JP2008051151A - 変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】動力伝達効率に優れ、かつ要求に応じた変速制御が可能な変速機の制御装置を提供する。
【解決手段】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な二つのポンプモータの押出容積を変化させ変速比を変化させる変速機の制御装置において、一方のポンプモータの押出容積を固定した状態で他方のポンプモータの押出容積を変化させて変速比を設定する第１変速モードと、各押出容積を同時にかつ互いに反対方向に変化させて変速比を設定する第２変速モードと、各押出容積を同時にかつ同方向に変化させて変速比を設定する第３変速モードとのいずれかで変速比を設定する変速制御手段（ステップＳ１３，Ｓ１５，Ｓ１６）と、車両の走行状態を判定する走行判定手段（ステップＳ１２）と、走行状態に基づいて変速モードを選択する変速モード選択手段（ステップＳ１２，Ｓ１４）とを備えている。
【選択図】図１

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、しかも各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可能であることにより、流体を介した伝動力の伝達を行い、その結果、変速比を連続的に変化させ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。

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。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。

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、しかも変速比を連続的に変化させることができ、さらには要求に応じた変速制御が可能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を備え、一方の動力伝達経路を介して動力を伝達している状態から他方の動力伝達経路を介して動力を伝達する状態に変化させることにより変速比を変化させ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、一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を固定した状態で他方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を変化させて変速比を設定する第１変速モードと、各押出容積を同時にかつ互いに反対方向に変化させて変速比を設定する第２変速モードと、各押出容積を同時にかつ同方向に変化させて変速比を設定する第３変速モードとのいずれかで変速比を設定する変速制御手段と、前記変速機が搭載されている車両の走行状態を判定する走行判定手段と、その走行判定手段で判定された前記走行状態に基づいて、前記変速制御手段によって実行する変速モードを選択する変速モード選択手段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、前記変速モード選択手段は、変速比の変化幅が大きいこともしくは急速な変速が要求されていることを前記走行判定手段が判定した場合に、前記第２変速モード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３の発明は、請求項１または２の発明において、前記変速モード選択手段は、前記第２変速モードで変速比を設定している際に前記第１変速モードを選択する手段を含み、前記変速制御手段は、前記第２変速モードから前記第１変速モードへの切り替え時に各押出容積の変化量の比率が各押出容積の比率に一致するように各押出容積を変化させ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の発明において、前記第３変速モードは、各押出容積の変化量の比率が各押出容積の比率に一致するように各押出容積を変化させる変速モードであ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、前記変速制御手段は、前記第２変速モードでの変速中に前記第１変速モードに切り替える場合に、前記第２変速モードから前記第３変速モードに切り替えて変速を実行し、いずれか一方の押出容積が最大に達した後に第３変速モードから第１変速モードに切り替え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、前記変速制御手段は、前記第１変速モードで変速比を設定している状態から前記第２変速モードで変速を実行する場合、前記流体圧ポンプモータの押出容積を、目標変速比を設定できる押出容積のうち現在の押出容積からの変化量が最小となる押出容積に設定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７の発明は、請求項１ないし６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、前記出力要素と前記出力部材との間に設けられ、かつ各動力伝達経路毎に異なる変速比の伝動機構とを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１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トルクが出力部材に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、流体を介して動力を伝達することにより設定される変速比は、各可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積によって決まるが、その押出容積は、一定値に限られない。すなわち、一方の押出容積を最大とした状態で、他方の押出容積を最大と最小との中間の値に設定して所定の変速比を設定でき、またその所定の変速比は、各押出容積を共に、最大と最小との中間の適宜の値にすることにより設定できる。したがって、変速比を設定する場合、各押出容積の変化のさせ方によって少なくとも第１ないし第３の変速モードが可能であり、請求項１の発明では、それらの変速モードが、車両の走行状態に基づいて選択される。そのため、各押出容積を同時に変化させて応答性のよい変速を行い、また流体圧が高くならないように押出容積を変化させて動力損失が少なく燃費の良好な変速を行い、さらにはショックの少ない変速が可能になる。

また、請求項２の発明によれば、変速比の変化幅が大きい変速が要求されている場合、あるいは急速な変速が要求されている場合には、各押出容積を同時に変化させる変速モードによって変速が実行される。したがって、各押出容積が目標値に到達するまでの時間、すなわち変速比が目標値に達するまでの時間が短くなり、要求に即した変速が可能になる。

請求項３ないし５のいずれかの発明によれば、各押出容積を変化させる場合、その変化量の比率が、各押出容積の比率に一致するように、各押出容積が変化させられる。したがって、各動力伝達経路で受け持つトルクがほぼ一定に維持されるので、変速比を変化させることなく変速モードを切り替えることができる。そのため、各押出容積を共に変化させことに伴って各押出容積が最大と最小との中間の値になっている状態から、一方の押出容積を最大値などの所定値に固定しかつ他方の押出容積を中間の値に設定して変速比を設定する第１変速モードに切り替える場合、各押出容積の変化量の比率が、各押出容積の比率に一致するように、各押出容積が変化させられる。したがって、各動力伝達経路で受け持つトルクがほぼ一定に維持されるので、変速比を変化させることなく変速モードを切り替えることができる。また、設定される第１変速モードでは流体の圧力が相対的に低くなるので、動力損失や燃費の悪化などを抑制もしくは防止することができる。

請求項６の発明によれば、各押出容積を最大値と最小値との中間の値に制御して所定の変速比を設定する場合、現在の押出容積からの変化量が最小となる押出容積が選択される。すなわち、所定の変速比を設定する各押出容積の組み合わせは多数存在し、そのうちの押出容積変化量が最小となる押出容積が選択される。したがって、第１変速モードで変速比を設定している状態から第２変速モードで変速比を設定する状態に切り替える場合、押出容積や変速比の変化に要する時間が短くなるので、変速応答性を向上させることができる。また、圧力流体の流動量が少なく、また圧力変動を抑制できるので、変速比の変化や駆動力の変化を特には生じさせずに変速モードを切り替えることができる。

請求項７の発明によれば、上述した各作用・効果に加えて、可変容量型流体圧ポンプモータが差動機構に対する反力を生じさせる機能を果たすので、動力源から出力部材にトルクを伝達する際に可変容量型流体圧ポンプモータに掛かるトルクが相対的に小さくなり、したがって可変容量型流体圧ポンプモータを小型化することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。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それぞれとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータを備えており、こ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、並行して行われる。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の合計になり、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。このような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、この発明で対象とする変速機の構成を具体例に基づいて説明する。図９に示す例は、車両用の変速機として構成した例であり、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例であって、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四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、図９において、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。

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は、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、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９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ア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におけるキャリア３Ｃは出力要素となっており、そのキャリア３Ｃに第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、そのキャリア４Ｃが出力要素となっており、そのキャリア４Ｃに第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。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。

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９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速ギヤ対１７の第４速駆動ギヤ１７Ａと第２速ギヤ対１８の第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速ギヤ対１７の第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速ギヤ対１８の第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速ギヤ対１９の第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速ギヤ対２０の第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速ギヤ対１９の第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速ギヤ対２０の第１速従動ギヤを兼ねている。ここで、各ギヤ対１７，１８，１９，２０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２１が設けられている。この発進用ギヤ対２１は、第１速用ギヤ対２０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に取り付けられた発進駆動ギヤ２１Ａと、出力軸１６に回転自在に取り付けられた発進従動ギヤ２１Ｂとを備えている。

上述した各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１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クラッチ機構が設けられている。このクラッチ機構は、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９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。前記出力軸１６上で、発進従動ギヤ２１Ｂ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）２２が設けられている。この第１シンクロ２２は、そのスリーブを図９の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ２１Ｂを出力軸１６に連結し、発進用ギヤ対２１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、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）２３が設けられている。この第２シンクロ２３は、そのスリーブを図９の左側に移動させることにより、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９の右側に移動させることにより、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。

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）２４が設けられている。この第３シンクロ２４は、そのスリーブを図９の左側に移動させることにより、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９の右側に移動させることにより、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。

またさらに、第２ポンプモータ１３側のモータ軸１１上で、第２中間軸１０の軸端に隣接する位置に後進用のシンクロナイザー（以下、Ｒシンクロと記す）２５が設けられている。このＲシンクロ２５は、そのスリーブを図９の右側に移動させることにより、モータ軸１１と第２中間軸１０、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリア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２２，２３，２４，２５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９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２６を介してデファレンシャル２７が連結され、ここから左右の車軸２８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Ｎinを検出する入力回転数センサ２９、前記車軸２８の回転数Ｎoutを検出する出力回転数センサ３０、第１ポンプモータ１２の回転数ＮPM1を検出する回転数センサ３１、第２ポンプモータ１３の回転数ＮPM2を検出する回転数センサ３２などが設けられている。

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）３３が設けられている。このチャージポンプ３３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３４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３３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３５，３６を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３５，３６は、チャージポンプ３３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３３の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３７が、チャージポンプ３３の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３７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開いてオイルをオイルパン３４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３３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、リリーフ弁３８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３８が設けられている。このリリーフ弁３８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。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、リリーフ弁３９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３９が設けられている。このリリーフ弁３９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。

上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２２，２３，２４，２５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、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。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図１０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２２，２３，２４，２５の動作状態をまとめて示す図表であって、この図１０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）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止め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２２，２３，２４，２５についての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ２２，２３，２４，２５におけるスリーブの図９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２２，２３，２４，２５をＯＦＦ状態（中立位置）に設定することにより引き摺りを低減している状態、「●」は該当するシンクロ２２，２３，２４，２５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２２，２３，２４，２５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、それらの押出容積（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ア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２２のスリーブが図９の左側に移動させられるとともに第２シンクロ２３のスリーブが、図９の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２１Ａ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ア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。したがって、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１０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ア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１０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２１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ｑ1がゼロに設定され、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2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。また、併せて第１シンクロ２２がＯＦＦ状態に設定される。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。

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２４のスリーブを図９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、Ｒシンクロ２５は中立状態にしておく。また、第３シンクロ２４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２４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２２，２３，２４，２５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ｑ1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ｑ1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１０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１０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。

固定変速比である第１速を設定している状態では、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1はゼロ（もしくは最小に近い所定値以下）に設定され、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2は最大もしくはこれに近い所定値以上になっている。したがって、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が空転し、また第２ポンプモータ１３から第１ポンプモータ１２に対して圧油が流動することができないので、第２ポンプモータ１３はロックされた状態になる。この状態から先ず第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が次第に増大させられる。その結果、第１ポンプモータ１２で油圧が発生し、これが第２ポンプモータ１３に供給されるので、第２ポンプモータ１３がモータとして作用する。すなわち、各ポンプモータ１２，１３の間で圧油を介した動力の伝達が生じる。

こうして第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最大になると、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共に最大もしくはこれに近い所定値以上となる。その後、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を最大もしくはこれに近い所定値以上に維持したまま、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が次第に低下させられる。そして、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2がゼロ（もしくは最小に近い所定値以下）になることにより、固定変速比である第２速が設定される。すなわち、各ギヤ対のうち第２速用ギヤ対１８のみを介して動力の伝達が行われ、第２速用ギヤ対１８の回転数比に応じた変速比が設定される。

第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1がほぼ最大になりその回転が停止し、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ア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Ｒシンクロ２５および第２シンクロ２３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２３のスリーブを図９の右側に移動させて第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結し、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2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２２，２４がＯＦＦ状態に設定される。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２４のスリーブを図９の右側に移動させて第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結し、また第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1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２３，２５がＯＦＦ状態に設定される。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。

さらに、後進段について説明すると、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２２のスリーブが図９の左側に移動させられ、またＲシンクロ２５のスリーブが図９の右側に移動させられ、さらに他のシンクロ２３，２４がＯＦＦ状態に設定される。したがって、Ｒシンクロ２５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とキャリア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２１Ａ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２３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ｑ1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２１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１０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。

上記のように構成された変速機による変速を実行する場合は、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が増大あるいは低下させられる。その各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2の増減制御としては、いわゆる逐次制御と同時制御とが可能である。

逐次制御とは、変速に関与する二つのポンプモータのうち一方のポンプモータ１２（もしくは１３）の押出容積ｑ1（もしくはｑ2）の変更が完了した後に他方のポンプモータ１３（もしくは１２）の制御を実行する形態の制御である。言い換えると、一方のポンプモータ１２（もしくは１３）の押出容積ｑ1（もしくはｑ2）を固定した状態で他方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積ｑ2（もしくはｑ1）を変化させて変速比を設定する制御であって、この発明の第１変速モードにおいて実行される変速制御である。この第１変速モードにおける変速制御（逐次制御）の場合には、固定段同士の間の変速過渡状態で各ポンプモータ１２，１３の吐出圧あるいは油圧回路での圧力を低くすることができるので、各ポンプモータ１２，１３を動作させることに伴う動力損失を低減し、車両の燃費を向上させることができる。また、変速に関与する各ポンプモータ１２，１３を順に制御すればよいので、変速制御が容易になる。

一方、同時制御とは、変速に関与する二つのポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を同時に逆方向に変化させて変速を実行する形態の制御である。言い換えると、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を同時にかつ互いに反対方向に変化させて変速比を設定する制御であって、この発明の第２変速モードにおいて実行される変速制御である。この第２変速モードにおける変速制御（同時制御）の場合には、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧が殆ど変化しないので、変速制御を安定化させ易くなる。また、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を同時に変化させるので、変速に要する時間が短くなるので、変速応答性を向上させることができる。

上記のような第１変速モードもしくは第２変速モードにおいて変速比を設定する変速制御は、例えば前述した電子制御装置４０によって実行され、したがってこの電子制御装置４０がこの発明の変速制御手段に相当する。

また、上記のように構成された変速機により設定される変速比は、以下に示す関係式で表すことができる。すなわち、第１ポンプモータ１２の押出容積をｑ1、第２ポンプモータ１３の押出容積をｑ2、第１遊星歯車機構３のキャリア３Ｃと出力軸１６との間で動力を伝達するギヤ対の歯数比をκ1、第２遊星歯車機構４のキャリア４Ｃと出力軸１６との間で動力を伝達するギヤ対の歯数比をκ2とすると、変速比γは、
γ＝（κ1×ｑ1＋κ2×ｑ2）／（ｑ1＋ｑ2） ・・・・・・・・・・（１）
として表すことができる。

そして、上記の（１）式により示される関係のもとで、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2の変化量をそれぞれΔｑ1，Δｑ2とし、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を、
Δｑ1：Δｑ2＝ｑ1：ｑ2 ・・・・・・・・・・（２）
で表される関係に基づいて変化させることにより、定常特性としての変速比γを一定に保つことができる。

前述したように、この発明に係る変速機の制御装置は、第１変速モードで変速比を設定する制御と第２変速モードで変速比を設定する制御とが可能であるが、例えば第１変速モードで変速比を設定している状態から、第２変速モードで変速比を設定する状態に切り替える場合、あるいは第２変速モードで変速比を設定している状態から、第１変速モードで変速比を設定する状態に切り替える場合に、切り替え動作の応答遅れや切換ショックが発生すると、乗員に違和感を与えてしまう可能性がある。そこで、この発明の変速機の制御装置では、第３変速モードとして、上記の（１），（２）式により示される関係を利用して各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を制御すること、具体的には、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を同時にかつ同方向に変化させて変速比を設定することで、変速モードの切り替えの際に、切り替え動作の応答遅れや切換ショックの発生を回避もしくは抑制する制御を実行できるように構成されている。その制御例を以下に説明する。

（第１の制御例）
図１は、この発明の制御装置における第１の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図１において、先ず、初期状態として、現在の変速モードが、第１変速モード、第２変速モード、第３変速モードのいずれであるかが確認される（ステップＳ１１）。なお、以下の説明およびフローチャートでは、仮に、第１変速モードを変速Ａ、第２変速モードを変速Ｂ、第３変速モードを変速Ｃと記して説明する。

続いて、急変速の要求の有無について判断される（ステップＳ１２）。この判断は、例えば、このルーチンとは別の外部処理により求められた目標変速比に対して、その値の前回値からの変化量もしくはその変化量をフィルタリングした値に基づいて判断することができる。例えば目標変速比の前回値からの変化量が所定値よりも大きいことで今回の変速が急変速であると判断される。また、乗員によるアクセルペダルの踏み込み量および踏み込み速度を検出し、あるいは乗員によるマニュアルシフトを検出し、それらの検出値に基づいて今回の変速が急変速であるか否かを判断することもできる。

今回の変速が急変速であることにより、このステップＳ１２で肯定的に判断された場合は、急変速を実行するために変速応答性を高める必要があるので、ステップＳ１３へ進み、変速モードが変速Ｂすなわち第２変速モードに設定される。当初から変速Ｂに設定されていた場合はその設定がそのまま維持され、他の変速モードが設定されていた場合は変速Ｂに切り替えられて設定される。変速Ｂにおける制御では、例えば図３に示すようなマップから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が求められ、それら各押出容積ｑ1，ｑ2に基づいて変速Ｂにおける変速制御が実行される。そして、その後このルーチンを一旦終了する。

これに対して、今回の変速が急変速ではないことにより、ステップＳ１２で否定的に判断された場合には、ステップＳ１４へ進み、現在の変速モードが変速Ａであるか否かが判断される。前述したように、変速Ａすなわち第１変速モードでは、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧を変速Ｂに比べて低くすることができるため、急変速あるいは変速モードの切り替えの要求がない通常状態では、変速Ａに設定することで車両の燃費を向上させることができる。したがって、現在の変速モードが変速Ａに設定されていることにより、このステップＳ１４で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１５へ進み、変速Ａの設定がそのまま維持される。そして、その後このルーチンを一旦終了する。

一方、現在の変速モードが変速Ａではないことにより、ステップＳ１４で否定的に判断された場合には、ステップＳ１６へ進み、変速モードが変速Ｃすなわち第３変速モードに設定される。現在の変速モードが変速Ａ以外に設定されている場合は、変速モードを変速Ａに設定することで効率の向上を図ることができるため、変速モードが変速Ｃに設定され、変速モードを変速Ａに速やかにかつ滑らかに切り替える制御が実行される。

このステップＳ１６での変速Ｃすなわち第３変速モードにおける制御、すなわち変速モードを変速Ｂから変速Ａに切り替える場合の制御内容の詳細を、図２のフローチャートに示してある。図２において、前述のステップＳ１３での変速Ｂにおける制御と同様に、例えば図３に示すようなマップから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が求められる（ステップＳ１６-1）。続いて、前述の（２）式を満たすような各ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が定められ、仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2が算出される。すなわち仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2が、
ｑ'1＝ｑ1＋Δｑ1 ・・・・・・・・・・（３）
ｑ'2＝ｑ2＋Δｑ2 ・・・・・・・・・・（４）
として算出される（ステップＳ１６-2）。

ここで、押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2のうち、一方を変速比γを変動させない範囲の定数とし、他方を、上記の（３），（４）式を満たすようにして仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2を算出する。その際に、「押出容積ｑ1＞押出容積ｑ2」ならば、押出容積の変化量Δｑ1を定数として定め、「押出容積ｑ1＜押出容積ｑ2」ならば、押出容積の変化量Δｑ2を定数として定めることにより、一方が必ず定数未満の変化量になるため、変速比γの変動を抑制することができる。

仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2が算出されると、それら仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2のうちのいずれか一方が、各ポンプモータ１２，１３の押出容積の最大値ｑmaxに到達しているか否かが判断される（ステップＳ１６-3）。これら仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2のいずれも最大値ｑmaxに到達していないことにより、このステップＳ１６-3で否定的に判断された場合は、ステップＳ１６-4へ進み、この変速Ｃによる変速制御が継続される。すなわち、ステップＳ１６-2で求められた仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2が、最終出力としての押出容積ｑ1，ｑ2に設定され、それら押出容積ｑ1，ｑ2に基づいて変速制御が実行（継続）される。

一方、仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2のうちのいずれか一方が最大値ｑmaxに到達したことにより、ステップＳ１６-3で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１６-5へ進み、変速Ａによる変速制御が実行される。すなわち、いずれか一方の仮出力押出容積ｑ'1，ｑ'2が最大値ｑmaxに到達することで、その時点の変速モードが変速Ａへの移行を完了したと判断することができ、例えば図４に示すようなマップから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が求められ、それらの各押出容積ｑ1，ｑ2に基づいて変速Ａにおける変速制御が実行される。そして、その後、図１のフローチャートに戻り、このルーチンを一旦終了する。

上記の第１の制御例を実行した際の、変速比γ、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧（各ポンプモータ１２，１３間の閉回路内における油圧）ｐの挙動を、図５のタイムチャートに示してある。この図５のタイムチャートは、時刻ｔ11以前の期間で変速Ａによる変速制御が実行されていて、時刻ｔ11の時点で急変速の要求がなされ、その時刻ｔ11から急変速要求が終了する時刻ｔ12までの期間で変速Ｂによる変速制御が実行され、時刻ｔ12の時点から変速Ｃによる変速制御が開始され、そして、時刻ｔ13の時点で変速Ａへの移行が完了した状態を示している。

変速Ｂにより急変速が行われると、その変速Ｂによる変速制御が実行されている間、吐出圧ｐが上昇するものの、時刻ｔ12から変速Ｃによる制御に切り替えられて変速が実行されることで、変速比γを変動させることなく、変速Ｂから変速Ａへ変速モードの切り替えが行われる。その結果、変速Ｂから変速Ａへの変速モードの切り替え過渡時に、変速比γが変動して変速ショックが生じてしまったり、乗員に違和感を与えてしまったりすることを回避もしくは抑制することができる。また、変速Ｃにおける制御によりできるだけ速やかに変速Ｂから変速Ａへ変速モードが切り替えられるため、変速応答性を向上させることができるとともに、動力損失や燃費の悪化などを抑制もしくは防止することができる。

（第２の制御例）
つぎに、この発明の制御装置における第２の制御例を説明する。前述の第１の制御例は、変速Ｂから変速Ａへ変速モードを移行させる場合に、変速Ｃによる変速制御を実行することで、変速比γの変動を生じさせることなく変速Ｂから変速Ａへの変速モードの移行を行うようにした制御例であるのに対して、この第２の制御例は、変速Ａから変速Ｂへ変速モードを移行させる場合に、変速Ｃによる変速制御を実行することで、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧ｐの急激な変動を生じさせることなく変速Ａから変速Ｂへの変速モードの移行を行うようにした制御例である。

図６は、その第２の制御例を説明するためのフローチャートであって、前述の図１のフローチャートと同様、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図６において、先ず、初期状態として、現在の変速モードが、第１変速モード、第２変速モード、第３変速モードのいずれであるかが確認される（ステップＳ２１）。

続いて、急変速の要求の有無について判断される（ステップＳ２２）。前述の図１のフローチャートにおけるステップＳ１２と同様に、例えば、外部処理により求められた目標変速比に対して、その値の前回値からの変化量もしくはその変化量をフィルタリングした値に基づいて判断することができる。あるいは、乗員によるアクセルペダルの踏み込み量および踏み込み速度や、乗員によるマニュアルシフトを検出し、それらの検出値に基づいて今回の変速が急変速であるか否かを判断することもできる。

今回の変速が急変速ではないことにより、このステップＳ２２で否定的に判断された場合は、ステップＳ２３へ進み、現在の変速モードが変速Ａであるか否かが判断される。このステップＳ２３、および以降のステップＳ２４ならびにステップＳ２５での制御は、それぞれ、前述の第１の制御例におけるステップＳ１４およびステップＳ１５ならびにステップＳ１６での制御と同じ制御内容であるため、詳細な説明を省略する。

一方、今回の変速が急変速であることにより、前述のステップＳ２２で肯定的に判断された場合は、急変速を実行するために変速応答性を高めるため、すなわち変速モードを変速Ｂすなわち第２変速モードに設定するために、ステップＳ２６へ進む。このステップＳ２６では、変速モードを変速Ｂによる変速制御を実行するのに際して、各ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2のうち、大きい方の変化量を最小とするように各押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が算出され、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が補正される。

このステップＳ２６での各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を補正して算出する制御内容の詳細を、図７のフローチャートに示してある。図７において、先ず、前述の第１の制御例におけるステップＳ１３での変速Ｂによる制御と同様に、例えば図３に示すようなマップから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積が、押出容積ｑ1new，ｑ2newとして求められる（ステップＳ２６-1）。

ステップＳ２６-1で求められた押出容積ｑ1new，ｑ2newと、押出容積の前回値である押出容積ｑ1old，ｑ2oldとから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積の前回値からの増減量dｑ1，dｑ2が算出される。すなわち、増減量dｑ1，dｑ2が、それぞれ、
dｑ1＝ｑ1new−ｑ1old ・・・・・・・・・・（５）
dｑ2＝ｑ2new−ｑ2old ・・・・・・・・・・（６）
として算出される（ステップＳ２６-2）。なお、これらは各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が、図３に示す状態にあると仮定した場合の目標値であり、したがって最終的な目標値を求めるための仮目標値である。

続いて、前述の（２）式、すなわちここでは、
Δｑ1：Δｑ2＝ｑ1new：ｑ2new ・・・・・・・・・・（２'）
の関係を満たし、かつ、
Max｛｜dｑ1＋Δｑ1｜，｜dｑ2＋Δｑ2｜｝ ・・・・・・・・・・（７）
を最小にする値として、押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が算出される（ステップＳ２６-3）。

前述したように、この発明で対象とする変速機では、変速が実行される際に、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を同時に制御する場合、それらの押出容積ｑ1，ｑ2の両方を同時に正方向に変化させることはない。また、押出容積ｑ1，ｑ2の両方を同時に負方向に変化させることは、変速モードを変速Ａから変速Ｂへ移行させるタイミングで発生する場合があるが、その場合、（７）式に示すように、押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2を補正するための演算が正数加算となっているため、加算されるほど押出容積の変化量が減少されて、最終的に各ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化の方向は、一方が正方向となり他方が負方向となった状態に帰着する。そのため、ステップＳ２６-3で、（２'），（７）式に基づいて押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2を算出する際に、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を同時に制御する場合としては、一方の押出容積を正方向に、他方の押出容積を負方向に制御する場合を考慮すればよい。

各ポンプモータ１２，１３の押出容積を、一方を正方向に、他方を負方向に同時に制御する場合、上記のように押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2を補正するための演算が正数加算であるため、押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2の一方の変化量が減少すれば、他方の変化量が増加するという関係が常に成立することになる。したがって、ステップＳ２６-3において、（２'），（７）式に基づいて押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2を算出する場合、
（dｑ1＋Δｑ1）＝−（dｑ2＋Δｑ2） ・・・・・・・・・・（８）
の関係を満たす押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が最適値となる。

ステップＳ２６-3で押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が求められると、これと前述のステップＳ２６-1で求められた押出容積ｑ1new，ｑ2newとから、押出容積ｑ1，ｑ2が補正されて算出される。すなわち、押出容積ｑ1，ｑ2が、
ｑ1＝ｑ1new＋Δｑ1 ・・・・・・・・・・（９）
ｑ2＝ｑ2new＋Δｑ2 ・・・・・・・・・（１０）
として求められる（ステップＳ２６-4）。なお、上記の（９），（１０）式により算出された押出容積ｑ1，ｑ2のいずれか一方が、各ポンプモータ１２，１３の押出容積の最大値ｑmaxを超える場合は、前述の第１の制御例におけるステップＳ１６-5での制御と同様に、例えば図４に示すようなマップから、目標変速比に応じた各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が求められる。

このようにして、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が補正されて算出されると、図６のメインのフローチャートに戻り、補正された押出容積ｑ1，ｑ2に基づいて、変速Ｂにおける変速制御が実行される（ステップＳ２７）。そして、その後このルーチンを一旦終了する。

上記の第２の制御例を実行した際の、変速比γ、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧ｐの挙動を、図８のタイムチャートに示してある。この図８のタイムチャートは、時刻ｔ21以前の期間で変速Ａによる変速制御が実行されていて、時刻ｔ21の時点で急変速の要求がなされ、その時刻ｔ21から急変速要求が終了する時刻ｔ22までの期間で変速Ｂによる変速制御が実行され、時刻ｔ22の時点から変速Ｃによる変速制御が開始され、そして、時刻ｔ23の時点で変速Ａへの移行が完了した状態を示している。

変速Ａによる変速制御が実行されている状態で、時刻ｔ21の時点で急変速の開始が要求されると、それに伴って変速モードを変速Ａから変速Ｂに切り替える制御が行われるが、この第２の制御例では、前述したように、各ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2のうち、大きい方の変化量を最小とするように各押出容積の変化量Δｑ1，Δｑ2が算出され、目標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ｑ1，ｑ2が補正されて設定される。すなわち、変速Ａによる変速制御が実行されている状態から変速Ｂによる変速制御を実行する状態に切り替える場合、言い換えると、第１変速モードで変速比を設定している状態から第２変速モードで変速を実行する場合に、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が、目標変速比を設定できる押出容積のうち現在の押出容積からの変化量が最小となる押出容積に設定される。

そのため、変速モードが変速Ａから変速Ｂに切り替えられて変速Ｂによる変速制御が行われる状態（時刻ｔ21から時刻ｔ22までの期間における制御）では、目標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ｑ1，ｑ2が、現在の押出容積からの変化量が最小となる押出容積が選択される。すなわち、目標変速比を設定する各押出容積の組み合わせの中から、押出容積の変化量が最小となる押出容積ｑ1，ｑ2が選択される。

したがって、変速Ａで変速比を設定している状態から変速Ｂで変速比を設定する状態に切り替える場合に、押出容積ｑ1，ｑ2や変速比γの変化に要する時間が短くなるので、変速応答性を向上させることができる。また、押出容積ｑ1，ｑ2が最小となるように制御されることで、圧油の流動量が少なく、また油圧の変動を抑制できるので、変速比γが変動して変速ショックが生じてしまったり、乗員に違和感を与えてしまったりすることを回避もしくは抑制することができる。

また、変速モードが変速Ａから変速Ｂに切り替えられた後、時刻ｔ22で急変速の要求が終了されて、変速モードが変速Ｂから変速Ａに切り替えられる場合（時刻ｔ22から時刻ｔ23までの期間における制御）は、前述の第１の制御例と同様の制御、すなわち、変速モードを変速Ｂから変速Ａに切り替えるための変速Ｃによる制御が実行されるため、第１の制御例の場合と同様に、変速比γを変動させることなく、変速Ｂから変速Ａへ変速モードの切り替えを行うことができる。

以上のように、この発明の変速機の制御装置によれば、変速比を設定する場合に、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2の変化のさせ方によって、変速Ａ、変速Ｂ、変速Ｃの３通りの変速モードを設定することが可能であり、それら各変速モードが、車両の走行状態に基づいて適宜に選択されて設定される。そのため、例えば、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を同時に変化させて応答性のよい変速を行い、また各ポンプモータ１２，１３の吐出圧ｐが高くならないように押出容積ｑ1，ｑ2を変化させて動力損失が少なく燃費の良好な変速を行い、さらにはショックの少ない変速を行うことができる。

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、上述したステップＳ１３，Ｓ１５，Ｓ１６、Ｓ２４，Ｓ２５，Ｓ２７の機能的手段が、この発明の変速制御手段に相当し、ステップＳ１２，Ｓ２２の機能的手段が、この発明の走行判定手段に相当する。また、ステップＳ１２，Ｓ１４，Ｓ２２，Ｓ２３の機能的手段が、この発明の変速モード選択手段に相当する。

この発明の制御装置における第１の制御例を説明するためのフローチャートである。 図１のフローチャートにおけるステップＳ１６の制御内容の詳細を説明するためのフローチャートである。 第２変速モード（変速Ｂ）で変速比を設定する場合に、目標変速比に応じた流体圧ポンプモータの押出容積を求めるために用いるマップの一例である。 第１変速モード（変速Ａ）で変速比を設定する場合に、目標変速比に応じた流体圧ポンプモータの押出容積を求めるために用いるマップの一例である。 第１の制御例で示す制御を実行した際の変速比および流体圧ポンプモータの押出容積ならびに流体圧ポンプモータの吐出圧の挙動を説明するためのタイムチャートである。 この発明の制御装置における第２の制御例を説明するためのフローチャートである。 図６のフローチャートにおけるステップＳ２６の制御内容の詳細を説明するためのフローチャートである。 第２の制御例で示す制御を実行した際の変速比および流体圧ポンプモータの押出容積ならびに流体圧ポンプモータの吐出圧の挙動を説明するためのタイムチャートである。 この発明で対象とする変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。 図９に示す変速機で各変速比を設定する際の各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。

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）、 １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 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）、 ２５…後進用のシンクロナイザー（Ｒシンクロ）、 ４０…電子制御装置（ＥＣＵ）。

Claims (7)

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を備え、一方の動力伝達経路を介して動力を伝達している状態から他方の動力伝達経路を介して動力を伝達する状態に変化させることにより変速比を変化させ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、
   一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を固定した状態で他方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を変化させて変速比を設定する第１変速モードと、各押出容積を同時にかつ互いに反対方向に変化させて変速比を設定する第２変速モードと、各押出容積を同時にかつ同方向に変化させて変速比を設定する第３変速モードとのいずれかで変速比を設定する変速制御手段と、
   前記変速機が搭載されている車両の走行状態を判定する走行判定手段と、
   その走行判定手段で判定された前記走行状態に基づいて、前記変速制御手段によって実行する変速モードを選択する変速モード選択手段と
   を備えていることを特徴とする変速機の制御装置。
2. 前記変速モード選択手段は、変速比の変化幅が大きいこともしくは急速な変速が要求されていることを前記走行判定手段が判定した場合に、前記第２変速モードを選択する手段を含む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. 前記変速モード選択手段は、前記第２変速モードで変速比を設定している際に前記第１変速モードを選択する手段を含み、
   前記変速制御手段は、前記第２変速モードから前記第１変速モードへの切り替え時に各押出容積の変化量の比率が各押出容積の比率に一致するように各押出容積を変化させ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. 前記第３変速モードは、各押出容積の変化量の比率が各押出容積の比率に一致するように各押出容積を変化させる変速モードであ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。
5. 前記変速制御手段は、前記第２変速モードでの変速中に前記第１変速モードに切り替える場合に、前記第２変速モードから前記第３変速モードに切り替えて変速を実行し、いずれか一方の押出容積が最大に達した後に第３変速モードから第１変速モードに切り替える手段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. 前記変速制御手段は、前記第１変速モードで変速比を設定している状態から前記第２変速モードで変速を実行する場合、前記流体圧ポンプモータの押出容積を、目標変速比を設定できる押出容積のうち現在の押出容積からの変化量が最小となる押出容積に設定する手段を含む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。
7. 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、前記出力要素と前記出力部材との間に設けられ、かつ各動力伝達経路毎に異なる変速比の伝動機構とを備えていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の変速機の制御装置。

Images