルパン１０８に回収された作動油を吸い込む吸込回路１０９ａが接続されている。そして、この機械式オイルポンプO/Pは、モータ/ジェネレータMGが回転駆動することで駆動し、吸込回路１０９ａを介してオイルパン１０８から作動油を吸い込み、第１油路１０１へと作動油を吐出する。このときの吐出流量は、モータ/ジェネレータMGの回転数に依存する。つまり、機械式オイルポンプO/Pが一回転することで、この機械式オイルポンプO/Pから吐出する流量は決まっており、ポンプ回転数とポンプ吐出流量はある回転数（流量）までは比例関係になっている。
　前記電動オイルポンプM/O/Pは、吐出ポート１１１ａに第２油路１０２が接続され、吸込ポート１１１ｂにオイルパン１０８に回収された作動油を吸い込む吸込回路１０９ａが接続されている。そして、この電動オイルポンプM/O/Pは、サブモータS/Mが回転駆動することで駆動し、吸込回路１０９ａを介してオイルパン１０８から作動油を吸い込み、第２油路１０２へと作動油を吐出する。
　ここで、電動オイルポンプM/O/Pの吐出流量は、ポンプ回転数に依存する。つまり、電動オイルポンプM/O/Pが一回転することで、この電動オイルポンプM/O/Pから吐出する流量は決まっており、ポンプ回転数とポンプ吐出流量はある回転数（流量）までは比例関係になっている。このことから、電動オイルポンプM/O/Pに対して目標回転数を設定することは、電動オイルポンプM/O/Pへ流量を指示することと同義であるといえる。
　なお、この実施例における電動オイルポンプM/O/Pは、一般的なアイドルストップ制御中のみに用いられる電動オイルポンプに比べて、吐出流量が大きいオイルポンプを用いる。つまり、この電動オイルポンプM/O/Pの吐出流量（第２油圧P2）のみで第２クラッチCL2の締結/解放制御を行ったり、無段変速機CVTを変速させたりする油圧を確保することができるオイルポンプとする。したがって、発進時に必ずしも機械式オイルポンプO/Pを駆動させる必要はなく、この電動オイルポンプM/O/Pのみを駆動させればよい。
　前記第１油路１０１は、一端が機械式オイルポンプO/Pの吐出ポート１１０ａに接続され、他端に第１フラッパー弁１０１ａが設けられている。この第１油路１０１は、機械式オイルポンプO/Pから吐出された作動油が流れる油路であり、この第１油路１０１における油圧（以下、「第１油圧P1」という）が、いわゆる機械式オイルポンプO/Pから供給される油圧（第１オイルポンプ吐出圧）となる。そして、この第１油圧P1は、機械式オイルポンプO/Pの回転数（吐出流量）に比例する。
　なお、この第１油路１０１は、第１フラッパー弁１０１ａが開くことで、第３油路１０３と連通する。
　前記第２油路１０２は、一端が電動オイルポンプM/O/Pの吐出ポート１１１ａに接続され、他端に第２フラッパー弁１０２ａが設けられている。この第２油路１０２は、電動オイルポンプM/O/Pから吐出された作動油が流れる油路であり、この第２油路１０２における油圧（以下、「第２油圧P2」という）が、いわゆる電動オイルポンプM/O/Pから供給される油圧（第２オイルポンプ吐出圧）となる。そして、この第２油圧P2は、電動オイルポンプM/O/Pの回転数（吐出流量）に比例する。
　なお、この第２油路１０２は、第２フラッパー弁１０２ａが開くことで、第３油路１０３と連通する。また、この第２油路１０２は、途中位置に切替弁１０７が介装されている。つまり、第２油路１０２は途中位置が分断され、一方が切替弁１０７の切替弁入力ポート１０７ａに接続され、他方が切替弁１０７の切替弁出力ポート１０７ｂに接続されている。
　さらに、この第２油路１０２には、第２油圧P2を検出する第２圧力センサ２８と、圧力リーク弁２８ａとが設けられている。そして、第２圧力センサ２８によって監視されている第２油圧P2が所定のリリーフ圧に達したら、圧力リーク弁２８ａが開いて、第２油路１０２内の作動油をドレンするようになっている。
　前記第１フラッパー弁１０１ａは、機械式オイルポンプO/P側への作動油の逆流を防止する弁であり、第１油圧P1が第３油路１０３における油圧（以下、「第３油圧P3」という）よりも大きくなったら開放する特性を有する。また、前記第２フラッパー弁１０２ａは、電動オイルポンプM/O/P側への作動油の逆流を防止する弁であり、第２油圧P2が第３油圧P3よりも大きくなったら開放する特性を有する。
　ここで、第３油圧P3の大きさは、第１油圧P1と第２油圧P2のうち高い方の油圧で決まる。つまり、この第１,第２フラッパー弁１０１ａ,１０２ａは、第１油圧P1と第２油圧P2のうち高い方の油圧に対応した方が開き、他方が閉じる。これにより、第３油圧P3は、フラッパー弁が開いた方の油圧と同じ大きさになる。
　なお、第１,第２フラッパー弁１０１ａ,１０２ａは、第１油圧P1と第２油圧P2の間に油圧差がないときには両方とも開く。そして、油圧差がない状態から、第１油圧P1と第２油圧P2のうちいずれか一方の油圧が高くなったら、この油圧差に基づいて、高い方の油圧に対応したフラッパー弁の開度が大きくなっていき、他方のフラッパー弁が次第に閉まっていく。
　前記第３油路１０３は、一端が二股に分かれており、二股に分かれたうちの一方が第１フラッパー弁１０１ａに接続され、他方が第２フラッパー弁１０２ａに接続され、第１油路１０１と第２油路１０２の双方からの作動油の流入を可能としている。そして、この第３油路１０３の他端は、ライン圧調圧弁１０４の入力ポート１０４ａに接続されている。
　すなわち、この第３油路１０３は、油圧供給源OIL（機械式オイルポンプO/P及び／又は電動オイルポンプM/O/P）から吐出された作動油が流れる油路であり、この第３油路１０３における油圧である第３油圧P3は、ライン圧調圧弁１０４によって調圧されるライン圧PLの元圧になる。
　前記ライン圧調圧弁１０４は、第３油圧P3を調圧して、変速機構用油圧系Supへ供給するライン圧PLを作り出す圧力調整弁である。
　すなわち、このライン圧調圧弁１０４は、入力ポート１０４ａに、第３油路１０３が接続され、出力ポート１０４ｂに、変速機構用油圧系Supに繋がるライン圧油路１０５が接続されている。そして、このライン圧調圧弁１０４では、統合コントローラ１０からの指示値によってスプールを移動させ、第３油路１０３内の作動油を図示しないドレン回路に逃がすことでライン圧PLを調圧する。
　ここで、このライン圧調圧弁１０４において、ライン圧PLのハンチングを防止しつつ適正に調圧するためには、スプールを急激に移動させないようにする必要がある。つまり、ライン圧調圧弁１０４に流入する作動油の流入速度が、弁ごとに固有に決まっているバルブ応答速度を超えないようにしなければならない。
　前記ライン圧油路１０５は、ライン圧調圧弁１０４によってライン圧PLに調圧された作動油が流れる油路である。このライン圧油路１０５には、圧力調整弁１０５ａが設けられ、ライン圧PLから変速機構用油圧系Supに必要な油圧を差し引いた余剰圧を、変速機構の冷却/潤滑系Lubに逃がすようになっている。
　前記冷却系油路１０６は、一端が切替弁１０７の冷却側ポート１０７ｃに接続され、他端が変速機構の冷却/潤滑系Lubに繋がり、切替弁１０７が冷却モードに切り替えられた際、電動オイルポンプM/O/Pから吐出された作動油を、変速機構の冷却/潤滑系Lubへ供給する。
　なお、変速機構の冷却/潤滑系Lubにて使用された作動油は、ドレン回路１０９ｂを介してオイルパン１０８に回収される。
　前記切替弁１０７は、第２油路１０２に設けられ、統合コントローラ１０からの切替指令に基づいて、電動オイルポンプM/O/Pから吐出された作動油を第３油路１０３へ供給させたり、電動オイルポンプM/O/Pから吐出された作動油を変速機構の冷却/潤滑系Lubへ供給させたりする。
　すなわち、この切替弁１０７は、オン・オフソレノイドと切替バルブを有しており、切替弁入力ポート１０７ａを切替弁出力ポート１０７ｂに連通させたとき、第２油路１０２が完全開通する。また、切替弁入力ポート１０７ａを冷却側ポート１０７ｃに連通させたとき、第２油路１０２は冷却系油路１０６に切り替えられる。
　なお、前記変速機構用油圧系Supは、ライン圧油路１０５に設けられた変速機用調圧弁１１２ａと、ライン圧油路１０５に設けられた第２クラッチ用調圧弁１１２ｂと、を有している。そして、変速機用調圧弁１１２ａにより、ライン圧PLを元圧にしてプライマリプーリPriやセカンダリプーリSecに供給される油圧が調圧された上、プライマリプーリPriやセカンダリプーリSecに油圧供給がなされる。また、第２クラッチ用調圧弁１１２ｂにより、ライン圧PLを元圧にして前進クラッチFCや後退ブレーキRBに供給される油圧が調圧された上、前進クラッチFCや後退ブレーキRBに油圧供給がなされる。
　［必要油圧担保処理構成］
　図３は、実施例の統合コントローラにて実行される必要油圧担保処理の流れを示すフローチャートである。以下、実施例の必要油圧担保処理構成を表す図３の各ステップについて説明する。
　ステップＳ１では、車軸の回転数がゼロであるか否か、つまり停車しているか否かを判断する。YES（車軸回転数＝０）の場合には、停車中であるとしてステップＳ２へ進む。NO（車軸回転数＞０）の場合には、走行中であるとしてステップＳ６へ進む。
　ここで、車軸の回転数は、第２クラッチ出力回転数センサ２４によって検出された第２クラッチ出力回転数に基づいて判断する。
　ステップＳ２では、ステップＳ１での車軸回転数＝０との判断に続き、ブレーキがON状態であるか否か、つまりブレーキが踏まれているか否かを判断する。YES（ブレーキON）の場合には、完全停車中であり運転者からの駆動力要求がないとしてステップＳ３へ進む。NO（ブレーキOFF）の場合には、ステップＳ４へ進む。
　ここで、ブレーキ状態は、ブレーキスイッチ２７によって検出する。
　ステップＳ３では、ステップＳ２でのブレーキONとの判断、又は、ステップＳ４での駆動力要求なしとの判断のいずれかに続き、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数をゼロに設定してサブモータS/Mを停止し、リターンへ進む。また、このとき、アイドルストップ制御を行うとして、モータ/ジェネレータMGも停止する。これにより、機械式オイルポンプO/P及び電動オイルポンプM/O/Pはいずれも作動せず、油圧供給源OILからの作動油の供給は停止する。
　なお、油圧供給源OILからの作動油供給が停止することで、第３油路１０３や、ライン圧油路１０５、変速機構用油圧系Sup内の回路からは作動油が抜け、ライン圧PLやプライマリプーリPri、セカンダリプーリSec、第２クラッチCL2（前進クラッチFCや後退ブレーキRB）に供給される油圧は低下する。
　ステップＳ４では、ステップＳ３でのブレーキOFFとの判断、又はステップＳ６での車速≦第１車速V1との判断のいずれかに続き、運転者からの駆動力要求が生じたか否かを判断する。YES（駆動力要求あり）の場合には、油圧制御回路１００への油圧供給を速やかに行う必要があるとしてステップＳ５へ進む。NO（駆動力要求なし）の場合には、油圧制御回路１００への急速な油圧供給は不要としてステップＳ３へ戻る。
　ここで、運転者からの駆動力要求の有無は、アクセル開度のON/OFF状態に基づいて行う。アクセル開度がONになったら駆動力要求があると判断する。なお、アクセル開度は、アクセル開度センサ２１によって検出する。ここで、駆動力要求ありとの判断は、アクセル開度が所定値以上になったときや、アクセル開度の変化速度が所定値以上（いわゆる急踏みのとき）であってもよい。
　ステップＳ５では、ステップＳ４での駆動力要求ありとの判断に続き、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数を、予め設定された「低速時回転数Ｎmax」に設定し、リターンへ進む。
　ここで、「低速時回転数Ｎmax」とは、電動オイルポンプM/O/Pの最高回転数であり、第２油圧P2を最大出力圧（圧力リーク弁２８ａが開放するリリーフ圧）にする値である。なお、この最大出力圧は、運転者の要求駆動力に応じて決まる必要油圧Ｐneから第１油圧P1を差し引いた補填油圧Ｐαよりも大きい値である。また、「必要油圧Ｐne」とは、運転者からの要求駆動力に基づいて走行駆動源（エンジンEngやモータ/ジェネレータMG）が発生するトルクを、無段変速機CVTや第２クラッチCL2において伝達するために必要な最低油圧である。この「必要油圧Ｐne」は、運転者の要求駆動力（ここでは、アクセル開度によって大きさを判定する）が大きいほど高い値に設定される。
　ステップＳ６では、ステップＳ１での車軸回転数＞０との判断に続き、車速が予め設定した第１車速V1より高いか否かを判断する。YES（車速＞第１車速V1）の場合には、ステップＳ７へ進む。NO（車速≦第１車速V1）の場合には、ステップＳ４へ進む。
　ここで、「第１車速V1」とは、機械式オイルポンプO/Pの回転数が低くて、この機械式オイルポンプO/Pからの吐出流量がばらつく低車速領域の上限値であり、ここでは２～３km/hに設定する。つまり、例えばベーンポンプからなる機械式オイルポンプO/Pでは、回転数が低すぎるとロータの溝に組み込まれたベーンが飛び出さず、作動油を吐出することができない。しかし、ベーンが飛び出すポンプ回転数は、ポンプ状態や作動油状態（温度・粘度等）によって異なるので、同じポンプ回転数であっても吐出流量に差異が生じる。
　そのため、この第１車速V1以下の低車速領域では、機械式オイルポンプO/Pの吐出流量をあてにできない。
　ステップＳ７では、ステップＳ６での車速＞第１車速V1との判断に続き、車速が予め設定した第２車速以下であるか否かを判断する。YES（車速≦第２車速V2）の場合には、機械式オイルポンプO/Pと電動オイルポンプM/O/Pの双方からの油圧供給が必要としてステップＳ８へ進む。NO（車速＞第２車速V2）の場合には、機械式オイルポンプO/Pのみの油圧供給によって必要油圧Ｐneを賄うことができるとしてステップＳ11へ進む。
　ここで、「第２車速V2」とは、機械式オイルポンプO/Pの吐出流量が安定し、第１油圧P1のみの油圧供給によって必要油圧Ｐneを担保できると判断できる車速であり、ここでは１０km/hに設定する。
　ステップＳ８では、ステップＳ７での車速≦第２車速V2との判断に続き、運転者の要求駆動力に応じて決まる必要油圧Ｐneを賄うために必要な油圧供給源OILの必要総流量Ｆneを設定し、ステップＳ９へ進む。
　ここで、必要総流量Ｆneは、図４に示す必要総流量Ｆneと必要油圧Ｐneとの関係を示す必要流量テーブルに基づいて設定する。なお、この必要総流量Ｆneを設定する際、まず要求駆動力に応じた目標駆動トルクを演算する。そして、この目標駆動トルクを必要油圧Ｐneに換算してから、図４の必要流量テーブルを用いて必要総流量Ｆneを設定する。
　なお、運転者の要求駆動力に応じた目標駆動トルクは、バッテリ状態、アクセル開度、車速から演算する。
　ステップＳ９では、ステップＳ８での必要総流量Ｆneの設定に続き、このステップＳ８にて演算した必要総流量Ｆneと機械式オイルポンプO/Pの吐出流量から、補填流量Ｆαを吐出させるために必要な電動オイルポンプM/O/Pの補填時回転数Ｎαを算出し、ステップＳ10へ進む。
　ここで、「補填流量Ｆα」とは、必要油圧Ｐneを担保するために電動オイルポンプM/O/Pで賄う必要がある流量であり、必要総流量Ｆneから機械式オイルポンプO/Pの吐出流量を差し引いた値である。また、「補填時回転数Ｎα」とは、補填流量Ｆαを吐出するために必要な電動オイルポンプM/O/Pの回転数であり、以下の式（１）により算出する。
　　補填流量Ｆα＝（必要総流量Ｆne　－　機械式オイルポンプ回転数×機械式オイルポンプ吐出流量換算係数）　／　電動オイルポンプ吐出流量換算係数　　…（１）
　ここで、機械式オイルポンプ回転数は、モータ回転数センサ２３により検出したモータ/ジェネレータMGの回転数から算出する。また、機械式オイルポンプ吐出流量換算係数は、機械式オイルポンプO/Pが一回転あたり吐出する作動油流量であり、機械式オイルポンプO/Pごとに予め設定されている。また、電動オイルポンプ吐出流量換算係数は、電動オイルポンプM/O/Pが一回転あたり吐出する作動油流量であり、電動オイルポンプM/O/Pごとに予め設定されている。
　ステップＳ10では、ステップＳ９での補填時回転数Ｎαの算出に続き、電動オイルポンプ目標回転数を、ステップＳ９にて算出した補填時回転数Ｎαと、予め設定された下限回転数Ｎminとのうち、いずれか大きい方の値に設定し、リターンへ進む。
　ここで、「下限回転数Ｎmin」とは、ライン圧調圧弁１０４が適正に調圧できるバルブ応答速度に基づいて設定される値である。
　すなわち、ライン圧調圧弁１０４は、上記バルブ応答速度を超えて作動油が流入すると、スプールが急移動してしまいライン圧PLのハンチング（オーバーシュートとアンダーシュートを繰り返す現象）が生じる。そして、ライン圧PLがアンダーシュートすることにより、必要油圧Ｐneを下回るおそれがある。そのため、ライン圧調圧弁１０４への作動油流入速度は、このバルブ応答速度を超えないように上昇勾配に上限値が設定されている。
　一方、電動オイルポンプM/O/Pは、図５(a)に示すように、ポンプ回転数をゼロから目標回転数Ｎthまで上昇させる際、最大出力で駆動すると所定の時間taで上昇させることができる。しかし、このときの回転数の上昇勾配（吐出流量に比例）は、バルブ応答速度を超えないように制限されたライン圧調圧弁１０４への作動油流入速度の上昇勾配よりも大きくなっている。そのため、電動オイルポンプM/O/Pの回転数を急激に立ち上げて最大出力で駆動すると、ライン圧調圧弁１０４での適正な調圧が行えず、無段変速機CVTや第２クラッチCL2等の動力伝達部材の伝達容量が不足して、スリップが発生するおそれがある。
　なお、電動オイルポンプM/O/Pを、ライン圧調圧弁１０４のバルブ応答速度を超えない出力で駆動し、電動オイルポンプM/O/Pの回転数の上昇勾配を、バルブ応答速度を超えないように制限されたライン圧調圧弁１０４への作動油流入速度の上昇勾配に合わせると、ポンプ回転数をゼロから目標回転数Ｎthまで上昇させるために時間tbが必要になる。
　そこで、電動オイルポンプM/O/Pの出力を、ライン圧調圧弁１０４のバルブ応答速度を超えない出力に抑えつつ、最大出力で駆動した場合と同じ時間（ta）でポンプ回転数をゼロから目標回転数Ｎthまで上昇させるためには、図５(b)に示すように、電動オイルポンプ回転数の初期値（回転数の上昇開始時点での回転数）にマージンを持たせておく必要がある。そして、このマージン分の回転数が、下限回転数Ｎminとなる。電動オイルポンプM/O/Pの回転数にマージン（下限値）を持たせておくことで、加速要求等により必要油圧Ｐneが上昇しても、ライン圧調圧弁１０４での適正な調圧を可能とし、無段変速機CVT等の動力伝達部材の伝達容量の不足を防止できる。
　なお、第２油圧P2が電動オイルポンプM/O/Pの回転数に比例するので、電動オイルポンプ目標回転数をこの「下限回転数Ｎmin」に設定した場合では、第２油圧P2は、ライン圧調圧弁１０４が適切に調圧制御できるバルブ応答速度に基づいて設定される下限油圧Ｐminに設定されることとなる。また、電動オイルポンプ目標回転数を、補填時回転数Ｎαに設定した場合では、第２油圧P2は、必要油圧Ｐneから第１油圧P1を差し引いた補填油圧Ｐαに設定されることとなる。
　ステップＳ11では、ステップＳ７での車速＞第２車速V2との判断に続き、電動オイルポンプ目標回転数を、ステップＳ９にて算出した補填時回転数Ｎαから所定の減少量を差し引いた値と、ゼロとのうち、いずれか大きい方の値に設定し、リターンへ進む。
　これにより、車速が第２車速V2を超えたら、第２油圧P2は徐々に低減していき停止する。
　次に、実施例の車両用油圧制御装置における作用を、「発進時必要油圧担保作用」と、「その他の特徴的作用」に分けて説明する。
　［発進時必要油圧担保作用］
　図６は、実施例の制御装置において、発進時のアクセル開度・ブレーキ踏込量・車速・電動オイルポンプ目標回転数・機械式オイルポンプ回転数の各特性を示すタイムチャートである。以下、図６に基づき、実施例の発進時必要油圧担保作用を説明する。
　図６に示すタイムチャートにおける時刻t1以前では、ブレーキが踏まれて車速がゼロになっている。すなわち、車軸回転数がゼロであり、ブレーキがON状態になっている。これにより、図３に示すフローチャートにおいて、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ３へと進み、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数がゼロに設定されてサブモータS/Mが停止される。また、このとき、アイドルストップ制御を行うとして、モータ/ジェネレータMGが停止され、機械式オイルポンプO/Pも停止する。これにより、油圧供給源OILからの作動油供給が停止し、ライン圧油路１０５等に充填されていた作動油が抜ける。
　その後、時刻t1時点において、ブレーキがOFF状態になるが、このときアクセルペダルは踏まれていない。そのため、ステップＳ１→ステップＳ２→ステップＳ４→ステップＳ３へと戻り、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数はゼロのままとなり、サブモータS/Mは停止状態を維持する。
　時刻t2時点において、アクセルペダルが踏み込まれて運転者からの駆動力要求が生じたと判断されたら、ステップＳ４→ステップＳ５へと進み、サブモータS/Mの運転を開始すると共に、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数が「低速時回転数Ｎmax」に設定される。そして、時刻t3時点で、車軸が回転を開始して車速が上昇し始める。しかし、時刻t4において車速が第１車速V1に達するまでは、ステップＳ１→ステップＳ６→ステップＳ４→ステップＳ５へと進み、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は「低速時回転数Ｎmax」に設定され続ける。
　そして、時刻t4時点において、車速が第１車速V1を超えたら、ステップＳ６→ステップＳ７へと進む。そして、時刻t5時点において車速が第２車速V2に達するまでは、ステップＳ７→ステップＳ８→ステップＳ９→ステップＳ10へと進み、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は、必要総流量Ｆneから機械式オイルポンプO/Pの吐出流量を差し引いた補填流量Ｆαを吐出させるために必要な「補填時回転数Ｎα」か、予め設定された「下限回転数Ｎmin」のうち、いずれか大きい方の値に設定される。
　すなわち、図６では、時刻t4～時刻t4´の間は、補填時回転数Ｎα＞下限回転数Ｎminとなるため、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は「補填時回転数Ｎα」に設定される。なお、この「補填時回転数Ｎα」は、必要総流量Ｆneと機械式オイルポンプO/Pの吐出流量との差異に応じて決まるため、車速の上昇に伴って機械式オイルポンプO/Pの回転数が上がることで、この機械式オイルポンプO/Pの吐出流量が増加するに従い、次第に低減していく。
　そして、時刻t4´～時刻t5の間は、補填時回転数Ｎα＜下限回転数Ｎminとなるため、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は「下限回転数Ｎmin」に設定される。これにより、車速が第２車速V2に達するまで、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は、機械式オイルポンプO/Pの吐出流量に拘らず「下限回転数Ｎmin」を維持する。
　時刻t5時点において、車速が第２車速V2を超えたら、ステップＳ７→ステップＳ11へと進み、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は、「補填時回転数Ｎα」から所定の減少量を差し引いた値か、ゼロのうち、いずれか大きい方の値に設定される。
　これにより、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は次第に低減していき、時刻t6時点でゼロになると、サブモータS/Mが停止され、電動オイルポンプM/O/Pからの作動油の供給は終了する。
　このように、実施例では、運転者からの駆動力要求が生じてから、機械式オイルポンプO/Pの回転数が低く、この機械式オイルポンプO/Pの出力が不安定な（機械式オイルポンプO/Pからの作動油吐出流量があてにできない）低車速領域（ゼロ～V1）の間、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数が「低速時回転数Ｎmax」に設定され続ける。
　ここで、「低速時回転数Ｎmax」は、電動オイルポンプM/O/Pの最高回転数であり、第２油圧P2を最大出力圧にする値である。なお、この最大出力圧は、運転者の要求駆動力に応じて決まる必要油圧Ｐneから第１油圧P1を差し引いた補填油圧Ｐαよりも大きい値である。
　これにより、機械式オイルポンプO/Pの出力が不安定な低車速領域（ゼロ～V1）では、電動オイルポンプM/O/Pを最高回転数で駆動させることで、第２油圧P2を補填油圧Ｐαよりも大きい値にすることができる。この結果、機械式オイルポンプO/Pからの吐出流量のばらつきによって、第１油圧P1が想定よりも低くなったとしても、必要油圧Ｐneに対して第１油圧P1では不足する分を、第２油圧P2によって確実に賄うことができる。そのため、低車速領域における要求駆動力発生時に、必要油圧Ｐneを確保することができる。
　そして、必要油圧Ｐneが確保できるため、無段変速機CVTのプライマリプーリPriやセカンダリプーリSec、第２クラッチCL2といった動力伝達部のスリップが発生することを防止でき、運転者の意図する駆動力を左右駆動輪LT,LRに伝達することができる。
　さらに、この実施例では、「低速時回転数Ｎmax」が、電動オイルポンプM/O/Pの最高回転数であり、第２油圧P2を最大出力圧にする値となっている。
　ここで、例えば、発進直後のさらなる加速要求（アクセルペダルの踏み増し）が生じる運転シーンでは、加速要求により必要油圧Ｐneは増大する。これに対し、電動オイルポンプM/O/Pを最高回転数にて駆動することにより、さらなる加速要求がなされた場合であっても、第３油圧P3が増大された必要油圧Ｐneとなるまでの時間を短縮することができ、駆動力の応答性を向上させることができる。
　なお、この実施例では、停車中の燃費向上のために、車軸回転がゼロ（＝車速ゼロ）であってブレーキONのときには、アイドルストップ制御を行い、モータ/ジェネレータMGとサブモータS/Mをいずれも停止する。これにより、油圧供給源OILからの作動油供給が停止し、ライン圧油路１０５等の油圧制御回路１００から作動油が抜ける。そのため、発進要求が生じたときに、油圧制御回路１００内に作動油が十分に充填されておらず、無段変速機CVT等の動力伝達部材において動力伝達が可能になるまでに要求発生からタイムラグが生じるおそれがある。
　しかしながら、実施例において、「低速時回転数Ｎmax」を電動オイルポンプM/O/Pの最高回転数とすることで、発進に際してこの電動オイルポンプM/O/Pを最大出力で駆動することになり、油圧制御回路１００内の作動油充填を最大限速やかに行うことができる。この結果、動力伝達部材において動力伝達が可能になるまでのタイムラグを短縮することができる。
　［その他の特徴的作用］
　実施例では、車速が第１車速V1～第２車速V2の間、つまり、機械式オイルポンプO/Pの吐出流量が、必要油圧Ｐneを担保できるほどではないものの、ばらつきが小さくなったと判断できれば、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数を、必要総流量Ｆneから機械式オイルポンプO/Pの吐出流量を差し引いた補填流量Ｆαを吐出させるために必要な「補填時回転数Ｎα」か、予め設定された「下限回転数Ｎmin」のうち、いずれか大きい方の値に設定する。
　すなわち、車速の増加に伴って機械式オイルポンプO/Pからの作動油の吐出流量が増加し、第１油圧P1が増大すること、また、車速が増加することでさらなる加速要求が行われる可能性が低いことから、車速が第１車速V1を超えたら、第２油圧P2を必要油圧Ｐneから第１油圧を差し引いた補填油圧Ｐαに設定し、徐々に低下させていく。
　これにより、電動オイルポンプM/O/Pの回転数を抑制し、サブモータS/Mにおける電力消費量を抑えることができる。
　また、車速が第１車速V1～第２車速V2の間において、補填時回転数Ｎα＜下限回転数Ｎminになれば、電動オイルポンプM/O/Pの目標回転数は、「下限回転数Ｎmin」に設定され、この「下限回転数Ｎmin」によって下限値が制限される。
　ここで、「下限回転数Ｎmin」は、ライン圧調圧弁１０４が適切に調圧制御できるバルブ応答速度に基づいて設定され、電動オイルポンプM/O/Pの出力をライン圧調圧弁１０４のバルブ応答速度を超えない出力に抑えつつ、最大出力で駆動した場合と同じ時間（ta）でポンプ回転数をゼロから目標回転数Ｎthまで上昇させるためのマージンが確保される。
　これにより、発進後にアクセルペダルの踏み増し等によって運転者からの要求駆動力が増大しても、ライン圧調圧弁１０４のよる適切な調圧を行いつつ、電動オイルポンプM/O/Pの回転数を最大出力時と同じスピードで速やかに上昇させることができる。そのため、ライン圧PLのハンチングが防止して、無段変速機CVT等の動力伝達部材の伝達容量が、動力伝達部材への入力トルクを下回ることを防止できる。そして、動力伝達部材がスリップすることを防ぐことができる。
　次に、効果を説明する。
　実施例の車両用油圧制御装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
　(1) 走行駆動源（モータ/ジェネレータMG）によって駆動されて油圧供給を行う第１オイルポンプ（機械式オイルポンプO/P）と、
　前記走行駆動源（モータ/ジェネレータMG）とは別の電動モータ（サブモータS/M）によって駆動されて油圧供給を行う第２オイルポンプ（電動オイルポンプM/O/P）と、
　車速が第１車速V1未満の低車速領域であって運転者からの要求駆動力が発生したとき、前記要求駆動力に応じて決まる必要油圧Ｐneから第１オイルポンプ吐出圧（第１油圧P1）を差し引いた補填油圧Ｐαよりも第２オイルポンプ吐出圧（第２油圧P2）が大きくなるように前記第２オイルポンプ（電動オイルポンプM/O/P）を駆動する第２オイルポンプコントローラ（統合コントローラ１０）と、
　を備える構成とした。
　これにより、第１オイルポンプ（機械式オイルポンプO/P）の出力が不安定な低車速領域における要求駆動力発生時に、必要油圧Ｐneを確保することができる。
　(2) 前記第２オイルポンプコントローラ（統合コントローラ１０）は、前記第２オイルポンプ吐出圧（第２油圧P2）が前記第２オイルポンプ（電動オイルポンプM/O/P）の最大出力圧になるように前記第２オイルポンプ（電動オイルポンプM/O/P）を駆動する構成とした。
　これにより、(1)の効果に加え、さらなる加速要求がなされた場合であっても、第３油圧P3が増大された必要油圧Ｐneとなるまでの時間を短縮することができ、駆動力の応答性を向上させることができる。
　(3) 前記第２オイルポンプコントローラ（統合コントローラ１０）は、前記車速が前記第１車速V1以上であって、該第１車速V1よりも高い第２車速V2以下の間、第２オイルポンプ吐出圧（第２油圧P2）が前記補填油圧Ｐαになるように前記第２オイルポンプ（電動オイルポンプM/O/P）を駆動する構成とした。
　これにより、(1)又は(2)の効果に加え、第１油圧P1が増大すると共にさらなる加速要求が行われる可能性が低くなったら、電動オイルポンプM/O/Pの回転数を抑制し、サブモータS/Mにおける電力消費量を抑えることができる。
　(4) 前記第２オイルポンプコントローラ（統合コントローラ１０）は、第２オイルポンプ吐出圧（第２油圧P2）を前記補填油圧Ｐαにする際、前記第１オイルポンプ吐出圧（第１油圧P1）及び／又は前記第２オイルポンプ吐出圧（第２油圧P2）によって生じる油圧（第３油圧P3）を調圧する調圧バルブ（ライン圧調圧弁１０４）が適正に調圧制御できるバルブ応答速度に基づいて設定する下限油圧を設定する構成とした。
　これにより、(3)の効果に加え、サブモータS/Mにおける電力消費量を抑えつつ、運転者からの要求駆動力が増大したときには、ライン圧PLのハンチングを防止しながら、電動オイルポンプM/O/Pの回転数を最大出力時と同じスピードで速やかに上昇させて、動力伝達部材の伝達容量が入力トルクを下回ることを防止できる。
　以上、本発明の車両用油圧制御装置を実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
　実施例では、車速が第１車速V1以下の間は、電動オイルポンプM/O/Pを最高回転数で駆動させ、第２油圧P2が電動オイルポンプM/O/Pの最大出力圧になるようにする例を示したが、本発明はこれに限らない。第２油圧P2が最大出力圧より小さくとも、例えば必要油圧Ｐneよりも大きくなるように電動オイルポンプM/O/Pを駆動してもよい。
　ここで、機械式オイルポンプO/Pは、駆動輪に駆動力を出力するための走行駆動源（モータ/ジェネレータMG）によって駆動されるため、運転状態によっては回転数が制限される。つまり、電動オイルポンプM/O/Pのように、目標回転数を自由に設定することができない。そこで、車速が第１車速V1よりも低い低車速領域において、第２油圧P2が必要油圧Ｐneよりも大きくなるようにすることで、機械式オイルポンプO/Pの吐出流量（第１油圧P1）に関係なく、必要油圧Ｐneを確実に確保することができる。
　また、実施例では、図６のタイムチャートに示したように、車速が第１車速V1から第２車速V2の間において、時刻t4´までは、補填時回転数Ｎα＞下限回転数Ｎminとなり、電動オイルポンプ目標回転数を「補填時回転数Ｎα」に設定する例を示したが、本発明はこれに限らない。例えば、必要油圧Ｐneが低いことから、車速が第１車速V1を超えた途端、電動オイルポンプ目標回転数を「下限回転数Ｎmin」に設定してもよい。
　つまり、車速が第１車速V1から第２車速V2の間では、必要油圧Ｐneの大きさに応じて電動オイルポンプ目標回転数の設定値が変動する。
　また、実施例では、車速がゼロ（車軸回転数がゼロ）であってブレーキONの停車状態から、アクセルペダルが踏み込まれて発進するシーンにおいて、本発明を適用した例を示したが、本発明を適用するシーンはこれに限られない。例えば、ごく低車速（第１車速V1以下）での走行中に、加速するためにアクセルペダルを踏み込んで加速し、その後車速の変化が小さくなるようなシーンであっても適用することができる。
　つまり、低車速領域であって、機械式オイルポンプO/Pの出力が不安定なシーンであれば、停車中であるか走行中であるかは関係なく本発明を適用することができる。
　また、実施例では、本発明の車両用油圧制御装置をエンジンEngとモータ/ジェネレータMGを有するハイブリッド車両に適用する例を示したが、本発明はこれに限らない。モータ/ジェネレータMGのみを搭載した電気自動車や、エンジンEngのみを搭載したエンジン車、さらにプラグインハイブリッド車や燃料電池車等であっても適用することができる。
　そして、機械式オイルポンプO/Pは、エンジンEngによって駆動されるものであってもよい。

Claims (6)

  1. 　走行駆動源によって駆動されて油圧供給を行う第１オイルポンプと、
    　前記走行駆動源とは別の電動モータによって駆動されて油圧供給を行う第２オイルポンプと、
    　車速が第１車速未満の低車速領域であって運転者からの要求駆動力が発生したとき、前記要求駆動力に応じて決まる必要油圧から第１オイルポンプ吐出圧を差し引いた補填油圧よりも第２オイルポンプ吐出圧が大きくなるように前記第２オイルポンプを駆動する第２オイルポンプコントローラと、
    　を備える車両用油圧制御装置。
  2. 　請求項１に記載された車両用油圧制御装置において、
    　前記第２オイルポンプコントローラは、前記第２オイルポンプ吐出圧が前記必要油圧よりも大きくなるように前記第２オイルポンプを駆動する、
    　車両用油圧制御装置。
  3. 　請求項１又は請求項２に記載された車両用油圧制御装置において、
    　前記第２オイルポンプコントローラは、前記第２オイルポンプ吐出圧を前記第２オイルポンプの最大出力圧になるように前記第２オイルポンプを駆動する、
    　車両用油圧制御装置。
  4. 　請求項１から請求項３のいずれか一項に記載された車両用油圧制御装置において、
    　前記第２オイルポンプコントローラは、前記車速が前記第１車速以上であって、該第１車速よりも高い第２車速以下の間、第２オイルポンプ吐出圧が前記補填油圧になるように前記第２オイルポンプを駆動する、
    　車両用油圧制御装置。
  5. 　請求項４に記載された車両用油圧制御装置において、
    　前記第２オイルポンプコントローラは、第２オイルポンプ吐出圧を前記補填油圧にする際、前記第１オイルポンプ吐出圧及び／又は前記第２オイルポンプ吐出圧によって生じる油圧を調圧する調圧バルブが適正に調圧制御できるバルブ応答速度に基づいて設定する下限油圧を設定する、
    　車両用油圧制御装置。
  6. 　走行駆動源によって駆動されて油圧供給を行う第１オイルポンプと、前記走行駆動源とは別の電動モータによって駆動されて油圧供給を行う第２オイルポンプと、を備えた車両用油圧供給装置において、
    　車速が第１車速未満の低車速領域であって運転者からの要求駆動力が発生したとき、前記要求駆動力に応じて決まる必要油圧から第１オイルポンプ吐出圧を差し引いた補填油圧よりも第２オイルポンプ吐出圧が大きくなるように前記第２オイルポンプを駆動する、
    　油圧制御方法。
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