JP4973056B2

JP4973056B2 - 無段変速機の油圧制御装置

Info

Publication number: JP4973056B2
Application number: JP2006212523A
Authority: JP
Inventors: 真史山本; 眞舟橋; 新村上; 貴弘椎名
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2006-08-03
Filing date: 2006-08-03
Publication date: 2012-07-11
Anticipated expiration: 2026-08-03
Also published as: JP2008039012A

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変化させることができる。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に記載されている流体機械の一例はＨＳＴ（ハイドロスタティックトランスミッション）であって、油圧ポンプ機構と油圧モータ機構とが上下に重ねた状態で配置され、油圧ポンプ機構をエンジンによって駆動することにより油圧を発生させ、その油圧を油圧モータ機構に供給してこれを駆動するようになっている。

また、これらの油圧ポンプ機構や油圧モータ機構を冷却するために、これらの外面側に冷却水路を設け、ここに冷却水を循環させて流すように構成した例が特許文献１に記載されている。また、他の例として、チャージポンプから油圧ポンプ機構や油圧モータ機構に供給されるオイルと冷却水との間で熱交換する熱交換器を設けた例や、オイルの温度を検出するとともに、この温度が相対的に高くなった場合にはサーモスタットを動作させてオイルをオイルクーラーに送るように構成した例が特許文献１に記載されている。

特開２００１−５９５６２号公報

上記の特許文献１に記載されている構成では、油圧ポンプ機構と油圧モータ機構との両方に同時に冷却水を供給してこれらを冷却し、あるいはこれらの機構の間で循環流動するオイルを冷却するようになっている。したがって、特許文献１に記載されている構成は、油圧ポンプ機構と油圧モータ機構との両方を同時に冷却する構成である。したがって、油圧ポンプ機構と油圧モータ機構との発熱量が異なる場合、発熱量の多い方に合わせて冷却を行うことになるので、発熱量が相対的に少ない機構に対してはこれを過剰に冷却することになる。言い換えれば、冷却水を必要以上に流動させることになるので、冷却水を流動させるための機構や放熱させるための機構が大型化する可能性がある。また、冷却水を流動させるためのポンプやタンクあるいはラジエータなどの機器を、ＨＳＴに付加して設ける必要がある。そのため、全体としての構成が大型化してしまう可能性がある。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、油圧ポンプもしくは油圧モータを効率良く冷却でき、また小型化の容易な無段変速機の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、動力源が出力する動力によって駆動されて油圧を発生する油圧ポンプと、その油圧が供給されてモータとして動作することにより出力部材に伝達されるトルクを連続的に変化させる油圧モータとを備えた無段変速機の油圧制御装置において、前記油圧ポンプと前記油圧モータとに冷却用流体を供給する冷却流体回路と、前記油圧ポンプと油圧モータとの発熱量の大小を推定する発熱推定手段と、その発熱推定手段によって発熱量が多いことが推定された前記油圧ポンプと油圧モータとのいずれか一方に他方よりも優先して前記冷却用流体を供給するよう前記冷却流体回路を設定する回路切換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、前記油圧ポンプと油圧モータとは、ポンプおよびモータの両方の機能を備えた可変容量型のポンプモータを含み、前記無段変速機は、前記動力源から動力が入力される入力要素と前記出力部材に対して伝動機構を介して動力を出力する出力要素といずれかのポンプモータが連結された反力要素とで差動作用を行う第１の差動機構と、前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記出力部材に対して他の伝動機構を介して動力を出力する他の出力要素と他のポンプモータが連結された他の反力要素とで差動作用を行う第２の差動機構と、前記各伝動機構を選択的にトルク伝達可能な状態にする切換機構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、前記発熱推定手段は、前記油圧ポンプと油圧モータとの回転数と効率とのいずれかを求める手段を含み、前記回路切換手段は、前記回転数が相対的に高回転数もしくは前記効率が相対的に低効率の前記油圧ポンプもしくは油圧モータに対して優先して前記冷却用流体を供給する手段を含むことを特徴とする無段変速機の油圧制御装置である。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記回路切換手段は、発熱量が多いことが推定された前記油圧ポンプと油圧モータとのいずれか一方に他方よりも多量の前記冷却用流体を供給し、もしくは前記一方から前記他方の順に前記冷却用流体を流通させる手段を含むことを特徴とする無段変速機の油圧制御装置である。

請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記油圧ポンプと油圧モータとの間で圧油を循環させる閉回路と、その閉回路に圧油を補給する補給ポンプと、その補給ポンプから吐出された油圧を所定の圧力に設定するリリーフ弁とを更に備え、前記冷却流体回路は、前記リリーフ弁から排出される圧油を前記冷却用流体として前記油圧ポンプと油圧モータとに供給する回路を含むことを特徴とする無段変速機の油圧制御装置である。

請求項１の発明によれば、油圧ポンプが動力源によって駆動され、その油圧ポンプから油圧モータに油圧が供給されてこれが駆動させられる。すなわち、流体を介して動力が伝達され、その油圧を介した動力の伝達量を連続的に変化させることにより、変速比が無段階に変化する。このようにして動力を伝達することにより油圧ポンプや油圧モータで発熱するので、これを冷却するために冷却流体回路に冷却用流体が流通させられ、油圧ポンプや油圧モータが冷却用流体によって冷却される。その場合、油圧ポンプと油圧モータとにおける発熱量が推定され、発熱量が多い方に対して優先して冷却用流体が供給される。そのため、発熱量が少ないにも拘わらず必要以上に冷却用流体を供給することがなくなり、冷却用流体の過剰もしくは無駄な流動を防止もしくは抑制して効率良く冷却を行うことができる。したがって、冷却用流体を流動させるための機器が必要以上に大きくなることを回避して、装置の全体としての構成を小型化することができる。

また請求項２の発明によれば、油圧ポンプモータが差動機構に対して反力を与え、その反力と動力源から入力されたトルクとが合成されて、出力要素から伝動機構および切換機構を介して出力部材に動力が伝達される。このような動力伝達系統が少なくとも二系統設けられているので、一方の油圧ポンプモータを空転させ、かつ他方の油圧ポンプモータが反力を出力すれば、一方の動力伝達系統を介して動力が出力され、その動力伝達系統における伝動機構で決まる変速比を設定することができる。また、二つの動力伝達系統を、それぞれの切換機構によってトルク伝達可能な状態にし、その状態で各ポンプモータの間で圧油の授受を行って動力を伝達すれば、切換機構によってトルク伝達可能になっている伝動機構で決まる変速比の中間の値の変速比を設定できる。その中間の変速比は、流体伝動の割合に応じて変化するので、全体としての変速比は無段階に変化する。このようにして変速比を設定している状態で、いずれかのポンプモータの発熱量が他方のポンプモータの発熱量より多いことが推定されれば、発熱量の多いポンプモータに対して優先して冷却用流体が供給され、発熱量の少ないポンプモータに過剰に冷却用流体が供給されることがないので、請求項１の発明と同様に効率の良い冷却を行うことができ、また全体としての構成を小型化することができる。

請求項３の発明によれば、高回転数もしくは低効率の油圧ポンプもしくは油圧モータに対して優先して冷却用流体が供給され、これとは反対に低回転数もしくは高効率で発熱量が少ないことが推定される油圧ポンプもしくは油圧モータには冷却用流体の供給が抑制されるので、過剰な冷却用流体の供給を防止もしくは抑制して効率の良い冷却を行うことができる。また、装置の全体としての構成を小型化することができる。

請求項４の発明によれば、発熱量の多いことが推定される油圧ポンプもしくは油圧モータに対して相対的に多量の冷却用流体を供給し、あるいは温度の上昇していない冷却用流体を供給するので、効率良く冷却することができ、また装置の小型化を図ることができる。

請求項５の発明によれば、リリーフ弁から排出される圧油を冷却用流体として使用するので、既存の機器を利用して冷却を行うことが可能になり、その結果、冷却のために新たに動力を消費することがないなど効率の良い冷却が可能になり、また装置の簡素化や小型化を図ることができる。

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、図１に示す例は、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に連結されている入力部材２と同一の軸線上と、これに平行な軸線上とのそれぞれに、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。なお、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もよい。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。

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、三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（この発明の油圧モータもしくは油圧ポンプに相当する）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と同軸上の遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構５と記し、その第２遊星歯車機構５に対して反力機構として作用する油圧ポンプモータを仮に第２ポンプモータ６と記す。さらに、これと平行に配置されている遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構７と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ９を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ６を図にはＰＭ２と記すことがある。

第２遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ２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Ｒ２と、これらのサンギヤＳ２とリングギヤＲ２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ヤＣ２とを回転要素するシングルピニオン型のものである。そのリングギヤＲ２に入力軸２が連結されており、したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。またそのサンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ６が接続されている。すなわち、サンギヤＳ２が反力要素となっている。

この第２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、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５を挟んで前記入力軸２とは反対側に、これら遊星歯車機構５および入力軸２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１遊星歯車機構７は、上記の第２遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１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ヤＣ１とを回転要素とし、これら三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。そのリングギヤＲ１が入力要素となり、またサンギヤＳ１が反力要素となり、さらにキャリヤＣ１が出力要素となっている。すなわち、前記入力軸２にカウンタドライブギヤ８Ａが取り付けられており、これに噛み合っているカウンタドリブンギヤ８Ｂが第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１に連結されている。なお、この第１遊星歯車機構７と前述した第２遊星歯車機構５とは、軸線方向に互いにずれて配置され、半径方向で重ならないようになっている。これらのカウンタドライブギヤ８Ａとカウンタドリブンギヤ８Ｂとからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第１カウンタギヤ対と記す）８は、いわゆる入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ができる。

さらに、第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ９が連結されている。この第１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、図１に示す例では、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、前記第１遊星歯車機構７に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構７と同一軸線上に配置されている。また、この第１ポンプモータ９としては、上述した第２ポンプモータ６と同様に、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。

上記の第１遊星歯車機構７および第１ポンプモータ９と同一の軸線上に第１ドライブ軸１０と第２ドライブ軸１１との二本のドライブ軸が配置されている。これらのうち一方のドライブ軸、例えば第２ドライブ軸１１は中空構造であって、第１ドライブ軸１０の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸１０，１１は第１遊星歯車機構７を挟んで第１ポンプモータ９とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１ドライブ軸１０は第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に連結され、したがってサンギヤＳ１が出力要素となっている。また第２ドライブ軸１１は第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にトルク伝達可能に連結され、このキャリヤＣ２が出力要素となっている。すなわち、このキャリヤＣ２にカウンタドライブギヤ１２Ａが連結され、そのカウンタドライブギヤ１２Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１２Ｂが第２ドライブ軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。これらのカウンタドライブギヤ１２Ａおよびカウンタドリブンギヤ１２Ｂからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第２カウンタギヤ対と記す）１２は、いわゆる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ができる。

各ドライブ軸１０，１１から動力が伝達されるドリブン軸１３は、各ドライブ軸１０，１１と平行になるように、前記入力軸２や第２遊星歯車機構５と同一軸線上に配置されている。これら各ドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３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１３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、前進走行のための四つのギヤ対１４，１５，１６，１７と後進走行のためのギヤ対１８とが設けられている。

前記の第１ドライブ軸１０は、中空構造の第２ドライブ軸１１の端部から突出しており、その突出した部分に第１速駆動ギヤ１４Ａと第３速駆動ギヤ１６Ａとリバース駆動ギヤ１８Ａとが取り付けられている。その配列順序は、第１ドライブ軸１０の先端（図１の右端）側から、第１速駆動ギヤ１４Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａ、リバース駆動ギヤ１８Ａの順である。また、第２ドライブ軸１１には、その先端側（図１の右側）から順に、第４速駆動ギヤ１７Ａおよび第２速駆動ギヤ１５Ａが取り付けられている。したがって、第１および第２のドライブ軸１０，１１の一方には、奇数段の駆動ギヤが取り付けられ、他方には偶数段の駆動ギヤが取り付けられている。言い換えれば、第１ドライブ軸１０に第２速および第４速の駆動ギヤを取り付け、第２ドライブ軸１１に第１速および第３速の駆動ギヤを取り付けてもよい。

上記の各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８における従動ギヤ１４Ｂ，１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂが、ドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、第１速従動ギヤ１４Ｂは上記の第１速駆動ギヤ１４Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。また、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１３に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１４Ｂに隣接して配置されている。さらに、第２速従動ギヤ１５Ｂは、第２速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。そして、第４速従動ギヤ１７Ｂは、第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。一方、リバース従動ギヤ１８Ｂはドライブ軸１１に回転自在に嵌合し、かつ第４速従動ギヤ１７Ｂに隣接して配置されており、このリバース従動ギヤ１８Ｂとリバース駆動ギヤ１８Ａとの間にはアイドルギヤ１８Ｃが配置され、リバース駆動ギヤ１８Ａの回転方向とリバース駆動ギヤ１８の回転方向とが同じになるように構成されている。したがって、第１速ないし第４速のギヤ対１４，１５，１６，１７が前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対１８が後進速伝動機構に相当する。

これらのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８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１４，１５，１６，１７，１８をいずれかのドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３と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１３に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤをドライブ軸に対して回転自在とし、その駆動ギヤをドライブ軸に対して選択的に連結するようにドライブ軸側に切換機構を設けることができる。

図１に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第１速従動ギヤ１４Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、またリバース従動ギヤ１８Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が配置され、さらに第２速従動ギヤ１５Ｂに隣接してスタート（Ｓ）シンクロ２２が設けられている。なお、第２遊星歯車機構５におけるサンギヤＳ２に連結されているサンギヤ軸５Ａがドリブン軸１３の端部に接近する位置まで延びており、スタートシンクロ２２は、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に選択的に連結することに加えて、サンギヤ軸５Ａをドリブン軸１３に選択的に連結するように構成されている。これらのシンクロ１９，２０，２２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１３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１９は、そのスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ１９Ｓを図１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１３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１４Ｂ，１６Ｂ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２０は、そのスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ２０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１７Ｂ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。さらに、スタートシンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させることによりサンギヤ軸５Ａをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを中央に位置させることによりいずれにも係合しないニュートラルとなるように構成されている。

前述した第２ポンプモータ６は、第１ポンプモータ９の外周側に第１ポンプモータ９に隣接して配置されており、そのロータ軸６Ａは、第２遊星歯車機構５の外周側を通ってドリブン軸１３側に延びている。このロータ軸６Ａに、カウンタドライブギヤ２１Ａが取り付けられており、このカウンタドライブギヤ２１Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ２１Ｂが第２遊星歯車機構５のサンギヤ軸５Ａに一体となって回転するように取り付けられている。これらのカウンタドライブギヤ２１Ａとカウンタドリブンギヤ２１Ｂとからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第３カウンタギヤ対と記す）２１は、前述した第２カウンタギヤ対１２と軸線方向で隣接して配置されており、したがってそのドライブギヤ１２Ａとドリブンギヤ３０Ｂとが、第２ドライブ軸１１上で互いに隣接している。

つぎに、上記の各ポンプモータ９，６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９，６の吸入口９Ｓ，６Ｓ同士が油路４０によって連通されており、また吐出口９Ｄ，６Ｄ同士が油路４１によって連通されている。ここで、吸入口９Ｓ，６Ｓは、押出容積を正の方向に設定した状態で正回転することにより圧油を吸入するポートであり、またその圧油を吐出するポートが吐出口９Ｄ，６Ｄである。したがって、各ポンプモータ９，６は両者の間で圧油を循環させる閉回路によって連通されている。

この閉回路には圧油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）３２が設けられている。このチャージポンプ３２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この発明の補給ポンプに相当し、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３３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。

したがって、チャージポンプ３２の吐出口は、前記閉回路における油路４０と油路４１とにそれぞれチェック弁３４，３５を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３４，３５は、チャージポンプ３２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３２の吐出圧を調整するためのリリーフ弁（チャージ圧制御弁）３６が、チャージポンプ３２の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３６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３２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９の吸入口９Ｓと油路４１との間に、電磁リリーフ弁３７が設けられている。言い換えれば、第１ポンプモータ９と並列に、各油路４０，４１を連通させるように電磁リリーフ弁３７が設けられている。この電磁リリーフ弁３７は、第１ポンプモータ９の吸入口９Ｓ、または第２ポンプモータ６の吸入口６Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。また、第２ポンプモータ６の吐出口６Ｄと油路４０との間に、電磁リリーフ弁３８が設けられている。言い換えれば、第２ポンプモータ６と並列に、各油路４０，４１を連通させるように電磁リリーフ弁３８が設けられている。この電磁リリーフ弁３８は、第１ポンプモータ９の吐出口９Ｄ、または第２ポンプモータ６の吐出口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に維持するように構成されている。

さらに、リリーフ弁（チャージ圧制御弁）３６から排出される圧油を、冷却用流体として各ポンプモータ９，６に供給する油路が設けられている。すなわち、この油路は、リリーフ弁３６の排出口と各ポンプモータ９，６のケーシングにおける油路とを連通させるものであって、リリーフ弁３６の排出口から出た圧油を分岐させて各ポンプモータ９，６に供給するように構成されている。すなわち一方の供給油路４２は第１ポンプモータ９のケーシングに形成されている冷却用の油路（それぞれ図示せず）に接続されている。また、この供給油路４２には、電気的に制御可能な流量制御弁４３が設けられている。さらに、第１ポンプモータ９における冷却用の油路にはリターン油路４４が連通され、第１ポンプモータ９から排出された冷却用の圧油を油溜め４５に導くように構成されている。

これと同様に、前記一方の供給油路４２から分岐した他方の供給油路４６は第２ポンプモータ６のケーシングに形成されている冷却用の油路（それぞれ図示せず）に接続されている。また、この供給油路４６には、電気的に制御可能な流量制御弁４７が設けられている。さらに、第２ポンプモータ６における冷却用の油路にはリターン油路４８が連通され、第２ポンプモータ６から排出された冷却用の圧油を油溜め４５に導くように構成されている。

この油溜め４５に前記各電磁リリーフ弁３７，３８からの排圧を導くようになっており、さらにこの油溜め４５から前記オイルパン３３に圧油を戻すように構成されている。そして、この油溜め４５とオイルパン３３との間の管路には、オイルクーラー４９が設けられている。

上記の各ポンプモータ９，６の押出容積や各シンクロ１９，２０，２２ならびに各リリーフ弁３６，３７，３８のリリーフ圧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）３９が設けられている。この電子制御装置３９は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、所定の回転部材の回転数や他の検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図２は、いずれかのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８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１９，２０，２２の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ６，９についての「０」は、ポンプ容量（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１９，２０，２２についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１９，２０，２２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１９，２０，２２が「ＯＦＦ」状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８もドリブン軸１３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６，９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５，７のリングギヤＲ２，Ｒ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１およびリングギヤＲ２に反力が作用しないため、出力要素であるキャリヤＣ２，Ｃ１に連結されている各ドライブ軸１０，１１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１９のスリーブ１９Ｓが図１の右側に移動させられて、第１速従動ギヤ１４Ｂがドリブン軸１３に連結され、またＳシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられて、サンギヤ軸５Ａとドリブン軸１３、すなわち第２ポンプモータ６をドリブン軸１３とが連結される。この状態では、車両が未だ停止しているので、各遊星歯車機構７，５では、キャリヤＣ１，Ｃ２が停止している状態で第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１と第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２とにエンジン１から動力が入力される。したがって第１遊星歯車機構７ではサンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９がリングギヤＲ１とは反対方向に回転し、また第２遊星歯車機構７ではキャリヤＣ２がリングギヤＲ２と同方向に低速で回転する。この状態で、各ポンプモータ９，６の押出容積を次第に大きくすると、先ず、第１ポンプモータ９の回転数が第２ポンプモータ６の回転数より高回転数であることにより第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力が第１遊星歯車機構７におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリヤ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１４を介してドリブン軸１３に動力が伝達される。

上記の第１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、その吸入口９Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ６の吸入口６Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ６がモータとして機能し、そのロータ軸６Ａ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３カウンタギヤ対２１およびＳシンクロ２２を介してドリブン軸１３に伝達される。すなわち、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７および第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３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６に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ６からドリブン軸１３に伝達される。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、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が出力される。したがってドリブン軸１３が出力部材もしくは出力軸となっている。

このような動力の伝達状態では、ドリブン軸１３に現れるトルクは、第１速ギヤ対１４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１４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７におけるサンギヤ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９の押出容積が最大まで増大するとともに第２ポンプモータ６の押出容積が最小もしくはゼロになって閉回路を閉じることにより、第１ポンプモータ９が停止し、固定変速比である第１速となる。

この状態では第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。そのため、第１遊星歯車機構７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ヤ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１０および第１速ギヤ対１４を介して、出力軸としてのドリブン軸１３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Ｓ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、Ｓシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させた状態を維持すれば、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。これとは反対にＳシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させれば、第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３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。

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６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６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６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ヤ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。そのキャリヤＣ２から第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３にトルクが伝達される。

第２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口６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入口９Ｓに供給される。そのため、第１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１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７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ヤＣ１から第１ドライブ軸１０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１３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６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５および第２速ギヤ対１５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１４で決まる変速比から第２速ギヤ対１５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２速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２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１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２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２遊星歯車機構５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５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ヤ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カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１３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１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１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３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１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３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９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９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９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ヤ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１０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１３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口９Ｓから第２ポンプモータ６の吸入口６Ｓに供給される。そのため、第２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２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構５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ヤＣ２から第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１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１３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９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７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１５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２ポンプモータ６の押出容積が最小もしくはゼロになるとともに第１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３速となる。

この状態で第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１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、第１遊星歯車機構７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ヤ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１０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１３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。

この第３速の状態で第２シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２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。またこれは、第２速へのダウンシフト待機状態である。さらに、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、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待機状態では、第２ポンプモータ６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６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６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ヤＣ２に作用してこれが正回転し、そのトルクが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して出力軸であるドリブン軸１３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口６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入口９Ｓに供給される。そのため、第１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１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７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ヤＣ１から第１ドライブ軸１０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１３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６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５および第４速ギヤ対１７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３速ギヤ対１６で決まる変速比から第４速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、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４速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２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１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２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２遊星歯車機構５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５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ヤ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カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第４速が設定される。

この第４速の状態で第１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１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。

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、Ｓシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられて、サンギヤ軸５Ａとドリブン軸１３、すなわち第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａとドリブン軸１３とが、第３カウンタギヤ対２１を介して連結される。すなわち、第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａから第２ドライブ軸１１を経由してドリブン軸１３に到る動力伝達経路が形成される。またこれと併せて、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の右側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ６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１３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６は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構７では第１ドライブ軸１０に連結されているキャリヤＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１の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９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９のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ９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ヤ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１０に伝達される。この第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３との間に配置されているリバースギヤ対１８は、アイドルギヤ１８Ｃを備えているので、第１ドライブ軸１０が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１３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。

また、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して発生した圧油が、その吸入口９Ｓから第２ポンプモータ６の吸入口６Ｓに供給される。その第２ポンプモータ６の押出容積は上述したように負側に設定されるから、第２ポンプモータ６は、圧油が吸入口６Ｓに供給されることにより、前進走行時とは反対方向に回転し、そのトルクが第３カウンタギヤ対２１およびＳシンクロ２２を介してドリブン軸１３に伝達される。すなわち、ドリブン軸１３には、第１遊星歯車機構７およびリバースギヤ対１８を介した機械的な動力伝達と、各ポンプモータ６，９の間のいわゆる流体を介した動力伝達とによって動力が伝達される。

そして、第１ポンプモータ６の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、それに伴って流体を介した動力伝達の割合が次第に低下するので、変速比はリバースギヤ対１８のギヤ比によって決まる変速比に次第に低下する。すなわち、変速比が連続的に変化する。そして、各ポンプモータ６，９の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。

この発明に係る上記の変速機では、エンジン１が駆動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９，６が回転している。そのため、圧油が加圧され、あるいは剪断作用を受け、また摩擦が生じ、さらには漏洩などの圧力損失が生じるなどのことによって、少なくともいずれか一方のポンプモータ９，６で発熱する。これらのポンプモータ９，６には、リリーフ弁３６から排出される圧油が各供給油路４２，４６を介して供給されるので、その圧油によって熱が奪われてポンプモータ９，６が冷却される。したがって、この発明によれば、リリーフ弁３６から排出される圧油を利用して各ポンプモータ９，６を冷却でき、しかもリリーフ弁３６の排出口を各ポンプモータ９，６に連通させる程度の構成を追加するだけで既存の機器を利用できるので、全体としての構成を大型化することなくポンプモータ９，６を効率良く冷却できる。

また、各ポンプモータ９，６の発熱量が、変速機の運転状態もしくは設定している変速比によって異なるので、この発明の油圧制御装置は、以下に説明する制御を行うようになっている。すなわち、前述した固定変速比を設定している状態では、一方のポンプモータ９，６がロックされて回転を停止しており、かつ他方のポンプモータ６，９が空転して圧油を撹拌し、また少なからず摩擦が生じている。また、各固定変速比の間のいわゆる中間変速比を設定している場合には、一方のポンプモータ９，６がポンプとして機能して、その押出容積に応じた回転数で回転するとともに油圧を発生し、かつ他方のポンプモータ６，９はその油圧を受けてモータとして機能し、その押出容積に応じた回転数で回転するとともにトルクを出力している。

この状況を固定変速比である第１速と第２速との間の状態で示すと図３のとおりである。第１速では、第２ポンプモータ６の押出容積ｑ2はゼロに設定されており、これに対して第１ポンプモータ９は押出容積ｑ1が最大に設定されている。そして、第２ポンプモータ６は所定の回転数ＮPM2で空転しており、これに対して第１ポンプモータ９は停止している。すなわち、その回転数ＮPM1はゼロになっている。

この状態から固定変速比である第２速に向けてアップシフトする場合、前述したように第２ポンプモータ６の押出容積ｑ2を次第に増大させてこれをポンプとして機能させる。その場合、第２ポンプモータ６の押出容積ｑ2が最大になるまで、第１ポンプモータ９の押出容積ｑ1は最大に維持される。なお、第１ポンプモータ９の押出容積ｑ1を、第２ポンプモータ６の押出容積ｑ2と同時に変化させてもよい。第２ポンプモータ６は押出容積ｑ2が増大することに伴ってその回転数ＮPM2が次第に低下し、これに対して第１ポンプモータ９は第２ポンプモータ６から圧油が供給されてモータとして機能することにより、その回転数ＮPM1が次第に増大する。このようないわゆる中間変速比での各ポンプモータ９，６の回転数ＮPM1，ＮPM2は、下記の式で表される。

なお、ρは各遊星歯車機構７，５のギヤ比（サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比）、κ1は第１速ギヤ対１４のギヤ比、κ2は第２速ギヤ対１５のギヤ比、γは変速比、Ｎinは入力部材２の回転数（入力回転数）である。この入力回転数Ｎinは図示しない入力回転数センサによって検出でき、また変速比γは入力回転数Ｎinと図示しない出力回転数センサで検出した出力回転数との比として求めることができる。

第２ポンプモータ６の押出容積ｑ2が最大まで増大すると、第１ポンプモータ９の押出容積ｑ1が次第に低下させられ、ついにはゼロまで低下させられる。その過程においても、第２ポンプモータ６の回転数ＮPM2は低下し続け、また第１ポンプモータ９の回転数ＮPM1は増大し続ける。そして、それらの回転数ＮPM1，ＮPM2は上記の式で表される回転数となる。

このような状況は、第２速と第３速との間、および第３速と第４速との間など、他の変速状態でも同様である。したがって、各ポンプモータ９，６の押出容積ｑ1，ｑ2が等しい場合以外では、それぞれの回転数ＮPM1，ＮPM2が異なり、発熱量が異なっている。すなわち、相対的に高回転数のポンプモータ９，６の発熱量が多くなっている。発熱量に応じて冷却量を設定することが好ましいから、必要冷却油量ＶPM1，ＶPM2は、上記の回転数ＮPM1，ＮPM2と同様の関係になる。

このような回転数ＮPM1，ＮPM2と発熱量すなわち必要冷却油量ＶPM1，ＶPM2との関係を考慮して、この発明の油圧制御装置は図４に示す制御を行うように構成されている。先ず、シフト位置および各押出容積ｑ1，ｑ2の指令値に基づいて各ポンプモータ９，６の回転数ＮPM1，ＮPM2が算出される（ステップＳ０１）。ここで、シフト位置とは、各シンクロ１９，２０，２２の動作状態であって、トルク伝達可能な状態になっているギヤ対１４，１５，１６，１７，１８を示すものである。また、各押出容積ｑ1，ｑ2と変速比γとは図３に示すように対応しているので、押出容積ｑ1，ｑ2の指令値から変速比を求めることができる。したがって、ステップＳ０１では前述した式に基づいて各回転数ＮPM1，ＮPM2が算出される。

ついで、算出された各回転数ＮPM1，ＮPM2の大小が比較される（ステップＳ０２）。第１ポンプモータ９の回転数ＮPM1が第２ポンプモータ６の回転数ＮPM2より大きいことによりステップＳ０２で肯定的に判断された場合には、第２ポンプモータ６側の流量制御弁４７が絞られる（ステップＳ０３）。すなわち、その開度が、第１ポンプモータ９側の流量制御弁４３の開度より小さくさせられる。その結果、リリーフ弁３６から排出された圧油は第１ポンプモータ９に対して相対的に多量に流され、第２ポンプモータ６に対しては相対的に少量、流される。

一方、ステップＳ０２で否定的に判断された場合には、各回転数ＮPM1，ＮPM2が等しいか否かが判断される（ステップＳ０４）。このステップＳ０４で肯定的に判断された場合には、各流量制御弁４３，４７が共に開放させられる（ステップＳ０５）。言い換えれば、共に等しい開度まで開かれる。その結果、各ポンプモータ９，６には、リリーフ弁３６から等しい量の冷却用の圧油が供給される。また、ステップＳ０４で否定的に判断された場合、すなわち第２ポンプモータ６の回転数ＮPM2が第１ポンプモータ９の回転数ＮPM1より大きい場合には、第１ポンプモータ９側の流量制御弁４３の開度が絞られ（ステップＳ０６）、第１ポンプモータ９に対する冷却油量が相対的に少量に設定される。

このように、この発明の油圧制御装置によれば、回転数として求められた発熱量の多寡に応じて、冷却油量が設定される。そのため、各ポンプモータ９，６を過不足なく冷却することができる。また、必要とする総冷却油量は、各ポンプモータ９，６で必要とする冷却油量ＶPM1，ＶPM2の和であり、これを図に示すと図５のとおりである。図５において、一点鎖線で示す各冷却油量ＶPM1，ＶPM2の和は実線で示すようになり、これは、常時、最大発熱量を想定して供給するとした場合の冷却油量ＶMAXに比較して大幅に少量になる。その結果、チャージポンプ３２で吐出させるべき油量を少なくできるので、チャージポンプ３２を小型化でき、また消費する動力を少なくして効率のよい冷却を行うことができる。

なお、この発明で対象とする無段変速機は、図１に示す構成のものに限定されないのであり、図６に示すように構成した変速機であってもよい。この図６に示す例は、車両に対してその幅方向に向けて搭載するいわゆるＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ車）に適するように構成した例であり、図１に示す構成とは歯車機構が異なるので、歯車機構について説明し、図１と同様の部分には図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

図６において、動力源（Ｅ／Ｇ）５１に入力部材５２が連結されており、この入力部材５２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５３および第２遊星歯車機構５４にトルクを伝達するように構成されている。

その動力源５１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もよい。また、この動力源５１と入力部材５２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５３が入力部材５２と同一軸線上に配置され、第２遊星歯車機構５４が第１遊星歯車機構５３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５３，５４としては、シングルピニオン型やダブルピニオン型などの適宜の形式の遊星歯車機構を採用することができる。図６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５３Ｓ，５４Ｓと、そのサンギヤ５３Ｓ，５４Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ５３Ｒ，５４Ｒと、これらサンギヤ５３Ｓ，５４Ｓとリングギヤ５３Ｒ，５４Ｒ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５３Ｃ，５４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構５３におけるリングギヤ５３Ｒに前記入力部材５２が連結され、このリングギヤ５３Ｒが入力要素となっている。

また、入力部材５２にはカウンタドライブギヤ５５が取り付けられており、このカウンタドライブギヤ５５にアイドルギヤ５６が噛み合っているとともに、そのアイドルギヤ５６にカウンタドリブンギヤ５７が噛み合っている。このカウンタドリブンギヤ５７は、前記第２遊星歯車機構５４と同一軸線上に配置され、かつ第２遊星歯車機構５４のリングギヤ５４Ｒ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５４においては、そのリングギヤ５４Ｒが入力要素となっている。各遊星歯車機構５３，５４の入力要素であるリングギヤ５３Ｒ，５４Ｒは、カウンタギヤ対がアイドルギヤ５６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５３におけるキャリヤ５３Ｃは出力要素となっており、そのキャリヤ５３Ｃに第１中間軸５８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５８は中空軸であって、その内部をモータ軸５９が回転自在に挿入されており、このモータ軸５９の一端部が、第１遊星歯車機構５３における反力要素であるサンギヤ５３Ｓ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５４も同様な構成であって、そのキャリヤ５４Ｃが出力要素となっており、そのキャリヤ５４Ｃに第２中間軸６０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６０は中空軸であって、その内部をモータ軸６１が回転自在に挿入されており、このモータ軸６１の一端部が、第２遊星歯車機構５４における反力要素であるサンギヤ５４Ｓ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５９の他方の端部が可変容量型ポンプモータ６２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６２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出口もしくは吸入口から圧力流体を供給することにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ６２を以下の説明では、第１ポンプモータ６２と記し、図にはＰＭ１と表示する。

また一方、モータ軸６１の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ６３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６３は、前記モータ軸５９側の第１ポンプモータ６２と同様の構成のものである。なお、この可変容量型ポンプモータ６３を以下の説明では、第２ポンプモータ６３と記し、図にはＰＭ２と表示する。

各ポンプモータ６２，６３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６４，６５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入口６２Ｓ，６３Ｓ同士が油路６４によって連通され、また低圧ポート６２Ｄ，６３Ｄ同士が油路６５によって連通されている。したがって各油路６４，６５によって閉回路が形成されている。

上記の各中間軸５８，６０と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸６６が配置されている。そして、この出力軸６６と各中間軸５８，６０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、固定された変速比で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対６７，６８，６９，７０が採用されている。

具体的に説明すると、前記第１中間軸５８には、第１遊星歯車機構５３側から順に、第４速駆動ギヤ６７Ａと第２速駆動ギヤ６８Ａとが配置されており、第４速駆動ギヤ６７Ａと第２速駆動ギヤ６８Ａとは第１中間軸５８に対して回転自在に嵌合している。その第４速駆動ギヤ６７Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ６７Ｂと、第２速駆動ギヤ６８Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ６８Ｂとが、出力軸６６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６７Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ６９Ａと、第２速従動ギヤ６８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ７０Ａとが、第２中間軸６０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６７Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ６８Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。ここで、各ギヤ対６７，６８，６９，７０の変速比（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、その変速比は、第１速用ギヤ対７０、第２速用ギヤ対６８、第３速用ギヤ対６９、第４速用ギヤ対６７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７１が設けられている。この発進用ギヤ対７１は、第１速用ギヤ対７０と併せて出力軸６６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６２側のモータ軸５９に取り付けられた発進駆動ギヤ７１Ａと、出力軸６６に回転自在に取り付けられた発進従動ギヤ７１Ｂとを備えている。

上述した各ギヤ対６７，６８，６９，７０，７１を、いずれかの中間軸５８，６０と出力軸６６との間でトルク伝達可能な状態とするためのクラッチ機構が設けられている。このクラッチ機構は、要は、選択的にトルクを伝達する機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザー）などの機構を採用することができ、図６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を軸線方向に移動させて、その回転軸に対して相対回転するように取り付けられた回転部材のスプラインに係合させ、その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６６上で、発進従動ギヤ７１Ｂ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）７２が設けられている。この第１シンクロ７２は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ７１Ｂを出力軸６６に連結し、発進用ギヤ対７１がモータ軸５９と出力軸６６との間でトルクを伝達するように構成されている。

また、前記第２中間軸６０上で、第３速駆動ギヤ６９Ａと第１速駆動ギヤ７０Ａ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）７３が設けられている。この第２シンクロ７３は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第１速駆動ギヤ７０Ａを第２中間軸６０に連結し、第１速用ギヤ対７０が第２中間軸６０と出力軸６６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６の右側に移動させることにより、第３速駆動ギヤ６９Ａを第２中間軸６０に連結し、第３速用ギヤ対６９が第２中間軸６０と出力軸６６との間でトルクを伝達するように構成されている。

さらに、前記第１中間軸５８上で、第２速駆動ギヤ６８Ａと第４速駆動ギヤ６７Ａ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）７４が設けられている。この第３シンクロ７４は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第２速駆動ギヤ６８Ａを第１中間軸５８に連結し、第２速用ギヤ対６８が第１中間軸５８と出力軸６６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第４速駆動ギヤ６７Ａを第１中間軸５８に連結し、第４速用ギヤ対６７が第１中間軸５８と出力軸６６との間でトルクを伝達するように構成されている。

またさらに、第２ポンプモータ６３側のモータ軸６１上で、第２中間軸６０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）７５が設けられている。このＲシンクロ７５は、そのスリーブを図１の右側に移動させることにより、モータ軸６１と第２中間軸６０、すなわち第２遊星歯車機構５４におけるサンギヤ５４Ｓとキャリヤ５４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構５４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７２，７３，７４，７５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６に示す変速機は、動力源５１が出力したトルクが、いずれかの中間軸５８，６０もしくはモータ軸５９，６１を介して出力軸６６に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸６６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７９を介してデファレンシャル８０が連結され、ここから左右の車軸８１に動力を出力するようになっている。そして、各ポンプモータ６２，６３についての油圧回路は、前述した図１に示す例と同様に構成されている。

図６に示す構成であっても、各ポンプモータ６２，６３の間での油圧を介した動力伝達を併用することにより、固定変速比として前進４段・後進１段の変速比を無段階に設定することができる。なお、その場合の各シンクロ７２，７３，７４，７５および各ポンプモータ６２，６３の押出容積の設定は、前述した図１に示す例とほぼ同様であるから、その詳細な説明は省略する。そして、各ポンプモータ６２，６３の冷却は、図４を参照して説明したように、発熱量を回転数に基づいて推定し、その推定された発熱量に応じて冷却油量が制御されて実行される。

上述した例では、冷却油量を二つの流量制御弁４３，４７で制御するように構成したが、この発明では、一つの流量制御弁で冷却油量を制御するように構成することができる。その例を図７に示してあり、図６に示す流量制御弁４３，４７のうちの一方、例えば第２ポンプモータ６３側の流量制御弁４７が、固定オリフィス８２に置き換えられている。したがって、第１ポンプモータ６２側の流量制御弁４３によって第１ポンプモータ６２側の冷却油量を増減することにより、それに合わせて第２ポンプモータ６２側の冷却油量が減少し、あるいは増大するようになっている。

この図７に示す変速機を対象とした冷却油量の制御の一例を図８に示してある。この図８に示す制御例は、流量制御弁４３の開度を固定オリフィス８２の開度を基準に大小に制御する点で図４に示す制御例とは異なり、他の制御内容は図４に示す制御例と同様である。すなわち、読み込んだシフト位置および各押出容積ｑ1，ｑ2に基づいて各ポンプモータ６２，６３の回転数ＮPM1，ＮPM2が算出され（ステップＳ１１）、その大小が比較される（ステップＳ１２）。第１ポンプモータ６２の回転数ＮPM1が第２ポンプモータ６の回転数ＮPM2より大きい場合には、第１ポンプモータ６２における発熱量が多いことが推定されるので、流量制御弁４３の開度が固定オリフィス８２の開度より大きくなるように開放される（ステップＳ１３）。すなわち、第１ポンプモータ６２側の冷却油量が増大させられる。

これに対してステップＳ１２で否定的に判断された場合には、各回転数ＮPM1，ＮPM2が等しいか否かが判断される（ステップＳ１４）。このステップＳ１４で肯定的に判断された場合には、流量制御弁４３の開度が固定オリフィス８２の開度とほぼ等しい開度に設定される（ステップＳ１５）。すなわち、各ポンプモータ６２，６３に対する冷却油量が等しくなる。さらに、第２ポンプモータ６３の回転数ＮPM2が相対的に総回転数であることによりステップＳ１４で否定的に判断された場合には、流量制御弁４３の開度が固定オリフィス８２の開度より小さくなるように絞られる（ステップＳ１６）。すなわち、第２ポンプモータ６３側への冷却油量が相対的に多くなるように制御される。

このように制御した場合であっても、回転数として求められた発熱量の多寡に応じて、冷却油量が設定される。そのため、各ポンプモータ６２，６３を過不足なく冷却することができる。また、必要とする総冷却油量を相対的に少量にして、チャージポンプ３２で吐出させるべき油量を少なくできるので、チャージポンプ３２を小型化でき、また消費する動力を少なくして効率のよい冷却を行うことができる。

上述した各具体例では、冷却用流体としての圧油を優先的に供給する態様として、流量を多くする例を示したが、この発明では、各ポンプモータ６２，６３における冷却用の油路を直列に連通させ、冷却用の圧油を流す順序もしくは方向を制御して優先的な供給もしくは冷却を行うように構成することができる。その例を図９に示してある。ここに示す例は、上記の図６に示す構成における流量制御弁４３，４７を方向切換弁８３に置き換え、かつ各ポンプモータ６２，６３におけるリターン油路４４，４８同士を連通させた例である。なお、その方向切換弁８３は、第１ポンプモータ６２側の供給油路４２をリリーフ弁３６に連通させ、かつ第２ポンプモータ６３側の供給油路４６を油溜め４５に連通させた状態と、これとは反対に第１ポンプモータ６２側の供給油路４２を油溜め４５に連通させ、かつ第２ポンプモータ６３側の供給油路４６をリリーフ弁３６に連通させた状態とに切り換えるようになっている。すなわち、リリーフ弁３６から排出された圧油が、第１ポンプモータ６２を経て第２ポンプモータ６３に流れ、その後に油溜め４５に戻る状態と、第２ポンプモータ６３を経て第１ポンプモータ６２に流れ、その後に油溜め４５に戻る状態とを切り換えて設定できるように構成されている。他の構成は、図６もしくは図７に示す構成と同様であるから、図９に図６もしくは図７と同様の符号を付してその説明を省略する。

図９に示す変速機を対象とした各ポンプモータ６２，６３の冷却のための制御例を図１０に示してある。先ず、読み込んだシフト位置および各ポンプモータ６２，６３の押出容積ｑ1，ｑ2の指令値に基づいて各ポンプモータ６２，６３の回転数ＮPM1，ＮPM2が算出され（ステップＳ２１）、ついでこれらの回転数ＮPM1，ＮPM2の大小が比較される（ステップＳ２２）。これらステップＳ２１およびステップＳ２２の制御は、前述した図４に示すステップＳ０１およびステップＳ０２、ならびに図８に示すステップＳ１１およびステップＳ１２と同様の制御である。

第１ポンプモータ６２の回転数ＮPM1が第２ポンプモータ６３の回転数ＮPM2以上であることによりステップＳ２２で肯定的に判断された場合には、チャージポンプ３２から排出された冷却用の圧油が、第１ポンプモータ６２に送られ、その後に第２ポンプモータ６３に向けて流れるように方向切換弁８３が操作される（ステップＳ２３）。したがって、未だ熱を吸収していないことにより温度の低い圧油が第１ポンプモータ６２に先に供給され、ここで温度の上昇した圧油が第２ポンプモータ６３に送られるので、回転数ＮPM1の高いことにより発熱量が多いと推定される第１ポンプモータ６２が優先的に冷却される。これとは反対にステップＳ２２で否定的に判断された場合には、第２ポンプモータ６３の回転数ＮPM2が相対的に高回転数であって発熱量が多いと推定されるので、チャージポンプ３２から排出された冷却用の圧油が、第２ポンプモータ６３に送られ、その後に第１ポンプモータ６２に向けて流れるように方向切換弁８３が操作される（ステップＳ２４）。したがって、未だ熱を吸収していないことにより温度の低い圧油が第２ポンプモータ６３に先に供給され、ここで温度の上昇した圧油が第１ポンプモータ６２に送られるので、回転数ＮPM2の高いことにより発熱量が多いと推定される第２ポンプモータ６３が優先的に冷却される。

したがって、図１０に示す制御によれば、冷却油量を多くしなくても、発熱量が多いことが推定されるポンプモータ６２，６３に対しては、温度の低い圧油が優先的に供給されるので、ポンプモータ６２，６３を確実に冷却することができ、また冷却油量を過剰に多くすることがないので、冷却のために消費するエネルギを抑制して冷却効率を向上させることができ、また冷却のための機器を小型化することができる。

前述したように、この発明では発熱量の多いことが推定されるポンプモータ６２，６３を優先的に冷却するように構成されている。その発熱量の多寡は、上述した各具体例では回転数ＮPM1，ＮPM2に基づいて推定しているが、発熱量はポンプモータ６２，６３に入力された動力の損失に応じて多くなるので、この発明では、ポンプモータ６２，６３の効率に基づいて発熱量の多寡を推定することとしてもよい。その例を図１１に示してある。

先ず、ポンプモータ６２，６３の押出容積ｑ1，ｑ2の指令値、エンジントルク、入力回転数、シフト位置、油温などのデータが読み込まれ、これらのデータに基づいて、効率ηを算出するための各押出容積ｑ1，ｑ2、負荷油圧Ｐ、回転数ＮPM1，ＮPM2、油温Ｔが求められる（ステップＳ３１）。ついで、ポンプモータ効率ηが算出される（ステップＳ３２）。ポンプモータ６２，６３がポンプとして動作した場合の効率ηpおよびモータとして動作した場合の効率ηmは、押出容積ｑ、油温Ｔ、回転数Ｎ、ならびに負荷油圧Ｐに応じて変化するので、これらのパラメータと効率との関係を予めマップとして用意しておくことができる。そのマップの例を図１２に模式的に示してあり、図１２の左側のマップがポンプ効率を示し、右側のマップがモータ効率を示している。したがって、ステップＳ３２ではこのようにマップを利用して効率ηを求めることができる。

ステップＳ３２で求められた各ポンプモータ６２，６３の効率が比較される（ステップＳ３３）。第１ポンプモータ（ＰＭ１）６２の効率が第２ポンプモータ（ＰＭ２）６３の効率以上であることによりステップＳ３３で肯定的に判断された場合には、効率の低い第２ポンプモータ６３の発熱量が多いことが推定されるので、チャージポンプ３２から排出された冷却用の圧油が、第２ポンプモータ６３に送られ、その後に第１ポンプモータ６２に向けて流れるように方向切換弁８３が操作される（ステップＳ３４）。したがって、未だ熱を吸収していないことにより温度の低い圧油が第２ポンプモータ６３に先に供給され、ここで温度の上昇した圧油が第１ポンプモータ６２に送られるので、効率が低いことにより発熱量が多いと推定される第２ポンプモータ６３が優先的に冷却される。

これとは反対に第１ポンプモータ６２の効率が第２ポンプモータ６３の効率より低いことによりステップＳ３３で否定的に判断された場合には、第１ポンプモータ６２の発熱量が多いことが推定されるので、チャージポンプ３２から排出された冷却用の圧油が、第１ポンプモータ６２に送られ、その後に第２ポンプモータ６３に向けて流れるように方向切換弁８３が操作される（ステップＳ３５）。したがって、未だ熱を吸収していないことにより温度の低い圧油が第２ポンプモータ６３に先に供給され、ここで温度の上昇した圧油が第１ポンプモータ６２に送られるので、効率が低いことにより発熱量が多いと推定される第２ポンプモータ６３が優先的に冷却される。

したがって、図１１に示すように制御した場合であっても、前述した図１０に示す制御例と同様に、冷却油量を多くしなくても、発熱量が多いことが推定されるポンプモータ６２，６３に対しては、温度の低い圧油が優先的に供給されるので、ポンプモータ６２，６３を確実に冷却することができる。また、冷却油量を過剰に多くすることがないので、冷却のために消費するエネルギを抑制して冷却効率を向上させることができ、また冷却のための機器を小型化することができる。

ここで、上記の各具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述した各ポンプモータ９，６，６２，６３がこの発明の油圧ポンプもしくは油圧モータに相当し、また供給油路４２およびリターン油路４８ならびに流量制御弁４３，４７や固定オリフィス８２あるいは方向切換弁８３が、この発明の冷却流体回路に相当する。一方、図４に示すステップＳ０２およびステップＳ０４、図８に示すステップＳ１２およびステップＳ１４、図１０に示すステップＳ２２、ならびに図１１に示すステップＳ３３の各制御を実行する機能的手段が、この発明の発熱推定手段に相当する。さらに、流量制御弁４３，４７や方向切換弁８３あるいはこれらを制御する電子制御装置３９が、この発明の回路切換手段に相当する。

なお、この発明は上述した各具体例に限定されないのであって、対象とする無段変速機は、要は、流体を介した動力伝達を行い、その伝達されるトルクを無段階に変化させることのできる変速機であればよい。したがって、可変容量型の流体圧ポンプもしくはモータを、差動機構に対する反力機構として使用する構成に替えて、動力源をこれらの可変容量型流体圧ポンプもしくはモータに直接連結し、かつその出力を伝動機構もしくは出力部材に直接伝達するように構成したいわゆるＨＳＴ（ハイドロスタティックトランスミッション）を対象とする油圧制御装置にもこの発明を適用できる。また、この発明における発熱量の推定は、上述した回転数に基づく推定および効率に基づく推定に限られないのであって、必要に応じて適宜のデータに基づいて推定することができる。さらに、この発明における優先的な冷却は、冷却用流体の流量を多くすることや供給順序を先にすることに限られないのであって、要は、単位時間あたりの熱交換量が多くなるように冷却するものであればよい。そして、この発明で無段変速機により固定変速比を設定する場合、その段数は前進４段・後進１段に限られないのであり、それより多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。

この発明の一例を模式的に示すスケルトン図である。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の動作状態をまとめて示す図表である。固定変速比である第１速と第２速との中間の値の変速比を設定する過程における押出容積の変化、ポンプモータの回転数の変化、必要とする冷却油量の変化を示す図である。この発明による冷却制御の一例を説明するためのフローチャートである。この発明による総冷却油量を示す線図である。この発明の他の例を示すスケルトン図である。この発明の更に他の例を示すスケルトン図である。図７に示す無段変速機を対象とした制御の一例を説明するためのフローチャートである。この発明のまた更に他の例を示すスケルトン図である。図９に示す無段変速機を対象とした制御の一例を説明するためのフローチャートである。図９に示す無段変速機を対象とした制御の他の例を説明するためのフローチャートである。ポンプモータ効率を求めるためのマップの一例を模式的に示す図である。

符号の説明

１，５１…動力源（Ｅ／Ｇ）、２，５２…入力部材、７，５３…第１遊星歯車機構、５，５４…第２遊星歯車機構、９，６２…可変容量型ポンプモータ（第１ポンプモータ）、６，６３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ）、１３…ドリブン軸、１４，１５，１６，１７，１８，６７，６８，６９，７０，７１…ギヤ対、１９，７２…第１のシンクロナイザー（第１シンクロ）、２０，７３…第２のシンクロナイザー（第２シンクロ）、２２…スタートシンクロナイザー（Ｓシンクロ）、３２…チャージポンプ、３６…リリーフ弁（チャージ圧制御弁）、３９…電子制御装置（ＥＣＵ）、４２，４６…供給油路、４３，４７…流量制御弁、４４，４８…リターン油路、６６…出力軸、７４…第３のシンクロナイザー（第３シンクロ）、７５…リバースシンクロナイザー（Ｒシンクロ）、８２…固定オリフィス、８３…方向切換弁。

Claims

動力源が出力する動力によって駆動されて油圧を発生する油圧ポンプと、その油圧が供給されてモータとして動作することにより出力部材に伝達されるトルクを連続的に変化させる油圧モータとを備えた無段変速機の油圧制御装置において、
前記油圧ポンプと前記油圧モータとに冷却用流体を供給する冷却流体回路と、
前記油圧ポンプと油圧モータとの発熱量の大小を推定する発熱推定手段と、
その発熱推定手段によって発熱量が多いことが推定された前記油圧ポンプと油圧モータとのいずれか一方に他方よりも優先して前記冷却用流体を供給するよう前記冷却流体回路を設定する回路切換手段と
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。
前記油圧ポンプと油圧モータとは、ポンプおよびモータの両方の機能を備えた可変容量型のポンプモータを含み、
前記無段変速機は、前記動力源から動力が入力される入力要素と前記出力部材に対して伝動機構を介して動力を出力する出力要素といずれかのポンプモータが連結された反力要素とで差動作用を行う第１の差動機構と、前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記出力部材に対して他の伝動機構を介して動力を出力する他の出力要素と他のポンプモータが連結された他の反力要素とで差動作用を行う第２の差動機構と、前記各伝動機構を選択的にトルク伝達可能な状態にする切換機構とを備えている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。
前記発熱推定手段は、前記油圧ポンプと油圧モータとの回転数と効率とのいずれかを求める手段を含み、
前記回路切換手段は、前記回転数が相対的に高回転数もしくは前記効率が相対的に低効率の前記油圧ポンプもしくは油圧モータに対して優先して前記冷却用流体を供給する手段を含む
ことを特徴する請求項１または２に記載の無段変速機の油圧制御装置。
前記回路切換手段は、発熱量が多いことが推定された前記油圧ポンプと油圧モータとのいずれか一方に他方よりも多量の前記冷却用流体を供給し、もしくは前記一方から前記他方の順に前記冷却用流体を流通させる手段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無段変速機の油圧制御装置。
前記油圧ポンプと油圧モータとの間で圧油を循環させる閉回路と、その閉回路に圧油を補給する補給ポンプと、その補給ポンプから吐出された油圧を所定の圧力に設定するリリーフ弁とを更に備え、
前記冷却流体回路は、前記リリーフ弁から排出される圧油を前記冷却用流体として前記油圧ポンプと油圧モータとに供給する回路を含むことを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の無段変速機の油圧制御装置。