CN112145671A - 同步啮合机构的控制装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种同步啮合机构的控制装置，其包括齿轮、接合套、同步环和液压式促动器。在所述同步啮合机构的卡合过渡期，所述控制装置所具备的电子控制单元在判断接合套与齿轮的旋转同步的完成时，将液压式促动器的指示压设定为比啮合完成压低压的中间压。另外，在即使自将所述液压式促动器的所述指示压设定为中间压的时刻经过了规定时间但啮合也没完成的情况下，所述电子控制单元将所述液压式促动器的所述指示压设定为啮合完成压。

Description

同步啮合机构的控制装置

技术领域

本发明涉及一种同步啮合机构的控制装置，涉及在同步啮合机构的卡合过渡期产生的碰撞声的降低。

背景技术

已知一种包括旋转轴、齿轮(怠速齿轮)、接合套(日文：スリーブ)和同步环(日文：シンクロナイザリング)的同步啮合机构，上述齿轮与该旋转轴能相对旋转地嵌合，上述接合套与上述旋转轴的外周部不能相对旋转且能沿轴向进行移动地嵌合，上述同步环介于上述齿轮与上述接合套之间。日本特开2000-337487所述的同步啮合式变速器的结构为这种同步啮合机构。在日本特开2000-337487中记载了：同步啮合机构在液压式促动器的作用下工作，在同步啮合机构的接合套的花键齿将齿轮的花键齿推开(日文：押し分ける)的推开过渡期，接合套需要战胜由拖曳扭矩产生的阻力的推力。还记载了：在接合套的花键齿开始推开前减少接合套的推力以及接合套的移动速度中至少一者，从而降低在推开过渡期产生的碰撞声。

发明内容

另外，在日本特开2000-337487中，在变速器内的工作油的油温下降的情况下，作用于接合套的拖曳扭矩所导致的阻力增加，所以凭考虑了碰撞声的降低的接合套的推力不再能使接合套战胜阻力，从而有发生接合套不再能移动的接合套不良的隐患。

本发明提供一种能在同步啮合机构中降低卡合过渡期的碰撞声，并且即使在工作油变为低温的情况下，也能完成同步啮合机构的卡合的同步啮合机构的控制装置。

本发明的技术方案是具有齿轮、接合套、同步环和液压式促动器的同步啮合机构的控制装置。所述齿轮构成为与旋转轴能相对旋转地嵌合。所述接合套相对于所述旋转轴不能相对旋转且能沿轴向相对移动地设置。所述同步环介于所述齿轮与所述接合套之间。所述液压式促动器构成为对该接合套施加推力。所述液压式促动器使所述接合套沿所述旋转轴的轴向移动，并且在所述液压式促动器使所述接合套朝向所述齿轮侧沿所述旋转轴的轴向移动时，在使所述接合套和所述齿轮经由所述同步环旋转同步了后，使设置于所述齿轮的花键齿与设置于所述接合套的花键齿啮合。所述控制装置包括以下这样构成的电子控制单元。即，所述电子控制单元在判断所述接合套与所述齿轮的旋转同步的完成时，将所述液压式促动器的指示压设定为比使所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿啮合的啮合完成压低压的中间压，在所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿的啮合完成时，将所述液压式促动器的指示压设定为所述啮合完成压。并且，在即使自将所述液压式促动器的指示压设定为所述中间压的时刻经过了预先设定的规定时间，所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿的啮合也没完成的情况下，将所述液压式促动器的指示压设定为所述啮合完成压。

采用上述技术方案的同步啮合机构的控制装置，当在同步啮合机构的卡合过渡期判断接合套与齿轮的旋转同步的完成时，将液压式促动器的指示压设定为比啮合完成压低压的中间压，从而使接合套的推力减小，降低在接合套的移动过程中接合套的花键齿与齿轮的花键齿发生了碰撞时产生的碰撞声。这里，当工作油的油温成为低温时，作用于接合套的拖曳扭矩增加，所以在将液压式促动器的指示压设定为中间压时，接合套的推力比由拖曳扭矩产生的阻力小，有发生接合套不再能朝向齿轮侧移动的接合套不良的隐患。对此，在即使自液压式促动器的指示压被设定为中间压的时刻经过了规定时间，接合套的花键齿与齿轮的花键齿的啮合也没完成的情况下，将液压式促动器的指示压设定为啮合完成压，所以即使在接合套不再能向齿轮侧移动的情况下，通过在经过规定时间时将液压式促动器的指示压设定为啮合完成压，也强制性地使接合套朝向齿轮侧移动，消除接合套不良。这样，能够兼顾在同步啮合机构的卡合过渡期产生的碰撞声的降低和接合套不良的消除。

在上述技术方案的控制装置的基础上，也可以是，所述电子控制单元构成为在所述同步啮合机构的旋转同步后将所述指示压设定为能使所述接合套的花键齿推开所述同步环的花键齿以及齿轮的花键齿而移动的值的中间压。

采用上述结构的控制装置，在上述同步啮合机构的卡合过渡期，上述电子控制单元将上述指示压设定为在上述接合套的花键齿被压靠于上述齿轮的花键齿时能使上述接合套推开齿轮而与上述同步环啮合过去的值的中间压，所以能够降低在上述同步啮合机构的卡合过渡期产生的碰撞声。

在上述技术方案的控制装置的基础上，也可以是，所述电子控制单元构成为将啮合完成压设定为不管所述同步啮合机构的工作油的油温的影响如何都能强制性地使所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿啮合的值。

采用上述结构的控制装置，在上述同步啮合机构的卡合过渡期，即使在工作油的油温较低的情况下上述接合套的花键齿与上述齿轮的花键齿的啮合的阻力增大了，由于上述电子控制单元设定为能够强制性地进行啮合的啮合完成压，所以能够可靠地进行啮合。

在上述技术方案的控制装置的基础上，也可以是，所述电子控制单元如以下这样构成。即，依据工作油的油温变更所述规定时间，将所述规定时间设定为在所述工作油的油温低的情况下与高的情况相比更长的时间。

采用上述结构的控制装置，将判定是否将液压式促动器的指示压设定为啮合完成压的判断阈值即规定时间，设定为在工作油的油温低的情况下与高的情况相比更长的时间。当工作油的油温成为低温时，作用于接合套的阻力增大，并且液压式促动器的响应性也变差，所以接合套移动至啮合完成位置所需的时间也变长。因而，通过依据工作油的油温变更规定时间，使规定时间成为与工作由的油温相对应的适当的值。与此相关联地，在即使工作油的油温为低温但未发生接合套不良的情况下，能在指示压为中间压的状态下完成啮合，有效地降低在同步啮合机构的卡合过渡期产生的碰撞声。

附图说明

以下，参考附图说明本发明的示例性实施例的特征、优点以及工业上的意义，图中相似的附图标记表示相似的部件，其中，

图1是用于对搭载有作为本发明的一例的实施方式的同步啮合机构的控制装置的车辆所具备的动力传递装置的概略结构进行说明的要点图。

图2是图1的动力传递装置中的、各行驶形式的卡合要素的卡合工作表。

图3A是说明图1的啮合离合器分离后的状态的啮合离合器的结构以及工作的剖视图。

图3B是说明图1的啮合离合器分离后的状态的啮合离合器的结构以及工作的展开图。

图4A是说明图1的啮合离合器卡合后的状态的啮合离合器的结构以及工作的剖视图。

图4B是说明图1的啮合离合器卡合后的状态的啮合离合器的结构以及工作的展开图。

图5是说明为了控制发动机、无级变速器等而设置于上述车辆的电子控制单元的输入输出系统，并且说明由电子控制单元产生的控制功能的主要部分的功能框线图。

图6是表示在上述啮合离合器的卡合过渡期的各阶段中的上述啮合离合器的各花键齿的啮合状态，并且表示在卡合过渡期中的轴套(日文：ハブスリーブ)的行程量、声压、离合器前后转速差以及液压式促动器的指示压的时间图。

图7是表示在上述动力传递装置中使用的工作油的油温与推开所需的轴套的推力的关系的图。

图8是用于基于上述工作油的油温求出规定时间的关系映射。

图9是说明电子控制单元在搭载于上述车辆的发动机的启动时的控制工作的流程图。

具体实施方式

以下，参照附图详细地说明本发明的实施方式。另外，在以下的实施方式中，图被适当地简化或变形，各部分的尺寸比以及形状等未必准确地描画。

图1是用于对搭载有作为本发明的例子的实施方式的同步啮合机构的控制装置的车辆10所具备的动力传递装置12的概略结构进行说明的要点图。动力传递装置12构成为包含变矩器16、前进后退切换装置18、带式无级变速器20(以下为无级变速器20)、齿轮机构22和输出轴25，上述变矩器16作为与例如用作行驶用的驱动力源的发动机14相连结的流体式传动装置，上述输出轴25设置有能与未图示的驱动轮进行动力传递的输出齿轮24。在动力传递装置12中，并联地具备第1动力传递路径和第2动力传递路径，构成为依据车辆10的行驶状态切换动力传递路径。第1动力传递路径是自发动机14输出的扭矩(驱动力)经由变矩器16输入作为输入轴的涡轮轴26，使该扭矩自涡轮轴26经由齿轮机构22等传递到输出轴25。第2动力传递路径使输入到涡轮轴26的扭矩经由无级变速器20传递到输出轴25。

发动机14由例如汽油发动机、柴油发动机等内燃机构成。变矩器16包括泵叶轮16p和涡轮叶轮16t，经由流体进行动力传递。泵叶轮16p与发动机14的曲轴相连结。涡轮叶轮16t经由相当于变矩器16的输出侧构件的涡轮轴26与前进后退切换装置18相连结。另外，在以上的泵叶轮16p以及涡轮叶轮16t之间设置有锁止离合器28，通过使该锁止离合器28完全卡合而使泵叶轮16p以及涡轮叶轮16t一体旋转。液压控制电路、成为润滑油的液压源的机油泵17由发动机14经由泵叶轮16p进行旋转驱动。

前进后退切换装置18是将前进用离合器C1以及后退用制动器B1和双小齿轮型的行星齿轮装置30作为主体而构成的行星齿轮式前进后退切换装置。在前进后退切换装置18中，将小齿轮30p支承为能够旋转的齿轮架30c与变矩器16的涡轮轴26以及无级变速器20的输入轴32相连结，环形齿轮30r经由后退用制动器B1与作为非旋转构件的外壳34选择性地相连结，太阳齿轮30s与小径齿轮36相连结。另外，太阳齿轮30s和齿轮架30c经由前进用离合器C1选择性地相连结。前进用离合器C1以及后退用制动器B1相当于断接装置，都是利用液压式促动器进行摩擦卡合的液压式摩擦卡合装置。

另外，行星齿轮装置30的太阳齿轮30s与构成齿轮机构22的小径齿轮36相连结。齿轮机构22构成为包含小径齿轮36和不能与副轴38相对旋转地设置于副轴38的大径齿轮40。空转齿轮42绕与副轴38相同的旋转轴心能与副轴38相对旋转地设置。另外，在副轴38与空转齿轮42之间设置有使副轴38与空转齿轮42选择性地断开或连接的啮合离合器D1。另外，副轴38是本发明的旋转轴的一例。啮合离合器D1是本发明的同步啮合机构的一例。

啮合离合器D1包含第1齿轮48、第2齿轮50、轴套61和同步环64。第1齿轮48设置于副轴38。第2齿轮50与副轴38不能相对旋转地嵌合。轴套61相对于副轴38不能相对旋转且能沿轴向相对移动地设置，设置有能与第1齿轮48的花键齿49(参照图6上半截)以及第2齿轮50的花键齿74(参照图3A和图3B)啮合(卡合)的花键齿70(参照图3A和图3B)。同步环64介于第2齿轮50与轴套61之间。轴套61的花键齿70与以上的第1齿轮48的花键齿49以及第2齿轮50的花键齿74啮合，从而副轴38与空转齿轮42不能相对旋转地相连接。第2齿轮50与空转齿轮42一体成形。另外，同步环64作为在啮合离合器D1的卡合过渡期使第1齿轮48和第2齿轮50旋转同步的同步机构发挥功能，啮合离合器D1相当于具有同步机构的同步啮合式机构。

空转齿轮42与比该空转齿轮42大径的输入齿轮52啮合。输入齿轮52不能相对于输出轴25相对旋转地设置，该输出轴25配置于与无级变速器20的后述的次级带轮的旋转轴心相同的旋转轴心。输出轴25能绕上述旋转轴心旋转地配置，输入齿轮52以及输出齿轮24不能相对旋转地设置。由此，在使发动机14的扭矩自涡轮轴26经由齿轮机构22传递到输出轴25的第1动力传递路径上，设置有前进用离合器C1、后退用制动器B1以及啮合离合器D1。

另外，在无级变速器20与输出轴25之间夹插有使这两者选择性地断接的带式行驶用离合器C2，通过使该带式行驶用离合器C2卡合，形成使发动机14的扭矩经由输入轴32以及无级变速器20传递到输出轴25的第2动力传递路径。另外，当带式行驶用离合器C2分离时，第2动力传递路径被切断，不再经由无级变速器20向输出轴25传递扭矩。

无级变速器20设置于与涡轮轴26相连结的输入轴32与输出轴25之间的动力传递路径上。无级变速器20包括初级带轮54(可变带轮54)、次级带轮56(可变带轮56)和传动带58，经由一对可变带轮54、56与传动带58之间的摩擦力进行动力传递。初级带轮54的作为设置于输入轴32的输入侧构件的有效直径是可变的。次级带轮56的作为输出侧构件的有效直径是可变的。传动带58绕挂在一对可变带轮54、56之间。

初级带轮54构成为包括固定滑轮54a、可动滑轮54b和初级侧液压式促动器54c。固定滑轮54a是固定于输入轴32的输入侧固定旋转体。可动滑轮54b是相对于输入轴32不能相对旋转且能进行轴向的相对移动地设置的输入侧可动旋转体。初级侧液压式促动器54c产生用于使可动滑轮54b移动的推力，以变更固定滑轮54a与可动滑轮54b之间的V形槽宽。另外，次级带轮56构成包括固定滑轮56a、可动滑轮56b和次级侧液压式促动器56c。固定滑轮56a是输出侧固定旋转体。可动滑轮56b是相对于固定滑轮56a不能相对旋转且能进行轴向的相对移动地设置的输出侧可动旋转体。次级侧液压式促动器56c产生用于使可动滑轮56b移动的推力，以变更固定滑轮56a与可动滑轮56b之间的V形槽宽。

使一对可变带轮54、56的V形槽宽变化而变更传动带58的绕挂直径(有效直径)，从而使实际变速比(齿数比)γ(＝输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)连续地变更。例如，在使初级带轮54的V形槽宽变窄时，使变速比γ减小。即，使无级变速器20升挡。另外，在使初级带轮54的V形槽宽变宽时，使变速比γ增大。即，使无级变速器20降挡。

以下，使用图2所示的各行驶形式的卡合要素的卡合表，说明上述那样构成的动力传递装置12的工作。在图2中，C1对应于前进用离合器C1的工作状态。C2对应于带式行驶用离合器C2的工作状态。B1对应于后退用制动器B1的工作状态。D1对应于啮合离合器D1的工作状态。“○”表示卡合(连接)，“×”表示分离(切断)。

首先，说明经由齿轮机构22将发动机14的扭矩传递到输出齿轮24的行驶形式，即，经过第1动力传递路径传递扭矩的行驶形式。该行驶形式对应于图2的齿轮行驶模式，如图2所示，前进用离合器C1以及啮合离合器D1卡合(连接)，而带式行驶用离合器C2以及后退用制动器B1分离(切断)。

由于通过使前进用离合器C1卡合，使构成前进后退切换装置18的行星齿轮装置30一体旋转，所以使小径齿轮36以与涡轮轴26相同的转速进行旋转。另外，由于小径齿轮36与设置于副轴38的大径齿轮40啮合，所以也使副轴38同样地旋转。此外，由于啮合离合器D1卡合，所以副轴38与空转齿轮42连接，由于该空转齿轮42与输入齿轮52啮合，所以使与输入齿轮52一体地设置的输出轴25以及输出齿轮24旋转。这样，在设置于上述第1动力传递路径的前进用离合器C1以及啮合离合器D1卡合时，发动机14的动力经由变矩器16、涡轮轴26、前进后退切换装置18、齿轮机构22以及空转齿轮42等传递到输出轴25以及输出齿轮24。

接着，说明经由无级变速器20将发动机14的扭矩传递到输出齿轮24的行驶形式。该行驶形式对应于图2的带式行驶模式(高车速)，如图2的带式行驶模式所示，带式行驶用离合器C2连接，而前进用离合器C1、后退用制动器B1以及啮合离合器D1被切断。由于通过使带式行驶用离合器C2连接，使次级带轮56与输出轴25连接，所以使次级带轮56与输出轴25以及输出齿轮24一体旋转。因而，在使带式行驶用离合器C2连接时，形成上述第2动力传递路径，发动机14的动力经由变矩器16、涡轮轴26、输入轴32、无级变速器20以及输出轴25传递到输出齿轮24。此时，在经由该第2动力传递路径传递发动机14的动力的带式行驶模式(高车速)中，使啮合离合器D1分离(切断)是为了消除以带式行驶模式(高车速)行驶过程中的齿轮机构22等的拖曳，并且防止齿轮机构22等在高车速下进行高速旋转。

在低车速区域选择上述齿轮行驶模式。基于该第1动力传递路径的变速比γg(输入轴转速Nin/输出轴转速Nout)设定为比无级变速器20的最大变速比γmax大的值。即，变速比γg设定为未在无级变速器20设定的值。并且，在因例如车速V上升等而进行向带式行驶模式切换的判定时，切换为上述带式行驶模式。这里，在自齿轮行驶模式向带式行驶模式(高车速)或自带式行驶模式(高车速)向齿轮行驶模式切换的过渡期，过渡性地经由图2的带式行驶模式(中车速)进行切换。

在例如自齿轮行驶模式切换为带式行驶模式(高车速)的情况下，自对应于齿轮行驶的使前进用离合器C1以及啮合离合器D1卡合的状态，过渡性地切换为使带式行驶用离合器C2以及啮合离合器D1卡合的状态。即，开始前进用离合器C1以及带式行驶用离合器C2的替换卡合。此时，动力传递路径自第1动力传递路径变更为第2动力传递路径，在动力传递装置12中实质性地升挡。并且，在切换了动力传递路径后，为了防止不需要的拖曳、齿轮机构22等的高速旋转化，使啮合离合器D1分离(切断)(被驱动输入切断)。

另外，在自带式行驶模式(高车速)切换为齿轮行驶模式的情况下，自使带式行驶用离合器C2卡合的状态过渡性地切换为使啮合离合器D1卡合的状态来作为向齿轮行驶模式的切换准备(降挡准备)。此时，成为经由齿轮机构22也向行星齿轮装置30的太阳齿轮30s传递旋转的状态，自该状态执行前进用离合器C1以及带式行驶用离合器C2的替换卡合(前进用离合器C1的卡合，带式行驶用离合器C2的分离)，从而将动力传递路径自第2动力传递路径切换为第1动力传递路径。此时，在动力传递装置12中实质性地降挡。

图3A和图3B以及图4A和图4B是说明具有同步机构的啮合离合器D1的结构以及工作的图。另外，图3A和图3B表示使啮合离合器D1分离(切断)的状态，图4A和图4B表示使啮合离合器D1卡合(连接)的状态。另外，图3A和图4A是啮合离合器D1的剖视图，图3B和图4B是从外周侧观察图3A和图4A的状态的除轴套61的圆筒部分以外的展开图。

如图3A所示，啮合离合器D1包含第2齿轮50、轴套61、多个换挡键62、同步环64和锥形部68。第2齿轮50设置于与副轴38能相对旋转地嵌合的空转齿轮42。轴套61相对于副轴38不能相对旋转且能沿轴向相对移动地设置。多个换挡键62利用键弹簧60与轴套61卡合。同步环64介于第2齿轮50与轴套61之间，以具有规定的游隙的状态与换挡键62一同旋转。锥形部68设置于第2齿轮50近旁。在轴套61的内周面设置有花键齿70而供第1齿轮48的花键齿49(参照图6)始终花键嵌合，从而轴套61相对于第1齿轮48以及副轴38不能相对旋转且能沿轴向相对移动。另外，第2齿轮50是本发明的齿轮的一例。轴套61是本发明的接合套的一例。

在使轴套61沿副轴38的轴向朝向第2齿轮50侧(图3A和图3B的纸面左侧)移动时，经由换挡键62向锥形部68按压同步环64，利用两者间的摩擦向第2齿轮50进行动力传递。在轴套61的外周面形成有环状的凹槽63，换挡拨叉65与该凹槽63嵌合。换挡拨叉65构成为能在液压式促动器66的作用下沿副轴38的轴向移动。因而，液压式促动器66构成为经由换挡拨叉65对轴套61施加沿副轴38的轴向作用的推力，利用液压式促动器66使轴套61沿副轴38的轴向移动。

在使轴套61进一步朝向第2齿轮50侧移动时，设置于轴套61的花键齿70的前端的倒棱70a被按压于在同步环64的花键齿72的前端设置的倒棱72a，从而进行旋转同步。这样，经由同步环64使轴套61与第2齿轮50旋转同步。在旋转同步完成时，如图4A和图3B所示，花键齿70与设置于同步环64的花键齿72以及设置于第2齿轮50的花键齿74啮合而使啮合离合器D1卡合。由此，使第1齿轮48与第2齿轮50一体地连接而形成前进后退切换装置18与输出齿轮24之间的第1动力传递路径。另外，花键齿70是设置于本发明的接合套的花键齿的一例。花键齿74是设置于本发明的齿轮的花键齿的一例。

如上所述，在轴套61与同步环64以及第2齿轮50旋转同步时，轴套61的花键齿70推开同步环64的花键齿72以及第2齿轮50的花键齿74而朝向第2齿轮50侧移动。此时，当轴套61的推力较大时，轴套61的花键齿70的倒棱70a与设置于第2齿轮50的花键齿74的前端的倒棱74a发生了碰撞时的碰撞声增大。对此，当在旋转同步后减小轴套61的推力时，能够降低上述碰撞声。但是，当相互的倒棱70a、74a在轴套61的推力较小的状态下发生了碰撞时，若在轴套61的花键齿70以及与该花键齿70花键嵌合的第1齿轮48的花键齿49之间产生的阻力较大，则有发生难以使轴套61的花键齿70推开第2齿轮50的花键齿74而移动的接合套不良的隐患。

例如，在使动力传递装置12工作的工作油的油温Toil较低时，在配置于啮合离合器D1的上游侧(发动机14侧)的前进用离合器C1的摩擦材料间产生的摩擦阻力增大。与此相关联地，由于在前进用离合器C1处传递扭矩，所以，经由第1齿轮48的花键齿49传递到轴套61的花键齿70的拖曳扭矩增加。因而，在轴套61的花键齿70与第1齿轮48的花键齿49之间产生的拖曳扭矩所导致的阻力增加，所以当轴套61的推力较小时，有发生接合套不良的隐患。于是，在使啮合离合器D1卡合的过渡期，如以下说明的那样控制轴套61的推力，从而降低在轴套61的花键齿70的倒棱70a与第2齿轮50的花键齿74的倒棱74a发生了碰撞时产生的碰撞声，并且抑制由接合套不良的发生而导致的啮合离合器D1的无法卡合。

图5是说明为了控制发动机14、无级变速器20等而设置于车辆10的电子控制单元80的输入输出系统，并且说明由电子控制单元80产生的控制功能的主要部分的功能框线图。电子控制单元80构成为包含例如包括CPU(中央处理单元)、RAM(随机存取存储器)、ROM(只读存储器)和输入输出接口等的所谓微型计算机，CPU利用RAM的暂时存储功能，并且按照预先存储于ROM的程序进行信号处理，从而执行车辆10的各种控制。例如，电子控制单元80执行发动机14的输出控制、无级变速器20的变速控制、带夹压力控制、将行驶模式适当地切换为由齿轮机构22进行的齿轮行驶模式以及由无级变速器20进行的带式行驶模式的任一种的控制等，根据需要分为发动机控制用、无级变速器控制用和行驶形式切换用等地构成。

表示由发动机转速传感器82检测到的曲轴的旋转角度(位置)Acr以及发动机14的转速(发动机转速)Ne的信号、表示由涡轮转速传感器84检测到的涡轮轴26的转速(涡轮转速)Nt的信号、表示由输入轴转速传感器86检测到的无级变速器20的输入轴32(初级带轮54)的转速即输入轴转速Nin的信号、表示由输出轴转速传感器88检测到的对应于车速V的无级变速器20的次级带轮56的转速即输出轴转速Nout的信号、表示由加速器传感器90检测到的电子节气门的节气门开度θth的信号、表示由加速器开度传感器91检测到的作为驾驶人的加速要求量的加速踏板的操作量即加速器开度Acc的信号、表示由脚制动器开关92检测到的表示对作为常用制动器的脚制动器进行了操作的状态的制动器接通Bon的信号、表示由杆位置传感器93检测到的换挡杆的杆位置(操作位置)Psh的信号、表示由行程传感器94检测到的液压式促动器66的行程量Lst即轴套61的行程量Lst的信号、表示根据油温传感器95检测到的动力传递装置12内的工作油的油温Toil的信号、和表示由副轴转速传感器96检测到的与对应于啮合离合器D1的上游侧的旋转构件的轴套61的转速Nscin相对应的副轴38的转速Ncout的信号等，被分别供给到电子控制单元80。另外，电子控制单元80基于例如输出轴转速Nout和输入轴转速Nin，依次算出无级变速器20的实际变速比γ(＝Nin/Nout)。

另外，自电子控制单元80分别输出发动机14的输出控制用的发动机输出控制指令信号Se、与无级变速器20的变速相关的液压控制用的液压控制指令信号Scvt、与动力传递装置12的行驶形式的切换相关联的用于控制前进后退切换装置18(前进用离合器C1和后退用制动器B1)、带式行驶用离合器C2以及啮合离合器D1的液压控制指令信号Sswt等。

具体而言，作为上述发动机输出控制指令信号Se，输出用于对节气门促动器进行驱动而控制电子节气门的开闭的节气门信号、用于控制自燃料喷射装置喷射的燃料的量的喷射信号、用于控制由点火装置产生的发动机14的点火正时的点火正时信号等。另外，作为上述液压控制指令信号Scvt，用于驱动对供给到初级侧液压式促动器54c的初级压Pin进行调压的未图示的线性电磁阀的指令信号、用于驱动对供给到次级侧液压式促动器56c的次级压Pout进行调压的未图示的线性电磁阀的指令信号等向液压控制电路98输出。此外，作为液压控制指令信号Sswt，用于驱动对供给到液压式促动器66的液压进行控制的各线性电磁阀的指令信号等向液压控制电路98输出，上述液压式促动器66控制前进用离合器C1、后退用制动器B1、带式行驶用离合器C2和啮合离合器D1的断接。

接下来，说明电子控制单元80的控制功能的主要部分。图5所示的发动机输出控制部100为了进行例如发动机14的输出控制，分别向节气门促动器、燃料喷射装置、点火装置输出节气门信号、喷射信号、点火正时信号等发动机输出控制指令信号Se。发动机输出控制部100设定用于获得例如基于加速器开度Acc以及车速V算出的要求驱动力(驱动扭矩)的目标发动机扭矩Te*。为了获得该目标发动机扭矩Te*，除了利用节气门促动器对电子节气门进行开闭控制以外，还利用燃料喷射装置控制燃料喷射量或利用点火装置控制点火正时。

在以带式行驶模式行驶时，变速控制部102将无级变速器20的变速比γ控制为成为基于加速器开度Acc、车速V和制动器接通Bon等算出的目标变速比γ*。具体而言，变速控制部102以达成不发生无级变速器20的带滑移并且使发动机14的工作点位于最佳线上的无级变速器20的目标变速比γ*的方式，决定作为初级压Pin的指令值(目标初级压Pin*)的初级指示压Pintgt和作为次级压Pout的指令值(目标次级压Pout*)的次级指示压Pouttgt。并且，向液压控制电路98输出初级指示压Pintgt以及次级指示压Pouttgt。

另外，变速控制部102执行对齿轮行驶模式和带式行驶模式进行切换的切换控制。变速控制部102存储例如规定齿轮行驶模式以及带式行驶模式的行驶区域的未图示的模式映射。变速控制部102基于该模式映射判定行驶模式的切换。模式映射例如由对应于车速V的输出轴转速Nout以及加速器开度Acc构成。变速控制部102在车辆的行驶状态跨过模式映射中的齿轮行驶模式和带式行驶模式的交界线的情况下，判定为对行驶模式进行切换。

变速控制部102在例如以齿轮行驶模式行驶的过程中判定为向带式行驶模式的切换时，执行使齿轮行驶用离合器C1分离并且使带式行驶用离合器C2卡合的双离合器变速。由此，动力传递装置12中的动力传递路径自第1动力传递路径切换为第2动力传递路径，行驶模式自齿轮行驶模式切换为带式行驶模式(中车速)。另外，变速控制部102在切换为带式行驶模式(中车速)时，向液压控制电路98输出进行由液压式促动器66进行啮合离合器D1分离工作的指令。由此，通过将啮合离合器D1分离，行驶模式自带式行驶模式(中车速)切换为带式行驶模式(高车速)。与此相关联地，在以带式行驶模式行驶的过程中，构成啮合离合器D1～行星齿轮装置30之间的动力传递路径的旋转构件(大径齿轮40等)的连带旋转得到防止。

另外，变速控制部102在以带式行驶模式(高车速)行驶的过程中判定为向齿轮行驶模式的切换时，首先向液压控制电路98输出进行由液压式促动器66进行啮合离合器D1卡合工作的指令。由此，行驶模式自带式行驶模式(高车速)过渡性地切换为带式行驶模式(中车速)。接着，变速控制部102执行使带式行驶用离合器C2分离并且使齿轮行驶用离合器C1卡合的双离合器变速。由此，动力传递装置12中的动力传递路径自第2动力传递路径切换为第1动力传递路径。

另外，变速控制部102在车辆停止过程中向液压控制电路98输出为了准备在齿轮行驶模式下的车辆起步而由液压式促动器66进行啮合离合器D1卡合工作的指令。然后，在换挡操作位置由驾驶人切换为作为前进行驶位置的D位置或作为后退行驶位置的R位置时，变速控制部102将使齿轮行驶用离合器C1或后退用制动器B1卡合的指令输出到液压控制电路98。

另外，变速控制部102通过适当地控制啮合离合器D1的卡合过渡期的轴套61的推力F，降低因轴套61的花键齿70的倒棱70a(以下称为轴套61的倒棱70a)与第2齿轮50的花键齿74的倒棱74a(以下称为第2齿轮50的倒棱74a)的碰撞而产生的碰撞声。

利用液压式促动器66经由换挡拨叉65使轴套61沿副轴38的轴向移动，所以液压式促动器66的液压对应于对轴套61施加的推力F。具体而言，液压式促动器66的液压与液压式促动器66的受压面积之积成为对轴套61施加的推力。因而，变速控制部102通过控制液压式促动器66的液压而控制轴套61的推力。

图6是表示在啮合离合器D1的卡合过渡期的各阶段中的啮合离合器D1的各花键齿的啮合状态，并且表示在啮合离合器D1的卡合过渡期内的、轴套61的行程量Lst[mm]、声压Ps[dB]、啮合离合器D1的前后的旋转构件的转速差即离合器前后转速差ΔNsync[rpm]以及液压式促动器66的指示压Paci[Pa]和实际压力Pacr[Pa]的时间图。

轴套61的行程量Lst由行程传感器94检测，将图3A和图3B所示的啮合离合器D1的卡合分离的轴套61的位置设为零，轴套61随着向第2齿轮50侧移动而行程量Lst增加。声压Ps由配置于规定的位置的麦克风检测。离合器前后转速差ΔNsync对应于与啮合离合器D1的上游侧(发动机14侧)的旋转构件相对应的轴套61的转速Nscin和与啮合离合器D1的下游侧(输出齿轮24侧)的旋转构件相对应的第2齿轮50的转速Nscout的转速差(＝|Nscin-Nscout|)。轴套61的转速Nscin由副轴转速传感器96检测。通过使利用输出轴转速传感器88检测的输出轴转速Nout乘以空转齿轮42与输入齿轮52之间的齿数比，算出第2齿轮50的转速Nscout。在图6中，液压式促动器66的指示压Paci用实线表示，相对于该指示压Paci的实际压力Pacr用单点划线表示。

当在图6所示的T1时刻输出使啮合离合器D1卡合的指令时，变速控制部102为了使液压式促动器66的实际压力Pacr快速地上升，执行将液压式促动器66的指示压Paci暂时提高到规定的液压Pa的所谓快充(日文：クイックフィル)。在T2时刻，轴套61朝向第2齿轮50侧开始移动，从而轴套61的行程量Lst增加。

在T3时刻，轴套61的倒棱70a与同步环64的花键齿72的倒棱72a(以下称为同步环64的倒棱72a)碰撞，从而轴套61的移动停止。T3时刻的各花键齿的状态对应于图6的上半截左端所示的状态。图6的上半截左端所示的、轴套61的倒棱70a与同步环64的倒棱72a碰撞的时刻(T3时刻)被称为障碍点(同步开始点)。在障碍点，轴套61的倒棱70a与同步环64的倒棱72a碰撞，从而使声压Ps暂时性地增加。

在T3时刻～T4时刻之间，变速控制部102将液压式促动器66的指示压Paci控制为使轴套61和第2齿轮50经由同步环64旋转同步的液压。由此，在T3时刻～T4时刻之间使轴套61与第2齿轮50旋转同步，从而使离合器前后转速差ΔNsync逐渐减少。

在T4时刻，当离合器前后转速差ΔNsync成为预先设定的同步判定值α以下时，变速控制部102判断为轴套61与第2齿轮50的旋转同步完成，在经过了一点点的延迟时间的T5时刻，将液压式促动器66的指示压Paci设定为预先设定的中间压Pmid。中间压Pmid设定为能在旋转同步后使轴套61的花键齿70推开同步环64的花键齿72以及第2齿轮50的花键齿74而沿副轴38的轴向移动的范围，且使在轴套61的倒棱70a与第2齿轮50的倒棱74a发生了碰撞时产生的碰撞声成为允许范围的液压值。

在图6的T5时刻，液压式促动器66的指示压Paci设定为虚线所示的中间压Pmid，从而使轴套61的花键齿70能够推开同步环64的花键齿72以及第2齿轮50的花键齿74而移动的推力施加于轴套61。另外，通过对轴套61施加上述推力，当经过了在T5时刻～T6时刻之间轴套61朝向第2齿轮50侧移动的空走期间后，在T6时刻，轴套61的倒棱70a与第2齿轮50的倒棱74a碰撞。

T6时刻的啮合离合器D1的各花键齿的状态对应于图6的上半截所示的推开开始点。如图6的上半截所示的推开开始点所示，轴套61朝向第2齿轮50侧移动，轴套61的倒棱70a与第2齿轮50的倒棱74a碰撞，从而产生碰撞声，所以声压Ps增高。这里，将液压式促动器66的指示压Paci设定为虚线所示的中间压Pmid，从而降低声压Ps。

具体而言，在将液压式促动器66的指示压Paci设定为比实线所示的中间压Pmid高压的啮合完成压Pmax的情况下，对轴套61施加的推力F增大，所以在推开开始点产生的碰撞声增大，所以声压Ps成为实线所示的值。对此，在判断旋转同步的完成时，将液压式促动器66的指示压Paci设定为比啮合完成压Pmax低压的中间压Pmid，从而如虚线所示，在啮合开始点产生的声压Ps比实线所示的指示压Paci成为啮合完成压Pmax的情况下的声压Ps降低。另外，啮合完成压Pmax设定为无论后述的工作油的油温Toil的影响等如何，都能使轴套61的花键齿70推开第2齿轮50的花键齿74而强制性地与花键齿74啮合的值。

T6时刻～T7时刻的啮合离合器D1的各花键齿的状态对应于图6的上半截所示的推开过程中。如图6的上半截所示，轴套61的花键齿70推开第2齿轮50的花键齿74，从而轴套61成为能够朝向第2齿轮50侧移动的状态。另外，由于在推开过程中轴套61无法移动，所以轴套61的行程量Lst不会增加。另外，在推开过程中，轴套61的倒棱70a与第2齿轮50的倒棱74a也碰撞，从而声压Ps增高。但是，通过将推开过程中的液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid，如虚线所示，声压Ps比实线所示的啮合完成压Pmax时的声压Ps降低。

在T7时刻，当轴套61的花键齿70的推开完成时，能够进行轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合。T7时刻的啮合离合器D1的各花键齿的状态对应于图6的上半截所示的推开完成·啮合开始点。如图6的上半截所示，在T7时刻推开完成，从而轴套61的花键齿70能够朝向第2齿轮50侧移动。因而，在T7时刻以后，开始轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合。

在T8时刻，在判定为轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合已完成时，变速控制部102将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax。T8时刻的啮合离合器D1的各花键齿的状态对应于图6的上半截右端所示的啮合完成点。如图6的上半截的啮合完成点所示，轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74成为啮合后的状态。在该状态下，将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，从而完成啮合离合器D1的卡合。另外，基于由行程传感器94检测的轴套61的行程量Lst是否已到达被判断为啮合已完成的啮合完成值Lmax，来判定轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合完成。

如上所述，在轴套61与第2齿轮50的旋转同步完成后，将液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid，从而降低推开开始点以及推开过程中的声压Ps。另外，当动力传递装置12内的工作油的油温Toil成为低温时，工作油的粘度增高，所以在前进用离合器C1中在摩擦材料间传递的扭矩增大。在该前进用离合器C1产生的扭矩经由大径齿轮40等传递到第1齿轮48，所以使在轴套61的花键齿70与第1齿轮48的花键齿49之间产生的摩擦所导致的阻力增加。即，为了使轴套61的花键齿70战胜上述阻力地推开第2齿轮50的花键齿74而朝向第2齿轮50侧移动所需的轴套61的推力F增加。

图7表示工作油的油温Toil与进行推开所需的轴套61的推力F的关系。如图7所示，在油温Toil为第1规定温度Toil1以上的区域，轴套61的推力F较小，并且无论油温Toil如何，推力F都几乎不变。而在低于第1规定温度Toil1时，随着油温Toil的下降，推力F增加。并且，当油温Toil下降至第2规定温度Toil2时，推力F充分地增大。这样，在工作油的油温Toil为低温的区域，工作油的油温Toil越下降，轴套61的进行推开所需的推力F越增加。

因而，通过在轴套61的花键齿70的推开开始点以及推开过程中，将液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid，虽然降低碰撞声，但在油温Toil较低的情况下，有轴套61的进行推开所需的推力F变得比基于中间压Pmid的推力大的隐患。此时，有发生难以使轴套61的花键齿70推开第2齿轮50的花键齿74而使轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74啮合的接合套不良的隐患。

为了即使在发生了上述接合套不良的情况下也使轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74啮合，变速控制部102判断轴套61与第2齿轮50的旋转同步的完成，在即使自将液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid的时刻经过了预先设定的规定时间tf，轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合也没完成的情况下，将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax。因而，即使在发生了轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74不啮合的接合套不良的情况下，在自将指示压Paci设定为中间压Pmid的时刻经过规定时间tf时，将指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，所以也施加轴套61的进行推开所需的推力F，使轴套61的花键齿70推开第2齿轮50的花键齿74而与花键齿74啮合，消除接合套不良。

上述规定时间tf预先通过实验或设计来求出，设定为在不发生接合套不良的状态下使轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合完成的时间。另外，在规定时间tf加上了考虑了零件的不均等的富余时间。另外，依据工作油的油温Toil而变更规定时间tf。

图8是用于基于工作油的油温Toil求出规定时间tf的关系映射。如图8所示，在工作油的油温Toil为规定油温Toila以上时，规定时间tf成为恒定的值，但在油温Toil低于规定油温Toila时，油温Toil越下降，规定时间tf设定为越长的时间。即，规定时间tf在规定油温Toila以下的低温区域设定为在工作油的油温Toil较低的情况下比油温Toil较高的情况长的时间。

当工作油的油温Toil成为低温时，在轴套61的花键齿70与第1齿轮48的花键齿49之间作用的阻力增大，所以轴套61的移动速度变慢。另外，液压式促动器66的响应性也与工作油的油温Toil的下降一同变差。因而，当工作油的油温Toil成为低温时，即使在不发生接合套不良的状态下，轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合完成为止所需的时间也变长。因而，将规定时间tf在规定油温Toila以下的低温区域设定为在工作油的油温Toil较低的情况下与较高的情况相比更长的时间。

当无论工作油的油温Toil如何都将规定时间tf设为恒定值时，考虑在工作油的油温Toil的低温区域，即使在延长规定时间tf时啮合会在中间压Pmid的状态下完成，也在啮合完成前在经过规定时间tf后将指示压Paci设定为啮合完成压Pmax。这里，当在啮合完成前将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax时，在轴套61的花键齿70的推开过渡期产生的碰撞声增大，所以不理想。对此，通过将规定时间tf设定为在工作油的油温Toil较低的情况下与较高的情况相比更长的时间，能将规定时间tf设定为与油温Toil相对应的适当的时间，在不发生接合套不良的情况下，能在液压式促动器66的指示压Paci为中间压Pmid的状态下完成啮合。因而，能够有效地降低在轴套61的花键齿70的推开过渡期产生的碰撞声。

图9是说明发动机启动时的电子控制单元80的控制工作的流程图。在发动机启动时执行该流程图。在发动机启动时，为了准备车辆起步而使啮合离合器D1卡合，图9的流程图说明为了准备该发动机启动后的车辆起步的啮合离合器D1的卡合过渡期的控制工作。

首先，在与发动机输出控制部100的控制功能相对应的步骤ST1(以下省略步骤)中使发动机14启动。接着，在与变速控制部102的控制功能相对应的ST2中，使液压式促动器66的指示压Paci上升，从而开始轴套61与第2齿轮50的旋转同步。在与变速控制部102的控制功能相对应的ST3中，基于离合器前后转速差ΔNsync是否成为了同步判定值α以下来判定旋转同步是否完成。在离合器前后转速差ΔNsync大于同步判定值α的期间内，ST3为否定，在离合器前后转速差ΔNsync成为同步判定值α以下之前的期间内，反复执行ST3。

当离合器前后转速差ΔNsync成为同步判定值α以下时，ST3为肯定，在与变速控制部102的控制功能相对应的ST4中，将液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid，开始轴套61的花键齿70的推开。另外，与此同时，开始计测自液压式促动器66的指示压Paci被设定为中间压Pmid的时刻起的经过时间t。

在与变速控制部102的控制功能相对应的ST5中，判定是否自推开开始(中间压Pmid设定时刻)经过了规定时间tf，即，经过时间t是否到达了规定时间tf。在未经过规定时间tf的情况下，ST5为否定，在与变速控制部102的控制功能相对应的ST7中，判定轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合是否已完成。在啮合未完成的情况下，ST7为否定，继续执行轴套61的花键齿70的推开，返回到ST5而反复判定是否经过了规定时间tf。而当在ST7中判定啮合已完成时，在与变速控制部102的控制功能相对应的ST6中将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，啮合离合器D1的卡合完成。

回到ST5，在判定为自推开开始经过了规定时间tf的情况下，ST5为肯定，在ST6中将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax。由此，即使在发生了接合套不良的情况下，通过将指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，也对轴套61施加能够进行花键齿70的推开的推力F，所以啮合离合器D1的卡合完成。

通过如上述那样进行控制，能够降低在啮合离合器D1的卡合过程中产生的碰撞声，并且即使在工作油的油温Toil的低温时发生了接合套不良的情况下，也能消除该接合套不良而使啮合离合器D1卡合。另外，图9的流程图应用于发动机启动时，但即使在行驶过程中输出了使啮合离合器D1卡合的指令的情况下，也执行与图9的步骤ST2～ST7同样的控制工作。

如上所述，采用本实施方式，在啮合离合器D1的卡合过渡期，当判断轴套61与第2齿轮50的旋转同步的完成时，将液压式促动器66的指示压Paci设定为比啮合完成压Pmax低压的中间压Pmid，从而使轴套61的推力F减小，降低在轴套61的花键齿70的推开过渡期内轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74发生碰撞时产生的碰撞声。这里，当工作油的油温Toil成为低温时，作用于轴套61的拖曳扭矩增加，所以在将液压式促动器66的指示压Paci设定为中间压Pmid时，轴套61的推力F比由拖曳扭矩产生的阻力小，有发生轴套61不再能朝向第2齿轮50侧移动的接合套不良的隐患。对此，在即使自液压式促动器66的指示压Paci被设定为中间压Pmid的时刻起经过了规定时间tf，轴套61的花键齿70与第2齿轮50的花键齿74的啮合也没完成的情况下，将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，所以即使在轴套61不再能向第2齿轮50侧移动的情况下，通过在经过规定时间tf时将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax，也强制性地使轴套61朝向第2齿轮50侧移动，消除接合套不良。这样，能够兼顾在啮合离合器D1的卡合过渡期产生的碰撞声的降低和接合套不良的消除。

另外，采用本实施方式，将判定是否将液压式促动器66的指示压Paci设定为啮合完成压Pmax的判断阈值即规定时间tf，设定为在工作油的油温Toil较低的情况下与较高的情况相比更长的时间。当工作油的油温Toil成为低温时，作用于轴套的阻力增大，并且液压式促动器66的响应性也变差，所以轴套61移动至啮合完成位置而所需的时间也变长。因而，通过依据工作油的油温Toil如上述那样设定规定时间tf，使规定时间tf成为与油温Toil相对应的适当的值。与此相关联地，在即使工作油的油温Toil为低温但未发生接合套不良的情况下，能在指示压Paci为中间压Pmid的状态下完成啮合，有效地降低在啮合离合器D1的卡合过渡期产生的碰撞声。

以上，基于附图详细地说明了本发明的实施方式，但也可在其他的形态应用本发明。

例如，在上述的实施方式中，将本发明应用于并联地具备无级变速器20和齿轮机构22的动力传递装置12所具备的啮合离合器D1，但本发明不一定限定于此。只要是能够利用液压式促动器进行工作的同步啮合机构即可，能够适当地应用本发明。

另外，上述的毕竟是一实施方式，能以基于本领域技术人员的知识施加了各种各样的变更和改良后得到的形态实施本发明。

Claims (4)

1.一种同步啮合机构的控制装置，该同步啮合机构包括齿轮、接合套、同步环和液压式促动器，

所述齿轮构成为与旋转轴能相对旋转地嵌合，

所述接合套相对于所述旋转轴不能相对旋转且能沿轴向相对移动地设置，

所述同步环介于所述齿轮与所述接合套之间，

所述液压式促动器对该接合套施加推力，所述液压式促动器构成为：使所述接合套沿所述旋转轴的轴向移动，并且在所述液压式促动器使所述接合套沿所述旋转轴的轴向朝向所述齿轮侧移动时，在使所述接合套和所述齿轮经由所述同步环旋转同步后，使设置于所述齿轮的花键齿与设置于所述接合套的花键齿啮合，

其特征在于，

所述控制装置包括如下构成的电子控制单元：

当判断所述接合套与所述齿轮的旋转同步完成时，将所述液压式促动器的指示压设定为中间压，所述中间压比使所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿啮合的啮合完成压低；

当所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿的啮合完成时，将所述液压式促动器的指示压设定为所述啮合完成压；

并且，在即使自将所述液压式促动器的指示压设定为所述中间压的时刻经过了预先设定的规定时间，所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿的啮合也没完成的情况下，将所述液压式促动器的指示压设定为所述啮合完成压。

2.根据权利要求1所述的同步啮合机构的控制装置，其特征在于，

所述电子控制单元构成为：在所述同步啮合机构的旋转同步后将所述指示压设定为，能使所述接合套的花键齿推开所述同步环的花键齿以及齿轮的花键齿而移动的值的中间压。

3.根据权利要求1或2所述的同步啮合机构的控制装置，其特征在于，

所述电子控制单元构成为：将啮合完成压设定为，不管所述同步啮合机构的工作油的油温的影响如何都能强制性地使所述接合套的花键齿与所述齿轮的花键齿啮合的值。

4.根据权利要求1或2所述的同步啮合机构的控制装置，其特征在于，

所述电子控制单元如下构成：

依据工作油的油温变更所述规定时间；

并且，在所述工作油的油温较低的情况下，与所述工作油的油温较高的情况相比，将所述规定时间设定为更长的时间。

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