JP2006234164A - 歯車式変速機の制御装置および制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避することが可能な歯車式変速機の制御装置および制御方法を提供することにある。
【解決手段】第１の流量算出手段１１は、摩擦クラッチ３Ａ，３Ｂの冷却作用を優先した冷却流量を算出する。第２の流量算出手段１０は、摩擦クラッチ３Ａ，３Ｂの引き摺り抑制を優先した冷却流量を算出する。流量算出切り替え手段１２は、第１の流量算出手段１１と第２の流量算出手段１０とを切り替える。冷却流量調整手段９は、第１若しくは第２の流量算出手段１１，１０の出力に基づいて冷却流量を調整する。
【選択図】図１

Description

本発明は、歯車式変速機の制御装置および制御方法に係り、特に、少なくとも１つ以上の摩擦クラッチを備えた歯車式変速機に用いるに好適な歯車式変速機の制御装置および制御方法に関する。

近年、自動車の低燃費の観点から歯車式変速機を自動化した変速機が開発されている。この変速機は、例えば、平行２軸に設けられた軸上に遊転可能な複数の歯車列と同期装置を有する噛合いクラッチとを備え、この噛合いクラッチをアクチュエータにより自動的に切り替えて変速動作を行う自動変速機である（例えば特許文献１参照）。このように、高い機械効率の噛合いクラッチを用いたシンプルな構造であるため、燃費向上に貢献できる。

これらの変速機では、狭く近接するトランスミッションケース内部で動作する摩擦クラッチおよび複雑なギア機構は、発進または変速動作において滑り状態により円滑なトルクを伝達するため多量の熱が発生する。熱の蓄積は、クラッチ機構自体の本質によって悪化するものである。特に、これらのクラッチを２つ嵌め込んでいるツインクラッチ変速機では、多量の熱が発生するため、その冷却方法が大きな課題となる。

そこで、クラッチユニットの冷却方法としては、例えば、係合・解放のクラッチ毎に変速時のエンジントルクおよび回転数差に基づいてクラッチの発生熱量を算出し、現在供給している冷却流量による冷却効果を加味したうえで、クラッチの温度上昇を予測し、クラッチの冷却に必要な流量を改めて算出し、効率的な必要冷却流量を係合または解放のクラッチ毎に供給することにより、過剰な流量供給による効率低下を抑制するものが知られている（例えば特許文献２参照）。

特開平８−３２００５４号公報 特開２００４−１４４３０４号公報

しかしながら、上述の方式では、クラッチが高温状態で冷却流量を多大に供給している状況において、例えばエンジンを停止、あるいは始動する際に、次のような問題点が生ずる。

すなわち、摩擦クラッチの発生熱量が大きい場合、クラッチの冷却流量が多大に供給されている。そのため、エンジン停止時には、クラッチにおける引き摺りが増加し、その引き摺りが負荷として作用するため、エンジン回転数が初期状態から低下し、車体との共振周波数域領域を通過する時間が長くなる。その結果、車体の振動が発生して運転性が悪化するという問題が生じる。

また、摩擦クラッチの発生熱量が大きい場合、クラッチの冷却流量が多大に供給されている。そのため、エンジン始動時においては、クラッチにおける引き摺りが増加し、その引き摺りが負荷として作用するため、エンジン回転数がアイドル回転数相当に上昇するまでの所要時間が長期化する。つまり、始動性が悪化するという問題点が生じる。

このようなエンジン停止・始動時における運転性悪化という問題点は、近年普及しているアイドルストップシステムにおいてより顕在化する。アイドルストップシステムとは、燃費向上の観点から近年普及しているシステムであり、車両が赤信号あるいは渋滞などで停車した場合等に、エンジンを自動的に停止させ、その後所定の条件が成立したとき（例えば、運転者がブレーキペダルから足を離してアクセルペダルを踏み込むまでの操作が行われたとき）に、再びエンジンを自動的に始動させる公知の技術である。このように、運転者の意図とは無関係に自動的にエンジンを停止、始動させるため、違和感の無い動作や運転性が重要視される。

本発明の目的は、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避することが可能な歯車式変速機の制御装置および制御方法を提供することにある。

（１）上記目的を達成するために、本発明は、エンジンに連結された歯車式変速機における少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更し、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却液の流量を調整する冷却流量調整手段により前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる歯車式変速機の制御装置であって、前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した冷却流量を算出する第１の流量算出手段と、前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した冷却流量を算出する第２の流量算出手段と、前記第１の流量算出手段と前記第２の流量算出手段とを切り替える流量算出切り替え手段とを備え、前記冷却流量調整手段は、前記第１もしくは第２の流量算出手段の出力に基づいて冷却流量を調整するようにしたものである。
かかる構成により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避し得るものとなる。

（２）上記（１）において、好ましくは、前記第１の流量算出手段は、前記摩擦クラッチの発生熱量などの温度パラメータに基づいて、上記冷却流量を算出するようにしたものである。

（３）上記（１）において、好ましくは、前記流量算出切り替え手段は、前記エンジンの停止要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えるようにしたものである。

（４）上記（１）において、好ましくは、前記流量算出切り替え手段は、前記エンジンの始動要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えるようにしたものである。

（５）上記（１）において、好ましくは、前記流量算出切り替え手段は、前記歯車式変速機の変速要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えるようにしたものである。

（６）上記（１）において、好ましくは、前記歯車式変速機は、２つの摩擦クラッチを備えたツインクラッチシステムであり、前記流量算出切り替え手段は、前記歯車式変速機のシフト動作に先行して前記第１流量制御手段から前記第２の流量算出手段に切り替えるようにしたものである。

（７）また、上記目的を達成するために、本発明は、１つ以上の摩擦クラッチを有する歯車式変速機に対して、前記摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更する歯車式変速機の制御装置であって、前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した冷却流量を算出する第１の流量算出手段と、前記第１の流量算出手段が算出する流量に比べて少ない冷却流量を算出する第２の流量算出手段と、前記第１の流量算出手段若しくは前記第２の流量算出手段が算出した冷却流量に基づいて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる冷却流量調整手段とを備えるようにしたものである。
かかる構成により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避し得るものとなる。

（１０）さらに、上記目的を達成するために、本発明は、１つ以上の摩擦クラッチを有する歯車式変速機に対して、前記摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更する歯車式変速機の制御装置であって、前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した第１の冷却流量から、前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した第２の冷却流量に切り替えて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる制御手段を備えるようにしたものである。
かかる構成により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避し得るものとなる。

（１１）また、上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比が変更される歯車式変速機と、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却流量を調整する冷却流量調整手段とを有し、所定の条件に基づいて前記エンジンを自動的に運転状態と停止状態とで相互に変更することが可能な車両の制御装置において、前記冷却流量を判定する流量判定手段と、前記冷却流量判定手段の判定結果に基づいて、冷却流量が少ない場合には、前記エンジンの自動停止を禁止する制御手段を備えるようにしたものである。
かかる構成により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避し得るものとなる。

（１２）また、上記目的を達成するために、本発明は、エンジンに連結された歯車式変速機における少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更し、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却液の流量を調整して前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる歯車式変速機の制御方法であって、前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した第１の冷却流量から、前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した第２の冷却流量に切り替えて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させるようにしたものである。
かかる方法により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避し得るものとなる。

本発明によれば、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避することができる。

以下、図１〜図５を用いて、本発明の第１の実施形態による歯車式変速機の制御装置および制御方法について説明する。
最初に、図１を用いて、本実施形態による摩擦クラッチを用いた歯車式変速機の制御装置の要部構成について説明する。
図１は、本発明の第１の実施形態による摩擦クラッチを用いた歯車式変速機の制御装置の要部構成を示すブロック図である。

車両の動力源であるエンジン１としては、ガソリンエンジン，ディーゼルエンジン，またはＬＰＧエンジンなどの内燃機関が用いられる。エンジン１の動力伝達経路には、歯車式変速機２が配置されている。歯車式変速機２は、第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂと、それぞれのクラッチに連結した第１入力軸５Ａおよび第２入力軸５Ｂと、これらの軸に配設された歯車列７とで構成される。なお、歯車式変速機２の詳細については、図３を用いて後述する。

第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂは、発進や変速などの頻繁な係合・解放動作の繰り返しにより、多大な熱量が発生する。そこで、本実施形態では、冷却流量調整手段９により、クラッチ保護のための冷却液をクラッチ３Ａおよびクラッチ３Ｂに供給し、発熱を抑制する。冷却流量調整手段９は、図２にて後述するポンプや油圧制御弁などにより構成されている。冷却流量調整手段９は、冷却液を所定流量に調整し、第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂに供給する。

ここで、クラッチへの過剰な流量供給は、クラッチの冷却作用と共に引きずり増大による効率低下などの悪影響を及ぼす。

そこで、制御装置１００は、各種センサからの入力信号（エンジン回転数ＮＥ，第１クラッチ入力軸回転数ＮＩ＿１，第２クラッチ入力軸回転数ＮＩ＿２，変速機出力軸回転数ＮＯ，油圧スイッチ信号Ｐｂ，冷却液の油温ＴＰＬＢ，アクセル開度ＡＰＳ等））に基づいて、各クラッチにおける冷却または潤滑に適正な流量を算出し、冷却流量調整手段９への電気的な制御信号を出力する。

制御装置１００は各クラッチに供給する流量を演算するための、第１及び第２の流量算出手段１０，１１を備えている。第１の流量算出手段１０は、クラッチにおける冷却作用を優先させて多量の流量を供給する際に必要な流量を算出する。その一例として、第１クラッチ３Ａまたは第２クラッチ３Ｂにおける発生熱量などの温度パラメータに基づいて、冷却に必要な流量を算出する。一方、第２の流量算出手段１１は、クラッチにおける引きずり抑制を優先し、クラッチの発生熱量などの温度パラメータとは無関係に、少量の流量を算出するものである。これら２つの算出結果は、流量算出切り替え手段１２により、車両の運転条件に応じていずれか一方の算出結果が選択されて、冷却流量調整手段９への電気的な制御信号が出力される。

このように、制御装置１００の主要部を構成して、運転条件に応じてクラッチに供給する冷却流量算出手段を切り替えることにより、クラッチの冷却流量増加にともなう運転性悪化を回避することが可能となる。

次に、図２を用いて、本実施形態による摩擦クラッチの冷却流量の供給系統について説明する。

図２は、本発明の第１実施形態による摩擦クラッチの冷却流量の供給系統を示す系統図である。なお、図１と同一符号は、同一部分を示している。

ポンプ１４は、モータ１３により駆動され、オイルパンに溜まった冷却液（冷却油）がストレーナ１５を介して吸い上げて昇圧される。昇圧された冷却液は、アキュムレータ１６により一時的に畜圧され、畜圧された油圧Ｐｂは油圧センサ１８により検出される。図１に示した制御装置１００は、油圧センサ１８の出力が所定範囲内になるように、モータ１３の駆動・非駆動状態を切り替える。

また、アキュムレータ１６には、オイルクーラ１９が直列に配設されている。オイルクーラ１９は、図示していないエンジンルーム内のラジエータと一体化された冷媒内に冷却液を循環することにより、冷却液を冷却するものである。以上のような構成要素がクラッチ冷却系統の油圧源として作用する。

さらに、メイン油路２０は２系統に分岐しており、それぞれの油路に流量制御弁２１，２２が配設されている。これらの流量制御弁２１，２２は、制御ユニット１００からの電気的な制御信号によって弁内部のリニアソレノイドを駆動し油路の開口面積を変化させることで、出力流量を変化するものである。以上の構成より、冷却流量調整手段９が構成されている。

流量制御弁２１および流量制御弁２２によって流量調整された冷却液は、油路２３および油路２４を経由して、上記第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂへそれぞれ供給される。また、オイルパンには、温度センサ２５が取り付けている。温度センサ２５によって検出された油温ＴＰＬＢは、制御装置１００において冷却流量を算出するパラメータとして用いるだけでなく、これらの冷却流量の供給系統が正常に動作しているか否かの判定に用いることもできる。

なお、上述の摩擦クラッチの冷却流量の供給系統を構成する各要素は、本発明の概念を限定するものではなく、油圧源としてエンジン出力軸に連結し、エンジン駆動により油圧を生成する機械式のポンプとしても良い。また、オイルクーラの設置場所や温度センサの配置場所を限定するものではなく、クラッチの冷却機能や温度検出機能が満足できる任意の場所に配置することができる。

次に、図３を用いて、本実施形態による歯車式変速機２の構成について説明する。
図３は、本発明の第１の実施形態による歯車式変速機の構成を表す概略図である。なお、図１と同一符号は、同一部分を示している。

図３に示した歯車式変速機は、いわゆるツインクラッチ変速機であり、第１入力軸５Ａとエンジン出力軸４との断接を行う第１クラッチ３Ａと、第２入力軸５Ｂとエンジン出力軸４との断接を行う第２クラッチ３Ｂから構成されている。

第１入力軸５Ａ上には、１速，３速及び５速用の駆動側歯車３１，３３，３５と、リバース用の駆動側歯車Ｒ１が配置されている。１速用駆動側歯車３１及びリバース用駆動側歯車Ｒ１は、第１入力軸５Ａと一体となって回転するように配置され、それ以外の３速及び５速用の駆動側歯車３３，３５は、第１入力軸５Ａ上を遊転可能に配置されている。第１入力軸５と同軸の外周側には、第２入力軸５Ｂが設けられている。

第２入力軸５Ｂ上には、２速，４速及び６速用の駆動側歯車３２，３４，３６が配置されている。６速用駆動側歯車３６は第２入力軸５Ｂと一体となって回転するように配置され、それ以外の２速及び４速用の駆動側歯車３２，３４は、第２入力軸５Ｂ上を遊転可能に配置されている。

また、第１及び第２入力軸５Ａ、５Ｂと平行に、出力軸２６及び副軸２７が設けられている。出力軸２６上には、１速から６速までの被動側歯車４１，４２，４３，４４，４５，４６と、リバース用第３歯車Ｒ３が配置されている。２速，３速，４速，５速用被動側歯車４２，４３，４４，４５及びリバース用第３歯車Ｒ３は、出力軸２６と一体となって回転するように配置され、１速及び６速用被動側歯車４１，４６は、出力軸２６上を遊転可能に配置されている。また、副軸２７には、第２リバース用歯車Ｒ２が設けられている。この第２リバース用歯車Ｒ２は、副軸２７上を遊転可能に配置されている。

第１入力軸５Ａ上には、３−５速同期装置１１０が設けられている。また、第２入力軸５Ｂ上には、２−４速同期装置１２０が設けられている。また、出力軸２６上には、１−６速同期装置１３０が設けられている。また、副軸２７上には、リバース同期装置１４０が設けられている。

ここで、上述の第１クラッチ３Ａ、第２クラッチ３Ｂおよび複数の同期装置１１０，１２０，１３０は、制御装置１００によって自動的に制御される。制御装置１００には、センサ群としてエンジン回転数センサ５１と、アクセル開度センサ５２と、第１入力軸回転数センサ５３と、第２入力軸回転数センサ５４と、出力軸回転数センサ５５と、ブレーキスイッチ５６と、前記油圧センサ１８と、前記冷却油温センサ２５などのセンサまたはスイッチの信号が入力される。制御装置１００は、これらの入力信号に基づいて、前記第１クラッチ３Ａ，第２クラッチ３Ｂ，３−５速同期装置１１０，２−４速同期装置１２０，１−６速同期装置１３０及びリバース同期装置１４０を動作させて、自動変速を実現する。

制御装置１００から出力される電気的な制御信号は、油圧制御装置３０に入力される。油圧制御装置３０には複数の比例ソレノイドが設置されており、制御信号に応じた油圧力または流量を発生する。第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂは、油圧制御装置３０に設置された圧力制御弁の油圧力を変化することにより、その係合・解放動作が自動的に制御される。また、油圧制御装置３０に設置された流量制御弁の流量を変化することにより、第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂに供給する冷却液の流量が自動的に制御される。さらに、油圧制御装置３０に設置された圧力制御弁の油圧力を変化させ、シフトアクチュエータ４０の各シリンダに作用する油圧のバランスを制御することにより、上記同期装置１１０、１２０，１３０，１４０が、それぞれの軸上を図中左右にスライドする。これにより、駆動側歯車もしくは被動側歯車と各軸を係合し、変速指令に応じたトルク伝達経路を選択する。

ここで、本実施形態の歯車式変速機は、上述のように、ソレノイドやシリンダなど油圧アクチュエータにより変速機の構成要素を駆動するものであるが、これをモータなどの電気式のアクチュエータを用いて構成しても良い。または、第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂは油圧式アクチュエータとし、同期装置１１０，１２０，１３０は電気式アクチュエータといった駆動方式を組み合わせるような構成としても良い。

次に、各変速状態における動力の伝達経路を説明する。なお、変速時以外の走行時には、基本的に第１クラッチ３Ａと第２クラッチ３Ｂの両方が締結されており、どちらか一方のクラッチを介してトルクの伝達を行うものとする。

（ニュートラル状態）
第１クラッチ３Ａ及び第２クラッチ３Ｂが共に解放状態、または、係合状態であったとしても、全ての同期装置が中立位置にあるときは、ニュートラル状態となる。

（１速状態）
第１クラッチ３Ａを介して、１−６速同期装置１３０を右側に駆動する。エンジントルクは、第１クラッチ３Ａ→第１入力軸５Ａ→第１駆動側歯車３１→出力軸２６上の第１被動側歯車４１→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（２速状態）
第２クラッチ３Ｂを介して、２−４速同期装置１２０を左側に駆動する。エンジントルクは、第２クラッチ３Ｂ→第２入力軸５Ｂ→第２駆動側歯車３２→出力軸２６上の第２被動側歯車４２→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（３速状態）
第１クラッチ３Ａを介して、３−５速同期装置１１０を左側に駆動する。エンジントルクは、第１クラッチ３Ａ→第１入力軸５Ａ→第３駆動側歯車３３→出力軸２３上の第３被動側歯車４３→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（４速状態）
第２クラッチ３Ｂを介して、２−４速同期装置１２０を右側に駆動する。エンジントルクは、第２クラッチ３Ｂ→第２入力軸５Ｂ→第４駆動側歯車３４→出力軸２６上の第４被動側歯車４４→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（５速状態）
第１クラッチ３Ａを介して、３−５速同期装置１１０を右側に駆動する。エンジントルクは、第１クラッチ３Ａ→第１入力軸５Ａ→第５駆動側歯車３５→出力軸２６上の第５被動側歯車４５→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（６速状態）
第２クラッチ３Ｂを介して、１−６速同期装置２３０を左側に駆動する。エンジントルクは、第２クラッチ３Ｂ→第２入力軸５Ｂ→第６駆動側歯車３６→出力軸２６上の第６被動側歯車４６→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

（リバース状態）
第１クラッチ３Ａを介して、リバース同期装置１４０を左側に駆動する。エンジントルクは、第１クラッチ３Ａ→第１入力軸５Ａ→第１リバース用歯車Ｒ１→第２リバース用歯車Ｒ２→出力軸２６上の第３リバース用歯車Ｒ３→図示していない最終減速歯車へと伝達される。

次に、実際の変速動作について説明する。第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂは、各同期装置１１０，１２０，１３０によって種々の歯車列のアクチュエータに対して協調して係合・解放され、選択的にエンジントルクを出力軸２６に伝達する。

一例として、車両の静止状態から発進させる場合、歯車式変速機２の最も低いギア比，即ち、第１速ギア比で係合することになる。したがって、１−６速同期装置１３０が中立位置から右側に駆動されて第１被動側歯車４１を出力軸２６に結合させ、第１クラッチ３Ａは第１速歯車列を介してエンジン１から出力軸２６にトルクを伝達するよう係合される。次に、車両速度が上昇し、制御装置１００は、２速へのアップシフトを必要とする条件になったと判定すると、まず２−４速同期装置１２０が中立位置から左側に駆動され、第２駆動側歯車３２を第２入力軸５Ｂに結合させる。次いで、第１クラッチ３Ａが離脱されるにつれて第２クラッチ３Ｂが係合され、トルク遮断が無い変速が行われる。

このような第１クラッチ３Ａおよび第２クラッチ３Ｂのクラッチ架け替えは、歯車式変速機２の変速毎に行われるものである。よって、変速前の状態において非動作状態のクラッチ（ここでは係合側のクラッチ）が係合されると、加えられる負荷によって、トルクの急増がクラッチを介して伝達され、これに伴ってクラッチに生ずる滑りから熱が発生する。係合側のクラッチの温度は、適正な冷却が行われないとクラッチ・プレートまたは摩擦材料を損傷するおそれの所定温度にまで上昇する。加えて、熱の蓄積は、適正に消散しない場合、歯車式変速機２全体の温度を著しく上昇させるので、前述の損傷を実際に発生させる原因ともなり得る。同時に、係合側のクラッチの温度が急上昇している間、解放側のクラッチはトルクの伝達を停止する。負荷が減少すると、解放されたクラッチは熱の発生が減少するため、その冷却の必要性が無くなる。

したがって、クラッチの冷却作用と過剰な流量供給による引きずり増大とを両立させるためには、クラッチ毎の発熱状態や熱負荷に応じて冷却流量を供給する必要がある。また、流量増大によって運転性が悪化する特異な状況においては、冷却流量を一時的に減少させて運転性悪化を回避する必要がある。

次に、図４を用いて、本実施形態による制御装置１００の動作について説明する。
図４は、本発明の第１の実施形態による制御装置の動作の主要部を示すフローチャートである。

ステップＳ１１およびステップＳ１２において、流量算出切り替え手段１２は、エンジンが停止した状態からの始動要求、またはエンジンが駆動状態からの停止要求が発生しているか否かの判定を行う。ここで、始動または停止のいずれかの要求が発生している場合はステップＳ１４へ進み、そうでない場合はステップＳ１３へ進む。

始動時，停止時のいずれでもない場合には、ステップＳ１３において、第１の流量算出手段１１は、冷却作用を優先して各クラッチの発生熱量など温度パラメータに応じた冷却流量を算出し積極的に冷却作用を促す。

一方、始動時若しくは停止時の場合には、ステップＳ１４において、第２の流量算出手段１０は、引きずり抑制を優先してクラッチの発生熱量や温度パラメータとは無関係に、引きずりによる悪影響を及ぼさないよう少量（流量０を含む）の冷却流量を算出して一連の動作が終了する。

ここで、エンジン始動要求およびエンジン停止要求は、運転者のキー操作と連動して発生するものだけでなく、アイドルストップシステムなど運転者の操作とは無関係に自動的にエンジン始動要求およびエンジン停止要求が発生するものであっても良い。

以上述べたように、制御装置１００が制御することにより、クラッチの冷却流量増加にともなう、エンジン始動時またはエンジン停止時における運転性悪化を回避することが可能となる。

次に、図５を用いて、本実施形態による制御装置１００の動作について説明する。
図５は、本発明の第１の実施形態による制御装置の動作を示すタイムチャートである。図５（Ａ）は自動始動トリガ信号を示し、図５（Ｂ）は自動停止トリガ信号を示している。図５（Ｃ）は第１クラッチ冷却流量を示し、図５（Ｄ）はエンジン回転数を示している。

ここでは、アイドルストップ時のタイムチャートを示している。すなわち、時刻ｔ０においてアイドルストップ条件が成立してエンジンを自動的に停止し、その後時刻ｔ３において再始動条件が成立してエンジンを自動的に始動する際のタイムチャートを示している。なお、図５の破線の波形は、従来の制御方法による動作を示すものであり、実線の波形は本実施形態の制御方法による動作を示すものである。

自動停止トリガが発生する時刻ｔ０以前の第１クラッチ冷却流量は、図５（Ｃ）に示すように、多大な流量ＱＨが供給されており、第１の流量算出手段１１において、第１クラッチ３Ａの熱負荷などの温度パラメータに依存した流量算出が実行されている。

そして、時刻ｔ０において自動停止トリガが発せられると、図５（Ｃ）に実線で示すように、第１クラッチ冷却流量をゼロに低下させる。つまり、第２の流量算出手段１０により少量の冷却流量（流量０を含む）が算出され、供給される。したがって、エンジン停止過程におけるクラッチの引きずりが低減されるため、図５（Ｄ）に実線で示すように、エンジン回転数の急激な低下が抑制される。

エンジン停止時に、摩擦クラッチの発生熱量が大きい場合、図中破線で示すようにクラッチの冷却流量が多大に供給されているとすると、クラッチにおける引き摺りが増加しその引き摺りが負荷として作用する。その結果、図５（Ｄ）に破線で示すように、エンジン回転数は初期状態から低下するため、車体との共振周波数域領域ＡＲを通過する時間Ｔ１が長くなる。そのため、車体の振動が発生して運転性が悪化する。

一方、本実施形態では、クラッチの引きずりが低減されるため、時刻ｔ０においてエンジン停止トリガ信号が発せられると、図５（Ｄ）に実線で示すように、初期段階ではエンジン回転数を緩やかに低下し、図中ハッチングで示す車体との共振周波数域ＡＲ付近まで回転数が低下した後に、急激にエンジン回転数が低下するよう、エンジン制御装置が燃料量，点火時期およびスロットル開度を制御するようにできる。これによって、車体との共振周波数域領域ＡＲを通過する時間Ｔ０を短くでき、車体の振動を低減して、運転性を向上できる。すなわち、エンジン停止時におけるエンジン回転数の急変に起因する車体の振動および共振周波数域通過に起因する車体の振動を抑制している。

次に、時刻ｔ２においてエンジンが停止したことを判定すると、再び流量算出方法が切り替えられて、図５（Ｃ）に示すように、第１クラッチ冷却流量はもとの値ＱＨまで上昇し、クラッチの冷却を促進するための流量が供給される。

次に、時刻ｔ３において、図５（Ａ）に示すように、自動始動トリガが発せられると、エンジン停止時と同様に、図５（Ｃ）に実線で示すように、第１クラッチ冷却流量をゼロに低下する。したがって、エンジン始動過程におけるクラッチの引きずりが低減されるため、図中実線で示すように始動トリガ発生からエンジンが完爆するまでの所要時間Ｔｓを短くでき、速やかにエンジン回転数が上昇している。

従来の方式では、エンジン始動時に、摩擦の発生熱量が大きい場合、図５（Ｃ）に破線で示すように、クラッチの冷却流量が多大に供給される。よって、クラッチにおける引き摺りが増加し、その引き摺りが負荷として作用するため、エンジン回転数がアイドル回転数相当に上昇するまでの所要時間Ｔｓ’が長期化する。つまり、始動性が悪化することになる。

ここで、図５では停止トリガ信号または始動トリガ信号と同時に冷却流量を減少させるが、実際にクラッチに供給される流量には応答遅れがあるため、トリガ信号発生直後では引きずりが増加した状態が継続している可能性がある。そこで、トリガ信号発生から所定時間経過した後に、燃料噴射量，点火時期などのエンジン制御系、あるいはスタータを動作させて、実際にエンジンを停止または始動する動作を開始するような制御方法としても良い。

また、図５では第１クラッチ冷却流量を一時的にゼロまで低下させているが、引きずりによる悪影響が生じない所定値以下の流量を供給するような制御方法としても良い。

また、エンジン停止時またはエンジン始動時におけるエンジン回転数の時間変化からクラッチ引きずりによる負荷を間接的に算出し、この値が予め設定された所定値を下回ったときに、冷却流量算出方法を切り替えて一時的に流量を低下させるような制御方法としても良い。

以上説明したように、本実施形態によれば、クラッチの冷却流量増加にともなう、エンジン停止時またはエンジン始動時の運転性悪化を回避することが可能となる。

次に、図６〜図９を用いて、本発明の第２実施形態による歯車式変速機の制御装置および制御方法について説明する。

最初に、図６を用いて、本実施形態による歯車式変速機の構成について説明する。
図６は、本発明の第２の実施形態による歯車式変速機の構成を表す概略図である。

図６に示す歯車式変速機２Ａは、アシストクラッチを用いた前進５速の変速機構であり、主な構成要素は既存の手動変速機をベースとして、摩擦クラッチを変速機内部に組み込むことにより、変速時におけるトルク遮断の無い変速性能を実現することが可能な歯車式変速機である。

入力軸５とエンジン出力軸４との断接は入力クラッチ３により行う。入力クラッチ３は、一般的な乾燥単板クラッチである。エンジン１で発生した動力は、クラッチカバー（図示せず）からプレッシャプレート（図示せず）に伝わり、スプリング（図示せず）の押し付け荷重により発生した摩擦力でクラッチディスク（図示せず）に伝わる。さらに、クラッチディスクの回転方向緩衝機構（図示せず）を介して、歯車式変速機２の入力軸５へと伝わる。

入力軸５上には、１速，２速，３速，４速および５速用の駆動側歯車３１，３２，３３，３４，３５とリバース用の駆動側歯車Ｒ１が配置されており、駆動側歯車３１，３２，およびＲ１は入力軸５と一体となって回転し、駆動側歯車３３，３４および３５は入力軸５上を遊転可能に配置されている。また、入力軸５と平行に出力軸２６及び副軸２７が設けられている。出力軸２６上には、１速から５速までの被駆動側歯車４１，４２，４３，４４，４５と、リバース用第３歯車Ｒ３が配置されている。被動側歯車４３，４４，４５およびリバース用第３歯車Ｒ３は出力軸２６と一体となって回転するように配置され、被動側歯車４１，４２は、出力軸２６上を遊転可能に配置されている。また、副軸２７には第２リバース用歯車Ｒ２が設けられている。第２リバース用歯車Ｒ２は、副軸２７上を遊転可能に配置されている。入力軸５上には３−４速同期装置１５０が設けられており、出力軸２６上には１−２速同期装置１６０が設けられている。また、副軸２７上には、リバース同期装置１４０が設けられている。

このような手動変速機をベースとした変速機構の内部に、摩擦クラッチ６０が組み込まれている。５速用駆動側歯車３５にクラッチドラム６０ａが固着されており、複数の被駆動側プレートはクラッチドラム６０ａと一体的に回転する。入力軸５上にはクラッチハブ（図示せず）が固着されており、複数の駆動側プレートはクラッチハブと一体的に回転する。駆動側プレートおよび被駆動側プレートは、クラッチピストン（図示せず）を油圧などによって軸方向へ押し付けることで、プレート間に介在させている油のせん断力によりトルク伝達する公知の湿式多板クラッチである。この摩擦クラッチ６０を係合することにより、第５変速段を形成することができる。

ここで、上述の入力クラッチ３，摩擦クラッチ６０および複数の同期装置１５０，１６０は、制御装置１００Ａによって自動的に制御される。制御装置１００Ａから出力される電気的な制御信号は、油圧制御装置３０に入力される。油圧制御装置３０には複数の比例ソレノイドが設置されており、制御信号に応じた油圧力または流量を発生する。入力クラッチ３は、油圧制御装置３０に設置された流量制御弁の流量を変化することにより、その係合・解放動作が自動的に制御される。また、摩擦クラッチ６０は油圧制御装置３０に設置された圧力制御弁の油圧力を変化することにより、その係合・解放動作が自動的に制御され、油圧制御装置３０に設置された流量制御弁の流量を変化することにより、摩擦クラッチ６０に供給する冷却液の流量を制御する。

さらに、油圧制御装置３０に設置された圧力制御弁の油圧力を変化させ、シフトアクチュエータ４０の各シリンダに作用する油圧力のバランスを制御することにより、同期装置１４０，１５０，１６０は、選択的にそれぞれの軸上を図中左右にスライドする。これにより、駆動側歯車もしくは被動側歯車と各軸とを係合し、変速指令に応じたトルク伝達経路を選択する。

制御装置１００Ａは、図１にて説明したように、第１及び第２の流量算出手段１０，１１と、流量算出切り替え手段１２を備えている。

ここで、本実施形態の歯車式変速機は、ソレノイドやシリンダなど油圧アクチュエータにより変速機の構成要素を駆動するものであるが、これをモータなどの電気式のアクチュエータを用いて構成しても良い。または、摩擦クラッチ６０は油圧式アクチュエータとし、入力クラッチ３と複数の同期装置は電気式アクチュエータとするといった駆動方式を組み合わせるような構成としても良い。

次に、実際の変速動作について説明する。一例として、車両の静止状態から発進させる場合、歯車式変速機２の最も低いギア比，即ち、第１速ギア比で係合することになる。

１−２速同期装置１６０が中立位置から左側に駆動されて第１被動側歯車４１を出力軸２６に係合させ、入力クラッチ３は第１速歯車列を介してエンジン１から出力軸２６にトルクを伝達するよう係合される。次に、車両速度が上昇し、２速へのアップシフトを必要とする条件となったと制御装置１００Ａが判断すると、摩擦クラッチ６０の係合力を増加していく。そして、エンジントルクと摩擦クラッチ６０との係合力が平衡したとき、１−２速同期装置１６０が中立位置に駆動されて、エンジンのトルクは第５速歯車列を経由して出力軸２６へと伝達される。次に、１−２速同期装置１６０が中立位置から右側に駆動されて第２駆動側歯車４２を出力軸２６に係合させて一連の変速動作が終了する。このようにして、トルク遮断が無い変速が実行される。

ここで、本実施形態の歯車式変速機においても、ツインクラッチ変速機と同様に摩擦クラッチ６０を係合すると、加えられる負荷によって、トルクの急増が摩擦クラッチを介して伝達され、これに伴ってクラッチに生ずる滑りから熱が発生する。よって、摩擦クラッチ６０に冷却流量を供給し発熱を抑制する必要がある。

次に、図７を用いて、本実施形態による歯車式変速機の制御装置１００Ａの制御動作について説明する。

図７は、本発明の第２実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作を示すフローチャートである。

ステップＳ２１において、制御装置１００Ａは、アクセル開度、出力軸回転数などのセンサ信号に基づいて変速種（たとえば１−２変速、４−３変速など）を決定する。

次に、ステップＳ２２において、制御装置１００Ａの流量算出切り替え手段１２は、アクセル開度などのセンサ信号や、出力軸回転数の時間変化などの演算結果に基づいて、出力軸からエンジンを逆駆動するパワーオフ状態の判定を行い、同時に同期装置の位置情報などに基づいて変速動作中の判定を行う。ここで、パワーオフ状態かつ変速中であると判定した場合はステップＳ２４へ進み、そうでない場合はステップＳ２３へ進む。

パワーオフ状態かつ変速中でない場合は、ステップＳ２３において、第１の流量算出手段１１は、冷却作用を優先し、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータに応じた冷却流量を算出し積極的に摩擦クラッチ６０の冷却作用を促す。

一方、パワーオフ状態かつ変速中であると判定した場合は、ステップＳ２４において、第２の流量算出手段１０は、引きずり抑制を優先し、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータとは無関係に少量の冷却流量（流量０を含む）を算出し、一連の処理が終了する。

ここで、ステップＳ２１における変速種決定は、制御装置１００Ａによって自動的に決定される変速種であっても良いし、運転席に設けられたレバーやスイッチなどの信号にしたがって決定される変速種であっても良い。

以上述べたように、制御装置１００Ａの制御することにより、クラッチの冷却流量増加にともなう、パワーオフ変速時の変速応答性悪化を回避することが可能となる。

ここで、図８を用いて、摩擦クラッチ６０が高温状態で冷却流量を多大に供給している状況において、例えばパワーオフ状態での変速動作における問題点について説明する。
図８は、従来方式による４速から３速へのパワーオフ変速動作を示すタイムチャートである。図８（Ａ）は摩擦クラッチの冷却流量を示し、図８（Ｂ）はエンジン回転数ＮＥ及び変速機の入力軸回転数ＮＩを示し、図８（Ｃ）は入力クラッチトルクを示している。図８（Ｄ）は３−４速同期装置の位置を示し、図８（Ｅ）は前後加速度を示している。

ここで、パワーオフ変速とは、出力軸２６からエンジン１を逆駆動する、いわゆるエンジンブレーキが作用している状況における変速である。上述のように、本実施形態の歯車式変速機２は摩擦クラッチ６０によりトルク遮断の無い変速を実現することが可能であるが、パワーオフ変速の場合には図８に示すように入力クラッチ３を一時的に解放し、トルク遮断のある変速動作を実行した方が良好な変速フィーリングを実現することが知られている。

図８の時刻ｔ０において、４速から３速へのパワーオフ変速要求が発せられると、図８（Ｃ）に示すように、まず入力クラッチ３のクラッチトルクを減少させて、結合していたクラッチを解放する。

そして、時刻ｔ１において入力クラッチ３の解放状態を判定すると、図８（Ｄ）に示すように、３−４同期装置１５０を駆動し、４速位置から中立位置へと移動する。このとき、図８（Ａ）に示すように、摩擦クラッチ６０に多大な冷却流量ＱＨが供給されているため、摩擦クラッチにおける引きずりが増大し、図８（Ｂ）に示すように、入力軸５の回転数ＮＩは４速相当の回転数から５速相当の回転数に低下する。

次に。時刻ｔ２において、図８（Ｄ）に示すように、３−４同期装置１２０を中立位置から３速位置へと移動し、図８（Ｂ）に示すように、入力軸回転数ＮＩを上昇させて３速相当の回転数に同期させる。しかし、摩擦クラッチ６０の引きずりが負荷として作用するため、回転同期に要する時間が長期化する。

そして、時刻ｔ３において、図８（Ｄ）に示すように、３−４同期装置１２０が３速位置へ移動完了したことを判定すると、図８（Ｃ）に示すように、入力クラッチ３を再び係合することで、トルク遮断の状態から負方向の加速度が生じて一連の変速動作が終了する。つまり、冷却流量が多大に供給されていると、パワーオフ変速におけるトルク遮断の時間Ｔｓｆｔが長期化し、変速応答性が悪化するといった問題点が生じる。

次に、図９を用いて、本実施形態の制御装置１００Ａの動作について説明する。
図９は、本発明の第２の実施形態による制御装置による４速から３速へのパワーオフ変速動作を示すタイムチャートである。図９（Ａ）〜図９（Ｅ）の縦軸は、図８（Ａ）〜図８（Ｅ）と同様である。

時刻ｔ０において、４速から３速へのパワーオフ変速要求が発せられると、図９（Ｃ）に示すように、まず入力クラッチ３のクラッチトルクを減少させて、係合していた入力クラッチ３を解放する。また同時に、図９（Ａ）に示すように、摩擦クラッチ６０に供給する冷却流量をゼロまで低下させる。

次に、時刻ｔ１において、クラッチ３の解放状態を判定すると、図９（Ｄ）に示すように、３−４同期装置１２０を駆動し、４速位置から中立位置へと移動する。ここで、変速指令摩擦クラッチ６０の冷却流量がゼロであり、摩擦クラッチにおける引きずりは減少しているため、図８（Ｂ）で示したような入力軸回転数ＮＩの著しい低下は発生しない。

次に、時刻ｔ２において、図９（Ｄ）に示すように、３−４同期装置１２０を中立位置から３速位置へと移動すると、図９（Ｂ）に示すように、入力軸回転数ＮＩは速やかに上昇し、３速相当の回転数に同期するため、トルク遮断時間Ｔｓｆｔは長期化することはない。

そして、時刻ｔ３において、３−４同期装置１２０が３速位置へ移動完了したことを判定すると、図９（Ｃ）に示すように、入力クラッチ３を再び係合するとともに、図９（Ａ）に示すように、摩擦クラッチ冷却流量も再び上昇させてもとの流量を供給して摩擦クラッチの冷却作用を促す。したがって、トルク遮断の時間Ｔｓｆｔが長期化することはなく、変速応答性も悪化することはない。そして、時刻ｔ４において、入力クラッチ３が完全に係合されて一連の変速動作が終了する。

以上述べたように、本実施形態によれば、クラッチの冷却流量増加にともなう、パワーオフ変速時の変速応答性悪化を回避することが可能となる。

なお、図９（Ａ）では、摩擦クラッチ冷却流量を変速中に一時的にゼロまで低下させているが、引きずりによる悪影響が生じない所定値以下の流量を供給するような制御方法としても良い。

また、本実施形態で述べた制御方法は、上述の第１実施形態の歯車式変速機であるツインクラッチシステムにも適用可能である。ツインクラッチシステムにおいて、パワーオフ変速を実行する際に第１クラッチ３Ａまたは第２クラッチ３Ｂに多量の冷却流量が供給されていると、クラッチにおける引きずりが増大するため、第１入力軸５Ａまたは第２入力軸５Ｂの回転数はエンジン回転数に連れ回される。その結果、所定変速段を形成すべく同期装置を駆動するが、その同期動作が妨げられるため、トルク遮断時間が長期化し変速応答性が悪化する。したがって、ツインクラッチ変速機においても、同様にパワーオフ変速時にはクラッチへの冷却流量を一時的に低下することにより、変速応答性悪化を回避することが可能となる。

次に、図１０〜図１２を用いて、本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置および制御方法について説明する。なお、歯車式変速機の構成は、図６に示したものと同様である。

最初に、図１０を用いて、本実施形態の歯車式変速機の入力クラッチ３として用いる乾式単板クラッチのレリーズ荷重特性について説明する。
図１０は、本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の入力クラッチとして用いる乾式単板クラッチのレリーズ荷重特性を示す特性図である。

乾式単板クラッチは、ダイヤフラムスプリングとクラッチディスクスプリングとの荷重がバランスする位置（フル締結位置）にセットされている。クラッチへの操作力、つまりレリーズ荷重を増加していくと、レリーズベアリングが押し込まれて入力軸５上にスプラインで摺動可能に結合されているクラッチディスクへの押し付け荷重が減少していき、クラッチが解放状態となる。一方、クラッチへの操作力、つまりレリーズ荷重を減少させると、ダイヤフラムのばね反力によりレリーズベアリングの位置が押し戻されて、クラッチが締結状態となる。

乾式単板クラッチである入力クラッチ３は、このような特徴をもつため、クラッチの伝達トルク、すなわちディスクスプリングへの押し付け荷重を制御装置１００Ａにおいて自動的に制御する場合には、図１０に示すように、レリーズベアリングの位置とディスクスプリングの押し付け荷重との相関関係（クラッチクッション特性）を予めデータとして格納しておき、レリーズベアリング位置をセンシングして位置制御する手法が知られている。また、クラッチごとの個体差や製造時の組み付け誤差、あるいはクラッチディスクの摩耗によって、クッション特性が変化する。したがって、図１０に示すトルク伝達を開始する位置（ミート位置）を検出し、この変化履歴を更新することによりクッション特性を補正するミート位置学習が知られている。

しかし、本実施形態の歯車式変速機２に組み込まれた摩擦クラッチ６０へ供給する冷却流量によって、入力クラッチ３のミート位置学習の結果に悪影響を及ぼすという問題点が生じる。以下、本実施形態によりこの問題点を解決する方法について述べる。

ここで、図１１及び図１２を用いて、本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置１００Ａの制御動作について説明する。
図１１は、本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すフローチャートである。図１２は、本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すタイムチャートである。

図１１のステップＳ３１において、流量算出切り替え手段１２は、ブレーキスイッチ，車両の停止状態，エンジン回転数，ギア位置などの情報に基づいて、クッション特性を補正するためのミート位置学習を実行する条件が成立しているか否かの判定を行う。ステップＳ３１において、条件が成立している場合はステップＳ３３へ進み、そうでない場合はステップＳ３２へ進む。

ミート位置学習条件が成立していない場合には、ステップＳ３２において、第１の流量算出手段１１は、冷却作用を優先し、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータに応じた冷却流量を算出し積極的に冷却作用を促す。

一方、ミート位置学習条件が成立している場合には、ステップＳ２４において、第２の流量算出手段１０は、摩擦クラッチ６０の引きずりによるミート位置学習への悪影響を防止するため、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータとは無関係に少量の冷却流量を算出し、一連の処理が終了する。

以上述べたように、制御装置１００Ａの制御により、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう、乾式単板クラッチのミート位置学習への悪影響を防止することが可能となる。

次に、図１２を用いて、入力クラッチ３のミート位置学習動作について説明する。図１２（Ａ）は学習制御動作中フラグを示し、図１２（Ｂ）は入力クラッチ冷却流量を示し、図１２（Ｃ）は入力クラッチ位置を示している。図１２（Ｄ）はミート位置学習値を示し、図１２（Ｅ）はエンジン回転数ＮＥ及び変速機の入力軸回転数ＮＩを示している。

時刻ｔ０において、ブレーキスイッチ，車両の停止状態，エンジン回転数，ギア位置などの情報に基づいて、クッション特性を補正するためのミート位置学習を開始する条件が成立すると、図１２（Ａ）に示すように、学習制御動作中フラグがセットされる。

ミート位置学習では、歯車式変速機２の各同期装置を中立位置とし、図１２（Ｃ）に示すように、入力クラッチ３を解放位置から緩やかに係合する。そして、トルク伝達を開始する位置にクラッチ位置が到達すると、入力軸回転数ＮＩがアイドル状態のエンジン回転数ＮＥに向かって急激に上昇する。つまり、入力軸回転数ＮＩの上昇を検知して、入力クラッチ３のミート位置を検出し、クラッチのクッション特性を補正するものである。

ここで、図１２（Ｂ）に破線で示す波形のように、入力クラッチ３への冷却流量が多大ＱＨに供給されていると、引きずりが増大しているため、入力軸回転数の上昇に対する負荷として作用する。その結果、本来のミート位置よりも係合側の位置に到達しなければ入力軸回転数が上昇しない。その結果、ミート位置を誤学習することになり、変速や発進の際に良好な性能を実現することができない。 それに対して、図１２（Ｂ）に実線の波形で示すように、学習制御中フラグがセットされている期間は、入力クラッチ３へ供給する冷却流量の算出方法を切り替え、一時的に冷却流量をゼロまで低下している。これにより、入力クラッチ３における引きずりが低減され、ミート位置を正確に検出し精度良くクッション特性が補正される。

以上述べたように、本実施形態によれば、クラッチの冷却流量増加にともなう、パワーオフ変速時の変速応答性悪化を抑制することが可能となる。

なお、ここで、図１２ではミート位置学習中に入力クラッチ冷却流量を一時的にゼロまで低下させているが、引きずりによる悪影響が生じない所定値以下の流量を供給するような制御方法としても良い。

次に、図１３及び図１４を用いて、本発明の第４の実施形態による歯車式変速機の制御装置および制御方法について説明する。なお、歯車式変速機の構成は、図３に示したものと同様である。
図１３は、本発明の第４の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作を示すフローチャートである。図１４は、本発明の第４の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すタイムチャートである。

図３に示したツインクラッチシステムでは、変速動作の前段階において非作動状態のクラッチに連結した同期装置を結合し、所定変速段を形成して変速動作の待機を行う「プリシフト制御」を行っている。プリシフト制御は、次の変速種を予想しギア切り替え動作を事前に終了させておくため、実際の変速動作ではクラッチの架け替えを実施するのみであり、変速動作の所要時間短縮が図ることができる。しかし、非作動クラッチへの冷却流量が過剰に供給されていると、クラッチの引き摺りによって同期装置の結合までの時間が長期化する、あるいは同期装置の結合が完了せず、プリシフト動作が終了しないといった課題が生じる。したがって、非作動状態にあるクラッチへの供給流量はプリシフト動作とを協調して制御する必要がある。ここで、上記プリシフトを含めたギア切り替えを行う制御動作と、上記冷却流量を減少させる制御とを同時に実行すると、冷却流量の指令値が変化してから、実際にクラッチに供給される冷却流量が減少するまでに、応答遅れが発生する。この応答遅れは、油温が低温時には顕著となり、この応答遅れによって、引き摺りが生じている状態で、ギア切り替えを実行してしまうため、ギア鳴き音が発生するといった課題がある。そこで、本実施形態では、実際のギア切り替えの動作に先行して、冷却流量を減少させるように構成している。

図１３に示すフローチャートは、プリシフト制御における一連のギア切り替え動作と冷却流量制御との協調制御を示したフローチャートである。
まず、ステップＳ５１では、制御装置１００において演算した上述のプリシフト制御により決定したギア段を形成するためのギアを選択する。
次に、ステップＳ５２において流量算出切り替え手段１２は、上記ステップＳ５１にて選択されたギアに連結するクラッチが解放状態か否かの判定を行う。ここで、当該クラッチが解放状態であると判定した場合はステップＳ５３へ進み、そうでない場合はステップＳ５４へ進む。

選択されたギアに連結するクラッチが解放状態でない場合には、ステップＳ５３において、第１の流量算出手段１１は、冷却作用を優先し、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータに応じた冷却流量を算出し、積極的に摩擦クラッチ６０の冷却作用を促す。

一方、選択されたギアに連結するクラッチが締結状態の場合には、ステップＳ５４において、第２の流量算出手段１０は、引き摺り抑制を優先し、摩擦クラッチ６０の発生熱量などの温度パラメータとは無関係に少量の冷却流量（流量０を含む）を算出する。

次に、ステップＳ５５に進み冷却流量減少制御中である継続タイマをインクリメントする。

次に、ステップＳ５６では、上記冷却流量減少タイマが予め設定した所定値を超過したか否かを判定する。

冷却流量減少タイマが所定値を超過した場合には、ステップＳ５７おいて実際にクラッチに供給される冷却流量が十分に低下したと判断し、プリシフトギアを形成するためのギア切り替え動作を実行し、一連の処理フローが終了する。

以上述べたように、本実施形態によれば、冷却流量減少の応答遅れを考慮したギア切り替え動作を実行することにより、冷却流量がシフト動作へ及ぼす悪影響を抑制することができる。

次に、図１４を用いて、ギア切り替え動作と冷却流量切り替え動作との協調制御について説明する。図１４は、３速定常走行中に４速から２速へのプリシフト要求が発生したときの動作を示すタイムチャートである。
図１４（Ａ）はクラッチＢの冷却流量を示し、図１４（Ｂ）はプリシフト目標ギア位置を示し、図１４（Ｃ）は２−４速同期装置位置を示している。図１４（Ｄ）は３−５速同期装置位置を示し、図１４（Ｅ）はエンジン回転数ＮＥ（≒入力軸Ａの回転数ＮＩＡ）及び入力軸Ｂの回転数ＮＩＢを示している。

時刻ｔ０において、変速ギア位置は３速ギアが選択され、またプリシフト目標ギア位置は４速が選択されている。よって、クラッチＡに連結した３−５速同期装置は３速噛合い位置となっており（図１４（Ｄ））、一方クラッチＢに連結した２−４速同期装置は４速噛合い位置となっている（図１４（Ｃ））。また、クラッチＡは締結状態であり、クラッチＢは解放状態となっているため、図１４（Ｅ）に示すように、入力軸Ａの回転数NIAはエンジン回転数NEと同じ回転数であり、また入力軸Ｂの回転数は４速相当の回転数となっている。つまり、エンジンの動力はクラッチＡから３速歯車を介して出力軸へと伝達されている３速定常走行状態である。

ここで、時刻ｔ１において、次の変速種が４−２変速、つまり次の変速ギア位置が２速と予測すると、図１４（Ｂ）に示すように、プリシフト目標ギア位置を４速から２速へと切り替える。さらに、図１４（Ａ）に示すようにクラッチＢ冷却流量を減少させる。

次に時刻ｔ２において、クラッチＢ冷却流量を減少してから所定時間経過したことを判定すると、実際のギア切り替え動作が実行されるため、２−４速同期装置が、図１４（Ｃ）に示すように、４速噛合い位置から中立位置へと解放され、図１４（Ｅ）に示すように、入力軸回転数Ｂは低下していく。

次に、時刻ｔ３において、２−４速同期装置は、２速ボーク位置付近で静止して、図１４（Ｅ）に示すように、入力軸Ｂの回転数が２速相当の回転数に同期していく。

そして、時刻ｔ４において、入力軸Ｂ回転数が２速相当の回転数に一致すると、２−４速同期装置は２速噛合い位置まで移動可能となり、プリシフト動作が終了する。これで、２速ギアへの変速準備が完了し、その後も３速定常走行を継続する。

ここで、時刻ｔ２から時刻ｔ４に示したギア切り替え動作中にクラッチＢの冷却流量が多大に供給されている場合には、図１４（Ｅ）に破線で示すように、クラッチＢの引き摺りにより入力軸Ｂ回転数はエンジン回転数相当に維持されてしまう。その結果、２−４速同期装置は２速ボーク位置からストロークすることができず、プリシフト動作を完了することができない。

また、時刻ｔ１にて冷却流量減少を開始した直後からギア切り替え動作を実行すると、実際の冷却流量が十分に低下していない状態で、ギア解放動作を実行するため、クラッチ引き摺りによるギア鳴き音が発生するなどの悪影響を及ぼしてしまう。

しかし、本実施形態では、図１４（Ａ）に示すように、冷却流量を減少してから実際のギア切り替え動作を開始するまでの待機時間を設定するように構成されている。

以上述べたように、冷却流量減少の応答遅れを考慮したギア切り替え動作を実行することにより、冷却流量がシフト動作へ及ぼす悪影響を抑制することができる。

次に、図１５及び図１６を用いて、本発明の第５の実施形態による歯車式変速機の制御装置および制御方法について説明する。
図１５は、本発明の第５の実施形態によるアイドルストップシステムの構成を示すシステムブロック図である。図１６は、本発明の第５の実施形態によるアイドルストップシステムの制御動作を示す論理図である。

一般に、アイドルストップシステムでは、各種センサからの入力信号に基づいて自動的にエンジンを停止あるいは再始動するか否かを判断し、スタータ信号，燃料量，点火時期およびスロットル開度を制御する。図１５において、エンジンを制御するエンジン制御ユニット（ＥＣＵ）２００は、歯車式変速機２の制御装置１００と双方向通信により接続されており、歯車式変速機の状態も考慮したうえで、アイドルストップの動作を実行する。

エンジン制御ユニット２００は、図１６に示す論理条件にしたがって、アイドルストップを許可しエンジンを自動的に停止する信号を出力するようにしている。従来のアイドルストップシステムでは、運転者のブレーキ操作や車速等のセンサ信号の条件に加えて、歯車式変速機の潤滑油の温度が低い状態のとき、アイドルストップを禁止していた。これは、潤滑油が低温の場合では潤滑油の粘度が高くなり、再始動後の発進性能が確保されないため、アイドルストップを禁止するものである。つまり、潤滑油が所定温度以上の場合にのみ、アイドルストップを許可していた。しかし、このような従来のアイドルストップの許可条件では、図１の例で説明したように、摩擦クラッチが発熱し冷却流量を多大に供給するような状況において、アイドルストップを許可することになる。したがって、アイドルストップ動作におけるエンジン停止時またはエンジン始動時の運転性悪化を回避することが不可能である。

そこで、本実施形態では、図１６に示すように、エンジン制御ユニット２００は、摩擦クラッチの熱負荷などの温度パラメータに基づいてクラッチの冷却液の流量を算出した結果を制御装置１００から通信を介して受信し、予め設定した上限値ＱＯ＿Ｈを下回っているときのみ、アイドルストップを許可する。すなわち、冷却流量を多大に供給している状況下においては、摩擦クラッチの冷却作用を優先させるために、アイドルストップを禁止する。

その他のアイドルストップ許可条件は、エンジンの冷却水温が所定温度ＴＷ＿Ｃより高く所定温度ＴＷ＿Ｈよりも低いこと、バッテリ電圧が所定電圧ＶＢ＿Ｌより高いこと、ブレーキスイッチがオンしていること、アイドルスイッチがオンしていること、シフトレンジがリバースＲ位置以外であること、エンジン回転数が所定回転数ＮＥ＿Ｈより低いこと、車速が０ｋｍ／ｈであること、クラッチの冷却液の温度が所定温度ＴＯ＿Ｌより高いことなどであり、これらの条件に加えて、クラッチの冷却液の流量が所定流量値ＱＯ＿Ｈより低いことの全ての条件を満たすとき、アイドルストップを許可するようにしている。なお、アイドルストップの許可条件としては、これらの各条件に限られるものでなく、また、これらの条件の一部がなくてもよいものである。本実施形態の特徴としては、アイドルストップの許可条件に、クラッチの冷却液の流量が所定流量値ＱＯ＿Ｈより低いことが入っていることにある。

本実施形態によれば、摩擦クラッチの冷却流量増加にともなう、アイドルストップ動作におけるエンジン停止時またはエンジン始動時の運転性悪化を回避することが可能となる。

本発明の第１の実施形態による摩擦クラッチを用いた歯車式変速機の制御装置の要部構成を示すブロック図である。 本発明の第１実施形態による摩擦クラッチの冷却流量の供給系統を示す系統図である。 本発明の第１の実施形態による歯車式変速機の構成を表す概略図である。 本発明の第１の実施形態による制御装置の動作の主要部を示すフローチャートである。 本発明の第１の実施形態による制御装置の動作を示すタイムチャートである。 本発明の第２の実施形態による歯車式変速機の構成を表す概略図である。 本発明の第２実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作を示すフローチャートである。 従来方式による４速から３速へのパワーオフ変速動作を示すタイムチャートである。 本発明の第２の実施形態による制御装置による４速から３速へのパワーオフ変速動作を示すタイムチャートである。 本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の入力クラッチとして用いる乾式単板クラッチのレリーズ荷重特性を示す特性図である。 本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すフローチャートである。 本発明の第３の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すタイムチャートである。 本発明の第４の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作を示すフローチャートである。 本発明の第４の実施形態による歯車式変速機の制御装置の制御動作の主要部を示すタイムチャートである。 本発明の第５の実施形態によるアイドルストップシステムの構成を示すシステムブロック図である。 本発明の第５の実施形態によるアイドルストップシステムの制御動作を示す論理図である。

符号の説明

１…エンジン
２…歯車式変速機
３Ａ…第１クラッチ
３Ｂ…第２クラッチ
５Ａ…第１入力軸
５Ｂ…第２入力軸
７…歯車列
９…冷却流量調整手段
１０…第２の流量算出手段
１１…第１の流量算出手段
１２…流量算出切り替え手段
１００…制御装置

Claims (11)

1. エンジンに連結された歯車式変速機における少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更し、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却液の流量を調整する冷却流量調整手段により前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる歯車式変速機の制御装置であって、
   前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した冷却流量を算出する第１の流量算出手段と、
   前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した冷却流量を算出する第２の流量算出手段と、
   前記第１の流量算出手段と前記第２の流量算出手段とを切り替える流量算出切り替え手段とを備え、
   前記冷却流量調整手段は、前記第１もしくは第２の流量算出手段の出力に基づいて冷却流量を調整することを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
2. 請求項１記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記第１の流量算出手段は、前記摩擦クラッチの発生熱量などの温度パラメータに基づいて、上記冷却流量を算出することを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
3. 請求項１記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記流量算出切り替え手段は、前記エンジンの停止要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えることを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
4. 請求項１記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記流量算出切り替え手段は、前記エンジンの始動要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えることを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
5. 請求項１記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記流量算出切り替え手段は、前記歯車式変速機の変速要求指令時に前記第２の流量算出手段に切り替えることを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
6. 請求項１記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記歯車式変速機は、２つの摩擦クラッチを備えたツインクラッチシステムであり、
   前記流量算出切り替え手段は、前記歯車式変速機のシフト動作に先行して前記第１流量制御手段から前記第２の流量算出手段に切り替えることを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
7. １つ以上の摩擦クラッチを有する歯車式変速機に対して、前記摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更する歯車式変速機の制御装置であって、
   前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した冷却流量を算出する第１の流量算出手段と、
   前記第１の流量算出手段が算出する流量に比べて少ない冷却流量を算出する第２の流量算出手段と、
   前記第１の流量算出手段若しくは前記第２の流量算出手段が算出した冷却流量に基づいて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる冷却流量調整手段とを備えたことを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
8. 請求項７記載の歯車式変速機の制御装置において、
   前記第２の流量算出手段が算出する流量はゼロであることを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
9. １つ以上の摩擦クラッチを有する歯車式変速機に対して、前記摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更する歯車式変速機の制御装置であって、
   前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した第１の冷却流量から、前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した第２の冷却流量に切り替えて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる制御手段を備えたことを特徴とする歯車式変速機の制御装置。
10. エンジンと、少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比が変更される歯車式変速機と、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却流量を調整する冷却流量調整手段とを有し、
    所定の条件に基づいて前記エンジンを自動的に運転状態と停止状態とで相互に変更することが可能な車両の制御装置において、
    前記冷却流量を判定する流量判定手段と、
    前記冷却流量判定手段の判定結果に基づいて、冷却流量が少ない場合には、前記エンジンの自動停止を禁止する制御手段を備えたことを特徴とする車両の制御装置。
11. エンジンに連結された歯車式変速機における少なくとも１つ以上の摩擦クラッチの係合・解放により変速比を変更し、前記摩擦クラッチの冷却または潤滑を促すための冷却液の流量を調整して前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させる歯車式変速機の制御方法であって、
    前記摩擦クラッチの冷却作用を優先した第１の冷却流量から、前記摩擦クラッチの引き摺り抑制を優先した第２の冷却流量に切り替えて、前記摩擦クラッチに供給する冷却流量を変化させることを特徴とする歯車式変速機の制御方法。

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