JP2008051150A - 変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプモータの押出容積の制御にフェールが生じた場合に設定できる変速比の幅を広くして可及的に通常時に近い走行を確保する変速機の制御装置を提供する。
【解決手段】各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように各動力伝達経路毎に設けられ、かつ圧力流体を相互に授受可能に連通されたポンプモータと、各ポンプモータの押出容積を最大および最小ならびにその中間の容積のいずれかに設定して変速比を設定する変速比設定手段とを備え、各ポンプモータは、その押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合にその押出容積が増大するように構成され、かつ前記フェールが生じた場合に、一方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比と他方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比との差を、通常時より大きくする。
【選択図】図４

Description

この発明は、動力の伝達状態を可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積に応じて変更できる少なくとも二つの動力伝達経路を備え、それらの押出容積を最大と最小、ならびにその中間の値に設定することにより適宜に変速することのできる変速機の制御装置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通りであり、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。

また、無段変速機の変速比を制御する変速サーボユニットとその変速サーボユニットを制御する変速制御ソレノイドバルブユニットとを備え、その変速制御ソレノイドバルブユニットに作動不良が生じた場合に、変速サーボユニットを所定位置に固定して所定の減速比に設定するように構成した変速制御装置が、特許文献２に記載されている。

さらに、特許文献３には、変速制御のための油圧サーボシリンダを動作させるソレノイドバルブに作動不良が生じた場合に、その油圧サーボシリンダにオリフィスを介して油圧を給排する油路を設けておき、その油路を介して油圧を給排することにより油圧サーボシリンダを一方向にゆっくり動作させ、所定の変速比を設定するように構成した制御装置が記載されている。

特開２００３−１２０７６４号公報 特開平４−３７０４６９号公報 特開平１−１０５０６５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。また、その際に熱が生じるので、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。

さらに、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。

また、特許文献２あるいは３に記載された制御装置は、変速比を制御する油圧サーボ機構にいわゆるフェールセーフ機構を設けた構成であり、そのために変速比の制御機構が複雑化する可能性があり、さらに特許文献３に記載された構成では、フェールの発生によって変速比が大きく変化する可能性がある。

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、しかも変速比を制御する機構にフェールが生じた場合であって走行性能を可及的に確保することができ、さらには構成の簡単な変速機の制御装置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、動力源から出力部材に到る少なくとも二つの動力伝達経路のそれぞれに、複数の変速比を選択的に設定する伝動機構が設けられている変速機の制御装置において、前記各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように各動力伝達経路毎に設けられ、かつ圧力流体を相互に授受可能に連通された可変容量型流体圧ポンプモータと、各可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を最大および最小ならびにその中間の容積のいずれかに設定して変速比を設定する変速比設定手段とを備え、前記各可変容量型流体圧ポンプモータは、その押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合にその押出容積が増大するように構成され、かつ前記フェールが生じた場合に、各動力伝達経路における伝動機構をトルク伝達可能な状態とするとともに一方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比と他方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比との差が、前記フェールが生じていない場合の差より大きくなるようにトルク伝達する伝動機構を選択する変速比選択手段が設けられているものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記各可変容量型流体圧ポンプモータは、その押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合にその押出容積が最大になるように構成されていることを特徴とする変速機の制御装置である。

請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記変速比選択手段は、前記フェールが生じている一方の可変容量型流体圧ポンプモータによってトルクが制御される動力伝達経路での変速比が相対的に大きい変速比となるようにその動力伝達経路における伝動機構を選択し、かつ他方の動力伝達経路での変速比が相対的に小さい変速比となるように該他方の動力伝達経路における伝動機構を選択する手段を含むことを特徴とする変速機の制御装置である。

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、前記フェールが生じている状態で前記出力部材の回転が止まる際に前記各可変容量型流体圧ポンプモータの吐出側の圧力を低下させるリリーフ手段を更に備えていることを特徴とする変速機の制御装置である。

請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記リリーフ手段は、前記各可変容量型流体圧ポンプモータを連通している回路の圧力を制限するリリーフ弁を含むことを特徴とする変速機の制御装置である。

請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記各動力伝達経路は、前記動力源からトルクが伝達される入力要素および前記可変容量型流体圧ポンプモータが連結された反力要素ならびに前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素を有する差動機構とを備え、前記伝動機構は、前記出力要素と前記出力部材との間に設けられていることを特徴とする変速機の制御装置である。

請求項１あるいは２の発明によれば、各動力伝達経路での伝達トルクが、それぞれに設けられている可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積に応じて変化するので、一方の動力伝達経路で伝達されるトルクをゼロとしかつ他方の動力伝達経路のみで動力を伝達するようにすれば、該他方の動力伝達経路で決まる変速比が設定され、あるいは各押出容積を共に最大にし、もしくは最大と最小との中間の値にすることにより、その押出容積の状態に応じた変速比が設定される。これに加えて、各可変容量型流体圧ポンプモータ同士が圧力流体を相互に授受できるように連通されているので、いずれか一方の可変容量型流体圧ポンプモータをポンプとして機能させることにより、該一方の可変容量型流体圧ポンプモータが設けられている動力伝達経路を介していわゆる機械的に出力部材にトルクが伝達されるとともに、他方の可変容量型流体圧ポンプモータがモータとして機能して他方の動力伝達経路を介して出力部材にトルクが伝達される。すなわち、流体を介した動力伝達が並行して生じ、しかも流体を介して伝達されるトルクは連続的に変化させることができるので、変速機の全体としてはいわゆる無段変速となる。

そして、押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合、その押出容積が増大し、あるいは最大になる。したがって、フェールが生じた時点に、押出容積が既に最大になっていれば、変速比は変化しない。また、フェールが生じた時点の押出容積が最小であったり、あるいは中間の値であった場合には、これを増大させた押出容積、および制御可能な他方の押出容積で決まる変速比が設定される。こうして設定される変速比は、各動力伝達経路でのいわゆる機械的伝動で決まる変速比によって制約され、最大変速比や最小変速比にまで大きく変化するものではないので、フェールに起因する変速比の変化を抑制することができる。

さらに、このようなフェールが生じた状態で、各動力伝達経路の変速比同士の差が、フェールの生じていない通常時での差より大きく設定される。その結果、制御可能な押出容積を最小にした状態での変速機の全体としての変速比と、制御可能な押出容積を最大にした状態での変速機の全体としての変速比とのいわゆる変速比幅が大きくなる。言い換えれば、フェールが生じている状態で設定できる最大変速比と最小変速比との間隔が、通常時に一方の押出容積を最大にした状態で他方の押出容積を最小から最大にまで変化させて設定できる変速比の幅より広くなる。そのため、前記フェールが生じても走行性能を、可及的に通常時の走行性能に近づけて、良好な走行性能を得ることができる。また、このような変速比の制御は、新たな機器を追加することなく実行できるので、いわゆるフェールセーフのための構成を簡素化することができる。

請求項３の発明によれば、制御可能な他方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を最小にすれば、変速機の全体としての変速比が大きくなり、その状態から該他方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を次第に増大させると、変速機の全体としての変速比が次第に小さくなる。したがって、前記フェールが生じた状態で一旦停止した後の発進時に十分な駆動トルクを得ることができ、またある程度の中高速での走行が可能になる。

請求項４あるいは５の発明によれば、前記フェールが生じて押出容積が最大に制御されても、出力部材の回転が止まる場合、すなわち変速機を搭載した車両が停止する場合には、可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧が低下させられ、可変容量型流体圧ポンプモータによるトルクが低下させられるので、動力源を回転させておくことができる。すなわち、動力源のストールを、簡単な構成で回避できる。

請求項６の発明によれば、請求項１ないし５の発明による効果と同様の効果を得ることができ、また各可変容量型流体圧ポンプモータが反力を生じる機構として機能するので、その容量が小さくてよく、したがって変速機を小型化することが可能になる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする変速機について説明すると、この発明で対象とする変速機は、少なくとも二つの動力伝達経路を備えており、それら両方の動力伝達経路を介して、動力源から出力部材にトルクを伝達できるように構成され、その結果、動力源と出力部材との回転数の比である変速比を連続的に変化させることのできる変速機である。より具体的には、各動力伝達経路は、ポンプおよびモータの機能を有する可変容量型流体圧ポンプモータを備えており、その押出容積に応じたトルクを伝達するように構成され、さらにそれぞれの可変容量型流体圧ポンプモータが圧力流体を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型流体圧ポンプモータがポンプとして機能することにより、その押出容積に応じたトルクが動力源から出力部材に伝達され、同時に、一方の可変容量型流体圧ポンプモータから他方の可変容量型流体圧ポンプモータに圧力流体が供給されて他方の可変容量型流体圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧力流体を介した動力伝達が、並行して生じる。そのトルクが他方の動力伝達経路を介して出力部材に伝達される。その結果、出力部材に伝達されるトルクは、各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを合算したトルクとなり、しかも圧力流体を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。

各動力伝達経路は、それぞれ変速比（もしくは回転数比）の異なるギヤ対や巻き掛け伝動機構などの伝動機構を備えることができ、一方の動力伝達経路のみを介して出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達経路における伝動機構の変速比で決まる。このようにして決まる変速比を仮に固定変速比と称すると、固定変速比を設定している状態では、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力の損失が生じにくく、効率のよい伝動状態となる。なお、いずれかの伝動機構のみをトルク伝達に関与させるようにするために、クラッチ機構などの切換機構を各伝動機構に含ませることが好ましく、あるいは動力源もしくは出力部材と伝動機構との間に切換機構を設けることが好ましい。

この発明で対象とする変速機は、圧力流体を介して動力を伝達するように構成されているので、ハイドロスタティックトランスミッション（ＨＳＴ）として構成した変速機であってもよいが、上述したように機械的な動力伝達によって変速比を設定する機能を兼ね備えたハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション（ＨＭＴ）として構成されたものであることが好ましい。そのメカニカルトランスミッションの部分は、必要に応じて適宜の構成とすることができ、常時噛み合っているギヤ対をクラッチ機構もしくは同期連結機構などの切換機構によって選択する構成の機構や、複数の遊星歯車機構もしくは複合遊星歯車機構によって複数の変速比を設定できる構成などを採用することができる。また、可変容量型流体圧ポンプモータは、動力源と出力部材との間に直列に介在させる構成以外に、反力手段として可変容量型流体圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。

つぎに、差動機構を動力分配機構として使用するとともに、伝動機構として複数のギヤ対を使用し、したがって可変容量型流体圧ポンプモータが反力機構となっている具体例を説明する。図１に示す例は、車両用の変速機として構成した例であり、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五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からこの発明における差動機構に相当する第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。

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はこの発明の差動機構に相当し、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用いることができる。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に回転軸としての第１中間軸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中間軸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に他の回転軸としての第２中間軸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中間軸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の出力軸に連結されている。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、また吐出ポートもしくは吸入ポート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。

この第１ポンプモータ１２には、その押出容積を制御するための容量変更機構が設けられている。この容量変更機構は、斜軸もしくは斜板の傾斜角度を変更し、あるいはラジアルピストンポンプにおけるロータの相対的な偏心量を変更する機能を備えた機構であり、例えばデューティー比に応じた油圧を吐出するソレノイドバルブ（以下、仮に第１ソレノイドバルブと記す）１２Ａを主体として構成されている。また、容量変更機構は、それ自体がフェールし、あるいは断線などの制御信号系統にフェールが生じるなど、押出容積を任意に制御できない状態が生じた場合に、押出容積が最大となるように構成されている。これは、例えば前記第１ソレノイドバルブ１２Ａを、断線などのいわゆるＯＦＦフェールした場合に制御油圧を出力しないノーマリークローズ（Ｎ／Ｃ）タイプの構成としておき、フェール時に制御力が生じないことにより、第１ポンプモータ１２における機械的な力で押出容積が最大になるように構成したものである。

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。この可変容量型ポンプモータ１３は、前記モータ軸９側の第１ポンプモータ１２と同様の構成のものであり、したがって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）ポンプを採用することができる。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。

この第２ポンプモータ１３には、その押出容積を制御するための容量変更機構が設けられている。この容量変更機構は、斜軸もしくは斜板の傾斜角度を変更し、あるいはラジアルピストンポンプにおけるロータの相対的な偏心量を変更する機能を備えた機構であり、例えばデューティー比に応じた油圧を吐出するソレノイドバルブ（以下、仮に第２ソレノイドバルブと記す）１３Ａを主体として構成されている。また、容量変更機構は、それ自体がフェールし、あるいは断線などの制御信号系統にフェールが生じるなど、押出容積を任意に制御できない状態が生じた場合に、押出容積が最大となるように構成されている。これは、例えば前記第２ソレノイドバルブ１３Ａを、断線などのいわゆるＯＦＦフェールした場合に制御油圧を出力しないノーマリークローズ（Ｎ／Ｃ）タイプの構成としておき、フェール時に制御力が生じないことにより、第２ポンプモータ１３における機械的な力で押出容積が最大になるように構成したものである。

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、それぞれの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出ポート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によって閉回路が形成されている。この閉回路での油圧制御のための機構については後述する。

上記の各中間軸８，１０と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸１６が配置されている。そして、この出力軸１６と各中間軸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、固定された回転数比（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１７，１８，１９，２０，２１が採用されている。

具体的に説明すると、前記第１中間軸８には、第１遊星歯車機構３側から順に、第４速駆動ギヤ１７Ａと第２速駆動ギヤ１８Ａとが配置されており、第４速駆動ギヤ１７Ａと第２速駆動ギヤ１８Ａとは第１中間軸８に対して回転自在に嵌合している。その第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ１７Ｂと、第２速駆動ギヤ１８Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ１８Ｂとが、出力軸１６に一体回転するように取り付けられている。

さらに、上記の第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ１９Ａと、第２速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ２０Ａとが、第２中間軸１０に回転自在に嵌合させられている。したがって、第４速従動ギヤ１７Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ１８Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。これらの第３速駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ２０Ａは、第２遊星歯車機構４側からここに挙げた順に配置されている。その第１速駆動ギヤ２０Ａに隣接して第５速駆動ギヤ２１Ａが配置されており、この第５速駆動ギヤ２１Ａは第２中間軸１０に回転自在に嵌合して支持されている。そして、この第５速駆動ギヤ２１Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ２１Ｂが出力軸１６に一体となって回転するように取り付けられている。ここで、各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１の回転数比もしくは変速比（それぞれの駆動ギヤの歯数に対する従動ギヤの歯数の比）について説明すると、その回転数比は、第１速用ギヤ対２０、第２速用ギヤ対１８、第３速用ギヤ対１９、第４速用ギヤ対１７、第５速用ギヤ対２１の順に小さくなるように構成されている。

さらに、発進用ギヤ対２２が設けられている。この発進用ギヤ対２２は、第１速もしくは第３速あるいは第５速用のギヤ対２０，１９，２１と併せて出力軸１６に動力を伝達することにより、発進時の駆動力を必要十分に大きくし、またフェール時に所定の変速比を設定するためのものであって、前記第１ポンプモータ１２側のモータ軸９に回転自在に嵌合させられて支持された発進駆動ギヤ２２Ａと、出力軸１６に一体となって回転するように取り付けられた発進従動ギヤ２２Ｂとを備えている。

上述した各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１，２２を、いずれかの中間軸８，１０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連結機構であって、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と、その回転軸に対して相対回転する他の回転部材に設けられたスプラインと、前記スリーブに押されて他の回転部材側に移動するシンクロナイザーリングとを有している。そして、スリーブを他の回転部材のスプライン側に移動させる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することにより回転軸と回転部材とを同期させ、その状態でスリーブがスプラインに係合することにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。前記第１遊星歯車機構３に連結されているモータ軸９上で、発進駆動ギヤ２２Ａに隣接する位置に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２３が設けられている。この第１シンクロ２３は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、発進駆動ギヤ２２Ａをモータ軸９に連結し、発進用ギヤ対２２がモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、第１シンクロ２３は、そのスリーブを図１の右側に移動させることにより解放状態となって、発進駆動ギヤ２２Ｂとモータ軸９との連結を解くように構成されている。

また、前記第２中間軸１０上で、第３速駆動ギヤ１９Ａと第１速駆動ギヤ２０Ａ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）２４が設けられている。この第２シンクロ２４は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第１速駆動ギヤ２０Ａを第２中間軸１０に連結し、第１速用ギヤ対２０が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結し、第３速用ギヤ対１９が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、スリーブを中央に位置させることにより解放状態となって、第３速駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ２０Ａと第２中間軸１０との連結を解くように構成されている。

さらに、前記第１中間軸８上で、第２速駆動ギヤ１８Ａと第４速駆動ギヤ１７Ａとの間に第３のシンクロナイザー（以下、第３シンクロと記す）２５が設けられている。この第３シンクロ２５は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結し、第２速用ギヤ対１８が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結し、第４速用ギヤ対１７が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、第３シンクロ２５は、そのスリーブを中央に位置させることにより解放状態となって、第２速駆動ギヤ１８Ａおよび第４速駆動ギヤ１７Ａと第１中間軸８との連結を解くように構成されている。

またさらに、第２中間軸１０の軸端側で第５速駆動ギヤ２１Ａに隣接する位置に第４のシンクロナイザー（以下、第４シンクロと記す）２６が設けられている。この第４シンクロ２６は、そのスリーブを図１の右側に移動させることにより係合状態となって、第２中間軸１０に対して第５速駆動ギヤ２１Ａを連結するように構成されている。この第４シンクロ２６に対して図１の左側には、モータ軸１１に一体に取り付けたハブが設けられており、したがって第４シンクロ２６は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより他の係合状態となって第２中間軸１０とモータ軸１１、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように構成されている。

上記の各シンクロ２３，２４，２５，２６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る。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的に制御す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、いずれかの中間軸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手段２９を介してデファレンシャル３０が連結され、ここから左右の車軸３１に動力を出力するようになっている。

つぎに、上記の各ポンプモータ１２，１３を制御するための流体圧回路（油圧回路）について説明する。各ポンプモータ１２，１３を連通させている前記閉回路１４，１５には流体（具体的にはオイル）を補給するためのチャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）３６が設けられている。このチャージポンプ３６は、上記の閉回路からの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、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３７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。

そのチャージポンプ３６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３８，３９を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３８，３９は、チャージポンプ３６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３６の吐出圧を調整するための調圧弁（リリーフ弁）４０が、チャージポンプ３６の吐出口に連通されている。このリリーフ弁４０は、スプリングによる弾性力とソレノイドバルブ（以下、仮に第５ソレノイドバルブと記す）４０Ａの出力圧による押圧力との和より高い圧力（設定圧以上の圧力）が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３７に排出するように構成されており、したがってチャージポンプ３６の吐出圧をパイロット圧に応じた圧力に設定するように構成されている。

さらに、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓと油路１５との間に、調圧弁（リリーフ弁）４１が設けられている。言い換えれば、第１ポンプモータ１２と並列に、各油路１４，１５を連通させるようにリリーフ弁４１が設けられている。このリリーフ弁４１は、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓ、または第２ポンプモータ１３の吸入ポート１３Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。すなわち、リリーフ弁４１は、ソレノイドバルブ（以下、仮に第３ソレノイドバルブと記す）４１Ａの出力圧によって調圧値を設定するように構成されており、いずれかの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓからの吐出圧がその調圧値以上（設定圧以上）の場合には、リリーフ弁４１が開いて排圧することにより、吐出圧を調圧値以下に維持するようになっている。

また、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄと油路１４との間に、調圧弁（リリーフ弁）４２が設けられている。言い換えれば、第２ポンプモータ１３と並列に、各油路１４，１５を連通させるようにリリーフ弁４２が設けられている。このリリーフ弁４２は、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄ、または第１ポンプモータ１２の吐出ポート１２Ｄから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。すなわち、リリーフ弁４２は、ソレノイドバルブ（以下、仮に第４ソレノイドバルブと記す）４２Ａの出力圧によって調圧値を設定するように構成されており、いずれかの吐出ポート１２Ｄ，１３Ｄからの吐出圧がその調圧値以上の場合には、リリーフ弁４２が開いて排圧することにより、吐出圧を調圧値以下に維持するようになっている。

上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２３，２４，２５，２６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）４３が設けられている。この電子制御装置４３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、所定の回転部材の回転数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。

上記の変速機は、エンジン１の動力を出力軸１６に伝達する動力伝達経路として、第１ポンプモータ１２によって反力が与えられる第１遊星歯車機構３および第４速用ギヤ対１７もしくは第２速用ギヤ対１８を介して出力軸１６に動力を伝達する経路と、第２ポンプモータ１３によって反力が与えられる第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９もしくは第１速用ギヤ対２０あるいは第５速用ギヤ対２１を介して出力軸１６に動力を伝達する経路との二つの経路を備えている。そして、それぞれの動力伝達経路を介して伝達されるトルクは、それぞれに設けられているポンプモータ１２，１３の押出容積に応じて変化するようになっている。そして、そのトルクＴは、各押出容積をｑ1，ｑ2とし、かつ油路１４，１５の圧力差をＰとすると、
Ｔ＝（ｑ1＋ｑ2）・Ｐ／２π
で表される。

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ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）１２，１３、および各シンクロ２３，２４，２５，２６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「ＯＦＦ」は、ポンプ容量を最小もしくは実質的にゼロとし、その出力軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー状態もしくは空転状態）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転が止まっている状態を示している。さらに「油圧発生」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当するポンプモータ１２，１３はポンプとして機能している。また、「油圧回収」は、一方のポンプモータ１３（もしくは１２）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当するポンプモータ１２（もしくは１３）は軸トルクを発生し、対応するモータ軸９，１１および中間軸８，１０に駆動トルクを伝達している。

そして、各シンクロ２３，２４，２５，２６についての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ２３，２４，２５，２６におけるスリーブの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「○」は該当するシンクロ２３，２４，２５，２６をＯＦＦ状態（中立位置）に設定することによりポンプモータ１２，１３の引き摺りを低減している状態、「ー」は該当するシンクロ２３，２４，２５，２６をＯＦＦ状態（中立位置）に設定して中立状態となっていることを示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（Ｎ）状態を設定する際には、各ポンプモータ１２，１３が「ＯＦＦ」状態とされ、また各シンクロ２３，２４，２５，２６のスリーブが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１７，１８，１９，２０，２１，２２も出力軸１６に連結されていないニュートラル状態となる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３が、押出容積（ポンプ容量）が実質的にゼロとなるように制御される。その結果、いわゆる空回り状態となるので、各遊星歯車機構３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒに動力源１からトルクが伝達されても、サンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力が作用しない。そのため、出力要素であるキャリヤ３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸８，１０にはトルクが伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第１シンクロ２３のスリーブが図１の左側に移動させられるとともに第２シンクロ２４のスリーブが、図１の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２２Ａがモータ軸９に連結されて第１ポンプモータ１２と出力軸１６とが連結され、また第１速駆動ギヤ２０Ａが第２中間軸１０に連結されて第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリヤ４Ｃと出力軸１６とが連結される。すなわち、固定変速比である第１速を設定する状態となる。また、これと併せて各ポンプモータ１２，１３の押出容積がゼロより大きい容積に制御される。

したがって、第２ポンプモータ１３は前記第２遊星歯車機構４によって分配された動力源１の動力によって駆動されてポンプとして機能するので、第２ポンプモータ１３は、油圧を発生させることに伴う反力トルクをモータ軸１１およびサンギヤ４Ｓに与える。これを図２には「油圧発生」と記載してある。そのため、第２遊星歯車機構４の差動作用によってキャリヤ４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２０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で発生した油圧がその吸入ポート１３Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ１２がモータとして機能する。これを図２には「油圧回収」と記載してある。このようにして第１ポンプモータ１２に伝達される動力が発進用ギヤ対２２を介して出力軸１６に伝達される。したがって発進から第１速までの駆動状態では、第２遊星歯車機構４を介したいわゆる機械的な動力の伝達と、油圧を介した動力の伝達との両方が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸１６に現れる。また、この過程での変速比は、固定変速比である第１速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。

こうして動力源１の回転数や車速が変化して第１速の変速比になると、第１ポンプモータ１２の押出容積がゼロに設定されてＯＦＦ状態となり、また第２ポンプモータ１３の押出容積が最大に設定され、その結果、実質上、第２ポンプモータ１３の回転がロックされる。すなわちモータ軸１１およびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が固定される。その結果、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓが固定され、また第１遊星歯車機構３は出力軸１６に対する動力の伝達に関与しなくなるので、動力源１が出力した動力は、第２遊星歯車機構４および第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。すなわち、第１速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる固定変速比が設定される。なお、この場合、第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているモータ軸９が空転するので、第１中間軸８にトルクは現れない。なお、この固定変速比である第１速で第１シンクロ２３のスリーブを解放状態（図２の〇印）とすれば、第１ポンプモータ１２を連れ回さないので、動力損失を防止できる。また、アップシフト待機状態となる。

固定変速比である第１速からアップシフトする場合、第３シンクロ２５のスリーブを図１の左側に移動させて第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結しておく。なお、第４シンクロ２６は中立状態にしておく。また、第３シンクロ２５のスリーブを第２速駆動ギヤ１８Ａに係合させる場合、第３シンクロ２５のスリーブの回転数と第２速駆動ギヤ１８Ａとの回転数を一致させる同期制御を行う。その同期制御は、前記シンクロ２３，２４，２５，２６のスリーブを相手部材に係合させる場合にも同様に行われる。

この状態で、第１ポンプモータ１２の押出容積を最大に向けて次第に増大させる。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は逆回転しているから、その押出容積を次第に増大させることによりポンプとして機能する。すなわち、油圧を発生し（図２に「油圧発生」と記してある）、同時にそれに伴う反力トルクがモータ軸９に現れる。その結果、第１遊星歯車機構３および第２速用ギヤ対１８を介した動力の伝達が次第に行われる。また、第１ポンプモータ１２で発生した油圧が第２ポンプモータ１３に供給されてこれがモータとして機能する（図２に「油圧回収」と記してある）ので、第２ポンプモータ１３および第２遊星歯車機構４ならびに第１速用ギヤ対２０を介した動力の伝達が生じる。そのため、第１速から第２速への変速の過程での変速比は、第１速の変速比と第２速の変速比との間の値となり、かつ連続的に変化する変速比となる。すなわち、変速比が連続的に変化する無段変速状態となる。これは、上述した発進から第１速の変速比に到るまでの間、および各固定変速比の間でも同様であり、したがって上述した変速機は、無段変速機として機能させることができる。

上述のようにして第１ポンプモータ１２の押出容積をほぼ最大にしてその回転が停止し、もしくは停止に近い状態になることにより、モータ軸９が実質的に固定される。また、併せて第２ポンプモータ１３がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第１遊星歯車機構３では、そのサンギヤ３Ｓが固定されるので、リングギヤ３Ｒに入力された動力がキャリヤ３Ｃから中間軸８を経て第２速駆動ギヤ１８Ａに出力される。一方、第２ポンプモータ１３はＯＦＦ状態となっており、これと同軸上に配置されている第４シンクロ２６および第２シンクロ２４はＯＦＦ状態であってそのスリーブが中立位置にあるので、第２ポンプモータ１３や第２遊星歯車機構４は動力の伝達に関与しない。したがって、第２速用ギヤ対１８のギヤ比で決まる固定変速比である第２速が設定される。

以下、同様にして、第３速は第２シンクロ２４のスリーブを図１の右側に移動させて第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結する係合状態とし、また第２ポンプモータ１３の押出容積を最大にすることにより、第１速の場合と同様に、モータ軸１１および第２ポンプモータ１３を固定し、さらに他のシンクロ２３，２６は解放状態にする。したがって、第３速用ギヤ対１９を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速比である第３速が設定される。また、第４速は第３シンクロ２５のスリーブを図１の右側に移動させて第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結する係合状態とし、また第１ポンプモータ１２の押出容積を最大にすることにより、第２速の場合と同様に、モータ軸９および第１ポンプモータ１２を固定し、さらに他のシンクロ２３，２４，２６は解放状態にする。したがって、第４速用ギヤ対１７を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速比である第４速が設定される。そして、第５速は、第４シンクロ２６のスリーブを図１の右側に移動させて第５速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１０に連結する係合状態とする。また第１速や第３速の場合と同様に、第２ポンプモータ１３の押出容積を最大にし、かつ第１ポンプモータ１２をＯＦＦ状態とすることにより、第２ポンプモータ１３およびモータ軸１１を固定する。さらに他のシンクロ２３，２４，２５は解放状態にする。したがって、第５速用ギヤ対２１を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速比である第５速が設定される。

さらに、後進段について説明すると、シフト装置によってリバースポジションが選択された場合には、第１シンクロ２３のスリーブが図１の左側に移動させられ、また第４シンクロ２６のスリーブが図１の右側に移動させられ、さらに他のシンクロ２４，２５はＯＦＦ状態に設定される。したがって、第４シンクロ２６によって第２中間軸１０とモータ軸１１とが連結されることにより、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが連結されて第２遊星歯車機構４の全体が実質的に一体化される。また、発進駆動ギヤ２２Ａがモータ軸９すなわち第１ポンプモータ１２のロータに連結される。

したがって、動力源１から第２遊星歯車機構４に伝達された動力がそのまま第２ポンプモータ１３に伝達されてこれが駆動され、第２ポンプモータ１３によって油圧が発生する。なお、第２シンクロ２４がＯＦＦ状態であるから、第２遊星歯車機構４あるいは第２中間軸１０から出力軸１６に動力が伝達されることはない。一方、第１ポンプモータ１２の押出容積がゼロより大きい容積、例えば最大容積に制御される。その結果、第２ポンプモータ１３から供給された油圧によって第１ポンプモータ１２がモータとして機能し、モータ軸９にトルクを出力する。その場合、第１ポンプモータ１２にはその吐出ポート１２Ｄから油圧が供給されるので、第１ポンプモータ１２が逆回転する。そして、そのトルクが発進用ギヤ対２２を介して出力軸１６に伝達されるので、後進状態となる。すなわち、後進段では、油圧を介した動力の伝達が生じ、これを図２では、第１ポンプモータ１２について「油圧回収」と記し、第２ポンプモータ１３について「油圧発生」と記してある。

上記のようにこの発明で対象とする変速機では、いずれかのギヤ対１７，〜２２をシンクロ２３，２４，２５，２６によってトルク伝達可能な状態とし、かつトルク伝達可能なギヤ対に連結される遊星歯車機構３，４に対する反力をいずれかのポンプモータ１２，１３をロックして最大とすれば、そのギヤ対のギヤ比に応じた固定変速比が設定される。これに対して、固定変速比の間の変速比は、伝達されるトルクが前述した式で表される関係にあるので、一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積を最大と最小との中間の値に制御することにより設定することができ、あるいは両方の押出容積を中間の値に制御しても設定することができる。これを線図で示すと、図３のとおりであり、図３の（Ａ）に示す例は、一方の押出容積を最大にして各変速比を設定する例であり、図３の（Ｂ）に示す例は、固定変速比以外のいわゆる中間変速比を、各押出容積を共に中間の値に制御して設定する例である。これらの図３の（Ａ）および（Ｂ）において、１ｓｔ〜４ｔｈは固定変速比の変速段を示し、★印と数字とで示す位置はいわゆる中間変速比を示す。

一方、この発明で対象とする上記の変速機は、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を制御する機構がフェールした場合、その押出容積が最大になるように構成されている。具体的には、第１もしくは第２のソレノイドバルブ１２Ａ，１３Ａが断線などによって制御できない状態（いわゆるＯＦＦフェールした状態）が生じると、これが閉状態になって押出容積が最大となる。したがって、フェールが生じた時点の変速比あるいは各押出容積の状態によっては、アップシフトやダウンシフトが生じ、あるいは変速が生じない。

これを図３を参照して説明すると、図３の（Ａ）に点Ｐ１で示し、あるいは図３の（Ｂ）に点Ｐ２で示す固定変速比（例えば第３速）が設定されている状態で両方のポンプモータ１２，１３にフェールが生じた場合、第３シンクロ２５のスリーブを図１の右側に移動させて第４速ギヤ対１７をトルク伝達可能な状態にしたアップシフト待機状態であれば、★４で示すアップシフト側の変速比への変速が生じる。各押出容積が最大になるからである。これとは反対に第３シンクロ２５のスリーブを図１の左側に移動させて第２速ギヤ対１８をトルク伝達可能な状態にしたダウンシフト待機状態であれば、★３で示すダウンシフト側の変速比への変速が生じる。第２速ギヤ対１８と第３速ギヤ対１９との両方を介した機械的伝動と、各ポンプモータ１２，１３の間での流体伝動を介して動力伝達との両方が生じるからである。このようなフェールに基づくアップシフトあるいはダウンシフトは、ＯＦＦ状態のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積が増大することによって生じ、したがって、上記の点Ｐ１あるいは点Ｐ２で示す状態で第１ポンプモータ１２のみがフェールした場合であっても、同様のアップシフトもしくはダウンシフトが生じる。

また、図３の（Ａ）に点Ｐ３で示すいわゆる中間変速比の状態は、第２速ギヤ対１８と第３速ギヤ対１９とをトルク伝達可能な状態に設定し、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を最大にし、かつ第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2を中間値に設定している状態である。言い換えれば、シンクロの係合・解放状態としては第２速でのアップシフト待機状態とし、その状態で流体伝動を生じさせている状態である。この状態で各ポンプモータ１２，１３にフェールが生じた場合、および押出容積ｑ2が中間値になっている第２ポンプモータ１３にフェールが生じた場合、両方のポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共に最大になるので、★３で示すアップシフト側の変速比への変速が生じる。これに対して第１ポンプモータ１２にフェールが生じた場合には、その押出容積ｑ1が既に最大になっているので、変速は生じない。

さらに、図３の（Ａ）に点Ｐ４で示すいわゆる中間変速比の状態は、固定変速比である第１速より大きい変速比であり、これは、第１速ギヤ対２０とスタートギヤ対２２との両方をトルク伝達可能な状態とし、かつ第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2を最大に制御するとともに、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を中間値に制御して設定される。この状態で両方のポンプモータ１２，１３にフェールが生じた場合、および押出容積ｑ1が中間値になっている第１ポンプモータ１２にフェールが生じた場合、両方のポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共に最大になるので、★１で示すダウンシフト側の変速比への変速が生じる。これに対して第２ポンプモータ１３にフェールが生じた場合には、その押出容積ｑ2が既に最大になっているので、変速は生じない。

さらに、図３の（Ｂ）に点Ｐ５で示す変速比が設定されている場合について説明すると、この変速比は各押出容積ｑ1，ｑ2を共に中間値に制御して設定されている。したがって、各ポンプモータ１２，１３にフェールが生じると、両方の押出容積ｑ1，ｑ2が最大になるので、第１速と第２速との中間の変速比である★２で示す変速比へのダウンシフトが生じる。また、第１ポンプモータ１２のみにフェールが生じると、その押出容積ｑ1が最大になるので、第２速の近い★５で示す変速比へのアップシフトが生じる。さらに、第２ポンプモータ１３のみにフェールが生じると、その押出容積ｑ2が最大になるので、第１速側の★６で示す変速比へのダウンシフトが生じる。なお、上記のいずれの場合も、前述した各リリーフ弁４０，４１，４２のそれぞれが、各ソレノイドバルブ４０Ａ，４１Ａ，４２Ａによって正常に調圧されている状態で押出容積の制御にフェールが生じた場合の例である。

図３を参照して説明したように、この発明に係る変速機の制御装置では、いずれかのポンプモータ１２，１３の押出容積を制御する機構にフェールが生じると、図３に★印を付して示す変速比への変速が生じる場合がある。そして、その変速後の変速比は、フェールが生じた時点の変速比に対して、固定変速比同士の変速比幅より小さい変化幅の変速比である。したがってこの発明によれば、押出容積の制御にフェールが生じても、変速比が大きく変化することがないので、上記の変速機を搭載した車両の挙動を安定的に維持することができる。このようなフェールセーフは、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を制御するソレノイドバルブ１２Ａ，１３Ａをノーマリークローズタイプにするなど、既存の機器の特性や機能を特定する程度の構成の変更によって確立でき、新たな部品を追加するなどの必要がないことにより装置全体の構成を簡素化することができる。

ところで、上記の変速機では、発進後、車速が増大するのに従って次第に変速比が小さくなるように制御され、その過程で前記閉回路内の油圧が過剰に高くならないように、第１速から第５速の固定変速比を順に設定するように制御される。すなわち、発進時には、発進用ギヤ対２２と第１速用ギヤ対２０とがトルクを伝達するようにシンクロ２３，２４が制御される。車速の増大によって第１速が設定された後は、第１速用ギヤ対２０と第２速用ギヤ対１８とがトルクを伝達するようにシンクロ２４，２５が制御される。また同様に、第２速が設定された後は、第２速用ギヤ対１８と第３速用ギヤ対１９とがトルクを伝達するようにシンクロ２４，２５が制御される。第３速が設定された後は、第３速用ギヤ対１９と第４速用ギヤ対１７とがトルクを伝達するようにシンクロ２４，２５が制御される。そして、第４速が設定された後、車速が更に増大すれば、第４速用ギヤ対１７と第５速用ギヤ対２１とがトルクを伝達するようにシンクロ２５，２６が制御される。このように制御することにより、ポンプモータ１２，１３の回転数が特に高くなったり、それに伴って油圧が高くなるなどのことが防止もしくは抑制され、その結果、動力損失を少なくして動力伝達効率や燃費を向上させることができる。

しかしながら、いずれか一方のポンプモータ１２，１３の押出容積を制御できないフェールが生じた場合、その押出容積が最大にまで増大させられて固定されるので、一方の動力伝達経路での変速比と他方の動力伝達経路での変速比を通常時と同様にすると、設定可能な変速比の幅が狭くなる。例えば、断線などのいわゆるＯＦＦフェールによって第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を制御できない事態が生じると、その押出容積ｑ1が最大に固定されるから、発進用ギヤ対２２と第１速用ギヤ対２０とがトルク伝達できる状態であれば、図３の（Ａ）に示すように★１で示す変速比までしか設定できない。また、第１速用ギヤ対２０と第２速用ギヤ対１８とがトルクを伝達できる状態であれば、図３の（Ａ）に示すように第１速の変速比から★２で示す変速比までの変速比しか設定できない。すなわち、固定変速比同士の変速比幅の半分である。この発明の制御装置は、このようにフェール時の変速比幅が狭くなることを回避するために、以下の制御を行うように構成されている。

図４はその制御の一例を説明するためのフローチャートであって、いずれか一方のポンプモータ１２，１３におけるソレノイドバルブ１２Ａ，１３ＡのＯＦＦフェールが検出されると（ステップＳ１）、駆動側のリリーフ弁４１の圧力制御が開始される（ステップＳ２）。なお、ソレノイドバルブ１２Ａ，１３ＡのＯＦＦフェールは、通常の電子制御装置で行われているフェール検出プログラムによって検出でき、具体的には指令信号とそれに応じた検出信号との不一致によって検出することができる。また、駆動側のリリーフ弁は、フェール時に動力源から動力が伝達されて駆動されるポンプモータの吐出圧を制御するリリーフ弁である。したがって、第１ポンプモータ１２が駆動されていれば、その吸入ポート１２Ｓから油圧が吐出されるので、第３ソレノイドバルブ４１Ａによってリリーフ弁４１の調圧値を制御し、また反対に第２ポンプモータ１３が駆動されていれば、その吸入ポート１３Ｓから油圧が吐出されるので、第３ソレノイドバルブ４１Ａによってリリーフ弁４１の調圧値を制御することになる。

このリリーフ圧の制御は、具体的には、吐出圧を低下させる制御であり、これは、駆動側のポンプモータによる反力を低下させて、エンジン１と出力軸１６との間の伝達トルク容量を低下させるためである。すなわち、フェールが生じたことにより車両を停止（ステップＳ３）させるのが通常であり、その場合、出力軸１６の回転が止まった時点で、前記閉回路の油圧をゼロに低下させると、エンジン１と出力軸１６との間でトルクを伝達できなくなり、これは実質的なニュートラル状態であり、エンジン１を回転させ続けることができる。

その状況を図５に示してあり、車両を停止させるために車速が次第に低下し、予め定めた所定の車速に達した時点に、リリーフ圧すなわち前記閉回路内の圧力を低下させ始める。その後、車速の低下に応じて前記閉回路内の圧力を低下させ、車速がゼロになった時点で閉回路内の油圧をゼロにする。その結果、各ポンプモータ１２，１３は空転し、反力や駆動力を生じないので、エンジン１をアイドリング回転させることができる。

このように、エンジン１から出力軸１６に伝達するトルクを閉回路内の油圧で制御できるので、再発進時には、前記リリーフ弁４１の調圧値を次第に高くして、出力軸１６に現れるトルクを次第に増大させる。いわゆるフリクションスタートと称される発進制御に類似した制御を行う。こうすることにより、車両の駆動トルクが次第に増大するので、円滑に発進することができる。

ついで、押出容積を制御するソレノイドバルブにＯＦＦフェールが生じたポンプモータ１２，１３が判断される（ステップＳ４）。上述したステップＳ１で、フェールが生じているポンプモータ１２，１３が検出されているので、そのフェールの生じているポンプモータ１２，１３がいずれの動力伝達経路側のものであるかが判断される。第１ポンプモータ１２の押出容積の制御にフェールが生じている場合には、それに応じた最適なギヤ対の組み合わせが選択される（ステップＳ５）。同様に、第２ポンプモータ１３の押出容積の制御にフェールが生じている場合には、それに応じた最適なギヤ対の組み合わせが選択される（ステップＳ６）。

ここでギヤ対の最適な組み合わせとは、いずれか一方のポンプモータ１２，１３の押出容積を最大に固定した状態で、走行に必要な変速比幅を得られるギヤ対の組み合わせである。より具体的には、少なくとも一方の動力伝達経路での変速比（もしくはトルク伝達するギヤ対の変速比）と他方の動力伝達経路での変速比（もしくはトルク伝達するギヤ対の変速比）との差が、フェールの生じていない通常時における差より大きくなるギヤ対の組み合わせである。したがって、発進用ギヤ対２２と第１速用ギヤ対２０や、第３速用ギヤ対１９と第４速用ギヤ対１７のようにいわゆる固定変速比として隣接しているギヤ対の組み合わせではなく、二段以上離れた固定変速比をそれぞれ設定するギヤ対である。また、最適とは、路面状態などの走行環境や要求されている駆動力などに基づいて、少なくともリンプホーム走行を確保でき、かつ可及的に通常走行に近い走行を可能にすることである。したがって、最適なギヤ対の組み合わせては、設計上あるいは実験もしくはシミュレーションなどによって予め定めておくことができる。

第１ポンプモータ１２の押出容積を制御できないフェールが生じてその押出容積ｑ1が最大に固定されている場合にトルク伝達可能な状態に設定されるギヤ対の組み合わせの例を示すと図６のとおりである。図６に「スタートー３速係合」と記載されているのは、発進用ギヤ対２２と第３速用ギヤ対１９とを、出力軸１６に対してトルク伝達できる状態にした場合を示し、また「スタートー５速係合」と記載されているのは、発進用ギヤ対２２と第５速用ギヤ対２２とを、出力軸１６に対してトルク伝達できる状態にした場合を示している。すなわち、発進用ギヤ対２２に対して固定変速比として二段以上離れた変速比を設定するためのギヤ対をトルク伝達可能な状態にしてある。

この状態で、制御可能な第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2を最小から次第に増大させると、それに併せて変速比が高速側の変速比に向けて次第に減少する。そして、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が最大になる変速比まで、連続的に変速比を変化させることができる。このようにして得られる最小の変速比は、トルク伝達可能な状態となっている高速側のギヤ対で得られる変速比のほぼ半分の値であり、同様に変速比幅もほぼ半分になる。これに対して隣接する固定変速比を設定するためのギヤ対をそれぞれトルク伝達可能な状態とした場合には、図６に「スタートー１速係合」と表示して記載してあるように、隣接する固定変速比同士の間隔で表される変速比幅の半分の変速比幅になる。なお、図６には第４速用ギヤ対１７と第５速用ギヤ対２１とをトルク伝達できる状態にした場合の例を「４−５速係合」と表示して記載してある。

このように、フェールが生じた場合に各動力伝達経路での変速比の差を、フェールが生じていない通常時の差より大きくすれば、制御可能な一方のポンプモータの押出容積を最小から最大まで変化させることにより、広い幅で変速比を設定することができる。そのため、フェールが生じていても発進時の駆動力を充分に確保することができ、また車速の増大に従って変速比を小さくすることができるので、中高速での走行を、エンジン回転数を特に増大させることなく安定して行うことができる。

なお、各動力伝達経路は、複数のギヤ対を備えているので、ポンプモータの押出容積の制御にフェールが生じた場合に使用するギヤ対を選択する余地がある。具体的には、発進用ギヤ対２２や第１速用ギヤ対２０などの低速側のギヤ対をトルク伝達可能な状態にする場合と、第４速用ギヤ対１７や第５速用ギヤ対２１などの高速側のギヤ対をトルク伝達可能な状態にする場合とのいずれも可能である。図７は、低速側のギヤ対を選択した場合に設定できる変速比を示しており、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1の制御にフェールが生じた場合、発進用ギヤ対２２をトルク伝達可能な状態とし、したがって押出容積ｑ2の制御可能な第２ポンプモータ１３側では第３速用ギヤ対１９をトルク伝達可能な状態とする。これを「スタートー３速係合」と表示してある。この場合は、最大変速比から第３速の半分程度の変速比までの変速比が設定可能である。これに対して第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2の制御にフェールが生じた場合、第１速用ギヤ対２０をトルク伝達可能な状態とし、したがって押出容積ｑ1の制御可能な第１ポンプモータ１２側では第４速用ギヤ対１７をトルク伝達可能な状態とする。これを「１ー４速係合」と表示してある。この場合は、固定変速比である第１速から第４速の半分程度の変速比までの変速比が設定可能である。したがって、フェールの生じているポンプモータ側の動力伝達経路の変速比を低速側の変速比（相対的に大きい変速比）に設定することにより、低速側の変速比で発進し、発進時に大きい駆動力を得ることができる。

また、図８は高速側のギヤ対を選択した場合に設定できる変速比を示しており、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1の制御にフェールが生じた場合、第１ポンプモータ１２側の動力伝達経路では第４速用ギヤ対１７をトルク伝達可能な状態とし、したがって押出容積ｑ2の制御可能な第２ポンプモータ１３側では第１速用ギヤ対２０をトルク伝達可能な状態とする。これを「１ー４速係合」と表示してある。この場合は、第１速変速比と第４速変速比とのほぼ中央の値の変速比から第４速変速比までの変速比が設定可能である。これに対して第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2の制御にフェールが生じた場合、第２ポンプモータ１３側の動力伝達経路では第５速用ギヤ対２１をトルク伝達可能な状態とし、したがって押出容積ｑ1の制御可能な第１ポンプモータ１２側では第２速用ギヤ対１８をトルク伝達可能な状態とする。これを「２ー５速係合」と表示してある。この場合は、第２速変速比と第５速変速比とのほぼ中央の値の変速比から第５速変速比までの変速比が設定可能である。すなわち、フェールの生じているポンプモータ１２，１３側の動力伝達経路の変速比を相対的に高速側の変速比とした場合には、フェール後も高い車速を得られる。

前述したステップＳ５あるいはステップＳ６では、上述したフェールに応じたギヤ対の組み合わせ（すなわち最適ギヤ関係）を、車両が停止して出力軸１６の回転が止まっている時点におけるエンジン水温あるいは排気浄化触媒温度、変速機油温、車体の総重量などの状況に応じて選択する。例えば、フェール後に検出された油温が低い場合には、いずれかのポンプモータ１２，１３の回転数が高くなり易いギヤ対の組み合わせ（一例として「スタートー５速係合」）を選択し、反対にフェール後に検出された油温が高い場合には、ポンプモータ１２，１３の回転数が高くならないギヤ対の組み合わせ（一例として「スタートー３速係合」）を選択する。このようにして変速比を設定した場合、トルク伝達するギヤ対の組み合わせが、効率などを考慮して設けられている固定変速比用のギヤ対の組み合わせとは異なるものになるので、いずれかのポンプモータ１２，１３の回転数が通常時より高回転数になることがある。すなわち、ポンプとして機能した場合の回転数Ｎpと、モータとして機能した場合の回転数Ｎmは、下記の（１）式および（２）式で表される。

ここで、Ｎinはエンジン回転数あるいは入力回転数、ｑ1は第１ポンプモータ１２の押出容積、ｑ2は第２ポンプモータ１３の押出容積、ρは遊星歯車機構３，４のギヤ比（サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比）、κはトルク伝達するギヤ対のギヤ比（但し、ｉ，ｊは固定変速比の番号であって、ｉ＜ｊ）である。

一例として１−２速係合時と１−４速係合時とを比較すると、ギヤ比（各動力伝達経路での変速比）κは高速側ほど小さいから、（１）式より１−２速係合時のポンプ回転数より１−４速係合時のポンプ回転数の方が大きくなる。この関係は、ポンプモータ１２，１３がモータとして機能して回転する場合の回転数Ｎmにもあてはまる。すなわち、ポンプモータ１２，１３の回転数は、トルク伝達可能な状態に係合するギヤ対のステップ幅（ギヤ比の差）が大きいほど高回転数になる。そのため、前述したフェール時にトルク伝達可能に係合させるギヤ対のギヤ比の乖離幅（言い換えれば、変速段数の飛び幅、もしくは各動力伝達経路での変速比の差）が大きすぎると、ポンプモータ１２，１３の回転数が上限回転数を超える可能性がある。そこで、トルク伝達可能に係合させているギヤ対のギヤ比とポンプモータ１２，１３の上限回転数Ｎpm,limとからエンジン１の上限回転数ＮE,limを決定する。

上記の（１）式および（２）式にポンプモータ１２，１３の耐久性などを考慮して設定されている上限回転数Ｎpm,limを代入してエンジン１の上限回転数ＮE,limを求めると、（３）式および（４）式に示すようになる。

なお、前述した発進用ギヤ対２２と他の前進段用のギヤ対とをトルク伝達可能な状態に係合させた場合のエンジン上限回転数ＮE,limは、（５）式および（６）式に示すようになる。なお、κsは発進用ギヤ対２２のギヤ比である。

前述したステップＳ５あるいはステップＳ６で、フェールに応じた最適ギヤ関係を設定した後、上記の演算によってエンジン回転数の上限値が求められる（ステップＳ７）。そして、その上限値を超えないようにエンジン１の回転数が制御される（ステップＳ８）。これは、スロットル開度や燃料噴射量を制御することによって実行でき、また内燃機関とモータ・ジェネレータとを動力分配機構で連結したハイブリッド車では、モータ・ジェネレータによって制御できる。エンジン回転数をこのように制御することにより、フェールが発生している状態での走行（いわゆるリンプホーム走行）の際にポンプモータ１２，１３の回転数が過剰に高回転数になることを回避し、その損傷や耐久性の低下などを防止もしくは抑制することができる。なお、ポンプモータ１２，１３の上限回転数は設計上、予め定めておくことができ、またポンプモータ１２，１３の実際の回転数は回転数センサーを設けて検出することもできる。したがって、この種のセンサーを設けた場合には、上述した演算に基づくエンジン回転数制御に替えて、そのセンサーによる検出値が設計上定めた上限値を超えないようにエンジン回転数を制御することも可能である。

ここで、上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、車速やアクセル開度などの車両の走行状態に応じて図２に示すように押出容積およびシンクロを制御する前記電子制御装置４３が、この発明の変速比設定手段に相当する。また、前述した第１および第２のソレノイドバルブ１２Ａ，１３Ａならびにこれらに指令信号を出力する電子制御装置４３が、この発明における「押出容積を制御する機構」に相当する。さらに、前述したステップＳ５およびステップＳ６を実行する機能的手段ならびに各シンクロ２３，２４，２５，２６が、この発明の変速比選択手段に相当し、ステップＳ７およびステップＳ８を実行する機能的手段が、この発明の回転数制限手段に相当し、特にステップＳ７の機能的手段が、この発明の回転数算出手段に相当する。またさらに、上述したリリーフ弁４１およびその第３ソレノイドバルブ４１Ａならびにこれを制御する電子制御装置４３が、この発明のリリーフ手段に相当する。そして、各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１，２２がこの発明の伝動機構に相当し、各遊星歯車機構３，４がこの発明の差動機構に相当する。

なお、この発明は上記の具体例に限定されないのであって、対象とする変速機は、図１に示す構成以外のものであってもよく、要は、少なくとも二つの動力伝達経路で伝達するトルクを流体圧ポンプモータの押出容積に応じて変更でき、したがっていずれか一方の動力伝達経路のみを介してトルクを伝達して変速比を設定し、また両方の動力伝達経路を介してトルクを伝達することにより変速比を設定できる変速機であればよい。また、固定変速比を設定できるように構成する場合、固定変速比は４速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。例えば、図９に示すように、第１中間軸８と出力軸１６との間に、第６速用ギヤ対４４を設け、さらに第１中間軸８に回転自在に嵌合して支持されている第６速駆動ギヤ４４Ａを第１中間軸８に選択的に連結される第５シンクロ４５を設け、他の構成は図１に示す構成と同様にしてもよい。

なおまた、複数の動力伝達経路は、複数組の遊星歯車機構を複合させた歯車機構によって構成することもでき、このような構成とした場合には、動力源の回転中心軸線の延長方向に出力軸を延ばした構成とし、いわゆるＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に適した構成とすることが容易である。さらに、フェール時にいずれかのポンプモータの吐出圧を低下させる手段は、そのために設けた特定のバルブであってもよく、上記のリリーフ弁に限られない。またさらに、フェールによって押出容積を増大させる場合、最大まで増大させずに、予め定めた容積まで増大させるように構成してもよい。そして、この発明では、動力伝達経路は二つに限られず、要は、複数設けてあればよい。

またさらに、この発明では、ギヤ対に替えてベルトやチェーンなどの機構を用いてもよい。そして、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ことができ、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。

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に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。 各変速比を設定するための各押出容積の状態を示す線図である。 この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートである。 フェールが生じている状態での車速と閉回路内の油圧との関係を示す線図である。 一方のポンプモータの押出容積の制御がフェールした場合にこの発明の制御装置で設定する変速比の幅の例を通常時と比較して示す線図である。 フェールの生じたポンプモータ側の変速比を相対的に低速側とした場合に設定される変速比の例を示す線図である。 フェールの生じたポンプモータ側の変速比を相対的に高速側とした場合に設定される変速比の例を示す線図である。 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中間軸、 ９…モータ軸、 １０…第２中間軸、 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）、 １２Ａ…第１ソレノイドバルブ、 １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 １３Ａ…第２ソレノイドバルブ、 １４，１５…油路、 １６…出力軸、 １７，１８，１９，２０…ギヤ対、 ２２…第１のシンクロナイザー（第１シンクロ）、 ２３…第２のシンクロナイザー（第２シンクロ）、 ２４…第３のシンクロナイザー（第３シンクロ）、 ４２…リリーフ弁、 ４２Ａ…第４ソレノイドバルブ、 ４３…電子制御装置（ＥＣＵ）。

Claims (6)

1. 動力源から出力部材に到る少なくとも二つの動力伝達経路のそれぞれに、複数の変速比を選択的に設定する伝動機構が設けられている変速機の制御装置において、
   前記各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように各動力伝達経路毎に設けられ、かつ圧力流体を相互に授受可能に連通された可変容量型流体圧ポンプモータと、
   各可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を最大および最小ならびにその中間の容積のいずれかに設定して変速比を設定する変速比設定手段とを備え、
   前記各可変容量型流体圧ポンプモータは、その押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合にその押出容積が増大するように構成され、かつ
   前記フェールが生じた場合に、各動力伝達経路における伝動機構をトルク伝達可能な状態とするとともに一方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比と他方の動力伝達経路でトルク伝達する伝動機構の変速比との差が、前記フェールが生じていない場合の差より大きくなるようにトルク伝達する伝動機構を選択する変速比選択手段が設けられている
   ことを特徴とする変速機の制御装置。
2. 前記各可変容量型流体圧ポンプモータは、その押出容積を制御する機構にフェールが生じた場合にその押出容積が最大になるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の変速機の制御装置。
3. 前記変速比選択手段は、前記フェールが生じている一方の可変容量型流体圧ポンプモータによってトルクが制御される動力伝達経路での変速比が相対的に大きい変速比となるようにその動力伝達経路における伝動機構を選択し、かつ他方の動力伝達経路での変速比が相対的に小さい変速比となるように該他方の動力伝達経路における伝動機構を選択する手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の変速機の制御装置。
4. 前記フェールが生じている状態で前記出力部材の回転が止まる際に前記各可変容量型流体圧ポンプモータの吐出側の圧力を低下させるリリーフ手段を更に備えている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変速機の制御装置。
5. 前記リリーフ手段は、前記各可変容量型流体圧ポンプモータを連通している回路の圧力を制限するリリーフ弁を含むことを特徴とする請求項４に記載の変速機の制御装置。
6. 前記各動力伝達経路は、前記動力源からトルクが伝達される入力要素および前記可変容量型流体圧ポンプモータが連結された反力要素ならびに前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素を有する差動機構とを備え、
   前記伝動機構は、前記出力要素と前記出力部材との間に設けられていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の変速機の制御装置。

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