JP2009036299A - 車両用油圧式変速機の制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】発熱を抑制するとともに、制御内容を複雑にすることなく発進時の動力源の負荷の増大を抑制できる制御装置を提供する。
【解決手段】可変容量型の油圧ポンプと、可変容量型の油圧モータと、それら油圧ポンプと油圧モータとの間の油圧を調圧可能な調圧弁とを備え、出力部材に伝達されるトルクが油圧ポンプおよび油圧モータの押出容積と油圧とに応じて変化する車両用油圧式変速機の制御装置において、運転者の発進意志を検出する発進検出手段（ステップＳ４）と、発進意志が検出された時点からの経過時間を検出する経過時間検出手段（ステップＳ４，Ｓ５）と、前記経過時間と要求駆動力とに基づいて調圧弁を通過させるべき油量を算出する調圧弁流量算出手段（ステップＳ６）と、前記油量を吐出するように油圧ポンプおよび油圧モータを制御するポンプ・モータ制御手段（ステップＳ７，Ｓ８，Ｓ９）とを備えている。
【選択図】図４

Description

この発明は、油圧を利用して動力を伝達することにより変速比を連続的に変化させることのできる車両用油圧式変速機の制御装置に関するものである。

エンジンなどの動力装置によって油圧ポンプを駆動し、その油圧ポンプで発生した圧油を油圧モータに供給すれば、油圧を介して動力を伝達することができ、またその油圧を制御することにより、伝達するトルクもしくは動力を適宜に、また連続的に変化させることができる。すなわち、油圧を利用して動力を伝達するとともに、変速比を連続的に変更可能な無段変速機を構成することができる。その一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されている車両用油圧式無段変速機は、エンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプと油圧閉回路を介して連結されるとともに駆動輪を駆動する固定容量型もしくは可変容量型の油圧モータと、油圧閉回路の油圧を調圧するリリーフバルブ手段とを有し、油圧ポンプから圧油が供給されて駆動される油圧モータの駆動力を受けて、車両が走行駆動されるように構成されている。

そしてこの特許文献１に記載されている車両用油圧式無段変速機は、クリープ状態でブレーキが作動されたときに、燃費の低下やアイドル回転振動および油圧振動の増加等を抑制するために、ブレーキが解放された状態を検出した場合に、リリーフバルブ手段により油圧閉回路における油圧ポンプの吐出側の油路内の油圧を、所定油圧より高い油圧に調圧するようになっている。

また、特許文献２には、入力軸に連結された油圧ポンプと出力軸に連結された油圧モータとの間に形成された油圧閉回路に、油圧ポンプの吸入口および吐出口間の短絡路が接続され、その短絡路に、短絡路を開閉するためのクラッチ弁（リリーフ弁）が設けられた車両用油圧式変速機のクラッチ装置が記載されている。この特許文献２に記載されている車両用油圧式変速機のクラッチ装置は、車両の発進時におけるエンジンの吹き上がりを防止するために、スロットル開度とエンジン回転数とに基づいてクラッチの開度を変更するように構成されている。

そして、特許文献３には、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、それぞれの可変容量型流体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が可能な状態と動力伝達が不可能な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することができる変速機が記載されている。

特開平１１−１６６６２０号公報 特開昭６１−２０７２２８号公報 特開２００６−２６６４９３号公報

上記の特許文献１に記載されている変速機は、リリーフバルブ手段により、油圧閉回路に設けられたリリーフ弁の開度を変更することによって駆動力を制御している。すなわち、上記のような油圧閉回路に設けられたリリーフ弁は、伝達トルクの上限を設定するとともに、リリーフ弁の開度を制御することにより伝達トルクすなわち駆動力が制御される。例えば、車両がブレーキにより制動されている状態では、リリーフ弁は開放されて油圧閉回路内の圧力が低減される。そして、ブレーキが解放され、車両が発進して車速が上昇していくのに伴い、リリーフ弁は次第に閉じるように制御される。

そのため、登坂路や凹凸路など走行抵抗が大きい状態で発進する場合などのように、ブレーキが解放されて車両が発進した後に、車速が上昇するのに長い時間がかかる場合は、通常の発進時と比較して、リリーフ弁が開放された状態（半開放状態も含む）が長くなる。その結果、油圧閉回路の圧油がリリーフ弁を介してリリーフされる時間が長くなり、効率が低下したり、あるいはリリーフ弁での発熱が増大したりする可能性があった。

このことに対して、リリーフ弁の開度を変更してリリーフ弁の流量を制限することにより、上記のような効率の低下やリリーフ弁の発熱等の問題を回避することができる。しかしながら、その場合は、リリーフ弁における油圧が上昇することによりエンジンに対する負荷が増大し、その負荷の増加に対応して、エンジン出力を増大する制御を実行させる必要が生じる。その結果、エンジンの制御内容が煩雑になってしまうとともに、エンジン出力を増大することによる燃費悪化のおそれがあった。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、互いに閉回路で連結された油圧ポンプおよび油圧モータを使用した車両用の油圧式変速機において、閉回路での発熱および効率の低下を抑制するとともに、制御内容を複雑にすることなく発進時の動力源に対する負荷の増大を抑制できる制御装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源が出力した動力によって駆動される可変容量型の油圧ポンプと、その油圧ポンプに対して圧油を相互に授受可能に閉回路で連通されるとともに、前記油圧ポンプが出力した圧油が供給されて駆動されることにより出力部材に動力を出力する可変容量型の油圧モータと、前記油圧ポンプと油圧モータとの間の油圧を調圧可能な調圧弁とを備え、前記出力部材に伝達されるトルクがこれらの油圧ポンプおよび油圧モータの押出容積と油圧とに応じて変化する車両用油圧式変速機の制御装置において、運転者による車両の発進意志を検出する発進検出手段と、前記発進検出手段により前記発進意志が検出された時点からの経過時間を検出する経過時間検出手段と、前記経過時間検出手段により検出された前記経過時間と前記車両に対する要求駆動力とに基づいて前記調圧弁を通過させるべき油量を算出する調圧弁流量算出手段と、前記調圧弁流量算出手段により算出された前記油量を吐出するように前記油圧ポンプおよび油圧モータを制御するポンプ・モータ制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記発進検出手段が、前記車両が制動装置により制動されて停車している際に、前記制動装置による制動が解除されたことを検出することによって前記発進意志を検出する手段を含むことを特徴とする制御装置である。

そして、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記油圧ポンプおよび油圧モータは、それぞれ油圧ポンプとしての機能と油圧モータとしての機能とを兼ね備えた可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする制御装置である。

請求項１の発明によれば、運転者による車両の発進意志が検出されると、その発進意志が検出された時からの経過時間が計測され、その経過時間と、例えばアクセル開度やスロットル開度などで代表される要求駆動力とに基づいて、調圧弁を通過させるべき油量が求められる。そして、その求められた油量のオイルが実際に調圧弁を通過するように、油圧ポンプおよび油圧モータが制御される。したがって、油圧ポンプおよび油圧モータを制御することにより、調圧弁の設定圧を変更することなく、発進意志からの経過時間に応じて、車両の駆動力が適切に制御される。そのため、リリーフ弁での発熱や効率の低下を回避もしくは抑制できるとともに、制御内容を複雑にすることなく発進時の動力源に対する負荷の増大を抑制することができる。

また、請求項２の発明によれば、車両が制動されて停止している状態で、その制動装置による制動が解除されることにより、運転者による車両の発進意志が有ると判断される。したがって、制動装置の作動状態を検出することにより、容易に、運転者による車両の発進意志を検出することができる。

そして、請求項３の発明によれば、可変容量型の油圧ポンプと油圧モータとが、それら両方の機能を併せ持った可変容量型の油圧ポンプモータによりそれぞれ構成される。そのため、それらが設けられた油圧回路における油圧の伝達方向の自由度を増大し、出力部材へトルクを伝達する際の形態を多様化することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする車両用油圧式変速機について説明すると、この発明で対象とする車両用油圧式変速機は、一例として、可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機であり、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。より具体的には、各動力伝達経路は、ポンプおよびモータのそれぞれとして機能する可変容量型油圧ポンプモータを備えており、その容量（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油圧ポンプモータが作動油を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型油圧ポンプモータをポンプとして機能させることにより、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、一方の可変容量型油圧ポンプモータから他方の可変容量型油圧ポンプモータに圧油が供給されて他方の可変容量型油圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧油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、しかも圧油を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。

各動力伝達経路は、それぞれ互いに変速比の異なるギヤ対や巻き掛け伝動機構などの伝動機構を備えることができ、一方の動力伝達経路のみを介して出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達経路における伝動機構の変速比で決まる。このような変速比を仮に固定変速比と称すると、固定変速比を設定している状態では、圧油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。

この発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機は、圧油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、可変容量型油圧ポンプモータは、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油圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。

この発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の無段変速機の構成を図１に基づいて説明する。図１に示す構成例は、車両ＶＥ用の変速機ＴＭとして構成した例であり、差動機構を動力分配機構として使用するとともに、伝動機構として複数のギヤ対を使用し、したがって可変容量型油圧ポンプモータが反力機構となっている例であって、伝達するべき動力（エネルギ）の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として３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、図１において、動力源１に連結されている入力部材２と同一の軸線上、もしくはこれに平行な軸線上に、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。

ここで、動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両ＶＥに使用されている一般的な動力源であってよい。以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン（Ｅ／Ｇ）１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２との間に、ダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。なお、符号３はサブポンプあるいはチャージポンプなどと称されるオイルポンプで、変速機ＴＭ内部の各部への潤滑油の供給や、後述する各油圧ポンプモータとの間に形成されている油路への圧油の補給などのために使用されるものである。

前記各軸線上に配置されている機構は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図１に示す構成例では、差動機構と、これに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、３つの回転要素によって差動作用を行うものであればよく、歯車やローラを回転要素とした機構であり、そのうちの歯車式差動機構としてはシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構を使用することができる。また、反力機構は、選択的にトルクを出力できる機構であればよく、油圧などの流体式のポンプモータや電気的に動作するモータ・ジェネレータなどを用いることができる。

図１に示す構成例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構（この発明の油圧モータに相当する）として可変容量型油圧ポンプモータが用いられている。以下の説明では、エンジン１および入力軸２に平行な第１ドライブ軸４と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構５と記し、また油圧ポンプモータを仮に第１ポンプモータ６と記す。さらに、第１遊星歯車機構５と同様に、エンジン１および入力軸２に平行な第２ドライブ軸７と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構８と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ６を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９を図にはＰＭ２と記してある。

第１遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ１と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ１と、これらのサンギヤＳ１とリングギヤＲ１とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリアＣ１とを回転要素するシングルピニオン型の遊星歯車機構である。前記の入力軸２に第１カウンタギヤ対１０のカウンタドライブギヤ１０Ａが取り付けられており、これに噛み合っている一方のカウンタドリブンギヤ１０Ｂが、リングギヤＲ１に連結されている。すなわち、リングギヤＲ１に入力軸２が第１カウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤＲ１が入力要素となっている。

また、サンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ６のロータ軸６Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ１が反力要素となっている。そして、キャリアＣ１に第１ドライブ軸４が接続されている。そして、この第１ドライブ軸４は、後述する複数の伝動機構および切替機構により、この変速機ＴＭの出力軸となっているドリブン軸１１との間で選択的にトルク伝達可能な状態にされる構成となっている。すなわち、キャリアＣ１が第１ドライブ軸４および各伝動機構ならびに切替機構を介してドリブン軸１１に連結されるようになっている。したがってキャリアＣ１が出力要素となっている。なお、上記の第１ドライブ軸４は、この第１遊星歯車機構５を挟んで第１ポンプモータ６とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１ポンプモータ６は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す構成例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、第１遊星歯車機構５に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構５と同一軸線上に配置されている。この種の第１ポンプモータ６としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

一方、第２遊星歯車機構８は、上記の第１遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリアＣ２とを回転要素とし、これら３つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

そして上記の第１遊星歯車機構５と同様に、入力軸２に取り付けられたカウンタドライブギヤ１０Ａに噛み合っている他方のカウンタドリブンギヤ１０Ｃが、スタート（Ｓ）シンクロ１２を介してリングギヤＲ２に連結されている。このスタートシンクロ１２は、いわゆる発進用切替機構を構成しており、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ２の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ２を固定することができるように構成されている。したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。

また、サンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ２が反力要素となっている。そして、キャリアＣ２に第２ドライブ軸７が接続されている。そして、この第２ドライブ軸７に第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられており、このカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂがドリブン軸１１に連結されている。すなわち、キャリアＣ２が第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対１３を介してドリブン軸１１に連結されている。したがってキャリアＣ２が出力要素となっている。

なお、上記の第１カウンタギヤ対１０および第２カウンタギヤ対１３は、それぞれ、いわゆる入力用伝動機構および出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることも可能である。

第２ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、この図１に示す構成例では、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第２遊星歯車機構８と同一軸線上で、かつ上述した第１ポンプモータ６の半径方向で外側に隣接して配置されている。この種の第２ポンプモータ９としては、第１ポンプモータ６と同様に、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

ここで、発進用切替機構としてのスタートシンクロ１２について説明すると、このスタートシンクロ１２は、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図１には同期連結機構からなるスタートシンクロ１２が記載されている。このスタートシンクロ１２は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃおよび例えば変速機ＴＭのケーシング（図示せず）に固定された固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。

具体的には、スリーブ１２Ｓの図１の左側に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図１の右側に、固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図１の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結し、スリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定部材１４に連結してリングギヤＲ２の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ２を固定し、さらにスリーブ１２Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｃあるいは固定部材１４とも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

各ドライブ軸４，７から動力が伝達されるドリブン軸１１は、各ドライブ軸４，７と平行になるように、また入力軸２と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速機ＴＭは、その主要部分が、特に第１ドライブ軸４およびドリブン軸１１の２本の軸からなるいわゆる２軸構造になっている。そして、第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸２とドリブン軸１１との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図１に示す構成例では、前進走行のための３つのギヤ対１５，１３，１６と後進走行のためのギヤ対１７とが設けられている。

上記の第１ドライブ軸４に取り付けられた各ギヤ対１５，１６，１７における従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂが、ドリブン軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、リバース従動ギヤ１７Ｂは、このリバース従動ギヤ１７Ｂとリバース駆動ギヤ１７Ａとの間に配置されたアイドルギヤ１７Ｃに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、リバース従動ギヤ１７Ｂの回転方向とリバース駆動ギヤ１７Ａの回転方向とが同じになるように構成されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂは、第１速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して配置されている。さらに、第３速従動ギヤ１６Ｂは、第３速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。

これらのギヤ対１５，１６，１７を選択的に動力伝達可能な状態にするための切替機構が設けられている。この切替機構は、各ギヤ対１５，１６，１７を第１ドライブ軸４とドリブン軸１１とのいずれかに選択的に連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構（シンクロナイザー）を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）や摩擦式クラッチなどを使用することができる。また、上記の従動ギヤをドリブン軸１１に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して回転自在とし、その駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して選択的に連結するように第１ドライブ軸４側に切替機構を設けることができる。

図１に示す構成例では、切替機構として同期連結機構が使用されており、上記のリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して第１シンクロ１８が配置されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第２シンクロ１９が配置されている。これらのシンクロ１８，１９は、従来の手動変速機で用いられているものと同様であって、ドリブン軸１１に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。

したがって第１シンクロ１８は、そのスリーブ１８Ｓを図１の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ１８Ｓを中央に位置させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ１９は、そのスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１１に連結し、さらにスリーブ１９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂにも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

上記の各シンクロ１８，１９、および前述のスタートシンクロ１２の各スリーブ１８Ｓ，１９Ｓ、およびスリーブ１２Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ（図示せず）によって切換動作させるように構成することができる。また、各ポンプモータ６，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、後述する電子制御装置（ＥＣＵ）２９によって電気的に制御されるようになっている。

また、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間には、前述のように、第２カウンタギヤ対１３が配置されている。すなわち第２ドライブ軸７の図１での右側の先端に、第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられていて、そのカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂが、ドリブン軸１１の図１での左側の先端に取り付けられている。

つぎに、上記の各ポンプモータ６，９を制御するための油圧回路について説明する。各ポンプモータ６，９は、圧油を相互に受け渡すことができるように、油路２０，２１によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入ポート（吸入口）６Ｓ，９Ｓ同士が油路２０によって連通され、また吐出ポート（吐出口）６Ｄ，９Ｄ同士が油路２１によって連通されている。したがって各油路２０，２１によって閉回路が形成されている。

この閉回路を形成している各油路２０，２１には、オイルを補給するためのチャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）２２が設けられている。このチャージポンプ２２は、上記の閉回路からの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、前述した動力源１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン２３からオイルを汲み上げて閉回路に供給するようになっている。

そのチャージポンプ２２の吐出口は、前記閉回路における油路２０と油路２１とにそれぞれチェック弁２４，２５を介して連通されている。なお、これらのチェック弁２４，２５は、チャージポンプ２２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２２の吐出圧を調整するためのリリーフ弁２６が、チャージポンプ２２の吐出口に連通されている。このリリーフ弁２６は、スプリングによる弾性力とパイロット圧もしくはソレノイドによる押圧力との和より高い圧力が作用した場合に開いてオイルをオイルパン２３に排出するように構成されており、したがってチャージポンプ２２の吐出圧をパイロット圧に応じた圧力に設定するように構成されている。

さらに、第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓと油路２１との間に、リリーフ弁２７が設けられている。すなわち、第１ポンプモータ６と並列に、各油路２０，２１を連通させるようにリリーフ弁２７が設けられている。このリリーフ弁２７は、第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓ、または第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓ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すなわち設定圧に維持するように構成されている。言い換えれば、リリーフ弁２７は、油路２１の圧力が予め設定した圧力（設定圧）以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。

また、第２ポンプモータ９の吐出ポート９Ｄと油路２０との間に、リリーフ弁２８が設けられている。すなわち、第２ポンプモータ９と並列に、各油路２０，２１を連通させるようにリリーフ弁２８が設けられている。このリリーフ弁２８は、第２ポンプモータ９の吐出ポート９Ｄ、または第１ポンプモータ６の吐出ポート６Ｄから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力（設定圧）に維持するように構成されている。言い換えれば、リリーフ弁２８は、油路２０の圧力が予め設定した圧力（設定圧）以上高い場合に開いて排圧するように構成されている。

そして、これらリリーフ弁２７，２８は、開弁方向にスプリング（図示せず）によって押圧されているスプールなどの弁体（図示せず）に対して、スプリングとは反対方向に制御圧を作用させ、さらに油路２０もしくは油路２１の油圧をスプリングと同方向に弁体に対して作用させるように構成されている。そしてその制御圧（制御信号）を、特には図示しないが、ソレノイドで発生させた電磁力やソレノイドバルブで制御された油圧などによって発生させるようになっている。

より具体的には、これらリリーフ弁２７，２８は、制御圧を高くしていわゆる調圧レベルすなわち設定圧（リリーフ圧）を高くすることにより油路２０もしくは油路２１の油圧を高くして、油路２０と油路２１との間の差圧（油圧差）を大きくできるように構成されている。言い換えると、リリーフ弁２７（もしくは２８）の設定圧を高くすることにより、そのリリーフ弁２７（もしくは２８）の上流側と下流側との間の差圧を大きくするようになっている。

また、これらリリーフ弁２７，２８は、制御圧を低くして所定の下限圧力になると、油路２０と油路２１とを直接連通させて、油路２０と油路２１との間の差圧をほぼゼロとするように構成されている。したがって、図１に示す構成では、ポンプとして機能するポンプモータ６（もしくは９）の吐出圧あるいはそれに関連する軸トルクを、ソレノイドバルブ等を介して電気的に制御できるように構成されている。すなわち、これらリリーフ弁２７，２８は、それぞれポンプモータ６（もしくは９）とポンプモータ９（もしくは６）との間の油圧を調圧可能な、この発明の調圧弁に相当する制御弁である。

そして、上記の各ポンプモータ６，９の押出容積や各シンクロ１２，１８，１９を電気的に制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２９が設けられている。この電子制御装置２９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動作部材のストロークなど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各ポンプモータ６，９の押出容積を設定し、あるいは各シンクロ１２，１８，１９を動作させるための指令信号等を出力するように構成されている。

つぎに、上述した変速機ＴＭの作用について説明する。図２は、いずれかのギヤ対１５，１３，１６，１７のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各シンクロ１２，１８，１９の動作状態をまとめて示す図表（作動表）であって、この図２における各ポンプモータ６，９についての「０」は、容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている（ロックしている）状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する第１あるいは第２のポンプモータ６，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方のポンプモータ６（もしくは９）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ９（もしくは６）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１２，１８，１９についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１２，１８，１９をＯＦＦ状態（中立位置）に設定している状態を示し、斜体の「Ｎ」は引き摺りを低減するためＯＦＦ状態（中立位置）に設定していることを示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ６，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１２，１８，１９がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓが中央位置に設定される。したがって、第１シンクロ１８および第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定されることにより、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているギヤ対１５，１６，１７は、いずれもドリブン軸１１に連結されていない状態となり、エンジン１もしくは第１ポンプモータ６から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。

また、スタートシンクロ１２がＯＦＦ状態に設定されることにより、第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９にはエンジン１からの動力が伝達されない状態となり、そのためエンジン１もしくは第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。したがって、ドリブン軸１１にはいずれの経路からも動力が伝達されないニュートラル状態となる。

このとき、第１ポンプモータ６はいわゆる空回り状態となるため、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１に反力が作用しないため、出力要素であるキャリアＣ１に連結されている第１ドライブ軸４にはトルクが伝達されない。そして、第２遊星歯車機構８へはエンジン１からのトルクは伝達されず、また第２ポンプモータ９はトルクが入力されることも出力することもなく停止しているため、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２に連結されている第２ドライブ軸７にはトルクが伝達されない。その結果、上記のように変速機ＴＭはニュートラルの状態になる。

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１８をＯＦＦ状態に設定したままで、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓ、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、それぞれ、図１の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１１に連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結される。その結果、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１とが第１速ギヤ対１５を介して連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定される。

すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速を設定する状態となる。そして、図３の共線図で示すように、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定されるので、第２遊星歯車機構８は、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２の回転数に対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２の回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２のトルクに対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２のトルクが増幅される減速機構として機能する状態となる。

したがって、車両ＶＥの発進時に、シフトポジションが走行ポジションに切り替えられることにより、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびに第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路と、第２ポンプモータ９の出力したトルクが第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成されることになる。

この状態では、車両ＶＥが未だ停止しているので、第１遊星歯車機構５では、キャリアＣ１が停止している状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ１がリングギヤＲ１の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ６，９の押出容積を次第に大きくし、先ず、第１ポンプモータ６をポンプとして機能させて油圧を発生させる。すると、それに伴う反力が第１遊星歯車機構５におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリアＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に動力が伝達される。

上記の第１ポンプモータ６はいわゆる逆回転してポンプとして機能しているから、その吸入ポート６Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ９がモータとして機能し、そのロータ軸９Ａからいわゆる正回転方向のトルクが出力され、そのトルクが第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２に入力される。このとき、第２遊星歯車機構８は、上記のようにリングギヤＲ２が固定されてキャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１１へ伝達される。

このように、車両ＶＥの発進時には、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構５および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが増幅されて伝達される。すなわち、車両ＶＥの発進時には、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１１に出力される。

上記のような動力の伝達状態では、ドリブン軸１１に現れるトルクは、第１速ギヤ対１５を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機ＴＭの全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第１速となる。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ６は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１１に伝達される。こうして固定変速比である第１速が設定される。

この第１速の状態でスタートシンクロ１２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１２Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させたまま、また第１シンクロ１８をＯＦＦ状態に設定したまま、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の左側に移動させて、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結すれば、入力軸２が、第１カウンタギヤ対１０および第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定して、第２遊星歯車機構８をサンギヤＳ２への入力に対してキャリアＣ２から出力する場合の減速機構として機能する状態にしておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２に作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが伝達される。

第２ポンプモータ９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ６がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１１にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。

そして、第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５で決まる変速比から第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第１ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ６が空転するとともに、第２ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ６によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ９は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介して、出力軸としてのドリブン軸１１に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。

この第２速の状態で第２シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ６を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１１に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１１に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第１ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ６の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１６を介して出力軸であるドリブン軸１１に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第１ポンプモータ６がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート６Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対（第２速ギヤ対）１３に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１１にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。

そして、第１ポンプモータ６の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構５および第３速ギヤ対１６を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３で決まる変速比から第３速ギヤ対１６で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ６は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１６を介して、出力軸としてのドリブン軸１１に伝達される。こうして固定変速比である第３速が設定される。

つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが図１の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結され、リングギヤＲ２が固定された状態にされる。また、第１シンクロ１８のスリーブ１８Ｓが図１の左側に移動させられて、リバース従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１１に連結され、さらに、第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定される。すなわち、入力軸２から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびにリバースギヤ対１７を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路と、第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａから第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７ならびに第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成される。

この状態で第１ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ９の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両ＶＥが停止している状態ではドリブン軸１１は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ９は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構５では第１ドライブ軸４に連結されているキャリアＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ６がリングギヤＲ１とは反対方向に回転している。

したがって、第１ポンプモータ６のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ６がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用するので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４に伝達される。この第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているリバースギヤ対１７は、アイドルギヤ１７Ｃを備えているので、第１ドライブ軸４が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１１はこれとは反対の方向に回転し、したがって後進走行することになる。

つぎに、この発明の変速機ＴＭの制御装置による制御例について説明する。前述したように、この発明で対象とする可変容量型油圧ポンプモータ式の変速機ＴＭは、例えば、登坂路や凹凸路での発進時などのように、ブレーキが解放されてから車速が上昇するまでに長い時間がかかる場合は、通常の発進時と比較して、リリーフ弁が開放もしくは半開放された状態が長く継続される。その結果、効率の低下やリリーフ弁の発熱などの問題があった。そこで、この発明の制御装置では、車両ＶＥの発進時にブレーキが解放されてからの経過時間を検出し、そのブレーキ解放からの経過時間と、アクセル開度などの要求駆動力の代表値とから、各ポンプモータ６，９の押出容積（吐出流量）に対する各リリーフ弁２７，２８によりリリーフされるオイルの流量の割合の目標値を設定して、その目標値に実際の各リリーフ弁２７，２８を通過するオイルの流量が一致するように、各ポンプモータ６，９の押出容積を制御するように構成されている。

図４は、この発明の制御装置による制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図４において、先ず、変速機ＴＭのシフトレンジが駆動レンジ（駆動ポジション）であるか否かが判断される（ステップＳ１）。ここでの駆動レンジとは、車両ＶＥを前進もしくは後進させる際に設定されるシフトレンジであり、例えば、Ｄ（ドライブ）レンジ、Ｌ（ロー）レンジ、Ｒ（リバース）レンジのことである。

変速機ＴＭのシフトレンジが駆動レンジでないこと、例えば、変速機ＴＭのシフトレンジがＮ（ニュートラル）レンジ、あるいはＰ（パーキング）レンジであることによって、このステップＳ１で否定的に判断された場合は、ステップＳ２へ進み、ブレーキの解放時間、すなわちブレーキが解放された後の経過時間を計測するブレーキ解放経過時間タイマの計測値をクリアした後、このルーチンを一旦終了する。

これに対して、変速機ＴＭのシフトレンジが駆動レンジであること、すなわち、変速機ＴＭのシフトレンジがＤ（ドライブ）レンジ、あるいはＬ（ロー）レンジ、あるいはＲ（リバース）レンジなどであることによって、ステップＳ１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ３へ進み、各リリーフ弁２７，２８が開放されているか否かが判断される。

ここで、各リリーフ弁２７，２８の開放状態とは、各リリーフ弁２７，２８が所定の比率で開放される半開放も含んだ状態のことであり、したがって、各リリーフ弁２７，２８がいずれも完全に閉止されていることにより、このステップＳ３で否定的に判断された場合は、ステップＳ２へ進み、ブレーキ解放後経過時間タイマの計測値をクリアした後、このルーチンを一旦終了する。

これに対して、各リリーフ弁２７，２８が完全に閉止されていないこと、すなわち各リリーフ弁２７，２８が完全に開放されていること、もしくは半開放されていることにより、ステップＳ３で肯定的に判断された場合には、ステップＳ４へ進み、車両ＶＥのブレーキが解放されているか否かが判断される。車両ＶＥのブレーキの解放状態の判断は、例えば、ブレーキスイッチ（図示せず）のＯＮ・ＯＦＦ信号に基づいて判断することができる。すなわち、ブレーキスイッチがＯＦＦの場合に車両ＶＥのブレーキは解放されていると判断し、ブレーキスイッチがＯＮの場合に車両ＶＥのブレーキは作動していると判断することができる。

車両ＶＥのブレーキが解放されていないことにより、このステップＳ４で否定的に判断された場合は、ステップＳ２へ進み、ブレーキ解放後経過時間タイマの計測値をクリアした後、このルーチンを一旦終了する。

これに対して、車両ＶＥのブレーキが解放されていることにより、ステップＳ４で肯定的に判断された場合には、ステップＳ５へ進み、ブレーキ解放後経過時間タイマが制御周期分だけ増加させられる。

続いて、各リリーフ弁２７，２８の目標リリーフ割合Ｒrlf_refが求められる（ステップＳ６）。リリーフ割合Ｒrlfとは、各リリーフ弁２７，２８を通過するオイルの流量に対する各リリーフ弁２７，２８からリリーフされるオイルの流量の割合である。言い換えれば、各ポンプモータ６，９のオイルの吐出流量に対する各リリーフ弁２７，２８によりリリーフされるオイルの流量の割合である。そして、この目標リリーフ割合Ｒrlf_refは、例えば、アクセル開度毎に、平坦路での発進における各リリーフ弁２７，２８のリリーフ割合Ｒrlfの時間に対する推移を予め図５に示すようなマップに記憶しておき、アクセル開度およびブレーキ解放後経過時間タイマの検出値に基づいて、その図５に示すマップを用いて求めることができる。

また、変速機ＴＭの目標変速比γpm_refが算出される（ステップＳ７）。具体的には、変速機ＴＭの入力軸回転数をＮin、出力軸回転数をＮout、各リリーフ弁２７，２８が閉じていると仮定した場合の第１ポンプモータ６の押出容積と第２ポンプモータ９の押出容積との比から決まる値である変速機ＴＭの変速比（入力軸回転数と出力軸回転数との比）をγpmとすると、各リリーフ弁２７，２８のリリーフ割合Ｒrlfは、
Ｒrlf＝Ｎin−Ｎout×γpm
として表すことができ、この関係式より、目標リリーフ割合Ｒrlf_refを実現する変速比すなわち目標変速比γpm_refは、
γpm_ref＝｛Ｎin×（１−Ｒrlf_ref）｝／Ｎout
として求めることができる。

目標変速比γpm_refが算出されると、その目標変速比γpm_refを実現する各ポンプモータ６，９の押出容積Ｑ1，Ｑ2が求められる（ステップＳ８）。これら各押出容積Ｑ1，Ｑ2は、例えば、図６に示すような、変速機ＴＭの変速比γpmに対する各ポンプモータ６，９の押出容積Ｑ1，Ｑ2の関係を示すマップから求めることができる。

そして、上記のステップＳ８で求められた各押出容積Ｑ1，Ｑ2に基づいて、各ポンプモータ６，９が制御される。具体的には、各ポンプモータ６，９の押出容積がそれぞれ押出容積Ｑ1，Ｑ2となるように、例えば各ポンプモータ６，９の制御部を動作させるリニアソレノイドの電流制御が実行される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。

以上のように、この発明の制御装置によれば、車両ＶＥのブレーキが作動して車両ＶＥが制動されて停止している状態で、そのブレーキによる制動が解除されることにより、運転者による車両の発進意志が検出される。例えば、ブレーキスイッチのＯＮ・ＯＦＦ信号を検出し、ブレーキスイッチがＯＦＦにされたことを検出した場合に、運転者による車両の発進意志が有ると判断することができる。

そして、運転者による車両ＶＥの発進意志が検出されると、その発進意志が検出された時からの経過時間が計測され、その経過時間と、例えばアクセル開度やエンジン１のスロットル開度などで代表される要求駆動力とに基づいて、各リリーフ弁２７，２８を通過させるべきオイルの流量が求められる。そして、その求められた流量のオイルが実際に各リリーフ弁２７，２８を通過するように、各ポンプモータ６，９の押出容積がそれぞれ制御される。したがって、各ポンプモータ６，９の押出容積を制御することにより、各リリーフ弁２７，２８の設定圧を変更することなく、発進意志が検出されてから、すなわち車両ＶＥのブレーキが解放されてからの経過時間に応じて、車両ＶＥの駆動力が適切に制御される。そのため、各リリーフ弁２７，２８での発熱や効率の低下を回避もしくは抑制することができ、また、エンジン１の制御内容を複雑にすることなく、車両ＶＥの発進時におけるエンジン１に対する負荷の増大を抑制することができる。

例えば、登坂路や不整地などの走行抵抗が大きい路面で発進する場合は、平坦路などでの通常の発進に比べて大きな駆動力が必要になり、発進のためにブレーキが解放された後に車速が上昇する時間が、通常よりも長くかかる。このとき、従来の制御では、ブレーキ解放後の経過時間が増大することにより、各リリーフ弁２７，２８でオイルがリリーフされ続ける時間が長くなり、その結果、油圧回路での発熱が多くなる。また、多量のオイルがリリーフされ続けることによる効率の低下が生じてしまう。これに対して、この発明の制御によれば、リリーフ割合Ｒrlfを目標値に近づけるために、目標変速比γpm_refが大きく設定されるため、その結果、変速機ＴＭの入力トルクに対する出力トルクの比が大きくなり、車両ＶＥの駆動力を増大させることができる。そのため、発進時に大きな駆動力が要求される場合であっても、運転者による調整操作が行われることなく、車両ＶＥの駆動力を自動的に適切な大きさに制御することができる。

また、車両ＶＥの駆動力が制御される際には、各リリーフ弁２７，２８の設定圧は変化させられず、そのためエンジン１に対する負荷もほぼ一定で変化しないので、駆動力を制御するためにエンジン１の出力を増減させる必要がない。その結果、エンジン１の燃費の低下や、エンジンストールを回避することができ、また、エンジン１の制御構造を簡素化することができる。

さらに、車両ＶＥの駆動力の補正のために、例えば路面勾配、路面μ、路面の凹凸、あるいは操舵角などの情報を必要としていないので、それらを検出するための特別なセンサ類を設けなくともよく、装置の構造を簡素化し、コストアップを回避することができる。

ここで、上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、上述したステップＳ４の機能的手段が、この発明の発進検出手段に相当し、ステップＳ４，Ｓ５の機能的手段が、この発明の経過時間検出手段に相当する。また、ステップＳ６の機能的手段が、この発明の調圧弁流量算出手段に相当し、ステップＳ７，Ｓ８，Ｓ９の機能的手段が、この発明のポンプ・モータ制御手段に相当する。

なお、この発明は上記の具体例に限定されないのであって、対象とする変速機は、図１に示す構成以外のものであってもよく、例えば、図７に示すように、油圧のみによってエンジン１の動力をデファレンシャル３０を介して駆動輪３１に伝達し、かつ変速を行うように構成した変速機であってもよい。すなわち、静圧式変速機（ハイドロスタティック・トランスミッション：ＨＳＴ）であってもよい。また、図８に示すように、歯車機構３２、３３を主体とした変速機構と並列にＨＳＴを設けて、全体として無段階に変速できるように構成した変速機であってもよい。また、図１に示す例では、前進３段・後進１段の固定変速比を設定できるように構成されているが、この発明で対象とする変速機は、固定変速比の数がそれよりも多くてよく、あるいは反対に少なくてもよい。

また、ポンプモータをシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構などの差動機構に対する反力機構として用いる場合、その押出容積をゼロから一方向にのみ増大できるいわゆる片振り型のものに限らず、正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のポンプモータを使用することもできる。その場合、歯車機構は、図１と異なる構成とすることができる。

また、ポンプモータや差動機構ならびにギヤ対などの伝動機構の配列は、必要に応じて適宜変更することができる。またさらに、動力源は一方の差動機構に直接連結する替わりに、前述したカウンタギヤ対のアイドルギヤに連結してもよい。さらに、ギヤ対に替えてベルトやチェーンなどの機構を用いてもよい。そして、この発明における動力源は、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。

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。 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。 この発明で対象とする変速機の発進時における各回転部材の動作を示す共線図である。 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。 図４のフローチャートにおけるステップＳ６の制御で用いられるマップの一例である。 図４のフローチャートにおけるステップＳ８の制御で用いられるマップの一例である。 この発明で対象とする変速機のその他の例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明で対象とする変速機のその他の例を模式的に示すスケルトン図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、 ６…第１ポンプモータ（油圧ポンプもしくは油圧モータ）、 ９…第２ポンプモータ（油圧ポンプもしくは油圧モータ）、 １１…ドリブン軸（出力部材）、 ２０，２１…油路、 ２７，２８…リリーフ弁（調圧弁）、 ２９…電子制御装置（ＥＣＵ）。

Claims (3)

1. 動力源が出力した動力によって駆動される可変容量型の油圧ポンプと、その油圧ポンプに対して圧油を相互に授受可能に閉回路で連通されるとともに、前記油圧ポンプが出力した圧油が供給されて駆動されることにより出力部材に動力を出力する可変容量型の油圧モータと、前記油圧ポンプと油圧モータとの間の油圧を調圧可能な調圧弁とを備え、前記出力部材に伝達されるトルクがこれらの油圧ポンプおよび油圧モータの押出容積と油圧とに応じて変化する車両用油圧式変速機の制御装置において、
   運転者による車両の発進意志を検出する発進検出手段と、
   前記発進検出手段により前記発進意志が検出された時点からの経過時間を検出する経過時間検出手段と、
   前記経過時間検出手段により検出された前記経過時間と前記車両に対する要求駆動力とに基づいて前記調圧弁を通過させるべき油量を算出する調圧弁流量算出手段と、
   前記調圧弁流量算出手段により算出された前記油量を吐出するように前記油圧ポンプおよび油圧モータを制御するポンプ・モータ制御手段と
   を備えていることを特徴とする車両用油圧式変速機の制御装置。
2. 前記発進検出手段は、前記車両が制動装置により制動されて停車している際に、前記制動装置による制動が解除されたことを検出することによって前記発進意志を検出する手段を含むことを特徴とする請求項１に記載の車両用油圧式変速機の制御装置。
3. 前記油圧ポンプおよび油圧モータは、それぞれ油圧ポンプとしての機能と油圧モータとしての機能とを兼ね備えた可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用油圧式変速機の制御装置。

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