JP2007327532A - 変速機 - Google Patents
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Abstract
【課題】所定の変速比を設定している状態で、変速待機状態を設定するためのクラッチ機構の同期制御を両振り可能な可変容量型ポンプモータを利用して容易に行うことのできる変速機を提供する。
【解決手段】動力源1から動力が伝達される第1軸8および第2軸10と、これらの軸8,10と出力軸16との間で動力を伝達する複数のギヤ対17,〜20と、複数のクラッチ機構23,24とを備えた変速機において、押出容積を正回転側と逆回転側とに設定できかつその押出容積が可変なポンプモータ12,13が、その押出容積に応じたトルクが前記いずれかの軸に現れるように設けられ、解放状態のクラッチ機構を係合させる場合にいずれかの軸に連結されているポンプモータの押出容積をその時点の回転方向とは反対方向に回転させるように設定して前記いずれかの軸の回転を制動する押出容積制御手段が設けられている。
【選択図】 図1
【解決手段】動力源1から動力が伝達される第1軸8および第2軸10と、これらの軸8,10と出力軸16との間で動力を伝達する複数のギヤ対17,〜20と、複数のクラッチ機構23,24とを備えた変速機において、押出容積を正回転側と逆回転側とに設定できかつその押出容積が可変なポンプモータ12,13が、その押出容積に応じたトルクが前記いずれかの軸に現れるように設けられ、解放状態のクラッチ機構を係合させる場合にいずれかの軸に連結されているポンプモータの押出容積をその時点の回転方向とは反対方向に回転させるように設定して前記いずれかの軸の回転を制動する押出容積制御手段が設けられている。
【選択図】 図1
Description
この発明は、クラッチ機構を係合させることにより、出力部材に動力を伝達する伝動機構を選択するとともに、他のクラッチ機構を係合させることにより、動力の伝達されていない他の回転軸を他の伝動機構に連結して変速待機状態を設定できる変速機に関するものである。
この種の変速機はツインクラッチ式有段変速機として知られており、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に記載された変速機は、第1クラッチを介してエンジンに連結される第1入力軸と、第2クラッチを介してエンジンに連結される第2入力軸と、出力軸と、第1入力軸にギヤ対を介して連結されている副軸と、第1入力軸と副軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とする複数のギヤ対と、第2入力軸と出力軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とされる複数のギヤ対とを有している。そして、この変速機は、いずれかの入力軸から所定のギヤ対を介して出力軸にトルクを伝達する変速段と、いずれかの入力軸から所定のギヤ対および副軸を介して出力軸にトルクを伝達する変速段とを設定するように構成され、その結果、後進段を含めて7段以上の変速段を設定するように構成されている。
上記の特許文献1に記載されている変速機では、設定可能な変速段数が多いことにより、エンジンを燃費のよい状態で運転でき、また副軸を効果的に利用するように構成されているので、変速機が全体として小型軽量化され、その結果、車両の燃費を向上させることができる。
しかしながら、上記従来の変速機では、解放されているクラッチ側の軸をシンクロナイザーなどの同期連結機構によって所定のギヤ対に連結しておくことにより、変速待機状態を設定し、この状態から一方のクラッチを解放させ、かつ他方のクラッチを係合させることにより変速が実行される。したがって、変速待機状態を設定するために同期連結機構を係合させる場合、前記軸と所定のギヤ対との回転数の差を、同期連結機構での回転方向の滑りによって吸収し、両者の回転数を一致させ、その状態で実質的な係合が行われる。そのため、同期連結機構で大きいエネルギーを吸収する必要があるので、耐久性に優れ、またトルク容量の大きい同期連結機構を用いることになり、そのため変速機自体の構成が大型化したり、部品コストが高くなるなどの可能性があった。
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、ギヤ対などの伝動機構を選択するクラッチ機構に掛かる負荷を低減して、そのクラッチ機構の構成を簡素化でき、あるいは全体としての構成を簡素化でき、また低コスト化できる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、動力源から動力が伝達される第1軸および第2軸と、出力部材と、第1軸と出力部材との間および第2軸と出力部材との間で動力を伝達する複数の伝動機構と、その伝動機構を前記各軸もしくは出力部材に対して選択的に連結する複数のクラッチ機構とを備えた変速機において、押出容積を正回転側と逆回転側とに設定できかつその押出容積が可変な流体圧ポンプモータが、その押出容積に応じたトルクが前記いずれかの軸に現れるように設けられ、解放状態のクラッチ機構を係合させる場合に、該クラッチ機構が設けられているいずれかの軸に連結されている流体圧ポンプモータの押出容積をその時点の回転方向とは反対方向に回転させるように設定して前記いずれかの軸の回転を制動する押出容積制御手段が設けられ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、前記押出容積制御手段は、前記いずれかの軸の回転が停止した後、前記解放状態のクラッチ機構における互いに係合する二つの部材の回転数を一致させるよう前記押出容積を制御する手段を含むことを特徴とする変速機である。
請求項3の発明は、請求項2の発明において、前記いずれかの軸の回転が停止した後、前記解放状態のクラッチ機構における互いに係合する二つの部材の回転数を一致させるよう前記押出容積を制御する際に、前記動力源から入力されるトルクを増大させる入力トルク制御手段を更に備えていることを特徴とする変速機である。
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、前記正回転側に設定可能な押出容積と逆回転側に設定可能な押出容積とのいずれか一方が他方に対して小さくなっていることを特徴とする変速機である。
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、前記動力源から動力が伝達される入力要素と、前記流体圧ポンプモータに連結された反力要素と、出力要素との三つの回転要素で差動作用を行う少なくとも二組の差動機構を更に備え、一方の差動機構における出力要素が前記第1軸に連結され、かつ他方の差動機構の出力要素が前記第2軸に連結されていることを特徴とする変速機である。
請求項6の発明は、請求項5の発明において、前記入力トルク制御手段は、互いに係合する二つの部材の回転数を一致させる前記クラッチ機構に出力要素が連結されているいずれかの差動機構に対する入力トルクを増大させる手段を含むことを特徴とする変速機である。
請求項1あるいは2の発明によれば、いずれかのクラッチ機構を係合させていずれかの軸と出力部材とを、いずれかの伝動機構を介して連結し、かついずれかの流体圧ポンプモータの押出容積を制御して前記いずれかの軸にトルクを生じさせることにより、所定の変速比が設定される。この状態で、他の軸にトルクが現れないように他の流体圧ポンプモータの押出容積を設定し、その状態で他のクラッチ機構を係合させれば、変速待機状態を設定することができ、他の流体圧ポンプモータの押出容積を制御することにより、変速比を次第に変化させることができる。そして、前記他のクラッチ機構を係合させる場合、前記他の流体圧ポンプモータの押出容積を、前記他の軸の回転方向とは反対の方向にトルクが生じるように設定することにより、その回転を制動でき、また前記他の軸に連結されている解放状態のクラッチ機構における各部材の回転数を同期させることができる。したがって、流体圧ポンプモータにおける流体の供給・排出の方向を切り換えることなく、クラッチ機構の回転同期を行うことができ、流体の制御回路が簡素化される。また、クラッチ機構は同期状態で係合させられるので、そのクラッチ機構に掛かる負荷を低減できるので、クラッチ機構を簡素化でき、さらには迅速に係合させて変速応答性を向上させることができる。
請求項3の発明によれば、前記他の流体圧ポンプモータの押出容積がいわゆる反転方向に制御されることに伴って圧力流体の流動が生じ、そのために前記いずれかの軸にトルクを生じさせている流体圧ポンプモータに回転が生じることがある。その場合、入力トルクが増大されるので、前記いずれかの軸に現れるトルクもしくはその回転数が低下することが抑制され、ひいては出力部材の回転数の低下を防止もしくは抑制することができる。
請求項4の発明によれば、正回転側もしくは逆回転側の押出容積が小さくてよいので、流体圧ポンプモータの押出容積の全制御幅が小さくてよく、そのため流体圧ポンプモータを小型化することが可能になる。
請求項5の発明によれば、差動機構の反力要素に流体圧ポンプモータによって反力を与えることにより、その出力要素に連結されている軸にトルクを生じさせることができ、またその回転方向を制御することができる。
そして、請求項6の発明によれば、変速比を設定するように機能している遊星歯車機構に対する入力トルクを、上述したいわゆる同期制御の際に増大させるので、同期制御に伴う出力部材の回転数やトルクの低下を防止もしくは抑制することができる。
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図1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、動力源(E/G)1に入力部材2が連結されており、この入力部材2からこの発明における差動機構に相当する第1遊星歯車機構3および第2遊星歯車機構4にトルクを伝達するように構成されている。
その動力源1は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。また、この動力源1と入力部材2との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させてもよい。
第1遊星歯車機構3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1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にこの発明における第1軸もしくは第2軸に相当する第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にこの発明の第2軸もしくは第1軸に相当する第2中間軸10が、一体になって回転するように連結されている。この第2中間軸10は中空軸であって、その内部をモータ軸11が回転自在に挿入されており、このモータ軸11の一端部が、第2遊星歯車機構4における反力要素であるサンギヤ4Sに、一体となって回転するように連結されている。
上記のモータ軸9の他方の端部が両振り可能な可変容量型ポンプモータ12の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ12は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧(油圧)ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体(圧油)を吐出し、また吐出口もしくは吸入口から圧力流体を供給することにより、モータとして機能するようになっている。また、両振り可能とは、押出容積を「正」および「負」に変更できることであり、ポンプとして機能している場合に、押出容積を「正」から「負」に、もしくはその反対に変更することにより、圧力流体の吸入・吐出方向が反転し、またモータとして機能する場合には、その回転方向が反転する。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。
このようなポンプモータの一例を図2に模式的に記載してある。図2に示す例は可変容量型ラジアルピストンポンプモータの例であって、断面形状が環状をなすカムリングCRの内部にロータROが回転自在でかつカムリングCRに対して相対的に偏心できるように挿入されている。そのロータROには、図示しない複数本(図2の例では8本)のシリンダが放射状に形成されており、それぞれのシリンダにピストン(もしくはプランジャ)PSが往復動自在に挿入されている。これらのピストンPSは、ロータROの外周側に突出するように押圧されており、したがってその先端部がカムリングCRの内周面に当接させられている。
さらに、図2における上半分の領域に高圧ポート(仮にAポートとする)PAが形成され、また下半分の領域に低圧ポート(仮にBポートとする)PBが形成されており、ロータROに形成された各シリンダは、ロータROが回転することにより、これらの各ポートPA,PBに対して順次、連通・遮断されるようになっている。
なお、高圧ポートPAおよび低圧ポートPBとは仮の名称であり、いずれのポートからも油圧が供給され、また排出されることがある。例えば図2の(a)に示すいわゆる正振りの場合、高圧ポートPAに油圧を供給することによりロータROが正回転し、その場合、低圧ポートPBから油圧が排出される。また反対に、図2の(c)に示すように、いわゆる逆振りの場合には、高圧ポートPAに油圧を供給することによりロータROが逆回転し、その場合、低圧ポートPBから油圧が排出される。さらに、正振り状態でロータROを外力で回転させる場合、回転方向が正回転方向であれば、高圧ポートPAから油圧を吸入し、低圧ポートPBから加圧した圧油を吐出する。逆回転および逆振りの場合には、油圧の給排の方向がこれとは反対になる。なお、図2の(b)に示す押出容積(吐出量)がゼロの状態では、外力によってロータROが回転させられても油圧を吸入および吐出することがなく、また油圧が供給されてもこれを排出しないのでロータROが回転しない。
また一方、モータ軸11の他方の端部が、両振り可能な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、したがって一例として図2に示す構成のラジアルピストンポンプを採用することができる。なお、この可変容量型ポンプモータ13を以下の説明では、第2ポンプモータ13と記し、図にはPM2と表示する。
各ポンプモータ12,13は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、油路14,15によって連通されている。すなわち、それぞれの高圧ポート12A,13A同士が油路14によって連通され、また低圧ポート12B,13B同士が油路15によって連通されている。したがって各油路14,15によって閉回路が形成されている。この閉回路での油圧制御のための機構については後述する。
上記の各中間軸8,10と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸16が配置されている。そして、この出力軸16と各中間軸8,10との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する伝動機構が設けられている。この発明における伝動機構としては、固定された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20、第2速用ギヤ対18、第3速用ギヤ対19、第4速用ギヤ対17の順に小さくなるように構成されている。
さらに、発進用ギヤ対21が設けられている。この発進用ギヤ対21は、第1速用ギヤ対20と併せて出力軸16に動力を伝達することにより、発進時の駆動力を必要十分に大きくするためのものであって、前記第1ポンプモータ12側のモータ軸9に取り付けられた発進駆動ギヤ21Aと、出力軸16に回転自在に取り付けられた発進従動ギヤ21Bとを備えている。
上述した各ギヤ対17,18,19,20,21を、いずれかの中間軸8,10と出力軸16との間でトルク伝達可能な状態とするためのクラッチ機構が設けられている。このクラッチ機構は、要は、選択的にトルクを伝達する機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構(シンクロナイザー)などの機構を採用することができ、図1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1の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ21Bを出力軸16に連結し、発進用ギヤ対21がモータ軸9と出力軸16との間でトルクを伝達するように構成されている。
また、前記第2中間軸10上で、第3速駆動ギヤ19Aと第1速駆動ギヤ20Aとの間に第2のシンクロナイザー(以下、第2シンクロと記す)23が設けられている。この第2シンクロ23は、そのスリーブを図1の左側に移動させることにより、第1速駆動ギヤ20Aを第2中間軸10に連結し、第1速用ギヤ対20が第2中間軸10と出力軸16との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図1の右側に移動させることにより、第3速駆動ギヤ19Aを第2中間軸10に連結し、第3速用ギヤ対19が第2中間軸10と出力軸16との間でトルクを伝達するように構成されている。
さらに、前記第1中間軸8上で、第2速駆動ギヤ18Aと第4速駆動ギヤ17Aとの間に第3のシンクロナイザー(以下、第3シンクロと記す)24が設けられている。この第3シンクロ24は、そのスリーブを図1の左側に移動させることにより、第2速駆動ギヤ18Aを第1中間軸8に連結し、第2速用ギヤ対18が第1中間軸8と出力軸16との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図1の右側に移動させることにより、第4速駆動ギヤ17Aを第1中間軸8に連結し、第4速用ギヤ対17が第1中間軸8と出力軸16との間でトルクを伝達するように構成されている。
またさらに、第2ポンプモータ13側のモータ軸11上で、第2中間軸10の軸端に隣接する位置に後進用のシンクロナイザー(以下、Rシンクロと記す)25が設けられている。このRシンクロ25は、そのスリーブを図1の右側に移動させることにより、モータ軸11と第2中間軸10、すなわち第2遊星歯車機構4におけるサンギヤ4Sとキャリヤ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1に示す変速機は、動力源1が出力したトルクが、各いずれかの中間軸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、第1ポンプモータ12の回転数NPM1を検出する回転数センサ34、第2ポンプモータ13の回転数NPM2を検出する回転数センサ35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。
したがって、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の高圧ポート12Aと油路15との間に、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の高圧ポート12A、または第2ポンプモータ13の高圧ポート13Aから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。また、第2ポンプモータ13の低圧ポート13Bと油路14との間に、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の低圧ポート13B、または第1ポンプモータ12の低圧ポート12Bから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。
上記の各ポンプモータ12,13の押出容積や各シンクロ22,23,24,25を電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置(ECU)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。
つぎに、上述した動力伝達装置の作用について説明する。図3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2における各ポンプモータ12,13についての「OFF」は、ポンプ容量を実質的にゼロとし、その出力軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態(フリー)を示し、「LOCK」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「油圧発生」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当するポンプモータ12,13はポンプとして機能している。また、「油圧回収」は、一方のポンプモータ13(もしくは12)が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当するポンプモータ13(もしくは12)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「○」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。
図示しないシフト装置でニュートラルポジションが選択されるなどのことによってニュートラル(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、ポンプ容量が実質的にゼロとなるように制御され、その結果、いわゆる空回り状態となるので、各遊星歯車機構3,4のリングギヤ3R,4Rに動力源1からトルクが伝達されても、サンギヤ3S,4Sに反力が作用しないので、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1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1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。なお、押出容積の設定方向は、第2ポンプモータ13については、入力部材2の回転方向に対して逆回転することにより高圧ポート13Aから油圧を吐出する方向であり、第1ポンプモータ12については、その高圧ポート12Aから油圧が供給されることにより、入力部材2に対して正回転(同方向に回転)する方向である。
したがって、第2ポンプモータ13は前記第2遊星歯車機構4によって分配された動力源1の動力によって駆動されてポンプとして機能し、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3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高圧ポート13Aから吐出されて第1ポンプモータ12の高圧ポート12Aに供給されるので、第1ポンプモータ12がモータとして機能し、正回転する。これを図3には「油圧回収」と記載してある。このようにして第1ポンプモータ12に伝達される動力が発進用ギヤ対21を介して出力軸16に伝達される。したがって発進から第1速までの駆動状態では、第2遊星歯車機構4を介したいわゆる機械的な動力の伝達と、油圧を介した動力の伝達との両方が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸16に現れる。また、この過程での変速比は、固定変速比である第1速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。
こうして動力源1の回転数や車速が変化して第1速の変速比になると、第2ポンプモータ13の押出容積q2が最大に設定され、その結果、実質上、第2ポンプモータ13の回転がロックされる。すなわちモータ軸11およびこれに連結されている第2ポンプモータ13が固定される。また、併せて第1シンクロ22がOFF状態に設定される。その結果、第2遊星歯車機構4のサンギヤ4Sが固定され、また第1遊星歯車機構3は出力軸16に対する動力の伝達に関与しなくなるので、動力源1が出力した動力は、第2遊星歯車機構4および第1速用ギヤ対20を介して出力軸16に伝達される。すなわち、第1速用ギヤ対20のギヤ比で決まる固定変速比が設定される。
固定変速比である第2速へアップシフトする場合、第3シンクロ24のスリーブを図1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、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、Rシンクロ25を中立状態にするとともに、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は逆回転しており、その押出容積を次第に増大させると、ポンプとして機能するので油圧を発生し(図3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3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動力伝達装置は、無段変速機として機能させることができる。
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1の右側に移動させて第3速駆動ギヤ19Aを第2中間軸10に連結し、また第2ポンプモータ13の押出容積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OFF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1の右側に移動させて第4速駆動ギヤ17Aを第1中間軸8に連結し、また第1ポンプモータ12の押出容積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OFF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、図示しないシフト装置などによってリバースレンジが選択された場合には、第1シンクロ22のスリーブ22が図1の右側に移動させられ、またRシンクロ25のスリーブが図1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、動力源1から第2遊星歯車機構4に伝達された動力がそのまま第2ポンプモータ13に伝達されてこれが駆動され、第2ポンプモータ13によって油圧が発生する。なお、第2シンクロ23がOFF状態であるから、第2遊星歯車機構4あるいは第2中間軸10から出力軸16に動力が伝達されることはない。一方、第1ポンプモータ12の押出容積がゼロより大きい容積、例えば最大容積に制御され、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にはその低圧ポート12B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3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。
上述したように上記の変速機では、いずれか一方の中間軸8,10と出力軸16との間で動力を伝達している状態で、他方の中間軸10,8と出力軸16との間のいずれかのギヤ対を、いずれかのシンクロによって動力伝達可能な状態に連結し、その状態から、反力を発生するポンプモータを次第に切り替えて固定変速比の中間の変速比を設定するとともに、次第に他の固定変速比に変速する。このような変速の過程で、所定の固定変速比を設定している状態で、他のギヤ対がトルクを伝達できるいわゆる待機状態にするためにいずれかのシンクロをいわゆる係合状態に切り替える場合、シンクロのスリーブの回転数と係合相手の部材との回転数を可及的に一致させる同期制御が行われる。この発明では、前述したポンプモータ12,13がいわゆる両振り可能であることにより、その機能を有効に利用して同期制御を行うようになっている。
その制御の一例を説明すると、図4は固定変速比である前進第2速が設定されている状態で、固定変速比である前進第3速へのアップシフト待機状態を設定する場合の同期制御を説明するためのフローチャートである。先ず、アップシフト待機状態を設定するアップシフトセレクト指令が発せられると、検出された各回転数Nin,Nout,NPM1,NPM2に基づいて、特に入力回転数Ninと出力回転数Noutとに基づいて、変速比が演算される(ステップS1)。その演算された変速比に基づいて第2速の成立を確認する判定が行われる(ステップS2)。その確認判定の結果によって第2速が成立しているか否かが判断される(ステップS3)。
第2速が成立していないことによりステップS3で否定的に判断された場合には、ステップS1に戻って変速比が演算される。これとは反対にステップS3で肯定的に判断された場合、すなわち第2速が成立している場合には、第2シンクロ23がOFF状態に切り替えられる(ステップS4)。すなわちそのスリーブが、第1速駆動ギヤ20A側の位置からニュートラル位置に移動させられる。
第2シンクロ23のスリーブが第1速駆動ギヤ20Aに係合し、かつ第3シンクロ24のスリーブが第2速駆動ギヤ18Aに係合して第2速が設定されている状態における各遊星歯車機構3,4についての共線図を図5に示してある。図5の右側が第1遊星歯車機構3についての共線図であり、左側が第2遊星歯車機構4についての共線図である。前述したように、第2速は第1ポンプモータ12の押出容積(吐出量)を最大にしてこれをロックすることにより設定されるから、サンギヤ3Sが固定され、その状態でリングギヤ3Rに動力が入力されるので、キャリヤ3Cが車両反力に抗して、第2速の変速比に応じた回転数で正回転している。これに対して、第2遊星歯車機構4では、キャリヤ4Cが第1速ギヤ対を介して出力軸16に連結されていて第1遊星歯車機構3のキャリヤ3Cより高速で正回転している。その状態でリングギヤ4Rに動力源1から動力が伝達されているので、サンギヤ4Sおよびこれに連結されている第2ポンプモータ13がキャリヤ4Cより高速で正回転している。
他方、第3速駆動ギヤ19Aと第4速従動ギヤ17Bとからなる第3速用ギヤ対のギヤ比は、第2速用ギヤ対18のギヤ比より小さいから、第2速の状態では、第2シンクロ23のスリーブが係合するべき第3速駆動ギヤ19Aは、第2中間軸10すなわち第2シンクロ23のスリーブより低速で回転している。そのため、第2シンクロ23をOFF状態に切り替えると同時に、先ず、第2ポンプモータ13の回転を止める制御が実行され、その後、第2シンクロ23が回転同期するように第2ポンプモータ13の回転数が制御される。
具体的に説明すると、第2シンクロ23がOFF状態に制御されるとほぼ同時に、第2ポンプモータ13に制動力が掛かるようにその吐出量が制御される(ステップS5)。上述したように第2ポンプモータ13は押出容積(吐出量)がほぼゼロのフリー状態になっていて正回転しているから、その押出容積を増大させても圧油を吐出できない方向もしくは吐出しにくい方向に押出容積を設定する。図1に示す油圧回路の場合には、正回転することにより高圧ポート13Aから油圧を吐出する方向に押出容積を設定する。こうすることにより第2ポンプモータ13にはその回転を止める方向の負荷(油圧)が作用し、その回転数が急速に低下する。
ステップS6では回転数センサ35の検出値に基づいて停止の判定もしくは検出を行う。そして、ステップS7では第2ポンプモータ13の回転が停止したか否かが判断される。第2ポンプモータ13の回転が止まっていないことによりステップS7で否定的に判断された場合には、ステップS5に戻って第2ポンプモータ13の押出容積の制御が継続される。これとは反対に第2ポンプモータ13の回転が止まってステップS7で肯定的に判断された場合には、第2シンクロ23の同期制御と入力トルクの制御とが行われる。
第2シンクロ23の同期制御は、そのスリーブの回転数とこれが係合する第3速駆動ギヤ19Aの回転数を一致させるための制御であり、先ず、油圧の供給・排出方向を変えずに回転方向を従前の回転方向に対して反転させるように押出容積が設定される(ステップS8)。図1に示す例では、高圧ポート13Aから油圧を供給し、その状態で逆回転する方向に押出容積q2が設定される。また、その押出容積q2の絶対値は、第2遊星歯車機構4のサンギヤ4Sおよびこれに連動するキャリヤ4Cならびに第2中間軸10の回転数の変化が急激にならないように、またその回転数が同期回転数に対してオーバーシュートしないようにするために、漸減される。
第2ポンプモータ13の押出容積q2をこのように制御することにより、第2中間軸10の回転数すなわち第2シンクロ23のスリーブの回転数が次第に低下する。この過程における第2ポンプモータ13の逆回転数が回転数センサ35によって検出されており、この検出値に基づいて第2シンクロ23での差回転数が演算される(ステップS9)。そして、その演算値に基づいて第2シンクロ23が回転同期したか否かが判断される(ステップS10)。例えば、演算された差回転数が所定の判断基準値以下になったか否か、より具体的には差回転数がゼロになったか否かが判断される。
回転同期していないことによりステップS10で否定的に判断された場合には、ステップS8に戻って回転同期のための押出容積q2の制御が継続される。これに対して第2シンクロ23が回転同期することによりステップS10で肯定的に判断されると、第2ポンプモータ13の押出容積q2がゼロに制御され(ステップS11)、また第2シンクロ23のスリーブがニュートラル位置Nから第3速駆動ギヤ19A側の位置「3」に移動させられ、第3速駆動ギヤ19Aを第2中間軸10に連結する(ステップS12)。
したがって、第2シンクロ23のスリーブが第3駆動ギヤ19Aに係合する場合、両者の回転数がほぼ一致しているので、第2シンクロ23に回転方向での過大な滑りが生じることがない。すなわち、第2シンクロ23に対する負荷が軽減されるので、第2シンクロ23を簡単な構造で、また低コストのものとすることができる。あるいは第2シンクロ23に替えて、同期機能のない噛み合い式のクラッチ機構を採用することが可能になる。
第2ポンプモータ13は上記のようにして回転が止まってから、第2シンクロ23が回転同期するまでの間は、モータとして機能する。すなわち、回転が止まった後は、その高圧ポート13Aから油圧が供給され、その場合に押出容積q2がいわゆる逆振りされていることにより、逆回転する。そのための油圧は、前記油路14を介して供給されるので、この油路14に連通している第1ポンプモータ12の高圧ポート12A側の油圧が一時的に低下する。その挙動を各遊星歯車機構3,4の共線図として図6に示してある。
図6の右側の共線図が第1遊星歯車機構3についての共線図であり、そのサンギヤ3Sが連結されている第1ポンプモータ12の高圧ポート12Aから圧油が流出することにより第1ポンプモータ12が逆回転し、それに伴ってサンギヤ3Sが逆回転する。そして、この圧油が第2ポンプモータ13に油路14を介して供給され、第2ポンプモータ13が上述したように逆回転する。したがって、第1遊星歯車機構3においては、そのサンギヤ3Sの逆回転によってキャリヤ3Cの回転数すなわち第2速を設定している第2速駆動ギヤ18Aの回転数が低下する。このような第2速駆動ギヤ18Aの回転数の低下やそれに伴う車両としての減速感もしくは引き込み感を防止するために、上記の同期制御と併せてエンジントルク制御が実行される。
具体的には、エンジントルク制御開始指令が出力され(ステップS13)、それに伴って前記入力回転数Ninから必要トルクが演算される(ステップS14)。回転数とトルクとの積が動力であるから、その演算は周知の手法によって行うことができる。こうして求められた必要トルクを達成するように動力源1の出力トルクもしくは入力部材2に加えられる入力トルクが変更される(ステップS15)。この制御は、動力源1がガソリンエンジンの場合には、例えばスロットル開度を増大させることにより実行でき、またディーゼルエンジンの場合には燃料噴射量を増大させることにより実行でき、さらに電気モータを動力源1とする電気自動車もしくはハイブリッド車の場合には、電気モータに供給する電流を増大させることにより実行できる。
上述した同期制御における第2ポンプモータ13の回転数および押出容積の変化、ならびに動力源1としてエンジンの回転数の変化を図7にタイムチャートで示してある。第2シンクロ23をOFF状態にしたt0時点の後、第2ポンプモータ13の回転を止めるようにその押出容積q2が制御される(t1時点)。これは、いわゆる逆振りによる制御であり、その押出容積q2は予め定めた所定値に制御され、あるいは最大値に制御される。
第2ポンプモータ13の回転が止まると(t2時点)、第2ポンプモータ13の押出容積q2が次第に小さくさせられる。その場合、第2速駆動ギヤ18Aの回転数の低下を防止するために、エンジントルクが増大させられてその回転数が増大する。そして、第2ポンプモータ13の押出容積q2の低下に応じた勾配で逆回転している第2ポンプモータ13の回転数が増大し、第2シンクロ23が同期回転数に達するのとほぼ同時に第2ポンプモータ13の押出容積q2がゼロになる(t3時点)。また、各ポンプモータ12,13における油圧の給排が生じなくなるので、エンジントルクの制御が終了し、エンジン回転数が元の回転数に戻る。こうして回転同期したことが確認されたt4時点に、第2シンクロ23のスリーブが第3速駆動ギヤ19A側に移動させられてこれに係合する。
上記の制御例はアップシフト待機状態を設定する場合の同期制御の例であるが、この発明ではダウンシフト待機状態を設定する場合の同期制御を同様に実施することができる。その例を図8にフローチャートで示してある。ここに示す例は、前述した制御例とは反対に、第2速の状態で、第2シンクロ23のスリーブを第3速駆動ギヤ19Aから解放し、ニュートラル位置から第1速駆動ギヤ20Aに係合させる場合の制御例である。したがって、ダウンシフトセレクト指令が出力された後に、変速比の演算(ステップS21)、第2速の確認判定(ステップS22)、第2速が成立しているか否かの判断(ステップS23)が、前述した制御例におけるステップS1ないしステップS3と同様に行われる。
第2速が成立していてステップS23で肯定的に判断された場合には、第2シンクロ23のスリーブがニュートラル位置に移動させられて第3速駆動ギヤ19Aから解放される。すなわち、OFF状態に制御される。第2速が成立していることを確認するのは、第2シンクロ23のスリーブにトルクが掛かっていないことを確認するためである。これは、前述したアップシフト待機状態へのシフトの際の同期制御でも同様である。
第2シンクロ23をOFF状態に制御した後、第2ポンプモータ13を制動するための押出容積q2の制御(ステップS25)、第2ポンプモータ13の回転停止の判定(ステップS26)、その判定値に基づく回転停止の判断(ステップS27)が、前述した制御例におけるステップS5ないしステップS7と同様に実行される。なお、第2シンクロ23をOFF状態に制御した時点では、第2ポンプモータ13が逆回転しているので、その押出容積q2はいわゆる正振り方向に制御される。図1に示す例では、第2ポンプモータ13の低圧ポート13Bから油圧を吐出する方向に押出容積q2を制御する。この過程における各遊星歯車機構3,4の挙動を図9に共線図で示してある。
ついで、第2シンクロ23が回転同期するように第2ポンプモータ13の押出容積q2を変化させる制御とエンジントルク制御とが実行される。すなわち、停止した第2ポンプモータ13の回転数を増大させて(ステップS28)、これに連結されている第2遊星歯車機構4のサンギヤ4Sの回転数およびキャリヤ4Cならびに第2中間軸10の回転数を増大させる。これは、第2ポンプモータ13の押出容積q2を正振りの状態に設定もしくは維持することにより実行できる。このように第2ポンプモータ13の回転数を制御する過程における各遊星歯車機構3,4の挙動を図10に共線図で示してある。
そして、第2シンクロ23における差回転数の演算(ステップS29)およびその演算値に基づく回転同期の判断(ステップS30)が、前述した図4に示す制御例と同様に実行される。その回転同期の判断が成立した場合、第2ポンプモータ13の押出容積q2がゼロに設定される(ステップS31)。その状態で第2シンクロ23のスリーブが第1速駆動ギヤ20Aに係合させられる(ステップS32)。したがって、この場合も、第2シンクロ23のスリーブとこれが係合する相手部材である第1速駆動ギヤ20Aとがほぼ等しい回転数で回転し、両者の間に回転数差がないから、第2シンクロ23に大きい負荷が掛かることがなく、また急速に係合させてもショックが生じることはない。
一方、エンジントルク制御は、図4に示す制御例と同様に実行される。すなわち、エンジントルク制御開始指令が出力されると(ステップS33)、必要トルクが演算され(ステップS34)、その演算されたトルクを達成するようにエンジントルクが変更される(ステップS35)。このエンジントルク制御を行った場合の第1遊星歯車機構3の挙動を図10の右側の共線図に示してあり、第1ポンプモータ12が逆回転してその高圧ポート12Aから油路14に油圧を吐出するようにポンプとして機能し、その油圧が第2ポンプモータ13に供給されてこれが正回転する。このように第1ポンプモータ12が逆回転することに伴って第1遊星歯車機構3のサンギヤ3Sが逆回転するので、入力トルクもしくは動力源1のトルクが増大させられてリングギヤ3Rの回転数が増大し、その結果、出力要素であるキャリヤ3Cおよび連結されている第2速駆動ギヤ18Aの回転数が維持される。すなわち、ショックや減速感が回避される。
図8に示す制御を行った場合の第2ポンプモータ13の回転数および押出容積q2の変化を図11にタイムチャートとして示してある。第2シンクロ23がt10時点にOFF状態に制御され、その後に第2ポンプモータ13を制動するようにその押出容積q2が制御される(t11時点)。具体的には正振り方向に押出容積q2が増大させられる。その場合、最大値まで増大させてもよく、あるいは予め定めた容積まで増大させてもよい。
こうすることにより第2ポンプモータ13の回転数が次第に低下し、ついには停止する(t12時点)。これとほぼ同時に第2ポンプモータ13の押出容積q2が漸減され、それに伴って第2ポンプモータ13の回転数が所定の勾配で正回転方向に次第に増大する。そして、第2シンクロ23が回転同期する回転数に達すると(t13時点)、第2ポンプモータ13の押出容積q2がほぼゼロに設定される。そして、回転同期の確認が行われた後に第2シンクロ23のスリーブが第1速駆動ギヤ20Aに係合させられる(t14時点)。
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、図4に示すステップS5およびステップS8を実行する機能的手段、および図8に示すステップS25およびステップS28を実行する機能的手段が、この発明における押出容積制御手段に相当する。
なお、この発明におけるいわゆる両振り型の流体圧ポンプモータは、正回転方向および逆回転方向の押出容積の幅もしくは範囲が異なり、一方が他方に対して小さく構成されているものであってもよい。このように構成した場合、押出容積の制御幅もしくは制御範囲が相対的に小さくなるので、そのための機構やアクチュエータを小さくして、構成をコンパクト化し、また低廉化することが可能になる。また、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、第2シンクロ23の切り換えの際の同期制御に限らず、前記第3シンクロ24を第2速側あるいは第4速側に切り換える場合の同期制御を行う場合にも同様に適用することができる。その場合、押出容積の制御は第1ポンプモータ12について上述した例と同様に実行することになる。
さらにこの発明では、上述した構成以外に、ポンプモータのロータとケーシングとの一方に、動力源からの動力を入力し、かつ他方からモータ軸などに動力を出力するように構成することにより、ポンプモータ自体に差動作用を行わせるように構成してもよい。このように構成した場合、前述した遊星歯車機構を省略することが可能になる。また、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。さらに、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。またさらに、動力源は一方の差動機構に直接連結する替わりに、前述したカウンタギヤ対のアイドルギヤに連結してもよい。
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、 3S,4S…サンギヤ、 3R,4R…リングギヤ、 3C,4C…キャリヤ、 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)、 CR…カムリング、 RO…ロータ、 PS…ピストン(もしくはプランジャ)、 PA…高圧ポート(Aポート)、 PB…低圧ポート(Bポート)、 13…可変容量型ポンプモータ(第2ポンプモータ)、 14,15…油路、 12A,13A…高圧ポート、 12B,13B…低圧ポート、 16…出力軸、 17,18,19,20…ギヤ対、 17A…第4速駆動ギヤ、 18A…第2速駆動ギヤ、 17B…第4速従動ギヤ、 18B…第2速従動ギヤ、 19A…第3速駆動ギヤ、 20A…第1速駆動ギヤ、 22…第1のシンクロナイザー(第1シンクロ)、 23…第2のシンクロナイザー(第2シンクロ)、 24…第3のシンクロナイザー(第3シンクロ)、 43…電子制御装置(ECU)。
Claims (6)
- 動力源から動力が伝達される第1軸および第2軸と、出力部材と、第1軸と出力部材との間および第2軸と出力部材との間で動力を伝達する複数の伝動機構と、その伝動機構を前記各軸もしくは出力部材に対して選択的に連結する複数のクラッチ機構とを備えた変速機において、
押出容積を正回転側と逆回転側とに設定できかつその押出容積が可変な流体圧ポンプモータが、その押出容積に応じたトルクが前記いずれかの軸に現れるように設けられ、
解放状態のクラッチ機構を係合させる場合に、該クラッチ機構が設けられているいずれかの軸に連結されている流体圧ポンプモータの押出容積をその時点の回転方向とは反対方向に回転させるように設定して前記いずれかの軸の回転を制動する押出容積制御手段が設けられていることを特徴とする変速機。 - 前記押出容積制御手段は、前記いずれかの軸の回転が停止した後、前記解放状態のクラッチ機構における互いに係合する二つの部材の回転数を一致させるよう前記押出容積を制御する手段を含むことを特徴とする請求項1に記載の変速機。
- 前記いずれかの軸の回転が停止した後、前記解放状態のクラッチ機構における互いに係合する二つの部材の回転数を一致させるよう前記押出容積を制御する際に、前記動力源から入力されるトルクを増大させる入力トルク制御手段を更に備えていることを特徴とする請求項2に記載の変速機。
- 前記正回転側に設定可能な押出容積と逆回転側に設定可能な押出容積とのいずれか一方が他方に対して小さくなっている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変速機。
- 前記動力源から動力が伝達される入力要素と、前記流体圧ポンプモータに連結された反力要素と、出力要素との三つの回転要素で差動作用を行う少なくとも二組の差動機構を更に備え、一方の差動機構における出力要素が前記第1軸に連結され、かつ他方の差動機構の出力要素が前記第2軸に連結されている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変速機。
- 前記入力トルク制御手段は、互いに係合する二つの部材の回転数を一致させる前記クラッチ機構に出力要素が連結されているいずれかの差動機構に対する入力トルクを増大させる手段を含むことを特徴とする請求項5に記載の変速機。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2006157893A JP2007327532A (ja) | 2006-06-06 | 2006-06-06 | 変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
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JP2006157893A JP2007327532A (ja) | 2006-06-06 | 2006-06-06 | 変速機 |
Publications (1)
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ID=38928131
Family Applications (1)
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JP2006157893A Pending JP2007327532A (ja) | 2006-06-06 | 2006-06-06 | 変速機 |
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Country | Link |
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JP (1) | JP2007327532A (ja) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2011514272A (ja) * | 2008-02-08 | 2011-05-06 | マリ ホールディング アーゲー | 静液圧式動力分割トランスミッション |
CN103328860A (zh) * | 2011-03-25 | 2013-09-25 | 纳夫诺因基兴阿奇森法布瑞克有限公司 | 用于汽车加工机器的驱动装置 |
JP2015536857A (ja) * | 2012-09-28 | 2015-12-24 | ポクラン イドロリク アンドゥストリ | 駆動軸から駆動軸へのトルク伝達による油圧アシストを備える車両 |
-
2006
- 2006-06-06 JP JP2006157893A patent/JP2007327532A/ja active Pending
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