JP2008039008A - 車両用変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】変速待機側のクラッチ機構について回転同期を行って、クラッチ機構の負荷を低減するとともに変速応答性を向上させる。
【解決手段】動力源１から動力が伝達される入力要素、およびいずれかの前記駆動軸に対して動力を出力する出力要素、ならびに反力要素を回転要素とした第１差動機構３と、その反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第１反力機構１２と、前記動力源から動力が伝達される他の入力要素、および他の前記駆動軸に対して動力を出力する他の出力要素、ならびに他の反力要素を回転要素とした第２差動機構４と、前記他の反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第２反力機構１３と、少なくともいずれか一方の差動機構における反力要素にトルクを与える同期補助機構４６とを備えている。
【選択図】 図１

Description

この発明は、動力源から動力が伝達される複数の駆動軸と動力を出力する従動軸との間に伝動機構がそれぞれ設けられ、動力源から動力が伝達される駆動軸および伝動機構を選択することにより変速を行うことのできる変速機に関するものである。

変速機は、入力部材と出力部材との間に、複数の動力伝達経路を選択的に形成し、各動力伝達経路での増減速比を異ならせることにより、入力部材と出力部材との回転数比である変速比を複数の変速比に設定するように構成された動力伝達装置である。この種の変速機が車両に搭載されていることは周知のとおりであり、車両用の変速機としては、設定可能な変速比の数が多いこと、小型軽量であること、動力の伝達効率が高いことなどが要求される。そこで例えば特許文献１には、７段以上の変速段を設定でき、しかも小型化を図ることのできる変速機が記載されている。

この特許文献１に記載された変速機は、いわゆるツインクラッチ式の有段変速機であり、第１クラッチを介してエンジンに連結される第１入力軸と、第２クラッチを介してエンジンに連結される第２入力軸と、出力軸と、第１入力軸にギヤ対を介して連結されている副軸と、第１入力軸と副軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とする複数のギヤ対と、第２入力軸と出力軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とされる複数のギヤ対とを有している。そして、この変速機は、いずれかの入力軸から所定のギヤ対を介して出力軸にトルクを伝達する変速段と、いずれかの入力軸から所定のギヤ対および副軸を介して出力軸にトルクを伝達する変速段とを設定するように構成され、その結果、後進段を含めて７段以上の変速段を設定するように構成されている。

特開２００３−１２０７６４号公報

上記の特許文献１に記載されている変速機では、設定可能な変速段数が多いことにより、エンジンを燃費のよい状態で運転でき、また副軸を効果的に利用するように構成されているので、変速機が全体として小型軽量化され、その結果、車両の燃費を向上させることができる。

しかしながら、動力の伝達経路を設定し、また変更するために用いられている前記第１クラッチおよび第２クラッチは、変速過渡時の慣性力を吸収するべく油圧式の摩擦クラッチによって構成されており、そのために、エネルギー効率や変速応答性の点で改善すべき余地があった。すなわち、油圧式の摩擦クラッチは、油圧によって摩擦板を押圧することにより係合するから、所定の変速段を設定して走行している定常的な状態であっても、クラッチを係合させるための油圧を発生させる必要があり、そのための動力を常時消費することになる。

また、トルクの伝達に関与していないクラッチはいわゆる解放状態に制御されるが、摩擦板の相対回転による引き摺りトルクが生じ、それに伴う摩擦によって動力損失が生じる。さらに、その摩擦によって熱が生じるので、冷却のために常時潤滑油を供給する必要があり、その潤滑のために動力を消費するから、動力損失が増える可能性がある。

またさらに、特許文献１に記載されている変速機では、トルクの伝達に関与していない入力軸と副軸もしくは出力軸との間に配置されている噛み合いクラッチ機構を係合状態とすることにより、いわゆる変速待機状態を設定し、その状態で摩擦クラッチの係合・解放状態を切り換えて変速を実行するようになっている。その変速待機状態を設定するために噛み合いクラッチ機構を係合させる場合、出力軸もしくはこれに連結されているギヤが、変速前の変速比および車速に応じた回転数で回転しているのに対して解放状態の摩擦クラッチに連結されている入力軸もしくはこれに連結されているギヤは回転していないので、噛み合いクラッチ機構は同期状態となってない。その状態で噛み合いクラッチ機構を係合させると、いずれかのギヤもしくはこれに連結されている部材の回転数が急激に変化するので、ショックが生じる可能性がある。

これを回避するために、同期連結機構（シンクロナイザー）を噛み合いクラッチ機構に替えて使用することが考えられるが、そのような構成では、変速指示に基づいてシンクロナイザーが動作し始めた後に同期が開始されるので、変速応答性が必ずしも充分には速くならない可能性がある。また、変速機のコストが高くなり、またシンクロナイザーを小型化した場合には、耐久性が低下する可能性がある。

そして、解放状態のクラッチを係合させる場合、摩擦板同士の間のクリアランスが詰まった後、摩擦板同士が実質的に係合してトルクを伝達する。したがってそのクリアランスが詰まるまでの時間が遅れ時間となる。特に、特許文献１に記載された変速機では、一方のクラッチの解放と他方のクラッチの係合とを協調して進行させるいわゆるクラッチ・ツウ・クラッチ変速となるので、各クラッチ相互の状況に応じて係合もしくは解放を進行させることになり、そのために複雑な制御が余儀なくされるのみならず、変速応答性が必ずしも良好ではない。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、全体としてのエネルギー効率が良好で、しかも変速応答性の良好な車両用の変速機を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、複数の駆動軸と従動軸との間に、所定の変速比を設定するための伝動機構がそれぞれ設けられるとともに、各伝動機構を選択的にトルク伝達可能にする切換機構が設けられ、動力源からいずれかの駆動軸に動力を伝達するとともに該駆動軸に前記切換機構によって連結されている伝動機構を介して前記従動軸に動力を出力する車両用変速機において、前記動力源から動力が伝達される入力要素、およびいずれかの前記駆動軸に対して動力を出力する出力要素、ならびに反力要素を回転要素とした第１差動機構と、その反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第１反力機構と、前記動力源から動力が伝達される他の入力要素、および他の前記駆動軸に対して動力を出力する他の出力要素、ならびに他の反力要素を回転要素とした第２差動機構と、前記他の反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第２反力機構と、少なくともいずれか一方の差動機構における反力要素にトルクを与える同期補助機構とを備えていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記同期補助機構は、トルクを伝達していない解放状態のいずれかの前記切換機構をトルクを伝達する係合状態に切り換える際に該切換機構による係合相手部材との回転数差が小さくなる方向に、前記切換機構に繋がっているいずれかの差動機構における反力要素にトルクを伝達する機構を含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記各反力機構は、圧力流体を循環させる閉回路で相互に連通された、押出容積を変化させることのできる可変容量型流体圧ポンプモータから構成され、いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最小にすることにより他方の流体圧ポンプモータの回転が阻止されるように構成されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記同期補助機構は、エネルギ回生と動力の出力とが可能な電気モータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記電気モータにエネルギ回生を行わせて前記反力要素に減速方向のトルクを与えることにより前記反力要素の回転数を低下させた後、回生したエネルギによって前記電気モータから動力を出力させて前記反力要素に増速方向のトルクを与えることにより前記反力要素の回転数を回転数低下時とは反対方向に増大させる電気モータ制御手段を更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項１あるいは２の発明によれば、動力源から動力を伝達される駆動軸が選択され、その駆動軸と従動軸との間でトルクを伝達する伝動機構が選択され、その選択された伝動機構に応じた変速比が設定される。トルクの伝達に関与する伝動機構の選択は、切換機構をトルク伝達可能な状態に動作させることにより実行される。これに対して駆動軸の選択は、各差動機構および各反力機構によって行われる。すなわち、動力源から入力要素に対して動力を入力している状態で、反力機構によって差動機構に対して反力を与えれば、出力要素にトルクが現れるので、そのトルクがこれに連結されている駆動軸に伝達される。また反対に反力をゼロにすれば、入力要素に動力を入力しても出力要素にトルクが現れず、駆動軸には動力が伝達されない。したがって、係合状態の切換機構につながっている差動機構に対して反力機構から反力を与えると、その差動機構からこれに連結されている駆動軸に動力が出力され、これがさらに係合状態の切換機構および伝動機構を介して従動軸に伝達され、所定の変速比が設定される。なお、その場合、他方の反力機構からは反力を出力させなければ、前記伝動機構の変速比（もしくは回転数比）によって決まる変速比が設定される。これに対して、両方の反力機構および差動機構を動作させ、各々につながっている適宜の切換機構および伝動機構をトルク伝達可能な状態とし、さらに各伝動機構の変速比（もしくは回転数比）の相違による回転数差を差動機構もしくは反力機構で吸収することにより、各伝動機構で決まる変速比の中間の値の変速比が設定される。このようにすることにより、変速機の全体としての変速比を連続的に変化させるいわゆる無段変速が可能になる。

一方、いずれかの差動機構を経由して従動軸に動力を伝達している状態で、他の差動機構につながっている切換機構をいわゆる解放状態から係合状態に切り換える場合、同期補助機構から差動機構における反力要素にトルクが伝達され、これが所定方向に回転させられる。その差動機構の入力要素に動力源から動力が入力されているから、反力要素にトルクが入力されることにより、出力要素およびこれに連結されている駆動軸が従前とは異なって回転する。その結果、この駆動軸と従動軸との間に配置されているいずれかの切換機構における係合相手部材との回転数差が小さくなり、その切換機構が係合を完了するまでの時間が短くなる。すなわち、変速に要する時間が短縮されて変速応答性が向上する。また、係合時に切換機構で吸収するべきエネルギ量が少なくなるので、切換機構の耐久性を向上させることができ、あるいは切換機構を小型化することができる。

また、請求項３の発明によれば、各反力機構が流体圧ポンプモータによって構成され、かつそれらが閉回路によって連通されているので、二つの駆動軸および伝動機構を経由して従動軸に動力を伝達する場合、各動力伝達経路における回転数の差が流体を介した動力の伝達によって吸収され、したがって容易に無段変速を行うことができる。また、いずれか一方の差動機構のみを動力の伝達に関与させる場合、その差動機構に連結されている流体圧ポンプモータに対する圧力流体の供給・排出を止めてこれをロックすればよく、したがって駆動軸に対する動力の伝達状態を維持するために特に動力を消費しないので、この点でも動力の伝達効率を向上させることができる。さらに、このようなロック状態は、他方の流体圧ポンプの押出容積を最小にして圧力流体の流動を阻止することにより行うことができるので、駆動軸に対する動力の伝達・遮断の制御が容易になる。

さらに、請求項４の発明によれば、差動機構における反力要素およびこれに連結されている反力機構もしくは流体圧ポンプモータを電気モータによって回転させ、もしくはその回転を制限し、これによって切換機構を同期させることができる。したがって、切換機構の同期制御を容易に行うことができ、また回転数を減じる場合には、エネルギ回生することができるので、エネルギ効率を向上させ、ひいては車両の燃費を向上させることができる。

そして、請求項５の発明によれば、電気モータで回生したエネルギを切換機構における同期のための回転数制御に使用できるので、切換機構に掛かる負荷を更に低減し、その耐久性を向上させることができ、あるいは小型化を図ることができる。また、同期のために消費するエネルギを削減して全体としてのエネルギ効率を向上させることができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１にこの発明に係る変速機の一例をスケルトン図で示してあり、ここに示す例は、流体を介さずにトルクを伝達して設定できるいわゆる固定変速比として三つの前進段および一つの後進段を設定するように構成した例である。すなわち、動力源（Ｅ／Ｇ）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２から第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。

その動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってもよい。また、この動力源１と入力部材２との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させてもよい。

各遊星歯車機構３，４がこの発明の差動機構に相当しており、第１遊星歯車機構３が入力部材２と同一軸線上に配置され、第２遊星歯車機構４が第１遊星歯車機構３の半径方向で外側に離隔し、それぞれの中心軸線を平行にした状態で並列に配置されている。これらの遊星歯車機構３，４としては、シングルピニオン型やダブルピニオン型などの適宜の形式の遊星歯車機構を採用することができる。図１に示す例はシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成した例であり、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリヤ３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構３におけるリングギヤ３Ｒに前記入力部材２が連結され、このリングギヤ３Ｒが入力要素となっている。

また、入力部材２にはカウンタドライブギヤ５が取り付けられており、このカウンタドライブギヤ５にアイドルギヤ６が噛み合っているとともに、そのアイドルギヤ６にカウンタドリブンギヤ７が噛み合っている。このカウンタドリブンギヤ７は、前記第２遊星歯車機構４と同一軸線上に配置され、かつ第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒに、一体となって回転するように連結されている。したがって、第２遊星歯車機構４においては、そのリングギヤ４Ｒが入力要素となっている。各遊星歯車機構３，４の入力要素であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒは、カウンタギヤ対がアイドルギヤ６を備えた構成であるから、同方向に回転するようになっている。

第１遊星歯車機構３におけるキャリヤ３Ｃは出力要素となっており、そのキャリヤ３Ｃに第１駆動軸８が、一体になって回転するように連結されている。この第１駆動軸８は中空軸であって、その内部をモータ軸９が回転自在に挿入されており、このモータ軸９の一端部が、第１遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤ３Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

第２遊星歯車機構４も同様な構成であって、そのキャリヤ４Ｃが出力要素となっており、そのキャリヤ４Ｃに第２駆動軸１０が、一体になって回転するように連結されている。この第２駆動軸１０は中空軸であって、その内部をモータ軸１１が回転自在に挿入されており、このモータ軸１１の一端部が、第２遊星歯車機構４における反力要素であるサンギヤ４Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

上記のモータ軸９の他方の端部が可変容量型ポンプモータ１２の出力軸（ロータ軸）に連結されている。すなわち、この可変容量型ポンプモータ１２が第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓに連結され、この発明の反力機構となっている。この可変容量型ポンプモータ１２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出口もしくは吸入口から圧力流体を供給することにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１２を以下の説明では、第１ポンプモータ１２と記し、図にはＰＭ１と表示する。

また、モータ軸１１の他方の端部が可変容量型ポンプモータ１３の出力軸に連結されている。すなわち、この可変容量型ポンプモータ１３が第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに連結され、この発明の反力機構となっている。この可変容量型ポンプモータ１３は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出口もしくは吸入口から圧力流体を供給することにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１３を以下の説明では、第２ポンプモータ１３と記し、図にはＰＭ２と表示する。

各ポンプモータ１２，１３は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、油路１４，１５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入口１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士が油路１５によって連通されている。したがって各油路１４，１５によってこの発明における閉回路が形成されている。なお、各ポンプモータ１２，１３における吸入口１２Ｓ，１３Ｓは、各ポンプモータ１２，１３が前記動力源１と同方向に正回転する際にオイルなどの流体を吸入するポートであり、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄは正回転時にオイルなどの流体を吐出するポートである。

上記の各駆動軸８，１０と平行に、この発明の従動軸に相当する出力軸１６が配置されている。そして、この出力軸１６と各駆動軸８，１０との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する伝動機構が設けられている。この発明における伝動機構としては、固定された変速比で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対１７，１８，４４が採用されている。具体的に説明すると、前記第１駆動軸８には、第２速駆動ギヤ１７Ａが一体となって回転するように設けられている。その第２速駆動ギヤ１７Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ１７Ｂが、出力軸１６上に配置され、かつ出力軸１６に対して回転自在に嵌合されている。

また、第１速駆動ギヤ１８Ａが、第２駆動軸１０に一体となって回転するように設けられている。この第１速駆動ギヤ１８Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ１８Ｂが出力軸１６に回転自在に嵌合して支持されている。また、第１速駆動ギヤ１８Ａに隣接して第３速駆動ギヤ４４Ａが設けられており、この第３速駆動ギヤ４４Ａは第２駆動軸１０に一体となって回転するように取り付けられている。この第３速駆動ギヤ４４Ａに噛み合っている第３速従動ギヤ４４Ｂが、出力軸１６に回転自在に嵌合し、支持されている。したがって、第３速従動ギヤ４４Ｂと前記第１速従動ギヤ１８Ｂとは、出力軸１６上で互いに隣接している。

さらに、発進用ギヤ対１９が設けられている。この発進用ギヤ対１９は、図１の上側の第１ポンプモータ１２が流体圧モータとして機能した場合に、その出力トルクを出力軸１６に伝達するためのものである。具体的には、モータ軸９に一体となって回転するように取り付けられている発進駆動ギヤ１９Ａと、この発進駆動ギヤ１９Ａに噛み合うとともに出力軸１６に回転自在に嵌合させられた発進従動ギヤ１９Ｂとによって構成されている。

上述した第１速用および第２速用の各ギヤ対１８，１７、および発進用のギヤ対１９を、いずれかの駆動軸８，１０と出力軸１６との間、もしくはモータ軸９と出力軸１６との間でトルク伝達可能な状態とするための切換機構が設けられている。この切換機構は、要は、選択的にトルクを伝達する機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザー）などの機構を採用することができ、図１にはシンクロナイザーを採用した例を示してある。

シンクロナイザーは、基本的には、回転軸と共に回転するスリーブを軸線方向に移動させて、その回転軸に対して相対回転するように取り付けられた回転部材（相手部材）のスプラインに係合させ、その過程でシンクロナイザーリングが回転部材に次第に摩擦接触して回転軸と回転部材とを同期させることにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。前記出力軸１６上で、発進従動ギヤ１９Ｂと第２速従動ギヤ１７Ｂとの間に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２０が設けられている。この第１シンクロ２０は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ１９Ｂを出力軸１６に連結し、発進用のギヤ対１９によってモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達させるように構成されている。また、第１シンクロ２０のスリーブを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１７Ｂを出力軸１６に連結し、第２速用のギヤ対１７によってモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達させるように構成されている。

また、前記出力軸１６上で、第１速従動ギヤ１８Ｂと第３速従動ギヤ４４Ｂとの間に第２のシンクロナイザー（以下、第２シンクロと記す）２１が設けられている。この第２シンクロ２１は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１６に連結し、第１速用のギヤ対１８によって第２駆動軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達させるように構成されている。また、第２シンクロ２１のスリーブを図１の右側に移動させることにより、第３速従動ギヤ４４Ｂを出力軸１６に連結し、第３速用のギヤ対４４によって第２駆動軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達させるように構成されている。

さらに、モータ軸１１上には後進用同期連結機構（以下、リバース（Ｒ）シンクロと記す）４５が設けられている。このリバースシンクロ４５は、第２駆動軸１０とモータ軸１１とを選択的に連結するクラッチ機構であり、モータ軸１１に設けたハブ２２の外周部にスリーブを軸線方向に移動自在に係合させ、そのスリーブを図１の右方向に移動させることにより、第２駆動軸１０に設けたスプラインに係合させるように構成されている。

これらのシンクロ２０，２１，４５は、手動操作によって切り替え動作するように構成することができるが、これに替えていわゆる自動制御するように構成することもでき、その場合は、例えば前述したスリーブを軸線方向に移動させる適宜のアクチュエータ（図示せず）を設け、そのアクチュエータを電気信号に応じて動作させるように構成すればよい。

上述したように、図１に示す変速機は、動力源１が出力したトルクが、いずれかの駆動軸８，１０もしくはモータ軸９，１１を介して出力軸１６に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸１６には、歯車機構あるいはチェーンなどの巻き掛け伝動機構などの伝動機構２３を介してデファレンシャル２４が連結され、ここから左右の車軸２５に動力を出力するようになっている。

さらに、変速機の動作状態を検出するためのセンサが設けられている。具体的には、前述した入力部材２もしくはこれと一体のカウンタドライブギヤ５の回転数を検出する入力回転数センサ２６、前記車軸２５の回転数を検出する出力回転数センサ２７、第１ポンプモータ１２の回転数を検出する回転数センサ２８、第２ポンプモータ１３の回転数を検出する回転数センサ２９などが設けられている。

上述したように各ポンプモータ１２，１３は全体として閉回路となるように油路１４，１５によって連通されているが、不可避的な漏洩による圧油の不足や圧力低下による気泡の発生などを防止するために、チャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）３０が設けられている。このチャージポンプ３０は、前述した動力源１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン３１からオイルを汲み上げて閉回路に供給するようになっている。

したがって、チャージポンプ３０の吐出口は、前記閉回路における油路１４と油路１５とにそれぞれチェック弁３２，３３を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３２，３３は、チャージポンプ３０からの吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。さらに、チャージポンプ３０の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３４が、チャージポンプ３０の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３４は、スプリングによる弾性力とパイロット圧もしくはソレノイドによる押圧力との和より高い圧力が作用した場合にドレインポートを開いてオイルをオイルパン３１に排出するように構成されている。

上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２０，２１，４５の切換動作を電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置（ＥＣＵ）４０が設けられている。この電子制御装置４０は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、前記各センサ２６，２７，２８，２９からの信号や他の検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。

さらに、各遊星歯車機構３，４における反力要素にトルクを伝達してこれを回転させ、あるいは制動する機構が設けられている。その機構は、各反力要素に直接、および個別にトルクを伝達するように、それぞれに対応して動力装置を設けて構成することができるが、図１に示す例では、一つの電気モータ４６と差動機構４７とによって構成されている。その電気モータ４６は、電力が供給されて動力を出力するいわゆる力行と、外力によって強制的に回転させられて発電するエネルギ回生とが可能であって、モータ・ジェネレータ（ＭＧ）として機能するものである。この電気モータ４６は、図示しないインバータを介して蓄電装置に接続されている。また、差動機構４７は図１に示す例ではシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成されており、そのキャリヤ４７Ｃに電気モータ４６が連結されている。

また、上記の電気モータ４６のトルクを前述した各遊星歯車機構３，４の反力要素であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓに直接伝達する構成に替えて、図１に示す構成では、ポンプモータ１２，１３を介してトルクを伝達するようになっている。すなわち、差動機構４７のリングギヤ４７Ｒがいずれか一方のポンプモータ１２（または１３）に連結され、サンギヤ４７Ｓが他方のポンプモータ１３（または１２）に連結されている。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図２は、各変速段を設定する際の各油圧ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）１２，１３、および各シンクロ２０，２１，４５の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ１２，１３についての「ＭＡＸ」は、押出容積が最大であることを示し、「０」は押出容積が最小もしくはゼロであることを示す。また、シンクロ２０，２１，４５についての「Ｎ」はトルクを伝達しない解放状態（スリーブが中立位置）であることを示し、「左」はスリーブが図１の左側に移動させられて係合状態であることを示し、さらに「右」はスリーブが図１の右側に移動させられて係合状態であることを示す。また、カギ括弧はアップシフト待機状態を設定するためのスリーブの位置を示し、丸括弧はダウンシフト待機状態を設定するためのスリーブの位置を示す。「１−２」のようにハイフンで繋いでいるのは、各固定変速比の中間の変速比を設定している状態を示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（Ｎ）状態では、各油圧ポンプモータ１２，１３は押出容積がゼロとされ、また各シンクロ２０，２１，４５は解放状態とされる。すなわち、それぞれのスリーブが中央位置に設定される。したがって、各ポンプモータ１２，１３は空転する状態になって反力を発生することがなく、また各駆動軸１０，１１と出力軸１６との間でトルクの伝達は生じない。

シフトポジションがドライブポジションなどに切り換えられることによって車両が発進する場合には、先ず、第１シンクロ２０と第２シンクロ２１のスリーブ２０Ｓ，２１Ｓが図１の左側に移動させられ、発進従動ギヤ１９Ｂが出力軸１６に連結され、また第１速従動ギヤ１８Ｂが出力軸１６に連結される。この状態では車両が停止しているので、第１遊星歯車機構３ではそのサンギヤ３Ｓが固定され、かつリングギヤ３Ｒに動力が入力されるが、キャリヤ３Ｃが空転するので、第１ポンプモータ１２の押出容積を最大にしても、第１遊星歯車機構３は動力の伝達作用を行わない。一方、第１遊星歯車機構４では、第１速ギヤ対１８を介して出力軸１６に連結されているキャリヤ４Ｃが固定されている状態でリングギヤ４Ｒに動力が入力されているので、反力要素であるサンギヤ４Ｓには、リングギヤ４Ｒとは反対方向に回転させるトルクが作用している。その場合、第２ポンプモータ１３の押出容積を最小もしくはゼロに設定しておくことにより、これが空転してサンギヤ４Ｓに反力が作用しないので、第２遊星歯車機構４を介した出力軸１６への動力の伝達は生じない。

このようないわゆる発進待機状態で第２ポンプモータ１３の押出容積を次第に増大させ、それに合わせて第１ポンプモータ１２の押出容積を最大から次第に減少させると、先ず、第２ポンプモータ１３がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力が第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに作用するので、第２遊星歯車機構４はリングギヤ４Ｒに入力されている動力とサンギヤ４Ｓに使用している反力とを合成した動力をキャリヤ４Ｃから出力し、これが第１速ギヤ対１８を介して出力軸１６に伝達される。一方、第２ポンプモータ１３で発生した圧油が油路１４を介して第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ１２がモータとして機能して正回転し、その出力トルクが発進用ギヤ対１９を介して出力軸１６に伝達される。すなわち、各ポンプモータ１２，１３を介して油圧による動力伝達が生じる。

このように、第２遊星歯車機構４および第１速ギヤ対１８を介したいわゆる機械伝動による動力伝達と、油圧を介していわゆる流体伝動による動力伝達が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸１６に伝達される。そして、そのトルクは、流体伝動による伝達割合が多いほど大きく、第１速ギヤ対１８のギヤ比に基づいて決まる変速比でのトルクより大きくなる。すなわち、固定変速比である第１速の変速比より大きい変速比が設定される。また、流体伝動による動力の伝達は、第１ポンプモータ１２の押出容積を次第に減少させ、かつ第２ポンプモータ１３の押出容積を次第に増大させることにより減少する。それに伴って出力軸１６のトルクが次第に低下する。すなわち、変速比が固定変速比である第１速に向けて連続的に変化し、いわゆる無段変速が行われる。そして、第１ポンプモータ１２の押出容積が次第に最小もしくはゼロになり、かつ第２ポンプモータ１３の押出容積が最大になることにより、第２ポンプモータ１３における圧油の吸入・吐出が生じなくなって第２ポンプモータ１３がロックされ、固定変速比である第１速が設定される。その場合、第１ポンプモータ１２は押出容積が最小もしくはゼロとなっていることにより空転し、流体伝動は生じない。

この第１速の状態で第１シンクロ２０をニュートラル状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ１２を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させたまま、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて、第２カウンタギヤ対１７のドリブンギヤ１７Ｂを出力軸１６に連結すれば、第１遊星歯車機構３の出力要素であるキャリヤ３Ｃが出力軸１６に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、第１および第２のシンクロ２０，２１の各スリーブ２０Ｓ，２１Ｓを、共に、図１の左側に移動させておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているサンギヤ３Ｓがリングギヤ３Ｒとは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ１２の押出容積を増大させると、第１ポンプモータ１２がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤ３Ｓに作用する。その結果、リングギヤ３Ｒに入力されたトルクとサンギヤ３Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリヤ３Ｃに作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのキャリヤ３Ｃから第２速ギヤ対１５を介して出力軸１６にトルクが伝達される。

第１ポンプモータ１２がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート１２Ｓから第２ポンプモータ１３の吸入ポート１３Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ１３がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに作用する。第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒにはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤ４Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリヤ４Ｃから第２駆動軸１０に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１６にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第１ポンプモータ１２の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構３および第２速ギヤ対１７を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１８で決まる変速比から第２速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ１２の押出容積が最大まで増大することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第２ポンプモータ１３の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ１３が空転するとともに、第１ポンプモータ１２がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３を連通させている閉回路が第２ポンプモータ１３によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ１２は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓにはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構３ではサンギヤ３Ｓを固定した状態でリングギヤ３Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤ３Ｃにはこれをリングギヤ３Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２速ギヤ対１７を介して、出力軸１６に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。

この第２速の状態で第２シンクロ２１をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ１３を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを図１の右側に移動させて第３速従動ギヤ４４Ｂを出力軸１６に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させて第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１６に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第２ポンプモータ１３およびこれに連結されているサンギヤ４Ｓがリングギヤ４Ｒとは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ１３の押出容積を増大させると、第２ポンプモータ１３がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤ４Ｓに作用する。その結果、リングギヤ４Ｒに入力されたトルクとサンギヤ４Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリヤ４Ｃに作用してこれが正回転し、そのトルクが第２駆動軸１０および第３速ギヤ対４４を介して出力軸１６に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ１３がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート１３Ｓから第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ１２がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓに作用する。第１遊星歯車機構３のリングギヤ３Ｒにはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤ３Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリヤ３Ｃから第２カウンタギヤ対１２を介して出力軸１６に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１６にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ１３の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構４および第３速ギヤ対４４を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第２速ギヤ対１７で決まる変速比から第３速ギヤ対４４で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ１３の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

この状態で第１ポンプモータ１２の押出容積が最小もしくはゼロに設定されるので、第１ポンプモータ１２が空転するとともに、第２ポンプモータ１３がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３を連通させている閉回路が第１ポンプモータ１２によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ１３は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓにはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構４ではサンギヤ４Ｓを固定した状態でリングギヤ４Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤ４Ｃにはこれをリングギヤ４Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１駆動軸１０および第３速ギヤ対４４を介して、出力軸１６に伝達される。こうして固定変速比である第３速が設定される。

つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り換えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の左側に移動させられて発進用ギヤ対１９がモータ軸９と出力軸１６との間でトルク伝達可能な状態になり、またリバースシンクロ４５が図１の右側に移動させられて、モータ軸１１と第２駆動軸１０、すなわち第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが連結され、第２遊星歯車機構４の全体が一体化される。したがって、第２ポンプモータ１３は第２遊星歯車機構４を介してエンジン１によって直接駆動されている状態になる。

この状態で第２ポンプモータ１３の押出容積をゼロもしくは最小から次第に増大させると、第２ポンプモータ１３はいわゆる正回転して油圧を発生し、その圧油が吐出口１３Ｄから油路１５を介して第１ポンプモータ１２の吐出口１２Ｄに供給される。そのため、第１ポンプモータ１２が前進走行時とは反対に逆回転して、そのトルクをモータ軸９に出力する。そして、このモータ軸９から発進用ギヤ対１９を介して出力軸１６にトルクが出力されるが、その方向が前進走行時とは反対になるので、車両が後進走行する。すなわち、後進時には流体伝動によってトルクが伝達される。また、変速比は、ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化に応じて変化するので、無段変速となる。

上述したように図１に示す変速機では、流体伝動を伴わずに設定できるいわゆる固定変速比として前進３段・後進１段の変速比を設定でき、またそれらの固定変速比の間の変速比を連続的に設定でき、したがって全体として変速比幅の広い無段変速を行うことができる。また、上記の変速機で前進段としての各固定変速比を設定する場合、いずれかのポンプモータ１２，１３の押出容積をゼロにし、それに伴って他のポンプモータ１２，１３をロックするから、これらの固定変速比では流体伝動が行われない。すなわち、エネルギ形態の変換を行うことなく動力を伝達することができ、かつ動力の伝達経路を動力伝達可能な状態に維持するために特にエネルギを必要としないので、動力の伝達効率を従来になく向上させることができる。

上記の変速機では、固定変速比である第１速と第２速との間で変速を行う場合に、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを発進用従動ギヤ１９Ｂと第２速従動ギヤ１７Ｂとの間で切り換え、また固定変速比である第２速と第３速との間での変速を行う場合に、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを第１速従動ギヤ１８Ｂと第３速従動ギヤ４４Ｂとの間で切り換えることになる。これらの変速の際において、アップシフト待機状態もしくはダウンシフト待機状態を設定するべく各シンクロ２０，２１が係合する相手部材である各従動ギヤ１７Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂ，４４Ｂは、各シンクロ２０，２１とは異なる回転数で回転している。

これを第２速から第３速へのアップシフト待機状態を設定する場合を例に採って説明すると、図３はその場合の各遊星歯車機構３，４についての共線図を示している。例えば固定変速比に対する中間変速比である１．５速から２．５速にアップシフトする場合、固定変速比である第２速が達成された状態で第２シンクロ２１が切り換えられる。第２速は、前述したように、第１ポンプモータ１２をロックして設定されるので、第１遊星歯車機構３についての共線図は、図３の右側に太線で示すようになる。そのキャリヤ３Ｃが第２速ギヤ対１７を介して出力軸（ＯＵＴ）１６に連結されているので、その時点の出力軸１６の回転数は、点Ｐ１で示す回転数となる。

一方、第２遊星歯車機構４の動作状態は図３の左側に太線で示すとおりであり、第２シンクロ２１が第１速従動ギヤ１８Ｂに係合しているので、第２遊星歯車機構４のキャリヤ４Ｃが出力軸１６からトルクを受けて正回転している。そのためにそのサンギヤ４Ｓおよびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が正回転している。これに対して、第３速従動ギヤ４４Ｂは、第２駆動軸１０に取り付けられている第３速駆動ギヤ４４Ａに噛み合って回転しているので、図３の左側に破線で示すように、その回転数は点Ｐ２で示す回転数となっており、これは、第１速従動ギヤ１８Ｂおよびこれに係合している第２シンクロ２１の回転数より低い回転数である。

第２シンクロ２１を第１速ギヤ対１８側から第３速ギヤ対４４側に切り換える場合、各従動ギヤ１８Ｂ，４４Ｂの回転数の差を吸収して第２シンクロ２１と第３速従動ギヤ４４Ｂとを回転同期させる必要があり、この発明に係る上記の変速機では、このような回転同期を前述した電気モータ４６によって行うように構成されている。その回転同期制御の一例を図４のフローチャートを参照して説明する。

先ず、最終目標変速比γtgtが算出される（ステップＳ１）。これは、例えば従来の車両用自動変速機における変速制御と同様に、車速や要求駆動力（スロットル開度）および予め設定してある変速マップに基づいて行うことができ、あるいはエンジン１を最適燃費点の回転数にする要求や手動操作に基づく変速比指示に基づいて行うことができる。ついて、フラグＸchgがＯＮか否かが判断される（ステップＳ２）。このフラグＸchgは制御開始時にＯＦＦになっており、その場合は、ステップＳ３に進んで目標変速比γtgtが現時点の変速比γnow以上か否かが判断される。

このステップＳ３で肯定的に判断された場合には、ダウンシフトを行うべき状態であり、したがって出力変速比γoutとして、現時点の変速比γnowに所定の値Δγを加えた値が設定される（ステップＳ４）。これに対して、ステップＳ３で否定的に判断された場合には、アップシフトを行うべき状態であり、したがって出力変速比γoutとして、現時点の変速比γnowから所定の値Δγを減じた値が設定される（ステップＳ５）。なお、ここで所定値Δγは、変速速度もしくは変速比の変化勾配を規定するものであって、予め定めておくことができる。

前述したようにこの発明に係る変速機は、機械伝動と流体伝動との割合に応じて変速比が決まるから、設定するべき変速比およびその場合のトルク伝達可能なギヤ対が決まれば、各ポンプモータ１２，１３を介して伝達するべきトルクが定まる。そこで、ステップＳ４もしくはステップＳ５で求められた変速比を設定するための各ポンプモータ１２，１３の押出容積が、ステップＳ６で算出される。そして、この押出容積を設定するように各ポンプモータ１２，１３についての制御指令信号が出力される（ステップＳ７）。

ついで、現時点の変速比が固定変速比である第１速（γ1st）になっているか否かが判断される（ステップＳ８）。このステップＳ８で否定的に判断された場合には、現時点の固定変速比である第２速（γ2nd）になっているか否かが判断される（ステップＳ９）。なお、これらの判断は、入力部材２の回転数と出力軸１６の回転数との比に基づいて行うことができる。これらステップＳ８およびステップＳ９のいずれでも否定的に判断された場合には、リターンする。

一方、現時点の変速比γnowが第１速γ1stであることによりステップＳ８で肯定的に判断された場合には、インデックスｉｄが「１」にセットされる（ステップＳ１０）。また、現時点の変速比γnowが第２速γ2ndであることによりステップＳ８で否定的に判断され、かつステップＳ９で肯定的に判断された場合には、インデックスｉｄが「２」にセットされる（ステップＳ１１）。これらステップＳ１０もしくはステップＳ１１のいずれかが実行された後、フラグＸchgがＯＮとなる（ステップＳ１２）。

前述した図２に示すように、固定変速比である第１速において、アップシフトもしくはダウンシフトに備えるために、第１シンクロ２０の切り換えが行われ、また第２速においては第２シンクロ２１の切り換えが行われる。それらの切り換えの際の回転同期は、ポンプモータ１２，１３が連結されているいずれかのサンギヤ３Ｓ，４Ｓの回転数を、先ず、ゼロまで減少させ、その後に同期回転数まで増速することになる。このような回転数の変化は、各サンギヤ３Ｓ，４Ｓに連結されているポンプモータ１２，１３の回転数を変化させることにより実行され、これは、具体的には、前記電気モータ４６を回生・力行させることにより実行される。すなわち、回転数をゼロまで低下させる際に電気モータ４６を回生制御してポンプモータ１２，１３を制動し、回生された電力を蓄電装置に蓄えるようになっている。また、ポンプモータ１２，１３およびこれに連結されているサンギヤ３Ｓ，４Ｓを同期回転数まで増速する場合には、電気モータ４６を力行制御してポンプモータ１２，１３を強制的に回転させる。

このような回生および力行の際の各エネルギ量と、回生エネルギと力行で消費するエネルギとがバランスする目標回転数Ｎpmとが算出される（ステップＳ１３）。一般的に、一定のトルクＴconstで回生を行えば、現在の回転数Ｎpmが一定の勾配で低下するので、回生エネルギは現在の回転数Ｎpmに一定トルクＴconstを掛けた値の半分に比例すると仮定できる。したがって例えば、回生エネルギ（回生Ｐ）は、ポンプモータ１２，１３の現在の回転数（回転速度）Ｎpmに、回生の際のトルクとして予め定めた一定のトルクＴconstを掛け、これに所定の係数を掛けて得られる。なお、この係数は、回生効率などを含む値であって、実験などによって予め定めておくことができる。また、回生したエネルギを使用してポンプモータ１２，１３をモータとして駆動した場合の駆動エネルギ（駆動Ｐ）は、上記の回生エネルギに、電気的な効率η1と機械的な効率η2とを掛けて求めることができる。なお、これらの効率η1，η2は、実験などによって予め求めておくことができる。そして、回生と力行とによるエネルギ収支がゼロになる回転数である目標Ｎpmは、駆動エネルギ（駆動Ｐ）を所定の係数と一定トルクＴconstとで除算した値となり、結局、これは、現在の回転数Ｎpmに各効率η1，η2とを掛けて求められる。

ステップＳ１３の制御により電気モータ４６が回生制御および力行制御が実行され、制御ルーチンはリターンする。電気モータ４６を使用した回転同期制御が開始されると、フラグＸchgがＯＮになっているので、再度ステップＳ２に到った場合には、ここで肯定的に判断される。その場合は、ステップＳ１４に進んで現時点の変速比γnowが最終目標変速比γtgt以上になっているか否かが判断される。このステップＳ１４で肯定的に判断された場合には、現時点の変速比γnowが最終目標変速比γtgtまで低下していないことにより、アップシフトするべき状態にあることになる。したがって、ステップＳ１５では、前記インデックスｉｄで示される変速段より一つ低速側の固定変速比（ｉｄ−１）を設定するシンクロ（sync(id-1)）がＯＦＦに制御される。

具体的には、アップシフト時に第１速を通過する場合には発進用ギヤ対１９をトルク伝達可能にしている第１シンクロ２０がＯＦＦにされ、またアップシフト時に第２速を通過する場合には、第１速ギヤ対１８をトルク伝達可能な状態にしている第２シンクロ２１がＯＦＦにされる。ステップＳ１５では、また、シンクロの切り換え先の固定変速比ｊとして、前記インデックスｉｄに「１」を加えた変速比が設定される。具体的には、第１速を通過する場合には、シンクロの切り換え先固定変速比ｊが第２速となり、第２速を通過する場合には、シンクロの切り換え先固定変速比ｊが第３速となる。さらに、ステップＳ１５では、電気モータ４６のトルクの方向sigが負（−１）に設定される。

これとは反対にステップＳ１４で否定的に判断された場合には、現時点の変速比γnowが最終目標変速比γtgtより高速段側にあから、ダウンシフトするべき状態にあることになる。したがって、ステップＳ１６では、前記インデックスｉｄで示される変速段より一つ高速側の固定変速比（ｉｄ＋１）を設定するシンクロ（sync(id+1)）がＯＦＦに制御される。具体的には、ダウンシフト時に第１速を通過する場合には第２速ギヤ対１７をトルク伝達可能にしている第１シンクロ２０がＯＦＦにされ、またダウンシフト時に第２速を通過する場合には、第３速ギヤ対４４をトルク伝達可能な状態にしている第２シンクロ２１がＯＦＦにされる。また、ステップＳ１５では、シンクロの切り換え先の固定変速比ｊとして、前記インデックスｉｄから「１」を減じた変速比が設定される。具体的には、第１速を通過する場合には、シンクロの切り換え先が発進状態になり、第２速を通過する場合には、シンクロの切り換え先固定変速比ｊが第１速となる。さらに、ステップＳ１５では、電気モータ４６のトルクの方向sigが正（＋１）に設定される。

上記のステップＳ１５もしくはステップＳ１６の処理を行った後、それぞれで求められた切り換え先の相手部材にシンクロを係合させたとした場合のサンギヤ３Ｓ，４Ｓの回転数すなわち目標Ｎs(j)が算出される（ステップＳ１７）。これは、エンジン１の回転数Ｎeと、車速もしくは出力軸１６の回転数Ｎoと、切り換え後の変速比γ(j)とに基づいて算出することができる。

ついで、現在のサンギヤ回転数Ｎsが、前記ステップＳ１３で算出した目標Ｎpm（エネルギ収支がゼロになる回転数）に到達したか否かが判断される（ステップＳ１８）。なお、そのサンギヤ回転数Ｎsは、図１に示す回転数センサ２８，２９によって検出することができる。このステップＳ１８で否定的に判断された場合には、サンギヤ回転数Ｎsが、上記のステップＳ１７で算出した目標Ｎs(j)に到達したか否か、すなわち最終目標回転数に到達したか否かが判断される（ステップＳ１９）。そして、このステップＳ１９で否定的に判断された場合には、電気モータ４６を使用した回転同期制御が目標に達していないことになるので、電気モータ４６のトルクＴmgとして、前記ステップＳ１５もしくはステップＳ１６で求められた方向sigに一定トルクＴconstを出力させ（ステップＳ２０）、リターンする。

このような制御を継続することにより、サンギヤ回転数Ｎsが、エネルギ収支がゼロになる回転数である目標Ｎpmに到達し、ステップＳ１８で肯定的な判断が成立する。その場合、サンギヤ回転数Ｎsが、上記のステップＳ１７で算出した目標Ｎs(j)に到達したか否か、すなわち最終目標回転数に到達したか否かが判断される（ステップＳ２１）。これは、前述したステップＳ１９と同様の判断である。このステップＳ２１で肯定的に判断された状態は、回生したエネルギを消費し終わってしまい、かつ同期に到っていない状態であり、したがってこの場合は、前記ステップＳ１５もしくはステップＳ１６で求められた固定変速比ｊを設定するシンクロＳync(j)がＯＮに切り換えられ、また電気モータ４６のトルクＴmgがゼロに設定される（ステップＳ２２）。すなわち、回生したエネルギを消費し終わった後は、シンクロによって同期回転数まで回転数を変化させる。

一方、ステップＳ２１で肯定的に判断された場合、すなわちサンギヤ回転数Ｎsが最終目標回転数に到達した場合には、フラグＸchgがＯＦＦに切り換えられ（ステップＳ２３）、その後、ステップＳ２２に進んで制御が終了する。なお、前述したステップＳ１９で肯定的に判断された場合も同様である。

上述した各シンクロ２０，２１，４５の切り換え制御および各ポンプモータ１２，１３の押出容積の制御、ならびに電気モータ４６の制御は、前述した電子制御装置４０によって行うことができる。したがって、この電子制御装置４０がこの発明における電気モータ制御手段に相当している。

したがって、上述したこの発明に係る変速機では、シンクロを係合させる場合、相手部材の回転数と同期させるための回転数の変化を電気モータの制動力や駆動力を利用して行うので、シンクロに掛かる負荷を低減でき、その結果、シンクロを小型化でき、あるいは容量の小さいものとすることができる。また、シンクロを切り換え動作させる前から同期制御を開始できるので、シンクロが切り換え動作し始めてから係合するまでの時間すなわち変速時間を短縮でき、その結果、全体としての変速応答性を向上させることができる。さらに、上述したようにエネルギを回生するとともに、回生したエネルギを使用すれば、実質的な動力を消費することなく同期制御を行うことができ、車両の燃費の向上に有利になる。

ここで、中間変速比である１．５速と２．５速との間で変速を行い、その過程の第２速でシンクロの切り換えを行う場合の制御例を説明すると、図５はそのタイムチャートであり、中間変速比では各ポンプモータ１２，１３が共に最大押出容積に設定されており、その状態でアップシフトの判断が成立すると（ｔ1時点）、第２ポンプモータ１２の押出容積が次第に減少させられ、それに伴って変速比が第２速に向けて次第に低下する。また、第１遊星歯車機構３におけるサンギヤ３Ｓの回転数ＮS1および第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2が次第に増大する。こうして第２速の変速比に達すると（ｔ2時点）、第２ポンプモータ１３の押出容積がゼロになって第１ポンプモータ１２がロックされ、また第２シンクロ２１がＯＦＦ制御されて第１速従動ギヤ１８Ｂが出力軸１６から切り離される。

これと同時に同期制御が開始され、電気モータ４６のトルクが負の一定トルクに設定される。それに伴ってエネルギが回生され、また第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2が次第に低下する。そして、その回転数ＮS2がゼロなったときに（ｔ3時点）、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを第３速従動ギヤ４４Ｂ側に切り換える制御が開始される。第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2がゼロになった後は、その回転数を増大させることになるので、電気モータ４６はトルクを出力して力行することになる。これは、回生して蓄えた電力を使用して行われ、その電力がほぼゼロになった時点（ｔ4時点）に、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが第３速従動ギヤ４４Ｂに係合する。その後は、第２シンクロ２１の同期機能により第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2が同期回転数に向けて変化し続ける。

そして、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2が同期回転数に達すると（ｔ5時点）、第２ポンプモータ１２の押出容積が増大し始め、それに伴って第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2（負側の回転数）が幾分減少するとともに、第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓの回転数ＮS1が増大し始める。こうして変速比が２．５速に向けて次第に低下し、第２ポンプモータ１３の押出容積が最大になった時点（ｔ6時点）に２．５速が設定される。

一方、２．５速から１．５速に変速する過程における第２速でシンクロの切り換えを行う場合には、上記の例とは反対の制御が実行される。すなわち、ｔ7時点にダウンシフトの判断が成立すると、第２ポンプモータ１３の押出容積が最大から次第に低下させられ、その押出容積がほぼゼロになると（ｔ8時点）、第２速の変速比になる。これと同時に第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが中立位置に戻されて第３速従動ギヤ４４Ｂが出力軸１６から切り離され、また電気モータ４６によるエネルギ回生が開始される。そのため、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数ＮS2が同期回転数に向けて次第に増大し始め、その過程で回転数がゼロになった時点（ｔ9時点）に、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを第１速従動ギヤ１８Ｂ側に移動させる制御が開始され、また電気モータ４６が回生から力行に切り換えられる。

そして、回生した電力を消費し尽くした時点（ｔ10時点）に第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが第１速従動ギヤ１８Ｂに係合する。その直後のｔ11時点に完全に係合して同期回転数に達し、これと同時に第２ポンプモータ１３の押出容積が次第に増大させられる。それに伴って変速比が次第に増大し、ｔ12時点に目標変速比である１．５速になる。

ところで、同期制御のために前記電気モータ４６を動作させる場合、いずれか一方のポンプモータ１２，１３はロックされている。したがって、差動機構４７とポンプモータ１２，１３および電気モータ４６との連結の仕方によっては差動機構４７を減速機として機能させ、容量の小さい電気モータ４６で同期制御を行うことができる。その例を図６に示してある。

ここに示す例は、差動機構４７のリングギヤ４７Ｒをいずれか一方のポンプモータ１２（または１３）に連結し、キャリヤ４７Ｃを他方のポンプモータ１３（または１２）に連結し、さらにサンギヤ４７Ｓを電気モータ４６に連結し、他の構成は図１に示す構成と同様にしたものである。このように構成した場合の差動機構４７における各回転要素の間の回転数比は、差動機構４７のギヤ比（サンギヤ４７Ｓの歯数とリングギヤ４７Ｒの歯数との比）をρとした場合、キャリヤ回転数Ｎcとサンギヤ回転数Ｎsとの比は、
Ｎs／Ｎc＝（１＋ρ）／ρ
となり、またリングギヤ回転数Ｎrとサンギヤ回転数Ｎsとの比は、
Ｎs／Ｎr＝−１／ρ
となる。ここで、ρ＝０．５とすれば、
Ｎs／Ｎc＝３．０
Ｎs／Ｎr＝−２．０
となり、大きい減速比を得ることができる。したがって、電気モータ４６の出力トルクがある程度小さくても、ポンプモータ１２，１３やこれに連結されているサンギヤ３Ｓ，４Ｓなどを充分に制動し、また回転させることができるので、電気モータ４６を小型化することができる。

なお、この発明は上述した各具体例に限定されないのであって、この発明における同期補助機構は、電気モータと差動機構とによって構成する以外に、摩擦ブレーキなどの制動機構を併用した構成、電気モータを流体圧モータに置換した構成、減速機を追加した構成、差動モータを使用した構成などを採用してもよい。また、この発明では、反力機構として流体圧ポンプモータに替えて電気的に制御できるモータ・ジェネレータを採用してもよい。さらに、この発明における伝動機構は、歯車による機構以外に、例えばローラーチェーンとスプロケットホイールとによるローラーチェーン伝動装置、あるいはベルトとプーリとによるベルト伝動装置などの巻き掛け伝動機構によって構成してもよい。さらに、この発明で差動作用のある歯車機構を用いる場合、シングルピニオン型遊星歯車機構に替えて例えばダブルピニオン型遊星歯車機構を用いるとができ、あるいは更に他の構成の差動歯車機構によって構成することもできる。またさらに、動力源は一方の差動機構に直接連結する替わりに、前述したカウンタギヤ対のアイドルギヤに連結してもよい。

また、この発明で対象とする変速機におけるギヤトレーンは、前述した図１あるいは図６に示す構成に限られないのであり、したがってこの発明で対象とする変速機は、固定変速比としての前進段が４段以上であってもよく、あるいは２段であってもよい。さらに、図１および図６に示す構成は、フロントエンジン・フロントドライブ車に適した構成となっているが、この発明では、出力軸もしくはこれと平行な軸線の延長方向にプロペラシャフトなどの他の動力伝達部材を連結するように構成し、フロントエンジン・リヤドライブ車への車載性の良いものとすることもできる。

この発明に係る変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。 図１に示す変速機で各変速比を設定するためのポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。 第２速の状態で第３速へのアップシフト待機状態を設定する際の各遊星歯車機構についての動作を説明するための共線図である。 この発明による同期制御の一例を説明するためのフローチャートである。 第２速での同期制御を行った場合の各動作状態の変化を示すタイムチャートである。 この発明に係る変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。

符号の説明

１…動力源（Ｅ／Ｇ）、 ２…入力部材、 ３…第１遊星歯車機構、 ４…第２遊星歯車機構、 ８…第１駆動軸、 ９…モータ軸、 １０…第２駆動軸、 １１…モータ軸、 １２…可変容量型ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 １６…出力軸、 １７…第１速用ギヤ対、 １８…第２速用ギヤ対、 １９…発進用ギヤ対、 ２０…シンクロナイザー（第１シンクロ）、 ２１…シンクロナイザー（第２シンクロ）、 ４０…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ４４…第３速用ギヤ対、４６…電気モータ。

Claims (5)

1. 複数の駆動軸と従動軸との間に、所定の変速比を設定するための伝動機構がそれぞれ設けられるとともに、各伝動機構を選択的にトルク伝達可能にする切換機構が設けられ、動力源からいずれかの駆動軸に動力を伝達するとともに該駆動軸に前記切換機構によって連結されている伝動機構を介して前記従動軸に動力を出力する車両用変速機において、
   前記動力源から動力が伝達される入力要素、およびいずれかの前記駆動軸に対して動力を出力する出力要素、ならびに反力要素を回転要素とした第１差動機構と、
   その反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第１反力機構と、
   前記動力源から動力が伝達される他の入力要素、および他の前記駆動軸に対して動力を出力する他の出力要素、ならびに他の反力要素を回転要素とした第２差動機構と、
   前記他の反力要素に連結されて反力を選択的に発生する第２反力機構と、
   少なくともいずれか一方の差動機構における反力要素にトルクを与える同期補助機構と
   を備えていることを特徴とする車両用変速機。
2. 前記同期補助機構は、トルクを伝達していない解放状態のいずれかの前記切換機構をトルクを伝達する係合状態に切り換える際に該切換機構による係合相手部材との回転数差が小さくなる方向に、前記切換機構に繋がっているいずれかの差動機構における反力要素にトルクを伝達する機構を含むことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
3. 前記各反力機構は、圧力流体を循環させる閉回路で相互に連通された、押出容積を変化させることのできる可変容量型流体圧ポンプモータから構成され、いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最小にすることにより他方の流体圧ポンプモータの回転が阻止されるように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用変速機。
4. 前記同期補助機構は、エネルギ回生と動力の出力とが可能な電気モータを含むことを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の車両用変速機。
5. 前記電気モータにエネルギ回生を行わせて前記反力要素に減速方向のトルクを与えることにより前記反力要素の回転数を低下させた後、回生したエネルギによって前記電気モータから動力を出力させて前記反力要素に増速方向のトルクを与えることにより前記反力要素の回転数を回転数低下時とは反対方向に増大させる電気モータ制御手段を更に備えていることを特徴とする請求項４に記載の車両用変速機。

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