JP2008196564A - 無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】アイドリング時やクリープトルクによる発進時などの動力源による発生油圧が低い場合であっても、電磁制御弁による制御応答性の低下を防止することのできる油圧制御装置を提供する。
【解決手段】動力源によって駆動されるとともに、圧油を相互に授受可能に連通された２つの可変容量型油圧ポンプモータと、各油圧ポンプモータの間の油圧を調圧可能な電磁制御弁とを備え、出力部材に伝達されるトルクが各油圧ポンプモータの容量と油圧とに応じて変化する無段変速機の油圧制御装置において、油圧ポンプモータの目標容量と、油圧ポンプモータの目標軸トルクとに基づいて電磁制御弁により調圧する目標油圧を設定する目標油圧設定手段（ステップＳ１５〜Ｓ１７）と、目標油圧設定手段により設定された目標油圧に基づいて油圧ポンプモータを制御するポンプモータ制御手段（ステップＳ１６〜Ｓ１９）とを備えている。
【選択図】図１

Description

この発明は、油圧を利用して動力を伝達することにより変速比を連続的に変化させることのできる無段変速機に関し、特にその油圧を制御する装置に関するものである。

エンジンなどの動力装置によって油圧ポンプを駆動し、その油圧ポンプで発生した圧油を油圧モータに供給すれば、油圧を介して動力を伝達することができ、またその油圧を制御することにより、伝達するトルクもしくは動力を適宜に、また連続的に変化させることができる。すなわち、油圧を利用して動力を伝達するとともに、変速比を連続的に変更可能な無段変速機を構成することができる。その一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されている車両用油圧式無段変速機は、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、その油圧ポンプからの油圧力を受けて駆動される可変容量型の油圧モータとを有し、油圧モータの駆動力を受けて車両が走行駆動されるように構成されている。

その車両用油圧式無段変速機の制御装置は、可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータの容量を目標容量に制御するもので、油圧ポンプおよび油圧モータの容量と変速比に相当する油圧ポンプおよび油圧モータの見かけ容量との差が所定値以上のときに、エンジン回転数が目標エンジン回転数に追従するように油圧ポンプおよび油圧モータの可変容量制御が行われるようになっている。そしてこの特許文献１には、変速制御コントロールユニットからの制御信号により作動制御されるポンプ用リニアソレノイドバルブおよびモータ用リニアソレノイドバルブから制御油圧が供給されることにより、可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータの可変容量制御を実行する例が記載されている。

また、特許文献２には、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２つの動力伝達経路を備え、それらの押出容積を最大および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が記載されている。この特許文献２に記載されている変速機は、一例として、２つの可変容量型流体圧ポンプモータの吐出口同士を連通する油路に、電気的に制御可能なソレノイドバルブによって制御圧を発生させる圧力制御弁が設けられていて、各可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧あるいはそれに関連する軸トルクをソレノイドバルブを介して電気的に制御できるように構成されている。

そして、特許文献３には、発進クラッチのクラッチコントロールバルブなどの車両用自動変速機の油圧制御装置が記載されている。この特許文献３に記載されている車両用自動変速機の油圧制御装置は、クラッチコントロールバルブを構成している調圧バルブの動作を制御する電磁リニアソレノイドが設けられていて、その電磁リニアソレノイドの通電電流（ソレノイド荷重）に対する供給油圧特性を相違させ、高圧側に比較して低圧側で通電電流当たりの供給油圧変化量を小さくすることにより、荷重ヒステリシスを低減させてクラッチコントロールバルブの制御精度を向上させるように構成されている。

特開２０００−２４９２２５号公報 特開２００６−２６６４９３号公報 特開平１０−１５９９６０号公報

上記の各特許文献に記載されている変速機の油圧制御装置は、可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータ、流体圧ポンプモータ、あるいはクラッチコントロールバルブなどを制御するために電磁調圧弁もしくは電磁制御弁（リニアソレノイドバルブ、電磁リニアソレノイド）が用いられている。一般に電磁調圧弁は、前後差圧すなわち電磁調圧弁が設けられている流路の上流側と下流側との差圧が低い領域では、不感帯やヒステリシスなどの非線形的性質が強くなり、指示電流値に対する制御応答性が不可避的に低下してしまう特性がある。したがって、例えば変速機がエンジンを動力源とする車両に搭載された際に、停車中のアイドリング時やクリープトルクによる発進時などのエンジンの駆動力が小さい場合には、そのエンジンの駆動力により発生する油圧（流体圧ポンプモータの吐出圧）も低くなる。そのため、上記の各特許文献に記載されているような変速機の油圧制御装置においては、動力源による発生油圧が低い場合に、電磁調圧弁の前後差圧が低くなり、電磁調圧弁による制御応答性が低下してしまう可能性があった。

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、可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータを使用した無段変速機において、アイドリング時やクリープトルクによる発進時などの動力源による発生油圧が低い場合であっても、電磁調圧弁による制御応答性の低下を防止することのできる油圧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、動力源が出力した動力によって駆動される可変容量型の油圧ポンプと、その油圧ポンプに対して圧油を相互に授受可能に連通されるとともに、前記油圧ポンプが出力した圧油が供給されて駆動されることにより出力部材に動力を出力する可変容量型の油圧モータと、前記油圧ポンプと油圧モータとの間の油圧を電気的に調圧可能な電磁調圧弁とを備え、前記出力部材に伝達されるトルクがこれらの油圧ポンプおよび油圧モータの容量と油圧とに応じて変化する無段変速機の油圧制御装置において、目標変速比に応じてそれぞれ設定される前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量と、要求駆動力に応じて設定される前記油圧ポンプの目標軸トルクとに基づいて前記電磁調圧弁で調圧する設定圧を設定する調圧弁制御手段と、前記調圧弁制御手段により設定された前記設定圧に基づいて前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量を再設定してそれら油圧ポンプおよび油圧モータを制御するポンプモータ制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記ポンプモータ制御手段が、前記設定圧が前記電磁調圧弁の所定の制御応答性を保障する最低油圧よりも低い場合に、前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量の少なくともいずれか一方を変更して前記設定圧を前記最低油圧以上に上昇させる手段を含むことを特徴とする制御装置である。

また、請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記ポンプモータ制御手段が、前記油圧ポンプの目標容量を低下させることにより前記設定圧を上昇させて前記電磁調圧弁の上流側と下流側との間の差圧を増大する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

また、請求項４の発明は、請求項１の発明において、前記調圧弁制御手段が、前記動力源の目標回転数と実回転数との偏差に基づいて前記設定圧を設定する手段を含み、前記ポンプモータ制御手段が、前記設定圧を増減させることにより前記油圧ポンプの軸トルクを制御する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

また、請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記ポンプモータ制御手段が、前記電磁調圧弁の所定の制御応答性を確保する油圧領域の範囲内で前記設定圧を増減する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

そして、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、前記可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータが、それぞれ油圧ポンプとしての機能と油圧モータとしての機能とを兼ね備えた可変容量型の油圧ポンプモータであることを特徴とするものである。

請求項１の発明によれば、可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータをそれぞれ制御する際に設定される油圧ポンプおよび油圧モータの容量（押出容積）の目標値である目標容量と、油圧ポンプの軸トルクの目標値である目標軸トルクとに基づいて、油圧ポンプと油圧モータとの間の油路の油圧を調圧する電磁調圧弁の設定圧すなわち電磁調圧弁で調圧する油圧の目標値が設定される。そしてその設定圧に基づいて油圧ポンプおよび油圧モータをそれぞれ制御するための油圧ポンプおよび油圧モータの目標容量が見直されて再設定される。したがって、油圧ポンプおよび油圧モータの目標容量を見直して再設定することにより、電磁調圧弁の設定圧を適切な油圧に設定することができ、電磁調圧弁を適切に制御することができる。

また、請求項２の発明によれば、電磁調圧弁の設定圧が電磁調圧弁を適切な制御応答性で制御することのできる油圧領域の下限値である最低油圧よりも低い場合には、その設定圧が最低油圧以上となるように、油圧ポンプおよび油圧モータの少なくともいずれか一方の目標容量が見直されて変更される。そのため、電磁調圧弁の設定圧を前記最低油圧以上の油圧に設定することができ、電磁調圧弁の設定圧が前記最低油圧よりも低く設定されることによる電磁調圧弁の制御応答性の低下を防止することができる。

また、請求項３の発明によれば、電磁調圧弁の設定圧が前記最低油圧よりも低い場合には、その設定圧が前記最低油圧以上の値となるように、油圧ポンプの目標容量が低下させられる。すなわち、油圧ポンプの目標容量を低下させることにより、その油圧ポンプの吐出圧が上昇し、その結果、電磁調圧弁の前後差圧すなわち調圧弁が設けられている油路の上流側と下流側との間の差圧が大きくなって、電磁調圧弁の設定圧を前記最低油圧以上の油圧にすることができる。そのため、例えば動力源からの伝達トルクが小さいことにより油圧ポンプの発生軸トルクが小さく、電磁調圧弁の当初の設定圧が前記最低油圧よりも低くなって電磁調圧弁の制御応答性が低い領域であっても、油圧ポンプの容量（押出容積）を低下させて吐出圧を増大し、電磁調圧弁の設定圧を前記最低油圧以上の油圧に設定することにより、調圧弁を精度良く制御することができる。

また、請求項４の発明によれば、動力源の回転数がフィードバック制御される際の動力源の目標回転数と実回転数の偏差に基づいて電磁調圧弁の設定圧が設定される。そして、その設定圧を増減することにより油圧ポンプの目標軸トルクが設定されて油圧ポンプが制御される。すなわち、電磁調圧弁の設定圧を制御することにより油圧ポンプの軸トルクが制御されて、その油圧ポンプとの間でトルク伝達を行う動力源の回転数が制御される。そのため、主として電磁調圧弁の設定圧を制御することにより動力源の回転数制御を行うことができ、動力源の回転数制御と油圧ポンプおよび油圧モータの容量制御との干渉を回避して、スムーズな変速比制御を行うことができる。

また、請求項５の発明によれば、油圧ポンプの軸トルクを制御するために電磁調圧弁の設定圧が制御される際には、電磁調圧弁の所定の制御応答性を確保する油圧領域すなわち電磁調圧弁を良好な制御応答性で制御することのできる油圧領域の範囲内で設定圧が増減されて設定される。そのため、電磁調圧弁を常に制御応答性が良好な油圧領域内で制御することができ、その結果、動力源の回転数制御を精度良く行うことができる。

そして、請求項６の発明によれば、可変容量型の油圧ポンプと油圧モータとが、それら両方の機能を併せ持った可変容量型の油圧ポンプモータによりそれぞれ構成される。そのため、それらが設けられた油圧回路における油圧の伝達方向の自由度を増大し、出力部材へトルクを伝達する際の形態を多様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可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機について説明すると、この発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機は、少なくとも２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油圧ポンプモータを備えており、その容量（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油圧ポンプモータが作動油を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型油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、一方の可変容量型油圧ポンプモータから他方の可変容量型油圧ポンプモータに圧油が供給されて他方の可変容量型油圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧油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、しかも圧油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、それぞれ互いに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、圧油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可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機は、圧油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、可変容量型油圧ポンプモータは、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油圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。

この発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機の構成を図４に基づいて説明する。図４に示す構成例は、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油圧ポンプモータが反力機構となっている例であって、伝達するべき動力（エネルギ）の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として３つの前進段および１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４において、動力源１に連結されている入力部材２と同一の軸線上、もしくはこれに平行な軸線上に、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。

ここで、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。以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン（Ｅ／Ｇ）１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２と間に、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ることができる。なお、符号３はサブポンプあるいはチャージポンプなどと称されるオイルポンプで、変速機内部の各部への潤滑油の供給や、後述する各油圧ポンプモータとの間に形成されている油路への圧油の補給などのために使用されるものである。

前記各軸線上に配置されている機構は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図４に示す構成例では、差動機構と、これに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、３つの回転要素によって差動作用を行うものであればよく、歯車やローラを回転要素とした機構であり、そのうちの歯車式差動機構としてはシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構を使用することができる。また、反力機構は、選択的にトルクを出力できる機構であればよく、油圧などの流体式のポンプモータや電気的に動作するモータ・ジェネレータなどを用いることができる。

図４に示す構成例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構（この発明の油圧モータに相当する）として可変容量型油圧ポンプモータが用いられている。以下の説明では、エンジン１および入力軸２に平行な第１ドライブ軸４と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構５と記し、また油圧ポンプモータを仮に第１ポンプモータ６と記す。さらに、第１遊星歯車機構５と同様に、エンジン１および入力軸２に平行な第２ドライブ軸７と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構８と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ６を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９を図にはＰＭ２と記してある。

第１遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ１と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ１と、これらのサンギヤＳ１とリングギヤＲ１とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリアＣ１とを回転要素するシングルピニオン型の遊星歯車機構である。前記の入力軸２に第１カウンタギヤ対１０のカウンタドライブギヤ１０Ａが取り付けられており、これに噛み合っている一方のカウンタドリブンギヤ１０Ｂが、リングギヤＲ１に連結されている。すなわち、リングギヤＲ１に入力軸２が第１カウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤＲ１が入力要素となっている。

また、サンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ６のロータ軸６Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ１が反力要素となっている。そして、キャリアＣ１に第１ドライブ軸４が接続されている。そして、この第１ドライブ軸４は、後述する複数の伝動機構および切換機構により、この変速機の出力軸となっているドリブン軸１１との間で選択的にトルク伝達可能な状態にされる構成となっている。すなわち、キャリアＣ１が第１ドライブ軸４および各伝動機構ならびに切換機構を介してドリブン軸１１に連結されるようになっている。したがってキャリアＣ１が出力要素となっている。なお、上記の第１ドライブ軸４は、この第１遊星歯車機構５を挟んで第１ポンプモータ６とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１ポンプモータ６は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図４に示す構成例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、第１遊星歯車機構５に対してエンジン１側（図４の左側）に、第１遊星歯車機構５と同一軸線上に配置されている。この種の第１ポンプモータ６としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

一方、第２遊星歯車機構８は、上記の第１遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリアＣ２とを回転要素とし、これら３つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

そして上記の第１遊星歯車機構５と同様に、入力軸２に取り付けられたカウンタドライブギヤ１０Ａに噛み合っている他方のカウンタドリブンギヤ１０Ｃが、スタート（Ｓ）シンクロ１２を介してリングギヤＲ２に連結されている。このスタートシンクロ１２は、いわゆる発進用切換機構を構成しており、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ２の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ２を固定することができるように構成されている。したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。

また、サンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ２が反力要素となっている。そして、キャリアＣ２に第２ドライブ軸７が接続されている。そして、この第２ドライブ軸７に第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられており、このカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂがドリブン軸１１に連結されている。すなわち、キャリアＣ２が第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対１３を介してドリブン軸１１に連結されている。したがってキャリアＣ２が出力要素となっている。

なお、上記の第１カウンタギヤ対１０および第２カウンタギヤ対１３は、それぞれ、いわゆる入力用伝動機構および出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることも可能である。

第２ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、この図４に示す構成例では、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第２遊星歯車機構８と同一軸線上で、かつ上述した第１ポンプモータ６の半径方向で外側に隣接して配置されている。この種の第２ポンプモータ９としては、第１ポンプモータ６と同様に、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

ここで、発進用切換機構としてのスタートシンクロ１２について説明すると、このスタートシンクロ１２は、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図４には同期連結機構からなるスタートシンクロ１２が記載されている。このスタートシンクロ１２は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃおよび例えば変速機のケーシング（図示せず）に固定された固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。

具体的には、スリーブ１２Ｓの図４の左側に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図４の右側に、固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図４の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結し、スリーブ１２Ｓを図４の右側に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定部材１４に連結してリングギヤＲ２の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ２を固定し、さらにスリーブ１２Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｃあるいは固定部材１４とも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

各ドライブ軸４，７から動力が伝達されるドリブン軸１１は、各ドライブ軸４，７と平行になるように、また入力軸２と同一軸線上に配置されている。したがって、図４に示す変速機は、その主要部分が、特に第１ドライブ軸４およびドリブン軸１１の２本の軸からなるいわゆる２軸構造になっている。そして、第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸２とドリブン軸１１との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図４に示す構成例では、前進走行のための３つのギヤ対１５，１３，１６と後進走行のためのギヤ対１７とが設けられている。

上記の第１ドライブ軸４に取り付けられた各ギヤ対１５，１６，１７における従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂが、ドリブン軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、リバース従動ギヤ１７Ｂは、このリバース従動ギヤ１７Ｂとリバース駆動ギヤ１７Ａとの間に配置されたアイドルギヤ１７Ｃに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、リバース従動ギヤ１７Ｂの回転方向とリバース駆動ギヤ１７Ａの回転方向とが同じになるように構成されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂは、第１速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して配置されている。さらに、第３速従動ギヤ１６Ｂは、第３速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。

これらのギヤ対１５，１６，１７を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対１５，１６，１７を第１ドライブ軸４とドリブン軸１１とのいずれかに選択的に連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構（シンクロナイザー）を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）や摩擦式クラッチなどを使用することができる。また、上記の従動ギヤをドリブン軸１１に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して回転自在とし、その駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して選択的に連結するように第１ドライブ軸４側に切換機構を設けることができる。

図４に示す構成例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記のリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して第１シンクロ１８が配置されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第２シンクロ１９が配置されている。これらのシンクロ１８，１９は、従来の手動変速機で用いられているものと同様であって、ドリブン軸１１に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。

したがって第１シンクロ１８は、そのスリーブ１８Ｓを図４の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ１８Ｓを中央に位置させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ１９は、そのスリーブ１９Ｓを図４の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ１９Ｓを図４の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１１に連結し、さらにスリーブ１９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂにも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

上記の各シンクロ１８，１９、および前述のスタートシンクロ１２の各スリーブ１８Ｓ，１９Ｓ、およびスリーブ１２Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ（図示せず）によって切換動作させるように構成することができる。また、各ポンプモータ６，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、後述する電子制御装置（ＥＣＵ）２９によって電気的に制御されるようになっている。

また、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間には、前述のように、第２カウンタギヤ対１３が配置されている。すなわち第２ドライブ軸７の図４での右側の先端に、第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられていて、そのカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂが、ドリブン軸１１の図４での左側の先端に取り付けられている。

つぎに、上記の各ポンプモータ６，９を制御するための油圧回路について説明する。各ポンプモータ６，９は、圧油を相互に受け渡すことができるように、油路２０，２１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（吸入口）６Ｓ，６Ｓ同士が油路２０によって連通され、また吐出ポート（吐出口）６Ｄ，９Ｄ同士が油路２１によって連通されている。したがって各油路２０，２１によって閉回路が形成されている。

この閉回路を形成している各油路２０，２１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）２２が設けられている。このチャージポンプ２２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２３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２２の吐出口は、前記閉回路における油路２０と油路２１とにそれぞれチェック弁２４，２５を介して連通されている。なお、これらのチェック弁２４，２５は、チャージポンプ２２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２２の吐出圧を調整するためのリリーフ弁２６が、チャージポンプ２２の吐出口に連通されている。このリリーフ弁２６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２３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２２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６の吸入ポート６Ｓと油路２１との間に、リリーフ弁２７が設けられている。すなわち、第１ポンプモータ６と並列に、各油路２０，２１を連通させるようにリリーフ弁２７が設けられている。このリリーフ弁２７は、第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓ、または第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓ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すなわち設定圧に維持するように構成されている。言い換えれば、リリーフ弁２７は、油路２１の圧力が予め設定した圧力（設定圧）以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。

また、第２ポンプモータ９の吐出ポート９Ｄと油路２０との間に、リリーフ弁２８が設けられている。すなわち、第２ポンプモータ９と並列に、各油路２０，２１を連通させるようにリリーフ弁２８が設けられている。このリリーフ弁２８は、第２ポンプモータ９の吐出ポート９Ｄ、または第１ポンプモータ６の吐出ポート６Ｄ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（設定圧）に維持するように構成されている。言い換えれば、リリーフ弁２８は、油路２０の圧力が予め設定した圧力（設定圧）以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。

そして、これらリリーフ弁２７，２８は、開弁方向にスプリング（図示せず）によって押圧されているスプールなどの弁体（図示せず）に対して、スプリングとは反対方向に制御圧を作用させ、さらに前記油路２０もしくは油路２１の油圧をスプリングと同方向に弁体に対して作用させるように構成されている。そしてその制御圧（制御信号）を、特には図示しないが、ソレノイドで発生させた電磁力やソレノイドバルブで制御された油圧などによって発生させるようになっている。

より具体的には、これらリリーフ弁２７，２８は、制御圧を高くしていわゆる調圧レベルすなわち設定圧を高することにより油路２０もしくは油路２１の油圧を高くして、油路２０と油路２１との間の差圧（油圧差）を大きくできるように構成されている。言い換えると、リリーフ弁２７（もしくは２８）の設定圧を高くすることにより、そのリリーフ弁２７（もしくは２８）の上流側と下流側との間の差圧を大きくするようになっている。

また、これらリリーフ弁２７，２８は、制御圧を低くして所定の下限圧力になると、油路２０と油路２１とを直接連通させて、油路２０と油路２１との間の差圧をほぼゼロとするように構成されている。したがって、図４に示す構成では、ポンプとして機能するポンプモータ６（もしくは９）の吐出圧あるいはそれに関連する軸トルクを、ソレノイドバルブ等を介して電気的に制御できるように構成されている。すなわち、これらリリーフ弁２７，２８は、それぞれこの発明の電磁調圧弁に相当する制御弁である。

そして、上記の各ポンプモータ６，９の押出容積や各シンクロ１２，１８，１９を電気的に制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２９が設けられている。この電子制御装置２９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動作部材のストロークなど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各ポンプモータ６，９の押出容積を設定し、あるいは各シンクロ１２，１８，１９を動作させるための指令信号等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５は、いずれかのギヤ対１５，１３，１６，１７のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第１および第２のポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各シンクロ１２，１８，１９の動作状態をまとめて示す図表（作動表）であって、この図５における各ポンプモータ６，９についての「０」は、容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ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（ロックしている）状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」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第１あるいは第２のポンプモータ６，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方のポンプモータ６（もしくは９）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油圧ポンプモータ９（もしくは６）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１２，１８，１９についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓの図４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「Ｎ」は該当するシンクロ１２，１８，１９をＯＦＦ状態（中立位置）に設定している状態を示し、斜体の「Ｎ」は引き摺りを低減するためＯＦＦ状態（中立位置）に設定していることを示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ６，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１２，１８，１９がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓが中央位置に設定される。したがって、第１シンクロ１８および第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定されることにより、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているギヤ対１５，１６，１７は、いずれもドリブン軸１１に連結されていない状態となり、エンジン１もしくは第１ポンプモータ６から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。

また、スタートシンクロ１２がＯＦＦ状態に設定されることにより、第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９にはエンジン１からの動力が伝達されない状態となり、そのためエンジン１もしくは第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。したがって、ドリブン軸１１にはいずれの経路からも動力が伝達されないニュートラル状態となる。

このとき、第１ポンプモータ６はいわゆる空回り状態となるため、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１に反力が作用しないため、出力要素であるキャリアＣ１に連結されている第１ドライブ軸４にはトルクが伝達されない。そして、第２遊星歯車機構８へはエンジン１からのトルクは伝達されず、また第２ポンプモータ９はトルクが入力されることも出力することもなく停止しているため、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２に連結されている第２ドライブ軸７にはトルクが伝達されない。その結果、上記のように変速機はニュートラルの状態になる。

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１８をＯＦＦ状態に設定したままで、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓ、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、それぞれ、図４の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１１に連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結される。その結果、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１とが第１速ギヤ対１５を介して連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定される。

すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速を設定する状態となる。そして、図６の共線図で示すように、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定されるので、第２遊星歯車機構８は、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２の回転数に対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２の回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２のトルクに対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２のトルクが増幅される減速機構として機能する状態となる。

したがって、車両の発進時に、シフトポジションが走行ポジションに切り替えられることにより、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびに第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路と、第２ポンプモータ９の出力したトルクが第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成されることになる。

この状態では、車両が未だ停止しているので、第１遊星歯車機構５では、キャリアＣ１が停止している状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ１がリングギヤＲ１の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ６，９の押出容積を次第に大きくし、先ず、第１ポンプモータ６をポンプとして機能させて油圧を発生させる。すると、それに伴う反力が第１遊星歯車機構５におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリアＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に動力が伝達される。

上記の第１ポンプモータ６はいわゆる逆回転してポンプとして機能しているから、その吸入ポート６Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ９がモータとして機能し、そのロータ軸９Ａからいわゆる正回転方向のトルクが出力され、そのトルクが第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２に入力される。このとき、第２遊星歯車機構８は、上記のようにリングギヤＲ２が固定されてキャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１１へ伝達される。

このように、車両の発進時には、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構５および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが増幅されて伝達される。すなわち、車両の発進時には、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１１に出力される。

上記のような動力の伝達状態では、ドリブン軸１１に現れるトルクは、第１速ギヤ対１５を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機の全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ６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１速となる。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ６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６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９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６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５のサンギヤＳ１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５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１１に伝達される。こうして固定変速比である第１速が設定される。

この第１速の状態でスタートシンクロ１２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１２Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９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１９のスリーブ１９Ｓを図４の右側に移動させたまま、また第１シンクロ１８をＯＦＦ状態に設定したまま、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図４の左側に移動させて、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結すれば、入力軸２が、第１カウンタギヤ対１０および第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１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、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図４の右側に移動させて第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定して、第２遊星歯車機構８をサンギヤＳ２への入力に対してキャリアＣ２から出力する場合の減速機構として機能する状態にしておけば、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２ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２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９の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２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。そのキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが伝達される。

第２ポンプモータ９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９Ｓから第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ６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５のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１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Ｓ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４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、ドリブン軸１１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９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８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３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１５で決まる変速比から第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３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２ポンプモータ９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２速となる。

この状態で第１ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ６が空転するとともに、第２ポンプモータ９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６，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ６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９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８のサンギヤＳ２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８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介して、出力軸としてのドリブン軸１１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１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ６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１９のスリーブ１９Ｓを図４の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１１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１９のスリーブ１９Ｓを図４の右側に移動させて第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１１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１ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１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６の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１６を介して出力軸であるドリブン軸１１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１ポンプモータ６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６Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ９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８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２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Ｓ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対（第２速ギヤ対）１３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、ドリブン軸１１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６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５および第３速ギヤ対１６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（第２カウンタギヤ対）１３で決まる変速比から第３速ギヤ対１６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１ポンプモータ６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２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ６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６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９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６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５のサンギヤＳ１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５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１６を介して、出力軸としてのドリブン軸１１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替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、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが図４の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結され、リングギヤＲ２が固定された状態にされる。また、第１シンクロ１８のスリーブ１８Ｓが図４の左側に移動させられて、リバース従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１１に連結され、さらに、第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定される。すなわち、入力軸２から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびにリバースギヤ対１７を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路と、第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａから第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７ならびに第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成される。

この状態で第１ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ９の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両が停止している状態ではドリブン軸１１は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ９は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構５では第１ドライブ軸４に連結されているキャリアＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ６がリングギヤＲ１とは反対方向に回転している。

したがって、第１ポンプモータ６のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ６がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用するので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４に伝達される。この第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているリバースギヤ対１７は、アイドルギヤ１７Ｃを備えているので、第１ドライブ軸４が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１１はこれとは反対に方向に回転し、したがって後進走行することになる。

前述したように、上記のように構成されたこの発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機は、例えば、停車中のアイドリング時やクリープトルクによる発進時などのエンジン１の駆動力が小さい場合に、そのエンジン１の駆動力により発生させられる油圧制御装置の油圧が低くなると、各ポンプモータ６，９を互いに連通する閉回路の油圧を調圧する電磁調圧弁であるリリーフ弁２７，２８の制御性が不可避的に低下してしまう。そして、その電磁調圧弁２７，２８の制御性の低下により、無段変速機の制御応答性が低下してしまう可能性があった。そこで、この発明の無段変速機の油圧制御装置では、アイドリング時やクリープトルクによる発進時など、エンジン１の駆動力による発生油圧が低い場合であっても、制御応答性の低下を防止する制御を実行す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、この発明の油圧制御装置による第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、エンジン１の出力トルクの推定値であるエンジントルクＴeが求められる（ステップＳ１１）。このエンジントルクＴeは、例えば、要求駆動力に基づくエンジン１のスロットル開度とエンジン１の回転数との関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。

続いて、無段変速機の変速比制御のための目標変速比γrefが求められる（ステップＳ１２）。この目標変速比γrefは、例えば、車速とアクセル開度すなわち要求駆動力との関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。

目標変速比γrefが求められると、その目標変速比γrefを実現するための各ポンプモータ６，９の容量（押出容積）Ｑ1，Ｑ2の組み合わせのうち、それぞれが最大となる組み合わせである容量Ｑ1max，Ｑ2maxと、それぞれが容量Ｑ1max，Ｑ2max以下となる組み合わせである容量Ｑ1min，Ｑ2minとが求められ、容量Ｑ1max，Ｑ2maxが、各ポンプモータ６，９のいわゆる仮目標容量Ｑ1'，Ｑ2'として設定される（ステップＳ１３）。このうち、容量Ｑ1max，Ｑ2maxは、例えば、図７に示すような、変速比に対するポンプモータ容量の関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。また、容量Ｑ1max，Ｑ2maxは、例えば、図７に示すようなマップと、次ぎに示す容量Ｑ1min，Ｑ2minと容量Ｑ1max，Ｑ2maxとの関係式とから求めることができる。
Ｑ1max／Ｑ2max＝Ｑ1min／Ｑ2min
なお、仮目標容量Ｑ1'，Ｑ2'とは、目標変速比γrefを実現するために各ポンプモータ６，９の容量を制御する際の目標容量であり、この時点で仮に設定される容量の目標値である。

続いて、上記のステップＳ１１で求められたエンジントルクＴeから、各ポンプモータ６，９のうち、この場合に油圧ポンプとして機能している第１ポンプモータ６の軸トルク（受け持ちトルク）Ｔ1が求められ（ステップＳ１４）、ついで、その軸トルクＴ1を実現するためにこの時点で仮に設定される電磁調圧弁２７，２８の仮設定圧Ｐ'、すなわち電磁調圧弁２７，２８で調圧する油圧の仮目標値Ｐ'が求められる（ステップＳ１５）。この設定圧Ｐ'は、軸トルクＴ1と上記のステップＳ１３で設定された仮目標容量Ｑ1'とから、
Ｐ'＝Ｔ1×２π／Ｑ1'
として求めることができる。

仮設定圧Ｐ'が算出されると、その仮設定圧Ｐ'が、所定値Ｐminよりも低いか否かが判断される（ステップＳ１６）。前述したように、電磁調圧弁２７，２８は、ソレノイドで発生させた電磁力を利用して制御を行う電磁制御弁（ソレノイドバルブ）である。この種の電磁制御弁は、図８に示すように、電磁制御弁の前後差圧すなわち電磁制御弁が設けられている油路の上流側と下流側との間の差圧が所定の値よりも低い領域（すなわちここでは、電磁制御弁の前後差圧が所定値Ｐminよりも低い領域）では、指示電流の変化に対する制御圧の変化が鈍い不感帯や、指示電流の増減方向により指示電流に対応する制御圧に差が生じるヒステリシス等が不可避的に発生し、電磁制御弁の特性上その制御応答性が低くなる領域、具体的には、指示電流に対する応答時間が所定時間以上となる制御応答性が低い領域が存在する。

そこで、このステップＳ１６では、電磁調圧弁２７，２８の特性に応じて、それら電磁調圧弁２７，２８の所定の制御応答性を保障する最低の油圧、言い換えると、電磁調圧弁２７，２８を適切な制御応答性で制御することのできる油圧領域の下限値として、所定値Ｐminを設定し、これを閾値として、電磁調圧弁２７，２８の仮設定圧Ｐ'が適切な制御応答性のもとで調圧制御可能な油圧であるか否かを判断するのである。

したがって、仮設定圧Ｐ'が最低油圧Ｐminよりも低いことにより、このステップＳ１６で肯定的に判断された場合は、仮設定圧Ｐ'を適切な値に再設定するため、ステップＳ１７へ進み、仮設定圧Ｐ'を最低油圧Ｐminとした場合に第２ポンプモータ９で軸トルクＴ1を発生させるための各ポンプモータ６，９の容量Ｑ1p，Ｑ2pが求められる。これら容量Ｑ1p，Ｑ2pは、上記の最低油圧Ｐmin、および各ステップで求められた仮設定圧Ｐ'、仮目標容量Ｑ1'，Ｑ2'から、
Ｑ1p＝Ｑ1'×Ｐ'／Ｐmin
Ｑ2p＝Ｑ2'×Ｐ'／Ｐmin
として求めることができる。

そして、これら容量Ｑ1p，Ｑ2pがいずれも容量Ｑ1min，Ｑ2min以上である場合は、図９に示すように、容量Ｑ1p，Ｑ2pが各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2として、また最低油圧Ｐminが設定圧Ｐとして再設定される。これに対して、これら容量Ｑ1p，Ｑ2pの少なくともいずれか一方が容量Ｑ1min，Ｑ2min未満である場合には、容量Ｑ1min，Ｑ2minが各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2として再設定され、また、設定圧Ｐが、次式により再度算出されて再設定される。
Ｐ＝Ｔ1×２π／Ｑ1

上記のステップＳ１７で、各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2、および電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが再設定されると、目標容量Ｑ1，Ｑ2がその再設定された値にそれぞれ変更され（ステップＳ１８）、また、設定圧Ｐが再設定された値に変更されて（ステップＳ１９）、各ポンプモータ６，９および各電磁調圧弁２７，２８の制御が実行される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

一方、前述のステップＳ１６で、設定圧Ｐが最低油圧Ｐmin以上であることにより、ステップＳ１６で否定的に判断された場合には、ステップＳ１７の制御を行わずに、ステップＳ１８へ進み、それ以降の制御が上記と同様に実行される。すなわち、設定圧Ｐが最低油圧Ｐmin以上である場合は、各電磁調圧弁２７，２８は、所定の制御応答性が保障され、適切な制御応答性のもとで制御することができるものと判断できるため、上記のステップＳ１７の制御を行う必要がないのである。

以上のように、この発明の油圧制御装置による第１の制御例によれば、各ポンプモータ６，９をそれぞれ制御する際に設定される各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2と、各ポンプモータ６，９の間の油路２０，２１の油圧を調圧する各電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐとが、制御の開始当初にエンジントルクＴeおよび目標変速比γrefから求められた各ポンプモータ６，９の仮目標容量Ｑ1'，Ｑ2'と、油圧ポンプとして機能しているポンプモータ、すなわち上記の第１の制御例では第１ポンプモータ６の軸トルクＴ1とに基づいて再設定される。

そして、各電磁調圧弁２７，２８の仮設定圧Ｐ'が、各電磁調圧弁２７，２８を適切な制御応答性で制御することのできる油圧領域の下限値である最低油圧Ｐminよりも低い場合には、その仮設定圧Ｐ'が最低油圧Ｐmin以上となるように、各ポンプモータ６，９の少なくとのいずれか一方の目標容量が見直されて変更される。すなわち、上記の第１の制御例では第１ポンプモータ６の目標容量Ｑ1が低下させられる。第１ポンプモータ６の目標容量Ｑ1を低下させることにより、その第１ポンプモータ６の吐出圧が上昇し、その結果、各電磁調圧弁２７，２８の前後差圧すなわち各電磁調圧弁２７，２８が設けられている油路２０と油路２１との間の差圧が大きくなって、各電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐを最低油圧Ｐmin以上の油圧にすることができる。

そのため、例えばエンジン１のアイドリング時やクリープトルクによる発進時などのような、エンジン１からの伝達トルクが小さい場合に、各電磁調圧弁２７，２８の当初の仮設定圧Ｐ'が、制御応答性が低い領域の値であっても、油圧ポンプとして機能するいずれか一方のポンプモータ６（もしくは９）の目標容量を低下させてその吐出圧を増大することにより、設定圧Ｐを最低油圧Ｐmin以上の油圧として再設定することができ、各電磁調圧弁２７，２８を精度良く制御することができる。

（第２の制御例）
図２，図３は、この発明の油圧制御装置による第２の制御例を説明するためのフローチャートであって、これらのフローチャートで示されるルーチンは、それぞれ並行して、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図２において、先ず、エンジン１を制御する際の回転数の目標値である目標エンジン回転数Ｎerefが求められる（ステップＳ２１）。この目標エンジン回転数Ｎerefは、例えば、要求駆動力に基づくエンジン１のスロットル開度と車速との関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。

目標エンジン回転数Ｎerefが求められると、エンジン１を制御する際の出力トルクの目標値である目標エンジントルクＴerefが求められ、その目標エンジントルクＴerefから、各ポンプモータ６，９のうち、この場合に油圧ポンプとして機能している第１ポンプモータ６の軸トルク（受け持ちトルク）Ｔ1teが求められる（ステップＳ２２）。このうち目標エンジン回転数Ｎerefは、例えば、要求駆動力に基づくエンジン１のスロットル開度と、上記のステップＳ２１で求められた目標エンジン回転数Ｎerefとの関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。

また、無段変速機の変速比制御のための目標変速比γrefが求められる（ステップＳ２３）。この目標変速比γrefは、例えば、車速とアクセル開度すなわち要求駆動力との関係に基づいて設定されたマップなどから求めることができる。

目標変速比γrefが求められると、前述の図１で示すフローチャートのステップＳ１３と同様に、目標変速比γrefを実現するための各ポンプモータ６，９の容量（押出容積）Ｑ1，Ｑ2の組み合わせのうち、それぞれが最大となる組み合わせである容量Ｑ1max，Ｑ2maxと、それぞれが容量Ｑ1max，Ｑ2max以下となる組み合わせである容量Ｑ1min，Ｑ2minとが求められる（ステップＳ２４）。

続いて、各電磁調圧弁２７，２８の設定圧を所定の設定値Ｐoptとした場合に第１ポンプモータ６で軸トルク（受け持ちトルク）Ｔ1teを発生させるための各ポンプモータ６，９の容量Ｑ1p，Ｑ2pが求められ、それら容量Ｑ1p，Ｑ2pに対して、それぞれ上限と下限とを設けたものが各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2として再設定される（ステップＳ２５）。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

ここで、設定値Ｐoptは、例えば、図１０に示すように、電磁調圧弁２７，２８の所定の制御応答性を確保する油圧領域、言い換えると、電磁調圧弁２７，２８を良好な制御応答性で制御することのできる油圧領域の範囲内で設定される。また、各ポンプモータ６，９の容量Ｑ1p，Ｑ2pは、上記のステップＳ２４で求められた容量Ｑ1max，Ｑ2maxから、
Ｑ1p＝Ｔ1te×２π／Ｐopt
Ｑ2p＝Ｑ2max×Ｑ1p／Ｑ1max
として求めることができる。そして、目標容量Ｑ1，Ｑ2に対する上限および下限の設定は、
Ｑ1＝｛max（Ｑ1p，Ｑ1min），Ｑ1max｝
Ｑ2＝｛max（Ｑ2p，Ｑ2min），Ｑ2max｝
として求めることができる。

一方、図３において、先ず、第２ポンプモータ９を油圧ポンプとして制御する際の軸トルクの目標値である目標発生トルクＴ1refが求められる（ステップＳ３１）。この目標発生トルクＴ1refは、上記の図２で示すフローチャートのステップＳ２１で求められる目標エンジン回転数Ｎerefと、同じくステップＳ２２で求められる軸トルクＴ1teと、エンジン回転数制御用フィードバックトルクＴ1fbとから、
Ｔ1ref＝Ｔ1te＋Ｔ1fb
として求めることができる。なお、エンジン回転数制御用フィードバックトルクＴ1fbは、エンジン１の実エンジン回転数をＮeとし、所定の係数αとすると、
Ｔ1fb＝（Ｎ2ref−Ｎe）×α
として算出することができる。

目標発生トルクＴ1refが算出されると、その目標発生トルクＴ1refを実現するために設定される電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが求められる（ステップＳ３２）。この設定圧Ｐは、目標発生トルクＴ1refと、上記の図２で示すフローチャートのステップＳ２１で設定される目標容量Ｑ1とから、
Ｐ＝Ｔ1×２π／Ｑ1
として求めることができる。

上記の各ステップで、各ポンプモータ６，９の目標容量Ｑ1，Ｑ2、および電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが設定されると、目標容量Ｑ1，Ｑ2がその再設定された値にそれぞれ変更され（ステップＳ３３）、また、設定圧Ｐが再設定された値に変更されて（ステップＳ３４）、各ポンプモータ６，９および各電磁調圧弁２７，２８の制御が実行される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

以上のように、この発明の油圧制御装置による第２の制御例によれば、エンジン１の回転数がフィードバック制御される際の目標エンジン回転数Ｎerefと実エンジン回転数をＮeの偏差に基づいて、油圧ポンプとして機能しているポンプモータ、すなわち上記の第２の制御例では第１ポンプモータ６の目標発生トルクＴ1refが設定され、その第１ポンプモータ６の目標発生トルクＴ1refに基づいて電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが再設定される。言い換えれば、目標エンジン回転数Ｎerefと実エンジン回転数をＮeの偏差に基づいて電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが設定され、その設定圧Ｐを増減して再設定することにより、第１ポンプモータ６の目標発生トルクＴ1refが決まり第１ポンプモータ６が制御される。そのため、電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐを制御することにより第１ポンプモータ６の軸トルクが制御されて、その第１ポンプモータ６との間でトルク伝達を行っているエンジン１の回転数が制御される。その結果、主に電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐを制御することによりエンジン１の回転数制御を行うことができ、そのエンジン１の回転数制御と各ポンプモータ６，９の容量制御との干渉を回避して、スムーズな変速比制御を行うことができる。

また、第１ポンプモータ６の軸トルクを制御するために電磁調圧弁２７，２８の設定圧Ｐが制御される際には、電磁調圧弁２７，２８の所定の制御応答性を確保する油圧領域すなわち電磁調圧弁を良好な制御応答性で制御することのできる油圧領域として求めた目標容量Ｑ1，Ｑ2に対する上限および下限の範囲内で設定圧Ｐが増減されて設定される。そのため、電磁調圧弁２７，２８を常に制御応答性が良好な油圧領域内で制御することができ、その結果、エンジン１の回転数制御を精度良く行うことができる。

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Ｓ１５，Ｓ１６，Ｓ１７，Ｓ３２の機能的手段が、この発明の調圧弁制御手段に相当する。また、ステップＳ１６，Ｓ１７，Ｓ１８，Ｓ１９，Ｓ２５，Ｓ３３，Ｓ３４の機能的手段が、この発明のポンプモータ制御手段に相当する。

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４に示す構成以外のものであってもよく、例えば、図１１に示すように、油圧のみによってエンジン１の動力をデファレンシャル３０を介して駆動輪３１に伝達し、かつ変速を行うように構成した変速機であってもよい。すなわち、静圧式変速機（HydroStatic Transmission：ＨＳＴ）であってもよい。また、図１２に示すように、歯車機構３２、３３を主体とした変速機構と並列にＨＳＴを設けて、全体として無段階に変速できるように構成した変速機であってもよい。また、図４に示す例では、前進３段・後進１段の固定変速比を設定できるように構成されているが、この発明で対象とする変速機は、固定変速比の数がそれよりも多くてよく、あるいは反対に少なくてもよい。

また、ポンプモータをシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構などの差動機構に対する反力機構として用いる場合、その押出容積をゼロから一方向にのみ増大できるいわゆる片振り型のものに限らず、正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のポンプモータを使用することもできる。その場合、歯車機構は、図４と異なる構成とすることができる。

また、ポンプモータや差動機構ならびにギヤ対などの伝動機構の配列は、必要に応じて適宜変更することができる。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。さらに、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、この発明における動力源は、エンジンである必要はなく、電気モータであってもよく、あるいは内燃機関と電動機とを組み合わせたハイブリッド駆動装置であってもよい。

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。 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。 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。 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４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。 この発明で対象とする変速機の発進時における各回転部材の動作を示す共線図である。 図１のフローチャートにおけるステップＳ１３の制御で用いられるマップの一例である。 電磁制御弁の前後差圧と指示電流値とに関する特性を示す模式図である。 図１のフローチャートにおけるステップＳ１７の制御内容を説明するための模式図である。 図２のフローチャートにおけるステップＳ２５の制御内容を説明するための模式図である。 この発明で対象とする変速機のその他の例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明で対象とする変速機のそ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…エンジン（動力源）、 ６…第１ポンプモータ（油圧ポンプもしくは油圧モータ）、 ９…第２ポンプモータ（油圧ポンプもしくは油圧モータ）、 １１…ドリブン軸（出力部材）、 ２０，２１…油路、 ２７，２８…リリーフ弁（電磁調圧弁）、 ２９…電子制御装置（ＥＣＵ）。

Claims (6)

1. 動力源が出力した動力によって駆動される可変容量型の油圧ポンプと、その油圧ポンプに対して圧油を相互に授受可能に連通されるとともに、前記油圧ポンプが出力した圧油が供給されて駆動されることにより出力部材に動力を出力する可変容量型の油圧モータと、前記油圧ポンプと油圧モータとの間の油圧を電気的に調圧可能な電磁調圧弁とを備え、前記出力部材に伝達されるトルクがこれらの油圧ポンプおよび油圧モータの容量と油圧とに応じて変化する無段変速機の油圧制御装置において、
   目標変速比に応じてそれぞれ設定される前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量と、要求駆動力に応じて設定される前記油圧ポンプの目標軸トルクとに基づいて前記電磁調圧弁で調圧する設定圧を設定する調圧弁制御手段と、
   前記調圧弁制御手段により設定された前記設定圧に基づいて前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量を再設定してそれら油圧ポンプおよび油圧モータを制御するポンプモータ制御手段と
   を備えていることを特徴とする無段変速機の油圧制御装置。
2. 前記ポンプモータ制御手段は、前記設定圧が前記電磁調圧弁の所定の制御応答性を保障する最低油圧よりも低い場合に、前記油圧ポンプの目標容量および油圧モータの目標容量の少なくともいずれか一方を変更して前記設定圧を前記最低油圧以上に上昇させる手段を含むことを特徴とする請求項１に記載の無段変速機の油圧制御装置。
3. 前記ポンプモータ制御手段は、前記油圧ポンプの目標容量を低下させることにより前記設定圧を上昇させて前記電磁調圧弁の上流側と下流側との間の差圧を増大する手段を含むことを特徴とする請求項２に記載の無段変速機の油圧制御装置。
4. 前記調圧弁制御手段は、前記動力源の目標回転数と実回転数との偏差に基づいて前記設定圧を設定する手段を含み、
   前記ポンプモータ制御手段は、前記設定圧を増減させることにより前記油圧ポンプの軸トルクを制御する手段を含むことを特徴とする請求項１に記載の無段変速機の油圧制御装置。
5. 前記ポンプモータ制御手段は、前記電磁調圧弁の所定の制御応答性を確保する油圧領域の範囲内で前記設定圧を増減する手段を含むことを特徴とする請求項４に記載の無段変速機の油圧制御装置。
6. 前記可変容量型の油圧ポンプおよび油圧モータは、それぞれ油圧ポンプとしての機能と油圧モータとしての機能とを兼ね備えた可変容量型の油圧ポンプモータであ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無段変速機の油圧制御装置。

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