JP2009293745A - 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】最高速段での変速機の動力伝達効率を向上できる可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置を提供すること。
【解決手段】２つの差動機構と２つのポンプモータと、中間軸と出力部材との間を選択的に動力伝達可能にする変速段用伝動機構とを有する可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、油圧を蓄圧する蓄圧器と、動力源と出力部材との間を動力伝達可能にしかつ一方の差動機構，ポンプモータと出力部材との間を動力伝達不可能にする直結段用伝動機構と、出力部材からトルクが入力される場合に、動力源と出力部材との間を動力伝達可能にしかつ一方の差動機構，ポンプモータと出力部材との間を動力伝達不可能にしかつ出力部材と他方の差動機構，ポンプモータとの間を動力伝達可能にしてその際に発生する油圧を蓄圧器に蓄圧させる流体圧回生手段（ステップＳ１８〜Ｓ２０）を設ける。
【選択図】図５

Description

この発明は、内燃機関などの動力源を差動機構および変速用伝動機構を介して出力部材に伝達し、かつその差動機構に対して可変容量型ポンプモータで反力トルクを与えることにより出力部材のトルクを制御できる変速機に関するものである。

この種の変速機の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、２組の差動機構における入力要素のそれぞれにエンジンを連結する一方、各差動機構における反力要素に可変容量型の油圧ポンプモータを連結するとともに、いずれかの油圧ポンプモータは押出容積を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とし、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、同期連結機構（例えばシンクロナイザー）を介して選択的にトルク（動力）伝達可能とされる複数の変速段用ギヤ対を設けて構成されている。さらに、それらの油圧ポンプモータは、いわゆる正回転状態で圧油を吐出する吐出口同士、および圧油を吸入する吸入口同士を連通させる閉油圧回路によって接続されている。

したがって、特許文献１に記載されている変速機では、それぞれの油圧ポンプモータの押出容積を所定の容積に設定するとともに、隣接する変速段を設定するための変速段用ギヤ対を出力部材に対してトルク伝達が可能な状態にすることにより、一方の油圧ポンプモータがポンプとして機能して油圧を発生し、それに伴う反力が一方の差動機構における反力要素に作用する。その差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが作用し、反力要素には油圧ポンプモータによる反力トルクが作用しているので、これらのトルクを合成したトルクが出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力される。そして、その変速段用ギヤ対のギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。

これに対して、他方の油圧ポンプモータは閉油圧回路を介して圧油が供給されることによりモータとして機能し、そのトルクが他方の差動機構における反力要素に伝達される。その他方の差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが入力されているので、そのトルクと反力要素に伝達されたトルクとが合成されて出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力される。そして、その変速段用ギヤ対のギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。すなわち、出力部材には２組の変速用ギヤ対を介して伝達されたトルクを合成したトルクが現れる。そして、そのトルクは、油圧を介して伝達されるトルクの割合すなわちポンプモータの押出容積に応じて変化し、したがって変速比を連続的に変化させることができる。

さらに、特許文献１に記載された変速機では、いずれか一方のポンプモータの押出容積を“０”にすれば、閉油圧回路での圧油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る。その結果、そのポンプモータが連結されている差動機構の反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達される。そして、その変速用ギヤ対のギヤ比に応じた固定段変速比（固定変速段）が設定される。したがってこの場合、油圧を介した動力の伝達が生じないので、動力伝達効率が相対的に良好になる。

なお、特許文献２には、油圧による動力伝達と機械的な動力伝達とを行う油圧−機械式（動力分割式）の変速装置（ハイドロ・メカニカル・トランスミッション；ＨＭＴ）であって、入力軸から出力軸への動力伝達を遊星歯車機構のみにより行う機械的直結領域が設定できるようにして、この機械的直結領域において油圧伝動部における圧油の流動を阻止する手段（ロッククラッチ、連通弁など）を設けた構成のＨＭＴに関する発明が記載されている。

また、特許文献３には、４段の変速比を選択して設定できる主変速機構と、減速状態および直結状態を設定できる副変速機構とを並列に組み合わせた自動変速機であって、主変速機構を３速（直結）状態で保持するとともに副変速機構を直結状態にすることにより、変速比が１となる第４速（直結変速段）を設定することができ、その第４速の状態から副変速機構を直結状態で保持するとともに主変速機構を４速（増速）状態にすることにより、変速比が１より小さくなる第５速（いわゆるオーバードライブ）を設定することができるように構成した自動変速機に関する発明が記載されている。

また、特許文献４には、機械式トランスミッション（ＭＴ）が入力軸と出力軸との間に設けられ、さらにそのＭＴと並列に静液圧式トランスミッション（ＨＳＴ）が設けられたハイドロメカニカルトランスミッション（ＨＭＴ）を搭載した車両の動力回収装置であって、減速時に、ＨＳＴの可変容量ポンプを作動させて発生させた高圧の作動油を蓄圧器に蓄えるように構成した発明が記載されている。

そして、特許文献５には、第１，第２プラネタリギヤ列の第１，第２サンギヤを第１サンギヤ軸で結合し、第１キャリアと第２リングギヤとを第１伝動軸で結合して構成した主変速ユニットと、第３，第４プラネタリギヤ列の第３，第４サンギヤを第２サンギヤ軸で結合し、第３キャリアと第４リングギヤとを第２伝動軸で結合して構成した副変速ユニットとを備え、主変速ユニットを第１リングギヤを介して変速機の入力軸に結合し、副変速ユニットを第３リングギヤを介して第１伝動軸に結合した自動変速機に関する発明であって、第１，第２サンギヤ軸のそれぞれを制動する第１，第２ブレーキ機構を設けた構成が記載されている。

特開２００７−６４２６９号公報 特開２００５−７６７８８号公報 特開平２−６２４７０号公報 特開平１１−６５５７号公報 特開２００５−９０６８２号公報

上述したように、上記の特許文献１に記載されている変速機では、一方のポンプモータの押出容積を“０”にして他方のポンプモータをロックすれば、他方の差動機構における反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達される。これは、動力を油圧の流動に変換することのないいわゆる機械的な動力伝達になるので、変速機の動力伝達効率が相対的に良好になる。この動力伝達効率が良好な油圧を介さない機械的な動力伝達状態、すなわち固定段変速比（固定変速段）を設定した状態で、動力源の出力トルクを直接（すなわち直結状態で）もしくは増速して（すなわちオーバードライブ状態で）出力軸側に伝達することができれば、変速機の動力伝達効率は一層良好なものになる。

さらに、制動時に発生する油圧、すなわちこの変速機の出力軸側から変速機に入力されるトルクによりポンプモータを駆動し、その際に発生する油圧を回収して有効に利用することができれば、その分変速機の動力伝達効率あるいは動力源の燃費を向上させることができる。

しかしながら、上記の特許文献１に記載されている変速機は、動力源の出力トルクを直結状態もしくはオーバードライブ状態で出力軸側に伝達できる構成にはなっておらず、また、制動時にポンプモータで発生する油圧の回生についても考慮されておらず、変速機の、特に高速段での動力伝達効率あるいは動力源の燃費を向上させるためには、未だ改良の余地があった。

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、最高速段もしくはこれに近い変速比での変速機の動力伝達効率を向上させることができる可変容量型ポンプモータ式変速機を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、流体圧を発生することに伴う反力を、動力源が連結されている２つの差動機構のそれぞれに該動力源から伝達される入力トルクに対する反力トルクとして与える２つの可変容量型ポンプモータと、該差動機構から出力されたトルクが伝達される中間軸と出力部材との間に設けられ、該中間軸と該出力部材との間を選択的に動力伝達可能な状態する複数の変速段用伝動機構とを有する可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、前記可変容量型ポンプモータが発生させた流体圧を蓄圧する蓄圧器と、前記動力源およびいずれか一方の前記差動機構と前記出力部材との間に設けられ、選択的に、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記一方の差動機構および該一方の差動機構に連結している一方の前記可変容量ポンプモータと前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にする直結段用伝動機構と、前記出力部材側からトルクが入力される場合に、前記変速段用伝動機構および前記直結段用伝動機構を制御して、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記一方の差動機構および前記一方の可変容量型ポンプモータと前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にするとともに、前記出力部材と他方の前記差動機構および該他方の差動機構に連結している他方の前記可変容量型ポンプモータとの間を前記中間軸を介して動力伝達可能な状態にし、該他方の前記可変容量型ポンプモータを駆動してその際に発生する流体圧を前記蓄圧器に蓄圧させる流体圧回生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、少なくとも前記他方の差動機構はサンギヤおよびキャリアならびにリングギヤを回転要素とする遊星歯車機構により構成され、前記流体圧回生手段が、前記出力部材側からトルクが入力される場合に、前記リングギヤの回転を規制し、前記他方の差動機構を介して前記出力部材側から入力されるトルクを増速もしくは減速して前記他方の可変容量型ポンプモータに伝達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１または２の発明において、前記直結段用伝動機構により前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、前記動力源の回転を制動する同期補助機構を更に備えていることを特徴とする制御装置である。

そして、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、前記直結段用伝動機構が、前記動力源からのトルクを前記出力部材へ伝達する場合の前記出力部材の回転数に対する前記動力源の回転数の比である変速比が前記変速段用伝動機構のいずれの変速段の変速比よりも小さくかつ“１”以下の所定値に設定された機構を含むことを特徴とする制御装置である。

請求項１の発明によれば、直結段用伝動機構により差動機構と出力部材との間を動力伝達可能な状態にするとともに動力源と出力部材との間の動力伝達を遮断し、かつ可変容量型ポンプモータで流体圧を発生させることにより差動機構に対して反力トルクを与えている状態では、動力源が出力したトルクと反力トルクとが差動機構で合成され、そのトルクが所定の変速段用伝動機構を介して出力部材に伝達される。これに対して、直結段用伝動機構により一方の差動機構と出力部材との間の動力伝達を遮断するとともに動力源と出力部材との間を動力伝達可能な状態にすることにより、動力源の出力トルクがそのまま出力部材に伝達されて、いわゆる直結段となる。その場合、前記の一方の差動機構に連結している一方の可変容量型ポンプモータが反力を出力する必要がなく、また動力源から出力部材への動力伝達経路と一方の可変容量型ポンプモータとの間の動力伝達が遮断されている。そのため、油圧の漏れやギヤでの摩擦などによる動力損失あるいは可変容量型ポンプモータの引き摺り損失の発生を回避もしくは抑制し、変速機の動力伝達効率を向上させることができる。

さらに、上記のように一方の差動機構と出力部材との間の動力伝達が遮断されかつ動力源と出力部材との間の動力伝達が可能にされた状態で、出力部材側から変速機へトルクが伝達される場合には、他方の差動機構およびそれに連結している他方の可変容量型ポンプモータと出力部材との間が動力伝達可能な状態にされ、その他方の可変容量型ポンプモータが出力部材側から伝達されるトルクにより駆動される。すなわち他方の可変容量型ポンプモータがモータとして駆動されて流体圧を発生する。そして、その他方の可変容量型ポンプモータで発生させられた流体圧が蓄圧器に蓄圧される。したがって、いわゆる直結段が設定された状態で出力部材側からトルクが伝達される場合に、その出力部材側からのトルクにより流体圧を発生させて蓄圧することができる。そのため、直結段設定時に外部から入力される動力を回生して流体圧として利用することができ、動力源および変速機全体としての効率を向上させることができる。

なお、上記のようにして流体圧を蓄圧する際には、変速機の変速比は直結段で設定される変速比で一定に維持されるため、流体圧を発生して蓄圧している間に例えば変速比が変化するなどして変速ショックが発生したりすることがない。したがって、流体圧を蓄圧する際に変速ショックなどについて考慮する必要がなく、そのために特別な装置を設けたり特別な制御等を行う必要もなくなり、簡単な構成および制御内容により効率を向上させることができる。

また、請求項２の発明によれば、直結段設定時に出力部材側からのトルクが伝達される側の他方の差動機構が、サンギヤ、キャリア、リングギヤの３つを回転要素とする遊星歯車機構によって構成されていて、一方の差動機構と出力部材との間の動力伝達が遮断されかつ動力源と出力部材との間の動力伝達が可能にされた状態で、出力部材側から変速機へトルクが伝達される場合に、他方の差動機構のリングギヤの回転が規制される。言い換えるとリングギヤが固定される。リングギヤが固定されると、サンギヤとキャリアとの他の２つの回転要素間での動力伝達は、入力トルクに対して出力トルクが増速もしくは減速されることになる。すなわち、キャリアもしくはサンギヤに入力されたトルクの全てが減速もしくは増速されてサンギヤもしくはキャリアに出力されることになる。したがって、直結段が設定された状態で出力部材側からトルクが伝達される場合に、他方の可変容量型ポンプモータを効率良く駆動して流体圧を回生することができる。

また、請求項３の発明によれば、直結段用伝動機構により動力源と出力部材との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替える際に、動力源の出力トルクにより駆動されている入力側の回転部材の回転数と、その入力側回転部材と係合して出力部材へ動力源の出力トルクを伝達する出力側の回転部材の回転数との同期が必要になる。特に、動力源と出力部材との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替えることにより変速比が小さくなる場合すなわちアップシフトされる場合は、入力側の回転部材の回転数を低下させる必要がある。その場合、同期補助機構で動力源の回転を制動することにより、入力側の回転部材の回転数を低下させることができる。そのため、入力側の回転部材の回転数と出力側の回転部材の回転数との同期を促進して、動力源と出力部材との間の動力伝達状態の切り替えをスムーズに行うことができる。また、その際の同期連結機構による各回転部材間の同期を、同期補助機構によって補助することができるので、同期連結機構を小容量の小型のものとすることができる。

そして、請求項４の発明によれば、直結段用伝動機構によって動力源と出力部材との間を動力伝達可能な状態にすることにより、変速段用伝動機構によって設定される他の変速段の変速比よりも小さくかつ変速比が“１”以下の変速段、すなわち変速機の直結段もしくは増速段が設定される。したがって、直結段もしくは増速段設定時の変速機の動力伝達効率を向上させることができる。例えば、内燃機関を動力源としてこの発明の変速機に連結した場合、変速機を動力伝達効率の良い直結段もしくは増速段にして内燃機関を運転効率の良い領域で運転させることができ、内燃機関の燃費を向上させることができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１にこの発明に係る変速機ＴＭの構成の一例を示す。この図１に示す構成例は、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（固定変速段）として４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り、特にエンジンなどの動力源１を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に適するように構成した例である。すなわち、動力源１が出力した動力を伝達する入力軸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をエンジン（ＥＮＧ）１と記す。また、入力軸２はエンジン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回転軸であってよい。これらエンジン１と入力軸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と称されるオイルポンプで、変速機ＴＭ内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１に示す例では、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、油圧などの流体圧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１に示す例では、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およびこれに回転自在に嵌合させられている第２ドライブ軸５と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を第１遊星歯車機構６と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ７と記す。さらに、これらと平行に配置されている遊星歯車機構を第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、図では、第１ポンプモータ７をＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９をＰＭ２と記している。

第１ドライブ軸４と第２ドライブ軸５とはこの発明における中間軸に相当し、これらのうち一方のドライブ軸（この例では、第２ドライブ軸５）は中空構造であって、第１ドライブ軸４の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらの各ドライブ軸４，５は、第１遊星歯車機構６を挟んで第１ポンプモータ７とは軸線方向で反対側（図１の右側）に配置されている。

第１遊星歯車機構６は、外歯歯車であるサンギヤ６Ｓ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６Ｒと、これらのサンギヤ６Ｓとリングギヤ６Ｒ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６Ｃとを回転要素と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、第１ポンプモータ７および第１遊星歯車機構６と同一軸線上に回転自在に配置されている。そして、このカウンタドリブンギヤ１０Ｂは、スタート（Ｓ）シンクロ１１を介してリングギヤ６Ｒに連結されている。

ここで、スタートシンクロ１１は、いわゆる発進用切替機構であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｒの回転を規制すること、すなわちリングギヤ６Ｒ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６Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ６Ｓに反力機構としての第１ポンプモータ７のロータ軸７Ａが接続されている。したがってサンギヤ６Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア６Ｃに第１ドライブ軸４が連結されている。したがって、キャリア６Ｃが出力要素となっている。

第１ポンプモータ７は、押出容積を変更できる可変容量型であり、この図１に示す例では、特に押出容積を“０”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６に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構６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７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６と同様の構成であって、サンギヤ８Ｓとリングギヤ８Ｒ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８Ｃ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６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、リングギヤ８Ｒに連結されている。すなわち、リングギヤ８Ｒに入力軸２がカウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤ８Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ８Ｓ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８Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア８Ｃに、直結用シンクロ１２を介してこれらと同一軸線上にあるキャリア軸１３上に配置された第３速ギヤ対１４の第３速駆動ギヤ１４Ａが連結されている。したがってキャリア８Ｃが出力要素となっている。

上記のキャリア軸１３には、第４速ギヤ対１５の第４速従動ギヤ１５Ｂ（もしくは第４速遊転ギヤ１５Ｂ）が回転自在に嵌合されており、その第４速従動ギヤ１５Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ１５Ａが、入力軸２に一体となって回転するように設けられている。また、直結用シンクロ１２は、いわゆる直結段形成用の切替機構であり、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃと上記のキャリア軸１３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、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすること、すなわち第４速ギヤ対１５を介して入力軸２とキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすることができるように構成されている。上記の第３速ギヤ対１４および第４速ギヤ対１５およびスタートシンクロ１１ならびに直結用シンクロ１２の詳細については後述する。

第２ポンプモータ９は、第１ポンプモータ７と同様に、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す例では、押出容積を“０”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２遊星歯車機構８に対してエンジン１側（図１の左側）に、第２遊星歯車機構８と同一軸線上に配置されている。この種の第２ポンプモータ９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。

ここで、発進用切替機構としてのスタートシンクロ１１について説明すると、このスタートシンクロ１１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１には同期連結機構からなるスタートシンクロ１１が記載されている。このスタートシンクロ１１は、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒに一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１１Ｓを備えており、このスリーブ１１Ｓを挟んだ両側に、前述のカウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび例えば変速機ＴＭのケーシング（図示せず）などに固定された固定部１６に一体化させたスプラインが配置されている。さらに、このスタートシンクロ１１は、カウンタドリブンギヤ１０Ｂの側に、そのカウンタドリブンギヤ１０Ｂとハブすなわちリングギヤ６Ｒとを制動するブレーキ機構１７が設けられている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図１の右側に、固定部１６に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図１の左側に、カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置されている。そして、スリーブ１１Ｓの図１の更に左側に、スリーブ１１Ｓの図１での左端面側に形成されたスリーブ側摩擦部材１７Ａと、例えば固定部１６に一体化させた固定側摩擦部材１７Ｂとから構成されるブレーキ機構１７が配置されている。

すなわち、このスタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図１の右側（「Ｓ」の位置）に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒを固定部１６に連結してリングギヤ６Ｒの回転を規制し、すなわちリングギヤ６Ｒを固定し、スリーブ１１Ｓを図１の左側（「Ｄ」の位置）に移動させることにより、カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂを第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒに連結し、さらに、スリーブ１１Ｓを図１の「Ｄ」の位置よりも左側（「Ｂ」の位置）に移動させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂとリングギヤ６Ｒとを連結した状態でブレーキ機構１７を係合してそれらカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転を制動するように構成されている。そして、スリーブ１１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂあるいは固定部１６のいずれとも係合せず、またブレーキ機構１７が解放されているニュートラル状態となるように構成されている。

したがって、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてスリーブ１１Ｓのスリーブ側摩擦部材１７Ａを固定側摩擦部材１７Ｂに当接させることにより、ブレーキ機構１７を係合もしくは半係合状態にして、カウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転数を低下させること、すなわちカウンタドライブギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することができる。言い換えると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することにより、カウンタドライブギヤ１０Ａを介してカウンタドライブギヤ１０Ｂと連結しているエンジン１および第４速駆動ギヤ１５Ａと噛み合っている第４速従動ギヤ１５Ｂの回転を制動することができる。

上記のように、このスタートシンクロ１１と、そのスタートシンクロ１１に設けられたブレーキ機構１７とによって、前述のこの発明における直結段用伝動機構によりエンジン１と出力軸１８との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、エンジン１の回転を制動することができる。したがって、上記のスタートシンクロ１１とブレーキ機構１７とが、この発明における同期補助機構に相当している。

この発明における出力部材に相当し、各ドライブ軸４，５から動力が伝達される出力軸１８が、各ドライブ軸４，５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１に示す変速機ＴＭは、その主要部分がいわゆる２軸構造になっている。これら各ドライブ軸４，５と出力軸１８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と出力軸１８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１に示す例では、前進走行のための３つのギヤ対１４，１９，２１と後進走行のためのギヤ対２０とが設けられている。

すなわち、出力軸１８上には、エンジン１側から順に、第３速従動ギヤ１４Ｂ、第１速従動ギヤ１９Ｂ、リバース従動ギヤ２０Ｂ、第２速従動ギヤ２１Ｂが配置されるとともに、これら各従動ギヤ１４Ｂ，１９Ｂ，２０Ｂ，２１Ｂは、出力軸１８に対して回転自在に嵌合している。

これに対して、第２ドライブ軸５上には、上記の第３速従動ギヤ１４Ｂに噛み合っているカウンタギヤ１４Ｃと、上記の第１速従動ギヤ１９Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ１９Ａとが、それぞれ第２ドライブ軸５に一体となって回転するように設けられている。なお、第１速駆動ギヤ１９Ａは、第１速従動ギヤ１９Ｂより歯幅の広い歯車であって、第１速従動ギヤ１９Ｂに隣接して配置されているリバース従動ギヤ２０Ｂとの間に設けられたアイドルギヤ２０Ａにも噛み合っている。したがって、第１速駆動ギヤ１９Ａはリバース駆動ギヤを兼ねている。さらに、第１ドライブ軸４は、その外周側の第２ドライブ軸５からその先端側（図１の右側）に突出しており、その突出部分には、上記の第２速従動ギヤ２１Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ２１Ａが第１ドライブ軸４に一体となって回転するように設けられている。

上述した各ギヤ対１４，１９，２０，２１のうち、前進走行のための変速比（変速段）を設定する第１速ないし第３速の各ギヤ対１９，２１，１４のギヤ比（従動側のギヤの歯数に対する駆動側のギヤの歯数の比）は、ここに挙げたギヤ対１９，２１，１４の順に小さくなっている。すなわち、「第１速ギヤ対１９のギヤ比」＞「第２速ギヤ対２１のギヤ比」＞「第３速ギヤ対１４のギヤ比」となっている。

そして、上記の各ギヤ対１４，１９，２０，２１を選択的に動力伝達可能な状態にするための切替機構が設けられている。この切替機構は、各ギヤ対１４，１９，２０，２１におけるいずれかの回転自在なギヤを、そのギヤが取り付けられている軸に対してトルクを伝達できるよう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。

図１に示す例では、切替機構として同期連結機構が使用されており、上記の出力軸１８上で、第３速従動ギヤ１４Ｂと第１速従動ギヤ１９Ｂとの間に第１シンクロ２２が配置され、また同様に出力軸１８上で、リバース従動ギヤ２０Ｂと第２速従動ギヤ２１Ｂとの間に第２シンクロ２３が配置されている。これらのシンクロ２２，２３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、出力軸１８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。すなわち、同期機構を備えたクラッチ機構である。

したがって第１シンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側（「１st」の位置）に移動させることにより、第１速従動ギヤ１９Ｂを出力軸１８に連結し、またスリーブ２２Ｓを図１の左側（「３rd」の位置）に移動させることにより、第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１８に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１９Ｂ，１４Ｂとも係合せずに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２３は、そのスリーブ２３Ｓを図１の右側（「２nd」の位置）に移動させることにより、第２速従動ギヤ２１Ｂを出力軸１８に連結し、またスリーブ２３Ｓを図１の左側（「Ｒ」の位置）に移動させることにより、リバース従動ギヤ２０Ｂを出力軸１８に連結し、さらにスリーブ２３Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ２１Ｂ，２０Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。

上記のように、この構成例では、第１速ギヤ対１９および第２速ギヤ対２１および第３速ギヤ対１４ならびにリバースギヤ対２０の各伝動機構と、第１シンクロ２２および第２シンクロ２３の各切替機構とによって、各ドライブ軸４，５と出力軸１８との間を選択的に動力伝達可能な状態にすることができる。したがって、上記の各ギヤ対１９，２１，１４，２０と各シンクロ２２，２３とが、この発明における変速段用伝動機構に相当している。

ここで、前述した直結段形成用の切替機構としての直結用シンクロ１２について説明すると、この直結用シンクロ１２は、前述のスタートシンクロ１１と同様に、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１には同期連結機構からなる直結用シンクロ１２が記載されている。この直結用シンクロ１２は、キャリア軸１３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２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃおよび第４速従動ギヤ１５Ｂ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１の左側に、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図１の右側に、第４速従動ギヤ１５Ｂ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、直結用シンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図１の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、スリーブ１２Ｓを図１の右側（「４th」の位置）に移動させることにより、第４速従動ギヤ１５Ｂを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、さらにスリーブ１２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、キャリア８Ｃあるいは第４速従動ギヤ１５Ｂのいずれとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。

このように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させて第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３とを連結することにより、変速機ＴＭを、前述した複数の伝動機構すなわち第１速ないし第３速の各ギヤ対１８，２０，１４のギヤ比に応じた第１速ないし第３速の各変速段を設定する状態、およびそれら第１速ないし第３速の各変速段の間で変速比を連続的に変化させる無段変速状態にすることができる。

そして、この発明の変速機ＴＭは、前述の第１速ないし第３速の各ギヤ対１９，２１，１４のギヤ比に応じて設定されるいずれの変速比よりも小さな、すなわち第３速の変速比よりも小さなこの変速機ＴＭの最高速段としての第４速を設定できるように構成されている。すなわち、第３速ギヤ対１４を出力軸１８に対してトルク伝達可能な状態にするとともに、上記のように直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３とを連結することにより、入力軸２に伝達されたエンジン１の出力トルクを、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１８に伝達すること、すなわちエンジン１の出力トルクを第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８を経由させずに出力軸１８に直接伝達するができる。言い換えると、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３とを連結することにより、第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１８との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることができる。

さらに、上記の第４速ギヤ対１５のギヤ比が、エンジン１の出力トルクが第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を経由して出力軸１８へ伝達される際の変速比が“１”もしくは“１”よりも小さい所定値となるように設定されている。したがって、この変速機ＴＭは、直結用シンクロ１２によって第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１８との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることにより、変速比が“１”となるいわゆる直結段、もしくは変速比が“１”よりも小さな増速段を設定することができる。

上記のように、この変速機ＴＭでは、第４速ギヤ対１５と、直結用シンクロ１２とによって、選択的に、エンジン１と出力軸１８との間を動力伝達可能な状態にしかつ第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間を動力伝達不可能な状態にすることができる。したがって、上記の第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とが、この発明における直結段用伝動機構に相当している。

上記の各シンクロ１１，１２，２２，２３の各スリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切り替え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）によって切り替え動作させるように構成することができる。また、前述の各ポンプモータ７，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、電子制御装置（ＥＣＵ）２４によって電気的に制御される。この電子制御装置２４は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータや予め記憶しているデータおよびプログラムに従って演算を行い、押出容積を設定し、あるいは各シンクロ１１，１２，２２，２３を動作させるための指令信号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７，９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７，９がいわゆる正回転した場合の吸入口７Ｓ，９Ｓ同士、および吐出口７Ｄ，９Ｄ同士が、図２に示すように、油路２５，２６によって互いに連通され、全体として閉回路を構成している。その油路２５，２６同士の間には、一方の油路２５の圧力が設定圧力を超えた場合に開弁して圧油を他方の油路２６に排出する電磁リリーフ弁２７と、他方の油路２６の圧力が設定圧力を超えた場合に開弁して圧油を一方の油路２５に排出する電磁リリーフ弁２８とが設けられている。なお、これらの電磁リリーフ弁２７，２８は、設定圧（リリーフ圧）を電気的に制御し、あるいは設定圧を“０”にする制御を電気的に行うことのできる電磁弁である。

また、上記の閉回路には流体（具体的にはオイル）を補給するためのチャージポンプ（もしくはブーストポンプ）２９が設けられている。このチャージポンプ２９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３０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。このチャージポンプ２９の吐出口は、閉回路における油路２５と油路２６とにそれぞれ油路３１およびチェック弁３２，３３を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３２，３３は、チャージポンプ２９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２９の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３４が、チャージポンプ２９の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３４は、スプリングによる弾性力とパイロット圧もしくはソレノイドによる押圧力との和より高い圧力が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３０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２９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。

そして、圧油を蓄圧するとともにその蓄圧した圧油を第１ポンプモータ７もしくは第２ポンプモータ９に供給するアキュムレータ３５が設けられている。このアキュムレータ３５は、第１ポンプモータ７で発生させた油圧を蓄える蓄圧器であって、油路２６に、チェック弁３６および切替弁３７を介して、その切替弁３７により選択的に連通させられるように構成されている。車両の制動時に第１ポンプモータ７を駆動して油圧を発生させる場合、第１ポンプモータ７のロータ軸７Ａは逆回転し、第１ポンプモータ７では吐出口７Ｄから圧油を吐出することになる。したがって、閉回路では油路２６が高圧側になる。そのため、アキュムレータ３５は油路２６に連通するように設けられている。

チェック弁３６は、閉回路から切替弁３７およびアキュムレータ３５に向けて圧油が流れる場合に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。そして切替弁３７は、アキュムレータ３５と閉回路を接続する油路３８を連通させる開位置と、その油路３８を閉じる閉位置とに弁体（図示せず）を選択的に移動させるように構成されている。なお、その弁体の切替動作は、ソレノイドなどに通電することにより電気的に制御するように構成されている。具体的には、通常（無通電，ＯＦＦ）時は、弁体は閉位置に位置して油路３８を遮断し、通電（ＯＮ）時に、弁体を開位置に移動させて油路３８を連通させるようになっている。したがって、この切替弁３７の代わりにノーマルクローズ形の開閉弁などを用いることもできる。

また、アキュムレータ３５の油圧を検出するための油圧センサ３９が設けられていて、そして前述の油路３１とオイルパン３０との間には、チャージポンプ２９と並列して、チェック弁４０を備えた油路４１が設けられている。このチェック弁４０は、オイルパン３０から油路３１および閉回路に向けて圧油が流れる場合に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。したがって、第１ポンプモータ７で発生させた油圧をアキュムレータ３５に蓄圧する際に、チャージポンプ２９により閉回路内に供給される作動油の量が不足した場合であっても、図３の破線で示すように、この油路４１を介してオイルパン３０の作動油を閉回路に供給することができる。

つぎに、上述した変速機ＴＭの作用について説明する。図４は、いずれかのギヤ対１９，２１，１４，１５，２０のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，１２，２２，２３、ならびに各電磁リリーフ弁２７，２８の動作状態をまとめて示す図表であって、この図４における各ポンプモータ７，９についての「０」は、ポンプ容量（押出容積）を実質的に“０”（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ロータ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「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的な“０”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７（もしくは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７（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ポンプモータ９（もしくは７）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１１，１２，２２，２３についての「１st」、「２nd」、「３rd」、「４th」、「Ｄ」、「Ｓ」、「Ｒ」、「ＣＶ」は、それぞれのスリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓの図１での位置を示し、また、「Ｎ」は該当するシンクロ１１，１２，２２，２３をＯＦＦ状態（中立位置）に設定する位置を示している。そして、スタートシンクロ１１についての「Ｂ」は、シンクロ１１Ｓを、エンジン１の回転を制動する状態の位置を示している。

図示しないシフト装置によってニュートラルポジションが選択されていることによりニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ７，９の押出容積が“０”とされ、また各シンクロ１１，１２，２２，２３がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓが「Ｎ」の位置（図１の中央位置）に設定される。したがって、いずれのギヤ対１９，２１，１４，１５，２０も出力軸１８に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ７，９がいわゆる空回り状態となる。したがって、各遊星歯車機構６，８のリングギヤ６Ｒ，８Ｒにエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤ６Ｓ，８Ｓに反力が作用しないため、出力要素であるキャリア６Ｃ，８Ｃに連結されている各ドライブ軸４，５にはトルクが伝達されない。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２７，２８は、開状態すなわちリリーフ圧が“０”となるように制御されるのが好ましい。

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、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｓ」の位置（図１の右側）に、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置（図１の左側）に、第１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「１st」の位置（図１の右側）に、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが「２nd」の位置（図１の右側）に、それぞれ移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１９Ｂおよび第２速従動ギヤ２１Ｂが出力軸１８に連結されて、出力軸１８に対してトルク伝達可能な状態になる。その結果、第２ドライブ軸５と出力軸１８とが第１速ギヤ対１９を介して連結され、第１ドライブ軸４と出力軸１８とが第２速ギヤ対２１を介して連結される。また、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａとが連結される。したがって、キャリア軸１３と出力軸１８とが第３速ギヤ対１４および第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１９を介して連結される。そして、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒがスタートシンクロ１１を介して固定される。

すなわち、各変速段を設定する伝動機構すなわち各ギヤ対の連結状態としては、第１速および第２速を設定する状態となる。そして、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒが固定されるので、第１遊星歯車機構６は、サンギヤ６Ｓにロータ軸７Ａを介して第１ポンプモータ７の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤ６Ｓの回転数に対して第１遊星歯車機構６の出力要素であるキャリア６Ｃの回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤ６Ｓにロータ軸７Ａを介して第１ポンプモータ７の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤ６Ｓのトルクに対して第１遊星歯車機構６の出力要素であるキャリア６Ｃのトルクが増幅されるトルク増幅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伴い、エンジン１の動力が第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１９を介して出力軸１８に伝達される動力伝達経路と、第１ポンプモータ７が出力したトルクが第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対２１を介して出力軸１８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２遊星歯車機構８では、キャリア８Ｃが停止している状態でリングギヤ８Ｒにエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤ８Ｓがリングギヤ８Ｒ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７，９の押出容積を次第に大きくすると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生する。すると、それに伴う反力が第２遊星歯車機構８におけるサンギヤ８Ｓに作用するので、キャリア８Ｃにこれをリングギヤ８Ｒと同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１９を介して出力軸１８に動力が伝達される。

上記の第２ポンプモータ９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９Ｓから圧油を吐出し、これが第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ７がモータとして機能し、そのロータ軸７Ａ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１遊星歯車機構６におけるサンギヤ６Ｓに入力される。このとき、第１遊星歯車機構６は、上記のようにリングギヤ６Ｒが固定されてキャリア６Ｃ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６Ｓに入力されたトルクは、第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対２１を介して出力軸１８に伝達される。すなわち第１ポンプモータ７から出力されたトルクが増幅されて出力軸１８へ伝達される。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２７，２８は、上記の各ポンプモータ７，９間での圧油の給排制御と併せてそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御される。

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２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１９を介して出力軸１８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１ポンプモータ７に伝達され、さらにこの第１ポンプモータ７から出力軸１８にトルクが増幅されて伝達される。このように発進時には、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出力軸１８に出力される。すなわち、発進時には、第１ポンプモータ７が出力するトルクを増幅して変速機ＴＭが出力するトルクに付加することができる。言い換えると、車両の発進時に、第１ポンプモータ７の出力トルクを増幅して出力軸１８へ伝達することができ、第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１９を介して出力軸１８へ動力が伝達される動力伝達系統と併せて、２つの動力伝達系統を成立させることができる。その結果、大きな駆動力が要求される車両の発進時に、より大きな駆動トルクを得ることができ、車両の発進加速性を向上することができる。

上記のような動力の伝達状態では、出力軸１８に現れるトルクは、第１速ギヤ対１９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ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１９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１遊星歯車機構６におけるサンギヤ６Ｓおよびこれに連結されている第１ポンプモータ７の回転数が次第に“０”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ＴＭ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７の押出容積が“０”になると、閉回路での圧油の流動が阻止されるので第２ポンプモータ９がロックされ、固定変速比である第１速となる。

こうして第２ポンプモータ９がロックされると、第２遊星歯車機構８のサンギヤ８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これがキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１９を介して、出力軸１８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。

なお、この第１速の状態で第２シンクロ２３をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ７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、この第１速から後述する第３速を設定するまで間は、閉回路の各電磁リリーフ弁２７，２８は、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

第１速から第２速へのアップシフトでは、第１ポンプモータ７およびこれに連結されているサンギヤ６Ｓがリングギヤ６Ｒ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７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７がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤ６Ｓに作用する。その結果、リングギヤ６Ｒに入力されたトルクとサンギヤ６Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア６Ｃ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６Ｃから第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対２１を介して出力軸１８にトルクが伝達される。

第１ポンプモータ７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７Ｓ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８Ｓに作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア８Ｃからキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４ならびにカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸５に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１８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７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６および第２速ギヤ対２１を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１９で決まる変速比から第２速ギヤ対２１で決まる変速比に次第に低下する。すなわちアップシフトする。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ７の押出容積が最大まで増大し、かつ第２ポンプモータ９の押出容積が“０”になって閉回路での圧油の流動が阻止されることにより、第１ポンプモータ７がロックされて、固定変速比である第２速となる。

すなわち、各ポンプモータ７，９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７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６のサンギヤ６Ｓ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６ではサンギヤ６Ｓを固定した状態でリングギヤ６Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア６Ｃにはこれをリングギヤ６Ｒ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ならびに第２速ギヤ対２１を介して、出力軸１８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。

なお、この第２速の状態で第１シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓ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１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを「３rd」の位置（図１の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１８に連結しておけば、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１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを「１st」の位置（図１の右側）に移動させて第１速従動ギヤ１９Ｂを出力軸１８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８Ｓがリングギヤ８Ｒとは反対の方向に回転している。そのため、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８Ｓに作用する。したがって、リングギヤ８Ｒに入力されたトルクとサンギヤ８Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア８Ｃに作用してこれが正回転し、第１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを「３rd」の位置（図１の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１８に連結することにより、キャリア８Ｃに作用するトルクがキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１８に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ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７の吸入ポート７Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ７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６のサンギヤ６Ｓに作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア６Ｃ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、出力軸１８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およびキャリア軸１３ならびに第３速ギヤ対１４を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第２速ギヤ対２１で決まる変速比から第３速ギヤ対１４で決まる変速比に次第に低下する。すなわち、アップシフトする。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大し、かつ第１ポンプモータ７の押出容積が“０”になって閉回路での圧油の流動が阻止されることにより、第２ポンプモータ９がロックされて、固定変速比である第３速となる。

すなわち、第２遊星歯車機構８のサンギヤ８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒ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５およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第３速従動ギヤ１４Ｂを介して、出力軸１８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。

なお、この第３速の状態で第２シンクロ２３をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２３Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ７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２３のスリーブ２３Ｓを「Ｎ」の位置に移動させて第２シンクロ２３をＯＦＦ状態に設定しておけば、この変速機ＴＭの最高速段の固定変速比である第４速へのアップシフト待機状態となる。

第３速から第４速へのアップシフトでは、第３速の各ポンプモータ７，９の状態、すなわち第１ポンプモータ７の押出容積が“０”にされて第２ポンプモータ９がロックされた状態のまま、また第１シンクロ２２のスリーブ２１Ｓを「３rd」の位置に設定したまま、第２シンクロ２３がＯＦＦ状態にされる。すなわち第２シンクロ２３のスリーブ２２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。また直結用シンクロ１２が一旦ＯＦＦ状態とされる。すなわち直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。

そして、その状態から直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを「４th」の位置（図１の左側）に設定することにより、この変速機ＴＭの最高速段である第４速が設定されるが、このとき、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置に移動させられて押し付けられることによりキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａと第４速従動ギヤ１５Ｂとの回転同期が行われるのに併せて、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｂ」の位置に移動させられて押し付けられることにより、その回転同期が補助される。

すなわち、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置に移動させられると、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａとの間の動力伝達が遮断されるとともに、第４速従動ギヤ１５Ｂがキャリア軸１３に連結される。したがって、直結用シンクロ１２の同期連結機構によって第４速従動ギヤ１５Ｂの回転とキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａの回転とが同期させられるが、この場合は第３速から第４速へのアップシフトであるため、エンジン１の回転数が第３速での回転数に対して低下させられることになる。このとき、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを「Ｂ」の位置に移動して押し付けることにより、カウンタギヤ対１０の回転すなわちエンジン１の回転が制動されてエンジン１の回転数が低下させられる。すなわち、第３速から第４速へのアップシフトの際の直結用シンクロ１２における回転同期が促進される。

そして、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置で係合されることにより、入力軸２を介してエンジン１の動力が直接伝達される第４速ギヤ対１５が、キャリア軸１３および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１８に対して動力伝達可能な状態になる。その結果、エンジン１の動力が各ポンプモータ７，９および各遊星歯車機構６，８に伝達されることなく、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して直接出力軸１８に伝達される状態、すなわち直結段である第４速が設定される。

この第４速の状態でスタートシンクロ１１をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１１Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ７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、この第４速へのアップシフトを実行する場合、あるいはこの第４速から第３速へのダウンシフトを実行する場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２７，２８は、第２ポンプモータ９のロック状態を維持するようにそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御されるとともに、固定変速段である第４速もしくは第３速が設定される際に、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

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、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置に移動させられて、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃがキャリア軸１３に連結させられ、また、第１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「Ｎ」の位置に移動させられてニュートラルの状態にされる。

そして、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが「Ｒ」の位置（図１の左側）に移動させられて、リバース従動ギヤ２０Ｂが出力軸１８に連結される。このように、後進段での発進時には、入力軸２から第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびにリバースギヤ対２０を経由して出力軸１８に到る動力伝達経路が形成される。なお、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓの位置は、この場合「Ｓ」、「Ｎ」、「Ｄ」のいずれでもよく、後進発進した後に前進で発進することを考慮して、ここではスリーブ１１Ｓを「Ｓ」（もしくは「Ｎ」）に位置に移動しておくのが好ましい。

この状態で第１ポンプモータ７の押出容積が“０”にされ、第２ポンプモータ９の押出容積が最大にされる。したがって、第２ポンプモータがロックされて閉回路内に油圧が発生する。この油圧が第２遊星歯車機構８における反力となり、第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒに入力されたエンジン１のトルクが増幅されて第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃから第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸５に出力される。すなわち、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリア８Ｃ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３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸５に伝達される。

このとき、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃから第２ドライブ軸５へのトルクの伝達をスムーズに行うために、閉回路の各電磁リリーフ弁２７，２８のリリーフ圧が適宜制御される。具体的には、上記のように第１ポンプモータ７の押出容積が“０”の状態で第２ポンプモータ９ロックされることにより閉回路内に発生した油圧による反力が、第２遊星歯車機構８のサンギヤ８Ｓに徐々に作用するように、すなわち閉回路内の油圧が徐々に増大するように各電磁リリーフ弁２７，２８のリリーフ圧が制御される。

このようにして第２ドライブ軸５にトルクが伝達されると、第２ドライブ軸５と出力軸１８との間に配置されているリバースギヤ対２０は、アイドルギヤ２０Ａを備えているので、第２ドライブ軸５が前進走行時と同方向に回転すると、出力軸１８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。すなわち、固定変速比としての後進段が設定される。

前述したように、この発明で対象とする変速機ＴＭにおいては、車両Ｖｅの制動時、すなわち出力軸１８側から変速機ＴＭへトルクが入力される際に、その出力軸１８側からのトルクにより第１ポンプモータ７をポンプとして駆動し、その際に発生する油圧を回収して有効に利用することにより、変速機ＴＭの動力伝達効率あるいはエンジン１の燃費を向上させることができる。そこで、この発明に係る制御装置では、変速機ＴＭで最高速段すなわち直結段が設定された状態で車両が制動される場合に、以下に示す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制御例）
図５は、この発明の制御装置による第１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５において、先ず、変速機ＴＭで設定される変速段が有段最高速段であるか否か、すなわち、この変速機ＴＭの最高速段であって直結段である第４速が設定されているか否かが判断される（ステップＳ１１）。これは、例えば、変速機ＴＭの各シンクロ１１，１２，２２，２３の各スリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓの位置を検出することなどにより判断することができる。

この発明は、変速機ＴＭの直結段設定時の車両の制動時における油圧の回生を目的としているため、変速機ＴＭで設定される変速段が直結段の第４速でないことにより、このステップＳ１１で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行せずに、このルーチンを一旦終了する。これに対して、変速機ＴＭで設定される変速段が第４速であることにより、ステップＳ１１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１２へ進み、車両が制動状態であるか否かが判断される。これは、例えば、エンジン１のスロットル開度や回転数、あるいは車両の制動装置におけるブレーキスイッチの信号等を検出することにより判断することができる。

車両が制動状態でないことにより、このステップＳ１２で否定的に判断された場合は、油圧の回生は行われず、通常の変速制御が実行される。すなわち、ステップＳ１３へ進み、油圧回路（閉回路）がニュートラルの状態にされる。例えば、各ポンプモータ７，９の押出容積をいずれも“０”にする、あるいは、各電磁リリーフ弁２７，２８のリリーフ圧をいずれも“０”にすることなどによって、閉回路内をニュートラルの状態にすることができる。

次いで、切替弁３７が操作されて油路３８が遮断される（ステップＳ１４）。具体的には、切替弁３７がＯＦＦにされてその弁体が閉位置に位置するように制御される。そして、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが、「Ｎ」の位置に移動させられ（ステップＳ１５）、またスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、「Ｎ」もしくは「Ｄ」の位置に移動させられる（ステップＳ１６）。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

上記のように、油圧の回生を行わない場合に、閉回路がニュートラルの状態にされ、また、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが「Ｎ」の位置にされ、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｎ」もしくは「Ｄ」の位置にされて、出力軸１８と第１ポンプモータ７との間の動力伝達を遮断することにより、油圧の回生を行わない場合の引き摺り損失を低減することができる。

一方、車両が制動状態であることにより、前述のステップＳ１２で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１７へ進み、アキュムレータ３５が高圧であるか否かが判断される。すなわち、アキュムレータ３５に新たに油圧を蓄圧する余裕があるか否かが判断される。例えば、アキュムレータ３５の許容蓄圧量に相当するような所定の閾値を予め定めておき、油圧センサ３９により検出したアキュムレータ３５内の油圧と上記の閾値とを比較することにより、このステップＳ１７における判断を行うことができる。

アキュムレータ３５が高圧であって、新たに油圧を蓄圧できないことにより、このステップＳ１７で肯定的に判断された場合は、油圧の回生は行われないため、前述のステップＳ１３ないしＳ１６で示した通常の変速制御が実行され、その後、このルーチンを一旦終了する。

これに対して、アキュムレータ３５が新たに油圧を蓄厚できないほど高圧ではなく、未だ油圧を蓄圧する余裕があることにより、ステップＳ１７で否定的に判断された場合には、車両の制動力による油圧回生制御が実行される。すなわち、ステップＳ１８へ進み、切替弁３７が操作されて油路３８が開通される。具体的には、切替弁３７がＯＮにされてその弁体が開位置に位置するように制御され、閉回路の油路２６とアキュムレータ３５とが連通させられる。

次いで、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが、「２nd」の位置に移動させられる（ステップＳ１９）。すなわち、出力軸１８に対して第２速ギヤ対２１が動力伝達可能に連結され、したがって出力軸１８と第１ドライブ軸４とが第２速ギヤ対２１を介して動力伝達可能な状態にされる。

そして、第１ポンプモータ７の押出容積が制御されてその第１ポンプモータ７で発生させた油圧をアキュムレータ３５に蓄圧させる（ステップＳ２０）。ここでの第１ポンプモータ７の押出容積は、例えば、図６に示した第１ポンプモータ７の押出容積（ポンプモータ容量）と車両の制動力との関係のように、車両の制動力の大きさに応じて制御される。また、車両の制動力は、例えば、車両の制動装置のブレーキ圧やブレーキペダルのストロークなどから求めることができる。このようにして、制動時における油圧の回生が行われると、その後、このルーチンを一旦終了する。

上述した制動時の油圧回生制御を実行する際の、各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，１２，２２，２３、ならびに各電磁リリーフ弁２７，２８の動作状態をまとめて示すと、図７の上段（第１制御例）のようになる。第１ポンプモータ７がポンプとして駆動される間、第２ポンプモータ９の押出容積は“０”にされ、また各電磁リリーフ弁２７，２８は閉状態に制御される。すなわち各電磁リリーフ弁２７，２８のリリーフ圧は最大に設定される。また、上記のように第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが「２nd」の位置に設定されるのに対して、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓは「Ｎ」もしくは「Ｄ」の位置に設定され、第１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓは「３rd」に位置に設定され、そして直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓは「４th」の位置に設定される。

また、この場合のトルクの伝達経路を図示すると図８のようになる。すなわち、この場合は図８に示すように、出力軸１８から第３速ギヤ対１４および第４速ギヤ対１５ならびに入力軸２を経由してエンジン１に至る動力伝達経路と、入力軸１８から第２速ギヤ対２１および第１ドライブ軸４ならびに第１遊星歯車機構６を経由して第１ポンプモータ７に至る動力伝達経路との２つの伝達経路が形成されることになる。なお、この場合に第１ドライブ軸４からキャリア６Ｃを介して第１遊星歯車機構６に入力されたトルクは、サンギヤ６Ｓを介して第１ポンプモータ７に伝達されるとともに、一部はリングギヤ６Ｒを介して入力軸２およびエンジン１に伝達されることになる。

そして、このときの第１遊星歯車機構６の各回転要素、すなわちサンギヤ６Ｓ、キャリア６Ｃ、リングギヤ６Ｒの回転状態を図９の共線図に示す。図９の（ａ）は、エンジン１のエンジンブレーキ力が大きい場合の共線図を示し、図９の（ｂ）は、エンジン１のエンジンブレーキ力が小さい場合の共線図を示している。この場合のサンギヤ６Ｓの回転数、すなわちサンギヤ６Ｓから出力されるトルクによって第１ポンプモータ７が駆動されることにより発生する油圧は、エンジン１のエンジンブレーキ力に依存して変化することになる。

（第２制御例）
図１０は、この発明の制御装置による第２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。この第２制御例は、車両の制動時における油圧回生の際に、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒを固定することにより、第１ポンプモータ７を効率良く駆動するようにした制御例である。この図１０のフローチャートにおけるステップＳ１９’以外の各ステップの制御内容は、前述の第１制御例での図５のフローチャートにおける各ステップの制御内容と同一であるので、詳細な説明は省略する。

図１０において、変速機ＴＭで設定される変速段が有段最高速段すなわち直結段である第４速であって、かつ車両が制動状態であって、なおかつアキュムレータ３５に蓄圧する余裕がある場合に、油圧の回生を行う場合、この第２制御例では、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、「Ｓ」の位置に移動させられる（ステップＳ１９’）。すなわち、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒと固定部１６とが連結されて、リングギヤ６Ｒの回転が停止した状態で固定される。

この場合の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，１２，２２，２３、ならびに各電磁リリーフ弁２７，２８の動作状態をまとめて示すと、図７の下段（第２制御例）のようになる。第１ポンプモータ７がポンプとして駆動される間、第２ポンプモータ９の押出容積は“０”にされ、また各電磁リリーフ弁２７，２８は閉状態に制御される。すなわち各電磁リリーフ弁２７，２８のリリーフ圧は最大に設定される。また、第２シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが「２nd」の位置に設定され、そしてスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｓ」の位置に設定されるのに対して、第１シンクロ２２のスリーブ２２Ｓは「３rd」に位置に設定され、そして直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓは「４th」の位置に設定される。

また、このときの第１遊星歯車機構６の各回転要素、すなわちサンギヤ６Ｓ、キャリア６Ｃ、リングギヤ６Ｒの回転状態を図１１の共線図に示す。そして、この場合のトルクの伝達経路を図１２に示す。すなわち、この場合は図１２に示すように、出力軸１８から第３速ギヤ対１４および第４速ギヤ対１５ならびに入力軸２を経由してエンジン１に至る動力伝達経路と、入力軸１８から第２速ギヤ対２１および第１ドライブ軸４ならびに第１遊星歯車機構６を経由して第１ポンプモータ７に至る動力伝達経路との２つの伝達経路が形成されることになる。なお、この場合は、第１ドライブ軸４からキャリア６Ｃを介して第１遊星歯車機構６に入力されたトルクは、前述の第１制御例の場合のように２つに分割されることなく、全てサンギヤ６Ｓを介して第１ポンプモータ７に伝達されることになる。

前述したように、第１制御例の場合は、第１ドライブ軸４からキャリア６Ｃを介して第１遊星歯車機構６に入力されたトルクが２方向に分割され、その一方がエンジン１に入力されることになるので、制動時に第１ポンプモータ７が駆動されることにより発生する油圧は、エンジン１のエンジンブレーキ力に依存することになる。これに対して、この第２制御例の場合は、上記のように油圧回生時に第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒが固定されることにより、出力軸１８側から第１ドライブ軸４を経由して入力されたトルクが、全て第１ポンプモータに入力されることになり、エンジン１のエンジンブレーキ力に依存することなく、効率良く油圧の回生を行うことができる。

以上のように、この発明の可変容量型ポンプモータ式変速機ＴＭによれば、第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間を動力伝達可能な状態にするとともにエンジン１と出力軸１８との間の動力伝達を遮断し、かつ第１ポンプモータ７もしくは第２ポンプモータ９で油圧を発生させることにより第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８に対して反力トルクを与えている状態では、エンジン１が出力したトルクと反力トルクとが第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８で合成され、そのトルクが各ギヤ対１９，２１，１４，２０からなる所定の変速段用伝動機構を介して出力軸１８に伝達される。

一方、上記の第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間の動力伝達を遮断するとともにエンジン１と出力軸１８との間を動力伝達可能な状態にすることによって、エンジン１の出力トルクがそのまま出力軸１８に伝達されて、いわゆる直結段となる。その場合、各ポンプモータ７，９が反力を出力する必要がなく、またエンジン１から出力軸７への動力伝達経路と各ポンプモータ７，９との間の動力伝達が遮断されている。そのため、油圧の漏れやギヤでの摩擦などによる動力損失あるいは各ポンプモータ７，９の引き摺り損失の発生を回避もしくは抑制し、変速機ＴＭの動力伝達効率を向上させることができる。

また、上記の第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第４速へのアップシフトを実行するためにエンジン１と出力軸１８との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替える際に、スタートシンクロ１１とブレーキ機構１７とからなるこの発明における同期補助機構でエンジン１の回転を制動することにより、入力側の回転部材の回転数を低下させることができる。そのため、第４速へのアップシフトの際の直結用シンクロ１２における回転同期を促進して、エンジン１と出力軸１８との間の動力伝達状態の切り替えをスムーズに行うことができる。また、その際の直結用シンクロ１２による同期を、上記の同期補助機構によって補助することができるので、直結用シンクロ１２を小容量の小型のものとすることができる。

そして、一方の第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間の動力伝達が遮断されかつエンジン１と出力軸１８との間の動力伝達が可能にされた状態すなわち直結段が形成された状態で、車両が制動されることにより出力軸１８側から変速機ＴＭへトルクが伝達される場合には、他方の第１遊星歯車機構６およびそれに連結している第１ポンプモータ７と出力軸１８との間が動力伝達可能な状態にされ、その第１ポンプモータ７が出力軸１８側から伝達されるトルクにより駆動される。すなわち第１ポンプモータ７がモータとして駆動されて油圧を発生する。そして、その第１ポンプモータ７で発生させられた油圧がアキュムレータ３５に蓄圧される。したがって、いわゆる直結段が設定された状態で出力軸１８側からトルクが伝達される場合に、その出力軸１８側からのトルクにより油圧を発生させて蓄圧することができる。そのため、最高速段であって直結段である第４速の設定時に、車両が制動されることなどにより外部から入力される動力を回生して油圧として利用することができ、エンジン１および変速機ＴＭ全体としての効率を向上させることができる。

また、第２制御例として示したように、直結段設定時に出力軸１８側からのトルクが伝達される側のこの発明における他方の差動機構が、サンギヤ６Ｓ、キャリア６Ｃ、リングギヤ６Ｒの３つを回転要素とする第１遊星歯車機構６によって構成されていて、一方の差動機構である第２遊星歯車機構８と出力軸１８との間の動力伝達が遮断されかつエンジン１と出力軸１８との間の動力伝達が可能にされた状態で、出力軸１８側から変速機ＴＭへトルクが伝達される場合に、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒの回転が規制される。言い換えるとリングギヤ６Ｒが固定される。リングギヤ６Ｒが固定されると、サンギヤ６Ｓとキャリア６Ｃとの他の２つの回転要素間での動力伝達は、入力トルクに対して出力トルクが増速もしくは減速されることになる。すなわち、上述した構成例の場合、出力軸１８からキャリア６Ｃに入力されたトルクの全てが増速されてサンギヤ６Ｓに出力されることになる。したがって、最高速段であって直結段である第４速が設定された状態で出力軸１８側からトルクが伝達される場合に、第１ポンプモータ７を効率良く駆動して油圧を回生することができる。

ここで上述した各具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、前述したステップＳ１８ないしＳ２０、およびステップＳ１９’を実行する機能的手段が、この発明の流体圧回生手段に相当する。

なお、この発明は上述した具体例に限定されないのであって、この発明における変速用伝動機構はギヤ対に限られず、ベルトやチェーンを用いた機構、あるいはローラ式伝動機構などであってもよい。また、各ポンプモータ７，９から排圧する手段として上述した電磁リリーフ弁に替えて適宜の開閉弁を設けてもよい。さらに、この発明における出力部材は出力軸以外にギヤなどの回転部材であってもよい。

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構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図１に示す変速機の各ポンプモータを連通させている閉回路の構成を示す油圧回路図である。 図１に示す変速機でこの発明による油圧の回生を実行する際の作動油の流れを示す図である。 図１に示す変速機における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等の動作状態をまとめて示す図表である。 この発明に係る制御装置で実行される第１制御例を説明するためのフローチャートである。 図５に示す制御を実行する場合のポンプモータの押出容積（ポンプモータ容量）と車両の制動力との関係を示す図である。 この発明に係る制御装置よる油圧の回生制御を実行する際の各ポンプモータおよび各シンクロ等の動作状態をまとめて示す図表である。 図５に示す制御を実行した場合のトルクの伝達状態を示す図である。 図５に示す制御を実行した場合の他方の差動機構に相当する遊星歯車機構の共線図である。 この発明に係る制御装置で実行される第２制御例を説明するためのフローチャートである。 図１０に示す制御を実行した場合の他方の差動機構に相当する遊星歯車機構の共線図である。 図１０に示す制御を実行した場合のトルクの伝達状態を示す図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源，ＥＮＧ）、 ２…入力軸、 ４…第１ドライブ軸、 ５…第２ドライブ軸、 ６…第１遊星歯車機構、 ７…第１ポンプモータ（ＰＭ１）、 ８…第２遊星歯車機構、 ９…第２ポンプモータ（ＰＭ２）、 １１…スタートシンクロ、 １２…直結用シンクロ、 １３…キャリア軸、 １４…第３速ギヤ対、 １５…第４速ギヤ対、 １７…ブレーキ機構、 １８…出力軸、 １９…リバースギヤ対、 ２０…第１速ギヤ対、 ２１…第２速ギヤ対、 ２２…第１シンクロ、 ２３…第２シンクロ、 ２４…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ３５…アキュムレータ（蓄圧器）、 ＴＭ…可変容量型ポンプモータ式変速機。

Claims (4)

1. 流体圧を発生することに伴う反力を、動力源が連結されている２つの差動機構のそれぞれに該動力源から伝達される入力トルクに対する反力トルクとして与える２つの可変容量型ポンプモータと、該差動機構から出力されたトルクが伝達される中間軸と出力部材との間に設けられ、該中間軸と該出力部材との間を選択的に動力伝達可能な状態する複数の変速段用伝動機構とを有する可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、
   前記可変容量型ポンプモータが発生させた流体圧を蓄圧する蓄圧器と、
   前記動力源およびいずれか一方の前記差動機構と前記出力部材との間に設けられ、選択的に、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記一方の差動機構および該一方の差動機構に連結している一方の前記可変容量ポンプモータと前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にする直結段用伝動機構と、
   前記出力部材側からトルクが入力される場合に、前記変速段用伝動機構および前記直結段用伝動機構を制御して、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記一方の差動機構および前記一方の可変容量型ポンプモータと前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にするとともに、前記出力部材と他方の前記差動機構および該他方の差動機構に連結している他方の前記可変容量型ポンプモータとの間を前記中間軸を介して動力伝達可能な状態にし、該他方の前記可変容量型ポンプモータを駆動してその際に発生する流体圧を前記蓄圧器に蓄圧させる流体圧回生手段と
   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. 少なくとも前記他方の差動機構はサンギヤおよびキャリアならびにリングギヤを回転要素とする遊星歯車機構により構成され、
   前記流体圧回生手段は、前記出力部材側からトルクが入力される場合に、前記リングギヤの回転を規制し、前記他方の差動機構を介して前記出力部材側から入力されるトルクを増速もしくは減速して前記他方の可変容量型ポンプモータに伝達させる手段を含む
   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. 前記直結段用伝動機構により前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、前記動力源の回転を制動する同期補助機構を更に備えている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。
4. 前記直結段用伝動機構は、前記動力源からのトルクを前記出力部材へ伝達する場合の前記出力部材の回転数に対する前記動力源の回転数の比である変速比が前記変速段用伝動機構のいずれの変速段の変速比よりも小さくかつ“１”以下の所定値に設定された機構を含むことを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。

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