JP2009127826A - 可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】可変容量型ポンプモータ式変速機においてクリープ状態でのエンジンストールを防止することのできる制御装置を提供することを目的とする。
【解決手段】ポンプモータ同士の間の高圧流路から排圧してその高圧流路の上限圧力を規定するリリーフ圧を設定するリリーフ弁と、変速機が搭載されている車両が変速機から出力されるクリープトルクで走行状態もしくは停止状態に維持されている際のロードロードもしくはロードロードに対応するデータを検出する負荷検出手段（ステップＳ６，Ｓ７）と、クリープトルクがロードロード以上となるようにリリーフ圧を高くするクリープ制御手段（ステップＳ１３）と、前記クリープトルクがロードロードより小さくかつ前記クリープ制御手段により増大させられたリリーフ圧が予め定めた基準圧力以上となった場合に前記リリーフ圧を低下させるリリーフ圧低下手段（ステップＳ１４）とを備えている。
【選択図】図１

Description

この発明は、可変容量型の流体圧ポンプが圧力流体を吐出することに伴う反力を利用して動力源から出力部材に動力を伝達する一方、その圧力流体が可変容量型の流体圧モータを駆動することによりそのモータが出力した動力を出力部材に伝達するように構成された変速機の制御装置に関するものである。

この種の変速機が特許文献１に記載されている。その構成を簡単に説明すると、一対の差動機構が設けられ、それぞれの差動機構における入力要素にエンジンなどの動力源が出力した動力が入力され、またそれぞれの反力要素に可変容量型のポンプモータが連結されている。さらに、各差動機構における出力要素と出力部材との間には、変速ギヤ対が設けられ、シンクロメッシュ機構などの連結機構によってその変速ギヤをトルク伝達可能な状態に選択的に切り替えるように構成されている。さらに、各ポンプモータの吐出口同士および吸入口同士が油路によって連通され、全体として閉回路を構成している。

したがって、各差動機構における出力要素をいずれかの変速ギヤ対を介して出力部材に連結し、かつ各ポンプモータの押出容積を所定の容積に設定すると、一方のポンプモータがポンプとして機能して圧力流体を吐出する。それに伴う反力が、該一方のポンプモータが連結されている差動機構の反力要素に作用し、その入力要素に入力されている動力源からのトルクと合成されて出力要素からトルクが出力される。さらにそのトルクは変速ギヤ対のギヤ比に応じて増減されて出力部材に伝達される。これに対して、他方のポンプモータは、前記圧力流体が供給されてモータとして機能し、その出力トルクが、該他方のポンプモータが連結されている差動機構の反力要素に入力され、ここで動力源から入力されたトルクと合成された後、所定の変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される。あるいはモータとして機能するポンプモータから出力されたトルクは、所定の変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される。

このように、動力源が出力した動力は、いずれかの差動機構および変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される一方、圧力流体の流動に変換された後、他方の差動機構あるいはギヤ対を介して出力部材に伝達され、しかもその圧力流体を介した動力の伝達は、ポンプモータの押出容積に応じて変化するので、変速比を連続的に、すなわち無段階に変化させることができる。また、一方のポンプモータの押出容積をゼロにすれば、閉回路での圧力流体の流動が阻止されるので、他方のポンプモータがロックされ、その場合には、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力伝達効率が高くなる。なお、その変速比は、差動機構および変速ギヤ対のギヤ比に応じた変速比となる。

また、特許文献２には、エンジンが出力した動力を、分割機構によって、油圧ポンプとファイナルギヤ側とに分割し、その油圧ポンプで発生させた圧油を油圧モータに供給してこれを駆動し、その油圧モータが出力した動力をファイナルギヤ側に出力するように構成した変速機であって、油圧ポンプまたは油圧モータの容量を変化させることにより、クリープトルクを制御するように構成した車両用変速機のクリープ制御装置が記載されている。なお、特許文献３には、アクセル開度からクリープ走行中であることを判定するように構成された装置が記載されている。

特開２００７−６４２６９号公報 特許第３８９７３１９号公報 特許第３６８０７４６号公報

上記の特許文献１に記載されている可変容量型ポンプモータ式変速機では、圧力流体を介して出力部材に動力を伝達している状態で少なくともいずれか一方のポンプモータの押出容積を変化させれば、圧力流体を介して伝達されるトルクが変化するので、出力部材のトルクが変化し、変速が生じる。その圧力流体は、いずれか一方のポンプモータがポンプとして機能することにより発生して他方のポンプモータに供給されるので、その圧力流体が各ポンプモータの間の伝達トルク容量を規定し、さらには動力源から出力部材までの間の伝達トルク容量を規定することになる。その圧力流体の圧力が設計上の上限値に達している状態での出力トルクに対して、出力部材に係る負荷トルクの方が大きければ、動力源の回転数が強制的に引き下げられる。このような場合、動力源がガソリンエンジンなどの内燃機関であれば、エンジンストールに到ることになる。

また一方、特許文献２に記載された変速機では、クリープ力を油圧ポンプの容量を変えて制御しており、また加速時には油圧ポンプの斜板角度に応じて目標リリーフ圧を設定して必要なトルクを得るように構成されている。しかしながら、クリープ力は、エンジンが加速操作されていずにアイドリング状態で出力するトルクに基づくものであるから、油圧ポンプの容量を増大させてもクリープ力が必ずしも十分に大きくならない場合がある。そのため、特許文献２に記載された変速機においても、登坂路などのロードロードが相対的に大きい状態でクリープ力が不足し、エンジンストールに到る可能性があった。

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、可変容量型ポンプモータ式変速機においてクリープ状態でのエンジンストールを防止することのできる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、内燃機関を動力源とするとともに、可変容量型の流体圧ポンプと流体圧モータとを備え、前記内燃機関から入力された動力で前記流体圧ポンプを駆動することによる反力と前記内燃機関から入力された動力の一部とを合成して出力部材に伝達するとともに、その流体圧ポンプで発生した圧力流体を高圧流路を介して前記流体圧モータに供給し、その流体圧モータで出力した動力を前記出力部材に伝達するように構成された可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、前記高圧流路から排圧してその高圧流路の上限圧力を規定するリリーフ圧を設定するリリーフ弁と、前記変速機が搭載されている車両が前記変速機から出力されるクリープトルクで走行状態もしくは停止状態に維持されている際のロードロードもしくはロードロードに対応するデータを検出する負荷検出手段と、前記クリープトルクが前記ロードロード以上となるように前記リリーフ圧を高くするクリープ制御手段と、前記クリープトルクがロードロードより小さくかつ前記クリープ制御手段により増大させられたリリーフ圧が予め定めた基準圧力以上となった場合に前記リリーフ圧を低下させるリリーフ圧低下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、前記リリーフ圧低下手段によって前記リリーフ圧を低下させられた場合に前記変速機による変速比を小さくするように前記流体圧ポンプおよび／または流体圧モータの押出容積を変更する押出容積変更手段を更に備えていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式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、前記負荷検出手段は、前記車両がクリープトルクで走行状態もしくは停止状態に維持されている際の目標出力回転数と実出力回転数との回転数差を求める手段を含み、前記クリープ制御手段は、前記回転数差が小さくなるように前記リリーフ圧を高くする手段を含むことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。

請求項１の発明によれば、流体圧ポンプで発生させた圧力流体を流体圧モータに供給する高圧流路の圧力が、その高圧流路に連通されているリリーフ弁によって制御され、クリープトルクがロードロード以上となるようにリリーフ圧が昇圧制御される。リリーフ圧を予め定めた基準圧力にまで昇圧したのにも拘わらず、クリープトルクがロードロードより小さい場合、リリーフ圧が低下させられて前記高圧流路の圧力が低下させられる。その結果、流体圧ポンプと流体圧モータとの間の伝達トルク容量が低下し、内燃機関と出力部材との連結が緩やかなものとなり、言い換えれば内燃機関と出力部材との間に滑りが生じる連結関係になる。したがって、出力部材の回転数が増大しないとしても内燃機関が自律回転し続けることができるので、いわゆるエンジンストールを回避することが可能になる。

請求項２の発明によれば、リリーフ圧を低下させてクリープトルクを小さくした場合、変速比が小さくなるように、流体圧ポンプもしくは流体圧モータの押出容積が制御される。そのため、十分な駆動トルクを得るように内燃機関の出力増大操作（あるいは加速操作）が行われたとしても、変速比が小さいことにより、トルクの増幅の割合が少なく、その結果、出力増大操作（あるいは加速操作）したことによる急激な加速を防止もしくは抑制することができる。

請求項３の発明によれば、クリープ状態でのクリープトルクとロードロードとの大小を出力回転数に基づいて判定することができ、またその判定結果に基づいてリリーフ圧あるいはクリープトルクを制御することができる。

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、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５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、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、エンジンと記す）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。そのエンジン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５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、その内部にモータ軸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。なお、図５に示す例では、図５に示す変速機が搭載された車両がエンジン１の動力で走行する場合に一方のポンプモータ１２（もしくは１３）が逆回転し、その吸入ポート１２Ｓ（もしくは１３Ｓ）から圧油を吐出するように構成されており、したがって吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓ同士を連通させている油路１４がこの発明における高圧流路に相当している。

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５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、あるいはシンクロメッシュ機構）などの機構を採用することができ、図５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５の左側に移動させることにより係合状態となって、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、スリーブを図５の右側に移動させることにより解放状態となって、発進従動ギヤ２１Ｂと出力軸１６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）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５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５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）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５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５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、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５の右側に移動させることにより係合状態となって、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５に示す変速機は、エンジン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。

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３２、前記車軸３１の回転数Ｎoutを検出する出力回転数センサ３３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）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、前述したエンジン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、これに付設されたソレノイド４１Ａ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、吐出圧すなわち高圧側の油路１４の圧力を、調圧値（設定圧）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、これに付設されたソレノイド４２Ａ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、吐出圧すなわち油路１５の圧力を、調圧値（設定圧）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）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６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６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５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、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にエンジン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２２のスリーブが図５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５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エンジン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６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６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。

こうしてエンジン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、エンジン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２２のスリーブを解放状態（図６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２４のスリーブを図５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６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６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５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２２，２４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２４のスリーブを図５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２３，２５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。

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２２のスリーブが図５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５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、エンジン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６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，〜２０をシンクロ２３，２４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。

図５に示すこの発明で対象とする変速機では、いずれか一方のポンプモータ１２，１３の押出容積をゼロにして他方のポンプモータ１２，１３をロックすることによりいわゆる固定変速比が設定され、またいずれか一方のポンプモータ１２，１３で発生した圧油を他方のポンプモータ１２，１３に供給することにより、固定変速比以外の変速比が設定される。したがって、変速比あるいは出力軸１６のトルクを油圧によって制御でき、この機能を利用してクリープトルクあるいはクリープ走行を油圧で制御できる。例えば、上述した発進時のように第１速用のギヤ対２０と発進用のギヤ対２１とを出力軸１６に対してトルクを伝達できる状態に設定すれば、アイドリング状態のエンジン１が出力した動力が出力軸１６に伝達される。その際に第２ポンプモータ１３から第１ポンプモータ１２に供給される圧油を前記リリーフ弁４１によって油路１４から排圧すれば、第２ポンプモータ１３から吐出した圧油の一部が油路１４から排出されて第２ポンプモータ１３の回転数がある程度以上の回転数に維持されるので、低車速であることにより出力軸１６の回転数が低回転数であっても、エンジン１の自律回転を維持させることができる。また、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を共に小さくすることによっても同様の状態を設定することができる。

なお、図示しないアクセルペダルを踏み込まないなどの加速操作を行っていない状態でエンジン１が出力する動力で車両が走行する現象をクリープ現象と言い、そのような走行状態がクリープ走行であり、その駆動トルクがクリープトルクである。

この発明に係る制御装置は、上述した図５に示す変速機におけるクリープトルクもしくはクリープ走行を図１に示すように制御し、またエンジンストールを回避するための制御を行う。この図１に示す制御は、この発明の制御装置による制御の一例であり、図５に示す変速機を搭載している車両が走行する路面のロードロードに拘わらずに安定したクリープ走行を行うように構成され、またリリーフ圧を低下させてエンジンストールを回避するように構成されている。

図１に示す制御ルーチンは、前述した電子制御装置４３によって、所定の短い時間間隔で繰り返し実行されるようになっており、先ず駆動レンジが設定されているか否かが判断される（ステップＳ１）。この駆動レンジは、図示しないシフト装置によって選択される変速機の動作状態であり、要は、エンジン１の動力を出力軸１６に伝達する動作状態である。この判断は、シフト装置に設けたスイッチもしくはセンサの出力信号に基づいて行うことができる。なお、駆動レンジには、前進走行するための前進レンジ、変速比を機構上設定可能な最高速変速比より低速側の変速比およびそれより大きい変速比に制限する低速レンジ、後進走行するための後進レンジなどが含まれる。また、シフト装置によって選択できるレンジは、これ以外に、車両を停止状態に維持するためのパーキングレンジ、エンジン１と出力軸１６との間のトルクの伝達を遮断するニュートラルレンジなどがある。

駆動レンジが選択されていないことによりステップＳ１で否定的に判断された場合には、特に制御を行うことなくリターンする。これとは反対に駆動レンジが選択されていることによりステップＳ１で肯定的に判断され場合には、クリープトルクが出力されている状態か否かが判断される。すなわち、エンジン回転数Ｎｅが所定値以下か否か（ステップＳ２）、車速が所定車速以下か否か（ステップＳ３）がそれぞれ判断される。ここで、エンジン回転数Ｎｅについての判断基準となる所定値は、アイドル回転数程度の値であり、予め定めた一定値であってもよく、あるいは暖機完了前であることや、補機負荷があるなどのことによりいわゆるアイドルアップされている場合には、その状態に応じて設定した値であってもよい。また、車速についての判断基準となる所定車速は小さい値であり、したがってステップＳ３は、要は、車両が停止状態であるか否か、あるいはクリープ走行状態であるかを判断するステップである。

エンジン回転数Ｎｅが所定値より高回転数であることによりステップＳ２で否定的に判断された場合、あるいは車速が所定車速より高車速であることによりステップＳ３で否定的に判断された場合には、特に制御を行うことなくリターンする。これに対してこれらステップＳ２およびステップＳ３のいずれでも肯定的に判断された場合には、ブレーキがＯＦＦ（解放状態）か否かが判断される（ステップＳ４）。制動操作されていることによりステップＳ４で否定的に判断された場合には、特に制御を行うことなくリターンする。クリープトルクを制御する必要がないからである。これとは反対に制動操作されていないことによりステップＳ４で肯定的に判断された場合には、アクセルＯＦＦか否かが判断される（ステップＳ５）。すなわち、図示しないアクセルペダルが踏み込まれていないか否かか判断される。これは、クリープ走行する状態か否かの判断と言い得る。

ステップＳ５で否定的に判断された場合には、アクセルペダルが踏み込まれていて、エンジン１の出力を増大させて走行する状態になっていることになるので、クリープトルクを制御する状態にはなく、したがって特に制御を行うことなくリターンする。これに対してステップＳ５で肯定的に判断されてクリープ走行する状態になっていれば、目標出力回転数と実出力回転数との差ΔＮが算出される（ステップＳ６）。この目標出力回転数は、クリープ走行時の車速に相当する出力軸１６もしくは車軸３１の回転数であり、設計上、予め決められる回転数である。これに対して実出力回転数は前述した出力回転数センサ３３で検出された回転数に基づいて求められる回転数である。

このようにして求められた回転数差ΔＮが予め定められた基準値より大きいか否かが判断される（ステップＳ７）。すなわち、実出力回転数が、目標出力回転数に対して基準値を超えて低回転数になっているか否かが判断される。これは、言い換えれば、クリープ走行している際の車速が設計上決めた基準車速を大きく下回っているか否か、あるいは逆回転しているか否かの判断であり、したがってステップＳ７の判断は、車速を判断するように構成してもよい。ステップＳ７で否定的に判断された場合には、実出力回転数もしくは実際の車速が基準値以上（車両がずり下がらずに停止している状態を含む）であることになるので、クリープトルクを特に増大制御する必要がなく、したがってこの場合は特に制御を行うことなくリターンする。これに対してステップＳ７で否定的に判断された場合には、実出力回転数もしくは実際の車速が目標出力回転数もしくは目標とする車速に対して基準値を超えて低回転数もしくは低車速になっていることになり、これは、ロードロードに対して出力トルク（クリープトルク）が不足していることが要因である。

したがって、ステップＳ６はロードロードもしくはこれに対応するデータを検出していることになり、ステップＳ７はそのロードロードに対してクリープトルクが不足していることを判断していることになるので、ステップＳ６はロードロードを判断もしくは検出するステップに置き換えてもよい。なお、ロードロードはナビゲーションシステムによる車両の位置情報、およびその位置情報に基づく道路の情報に基づいて判断もしくは検出でき、さらにはサインポストから受信した情報などによって判断もしくは検出できる。またステップＳ７はその判断もしくは検出されたロードロードとクリープトルクとを比較するステップに置き換えてもよい。

クリープトルクが不足していることによりステップＳ７で肯定的に判断された場合には、前述した閉回路におけるオイルの温度（油温）が基準温度より低温か否かが判断される（ステップＳ８）。そのステップＳ８は、オイルの過熱状態を判断するためのものであり、図示しない油温センサによる検出信号に基づいて判断することができる。したがって、この基準温度は、使用しているオイルの特性あるいは仕様などを考慮して予め設定することができる。

油温は、油圧を高くするほど上昇しやすい。したがって、ステップＳ８で肯定的に判断された場合には、油圧を未だ高くできる状態になっていることになり、そこでこの場合は、先ず、その時点におけるポンプモータ１２，１３の押出容積が、判断基準として設定した所定容量より低容量か否かが判断される（ステップＳ９）。これは、圧油を介した動力の伝達の割合を増大させて変速比を大きくできるか否か（変速比を低速側に変更できるか否か）を判断するためのものである。すなわち、図５に示す構成の変速機では、いわゆる固定変速比以外の変速比は、二つの変速段用のギヤ対をトルク伝達可能な状態とし、そのうちの低速段側のギヤ対に対してはモータとして機能するポンプモータからトルクを伝達するので、そのモータとして機能するポンプモータに対する圧油の供給量を増大するように、ポンプとして機能する他方のポンプモータの押出容積を減少させれば、出力軸１６のトルクが増大し、変速比が低速側に変化する。

このステップＳ９で否定的に判断された場合には、先ず、ポンプとして機能しているポンプモータ１３での発生油圧（高圧流路である油路１４の圧力）がリリーフ弁４１の設定圧より高圧か否かが判断される（ステップＳ１０）。その発生油圧は、油路１４の圧力を油圧センサで検出して求めてもよく、あるいはポンプモータ１３の押出容積とエンジントルクとから算出してもよい。また、リリーフ弁４１の設定圧は、そのソレノイド４１Ａの制御量（電流値もしくはデューティ比）から求めることができる。

ポンプモータ１３での発生油圧がリリーフ弁４１の設定圧以下であることによりステップＳ１０で否定的に判断された場合には、高圧流路である油路１４の圧力、すなわちモータとして機能するポンプモータ１２に供給する油圧を高くすることにより出力軸１６のトルク（すなわちクリープトルク）を増大させることができないので、変速比が低速側となるようにポンプモータ１２，１３の押出容積を設定する（ステップＳ１１）。いわゆる登坂制御である。その後、リターンする。

ここで、各ポンプモータ１２，１３の押出容積と発進時の変速比との関係について説明すると、ポンプとして機能しているポンプモータ１３の押出容積を相対的に小さくし、かつモータとして機能しているポンプモータ１２の押出容積を相対的に大きくすれば、モータ側に送られる圧油の流量が少なくなるものの、モータの出力トルクが大きくなる。その結果、出力軸１６に現れるトルクが大きくなり、変速比としては低速側の変速比になる。これを、前述した発進用ギヤ対２１と第１速用ギヤ対２０とで出力軸１６にトルクを伝達している状態について示せば、図２のとおりである。すなわち、モータとして機能する第１ポンプモータ１２の押出容積をゼロにすることにより、ポンプとして機能する第２ポンプモータ１３がロックされるので、第１速用ギヤ対２０のみを介して出力軸１６にトルクが伝達され、変速比はその第１速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる固定変速比である第１速の変速比になる。この状態から第１ポンプモータ１２の押出容積を次第に増大させると、変速比は第１速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる変速比から次第に増大する。すなわち低速側の変速比となる。そして、第１ポンプモータ１２の押出容積が最大になった後は第２ポンプモータ１３の押出容積を低下させることにより、変速比は更に増大する。なお、各ポンプモータ１２，１３の押出容積の増大と低下とは同時に行ってもよい。

この関係を式で示せば、数１のとおりである

ここで、Ｔinは入力トルク、Ｔ1stは変速用ギヤ対（上記の例では第１速用ギヤ対２０）を介して伝達されるトルク（機械伝達部出力トルク）、Ｔsは圧油を介して伝達されるトルク（流体伝達部出力トルク）、Ｔoutは車軸３１での出力トルク、ｋ1stは変速用ギヤ対のギヤ比であり上記の例では第１速用ギヤ対２０のギヤ比、ｋsは圧油を介して伝達されるトルクを出力軸１６に伝達するギヤ対のギヤ比であり上記の例では発進用ギヤ対２１のギヤ比、ｋDはデファレンシャル３０のギヤ比、ρは各遊星歯車機構３，４のギヤ比、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の押出容積である。したがって、ポンプ発生圧がリリーフ弁４１の設定圧より低圧の場合、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2の比（ｑ1／ｑ2）が大きくなることにより出力トルクＴoutが大きくなる。上記のステップＳ１１では、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を、このように制御して出力トルクを増大させる。

変速比あるいは出力トルクが大きくなることによりクリープトルクが増大し、このような制御が、前記ステップＳ７で否定的な判断が成立するまで、すなわち実出力回転数が目標出力回転数に近付くまで継続される。したがって、登坂路などでロードロードが平坦路よりも大きい場合であっても、平坦路をクリープ走行する場合と同様の車速になるようにクリープトルクが増大させられるので、ロードロードに拘わらず平坦路と同様の安定したクリープ走行が可能になる。

一方、ポンプモータ１３の押出容積が所定容量より小さいことによりステップＳ９で肯定的に判断された場合、あるいはポンプ発生油圧がリリーフ弁４１の設定圧より高圧であることによりステップＳ１０で肯定的に判断された場合には、高圧流路である油路１４についてのリリーフ弁４１の設定圧が基準圧以上か否かが判断される（ステップＳ１２）。この基準圧は、目標リリーフ割合がほぼゼロになる設定圧であり、上限値に近い圧力である。したがって、ステップＳ１２では、リリーフ圧を高くする余地があるか否かを判断していることになる。したがって、ステップＳ１２で否定的に判断された場合には、リリーフ弁４１の設定圧を高くする余地があることになるので、ステップＳ１３に進んでリリーフ弁４１の設定圧を高くする制御が実行される。具体的には、前述したソレノイド４１Ａに対する電流値もしくはデューティ比が制御される。いわゆる登坂制御である。

ここで、リリーフ弁４１の設定圧Ｐrlfと出力トルクＴoutとの関係は、数２で示す関係になる。

また、リリーフ弁４１の設定圧Ｐtlfに応じた油圧と変速比ならびに出力トルクとの関係を図で示せば、図３および図４のようになる。すなわち、リリーフ弁４１の設定圧Ｐrlfを増大させることにより油路１４での油圧、あるいはポンプで発生されてモータに供給される油圧が高くなり、その結果、変速比が増大し、また出力トルク（この場合は、クリープトルク）が大きくなる。

そして、このような制御が、前記ステップＳ７で否定的な判断が成立するまで、すなわち実出力回転数が目標出力回転数に近付くまで継続される。したがって、登坂路などでロードロードが平坦路よりも大きい場合であっても、平坦路をクリープ走行する場合と同様の車速になるようにクリープトルクが増大させられるので、ロードロードに拘わらず平坦路と同様の安定したクリープ走行が可能になる。

一方、前述したステップＳ８で否定的に判断された場合には、油温が既に高くなっているので、油温がそれ以上に上昇する制御は避ける必要がある。また、ステップＳ１２で肯定的に判断された場合には、圧油を介して伝達されるトルクが大きくなっており、エンジン１と出力軸１６とが、よりリジッドに（強固に）連結された状態になっている。したがって、ステップＳ８で否定的に判断された場合、あるいはステップＳ１２で肯定的に判断された場合には、リリーフ弁４１の設定圧が低下させられる（ステップＳ１４）。すなわち、リリーフ弁４１を開放側に制御して、油路１４の圧力が低下させられる。リリーフ弁４１で設定するリリーフ圧を低下させると、各ポンプモータ１２，１３の間での伝達トルク容量が低下する。したがって、圧油を介したエンジン１と出力軸１６との間の伝達トルク容量が低下することにより、その連結状態が緩やかなものとなる。すなわち、エンジン１が出力軸１６に対して強固に連結されている状態から緩やかに連結された状態になるので、ロードロードが相対的に大きくてもエンジン回転数が引き下げられる度合いが少なく、したがってエンジンストールに到るなどの事態を回避することができる。

また、リリーフ弁４１で設定するリリーフ圧を低下させると、リリーフ弁４１で絞りを伴って排圧するとしても、相対的に低い圧力から圧力を解放することになるので、圧力の解放に伴うエネルギの熱への変換が少なく、オイルの発熱を抑制もしくは防止することができる。その結果、油温が基準温度以上の場合には油圧が低くなることによりオイルの過熱状態を回避もしくは抑制することができる。

ステップＳ１４でリリーフ弁４１の設定圧を低下させると、出力トルク（クリープトルク）が低下するので、出力トルクの不足を補うために、運転者がアクセルペダルを踏み込むなどの加速操作を行うことが考えられる。そこで、変速比が高速側になるように、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑが設定される（ステップＳ１５）。具体的には、モータとして機能しているポンプモータの押出容積を相対的に小さくし、あるいはポンプとして機能しているポンプモータの押出容積を大きくする。上述した発進用ギヤ対２１と第１速用ギヤ対２０とでトルクを伝達している状態では、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1を相対的に小さくし、また第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2を相対的に大きくする。このように制御することにより、運転者が加速操作を行った場合に変速比が相対的に小さくなっているために車両の急加速を回避することができる。

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、図１におけるステップＳ６およびステップＳ７を実行する機能的手段が、この発明における負荷検出手段に相当し、ステップＳ１３を実行する機能的手段が、この発明のクリープ制御手段に相当し、さらにステップＳ１４を実行する機能的手段が、この発明のリリーフ圧低下手段に相当し、そして、ステップＳ１５を実行する機能的手段が、この発明の押出容積変更手段に相当する。

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５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。さらに、この発明における高圧流路は、各流体圧ポンプモータを連通させている油路のうち、動力源が出力した動力を出力部材に伝達している状態で圧力が相対的に高くなる油路であり、これは、流体圧ポンプモータの回転方向およびこれを決めるパワートレーンの構造によって定まり、したがって上記の具体例とは異なり、吐出口同士を連通する油路であってもよい。

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。

この発明に係る制御装置で実行される制御の一例を説明するためのフローチャートである。 固定変速比である第１速より低速側の変速比と各ポンプモータの押出容積との関係を示す線図である。 リリーフ圧あるいはこれによって決まる油圧と変速比との関係を模式的に示す線図である。 リリーフ圧あるいはこれによって決まる油圧と出力トルクとの関係を模式的に示す線図である。 この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。 図５に示す変速機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、 ４１，４２…リリーフ弁、 ４３…電子制御装置（ＥＣＵ）。

Claims (3)

1. 内燃機関を動力源とするとともに、可変容量型の流体圧ポンプと流体圧モータとを備え、前記内燃機関から入力された動力で前記流体圧ポンプを駆動することによる反力と前記内燃機関から入力された動力の一部とを合成して出力部材に伝達するとともに、その流体圧ポンプで発生した圧力流体を高圧流路を介して前記流体圧モータに供給し、その流体圧モータで出力した動力を前記出力部材に伝達するように構成された可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、
   前記高圧流路から排圧してその高圧流路の上限圧力を規定するリリーフ圧を設定するリリーフ弁と、
   前記変速機が搭載されている車両が前記変速機から出力されるクリープトルクで走行状態もしくは停止状態に維持されている際のロードロードもしくはロードロードに対応するデータを検出する負荷検出手段と、
   前記クリープトルクが前記ロードロード以上となるように前記リリーフ圧を高くするクリープ制御手段と、
   前記クリープトルクがロードロードより小さくかつ前記クリープ制御手段により増大させられたリリーフ圧が予め定めた基準圧力以上となった場合に前記リリーフ圧を低下させるリリーフ圧低下手段と
   を備えていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
2. 前記リリーフ圧低下手段によって前記リリーフ圧を低下させられた場合に前記変速機による変速比を小さくするように前記流体圧ポンプおよび／または流体圧モータの押出容積を変更する押出容積変更手段を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
3. 前記負荷検出手段は、前記車両がクリープトルクで走行状態もしくは停止状態に維持されている際の目標出力回転数と実出力回転数との回転数差を求める手段を含み、
   前記クリープ制御手段は、前記回転数差が小さくなるように前記リリーフ圧を高くする手段を含む
   ことを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。

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