JP2009024853A - Control device of variable displacement hydraulic pump motor type transmission - Google Patents

Control device of variable displacement hydraulic pump motor type transmission Download PDF

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Takahiro Shiina
貴弘 椎名
Takeya Amano
剛也 天野
Masashi Yamamoto
真史 山本
Masahito Yoshikawa
雅人 吉川
Arata Murakami
新 村上
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Toyota Motor Corp
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of a variable displacement hydraulic pump motor type transmission capable of smoothly continuously variably changing a speed, without causing delay of a change in the speed ratio. <P>SOLUTION: This control device of a variable displacement hydraulic pump motor type transmission has two power dividing mechanisms for dividing power of a power source into first and second pump motors and first and second shift shafts, and is constituted so that the respective pump motors are communicated via a closed circuit for driving the other pump motor by supplying pressure oil delivered by one to the other, and the respective shift shafts are connected to an output member via a transmission mechanism of the predetermined speed ratio capable of transmitting torque by a switching mechanism, and has a pressure source for selectively supplying the pressure oil to the respective pump motors, and driving means (Step S1-S10) driving the other pump motor by supplying the pressure oil from the pressure source to the other pump motor, when operating its one pump motor side switching mechanism by setting the pushing-out volume of one pump motor to zero. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

この発明は、圧力流体を相互に授受できる少なくとも一対の可変容量型流体圧ポンプモータと、各々の可変容量型流体圧ポンプモータによって伝達されるトルクを出力部材に伝達する少なくとも２つの伝動機構と、それぞれの伝動機構を動力伝達可能状態と動力伝達不能状態とに切り替える切替機構とを備え、いずれかの伝動機構の変速比で決まる固定変速段と、各可変容量型流体圧ポンプモータ同士の間で圧力流体を介して伝達する動力を変化させることによる無段変速状態とを設定可能な変速機の制御装置に関するものである。   The present invention includes at least a pair of variable displacement fluid pressure pump motors that can exchange pressure fluid with each other, at least two transmission mechanisms that transmit torque transmitted by each variable displacement fluid pressure pump motor to an output member, A switching mechanism that switches each transmission mechanism between a power transmission enabled state and a power transmission disabled state, between a fixed shift stage determined by the gear ratio of one of the transmission mechanisms, and between each variable displacement hydraulic pump motor The present invention relates to a transmission control device capable of setting a continuously variable transmission state by changing power transmitted through pressure fluid.

この種の変速機が特許文献１に記載されている。その構成を簡単に説明すると、一対の遊星歯車機構のそれぞれにおける反力要素に可変容量型の流体圧ポンプモータが連結され、各流体圧ポンプモータの吐出口同士、および吸入口同士が互いに連結されて閉回路が形成されている。また、各遊星歯車機構における入力要素にはエンジンなどの動力源の出力した動力が入力されるように構成されている。さらに、各遊星歯車機構の出力要素と一体の中間軸上には、いわゆる固定段を設定するための駆動ギヤが配置され、それぞれの駆動ギヤに噛み合っている従動ギヤが出力軸上に配置されている。そして、これらの駆動ギヤと従動ギヤとからなる各ギヤ対をトルクの伝達が可能な状態とトルクを伝達しない状態とに切り替える同期連結機構（いわゆるシンクロ）が設けられている。   This type of transmission is described in Patent Document 1. To briefly explain the configuration, a variable displacement fluid pressure pump motor is connected to the reaction force element in each of the pair of planetary gear mechanisms, and the discharge ports and the suction ports of each fluid pressure pump motor are connected to each other. A closed circuit is formed. Moreover, the power output from a power source such as an engine is input to the input element in each planetary gear mechanism. Furthermore, a drive gear for setting a so-called fixed stage is arranged on an intermediate shaft integral with the output element of each planetary gear mechanism, and a driven gear meshing with each drive gear is arranged on the output shaft. Yes. A synchronous coupling mechanism (so-called synchro) is provided for switching each gear pair composed of the drive gear and the driven gear between a state where torque can be transmitted and a state where torque is not transmitted.

したがって、いずれかの流体圧ポンプモータをロックして反力要素を固定すれば、動力源の出力した動力が、その反力要素を有する遊星歯車機構を介して一方の中間軸に伝達され、さらにその中間軸に対してシンクロによって連結されているギヤ対を介して出力軸に動力が伝達される。その場合の変速比は、動力の伝達に関与しているギヤ対のギヤ比に応じた変速比となる。   Therefore, if one of the fluid pressure pump motors is locked and the reaction force element is fixed, the power output from the power source is transmitted to one of the intermediate shafts via the planetary gear mechanism having the reaction force element. Power is transmitted to the output shaft through a gear pair connected to the intermediate shaft by synchronization. In this case, the gear ratio is a gear ratio according to the gear ratio of the gear pair involved in power transmission.

この場合の流体圧ポンプモータのロックは、他方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすることにより設定される。すなわち、各流体圧ポンプモータは閉回路によって連通されているので、他方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすれば、圧力流体の流動が生じなくなるので、一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にするなど、ゼロより大きい押出容積とすることにより、一方の流体圧ポンプモータがロックされ、その回転が阻止される。   The lock of the fluid pressure pump motor in this case is set by making the extrusion volume of the other fluid pressure pump motor zero. That is, since each fluid pressure pump motor is connected by a closed circuit, if the extrusion volume of the other fluid pressure pump motor is reduced to zero, the flow of pressure fluid does not occur. Therefore, the extrusion volume of one fluid pressure pump motor By setting the extrusion volume to be greater than zero, such as maximizing, one hydraulic pump motor is locked and prevented from rotating.

また、各流体圧ポンプモータの押出容積をゼロより大きくするとともに、一方の流体圧ポンプモータ側のシンクロによって所定のギヤ対をトルク伝達可能な状態とし、かつ他方の流体圧ポンプモータ側のシンクロによって他のギヤ対をトルク伝達可能な状態にすると、各ギヤ対のギヤ比に応じて決まる変速比の中間の値の変速比が設定される。すなわち、一方の流体圧ポンプモータが圧力流体を発生させ、これが他方の流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして動作し、その動力が他方のギヤ対を介して出力軸に伝達される。その結果、出力軸には、このような流体を介して伝達された動力と、一方の流体圧ポンプモータを介して機械的に伝達された動力とを合成した動力が現れる。そのうちの流体を介した動力は、各流体圧ポンプモータの押出容積を連続的に変化させることにより連続的に変化させることが可能であるから、結局、変速機の全体としての変速比を連続的に、すなわち無段階に設定することができる。   Further, the extrusion volume of each fluid pressure pump motor is made larger than zero, a predetermined gear pair is set in a state where torque can be transmitted by synchronization on one fluid pressure pump motor side, and synchronization on the other fluid pressure pump motor side is performed. When the other gear pairs are in a state capable of transmitting torque, a gear ratio having an intermediate value of the gear ratio determined according to the gear ratio of each gear pair is set. That is, one fluid pressure pump motor generates a pressure fluid, which is supplied to the other fluid pressure pump motor and operates as a motor, and the power is transmitted to the output shaft through the other gear pair. As a result, power that is a combination of the power transmitted through the fluid and the power mechanically transmitted through one fluid pressure pump motor appears on the output shaft. Since the power through the fluid can be continuously changed by continuously changing the extrusion volume of each fluid pressure pump motor, the transmission ratio as a whole of the transmission is continuously changed. In other words, it can be set steplessly.

なお、特許文献２には、油圧ポンプおよび油圧モータと遊星歯車機構とを用いたＨＭＴ（ハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション）であって、アキュムレータに蓄圧した油圧を油圧モータへ供給し、その油圧モータで発生させた駆動力を遊星歯車機構を介して駆動輪などの負荷に伝達する動力伝達装置に関する発明が記載されている。具体的には、この特許文献２に記載されている動力伝達装置は、エンジンの出力する動力により駆動されて圧油を吐出する油圧ポンプと、この油圧ポンプの吐出する圧油により駆動される油圧モ−タと、油圧ポンプの吐出する圧油を蓄積するアキュムレ−タと、このアキュムレ−タを圧油の蓄積が可能な状態と蓄積された圧油の吐出が可能な状態とに切り替える切替バルブとを備え、油圧モ−タが負荷側からのトルクにより駆動される場合に、アキュム−レ−タを圧油の蓄積が可能な状態に切替バルブを制御し、油圧モ−タに加わる負荷が増大した場合には、アキュムレ−タを圧油の吐出が可能な状態に切替バルブを制御するように構成されている。   Patent Document 2 discloses an HMT (hydrostatic mechanical transmission) using a hydraulic pump, a hydraulic motor, and a planetary gear mechanism, and supplies hydraulic pressure accumulated in an accumulator to the hydraulic motor. An invention relating to a power transmission device that transmits a generated driving force to a load such as a driving wheel via a planetary gear mechanism is described. Specifically, the power transmission device described in Patent Document 2 is a hydraulic pump that is driven by power output from an engine and discharges pressure oil, and a hydraulic pressure that is driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. Motor, accumulator for accumulating pressure oil discharged from a hydraulic pump, and switching valve for switching the accumulator between a state where pressure oil can be accumulated and a state where accumulated pressure oil can be discharged When the hydraulic motor is driven by torque from the load side, the switching valve is controlled so that the accumulator can accumulate pressure oil, and the load applied to the hydraulic motor is reduced. When increased, the switching valve is controlled so that the accumulator can discharge pressure oil.

特開２００６−２６６４９３号公報JP 2006-266493 A 特開平１１−１８２６７５号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-182675

上記の特許文献１に記載されている変速機では、いずれかのギヤ対のギヤ比に応じた変速比（いわゆる固定変速比、固定段）を超えて変速する場合、シンクロを切り替え動作させることにより、動力の伝達に関与するギヤ対を変更することになる。より具体的には、一方の中間軸側のシンクロをいわゆる係合状態に維持したまま、他方の中間軸側のシンクロをニュートラル位置に移動させ、かつ他のギヤ対側に移動させてそのギヤによって動力を伝達するいわゆる係合状態に切り替える。その切り替えの過程では、一旦、固定変速比を設定し、その状態でトルクの伝達に関与していない方のシンクロを切り替えることになる。すなわち、押出容積がゼロの可変容量型流体圧ポンプモータに繋がっているシンクロを切り替え動作させることになる。   In the transmission described in the above-mentioned Patent Document 1, when shifting a gear exceeding a gear ratio (so-called fixed gear ratio, fixed stage) corresponding to the gear ratio of any gear pair, the synchro is switched and operated. The gear pair involved in power transmission will be changed. More specifically, while maintaining the sync on the one intermediate shaft side in a so-called engaged state, the sync on the other intermediate shaft side is moved to the neutral position and moved to the other gear pair side, depending on the gear. It switches to what is called an engagement state which transmits motive power. In the process of switching, a fixed gear ratio is set once, and the sync that is not involved in torque transmission in that state is switched. That is, the synchro connected to the variable displacement fluid pressure pump motor with zero extrusion volume is switched.

したがって、特許文献１に記載されている変速機では、固定変速比を超えて変速比を変化させる場合、変速比が固定変速比になった状態でシンクロを切り替え動作させる。そのため、シンクロの切り替え動作が完了するまでの間は、変速比の変化はその固定変速比の状態で停滞することになる。例えば、固定変速比の第１速ないし第５速の間でアップシフトする場合、図１２に示すように、変速比が固定変速比の第２速および第３速ならびに第４速になった時点で、変速比の連続的な変化（変速比の低下）が一時的に停滞する（図１２のＡ部で示す状態）。   Therefore, in the transmission described in Patent Document 1, when changing the gear ratio beyond the fixed gear ratio, the synchro is switched and operated while the gear ratio is the fixed gear ratio. For this reason, the change in the gear ratio remains stagnant at the fixed gear ratio until the synchro switching operation is completed. For example, when upshifting between the first speed to the fifth speed of the fixed gear ratio, as shown in FIG. 12, when the gear ratio becomes the second speed, the third speed, and the fourth speed of the fixed speed ratio. Thus, the continuous change in the gear ratio (decrease in the gear ratio) stagnates temporarily (state indicated by part A in FIG. 12).

すなわち、特許文献１に記載されている変速機においては、各ギヤ対のギヤ比によって決まる各固定変速比の間で変速比を変化させる変速の場合は、変速比を連続的に変化させること、すなわち無段変速が可能である。しかしながら、固定変速比を超えて変速比を変化させる変速の場合には、上記のように変速比が固定変速比になった状態でシンクロの切り替え動作を行う必要があるため、いずれか一方の可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにしなければならない。その結果、シンクロの切り替え動作が完了して再び可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積を増大させるまでの間は、変速比の連続的な変化が一時的に停滞し、すなわち一時的に無段変速ができなくなってしまう。このように、特許文献１に記載されている変速機では、設定可能な全ての変速比の領域で、変速比の変化が停滞することなく無段変速を行うためには、未だ改良の余地があった。   That is, in the transmission described in Patent Document 1, in the case of a shift that changes the gear ratio between the fixed gear ratios determined by the gear ratio of each gear pair, the gear ratio is continuously changed. That is, continuously variable transmission is possible. However, in the case of a shift that changes the gear ratio beyond the fixed gear ratio, it is necessary to perform the synchro switching operation with the gear ratio at the fixed gear ratio as described above. The extrusion volume of the capacitive fluid pressure pump motor must be zero. As a result, the continuous change of the gear ratio is temporarily stagnated until the switching operation of the synchro is completed and the extrusion volume of the variable displacement fluid pressure pump motor is increased again. Shifting becomes impossible. As described above, in the transmission described in Patent Document 1, there is still room for improvement in order to perform continuously variable transmission without any change in the transmission ratio in all the changeable transmission ratio regions. there were.

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、可変容量型流体圧ポンプモータを使用した変速機において、変速比の変化の停滞がなく、スムーズな無段変速が可能な可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and in a transmission using a variable displacement fluid pressure pump motor, there is no stagnation of a change in the gear ratio, and a variable capable of a smooth continuously variable transmission. It is an object of the present invention to provide a control device for a displacement type fluid pressure pump motor type transmission.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源が出力した動力を可変容量型の第１流体圧ポンプモータと第１変速軸とに分割する第１動力分割機構と、前記動力源が出力した動力を可変容量型の第２流体圧ポンプモータと第２変速軸とに分割する第２動力分割機構との少なくとも２つの動力分割機構を備え、これら第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、一方が吐出した圧力流体を他方に供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動するように閉回路を介して連通され、かつ前記各変速軸のそれぞれが切替機構によってトルク伝達可能となる所定の変速比の伝動機構を介して出力部材に連結され、前記第１流体圧ポンプモータもしくは第２流体圧ポンプモータのいずれか一方の押出容積がゼロの場合に他方の流体圧ポンプモータがロックされるとともに、前記各流体圧ポンプモータが共に所定の押出容積に設定されている場合には前記各変速軸および伝動機構を介して伝達される動力が合成されて前記出力部材に伝達されるように構成された可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置において、前記第１流体圧ポンプモータおよび第２流体圧ポンプモータのそれぞれに選択的に圧力流体を供給する圧力源と、いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積がゼロに設定されて該一方の流体圧ポンプモータ側の前記切替機構を切り替え動作させている際に、他方の流体圧ポンプモータに対して前記圧力源から圧力流体を供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動する駆動手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。   In order to achieve the above object, a first power split mechanism for splitting power output from a power source into a variable displacement type first hydraulic pump motor and a first transmission shaft, At least two power split mechanisms, a second power split mechanism that splits the power output from the power source into a variable displacement type second fluid pressure pump motor and a second speed change shaft, and the first fluid pressure pump motor; A second fluid pressure pump motor is connected through a closed circuit so as to supply the pressure fluid discharged from one to the other and drive the other fluid pressure pump motor, and each of the transmission shafts is switched. When the output volume of one of the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor is zero, the other is connected to the output member via a transmission mechanism having a predetermined gear ratio that enables torque transmission by the mechanism. Fluid When the pump motor is locked and each of the fluid pressure pump motors is set to a predetermined extrusion volume, the power transmitted through the transmission shafts and the transmission mechanism is combined to the output member. In the control apparatus for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission configured to be transmitted, a pressure source that selectively supplies pressure fluid to each of the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor When the push-out volume of one of the fluid pressure pump motors is set to zero and the switching mechanism on the one fluid pressure pump motor side is switched, And a drive unit that supplies a pressure fluid from a pressure source to drive the other fluid pressure pump motor.

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記圧力源が、前記圧力流体を蓄える蓄圧器を含み、前記駆動手段が、ロックされている他方の流体圧ポンプモータにおける高圧のポート側に前記蓄圧器から圧力流体を選択的に供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the pressure source includes a pressure accumulator that stores the pressure fluid, and the driving means is a high-pressure port in the other fluid pressure pump motor that is locked. And a means for selectively supplying pressure fluid from the pressure accumulator to the other side to drive the other fluid pressure pump motor.

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、前記駆動手段が、前記一方の流体圧ポンプモータ側の前記切替機構の切り替えが行われて前記一方の流体圧ポンプモータの押出容積を増大させる場合に、前記一方の流体圧ポンプモータの押出容積の増大に合わせて前記圧力源から前記他方の流体圧ポンプモータに対して供給する圧力流体の流量を低減する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the driving means switches the switching mechanism on the one hydraulic pressure pump motor side to push out the one hydraulic pressure pump motor. Means for reducing the flow rate of the pressure fluid supplied from the pressure source to the other fluid pressure pump motor in accordance with an increase in the extrusion volume of the one fluid pressure pump motor when the volume is increased. It is the control device characterized.

また、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、前記各動力分割機構が、少なくとも３要素の差動回転機構を含み、いずれか１つの要素に前記動力源が出力した動力が入力され、かつ他の１つの要素に前記流体圧ポンプモータが連結され、さらに他の１つの要素に前記変速軸が連結されていることを特徴とする制御装置である。   According to a fourth aspect of the present invention, in any of the first to third aspects of the present invention, each of the power split mechanisms includes at least a three-element differential rotation mechanism, and the power source is output to any one of the elements. The fluid pressure pump motor is connected to another element, and the speed change shaft is connected to another element.

また、請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記差動回転機構が、遊星歯車機構を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention according to claim 5 is the control device according to claim 4, wherein the differential rotation mechanism includes a planetary gear mechanism.

また、請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記駆動手段が、前記圧力源から吐出させる圧力流体の流量を制御する流量制御手段を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention according to claim 6 is the control according to any one of claims 1 to 5, wherein the drive means includes flow rate control means for controlling the flow rate of the pressure fluid discharged from the pressure source. Device.

また、請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、前記変速機が前記動力源の動力で駆動されている駆動状態と、前記変速機が前記出力部材側から入力される動力で駆動されている被駆動状態とを判断する駆動状態手段と、その駆動状態手段による判断結果に基づいて前記閉回路における高圧区間を判断する高圧部判断手段とを更に備え、前記駆動手段が、前記高圧部判断手段で判断された前記高圧区間に前記圧力源から圧力流体を供給する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a driving state in which the transmission is driven by the power of the power source and the transmission is input from the output member side. Driving means for determining a driven state driven by the motive power, and high-pressure unit determining means for determining a high-pressure section in the closed circuit based on a determination result by the driving state means, the driving means Is a control device including means for supplying pressure fluid from the pressure source to the high pressure section determined by the high pressure section determining means.

また、請求項８の発明は、請求項１の発明において、前記閉回路に圧力流体を補給するチャージポンプを更に備え、前記駆動手段が、前記チャージポンプを前記圧力源として前記他方の流体圧ポンプモータに圧力流体を選択的に供給する手段を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention according to claim 8 is the invention according to claim 1, further comprising a charge pump for supplying pressure fluid to the closed circuit, wherein the driving means uses the charge pump as the pressure source and the other fluid pressure pump. A control device comprising means for selectively supplying pressure fluid to a motor.

そして、請求項９の発明は、請求項１の発明において、前記伝動機構が、前記切替機構によって前記変速軸もしくは出力部材に選択的に連結されるギヤ対を含むことを特徴とする制御装置である。   The invention according to claim 9 is the control device according to claim 1, wherein the transmission mechanism includes a gear pair that is selectively connected to the transmission shaft or the output member by the switching mechanism. is there.

請求項１の発明によれば、第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが互いに連通され、一方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすることにより、他方の流体圧ポンプモータがロックされる。そのロックされた他方の流体圧ポンプモータが動力源からの動力の伝達に関与し、押出容積がゼロの一方の流体圧ポンプモータは動力の伝達に関与しない。したがって、ロックされた他方の流体圧ポンプモータに連結されている伝動機構を切替機構によって動力伝達可能な状態にすることにより、その伝動機構に応じた所定の変速比が設定される。この状態で、押出容積がゼロの一方の流体圧ポンプモータ側の切替機構を切り替え動作させて他の変速比を設定する伝動機構を動力伝達可能な状態にした後に、一方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロから最大へ向けて増大するとともに、他方の流体圧ポンプモータの押出容積を最終的にゼロにすることにより、一方の流体圧ポンプモータがロックされて動力源からの動力の伝達に関与し、他方の流体圧ポンプモータは押出容積がゼロとなって動力の伝達に関与しない状態になる。すなわち、この変速機で設定される変速比が、上記の他方の流体圧ポンプモータ側の伝動機構により設定されていた所定の変速比から、一方の流体圧ポンプモータ側の伝動機構により設定される他の変速比に変更される。すなわち変速が行われる。   According to the first aspect of the present invention, the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor are communicated with each other, and the fluid pressure pump motor of the other fluid pressure pump motor is reduced by reducing the extrusion volume of one fluid pressure pump motor to zero. Is locked. The other fluid pressure pump motor that is locked is involved in the transmission of power from the power source, and the one fluid pressure pump motor with zero extrusion volume is not involved in the transmission of power. Therefore, by setting the transmission mechanism connected to the other locked fluid pressure pump motor to a state in which power can be transmitted by the switching mechanism, a predetermined gear ratio according to the transmission mechanism is set. In this state, after switching the switching mechanism on the side of one hydraulic pressure pump motor with zero extrusion volume to enable the transmission mechanism to set the other gear ratio, the power transmission mechanism of one hydraulic pressure pump motor is set. By increasing the extrusion volume from zero to maximum, and finally reducing the extrusion volume of the other hydraulic pump motor to zero, one hydraulic pump motor is locked to transmit power from the power source. The other hydraulic pump motor is involved, and the extrusion volume becomes zero and the power transmission is not involved. That is, the transmission ratio set by the transmission is set by the transmission mechanism on the one hydraulic pressure pump motor side from the predetermined transmission ratio set by the transmission mechanism on the other hydraulic pressure pump motor side. It is changed to another gear ratio. That is, a shift is performed.

このようにして実行される変速では、切替機構の切り替え動作が行われている間は、伝動機構および各流体圧ポンプモータ間の圧力流体を介した動力伝動により設定される変速比の変化が一時的に停滞することになるが、この請求項１の発明によれば、切替機構の切り替え動作が行われている間に、ロックされている他方の流体圧ポンプモータへ圧力源から圧力流体を供給することにより、その他方の流体圧ポンプモータを駆動することができる。そのため、切替機構の切り替え動作が行われている間であっても、他方の流体圧ポンプモータを駆動して変速機の出力回転数を制御することができる。その結果、変速比の変化の停滞を回避して、変速比を連続的に変化させること、すなわち無段変速を実行することができる。   In the speed change performed in this way, while the switching operation of the switching mechanism is being performed, a change in the speed ratio set by the power transmission via the pressure fluid between the transmission mechanism and each fluid pressure pump motor is temporarily changed. According to the first aspect of the present invention, the pressure fluid is supplied from the pressure source to the other fluid pressure pump motor that is locked during the switching operation of the switching mechanism. By doing so, the other fluid pressure pump motor can be driven. Therefore, even during the switching operation of the switching mechanism, the other fluid pressure pump motor can be driven to control the output rotational speed of the transmission. As a result, it is possible to avoid the stagnation of the change in the gear ratio and continuously change the gear ratio, that is, to execute the continuously variable transmission.

また、請求項２の発明によれば、切替機構の切り替え動作時に、ロックされた方の流体圧ポンプモータへ圧力流体を供給する際には、蓄圧器に蓄えられた圧力流体が、その流体圧ポンプモータの高圧になっている方のポートに供給される。そのため、切替機構の切り替え動作が行われている間であっても、ロックされた方の流体圧ポンプモータを確実に駆動して、変速機の出力回転数を適切に制御することができる。   According to the second aspect of the present invention, when the pressure fluid is supplied to the locked fluid pressure pump motor during the switching operation of the switching mechanism, the pressure fluid stored in the pressure accumulator is the fluid pressure. Supplied to the higher pressure port of the pump motor. Therefore, even while the switching operation of the switching mechanism is being performed, the locked fluid pressure pump motor can be reliably driven to appropriately control the output rotation speed of the transmission.

また、請求項３の発明によれば、切替機構の切り替え動作時に、ロックされた方の流体圧ポンプモータに圧力流体が供給され、その後、切替機構の切り替え動作が終了して押出容積がゼロにされていた方の流体圧ポンプモータの押出容積が増大される場合には、その押出容積の増大に合わせて、ロックされた方の流体圧ポンプモータに供給されていた圧力流体の流量が低減される。すなわち、押出容積がゼロにされていた方の流体圧ポンプモータの押出容積が増大するにつれて、ロックされた方の流体圧ポンプモータへの圧力流体の供給流量が減少するように、その圧力流体の供給流量が調整される。そのため、圧力源から圧力流体を供給してロックされた方の流体圧ポンプモータを駆動することによる変速機の出力回転数の制御をスムーズに実行することができ、また最終的には押出容積がゼロにされていた方の流体圧ポンプモータの押出容積が最大になるのと同時に、ロックされた方の流体圧ポンプモータに供給されていた圧力流体の流量をゼロにして、通常の変速制御にスムーズに移行することができる。   According to the invention of claim 3, during the switching operation of the switching mechanism, the pressure fluid is supplied to the locked fluid pressure pump motor, and then the switching operation of the switching mechanism is completed and the extrusion volume becomes zero. When the extruding volume of the fluid pressure pump motor that has been increased is increased, the flow rate of the pressure fluid supplied to the locked fluid pressure pump motor is reduced in accordance with the increase of the extruding volume. The That is, as the extruding volume of the hydraulic pump motor whose extruding volume has been zeroed increases, the pressure fluid supply flow rate to the locked hydraulic pump motor decreases so that the pressure fluid flow rate is reduced. The supply flow rate is adjusted. Therefore, it is possible to smoothly control the output rotational speed of the transmission by supplying the pressure fluid from the pressure source and driving the locked fluid pressure pump motor. At the same time that the displacement volume of the fluid pump motor that has been zeroed is maximized, the flow rate of the pressure fluid supplied to the locked fluid pressure pump motor is reduced to zero, and normal shift control is performed. It can make a smooth transition.

また、請求項４の発明によれば、３つの回転要素を有する差動回転機構の各回転要素に、動力源および流体圧ポンプモータならびに変速軸がそれぞれ動力伝達可能に連結されることにより、例えば動力源に連結した回転要素を反力要素として機能させ、流体圧ポンプモータに連結した回転要素を入力要素として機能させ、変速軸に連結した回転要素を出力要素として機能させることができる。その結果、流体圧ポンプモータを駆動してその回転数を変化させることにより、変速軸の回転数を制御すること、すなわち変速比を変化させることができる。   According to a fourth aspect of the present invention, a power source, a fluid pressure pump motor, and a transmission shaft are connected to each rotary element of a differential rotary mechanism having three rotary elements so that power can be transmitted. The rotating element connected to the power source can function as a reaction element, the rotating element connected to the fluid pressure pump motor can function as an input element, and the rotating element connected to the transmission shaft can function as an output element. As a result, the rotational speed of the transmission shaft can be controlled, that is, the transmission ratio can be changed by driving the fluid pressure pump motor and changing the rotational speed.

また、請求項５の発明によれば、例えば遊星歯車機構のリングギヤに動力源が動力伝達可能に連結され、サンギヤに流体圧ポンプモータが動力伝達可能に連結され、キャリアに変速軸が動力伝達可能に連結されることにより、リングギヤを反力要素として機能させ、サンギヤを入力要素として機能させ、キャリアを出力要素として機能させることができる。その結果、流体圧ポンプモータを駆動してその回転数を変化させることにより、変速軸の回転数を制御すること、すなわち変速比を変化させることができる。   According to the invention of claim 5, for example, a power source is connected to a ring gear of a planetary gear mechanism so that power can be transmitted, a fluid pressure pump motor is connected to the sun gear so that power can be transmitted, and a speed change shaft can transmit power to the carrier. The ring gear can function as a reaction force element, the sun gear can function as an input element, and the carrier can function as an output element. As a result, the rotational speed of the transmission shaft can be controlled, that is, the transmission ratio can be changed by driving the fluid pressure pump motor and changing the rotational speed.

また、請求項６の発明によれば、圧力源からロックされた方の流体圧ポンプモータに供給される圧力流体の流量を適宜に制御することができる。その結果、ロックされた方の流体圧ポンプモータの回転数を適宜に制御することができ、変速比を連続的に変化させることができる。   According to the invention of claim 6, the flow rate of the pressure fluid supplied to the fluid pressure pump motor locked from the pressure source can be appropriately controlled. As a result, the number of rotations of the locked fluid pressure pump motor can be appropriately controlled, and the gear ratio can be continuously changed.

また、請求項７の発明によれば、変速機の状態が、動力源が出力する動力が入力されて変速機が駆動される駆動状態と、出力部材側から伝達される動力が入力されて変速機が駆動される被駆動状態とのいずれであるかが判断され、その判断結果に基づいて変速機の閉回路における高圧区間が判断される。そしてその判断された高圧区間に、ロックされた方の流体圧ポンプモータを回転させるための圧力流体が供給される。この発明で対象としている変速機は、駆動状態と被駆動状態とでは変速機の閉回路内の圧力分布状態が変化する。したがって、変速機の駆動状態と被駆動状態とを判断することにより、閉回路における高圧区間を判断することができる。そして、その高圧区間に圧力源からの圧力流体を供給することにより、ロックされた方の流体圧ポンプモータを確実に駆動して、変速機の出力回転数を適切に制御することができる。   According to the seventh aspect of the present invention, the state of the transmission includes the driving state in which the power output from the power source is input and the transmission is driven, and the power transmitted from the output member side is input and the speed is changed. It is determined whether the state is a driven state in which the machine is driven, and a high pressure section in the closed circuit of the transmission is determined based on the determination result. Then, a pressure fluid for rotating the locked fluid pressure pump motor is supplied to the determined high pressure section. In the transmission targeted by the present invention, the pressure distribution state in the closed circuit of the transmission changes between the driven state and the driven state. Therefore, the high pressure section in the closed circuit can be determined by determining the drive state and driven state of the transmission. Then, by supplying the pressure fluid from the pressure source to the high-pressure section, the locked fluid pressure pump motor can be reliably driven, and the output rotation speed of the transmission can be controlled appropriately.

また、請求項８の発明によれば、閉回路内の圧力流体を補給するためのチャージポンプにより発生させられる圧力流体を、圧力源としてロックされた方の流体圧ポンプモータに供給することができる。そのため、圧力源として専用の流体圧ポンプや蓄圧器などを設けなくともよく、変速機の構成を簡素化し、コストダウンを図ることができる。   According to the invention of claim 8, the pressure fluid generated by the charge pump for replenishing the pressure fluid in the closed circuit can be supplied to the locked fluid pressure pump motor as the pressure source. . Therefore, it is not necessary to provide a dedicated fluid pressure pump or accumulator as a pressure source, and the configuration of the transmission can be simplified and the cost can be reduced.

そして、請求項９の発明によれば、所定の変速比を設定する伝動機構が、切替機構により変速軸もしくは出力部材に選択的に連結されるギヤ対により構成される。したがって、そのギヤ対のギヤ比に応じて所定の変速比を設定することができる。   According to the ninth aspect of the present invention, the transmission mechanism for setting the predetermined gear ratio is constituted by a gear pair that is selectively connected to the transmission shaft or the output member by the switching mechanism. Therefore, a predetermined gear ratio can be set according to the gear ratio of the gear pair.

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする変速機について説明すると、この発明で対象とする変速機は、少なくとも２つの動力伝達経路を備えており、それら両方の動力伝達経路を介して、動力源から出力部材にトルクを伝達できるように構成され、その結果、動力源と出力部材との回転数の比である変速比を連続的に変化させることのできる変速機である。   Next, the present invention will be described based on specific examples. First, the transmission that is the subject of the present invention will be described. The transmission that is the subject of the present invention includes at least two power transmission paths, and the output member from the power source via both power transmission paths. Thus, the transmission can continuously change the speed ratio, which is the ratio of the rotational speeds of the power source and the output member.

より具体的には、上記の各動力伝達経路は、ポンプおよびモータのそれぞれとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータを備えており、それらの可変容量型流体圧ポンプモータの押出容積に応じたトルクを伝達するように構成され、さらにそれぞれの可変容量型流体圧ポンプモータが圧力流体を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型流体圧ポンプモータがポンプとして機能することにより、その押出容積に応じたトルクが動力源から出力部材に伝達され、同時に、一方の可変容量型流体圧ポンプモータから他方の可変容量型流体圧ポンプモータに圧力流体が供給されて他方の可変容量型流体圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧力流体を介した動力伝達が、並行して行われる。そのトルクが他方の動力伝達経路を介して出力部材に伝達される。その結果、出力部材に伝達されるトルクは、各動力伝達経路を介して伝達されるトルクの合計になり、しかも圧力流体を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。   More specifically, each of the power transmission paths described above includes a variable displacement fluid pressure pump motor that functions as a pump and a motor, respectively, and a torque corresponding to the extrusion volume of the variable displacement fluid pressure pump motor. In addition, the variable displacement fluid pressure pump motors communicate with each other so as to exchange pressure fluids. Therefore, when one of the variable displacement fluid pressure pump motors functions as a pump, torque corresponding to the extrusion volume is transmitted from the power source to the output member, and at the same time, from one variable displacement fluid pressure pump motor to the other. Pressure fluid is supplied to the variable displacement fluid pressure pump motor, and the other variable displacement fluid pressure pump motor functions as a motor. That is, power transmission via the pressure fluid is performed in parallel. The torque is transmitted to the output member via the other power transmission path. As a result, the torque transmitted to the output member is the sum of the torque transmitted through each power transmission path, and the torque transmitted through the pressure fluid changes according to each extrusion volume. Eventually, the gear ratio changes continuously.

各動力伝達経路は、それぞれ変速比の異なるギヤ対や巻き掛け伝動機構などの伝動機構を備えることができ、一方の動力伝達経路のみを介して出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達経路における伝動機構の変速比で決まる。このような変速比を仮に固定変速比（もしくは固定段）と称すると、固定変速比を設定している状態では、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力の損失が生じにくく、効率のよい伝動状態となる。なお、いずれかの伝動機構のみをトルク伝達に関与させるようにするために、クラッチ機構などの切替機構を各伝動機構に含ませることが好ましく、あるいは動力源もしくは出力部材と伝動機構との間に切替機構を設けることが好ましい。   Each power transmission path can be provided with a transmission mechanism such as a gear pair or a winding transmission mechanism with different speed ratios, and when transmitting torque to the output member via only one power transmission path, the transmission The overall gear ratio is determined by the gear ratio of the transmission mechanism in the power transmission path. If such a gear ratio is referred to as a fixed gear ratio (or a fixed speed), power transmission via pressure fluid does not occur in a state where the fixed gear ratio is set, so power loss is unlikely to occur. Efficient transmission state. Note that a switching mechanism such as a clutch mechanism is preferably included in each transmission mechanism so that only one of the transmission mechanisms is involved in torque transmission, or between the power source or output member and the transmission mechanism. It is preferable to provide a switching mechanism.

この発明で対象とする変速機は、圧力流体を介して動力を伝達するように構成されているので、ハイドロスタティック・トランスミッション（ＨＳＴ）として構成した変速機であってもよいが、上述したように機械的な動力伝達によって変速比を設定する機能を兼ね備えたハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション（ＨＭＴ）として構成されたものであることが好ましい。そのメカニカルトランスミッションの部分は、必要に応じて適宜の構成とすることができ、常時噛み合っているギヤ対を、クラッチ機構もしくは同期連結機構によって選択する構成の機構や、複数の遊星歯車機構もしくは複合遊星歯車機構によって複数の変速比を設定できる構成などを採用することができる。また、可変容量型流体圧ポンプモータは、動力源と出力部材との間に直列に介在させる構成以外に、反力手段として可変容量型流体圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。   Since the transmission targeted by this invention is configured to transmit power via pressure fluid, it may be a transmission configured as a hydrostatic transmission (HST), but as described above. It is preferably configured as a hydrostatic mechanical transmission (HMT) having a function of setting a gear ratio by mechanical power transmission. The mechanical transmission portion can be appropriately configured as necessary. A mechanism in which a gear pair that is always meshed is selected by a clutch mechanism or a synchronous coupling mechanism, or a plurality of planetary gear mechanisms or compound planets. A configuration in which a plurality of gear ratios can be set by a gear mechanism can be employed. Further, the variable displacement fluid pressure pump motor may be configured to use a variable displacement fluid pressure pump motor as the reaction force means, in addition to the structure in which the variable displacement fluid pressure pump motor is interposed in series between the power source and the output member.

図１にこの発明で対象とする変速機の一例が記載されている。これは、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（固定段）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る。すなわち、車両Ｖｅに搭載されたこの発明で対象とする変速機ＴＭは、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、この発明の動力分割機構に相当する差動機構にトルクを伝達するように構成されている。その差動機構としては従来知られている各種の構成のものを採用することができ、図１に示す例では、第１遊星歯車機構３（すなわち第１動力分割機構）、および第２遊星歯車機構４（すなわち第２動力分割機構）が採用されている。   FIG. 1 shows an example of a transmission targeted by the present invention. This is an example configured as a transmission for a vehicle, and four forward speeds and one reverse speed are set as a so-called fixed speed ratio (fixed speed) that can be set by transmitting torque without passing through a fluid. This is a configured example. That is, the transmission TM that is the subject of the present invention mounted on the vehicle Ve has an input member 2 connected to a power source (E / G) 1, and the input member 2 serves as a power split mechanism of the present invention. Torque is transmitted to the corresponding differential mechanism. As the differential mechanism, various types of conventionally known structures can be adopted. In the example shown in FIG. 1, the first planetary gear mechanism 3 (that is, the first power split mechanism) and the second planetary gear are used. Mechanism 4 (that is, the second power split mechanism) is employed.

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。   The power source 1 may be a general power source used in a vehicle such as an internal combustion engine, an electric motor, or a combination of these. Further, an appropriate transmission means such as a damper, a clutch, or a torque converter may be interposed between the power source 1 and the input member 2.

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。これらの各遊星歯車機構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ア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に前記の入力部材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。   The first planetary gear mechanism 3 is disposed on the same axis as the input member 2, the second planetary gear mechanism 4 is separated outward in the radial direction of the first planetary gear mechanism 3, and the respective central axes are parallel to each other. They are arranged in parallel. As each of these planetary gear mechanisms 3 and 4, an appropriate type of planetary gear mechanism such as a single pinion type or a double pinion type can be adopted. The example shown in FIG. 1 is an example constituted by a single pinion type planetary gear mechanism, and is a sun gear 3S, 4S that is an external gear, and a ring gear 3R that is an internal gear arranged concentrically with the sun gear 3S, 4S. , 4R and carriers 3C, 4C holding pinion gears meshed with these sun gears 3S, 4S and ring gears 3R, 4R so as to be rotatable and revolved. The input member 2 is connected to the ring gear 3R in the first planetary gear mechanism 3, and the ring gear 3R serves as an input element.

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、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。   Further, a counter drive gear 5 is attached to the input member 2, and an idle gear 6 is engaged with the counter drive gear 5, and a counter driven gear 7 is engaged with the idle gear 6. The counter driven gear 7 is arranged on the same axis as the second planetary gear mechanism 4 and is connected to the ring gear 4R of the second planetary gear mechanism 4 so as to rotate together. Therefore, in the second planetary gear mechanism 4, the ring gear 4R serves as an input element. The ring gears 3R and 4R, which are input elements of the planetary gear mechanisms 3 and 4, are configured so that the counter gear pair includes the idle gear 6, and thus rotate in the same direction.

第１遊星歯車機構３におけるキャリア３Ｃは出力要素となっており、そのキャリア３Ｃに、この発明の第１変速軸に相当する第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。   The carrier 3C in the first planetary gear mechanism 3 is an output element, and a first intermediate shaft 8 corresponding to the first transmission shaft of the present invention is connected to the carrier 3C so as to rotate together. Yes. The first intermediate shaft 8 is a hollow shaft into which a motor shaft 9 is rotatably inserted. One end of the motor shaft 9 is a sun gear that is a reaction force element in the first planetary gear mechanism 3. It is connected to 3S so as to rotate together.

第２遊星歯車機構４も同様な構成であって、そのキャリア４Ｃが出力要素となっており、そのキャリア４Ｃに、この発明の第２変速軸に相当する第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。   The second planetary gear mechanism 4 has the same configuration, and its carrier 4C serves as an output element. A second intermediate shaft 10 corresponding to the second transmission shaft of the present invention is integrated with the carrier 4C. Connected to rotate. The second intermediate shaft 10 is a hollow shaft into which a motor shaft 11 is rotatably inserted. One end of the motor shaft 11 is a sun gear that is a reaction force element in the second planetary gear mechanism 4. 4S is connected to rotate integrally.

上記のモータ軸９の他方の端部が、可変容量型流体圧ポンプモータ１２の出力軸（ロータ軸）に連結されている。この可変容量型流体圧ポンプモータ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油圧ポンプがその一例であって、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、この可変容量型流体圧ポンプモータ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。   The other end of the motor shaft 9 is connected to the output shaft (rotor shaft) of the variable displacement fluid pressure pump motor 12. The variable displacement fluid pressure pump motor 12 is an example of a hydraulic pump capable of changing the discharge capacity, such as a slant shaft pump, a swash plate pump, or a radial piston pump, and rotates the output shaft by applying torque. Therefore, the pressure fluid (pressure oil) is discharged by functioning as a pump, and the pressure fluid is supplied from the discharge port or the suction port, thereby functioning as a motor. In the following description, the variable displacement fluid pressure pump motor 12 is referred to as a first pump motor 12 and is represented as PM1 in the drawing.

また、モータ軸１１の他方の端部が、可変容量型流体圧ポンプモータ１３の出力軸（ロータ軸）に連結されている。この可変容量型流体圧ポンプモータ１３は、第１ポンプモータと同様に、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油圧ポンプがその一例であって、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、この可変容量型流体圧ポンプモータ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。   The other end of the motor shaft 11 is connected to the output shaft (rotor shaft) of the variable displacement fluid pressure pump motor 13. The variable displacement fluid pressure pump motor 13 is an example of a hydraulic pump capable of changing the discharge capacity, such as a slant shaft pump, a swash plate pump, or a radial piston pump, similar to the first pump motor. By rotating and applying torque, the pressure fluid (pressure oil) is discharged by functioning as a pump, and the pressure fluid is supplied from the discharge port or suction port to function as a motor. In the following description, the variable displacement fluid pressure pump motor 13 is referred to as a second pump motor 13 and is indicated as PM2 in the drawing.

各ポンプモータ１２，１３は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、油路１４，１５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入口１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士が油路１５によって連通されている。したがって各油路１４，１５によって閉回路ＣＣが形成されている。なお、各ポンプモータ１２，１３における吸入口１２Ｓ，１３Ｓは、各ポンプモータ１２，１３が動力源１と同方向に正回転する際にオイルなどの流体を吸入するポートであり、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄは正回転時にオイルなどの流体を吐出するポートである。この閉回路ＣＣでの油圧制御のための機構については後述する。   The pump motors 12 and 13 are communicated with each other by oil passages 14 and 15 so that the pressure oil, which is a pressure fluid, can be transferred to each other. That is, the suction ports 12 </ b> S and 13 </ b> S are communicated with each other through the oil passage 14, and the discharge ports 12 </ b> D and 13 </ b> D are communicated with each other through the oil passage 15. Therefore, a closed circuit CC is formed by the oil passages 14 and 15. The suction ports 12S and 13S in the pump motors 12 and 13 are ports for sucking fluids such as oil when the pump motors 12 and 13 rotate in the same direction as the power source 1, and the discharge ports 12D. , 13D are ports for discharging fluid such as oil during forward rotation. A mechanism for hydraulic control in the closed circuit CC will be described later.

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。   An output shaft 16 corresponding to the output member of the present invention is arranged in parallel with each of the intermediate shafts 8 and 10 described above. A transmission mechanism for setting a predetermined gear ratio is provided between the output shaft 16 and each of the intermediate shafts 8 and 10. The transmission mechanism in the present invention is not limited to a mechanism that transmits power at a fixed gear ratio, and a mechanism with a variable gear ratio can be adopted. In the example shown in FIG. 1, power is transmitted at a fixed gear ratio. A plurality of gear pairs 17, 18, 19, and 20 for transmitting the above are employed.

具体的に説明すると、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。   More specifically, a fourth speed drive gear 17A and a second speed drive gear 18A are arranged on the first intermediate shaft 8 in order from the first planetary gear mechanism 3 side, and the fourth speed drive gear 17A. And the second speed drive gear 18 </ b> A are rotatably fitted to the first intermediate shaft 8. A fourth speed driven gear 17B meshed with the fourth speed drive gear 17A and a second speed driven gear 18B meshed with the second speed drive gear 18A are attached to the output shaft 16 so as to rotate integrally. Yes.

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１９Ｂを兼ねており、また第２速従動ギヤ１８Ｂが第１速従動ギヤ２０Ｂ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。   Further, a third speed drive gear 19A meshed with the fourth speed driven gear 17B and a first speed drive gear 20A meshed with the second speed driven gear 18B are rotatable on the second intermediate shaft 10. It is made to fit. Accordingly, the fourth speed driven gear 17B also serves as the third speed driven gear 19B, and the second speed driven gear 18B also serves as the first speed driven gear 20B. Here, the gear ratio of each gear pair 17, 18, 19, and 20 (ratio of the number of teeth of the driven gear to the number of teeth of each drive gear) will be described. The second speed gear pair 18, the third speed gear pair 19, and the fourth speed gear pair 17 are configured to decrease in order.

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、第１ポンプモータ１２側のモータ軸９に一体となって回転するよう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。   Furthermore, a starting gear pair 21 is provided. The starting gear pair 21 is for transmitting the power to the output shaft 16 together with the first speed gear pair 20 so as to increase the driving force at the time of starting sufficiently and sufficiently. A start drive gear 21 </ b> A attached to rotate integrally with the motor shaft 9 on the motor 12 side and a start driven gear 21 </ b> B attached to the output shaft 16 so as to be rotatable are provided.

上述した各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１を、いずれかの中間軸８，１０と出力軸１６との間でトルク伝達可能な状態とするための切替機構が設けられている。この切替機構は、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）、摩擦クラッチなどの摩擦係合機構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。   A switching mechanism is provided for allowing each of the gear pairs 17, 18, 19, 20, and 21 described above to transmit torque between any of the intermediate shafts 8 and 10 and the output shaft 16. In short, this switching mechanism is a mechanism that selectively transmits torque, and employs a conventionally known mechanism such as a dog clutch mechanism, a synchronous coupling mechanism (synchronizer), and a friction engagement mechanism such as a friction clutch. FIG. 1 shows an example employing a synchronizer.

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て回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。前記の出力軸１６上で、発進従動ギヤ２１Ｂに隣接する位置に第１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。   The synchronizer basically moves the sleeve that rotates together with the rotating shaft in the axial direction, and engages with the spline of the rotating member that is mounted so as to rotate relative to the rotating shaft. When the kniter ring is gradually brought into frictional contact with the rotating member, the rotating shaft and the rotating member are synchronized to connect the rotating shaft and the rotating member. On the output shaft 16, a first synchronizer (hereinafter referred to as a first synchronizer) 22 is provided at a position adjacent to the starter driven gear 21B. The first sync 22 moves its sleeve to the left side of FIG. 1 to connect the starter driven gear 21B to the output shaft 16, and the starter gear pair 21 torques between the motor shaft 9 and the output shaft 16. Is configured to communicate.

また、前記の第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。   Further, on the second intermediate shaft 10, a second synchronizer (hereinafter referred to as a second synchronizer) 23 is provided between the third speed drive gear 19A and the first speed drive gear 20A. The second synchronizer 23 connects the first speed drive gear 20A to the second intermediate shaft 10 by moving the sleeve to the left side in FIG. 1, and the first speed gear pair 20 is connected to the second intermediate shaft 10. Torque is transmitted to and from the output shaft 16. On the other hand, the third speed drive gear 19A is connected to the second intermediate shaft 10 by moving the sleeve to the right in FIG. 1, and the third speed gear pair 19 is connected to the second intermediate shaft 10 and the output shaft 16. Torque is transmitted between the two.

さらに、前記の第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。   Further, on the first intermediate shaft 8, a third synchronizer (hereinafter referred to as a third synchronizer) 24 is provided between the second speed drive gear 18A and the fourth speed drive gear 17A. The third synchronizer 24 moves the sleeve to the left side in FIG. 1 to connect the second speed drive gear 18A to the first intermediate shaft 8, and the second speed gear pair 18 is connected to the first intermediate shaft 8. Torque is transmitted to and from the output shaft 16. On the other hand, the fourth speed drive gear 17A is connected to the first intermediate shaft 8 by moving the sleeve to the right in FIG. 1, and the fourth speed gear pair 17 is connected to the first intermediate shaft 8 and the output shaft 16. Torque is transmitted between the two.

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とキャリア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。   Further, on the motor shaft 11 on the second pump motor 13 side, a reverse synchronizer (hereinafter referred to as R synchro) 25 is provided at a position adjacent to the shaft end of the second intermediate shaft 10. The R synchro 25 connects the motor shaft 11 and the second intermediate shaft 10, that is, the sun gear 4S and the carrier 4C in the second planetary gear mechanism 4 by moving the sleeve to the right in FIG. The entire planetary gear mechanism 4 is configured to rotate integrally.

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。   Each of the synchros 22, 23, 24, and 25 can be configured to be switched by manual operation, but can be configured to perform so-called automatic control instead. In that case, for example, an appropriate actuator (not shown) for moving the above-described sleeve in the axial direction may be provided, and the actuator may be electrically controlled.

上述したように、図１に示す変速機ＴＭ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２６を介してデファレンシャル２７が連結され、ここから左右の車軸２８に動力を出力するようになっている。   As described above, the transmission TM shown in FIG. 1 transmits the torque output from the power source 1 to the output shaft 16 via any one of the intermediate shafts 8 and 10 or the motor shafts 9 and 11. It is configured. A differential 27 is connected to the output shaft 16 through a transmission means 26 such as a gear mechanism or a winding transmission mechanism such as a chain, and power is output to the left and right axles 28 from here.

さらに、変速機ＴＭ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の回転数を検出する入力回転数センサ２９、車軸３１の回転数を検出する出力回転数センサ３０、第１ポンプモータ１２の回転数を検出する回転数センサ３１、第２ポンプモータ１３の回転数を検出する回転数センサ３２などが設けられている。   Further, a sensor for detecting the operating state of the transmission TM is provided. Specifically, the input rotational speed sensor 29 for detecting the rotational speed of the input member 2 or the counter drive gear 5 integrated therewith, the output rotational speed sensor 30 for detecting the rotational speed of the axle 31, and the first pump motor 12. A rotation speed sensor 31 for detecting the rotation speed of the second pump motor 13 and the rotation speed sensor 32 for detecting the rotation speed of the second pump motor 13 are provided.

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を連通させている上記の閉回路ＣＣ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）３３が設けられている。このチャージポンプ３３は、上記の閉回路ＣＣ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３４からオイルを汲み上げて閉回路ＣＣに供給するようになっている。   Next, a fluid pressure circuit (hydraulic circuit) for controlling the pump motors 12 and 13 will be described. A charge pump (or boost pump) 33 for replenishing fluid (specifically oil) is provided in the above-mentioned closed circuit CC that communicates the pump motors 12 and 13. The charge pump 33 is for compensating for oil shortage due to leakage from the closed circuit CC, and is driven by the power source 1 or a motor (not shown) to pump oil from the oil pan 34. To the closed circuit CC.

したがって、チャージポンプ３３の吐出口は、閉回路ＣＣにおける油路１４と油路１５とにそれぞれチェック弁３５，３６を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３５，３６は、チャージポンプ３３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３３の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３７が、チャージポンプ３３の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３７は、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、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３４に排出するように構成されている。したがってチャージポンプ３３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なっている。   Accordingly, the discharge port of the charge pump 33 communicates with the oil passage 14 and the oil passage 15 in the closed circuit CC via the check valves 35 and 36, respectively. In addition, these check valves 35 and 36 are comprised so that it may open in the discharge direction from the charge pump 33, and may close in the opposite direction. Further, a relief valve 37 for adjusting the discharge pressure of the charge pump 33 is communicated with the discharge port of the charge pump 33. The relief valve 37 is a valve (for example, a solenoid valve) that can electrically control the relief pressure, and is opened when a pressure higher than the sum of the elastic force of the spring and the pilot pressure or the pressing force of the solenoid is applied. The oil is discharged to the oil pan 34. Therefore, the discharge pressure of the charge pump 33 is set to a pressure corresponding to the pilot pressure.

第１ポンプモータ１２の吸入口１２Ｓと油路１５との間に、リリーフ弁３８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３８が設けられている。このリリーフ弁３８は、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、第１ポンプモータ１２の吸入口１２Ｓ、または第２ポンプモータ１３の吸入口１３Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。また、第２ポンプモータ１３の吐出口１３Ｄと油路１４との間に、リリーフ弁３９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３９が設けられている。このリリーフ弁３９は、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、第１ポンプモータ１２の吐出口１２Ｄ、または第２ポンプモータ１３の吐出口１３Ｄ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。   A relief valve 38 is provided between the suction port 12 </ b> S of the first pump motor 12 and the oil passage 15. In other words, the relief valve 38 is provided in parallel with the first pump motor 12 so as to communicate the oil passages 14 and 15. The relief valve 38 is a valve (for example, a solenoid valve) capable of electrically controlling the relief pressure, and pressure oil is supplied from the suction port 12S of the first pump motor 12 or the suction port 13S of the second pump motor 13. When discharging, the discharge pressure is maintained at a preset pressure. A relief valve 39 is provided between the discharge port 13 </ b> D of the second pump motor 13 and the oil passage 14. In other words, the relief valve 39 is provided in parallel with the second pump motor 13 so as to communicate the oil passages 14 and 15. The relief valve 39 is a valve (for example, a solenoid valve) that can electrically control the relief pressure, and pressure oil is supplied from the discharge port 12D of the first pump motor 12 or the discharge port 13D of the second pump motor 13. When discharging, the discharge pressure is maintained at a preset pressure.

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１２もしくは第２ポンプモータ１３に供給するアキュムレータ４０が設けられている。このアキュムレータ４０は、所定のオイルポンプなどで発生させた油圧を蓄える蓄圧器であって、後述する切替弁４４により各ポンプモータに選択的に圧油を供給する圧力源すなわち油圧源である。   An accumulator 40 is provided for accumulating pressure oil and supplying the accumulated pressure oil to the first pump motor 12 or the second pump motor 13. The accumulator 40 is a pressure accumulator that stores hydraulic pressure generated by a predetermined oil pump or the like, and is a pressure source that supplies pressure oil selectively to each pump motor by a switching valve 44 described later, that is, a hydraulic pressure source.

図１に示す例では、アキュムレータ４０の給排口４０Ａにオイルポンプ４１がリリーフ弁４２およびチェック弁４３を介して接続されているとともに、その給排口４０Ａと各油路１４，１５とが切替弁４４を介して連通されている。なお、切替弁４４と各油路１４，１５とは、それぞれ、各流量制御弁４５，４６およびチェック弁４７，４８を介して接続されている。すなわち、切替弁４４と油路１４とが、第１流量制御弁４５およびチェック弁４７を介して連通されている。また、切替弁４４と油路１５とが、第２流量制御弁４６およびチェック弁４８を介して連通されている。   In the example shown in FIG. 1, an oil pump 41 is connected to the supply / discharge port 40A of the accumulator 40 via a relief valve 42 and a check valve 43, and the supply / discharge port 40A and each oil passage 14, 15 are switched. Communication is made via a valve 44. The switching valve 44 and the oil passages 14 and 15 are connected to each other through the flow control valves 45 and 46 and check valves 47 and 48, respectively. That is, the switching valve 44 and the oil passage 14 are communicated with each other via the first flow control valve 45 and the check valve 47. Further, the switching valve 44 and the oil passage 15 are communicated with each other via the second flow rate control valve 46 and the check valve 48.

オイルポンプ４１は、電気モータ４１Ａにより駆動され、オイルパン３４内のオイルを汲み上げて圧油を吐出する電動オイルポンプ４１である。また、リリーフ弁４２は、スプリングによる弾性力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３４に排出するように構成されており、したがって電動オイルポンプ４１の吐出圧をスプリングの弾性力に応じた所定の圧力に設定するようになっている。そして、チェック弁４３は、電動オイルポンプ４１からの圧油の吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。言い換えると、電動オイルポンプ４１で発生させた油圧をアキュムレータ４０に供給して蓄えさせる方向のみに開くように構成されている。   The oil pump 41 is an electric oil pump 41 that is driven by an electric motor 41A and pumps up oil in the oil pan 34 and discharges pressure oil. The relief valve 42 is configured to open and discharge oil to the oil pan 34 when a pressure higher than the elastic force of the spring is applied, so that the discharge pressure of the electric oil pump 41 is changed to the elastic force of the spring. The pressure is set to a predetermined pressure. And the check valve 43 is comprised so that it may open in the discharge direction of the pressure oil from the electric oil pump 41, and may close in the opposite direction. In other words, the hydraulic oil pressure generated by the electric oil pump 41 is configured to open only in the direction in which the hydraulic pressure is supplied to the accumulator 40 and stored.

切替弁４４は、アキュムレータ４０と油路１４とを連通させた状態（切換弁４４の位置は図１の右側）と、アキュムレータ４０と油路１５とを連通させた状態（切換弁４４の位置は図１の左側）と、アキュムレータ４０をいずれの油路１４，１５にも連通させない状態（切換弁４４の位置は図１の中央）、言い換えると、アキュムレータ４０に蓄圧された圧油の吐出を遮断した状態とを選択的に切り換えて設定できるように構成されている。また、第１流量制御弁４５は、流量を比例的にかつ電気的に制御可能なバルブ（例えば、リニアソレノイドバルブ）であって、アキュムレータ４０から油路１４へ供給される圧油の流量を比例的に変更して制御できるように構成されている。同様に、第２流量制御弁４６は、流量を比例的にかつ電気的に制御可能なバルブ（例えば、リニアソレノイドバルブ）であって、アキュムレータ４０から油路１５へ供給される圧油の流量を比例的に変更して制御できるように構成されている。そして、チェック弁４７，４８は、それぞれ、アキュムレータ４０からの圧油の吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。言い換えると、アキュムレータ４０に蓄圧された圧油を吐出する方向のみに開くように構成されている。   The switching valve 44 is in a state in which the accumulator 40 and the oil passage 14 are in communication (the position of the switching valve 44 is on the right side in FIG. 1), and in a state in which the accumulator 40 and the oil passage 15 are in communication (the position of the switching valve 44 is 1) and the state where the accumulator 40 does not communicate with any of the oil passages 14 and 15 (the position of the switching valve 44 is the center of FIG. 1), in other words, the discharge of the pressure oil accumulated in the accumulator 40 is cut off. It is configured so that it can be selectively switched between and set. The first flow control valve 45 is a valve (for example, a linear solenoid valve) capable of proportionally and electrically controlling the flow rate, and proportionally adjusts the flow rate of the pressure oil supplied from the accumulator 40 to the oil passage 14. It can be changed and controlled. Similarly, the second flow rate control valve 46 is a valve (for example, a linear solenoid valve) capable of proportionally and electrically controlling the flow rate, and controls the flow rate of the pressure oil supplied from the accumulator 40 to the oil passage 15. It is configured to be able to change and control proportionally. The check valves 47 and 48 are configured to open in the direction in which the pressure oil is discharged from the accumulator 40 and close in the opposite direction. In other words, it is configured to open only in the direction in which the pressure oil accumulated in the accumulator 40 is discharged.

油路１４とオイルパン３４との間に、リリーフ弁４９が設けられている。このリリーフ弁４９は、上記の各リリーフ弁３７，３８，３９と同様に、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、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３４に排出するように構成されている。同様に、油路１５とオイルパン３４との間に、リリーフ弁５０が設けられている。このリリーフ弁５０は、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、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３４に排出するように構成されている。   A relief valve 49 is provided between the oil passage 14 and the oil pan 34. The relief valve 49 is a valve (for example, a solenoid valve) that can electrically control the relief pressure, similar to the above-described relief valves 37, 38, 39. It is configured to open and discharge oil to the oil pan 34 when a pressure higher than the sum of the pressing forces is applied. Similarly, a relief valve 50 is provided between the oil passage 15 and the oil pan 34. The relief valve 50 is a valve (for example, a solenoid valve) that can electrically control the relief pressure, and opens when a pressure higher than the sum of the elastic force of the spring and the pilot pressure or the pressing force of the solenoid is applied. The oil is discharged to the oil pan 34.

このように、各ポンプモータ１２，１３を制御するための油圧回路にアキュムレータ４０が設けられていること、すなわちアキュムレータ４０が、上記のように切替弁４４および各流量制御弁４５，４６を介して各油路１４，１５にそれぞれ接続されていることにより、いずれか一方のポンプモータ１２（もしくは１３）の押出容積がゼロにされ、他方のポンプモータ１３（もしくは１２）での圧油の給排が阻止されて、他方のポンプモータ１３（もしくは１２）がいわゆるロック状態となった場合に、閉回路ＣＣ内で相対的に高圧になっている側の油路１４（もしくは１５）にアキュムレータ４０に蓄圧した圧油を供給して、ロック状態となった他方のポンプモータ１３（もしくは１２）を強制的に回転させることができる。その場合の変速機ＴＭにおける制御については後述する。   Thus, the accumulator 40 is provided in the hydraulic circuit for controlling the pump motors 12 and 13, that is, the accumulator 40 is connected via the switching valve 44 and the flow control valves 45 and 46 as described above. By being connected to each of the oil passages 14 and 15, the extrusion volume of one of the pump motors 12 (or 13) is made zero, and the supply and discharge of the pressure oil by the other pump motor 13 (or 12) Is prevented and the other pump motor 13 (or 12) is in a so-called locked state, the accumulator 40 is connected to the oil passage 14 (or 15) on the side of the relatively high pressure in the closed circuit CC. The accumulated pressure oil can be supplied to forcibly rotate the other pump motor 13 (or 12) in the locked state. The control in the transmission TM in that case will be described later.

なお、各ポンプモータ１２，１３には、図２に示すように、その押出容積を変化させるためのアクチュエータ５１が設けられている。このアクチュエータ５１は、直線的に前後動する直動型のもの、あるいは回転するロータリー型のものであって、油圧や電力で動作するように構成されている。そして、各ポンプモータ１２，１３は、斜軸型あるいは斜板型であればその傾斜角度、ラジアルピストン型であればロータの相対的な偏心量などがアクチュエータ５１によって変更させられて押出容積が変化するようになっている。   Each pump motor 12 and 13 is provided with an actuator 51 for changing the extrusion volume, as shown in FIG. The actuator 51 is a linear type that moves linearly back and forth, or a rotary type that rotates. The actuator 51 is configured to operate with hydraulic pressure or electric power. The pump motors 12 and 13 are changed by the actuator 51 in the inclination angle if the shaft type or swash plate type, and the relative eccentricity of the rotor is changed by the actuator 51 if the radial piston type. It is supposed to be.

また、アクチュエータ５１には、その動作位置を検出して信号を出力するセンサが設けられている。このセンサは、ポンプモータ１２，１３の押出容積がゼロになるようにアクチュエータ５１が動作した場合にアクチュエータ５１によってオン動作させられるストロークスイッチ５２によって構成されている。   The actuator 51 is provided with a sensor that detects the operation position and outputs a signal. This sensor is composed of a stroke switch 52 that is turned on by the actuator 51 when the actuator 51 is operated so that the extrusion volumes of the pump motors 12 and 13 become zero.

そして、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の動作、および各リリーフ弁３７，３８，４９，５０、および切替弁４４、ならびに各流量制御弁４５，４６の開度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）５３が設けられている。この電子制御装置５３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、上記のストロークスイッチ５２の検出信号、あるいはその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。   And the extrusion volume of each said pump motor 12,13, operation | movement of each synchro 22,23,24,25, each relief valve 37,38,49,50, the switching valve 44, and each flow control valve 45, The opening degree of 46 can be electrically controlled, and an electronic control unit (ECU) 53 for this purpose is provided. The electronic control unit 53 is configured mainly with a microcomputer, and receives the number of rotations of a predetermined rotating member, the detection signal of the stroke switch 52 described above, or other detection signals. An operation is performed based on the input signal, information stored in advance and a program, and a command signal is output according to the operation result.

上述した図１に示す油圧回路の例では、アキュムレータ４０と各油路１４，１５との間に切替弁４４を設け、その切替弁４４と油路１４および油路１５との間に、それぞれ、第１流量制御弁４５および第２流量制御弁４６の２つの流量制御弁を設けた構成を示している。これに対して、流量制御弁をアキュムレータ４０と切替弁４４との間に設けることにより、アキュムレータ４０から油路１４もしくは油路１５へ圧油を供給する際の圧油の流量を調整する流量制御弁を１つに低減することができる。   In the example of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 described above, a switching valve 44 is provided between the accumulator 40 and each of the oil passages 14 and 15, and between the switching valve 44 and the oil passage 14 and the oil passage 15, respectively. A configuration is shown in which two flow control valves, a first flow control valve 45 and a second flow control valve 46, are provided. On the other hand, by providing a flow control valve between the accumulator 40 and the switching valve 44, the flow control for adjusting the flow rate of the pressure oil when the pressure oil is supplied from the accumulator 40 to the oil passage 14 or the oil passage 15. One valve can be reduced.

その場合の変速機ＴＭの油圧回路の構成を、この発明で対象とする変速機ＴＭの油圧回路の他の構成例として図３に示す。すなわち、図３において、アキュムレータ４０と切替弁４４との間に、より具体的には、アキュムレータ４０の給排口４０Ａへのオイルポンプ４１からの圧油の供給油路４１Ｂの接続部４１Ｃと切替弁４４との間に、流量制御弁５４が設けられている。そして、切替弁４４と各油路１４，１５とは、それぞれ、チェック弁４７，４８を介して接続されている。この流量制御弁５４は、前述の各流量制御弁４５，４６と同様に、流量を比例的にかつ電気的に制御可能なバルブ（例えば、リニアソレノイドバルブ）であって、アキュムレータ４０から切替弁４４を介して油路１４もしくは油路１５へ供給される圧油の流量を比例的に変更して制御できるように構成されている。   The configuration of the hydraulic circuit of the transmission TM in that case is shown in FIG. 3 as another configuration example of the hydraulic circuit of the transmission TM targeted by the present invention. That is, in FIG. 3, more specifically, switching between the accumulator 40 and the switching valve 44 and the connection portion 41C of the pressure oil supply oil passage 41B from the oil pump 41 to the supply / discharge port 40A of the accumulator 40 is performed. A flow control valve 54 is provided between the valve 44 and the valve 44. The switching valve 44 and the oil passages 14 and 15 are connected via check valves 47 and 48, respectively. The flow rate control valve 54 is a valve (for example, a linear solenoid valve) capable of proportionally and electrically controlling the flow rate, similar to the flow rate control valves 45 and 46 described above. The flow rate of the pressure oil supplied to the oil passage 14 or the oil passage 15 via the oil passage 14 can be proportionally changed and controlled.

このように、アキュムレータ４０と切替弁４４との間に流量制御弁５４を設けたことにより、アキュムレータ４０から吐出する圧油の流量を調整するための必要な調整弁は１つで済み、前述した図１に示す油圧回路の構成例に対して、装置の構造を簡素化し、コストダウンを図ることができる。   Thus, by providing the flow control valve 54 between the accumulator 40 and the switching valve 44, only one adjustment valve is necessary for adjusting the flow rate of the pressure oil discharged from the accumulator 40, as described above. Compared to the configuration example of the hydraulic circuit shown in FIG. 1, the structure of the apparatus can be simplified and the cost can be reduced.

さらに、上述した図１に示す油圧回路の例では、いずれか一方のロック状態のポンプモータ１２（もしくは１３）を強制的に回転させるために、アキュムレータ４０と、そのアキュムレータ４０へ蓄圧させる圧油を供給するための専用のオイルポンプ４１とを設けた構成を示しているが、それら専用のアキュムレータ４０およびオイルポンプ４１を設けずに、いずれか一方のロック状態のポンプモータ１２（もしくは１３）を強制的に回転させるため油圧回路を構成することも可能である。   Further, in the example of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 described above, in order to forcibly rotate one of the pump motors 12 (or 13) in a locked state, an accumulator 40 and pressure oil to be accumulated in the accumulator 40 are used. Although a configuration in which a dedicated oil pump 41 for supply is provided is shown, one of the locked pump motors 12 (or 13) is forced without providing the dedicated accumulator 40 and oil pump 41. It is also possible to configure a hydraulic circuit to rotate it automatically.

その場合の変速機ＴＭの油圧回路の構成を、この発明で対象とする変速機ＴＭの油圧回路のさらに他の構成例として、図４に示す。すなわち、図４において、各ポンプモータ１２，１３を連通させている前述の閉回路ＣＣに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）５５が設けられている。このチャージポンプ５５は、前述のチャージポンプ３３と同様の構成であり、上記の閉回路ＣＣからの漏れなどによるオイルの不足を補うため、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３４からオイルを汲み上げて閉回路ＣＣに供給するようになっている。ただし、このチャージポンプ５５は、後述するように、ロック状態のポンプモータ１２（もしくは１３）を回転させるために閉回路ＣＣ内の油圧よりも高い圧力の圧油を発生させる必要があるので、前述のチャージポンプ３３よりも高い吐出圧でオイルを吐出するように構成されている。   The configuration of the hydraulic circuit of the transmission TM in that case is shown in FIG. 4 as still another configuration example of the hydraulic circuit of the transmission TM targeted by the present invention. That is, in FIG. 4, a charge pump (or boost pump) 55 is provided for replenishing oil to the aforementioned closed circuit CC that communicates the pump motors 12 and 13. The charge pump 55 has the same configuration as the charge pump 33 described above, and is driven by the power source 1 described above, a motor (not shown) or the like to compensate for the shortage of oil due to leakage from the closed circuit CC. Oil is pumped from the oil pan 34 and supplied to the closed circuit CC. However, as will be described later, the charge pump 55 needs to generate pressure oil having a pressure higher than the hydraulic pressure in the closed circuit CC in order to rotate the pump motor 12 (or 13) in the locked state. The oil is discharged at a higher discharge pressure than the charge pump 33.

したがって、チャージポンプ５５の吐出口は、減圧弁５６を介して、閉回路ＣＣにおける油路１４と油路１５とにそれぞれ連通されている。すなわちチャージポンプ５５の吐出口は、チェック弁３５とチェック弁３６との間の油路に、減圧弁５６を介して連通されている。上記のように、チャージポンプ５５の吐出圧は、閉回路ＣＣに供給する油圧としては高圧であるため、この減圧弁５６により適正な圧力に減圧されるようになっている。   Therefore, the discharge port of the charge pump 55 communicates with the oil passage 14 and the oil passage 15 in the closed circuit CC via the pressure reducing valve 56. That is, the discharge port of the charge pump 55 is communicated with the oil passage between the check valve 35 and the check valve 36 via the pressure reducing valve 56. As described above, since the discharge pressure of the charge pump 55 is high as the hydraulic pressure supplied to the closed circuit CC, the pressure is reduced to an appropriate pressure by the pressure reducing valve 56.

また、チャージポンプ５５の吐出圧を調整するためのリリーフ弁５７が、チャージポンプ５５の吐出口に連通されている。このリリーフ弁５７は、前述のリリーフ弁３７と同様の構成であって、リリーフ圧を電気的に制御可能なバルブ（例えば、ソレノイドバルブ）であって、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３４に排出するように構成されている。   A relief valve 57 for adjusting the discharge pressure of the charge pump 55 is communicated with the discharge port of the charge pump 55. The relief valve 57 has the same configuration as the above-described relief valve 37, and is a valve (for example, a solenoid valve) that can electrically control the relief pressure. When a pressure higher than the sum of the pressures is applied, it opens and discharges oil to the oil pan 34.

そして、チャージポンプ５５の吐出口は、上記のように減圧弁５６およびチャック弁３５，３６を介して油路１４，１５に連通されているとともに、流量制御弁５８および切替弁４４を介して油路１４，１５に連通されている。この流量制御弁５８は、前述の各流量制御弁４５，４６，５４と同様に、流量を比例的にかつ電気的に制御可能なバルブ（例えば、リニアソレノイドバルブ）であって、チャージポンプ５５から切替弁４４を介して油路１４もしくは油路１５へ供給される圧油の流量を比例的に変更して制御できるように構成されている。   The discharge port of the charge pump 55 communicates with the oil passages 14 and 15 through the pressure reducing valve 56 and the chuck valves 35 and 36 as described above, and the oil through the flow control valve 58 and the switching valve 44. It communicates with the roads 14 and 15. The flow rate control valve 58 is a valve (for example, a linear solenoid valve) that can proportionally and electrically control the flow rate, similar to the flow rate control valves 45, 46, and 54 described above. The flow rate of the pressure oil supplied to the oil passage 14 or the oil passage 15 via the switching valve 44 is configured to be proportionally controlled.

このように、チャージポンプ５５と閉回路ＣＣとの間に減圧弁５６を設け、チャージポンプ５５が吐出する圧油を、流量制御弁５８および切替弁４４を介して油路１４もしくは油路１５へ供給するように構成したことにより、専用のアキュムレータやオイルポンプを別途設ける必要がなくなり、前述した図１、あるいは図３に示す油圧回路の構成例に対して、装置の構造を簡素化し、コストダウンを図ることができる。   Thus, the pressure reducing valve 56 is provided between the charge pump 55 and the closed circuit CC, and the pressure oil discharged from the charge pump 55 is supplied to the oil passage 14 or the oil passage 15 via the flow rate control valve 58 and the switching valve 44. Since it is configured to supply, it is not necessary to separately provide a dedicated accumulator or oil pump, and the structure of the device is simplified and the cost is reduced compared to the configuration example of the hydraulic circuit shown in FIG. 1 or FIG. Can be achieved.

つぎに、上述した変速機ＴＭの作用について説明する。まず、変速機ＴＭによる従来の一般的な変速制御について説明すると、図５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５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（押出容積）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（押出容積）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。   Next, the operation of the transmission TM described above will be described. First, conventional general shift control by the transmission TM will be described. FIG. 5 shows pump motors (PM1, PM2) 12, 13 and synchros 22, 23, 24, FIG. 5 is a chart collectively showing the operation states of 25. “OFF” for each of the pump motors 12 and 13 in FIG. 5 makes the pump capacity (extrusion volume) substantially zero and the output shaft is rotated. Even if no pressure oil is generated, the output shaft does not rotate even when hydraulic pressure is supplied (free), and “LOCK” indicates a state where the rotation of the rotor is stopped. Furthermore, “hydraulic pressure generation” indicates a state in which the pump capacity (extrusion volume) is made larger than substantially zero and the pressure oil is discharged, and thus the corresponding pump motors 12 and 13 function as pumps. “Hydraulic pressure recovery” indicates a state in which pressure oil discharged from one pump motor 13 (or 12) is supplied and functions as a motor, and therefore the corresponding pump motor 13 (or 12) has a shaft torque. The generated torque is transmitted to the corresponding motor shafts 9 and 11 and the intermediate shafts 8 and 10.

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。   In addition, “right” and “left” for each of the synchros 22, 23, 24, and 25 indicate the positions of the sleeves in the respective synchros 22, 23, 24, and 25 in FIG. 1, and the parentheses are downshifted. The stand-by state, the brackets indicate the stand-by state for upshifting, and “◯” reduces drag by setting the corresponding synchro 22, 23, 24, 25 to the OFF state (neutral position). “●” indicates that the corresponding synchro 22, 23, 24, 25 is set to the OFF state (neutral position) and is in the neutral state.

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（押出容積）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ア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。   When the neutral (N) state is set by selecting a neutral position with a shift device (not shown), the pump motors 12 and 13 are set to the “OFF” state, and the synchros 22, 23, 24, 25 sleeves are set in the center position. Therefore, none of the gear pairs 17, 18, 19, 20, 21 is in a neutral state that is not connected to the output shaft 16. That is, the pump motors 12 and 13 are controlled so that the pump capacity (extrusion volume) becomes substantially zero, and as a result, a so-called idling state is established, so that the ring gears 3R and 4R of the planetary gear mechanisms 3 and 4 are obtained. Even if torque is transmitted from the power source 1, no reaction force acts on the sun gears 3S, 4S, so that torque is not transmitted to the intermediate shafts 8, 10 connected to the carriers 3C, 4C as output elements.

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、発進従動ギヤ２１Ｂが出力軸１６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ア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。   When the shift position is switched to a travel position such as a drive position, the sleeve of the first sync 22 is moved to the left in FIG. 1 and the sleeve of the second sync 23 is moved to the left in FIG. Accordingly, the start driven gear 21B is connected to the output shaft 16 to connect the first pump motor 12 and the output shaft 16, and the first speed drive gear 20A is connected to the second intermediate shaft 10 to thereby provide the second planetary gear mechanism. 4 is the output element 4 and the output shaft 16 is coupled. That is, the first speed that is the fixed gear ratio is set. At the same time, the extrusion volume of each pump motor 12, 13 is controlled to be larger than zero.

したがって、第２ポンプモータ１３は第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５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ア４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。一方、第２ポンプモータ１３で発生した油圧がその吸入口１３Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１２の吸入口１２Ｓ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５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、すなわち無段階に変化する。   Therefore, the second pump motor 13 is driven by the power of the power source 1 distributed by the second planetary gear mechanism 4 to function as a pump, and the reaction force torque accompanying the generation of hydraulic pressure is applied to the motor shaft 11 and the sun gear 4S. give. This is described as “hydraulic pressure generation” in FIG. Therefore, the torque is transmitted to the carrier 4C by the differential action of the second planetary gear mechanism 4, and the torque is transmitted to the output shaft 16 via the first speed gear pair 20. On the other hand, since the hydraulic pressure generated by the second pump motor 13 is discharged from the suction port 13S and supplied to the suction port 12S of the first pump motor 12, the first pump motor 12 functions as a motor and rotates forward. This is described as “hydraulic pressure recovery” in FIG. In this way, the power transmitted to the first pump motor 12 is transmitted to the output shaft 16 via the starting gear pair 21. Therefore, in the driving state from the start to the first speed, both so-called mechanical power transmission via the second planetary gear mechanism 4 and power transmission via the hydraulic pressure are generated, and the combined power of these powers is generated. Appears on the output shaft 16. Further, the gear ratio in this process becomes a value larger than the first speed which is a fixed gear ratio, and the gear ratio changes continuously, that is, steplessly.

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１ポンプモータ１２がＯＦＦ状態に制御されてその押出容積がゼロに設定される。その結果、閉回路ＣＣが第１ポンプモータ１２によって閉じられるので、第２ポンプモータ１３では圧油の吸入および吐出を行えなくなり、第２ポンプモータ１３はロックされる。すなわち、回転が止められる。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。   When the rotational speed of the power source 1 and the vehicle speed change in this way to the first speed gear ratio, the first pump motor 12 is controlled to be in the OFF state, and the pushing volume is set to zero. As a result, since the closed circuit CC is closed by the first pump motor 12, the second pump motor 13 cannot perform suction and discharge of pressure oil, and the second pump motor 13 is locked. That is, the rotation is stopped. As a result, the sun gear 4S of the second planetary gear mechanism 4 is fixed, and the first planetary gear mechanism 3 is not involved in the transmission of power to the output shaft 16, so that the power output from the power source 1 is the second planetary gear. It is transmitted to the output shaft 16 via the mechanism 4 and the first speed gear pair 20. That is, a fixed gear ratio determined by the gear ratio of the first speed gear pair 20 is set.

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、前記のチャージポンプ３３の油圧を第１ポンプモータ１２に供給してこれを回転させることにより、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ってもよい。   In the case of upshifting to the second speed which is a fixed gear ratio, the sleeve of the third sync 24 is moved to the left side in FIG. 1 to connect the second speed drive gear 18A to the first intermediate shaft 8. When the sleeve of the third synchro 24 is engaged with the second speed drive gear 18A, the hydraulic pressure of the charge pump 33 is supplied to the first pump motor 12 and rotated to thereby rotate the third synchro 24. You may perform synchronous control which makes the rotation speed of a sleeve and the rotation speed of the 2nd speed drive gear 18A correspond.

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５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５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。   In this state, the R synchro 25 is set to the neutral state, and the extrusion volume of the first pump motor 12 is gradually increased toward the maximum. In the upshift standby state to the second speed, the first pump motor 12 is rotating in the reverse direction, and when its extrusion volume is gradually increased, it functions as a pump and generates hydraulic pressure ("hydraulic pressure generation" in FIG. At the same time, the reaction torque associated therewith appears on the motor shaft 9. As a result, transmission of power through the first planetary gear mechanism 3 and the second speed gear pair 18 is gradually performed. Further, the hydraulic pressure generated by the first pump motor 12 is supplied to the second pump motor 13 and functions as a motor (indicated as “hydraulic pressure recovery” in FIG. 5), so that the second pump motor 13 and the second planetary gear. Power is transmitted through the gear mechanism 4 and the first speed gear pair 20. Therefore, the speed ratio in the process of shifting from the first speed to the second speed is a value between the speed ratio of the first speed and the speed ratio of the second speed, and is a continuously changing speed ratio. . That is, a continuously variable transmission state in which the gear ratio continuously changes is obtained. This is the same during the period from the start to the speed ratio of the first speed and between the fixed speed ratios. Therefore, the power transmission device described above can function as a continuously variable transmission. .

第２ポンプモータ１３の押出容積がほぼゼロになるとともに、第１ポンプモータ１２の押出容積がほぼ最大になってその回転が停止し、もしくは停止に近い状態になると、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ポンプモータ１２がロックされて、第１遊星歯車機構３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ア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。   When the extrusion volume of the second pump motor 13 becomes almost zero and the extrusion volume of the first pump motor 12 becomes almost maximum and the rotation stops or is almost stopped, the second pump motor 13 is turned off. Set to state. Accordingly, since the first pump motor 12 is locked and the sun gear 3S of the first planetary gear mechanism 3 is fixed, the power input to the ring gear 3R passes from the carrier 3C to the second speed drive gear 18A via the intermediate shaft 8. Is output. On the other hand, the second pump motor 13 is in the OFF state, and the R synchro 25 and the second synchro 23 arranged coaxially with the second pump motor 13 are in the OFF state and the sleeve is in the neutral position. The motor 13 and the second planetary gear mechanism 4 are not involved in power transmission. Accordingly, the second speed, which is a fixed gear ratio determined by the gear ratio of the second speed gear pair 18, is set.

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、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。   Similarly, in the third speed, the sleeve of the second synchro 23 is moved to the right in FIG. 1 to connect the third speed drive gear 19A to the second intermediate shaft 10, and the other synchros 22 and 24 are turned off. Put it in a state. Accordingly, the power is transmitted to the output shaft 16 via the third speed gear pair 19, and the third speed, which is a fixed gear ratio, is set. For the fourth speed, the sleeve of the third synchro 24 is moved to the right in FIG. 1 to connect the fourth speed drive gear 17A to the first intermediate shaft 8, and the other synchros 23 and 25 are turned off. Therefore, power is transmitted to the output shaft 16 via the fourth speed gear pair 17 and the fourth speed, which is a fixed gear ratio, is set.

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のスリーブが図１の左側に移動させられ、またＲシンクロ２５のスリーブが図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とキャリア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、発進従動ギヤ２１Ｂが出力軸１６に連結される。   Further, the reverse gear will be described. When the reverse range is selected by a shift device (not shown) or the like, the sleeve of the first sync 22 is moved to the left side of FIG. 1, and the sleeve of the R sync 25 is moved as shown in FIG. The other syncs 23 and 24 are set to the OFF state. Therefore, when the second intermediate shaft 10 and the motor shaft 11 are connected by the R synchro 25, the sun gear 4S of the second planetary gear mechanism 4 and the carrier 4C are connected, and the entire second planetary gear mechanism 4 is substantially the same. Integrated. Further, the start driven gear 21 </ b> B is connected to the output shaft 16.

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にはその吐出口１２Ｄから油圧が供給されるので、第１ポンプモータ１２が逆回転する。そして、そのトルクが発進用ギヤ対２１を介して出力軸１６に伝達されるので、後進状態となる。すなわち、後進段では、油圧を介した動力の伝達が生じ、これを図５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。   Therefore, the power transmitted from the power source 1 to the second planetary gear mechanism 4 is transmitted to the second pump motor 13 as it is, and this is driven, and the second pump motor 13 generates hydraulic pressure. Since the second synchro 23 is in the OFF state, power is not transmitted from the second planetary gear mechanism 4 or the second intermediate shaft 10 to the output shaft 16. On the other hand, the extrusion volume of the first pump motor 12 is controlled to a volume larger than zero, for example, the maximum volume. As a result, the first pump motor 12 functions as a motor by the hydraulic pressure supplied from the second pump motor 13, and the motor shaft Torque is output to 9. In that case, since the hydraulic pressure is supplied to the first pump motor 12 from the discharge port 12D, the first pump motor 12 rotates in the reverse direction. Then, the torque is transmitted to the output shaft 16 via the starting gear pair 21, so that a reverse state is established. That is, in the reverse speed, power is transmitted via hydraulic pressure, and in FIG. 5, this is indicated as “hydraulic recovery” for the first pump motor 12 and “hydraulic pressure generation” for the second pump motor 13.

上記のように、この発明で対象としている変速機ＴＭでは、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（固定段）として、第１速ないし第４速の４つの前進段と１つの後進段とを設定することができ、それら各固定変速比の間の変速においては、変速比を連続的に変化させること、すなわち無段変速行うことができる。しかしながら、上述した従来の変速制御では、固定変速比を超えて変速比を変化させる変速、言い換えると、固定変速比を跨ぐ変速の場合には、変速比が固定変速比になった状態でいずれかのシンクロの切り替え動作を行う必要があるため、そのシンクロの切り替えが完了するまでの間は、前述の図１２に示すように、変速比の連続的な変化が一時的に停滞し、無段変速ができない状態が生じてしまう。そこで、この発明における変速機ＴＭの制御装置は、シンクロの切り替え時にロック状態のポンプモータへ上記の閉回路ＣＣの外部から圧油を供給することにより、そのポンプモータの回転数を変化させて、変速比の変化の停滞を解消する制御を行うことができるように構成されている。   As described above, in the transmission TM that is the subject of the present invention, the four forward speeds of the first speed to the fourth speed are set as so-called fixed speed ratios (fixed speed stages) that can be set by transmitting torque without using fluid. And one reverse speed can be set, and the speed ratio between these fixed speed ratios can be changed continuously, that is, a continuously variable speed can be achieved. However, in the conventional shift control described above, in the case of a shift that changes the shift ratio beyond the fixed shift ratio, in other words, a shift that crosses the fixed shift ratio, either Therefore, as shown in FIG. 12 described above, the continuous change in the gear ratio is temporarily stagnated until the switching of the sync is completed. The situation that cannot be done will occur. Therefore, the control device of the transmission TM according to the present invention supplies the pressure oil from the outside of the closed circuit CC to the locked pump motor when the synchro is switched, thereby changing the rotation speed of the pump motor, The control for eliminating the stagnation of the change in the gear ratio can be performed.

図６は、この発明の制御装置による制御の一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。また、ここに示す例は、変速機ＴＭにおいて、第２速固定段の設定時に第２ポンプモータ１３側の第２シンクロ２３を切り替える変速の例である。図６において、先ず、この制御例の前提として、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て第１速用ギヤ対２０がトルク伝達可能な状態になり、かつ第３シンクロ２４が図１の左側に移動させられて第２速用ギヤ対１８がトルク伝達可能な状態になっている場合に、固定段である第２速より高車速側の変速比にアップシフトする判断が成立すると、各ポンプモータ１２，１３にそれぞれの押出容積を設定するための指令信号が出力される。第２速は第２速用ギヤ対１８がトルクを伝達し、他のギヤ対はトルクの伝達に関与しないようにして設定されるから、第２速用ギヤ対１８に連結されている第１ポンプモータ１２には、その押出容積を最大にする指令信号が出力される。これに対して、切り替え動作させるべき第２シンクロ２３に連結されている第２ポンプモータ１３には、その押出容積をゼロにする指令信号が出力される。なお、これらの指令信号が動作するのは、図２に示すアクチュエータ５１である。   FIG. 6 is a flowchart for explaining an example of control by the control device of the present invention. The routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. Moreover, the example shown here is an example of the shift which switches the 2nd synchro 23 by the side of the 2nd pump motor 13 at the time of the setting of 2nd speed fixed stage in transmission TM. In FIG. 6, as a premise of this control example, first, the sleeve of the second sync 23 is moved to the left side of FIG. 1 so that the first speed gear pair 20 can transmit torque, and the third sync 24 Is shifted to the left side of FIG. 1 and the second speed gear pair 18 is in a state capable of transmitting torque, the determination to upshift to a gear ratio on the higher vehicle speed side than the second speed, which is a fixed stage, is made. When established, command signals for setting the respective extrusion volumes are output to the pump motors 12 and 13. The second speed is set so that the second speed gear pair 18 transmits torque and the other gear pairs do not participate in torque transmission, so the first speed connected to the second speed gear pair 18 is set. A command signal for maximizing the extrusion volume is output to the pump motor 12. On the other hand, a command signal for making the extrusion volume zero is output to the second pump motor 13 connected to the second synchro 23 to be switched. These command signals operate in the actuator 51 shown in FIG.

そして、変速機ＴＭの固定段が設定されたか否かが判断される（ステップＳ１）。ここで説明している変速の例では、第２速が固定段であるから、第１ポンプモータ１２がロックされたか否か、言い換えれば、シフト切り替え待機側のポンプモータである第２ポンプモータ１３の押出容積がゼロになったか否かが判断される。前述した図２に示すように、各ポンプモータ１２，１３にはその押出容積を変化させるアクチュエータ５１が設けられ、押出容積がゼロになるようにアクチュエータ５１が動作した場合にストロークスイッチ５２がオン信号を出力するようになっているので、そのオン信号が出力されたことによって固定段の成立を判定することができる。   Then, it is determined whether or not the fixed stage of the transmission TM has been set (step S1). In the example of shifting described here, since the second speed is a fixed stage, whether or not the first pump motor 12 is locked, in other words, the second pump motor 13 that is the pump motor on the shift switching standby side. It is determined whether or not the extrusion volume is zero. As shown in FIG. 2 described above, each pump motor 12, 13 is provided with an actuator 51 for changing the extrusion volume. When the actuator 51 is operated so that the extrusion volume becomes zero, the stroke switch 52 is turned on. Therefore, the establishment of the fixed stage can be determined by outputting the ON signal.

したがって、ステップＳ１でストロークスイッチ５２のオフ信号が検出されていること、すなわち変速機ＴＭで固定段が設定されていないことによって、このステップＳ１で否定的に判断された場合は、以降の制御は行わずこのルーチンを一旦終了する。言い換えると、このステップＳ１の制御が繰り返し実行される。これに対して、ストロークスイッチ５２のオン信号が検出されたこと、すなわち変速機ＴＭで固定段が設定されたことによって、ステップＳ１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２，Ｓ３へ進み、車両Ｖｅが駆動状態であるかもしくは非駆動状態であるかが判断される（ステップＳ２）。車両Ｖｅの駆動状態とは、動力源１が出力したトルクがこの変速機ＴＭを介して車軸２８に伝達されて車両Ｖｅが駆動されている状態のことである。したがって車両Ｖｅの非駆動状態とは、動力源１が出力したトルクにより車両Ｖｅが駆動されていない状態のことである。   Therefore, if it is determined negative in this step S1 because the off signal of the stroke switch 52 is detected in step S1, that is, the fixed stage is not set in the transmission TM, the subsequent control is performed. This routine is temporarily terminated without performing it. In other words, the control in step S1 is repeatedly executed. On the other hand, if an affirmative determination is made in step S1 because the ON signal of the stroke switch 52 is detected, that is, the fixed stage is set in the transmission TM, the process proceeds to steps S2 and S3. Then, it is determined whether the vehicle Ve is in a driving state or a non-driving state (step S2). The driving state of the vehicle Ve is a state where the torque output from the power source 1 is transmitted to the axle 28 via the transmission TM and the vehicle Ve is driven. Therefore, the non-driven state of the vehicle Ve is a state where the vehicle Ve is not driven by the torque output from the power source 1.

車両Ｖｅが駆動状態である場合と非駆動状態である場合とでは、変速機ＴＭの前述した閉回路ＣＣ内において相対的に高圧になる回路もしくは油路が異なる。すなわち、図７に示すように、車両Ｖｅが駆動状態である場合は、閉回路ＣＣ内においては油路１４が相対的に高圧になる。一方、車両Ｖｅが非駆動状態である場合は、閉回路ＣＣ内においては油路１５が相対的に高圧になる。したがって、このステップＳ２で車両Ｖｅの駆動状態を判断することにより、変速機ＴＭの閉回路ＣＣにおける高圧側の回路もしくは油路を判断することができる。   A circuit or an oil path having a relatively high pressure is different in the closed circuit CC of the transmission TM when the vehicle Ve is in a driving state and when it is in a non-driving state. That is, as shown in FIG. 7, when the vehicle Ve is in a driving state, the oil passage 14 has a relatively high pressure in the closed circuit CC. On the other hand, when the vehicle Ve is in a non-driven state, the oil passage 15 has a relatively high pressure in the closed circuit CC. Therefore, by determining the driving state of the vehicle Ve in step S2, it is possible to determine the high-pressure side circuit or oil path in the closed circuit CC of the transmission TM.

前述したように、この発明の変速機ＴＭの制御装置では、閉回路ＣＣの外部から圧油を供給することにより、いずれかのロック状態のポンプモータを強制的に駆動してその回転数を変化させ、変速機ＴＭの変速比を変化させるように構成されている。その場合に外部から供給される圧油は、閉回路ＣＣの高圧側の油路に供給されないと、ロック状態のポンプモータを駆動することができない。言い換えると、ポンプモータに動力源１の反力を持たせたままその回転数を変化させることができない。そのため、このステップＳ２において、車両Ｖｅの駆動状態が判断され、それにより変速機ＴＭの閉回路ＣＣにおける高圧側の回路もしくは油路が判断されるのである。   As described above, in the control device of the transmission TM of the present invention, by supplying pressure oil from the outside of the closed circuit CC, the pump motor in any locked state is forcibly driven to change its rotation speed. The transmission ratio of the transmission TM is changed. In this case, the pressure oil supplied from the outside cannot drive the locked pump motor unless it is supplied to the oil passage on the high pressure side of the closed circuit CC. In other words, the rotational speed of the pump motor cannot be changed while the reaction force of the power source 1 is applied. Therefore, in this step S2, the driving state of the vehicle Ve is determined, and thereby the high-pressure side circuit or oil path in the closed circuit CC of the transmission TM is determined.

一方、変速機ＴＭで固定段が設定されたことを判断した段階で、第２シンクロ２３により第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替えが開始される（ステップＳ３）。すなわち、第２シンクロ２３のスリーブを図１の左側から右側に移動させて、第１速用ギヤ対２０がトルク伝達可能であった状態から第３速ギヤ対１９をトルク伝達可能な状態にする切り換えが開始される。   On the other hand, when it is determined that the fixed stage is set in the transmission TM, switching from the first speed gear pair 20 to the third speed gear pair 19 is started by the second sync 23 (step S3). That is, the sleeve of the second synchro 23 is moved from the left side to the right side in FIG. 1 so that the third speed gear pair 19 can be transmitted from the state where the first speed gear pair 20 was able to transmit torque. Switching starts.

車両Ｖｅが非駆動状態であることにより、上記のステップＳ２で否定的に判断された場合は、ステップＳ４へ進み、切替弁４４の位置が図１の左側に設定される。すなわち、車両Ｖｅが非駆動状態であることにより、上記の閉回路ＣＣにおいては油路１５側が高圧であると判断されて、アキュムレータ４０と油路１５とを連通させた状態に設定される。したがって、変速機ＴＭの油圧回路におけるアキュムレータ４０から吐出される圧油の流れは、前述の図７で実線で示す状態になる。   If the vehicle Ve is in the non-driven state and the determination is negative in step S2, the process proceeds to step S4, and the position of the switching valve 44 is set on the left side of FIG. That is, when the vehicle Ve is in the non-driven state, it is determined that the oil passage 15 side is at a high pressure in the above-described closed circuit CC, and the accumulator 40 and the oil passage 15 are set in communication with each other. Therefore, the flow of the pressure oil discharged from the accumulator 40 in the hydraulic circuit of the transmission TM is in the state indicated by the solid line in FIG.

これに対して、車両Ｖｅが駆動状態であることにより、ステップＳ２で肯定的に判断された場合には、ステップＳ５へ進み、切替弁４４の位置が図１の右側に設定される。すなわち、車両Ｖｅが駆動状態であることにより、上記の閉回路ＣＣにおいては油路１４側が高圧であると判断されて、アキュムレータ４０と油路１４とを連通させた状態に設定される。したがって、変速機ＴＭの油圧回路におけるアキュムレータ４０から吐出される圧油の流れは、前述の図７で破線で示す状態になる。   On the other hand, if the vehicle Ve is in a driving state and the determination is affirmative in step S2, the process proceeds to step S5, and the position of the switching valve 44 is set on the right side of FIG. That is, when the vehicle Ve is in a driving state, it is determined that the oil passage 14 side is at a high pressure in the closed circuit CC described above, and the accumulator 40 and the oil passage 14 are set in communication with each other. Therefore, the flow of the pressure oil discharged from the accumulator 40 in the hydraulic circuit of the transmission TM is in a state indicated by a broken line in FIG.

また、ステップＳ６，Ｓ７では、目標変速比γから第１ポンプモータ１２の目標回転数Ｎpm1が算出される。第２速固定段時における目標変速比γと目標回転数Ｎpm1との間には、動力源１としてのエンジンの回転数をＮe、伝動手段２６などのファイナルギヤのギヤ比をκf、第２速ギヤ対１８のギヤ比をκ2、各遊星歯車機構３，４のギヤ比（サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比）をρとすると、
γ＝｛κf×κ2×（１＋ρ）×Ｎe｝／（Ｎe＋ρ×Ｎpm1） ・・・・・・・（１）
の関係がある。したがって、この（１）式に基づいて目標変速比γから目標回転数Ｎpm1を求めることができる。 In steps S6 and S7, the target rotational speed Npm1 of the first pump motor 12 is calculated from the target speed ratio γ. Between the target gear ratio γ and the target rotational speed Npm1 at the second speed fixed stage, the rotational speed of the engine as the power source 1 is Ne, the gear ratio of the final gear such as the transmission means 26 is κf, and the second speed If the gear ratio of the gear pair 18 is κ2, and the gear ratio of each planetary gear mechanism 3 and 4 (ratio of the number of teeth of the sun gear to the number of teeth of the ring gear) is ρ,
γ = {κf × κ2 × (1 + ρ) × Ne} / (Ne + ρ × Npm1) (1)
There is a relationship. Therefore, the target rotational speed Npm1 can be obtained from the target gear ratio γ based on the equation (1).

続いて、ステップＳ８，Ｓ９では、第１ポンプモータ１２の目標回転数Ｎpm1から第１ポンプモータ１２の押出容積ｑpm1が求められ（ステップＳ８）、それら目標回転数Ｎpm1と押出容積ｑpm1とから、第１ポンプモータ１２を目標回転数Ｎpm1で回転させるために必要な圧油の流量Ｑが算出される（ステップＳ９）。すなわち、必要流量Ｑは、
Ｑ＝ｑpm1×Ｎpm1 ・・・・・・・（２）
として求められる。 Subsequently, in steps S8 and S9, the extrusion volume qpm1 of the first pump motor 12 is obtained from the target rotation speed Npm1 of the first pump motor 12 (step S8), and from the target rotation speed Npm1 and the extrusion volume qpm1, The flow rate Q of pressure oil necessary for rotating the one pump motor 12 at the target rotational speed Npm1 is calculated (step S9). That is, the required flow rate Q is
Q = qpm1 × Npm1 (2)
As required.

この図６のフローチャートに示す制御を実行した際の変速機ＴＭの変速比の変化、および第１ポンプモータ１２の回転数の変化、および第２ポンプモータ１３の流量の変化、および各ポンプモータ１２，１３の押出容積の変化を、図８のタイムチャートに示してある。上記のステップＳ１ないしＳ９までの各制御は、この図８のタイムチャートにおける時刻Ｔ1の時点、すなわち変速機ＴＭの変速比が第１速側から連続的に変化（アップシフト）させられて第２速の固定変速比（固定段）になった時点で順次実行される。   Changes in the transmission ratio of the transmission TM, changes in the rotation speed of the first pump motor 12, changes in the flow rate of the second pump motor 13, and the pump motors 12 when the control shown in the flowchart of FIG. , 13 is shown in the time chart of FIG. Each control from the above steps S1 to S9 is performed by changing the time T1 in the time chart of FIG. 8, that is, the gear ratio of the transmission TM continuously (upshift) from the first speed side. It is sequentially executed when the fixed gear ratio (fixed speed) is reached.

切替弁４４によりアキュムレータ４０と油路１４とが連通させられた状態に設定され、かつ必要流量Ｑが算出されると、アキュムレータ４０から油路１４へ供給される圧油の流量が必要流量Ｑになるように第１流量制御弁４５が制御される（ステップＳ１０）。この場合、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑpm2はゼロとなっているため、第２オイルポンプモータ１３側へはオイルは流入しない。したがって、アキュムレータ４０から油路１４へ供給された圧油は、第１オイルポンプモータ１２の吸入口１２Ｓへ流入することになる。   When the accumulator 40 is connected to the oil passage 14 by the switching valve 44 and the required flow rate Q is calculated, the flow rate of the pressure oil supplied from the accumulator 40 to the oil passage 14 is changed to the required flow rate Q. Thus, the first flow rate control valve 45 is controlled (step S10). In this case, since the extrusion volume qpm2 of the second pump motor 13 is zero, no oil flows into the second oil pump motor 13 side. Therefore, the pressure oil supplied from the accumulator 40 to the oil passage 14 flows into the suction port 12S of the first oil pump motor 12.

このように、アキュムレータ４０から第１オイルポンプモータ１２の吸入口１２Ｓに圧油が供給されることにより、ロック状態であった第１オイルポンプモータ１２がモータとして機能させられて正回転する。すなわち図８に示すように、第１オイルポンプモータ１２の回転数が正回転方向に上昇する。その結果、図９の共線図に示すように、アキュムレータ４０からの圧油の供給による第１ポンプモータ１２の回転数の上昇に伴って、第１遊星歯車機構３の出力要素であるキャリア３Ｃの回転が上昇させられる。そしてその結果、図８のタイムチャートにおいて時刻Ｔ1から時刻Ｔ2の期間で示すように、変速機ＴＭの変速比が第２速固定段になって第２シンクロ２３により第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替えが行われている間であっても、変速機ＴＭの変速比の変化を停滞させることなく、変速比を連続的に変化させることができる。   In this way, when the pressure oil is supplied from the accumulator 40 to the suction port 12S of the first oil pump motor 12, the first oil pump motor 12 that has been locked is caused to function as a motor and rotate forward. That is, as shown in FIG. 8, the rotation speed of the first oil pump motor 12 increases in the forward rotation direction. As a result, as shown in the collinear diagram of FIG. 9, the carrier 3 </ b> C that is the output element of the first planetary gear mechanism 3 with the increase in the rotation speed of the first pump motor 12 due to the supply of pressure oil from the accumulator 40. The rotation of is increased. As a result, as shown in the time chart of FIG. 8 in the period from time T1 to time T2, the transmission ratio of the transmission TM becomes the second speed fixed stage, and the second sync 23 makes the first speed gear pair 20 to the Even while switching to the third gear pair 19 is being performed, the gear ratio can be continuously changed without causing a change in the gear ratio of the transmission TM to stagnate.

また併せて、リリーフ弁５０が開放するように制御される（ステップＳ１１）。アキュムレータ４０から閉回路ＣＣへの圧油の供給が開始されると、閉回路ＣＣ内のオイル量が過剰になるため、リリーフ弁５０を開放することにより、第１ポンプモータ１２の回転数を変化（上昇）させるためにアキュムレータ４０から供給された分のオイルがオイルパン３４へ戻される。   At the same time, the relief valve 50 is controlled to open (step S11). When the supply of pressure oil from the accumulator 40 to the closed circuit CC is started, the amount of oil in the closed circuit CC becomes excessive. Therefore, by opening the relief valve 50, the rotation speed of the first pump motor 12 is changed. The amount of oil supplied from the accumulator 40 for (raising) is returned to the oil pan 34.

上記のようにして第１流量制御弁４５およびリリーフ弁５０が制御されると、第２シンクロ２３による第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替えが終了したか否かが判断される（ステップＳ１２）。すなわち、第２シンクロ２３のスリーブを図１の左側から右側に移動させて、第１速用ギヤ対２０がトルク伝達可能であった状態から第３速ギヤ対１９をトルク伝達可能な状態にする切り換え動作が完了したか否かが判断される。この第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替え動作の終了判断は、例えば、図示しない第２シンクロ２３のスリーブを動作させるアクチュエータに設けたストロークスイッチの検出信号に基づいて行うことができる。   When the first flow control valve 45 and the relief valve 50 are controlled as described above, it is determined whether or not the switching from the first speed gear pair 20 to the third speed gear pair 19 by the second sync 23 has been completed. (Step S12). That is, the sleeve of the second synchro 23 is moved from the left side to the right side in FIG. 1 so that the third speed gear pair 19 can be transmitted from the state where the first speed gear pair 20 was able to transmit torque. It is determined whether or not the switching operation has been completed. The end of the switching operation from the first speed gear pair 20 to the third speed gear pair 19 is determined based on, for example, a detection signal of a stroke switch provided on an actuator that operates a sleeve of the second synchro 23 (not shown). Can do.

第２シンクロ２３による第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替えが未だ終了していないことにより、このステップＳ１２で否定的に判断された場合には、ステップＳ１０およびＳ１１に戻り、従前の制御が繰り返し実行される。これに対して、第２シンクロ２３による第１速ギヤ対２０から第３速ギヤ対１９への切り替えが終了したことにより、ステップＳ１２で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１３およびＳ１４へ進み、第２ポンプモータ１３の押出容積制御が実行されるとともに（ステップＳ１３）、第１流量制御弁４５の流量減少制御が実行される（ステップＳ１４）。   If the switch from the first speed gear pair 20 to the third speed gear pair 19 by the second sync 23 has not yet been completed, and if a negative determination is made in step S12, the process returns to steps S10 and S11. The previous control is repeatedly executed. On the other hand, if it is determined affirmative in step S12 because the switching from the first speed gear pair 20 to the third speed gear pair 19 by the second sync 23 has been completed, the process proceeds to steps S13 and S14. Then, the extrusion volume control of the second pump motor 13 is executed (step S13), and the flow rate reduction control of the first flow rate control valve 45 is executed (step S14).

これらの制御は、第２シンクロ２３の切り替え動作が終了したことにより、上述したようなアキュムレータ４０から圧油を供給することによる第２シンクロ２３の切り替え動作中の無段変速制御から、通常の変速制御に移行するための制御である。すなわち、第２ポンプモータ１３の押出容積制御により第２ポンプモータ１３の押出容積ｑpm2を増大して第２ポンプモータ１３の必要流量Ｑpm2を増大させるとともに、第１流量制御弁４５の流量減少制御によりアキュムレータ４０から供給される圧油の流量Ｑbを減少させる制御である。   These controls are performed from the continuously variable transmission control during the switching operation of the second synchro 23 by supplying the pressure oil from the accumulator 40 as described above after the switching operation of the second synchro 23 is completed. This is control for shifting to control. That is, the extrusion volume control of the second pump motor 13 increases the extrusion volume qpm2 of the second pump motor 13 to increase the required flow rate Qpm2 of the second pump motor 13, and the flow rate reduction control of the first flow control valve 45 increases. In this control, the flow rate Qb of the pressure oil supplied from the accumulator 40 is decreased.

具体的には、前述の変速機ＴＭの目標変速比γに基づいて第１ポンプモータ１２の回転を制御するために、第２ポンプモータ１３の必要流量Ｑpm2とアキュムレータ４０から供給される圧油の流量Ｑbとの和が、常に前述の必要流量Ｑになるように、すなわち、
Ｑ＝Ｑpm2＋Ｑb ・・・・・・・（３）
の関係を常に満たすように、第２ポンプモータ１３と第１流量制御弁４５とが制御される。より具体的には、上記の（３）式より、第２ポンプモータ１３の必要流量Ｑpm2が、
Ｑpm2＝Ｑ−Ｑb ・・・・・・・（４）
として算出され（ステップＳ１５）、これと第２ポンプモータ１３の目標回転数Ｎpm2（ステップＳ１６）とから、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑpm2が、
ｑpm2＝Ｑpm2／Ｎpm2 ・・・・・・・（５）
として算出される（ステップＳ１７）。そして、上記の（４）式の関係および押出容積ｑpm2に基づいて、第２ポンプモータ１３と第１流量制御弁４５とが制御される。 Specifically, in order to control the rotation of the first pump motor 12 based on the target gear ratio γ of the transmission TM, the required flow rate Qpm2 of the second pump motor 13 and the pressure oil supplied from the accumulator 40 are controlled. The sum with the flow rate Qb always becomes the above-mentioned required flow rate Q, that is,
Q = Qpm2 + Qb (3)
The second pump motor 13 and the first flow control valve 45 are controlled so as to always satisfy the relationship. More specifically, from the above equation (3), the required flow rate Qpm2 of the second pump motor 13 is
Qpm2 = Q-Qb (4)
(Step S15), and from this and the target rotational speed Npm2 of the second pump motor 13 (step S16), the extrusion volume qpm2 of the second pump motor 13 is
qpm2 = Qpm2 / Npm2 (5)
Is calculated as (step S17). Then, the second pump motor 13 and the first flow rate control valve 45 are controlled based on the relationship of the above expression (4) and the extrusion volume qpm2.

これらは、図８のタイムチャートにおいて時刻Ｔ2から時刻Ｔ3の期間で実行される制御であり、また、これらの制御を実行した際の各流量の変化状態をこの図８のタイムチャートに示してある。さらに、その際の変速機ＴＭの油圧回路上における圧油の流れを図１０に示してある。   These are controls executed in the period from time T2 to time T3 in the time chart of FIG. 8, and the change state of each flow rate when these controls are executed is shown in the time chart of FIG. . Furthermore, the flow of the pressure oil on the hydraulic circuit of the transmission TM at that time is shown in FIG.

上記のようにして第２ポンプモータ１３の押出容積制御と第１流量制御弁４５の流量減少制御とが実行されると、第１流量制御弁４５の流量がゼロになったか否かが判断される（ステップＳ１８）。第１流量制御弁４５の流量が未だゼロになっていないことにより、このステップＳ１８で否定的に判断された場合は、ステップＳ１３およびＳ１４に戻り、従前の制御が繰り返し実行される。これに対して、第１流量制御弁４５の流量がゼロになったことにより、ステップＳ１８で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１９へ進み、開放されていたリリーフ弁５０が閉止される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。すなわち、通常の変速制御に移行する。   When the extrusion volume control of the second pump motor 13 and the flow rate reduction control of the first flow rate control valve 45 are executed as described above, it is determined whether or not the flow rate of the first flow rate control valve 45 has become zero. (Step S18). If a negative determination is made in step S18 because the flow rate of the first flow control valve 45 is not yet zero, the process returns to steps S13 and S14, and the previous control is repeatedly executed. On the other hand, when the flow rate of the first flow rate control valve 45 has become zero and if a positive determination is made in step S18, the process proceeds to step S19, and the opened relief valve 50 is closed. . Thereafter, this routine is once terminated. That is, the routine shifts to normal shift control.

なお、上記の具体例では、車両Ｖｅが駆動状態である場合、すなわち閉回路ＣＣ内において油路１４が相対的に高圧になっている場合の制御を例に挙げて説明しているが、車両Ｖｅが非駆動状態である場合、すなわち閉回路ＣＣ内において油路１５が相対的に高圧になっている場合であっても、同様に上記に示す制御を実行することができる。その場合の制御の内容は、上記の図６のフローチャートによる制御内容の説明において、第１流量制御弁４５を第２流量制御弁４６に、リリーフ弁５０をリリーフ弁４９に読み替えることにより説明できるため、ここでは詳細な説明は省略する。   In the above specific example, the control when the vehicle Ve is in a driving state, that is, when the oil passage 14 is relatively high in the closed circuit CC is described as an example. Even when Ve is in a non-driven state, that is, when the oil passage 15 is at a relatively high pressure in the closed circuit CC, the above-described control can be similarly executed. The contents of the control in this case can be explained by replacing the first flow control valve 45 with the second flow control valve 46 and the relief valve 50 with the relief valve 49 in the description of the control contents in the flowchart of FIG. Detailed description is omitted here.

また、上記の具体例では、図１に示す構成の変速機ＴＭを対象とした制御例を示しているが、前述した図３、あるいは図４に示す構成の変速機ＴＭであっても、同様に上記に示す制御を実行することができる。その場合の制御の内容は、上記の図６のフローチャートによる制御内容の説明において、第１流量制御弁４５を流量制御弁５４あるいは流量制御弁５８に、また、アキュムレータ４０をチャージポンプ５５に読み替えることにより説明できるため、ここでは詳細な説明は省略する。   Further, the above specific example shows the control example for the transmission TM configured as shown in FIG. 1, but the same applies to the transmission TM configured as shown in FIG. 3 or FIG. The above-described control can be executed. The contents of the control in this case are as follows: in the description of the control contents according to the flowchart of FIG. 6, the first flow control valve 45 is replaced with the flow control valve 54 or the flow control valve 58, and the accumulator 40 is replaced with the charge pump 55 Therefore, detailed description is omitted here.

さらに、上記の具体例では、主として、第２速固定段の設定時に第２ポンプモータ１３側の第２シンクロ２３を、第１速ギヤ対２０側から第３速ギヤ対１９側へ切り替えるアップシフトを例に採って説明したが、他の固定段の設定時における変速も同様にして実行することができる。例えば、図１１のタイムチャートに示すように、所定の固定段を跨ぐダウンシフトの場合にも、この発明を同様に適用することができる。   Further, in the above specific example, mainly when the second speed fixed stage is set, the second sync 23 on the second pump motor 13 side is switched from the first speed gear pair 20 side to the third speed gear pair 19 side. As an example, the shift at the time of setting another fixed stage can be executed in the same manner. For example, as shown in the time chart of FIG. 11, the present invention can be similarly applied to the case of downshifting over a predetermined fixed stage.

具体的には、図１１は、所定の固定段を跨ぐダウンシフトの際の変速制御が実行された場合の、変速機ＴＭにおける変速比の変化、および車速の変化、並びに動力源１としてのエンジンの回転数の変化を示していて、この図１１のタイムチャートに示すように、従来の変速制御では、変速機ＴＭの変速比が固定段になった時点から、変速比の変化（この場合は変速比の増大）が停滞してしまうが（図１１の破線で示す状態）、上述したこの発明における変速制御を実行することにより、変速比が固定段を超える場合であっても、変速比の変化が停滞することなく、無段変速状態でダウンシフトを行うことができる（図１１の実線で示す状態）。   Specifically, FIG. 11 shows a change in the gear ratio in the transmission TM, a change in the vehicle speed, and the engine as the power source 1 when the shift control at the time of downshift across a predetermined fixed stage is executed. As shown in the time chart of FIG. 11, in the conventional speed change control, the speed change ratio change (in this case, from the time when the speed change ratio of the transmission TM becomes a fixed stage) is shown. (Increase in the transmission ratio) is stagnant (state shown by the broken line in FIG. 11), but by executing the transmission control in the present invention described above, even if the transmission ratio exceeds the fixed stage, A downshift can be performed in a continuously variable transmission state without a change stagnating (state indicated by a solid line in FIG. 11).

このとき、従来の変速制御では、変速比が固定段で停滞している間に車速が低下することに伴い、エンジン回転数も低下してしまう（図１１の破線で示す状態）。そのため、特にコーストダウンシフトの際に、エンジンの燃費向上を目的としたフューエルカットを行う場合には、エンジン回転数が低下してしまう分だけ早めにフューエルカットを停止しなければならない。すなわち、フューエルカットによる燃費向上の効果を十分に得ることができない。これに対して、上述したこの発明における変速制御を実行することにより、車速が低下してもエンジン回転数を一定に維持することができる（図１１の実線で示す状態）。そのため、停車車速域までフューエルカットを継続することができ、フューエルカットによる燃費向上の効果を十分に得ることができる。   At this time, in the conventional speed change control, the engine speed also decreases as the vehicle speed decreases while the speed ratio is stagnant at a fixed stage (state indicated by a broken line in FIG. 11). Therefore, when performing fuel cut for the purpose of improving the fuel consumption of the engine, especially during a coast downshift, the fuel cut must be stopped as early as the engine speed decreases. That is, it is not possible to sufficiently obtain the effect of improving fuel consumption by fuel cut. On the other hand, by executing the above-described shift control according to the present invention, the engine speed can be kept constant even when the vehicle speed decreases (state shown by a solid line in FIG. 11). Therefore, the fuel cut can be continued up to the stop speed range, and the fuel efficiency improvement effect by the fuel cut can be sufficiently obtained.

以上のように、この発明の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置によれば、切替機構（例えば第２シンクロ２３）によるギヤ対の切り替え動作が行われている間に、一方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積をゼロにすることによってロックされている他方のポンプモータ１２（もしくは１３）に、圧力源から圧油を供給すること、すなわちアキュムレータ４０に蓄えられた圧油あるいはチャージポンプ５５で発生させた圧油を供給することにより、その他方のポンプモータ１２（もしくは１３）を駆動することができる。そのため、シンクロの切り替え動作が行われている間であっても、他方のポンプモータ１２（もしくは１３）を駆動して変速機ＴＭの出力回転数を制御することができる。その結果、シンクロの切り替え動作が行われる間の変速比の変化の停滞を回避して、変速比を連続的に変化させること、すなわち無段変速を実行することができる。   As described above, according to the control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission of the present invention, while the gear pair switching operation by the switching mechanism (for example, the second synchro 23) is being performed, Supplying pressure oil from the pressure source to the other pump motor 12 (or 13) locked by making the extrusion volume of the pump motor 13 (or 12) zero, that is, pressure oil stored in the accumulator 40 Alternatively, the other pump motor 12 (or 13) can be driven by supplying pressure oil generated by the charge pump 55. Therefore, even while the synchro switching operation is being performed, the output speed of the transmission TM can be controlled by driving the other pump motor 12 (or 13). As a result, it is possible to avoid the stagnation of the change in the gear ratio while the synchro switching operation is performed, and to continuously change the gear ratio, that is, to execute the continuously variable transmission.

また、ロックされた他方のポンプモータ１２（もしくは１３）に圧力源から圧油を供給する際には、変速機ＴＭの状態が、動力源１が出力する動力が入力されて駆動されている駆動状態であるか、もしくは出力軸１６側から伝達される動力が入力されて駆動されている被駆動状態であるかが判断され、その判断結果に基づいて変速機ＴＭの閉回路ＣＣにおける高圧区間、具体的には閉回路ＣＣ内において相対的に高圧になっている油路１４（もしくは１５）が判断される。そしてその判断された高圧区間に、他方のポンプモータ１２（もしくは１３）を回転させるための圧油が供給される。そのため、ロックされた他方のポンプモータ１２（もしくは１３）を確実に駆動して、変速機ＴＭの出力回転数を適切に制御すること、すなわち変速機ＴＭの変速比を適切に制御することができる。   Further, when pressure oil is supplied from the pressure source to the other pump motor 12 (or 13) that is locked, the state of the transmission TM is driven by the power output from the power source 1 being input. A high-pressure section in the closed circuit CC of the transmission TM based on the determination result, it is determined whether or not it is in a driven state in which power transmitted from the output shaft 16 side is input and driven. Specifically, the oil passage 14 (or 15) having a relatively high pressure in the closed circuit CC is determined. Then, pressure oil for rotating the other pump motor 12 (or 13) is supplied to the determined high pressure section. Therefore, the other locked pump motor 12 (or 13) can be reliably driven to appropriately control the output rotational speed of the transmission TM, that is, the gear ratio of the transmission TM can be appropriately controlled. .

そして、シンクロの切り替え動作時に、ロックされた他方のポンプモータ１２（もしくは１３）に圧油が供給され、その後、シンクロの切り替え動作が終了して押出容積がゼロにされていた一方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積が増大される場合には、その押出容積の増大に合わせて、他方のポンプモータ１２（もしくは１３）に供給されていた圧油の流量が低減される。すなわち、一方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積が増大するにつれて、他方のポンプモータ１２（もしくは１３）への圧油の供給流量が減少するように、その圧油の供給流量が調整される。そのため、圧力源から圧油を供給して他方のポンプモータ１２（もしくは１３）を駆動することによる変速機ＴＭの出力回転数の制御をスムーズに行うことができる。また最終的には一方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積が最大になるのと同時に、他方のポンプモータ１２（もしくは１３）に供給されていた圧油の流量がゼロにされることにより、通常の変速制御にスムーズに移行することができる。   Then, at the time of the synchro switching operation, the pressure oil is supplied to the other pump motor 12 (or 13) that has been locked, and thereafter, the one pump motor 13 in which the synchro switching operation has ended and the extrusion volume has been reduced to zero. When the extrusion volume of (or 12) is increased, the flow rate of the pressure oil supplied to the other pump motor 12 (or 13) is reduced in accordance with the increase of the extrusion volume. That is, as the extrusion volume of one pump motor 13 (or 12) increases, the pressure oil supply flow rate is adjusted so that the pressure oil supply flow rate to the other pump motor 12 (or 13) decreases. The Therefore, it is possible to smoothly control the output rotational speed of the transmission TM by supplying the pressure oil from the pressure source and driving the other pump motor 12 (or 13). Eventually, when the pumping capacity of one pump motor 13 (or 12) is maximized, the flow rate of the pressure oil supplied to the other pump motor 12 (or 13) is reduced to zero. Therefore, it is possible to smoothly shift to normal shift control.

ここで、上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述したステップＳ１ないしＳ１０の各機能的手段が、この発明の駆動手段に相当する。また、ステップＳ６ないしＳ１０，Ｓ１３ないしＳ１７の各機能的手段が、この発明の流量制御手段に相当し、ステップＳ２の機能的手段が、この発明の駆動状態判断手段および高圧部判断手段に相当する。   Here, the relationship between the above-described specific example and the present invention will be briefly described. Each of the functional means in steps S1 to S10 described above corresponds to the driving means of the present invention. Further, the functional means of steps S6 to S10, S13 to S17 correspond to the flow rate control means of the present invention, and the functional means of step S2 corresponds to the drive state determination means and the high pressure section determination means of the present invention. .

なお、この発明は上記の各具体例に限定されない。例えば、この発明で対象とする変速機ＴＭは、図１に示す構成のものに限定されず、切替機構はシンクロ以外に摩擦式のものであってもよく、また固定段は４段以上もしくは４段以下であってもよい。さらに、可変容量型流圧ポンプモータ１２，１３は、前述したように差動タイプのものとすることもでき、その場合は前述した遊星歯車機構３，４を用いない構成とすることができる。そして、この発明における動力源１は、エンジンである必要はなく、電気モータであってもよく、あるいは内燃機関と電動機とを組み合わせたハイブリッド駆動装置であってもよい。   The present invention is not limited to the specific examples described above. For example, the transmission TM targeted by the present invention is not limited to the one shown in FIG. 1, and the switching mechanism may be a friction type other than the synchro, and the fixed stage is four stages or more or four. It may be below the stage. Further, the variable displacement fluid pressure pump motors 12 and 13 can be of a differential type as described above, and in this case, the planetary gear mechanisms 3 and 4 described above can be used. And the power source 1 in this invention does not need to be an engine, an electric motor may be sufficient, and the hybrid drive device which combined the internal combustion engine and the electric motor may be sufficient.

この発明で対象とする変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically an example of the transmission made into object by this invention. 図１に示す変速機で各ポンプモータにストロークスイッチを設けた例を模式的に示す部分図である。FIG. 2 is a partial view schematically showing an example in which a stroke switch is provided in each pump motor in the transmission shown in FIG. 1. この発明で対象とする変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the other example of the transmission made into object by this invention. この発明で対象とする変速機のさらに他の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the further another example of the transmission made into object by this invention. 図１に示す変速機で各変速比を設定する際の各ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。FIG. 2 is a chart collectively showing operation states of pump motors and synchros when setting respective gear ratios in the transmission shown in FIG. 1. FIG. この発明の制御装置における制御例を説明するためのフローチャートである。It is a flowchart for demonstrating the example of control in the control apparatus of this invention. 図１に示す変速機で駆動時および非駆動時の油圧回路の状態を説明するための模式図である。It is a schematic diagram for demonstrating the state of the hydraulic circuit at the time of a drive at the transmission shown in FIG. 1, and a non-drive. 図６のフローチャートで示す制御を実行した際の変速機の状態を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows the state of the transmission at the time of performing control shown by the flowchart of FIG. 図６のフローチャートで示す制御を実行した際の変速機各部の回転数変化を示す共線図である。FIG. 7 is a collinear diagram showing a change in the number of revolutions of each part of the transmission when the control shown in the flowchart of FIG. 図６のフローチャートで示す制御を実行した際の油圧回路のおけるオイルの流れを説明するための模式図である。It is a schematic diagram for demonstrating the flow of the oil in a hydraulic circuit at the time of performing control shown by the flowchart of FIG. この発明の制御装置による制御をダウンシフトの際に実行した場合の変速機の状態を示すタイムチャートである。It is a time chart which shows the state of the transmission at the time of performing control by the control apparatus of this invention in the case of a downshift. この発明で対象とする変速機において従来の変速制御を実行した場合の変速比の変化の停滞を説明するための模式図である。It is a schematic diagram for explaining the stagnation of the change in the transmission ratio when the conventional transmission control is executed in the transmission targeted by the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１…動力源（Ｅ／Ｇ）、 ２…入力部材、 ３…第１遊星歯車機構（第１動力分割機構）、 ４…第２遊星歯車機構（第２動力分割機構）、 ８…第１中間軸（第１変速軸）、 １０…第２中間軸（第２変速軸）、 １２…第１ポンプモータ（第１流体圧ポンプモータ）、 １３…第２ポンプモータ（第２流体圧ポンプモータ）、 １４，１５…油路、 １６…出力軸（出力部材）、 １７，１８，１９，２０…ギヤ対（伝動機構）、 ２２，２３，２４，２５…シンクロナイザー（切替機構）、 ４０…アキュムレータ（蓄圧器；圧力源）、 ４４…切替弁、 ４５，４６，５４，５８…流量制御弁、 ５３…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ５５…チャージポンプ（圧力源）、 ５６…減圧弁、 ＣＣ…閉回路、 ＴＭ…変速機、 Ｖｅ…車両。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Power source (E / G), 2 ... Input member, 3 ... 1st planetary gear mechanism (1st power division mechanism), 4 ... 2nd planetary gear mechanism (2nd power division mechanism), 8 ... 1st middle Shaft (first transmission shaft), 10 ... second intermediate shaft (second transmission shaft), 12 ... first pump motor (first fluid pressure pump motor), 13 ... second pump motor (second fluid pressure pump motor) 14, 15 ... oil passage, 16 ... output shaft (output member), 17, 18, 19, 20 ... gear pair (transmission mechanism), 22, 23, 24, 25 ... synchronizer (switching mechanism), 40 ... accumulator (Accumulator; pressure source), 44 ... switching valve, 45, 46, 54, 58 ... flow control valve, 53 ... electronic control unit (ECU), 55 ... charge pump (pressure source), 56 ... pressure reducing valve, CC ... Closed circuit, TM ... transmission, Ve ... vehicle.

Claims (9)

動力源が出力した動力を可変容量型の第１流体圧ポンプモータと第１変速軸とに分割する第１動力分割機構と、前記動力源が出力した動力を可変容量型の第２流体圧ポンプモータと第２変速軸とに分割する第２動力分割機構との少なくとも２つの動力分割機構を備え、これら第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、一方が吐出した圧力流体を他方に供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動するように閉回路を介して連通され、かつ前記各変速軸のそれぞれが切替機構によってトルク伝達可能となる所定の変速比の伝動機構を介して出力部材に連結され、前記第１流体圧ポンプモータもしくは第２流体圧ポンプモータのいずれか一方の押出容積がゼロの場合に他方の流体圧ポンプモータがロックされるとともに、前記各流体圧ポンプモータが共に所定の押出容積に設定されている場合には前記各変速軸および伝動機構を介して伝達される動力が合成されて前記出力部材に伝達されるように構成された可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置において、
前記第１流体圧ポンプモータおよび第２流体圧ポンプモータのそれぞれに選択的に圧力流体を供給する圧力源と、
いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積がゼロに設定されて該一方の流体圧ポンプモータ側の前記切替機構を切り替え動作させている際に、他方の流体圧ポンプモータに対して前記圧力源から圧力流体を供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動する駆動手段とを備えていることを特徴とする可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 A first power split mechanism that splits the power output from the power source into a variable displacement type first fluid pressure pump motor and a first transmission shaft; and a variable capacity type second fluid pressure pump that outputs the power output from the power source. At least two power split mechanisms including a motor and a second power split mechanism that splits the motor into a second transmission shaft, and the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor are configured to supply the pressure fluid discharged by one of them. Via a transmission mechanism with a predetermined gear ratio that is connected to the other through a closed circuit so as to drive the other hydraulic pump motor, and each of the transmission shafts can transmit torque by a switching mechanism. And when the extrusion volume of one of the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor is zero, the other fluid pressure pump motor is locked and A variable capacity type configured such that when both the pressure pump motors are set to a predetermined extrusion volume, the power transmitted through the transmission shafts and the transmission mechanism is combined and transmitted to the output member. In the control device of the fluid pressure pump motor type transmission,
A pressure source that selectively supplies pressure fluid to each of the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor;
When the extrusion volume of one of the fluid pressure pump motors is set to zero and the switching mechanism on the one fluid pressure pump motor side is switched, the pressure source with respect to the other fluid pressure pump motor And a drive means for driving the other fluid pressure pump motor by supplying pressure fluid from the control device for the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission. 前記圧力源は、前記圧力流体を蓄える蓄圧器を含み、
前記駆動手段は、ロックされている他方の流体圧ポンプモータにおける高圧のポート側に前記蓄圧器から圧力流体を選択的に供給して該他方の流体圧ポンプモータを駆動する手段を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 The pressure source includes a pressure accumulator that stores the pressure fluid;
The drive means includes means for selectively supplying pressure fluid from the accumulator to the high pressure port side of the other fluid pressure pump motor that is locked to drive the other fluid pressure pump motor. The control apparatus for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 1. 前記駆動手段は、前記一方の流体圧ポンプモータ側の前記切替機構の切り替えが行われて前記一方の流体圧ポンプモータの押出容積を増大させる場合に、前記一方の流体圧ポンプモータの押出容積の増大に合わせて前記圧力源から前記他方の流体圧ポンプモータに対して供給する圧力流体の流量を低減する手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。   When the switching mechanism on the side of the one hydraulic pressure pump motor is switched to increase the extrusion volume of the one hydraulic pressure pump motor, the driving means determines the extrusion volume of the one hydraulic pressure pump motor. 3. The variable displacement fluid pressure pump motor according to claim 1, further comprising means for reducing a flow rate of the pressure fluid supplied from the pressure source to the other fluid pressure pump motor in accordance with an increase. Type transmission control device. 前記各動力分割機構は、少なくとも３要素の差動回転機構を含み、いずれか１つの要素に前記動力源が出力した動力が入力され、かつ他の１つの要素に前記流体圧ポンプモータが連結され、さらに他の１つの要素に前記変速軸が連結され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可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。   Each of the power split mechanisms includes at least a three-element differential rotation mechanism, the power output from the power source is input to any one element, and the fluid pressure pump motor is connected to the other one element. 4. The control apparatus for a variable displacement hydraulic pump motor type transmission according to claim 1, wherein the transmission shaft is connected to another element. 前記差動回転機構は、遊星歯車機構を含むことを特徴とする請求項４に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。   5. The control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 4, wherein the differential rotation mechanism includes a planetary gear mechanism. 前記駆動手段は、前記圧力源から吐出させる圧力流体の流量を制御する流量制御手段を含むことを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。   6. The variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 1, wherein the driving means includes a flow rate control means for controlling a flow rate of the pressure fluid discharged from the pressure source. Control device. 前記変速機が前記動力源の動力で駆動されている駆動状態と、前記変速機が前記出力部材側から入力される動力で駆動されている被駆動状態とを判断する駆動状態手段と、
その駆動状態判断手段による判断結果に基づいて前記閉回路における高圧区間を判断する高圧部判断手段と
を更に備え、
前記駆動手段は、前記高圧部判断手段で判断された前記高圧区間に前記圧力源から圧力流体を供給する手段を含む
ことを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 Drive state means for determining a drive state in which the transmission is driven by power of the power source and a driven state in which the transmission is driven by power input from the output member side;
A high pressure section determining means for determining a high pressure section in the closed circuit based on a determination result by the driving state determining means;
7. The variable capacity fluid according to claim 1, wherein the driving means includes means for supplying a pressure fluid from the pressure source to the high pressure section determined by the high pressure section determining means. Control device for pressure pump motor type transmission. 前記閉回路に圧力流体を補給するチャージポンプを更に備え、
前記駆動手段は、前記チャージポンプを前記圧力源として前記他方の流体圧ポンプモータに圧力流体を選択的に供給する手段を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。 A charge pump for replenishing the closed circuit with pressurized fluid;
2. The variable displacement fluid pressure pump motor according to claim 1, wherein the driving means includes means for selectively supplying pressure fluid to the other fluid pressure pump motor using the charge pump as the pressure source. Type transmission control device. 前記伝動機構は、前記切替機構によって前記変速軸もしくは出力部材に選択的に連結されるギヤ対を含むことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置。   2. The control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 1, wherein the transmission mechanism includes a gear pair that is selectively connected to the transmission shaft or the output member by the switching mechanism. .
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