JP2009275855A - Controller for transmission with fluid pressure pump motor of variable displacement type - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、可変容量型の流体圧ポンプが圧力流体を吐出することに伴う反力を利用して動力源から出力部材に動力を伝達する一方、その圧力流体が可変容量型の流体圧モータを駆動することによりそのモータが出力した動力を出力部材に伝達するように構成された変速機の制御装置に関するものである。 This invention uses a reaction force generated by a variable displacement fluid pressure pump to discharge a pressure fluid to transmit power from a power source to an output member, while the pressure fluid is a variable displacement fluid pressure motor. The present invention relates to a transmission control device configured to transmit power output from a motor to an output member by driving.
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、一対の差動機構が設けられ、それぞれの差動機構における入力要素に内燃機関などの動力源が出力した動力が入力され、またそれぞれの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ている。さらに、各差動機構における出力要素と出力部材との間には、変速ギヤ対が設けられ、シンクロメッシュ機構などの連結機構によってその変速ギヤをトルク伝達可能な状態に選択的に切り替えるように構成されている。さらに、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油路によって連通され、全体として閉回路を構成している。 This type of transmission is described in Patent Document 1. Briefly describing the configuration, a pair of differential mechanisms are provided, and the power output from a power source such as an internal combustion engine is input to the input elements in each differential mechanism, and the variable capacity type is applied to each reaction force element The fluid pressure pump motor is connected. Further, a transmission gear pair is provided between the output element and the output member in each differential mechanism, and the transmission gear is selectively switched to a state capable of transmitting torque by a coupling mechanism such as a synchromesh mechanism. Has been. Further, the discharge ports and the suction ports of the fluid pressure pump motors are communicated with each other by an oil passage, thereby forming a closed circuit as a whole.
したがって、各差動機構における出力要素をいずれかの変速ギヤ対を介して出力部材に連結し、かつ各流体圧ポンプモータの押出容積を所定の容積に設定すると、一方の流体圧ポンプモータがポンプとして機能して圧力流体を吐出する。それに伴う反力が、その一方の流体圧ポンプモータが連結されている差動機構の反力要素に作用し、その入力要素に入力されている動力源からのトルクと合成されて出力要素からトルクが出力される。さらにそのトルクは変速ギヤ対のギヤ比に応じて増減されて出力部材に伝達される。これに対して、他方の流体圧ポンプモータは、前記の圧力流体が供給されてモータとして機能し、その出力トルクが、この他方の流体圧ポンプモータが連結されている差動機構の反力要素に入力され、ここで動力源から入力されたトルクと合成された後、所定の変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される。あるいはモータとして機能する流体圧ポンプモータから出力されたトルクは、所定の変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される。 Therefore, when the output element in each differential mechanism is connected to the output member via one of the transmission gear pairs and the extrusion volume of each fluid pressure pump motor is set to a predetermined volume, one fluid pressure pump motor is pumped. Function as a pressure fluid. The accompanying reaction force acts on the reaction force element of the differential mechanism to which one of the fluid pressure pump motors is connected, and is combined with the torque from the power source input to the input element to generate torque from the output element. Is output. Further, the torque is increased or decreased according to the gear ratio of the transmission gear pair and transmitted to the output member. In contrast, the other fluid pressure pump motor is supplied with the pressure fluid and functions as a motor, and its output torque is a reaction force element of the differential mechanism to which the other fluid pressure pump motor is connected. Is combined with the torque input from the power source here, and then transmitted to the output member via a predetermined transmission gear pair. Alternatively, torque output from a fluid pressure pump motor that functions as a motor is transmitted to an output member via a predetermined transmission gear pair.
このように、動力源が出力した動力は、いずれかの差動機構および変速ギヤ対を介して出力部材に伝達される一方、圧力流体の流動に変換された後、他方の差動機構あるいはギヤ対を介して出力部材に伝達され、しかもその圧力流体を介した動力の伝達は、流体圧ポンプモータの押出容積に応じて変化するので、変速比を連続的に、すなわち無段階に変化させることができる。また、一方の流体圧ポンプモータの押出容積をゼロにすれば、閉回路での圧力流体の流動が阻止されるので、他方の流体圧ポンプモータがロックされ、その場合には、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力伝達効率が高くなる。なお、その変速比は、差動機構および変速ギヤ対のギヤ比に応じた変速比となる。 Thus, the power output from the power source is transmitted to the output member via one of the differential mechanisms and the transmission gear pair, and after being converted into the flow of pressure fluid, the other differential mechanism or gear is converted. The transmission of power through the pair to the output member, and the transmission of power through the pressure fluid changes according to the extrusion volume of the fluid pressure pump motor, so that the gear ratio is changed continuously, that is, steplessly. Can do. Also, if the extrusion volume of one fluid pressure pump motor is reduced to zero, the flow of pressure fluid in the closed circuit is prevented, so that the other fluid pressure pump motor is locked. As a result, the power transmission efficiency is increased. The gear ratio is a gear ratio according to the gear ratio of the differential mechanism and the gear pair.
なお、特許文献２には、車両の運転状態に応じた目標変速比に対応する変速比に連続的に制御する無段変速機の変速比制御方法であって、定常走行状態時にその時点の変速比における燃料消費率を算出し、その時点の変速比よりも大きい変速比に変化させた場合と、その時点の変速比よりも小さい変速比に変化させた場合との燃料消費率をそれぞれ算出して比較して、それらのうち燃料消費率が最も小さい変速比を目標変速比として無段変速機を制御するようにした変速比制御方法に関する発明が記載されている。
また、特許文献３には、電子制御装置によって作動制御されるアクチュエータにより、ギヤ段の切り替えを自動的に実施する電子制御式トランスミッションの自動変速制御装置であって、現ギヤ段でのエンジンの燃料消費量をサーチするとともに、他のギヤ段でのエンジントルクを算出し、現ギヤ段に対してエンジントルクに余裕がある他のギヤ段での燃料消費量を読み出して、最も燃料消費量が少なくなるギヤ段に変速するようにした自動変速制御装置に関する発明が記載されている。
Further,
上記の特許文献１に記載されている変速機は、上述したように、変速比を連続的に変化させる、すなわち無段変速を行うことができるので、動力源としての内燃機関を、その運転効率あるいは燃料消費率（燃費）を考慮した最適な回転数で運転することができる。例えば、縦軸に出力トルク（もしくはスロットル開度）、横軸に内燃機関の回転数をとった等燃費率曲線図上で、要求出力に対して燃費が最良となる内燃機関の回転数を算出し、その回転数で内燃機関が運転されるように変速機の変速比すなわち目標変速比を設定して、その目標変速比に基づいて変速機を変速制御することにより、内燃機関を燃費が良好な状態で運転することができる。 As described above, the transmission described in Patent Document 1 can continuously change the gear ratio, that is, can perform a continuously variable transmission. Or it can drive | operate with the optimal rotation speed which considered the fuel consumption rate (fuel consumption). For example, on the isofuel ratio curve diagram with the output torque (or throttle opening) on the vertical axis and the engine speed on the horizontal axis, calculate the engine speed at which the fuel efficiency is the best for the required output. Then, the transmission gear ratio, that is, the target gear ratio, is set so that the internal combustion engine is operated at the rotational speed, and the transmission is controlled to shift based on the target gear ratio, so that the internal combustion engine has good fuel efficiency. You can drive in a safe state.
しかしながら、この特許文献１に記載されている変速機では、上記のようにして演算により得られる目標変速比、すなわち理論上運転効率が最良となる運転点で内燃機関を運転する場合の変速比と、所定の変速ギヤ対を介した動力伝達および２つの流体圧ポンプモータ間での圧力流体の流動を伴う動力伝達を考慮した変速機の動力伝達効率が最良となる変速比とは必ずしも一致しない場合がある。 However, in the transmission described in Patent Document 1, the target speed ratio obtained by calculation as described above, that is, the speed ratio in the case of operating the internal combustion engine at the operating point at which the operating efficiency is theoretically best. When the transmission ratio is not necessarily the same as the transmission ratio in which the transmission power efficiency of the transmission takes into account the power transmission through a predetermined gear pair and the power transmission accompanied by the flow of pressure fluid between the two fluid pressure pump motors. There is.
すなわち、この特許文献１に記載されている構成の変速機は、前述したように、２つの流体圧ポンプモータの間で圧力流体の流動が阻止されていて所定の変速ギヤ対を介した動力伝達が行われる状態、すなわち所定の変速ギヤ対のギヤ比に応じた変速比に変速機の変速比が固定された固定変速段状態に対して、２つの流体圧ポンプモータの間で圧力流体の流動を伴う変速が行われる状態、すなわち変速機の変速比が連続的に変化させられる無段変速状態では動力伝達効率が低くなる。したがって、この特許文献１に記載されている構成の変速機では、固定変速段状態で設定されるいわゆる固定段（固定変速比）での動力伝達効率と、無段変速状態で設定されるいわゆる中間段（中間変速比）での動力伝達効率とは互いに相違している。 That is, in the transmission having the configuration described in Patent Document 1, the flow of pressure fluid is prevented between two fluid pressure pump motors as described above, and power is transmitted through a predetermined gear pair. In the fixed gear stage in which the transmission gear ratio is fixed to the transmission gear ratio corresponding to the gear ratio of the predetermined transmission gear pair, the flow of pressure fluid between the two fluid pressure pump motors In a state in which a gear change involving a gear is performed, that is, a continuously variable transmission state in which the transmission gear ratio is continuously changed, the power transmission efficiency is low. Therefore, in the transmission having the configuration described in Patent Document 1, the power transmission efficiency at the so-called fixed stage (fixed gear ratio) set in the fixed speed stage state and the so-called intermediate set in the continuously variable speed state. The power transmission efficiency at the stage (intermediate gear ratio) is different from each other.
そのため、運転効率が最良となる回転数で内燃機関が運転されるように変速機を変速制御している場合であっても、変速機の動力伝達効率も同時に最良となるとは限らないので、内燃機関の運転効率と変速機の動力伝達効率とを考慮した総合的な効率としては、必ずしも最良になるとは限らない。その結果、内燃機関の燃費が、最適な状態に対して低下してしまう場合がある。このように、上記の特許文献１に記載されている変速機のような２つの可変容量型の流体圧ポンプモータを備えた構成の変速機においては、その変速機に動力を出力する内燃機関の燃費が向上するように変速機の変速制御を行うためには、未だ改良の余地があった。 For this reason, even if the transmission is controlled to change the speed so that the internal combustion engine is operated at the rotational speed at which the driving efficiency is the best, the power transmission efficiency of the transmission is not always the best at the same time. The overall efficiency considering the engine operation efficiency and the transmission power transmission efficiency is not always the best. As a result, the fuel consumption of the internal combustion engine may decrease with respect to the optimum state. As described above, in a transmission having two variable displacement fluid pressure pump motors such as the transmission described in Patent Document 1, the internal combustion engine that outputs power to the transmission is used. There is still room for improvement in order to perform shift control of the transmission so as to improve fuel consumption.
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、変速機に動力を出力する内燃機関の運転効率と変速機の動力伝達効率とを考慮した変速制御を実行して、内燃機関の燃料消費率を向上させることができる可変容量型ポンプモータ式変速機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 technical problem described above, and performs an internal combustion engine that performs shift control in consideration of the operation efficiency of the internal combustion engine that outputs power to the transmission and the power transmission efficiency of the transmission. It is an object of the present invention to provide a control device for a variable displacement pump motor type transmission that can improve the fuel consumption rate.
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、内燃機関を動力源とし、該内燃機関と出力部材との間でそれぞれ互いに異なる複数の変速比を選択的に設定可能な２つの動力伝達経路と、それら各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを押出容積に応じて変化させるように前記各動力伝達経路毎に設けられかついずれか一方の押出容積がゼロの場合に他方が圧力流体の給排を阻止されてロックされるように吐出口同士および吸入口同士が相互に連通された２つの可変容量型の第１，第２流体圧ポンプモータと、前記第１流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記内燃機関からの動力を前記出力部材に伝達する第１伝動機構と、前記第２流体圧ポンプモータがロックされた場合に前記内燃機関からの動力を前記出力部材に伝達する第２伝動機構と、前記各伝動機構を選択的に動力伝達可能な状態にする切換機構とを備え、いずれかの前記各伝動機構の変速比で決まる固定変速段と、前記各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連続的に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可能な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、前記変速機の変速制御により前記内燃機関の回転数を制御する場合に、前記内燃機関の運転効率が最良となる該変速制御における目標変速比を算出する目標変速比算出手段と、前記変速機で前記変速制御を実行する場合に、前記固定変速段における変速比であって前記目標変速比に最も近い固定段変速比を算出する固定段変速比算出手段と、前記変速機で前記変速制御を実行する場合に、互いに連続する前記固定変速段における変速比同士の中間の変速比であって前記目標変速比に最も近い中間段変速比を算出する中間段変速比算出手段と、所定の変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の燃料消費率であって、前記目標変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の目標変速比燃費と、前記固定段変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の固定段変速比燃費と、前記中間段変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の中間段変速比燃費とをそれぞれ算出する燃費算出手段と、前記目標変速比燃費と前記固定段変速比燃費と前記中間段変速比燃費との中で最も燃料消費率が良い最適燃料消費率を判断するとともに、前記目標変速比と前記固定段変速比と前記中間段変速比との中で該最適燃料消費率を得られる最適変速比を選択して設定し、前記目標変速比が該最適変速比となるように前記目標変速比を補正する目標変速比補正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-mentioned object, the invention of claim 1 uses two types of power that can selectively set a plurality of different gear ratios between the internal combustion engine and the output member, using the internal combustion engine as a power source. Provided for each power transmission path so that the transmission path and the torque transmitted through each power transmission path are changed according to the extrusion volume, and when one of the extrusion volumes is zero, the other is pressure. Two variable capacity type first and second fluid pressure pump motors whose discharge ports and suction ports communicate with each other so that fluid supply and discharge are blocked and locked, and the first fluid pressure pump motor A first transmission mechanism that transmits power from the internal combustion engine to the output member when the engine is locked; and a power transmission from the internal combustion engine to the output member when the second fluid pressure pump motor is locked. Second to And a switching mechanism for selectively transmitting power to each of the transmission mechanisms, and a fixed speed determined by a gear ratio of each of the transmission mechanisms, and between the fluid pressure pump motors. In a control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission configured to be able to set a continuously variable transmission state by continuously changing the power transmitted through the pressure fluid between, A target speed ratio calculating means for calculating a target speed ratio in the speed change control in which the operating efficiency of the internal combustion engine is optimal when the rotational speed of the internal combustion engine is controlled by the speed change control of the transmission; When the speed change control is executed, a fixed speed ratio calculating means for calculating a fixed speed ratio that is the speed ratio in the fixed speed and closest to the target speed ratio; and the speed change control is executed by the transmission. The intermediate gear ratio calculating means for calculating the intermediate gear ratio between the gear ratios of the fixed gear speeds that are continuous with each other and closest to the target gear ratio, and a predetermined gear ratio. The fuel consumption rate of the internal combustion engine when controlling the transmission, the target speed ratio fuel consumption of the internal combustion engine when controlling the transmission at the target speed ratio, and the speed change at the fixed stage speed ratio. A fuel efficiency calculation means for calculating a fixed speed ratio fuel efficiency of the internal combustion engine when controlling the engine and an intermediate speed ratio fuel efficiency of the internal combustion engine when controlling the transmission at the intermediate speed ratio; An optimum fuel consumption rate having the best fuel consumption rate among the target gear ratio fuel efficiency, the fixed speed ratio fuel efficiency, and the intermediate speed ratio fuel efficiency is determined, and the target speed ratio, the fixed speed ratio, Middle speed ratio And a target speed ratio correcting means for selecting and setting an optimal speed ratio that can obtain the optimal fuel consumption rate and correcting the target speed ratio so that the target speed ratio becomes the optimal speed ratio. Is a control device characterized by
また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記目標変速比と前記最適変速比との偏差を算出して比較する目標変速比比較手段を更に備え、前記目標変速比補正手段が、前記偏差の絶対値が閾値として予め定めた所定値以上の場合に、前記目標変速比が前記目標変速比に前記所定値を加算した値もしくは前記目標変速比から前記所定値を減算した値となるように前記目標変速比を再度補正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
また、請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記最適変速比として前記固定段変速比が選択された場合に、前記固定段変速比を形成するために動力伝達可能な状態にされる一方の前記伝動機構に対して他方の前記伝動機構を動力伝達を行わない状態にするニュートラル手段を更に備えている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 aspect of the present invention, when the fixed speed ratio is selected as the optimum speed ratio, power transmission is enabled to form the fixed speed ratio. The control device further includes neutral means for setting the other transmission mechanism to a state in which power transmission is not performed with respect to the one transmission mechanism.
そして、請求項４の発明は、請求項１の発明において、前記目標変速比補正手段が、前記最適変速比を設定する場合に、前記第１流体圧ポンプモータの押出容積と前記第２流体圧ポンプモータの押出容積との割合に基づいて、前記固定段変速比と前記中間段変速比とのいずれか一方を選択して前記最適変速比として設定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 fourth aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, when the target gear ratio correction means sets the optimum gear ratio, the extrusion volume of the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure are set. A control device including means for selecting one of the fixed gear ratio and the intermediate gear ratio and setting the optimum gear ratio on the basis of a ratio to a pump motor extrusion volume; is there.
請求項１の発明によれば、内燃機関が出力する動力が入力される変速機の変速比を制御して、内燃機関の回転数を制御する場合、変速機の変速制御において設定される目標変速比で変速機を変速制御した場合の内燃機関の燃料消費率（すなわち目標変速比燃費）と、その目標変速比に最も近い固定変速段の変速比（すなわち固定段変速比）で変速機を変速制御した場合の内燃機関の燃料消費率（すなわち固定段変速比燃費）と、その目標変速比に最も近い中間変速段の変速比（すなわち中間段変速比）で変速機を変速制御した場合の内燃機関の燃料消費率（すなわち中間段変速比燃費）とがそれぞれ算出されて比較される。そして、それらの各燃費の中から最も燃料消費率が良いものが最適燃料消費率として選択され、その最適燃料消費率を実現する変速比が最適変速比として選択されて、その最適変速比が新たに目標変速比として設定される。言い換えると、当初設定された目標変速比が、内燃機関の燃料消費率が最良となる最適変速比となるように補正される。そのため、内燃機関の運転効率と変速機の動力伝達効率との両方を考慮した総合的な効率が最良となる状態で内燃機関および変速機を運転することができ、その結果、内燃機関の燃料消費率を向上させることができる。 According to the first aspect of the present invention, when the speed ratio of the transmission to which the power output from the internal combustion engine is input is controlled to control the rotational speed of the internal combustion engine, the target shift set in the transmission shift control of the transmission is performed. The transmission is shifted by the fuel consumption rate of the internal combustion engine (ie, target gear ratio fuel efficiency) when the transmission is controlled by the ratio, and the fixed gear ratio (ie, fixed gear ratio) closest to the target gear ratio. The internal combustion engine when the transmission is controlled to shift at the fuel consumption rate of the internal combustion engine (i.e., fixed gear ratio fuel efficiency) and the intermediate gear ratio (i.e., the intermediate gear ratio) closest to the target gear ratio. The fuel consumption rate of the engine (that is, the intermediate gear ratio fuel efficiency) is calculated and compared. Then, the fuel consumption rate with the best fuel consumption rate is selected as the optimum fuel consumption rate, and the gear ratio that realizes the optimum fuel consumption rate is selected as the optimum gear ratio. Is set as the target gear ratio. In other words, the initially set target gear ratio is corrected so as to be the optimum gear ratio at which the fuel consumption rate of the internal combustion engine is the best. Therefore, the internal combustion engine and the transmission can be operated in a state where the overall efficiency considering both the operation efficiency of the internal combustion engine and the power transmission efficiency of the transmission is the best, and as a result, the fuel consumption of the internal combustion engine The rate can be improved.
また、請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用・効果が得られることに加えて、内燃機関の回転数の大幅な変動や変速時の変速ショックなどを生じさせることなく、内燃機関の燃料消費率を向上させることができる。すなわち、当初の目標変速比よりも固定段変速比もしくは中間段変速比で変速制御を行った方が内燃機関の燃料消費率が良いと判断して目標変速比を補正する場合に、目標変速比が大きく変更（もしくは補正）されることにより、内燃機関の回転数の変動が大きくなる場合があるが、この請求項２の発明によれば、当初の目標変速比と、最適変速比すなわち補正後の目標変速比との差が所定値以上大きくなると、補正後の目標変速比が当初の目標変速比からの変化幅が所定値よりも小さくなるように再度補正される。言い換えると、目標変速比の変化幅が所定値未満となるように抑制される。そのため、目標変速比の変化が所定値以上大きくなることが回避され、内燃機関の大幅な回転数変動や変速ショックなどを生じさせることなく、内燃機関の燃料消費率を向上できる。例えば、この発明の変速機を内燃機関を駆動力源とする車両に搭載した場合には、車両のドライバビリティを損なうことなく燃費を向上させることができる。
Further, according to the invention of
また、請求項３の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用・効果が得られることに加えて、当初の目標変速比よりも固定段変速比で変速制御を行った方が内燃機関の燃料消費率が良いと判断して目標変速比を補正する場合に、固定段変速比を形成する際に動力伝達可能な状態にされる動力伝達経路と反対側の伝動機構が、動力伝達不可能な状態すなわち動力伝達を行わないニュートラル状態に制御される。そのため、固定段変速比で変速制御される際に、動力伝達可能な状態にされた一方の伝動機構側で動力伝達を行う際に他方の伝動機構側での引き摺り損失を低減することができ、その結果、内燃機関の燃料消費率をより向上させることができる。 Further, according to the third aspect of the invention, in addition to obtaining the same operation and effect as the first aspect of the invention, it is better to perform the shift control at the fixed speed ratio than the initial target speed ratio. When correcting the target gear ratio by judging that the fuel consumption rate of the engine is good, the transmission mechanism on the opposite side of the power transmission path that is in a state where power can be transmitted when forming the fixed gear ratio is It is controlled to an impossible state, that is, a neutral state in which power transmission is not performed. Therefore, when gear shift control is performed at a fixed gear ratio, drag transmission on the other transmission mechanism side can be reduced when power transmission is performed on one transmission mechanism side in which power can be transmitted. As a result, the fuel consumption rate of the internal combustion engine can be further improved.
そして、請求項４の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用・効果が得られることに加えて、最適変速比を設定する場合に、第１流体圧ポンプモータの押出容積と第２流体圧ポンプモータの押出容積との割合に基づいて、固定段変速比と中間段変速比とのいずれか一方が選択されて、新たな目標変速比として設定される。すなわち、固定段変速比と中間段変速比とのいずれか一方が選択された最適変速比になるように目標変速比が補正される。そのため、最適変速比に目標変速比を補正する制御を簡素化することができる。 According to the fourth aspect of the invention, in addition to obtaining the same operation and effect as the first aspect of the invention, when setting the optimum gear ratio, the extrusion volume of the first hydraulic pump motor and the second One of the fixed speed ratio and the intermediate speed ratio is selected on the basis of the ratio with the extrusion volume of the two-fluid pressure pump motor and set as a new target speed ratio. That is, the target speed ratio is corrected so that one of the fixed speed ratio and the intermediate speed ratio becomes the selected optimal speed ratio. Therefore, it is possible to simplify the control for correcting the target gear ratio to the optimum gear ratio.
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ＴＭは、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ＴＭである。より具体的には、各動力伝達経路は、それぞれ、ポンプおよびモータ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、こ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。そして、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。 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 TM that is the subject of the present invention includes two power transmission paths, and the output member from the power source via both power transmission paths. Thus, the transmission TM can continuously change the speed ratio which is the ratio of the rotational speeds of the power source and the output member. More specifically, each power transmission path includes a variable displacement fluid pressure pump motor that functions as a pump and a motor, and transmits torque according to the displacement volume of the variable displacement fluid pressure pump motor. Further, the variable displacement fluid pressure pump motors are communicated 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. Then, 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ＴＭ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段変速比もしくは固定変速段と称すると、固定段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換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換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 transmission ratio of TM is determined by the transmission 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 gear ratio, 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. It becomes an efficient transmission state. In order to allow only one of the transmission mechanisms to participate in torque transmission, it is preferable to include a switching mechanism such as a clutch mechanism in each transmission mechanism, 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ＴＭ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、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などの切換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 TM that is the subject of this invention is configured to transmit power via pressure fluid, the hydrostatic motor that has the function of setting the gear ratio by mechanical power transmission as described above. It is preferably configured as a mechanical transmission (HMT). The mechanical transmission portion can be appropriately configured as necessary, and a mechanism for selecting a gear pair that is always meshed by a switching mechanism such as a clutch mechanism or a synchronous coupling mechanism, or a plurality of planetary gear mechanisms. Or the structure etc. which can set a some gear ratio with a compound planetary gear mechanism are employable. 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.
つぎに、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流体圧ポンプモータが反力機構となっている具体例を説明する。図１に示す例は、車両用の変速機ＴＭ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、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、エンジンと記す）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２から第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。そのエンジン（Ｅ/Ｇ）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。
Next, a specific example will be described in which a differential mechanism is used as a power distribution mechanism and a plurality of gear pairs are used as a transmission mechanism, and therefore a variable displacement fluid pressure pump motor is a reaction mechanism. The example shown in FIG. 1 is an example configured as a transmission TM for a vehicle, and four forward speeds and one reverse speed are set as so-called fixed shift speeds that can be set by transmitting torque without passing through a fluid. This is an example of the configuration. That is, an
第１遊星歯車機構３が入力部材２と同一軸線上に配置され、第２遊星歯車機構４が第１遊星歯車機構３の半径方向で外側に離隔し、それぞれの中心軸線を平行にした状態で並列に配置されている。これらの遊星歯車機構３，４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用いることができる。図１に示す例はシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成した例であり、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリヤ３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構３におけるリングギヤ３Ｒに入力部材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
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。そしてそのアイドルギヤ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。
A counter drive gear 5 is attached to the
第１遊星歯車機構３におけるキャリヤ３Ｃは出力要素となっており、そのキャリヤ３Ｃに回転軸としての第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
第２遊星歯車機構４も同様な構成であって、そのキャリヤ４Ｃが出力要素となっており、そのキャリヤ４Ｃに他の回転軸としての第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、その内部にモータ軸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 the
上記のモータ軸９の他方の端部が第１可変容量型ポンプモータ１２の出力軸に連結されている。この第１可変容量型ポンプモータ１２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出ポートもしくは吸入ポート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、この第１可変容量型ポンプモータ１２を以下の説明では、第１ポンプモータ１２と記し、図にはＰＭ１と表示する。
The other end of the motor shaft 9 is connected to the output shaft of the first variable
また、モータ軸１１の他方の端部が、第２可変容量型ポンプモータ１３の出力軸に連結されている。この第２可変容量型ポンプモータ１３は、上記のモータ軸９側の第１ポンプモータ１２と同様の構成のものであり、したがって斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプを採用することができる。なお、この第２可変容量型ポンプモータ１３を以下の説明では、第２ポンプモータ１３と記し、図にはＰＭ２と表示する。
The other end of the
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、それぞれの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出ポート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によって閉回路が形成されている。この閉回路での油圧制御のための機構については後述する。
The
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第１，第２伝動機構が設けられている。この発明における各伝動機構としては、固定された回転数比（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
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
さらに、上記の第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ１９Ａと、第２速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ２０Ａとが、第２中間軸１０に回転自在に嵌合させられている。したがって、第４速従動ギヤ１７Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ１８Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。ここで、各ギヤ対１７，１８，１９，２０の回転数比もしくはギヤ比（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、その回転数比は、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
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
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換機構が設けられている。この切換機構は、要は、選択的にトルクを伝達する連結機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（回転同期機構、シンクロナイザー、あるいはシンクロメッシュ機構）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
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と、その回転軸に対して相対回転する他の回転部材に設けられたスプラインと、スリーブに押されて他の回転部材側に移動するシンクロナイザーリングとを有している。そして、スリーブを他の回転部材のスプライン側に移動させる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、その状態でスリーブがスプラインに係合することにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。出力軸１６上で、発進従動ギヤ２１Ｂに隣接する位置に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２２が設けられている。この第１シンクロ２２は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、発進従動ギヤ２１Ｂを出力軸１６に連結し、発進用ギヤ対２１がモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、スリーブを図１の右側に移動させることにより解放状態となって、発進従動ギヤ２１Ｂと出力軸１６との連結を解くように構成されている。
The synchronizer basically has a sleeve that rotates together with a rotating shaft, a spline that is provided on another rotating member that rotates relative to the rotating shaft, and is moved by the sleeve toward the other rotating member. Synchronizer ring. Then, in the process of moving the sleeve to the spline side of the other rotating member, the synchronizer ring gradually makes frictional contact with the rotating member to synchronize the rotating shaft and the rotating member, and in that state the sleeve engages with the spline. Thus, the rotating shaft and the rotating member are connected to each other. On the
また、第２中間軸１０上で、第３速駆動ギヤ１９Ａと第１速駆動ギヤ２０Ａとの間に第２のシンクロナイザー（以下、第２シンクロと記す）２３が設けられている。この第２シンクロ２３は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、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他の係合状態となって、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。そして、スリーブを中央に位置させることにより解放状態となって、第３速駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ２０Ａと第２中間軸１０との連結を解くように構成されている。
On the second
さらに、第１中間軸８上で、第２速駆動ギヤ１８Ａと第４速駆動ギヤ１７Ａとの間に第３のシンクロナイザー（以下、第３シンクロと記す）２４が設けられている。この第３シンクロ２４は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、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他の係合状態となって、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。そして、スリーブを中央に位置させることにより解放状態となって、第２速駆動ギヤ１８Ａおよび第４速駆動ギヤ１７Ａと第１中間軸８との連結を解く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
またさらに、第２ポンプモータ１３側のモータ軸１１上で、第２中間軸１０の軸端に隣接する位置に後進用のシンクロナイザー（以下、Ｒシンクロと記す）２５が設けられている。このＲシンクロ２５は、そのスリーブを図１の右側に移動させることにより係合状態となって、モータ軸１１と第２中間軸１０、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように構成されている。
Furthermore, a reverse synchronizer (hereinafter referred to as “R synchro”) 25 is provided on the
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
上述したように、図１に示す変速機ＴＭは、エンジン１が出力したトルクが、いずれかの中間軸８，１０もしくはモータ軸９，１１を介して出力軸１６に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸１６には、歯車機構あるいはチェーンなどの巻き掛け伝動機構などの伝動手段２９を介してデファレンシャル３０が連結され、そこから左右の車軸３１に動力を出力するようになっている。
As described above, the transmission TM shown in FIG. 1 is configured such that the torque output from the engine 1 is transmitted to the
さらに、この変速機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Ｎinを検出する入力回転数センサ３２、車軸３１の回転数Ｎoutを検出する出力回転数センサ３３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
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を連通させている閉回路１４，１５には流体（具体的にはオイル）を補給するためのチャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）３４が設けられている。このチャージポンプ３４は、上記の閉回路からの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、前述したエンジン１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン３５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。
Next, a fluid pressure circuit (hydraulic circuit) for controlling the
そのチャージポンプ３４の吐出口は、閉回路における油路１４と油路１５とにそれぞれチェック弁３６，３７を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３６，３７は、チャージポンプ３４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３４の吐出圧を調整するための調圧弁（リリーフ弁）３８が、チャージポンプ３４の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３８は、スプリングによる弾性力とソレノイドバルブ（図示せず）の出力圧による押圧力との和より高い圧力（設定圧以上の圧力）が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３５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３４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。
The discharge port of the
さらに、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓと油路１５との間に、調圧弁（リリーフ弁）３９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３９が設けられている。このリリーフ弁３９は、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓ、または第２ポンプモータ１３の吸入ポート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。すなわち、リリーフ弁３９は、これに付設されたソレノイドバルブ（図示せず）によって調圧値を設定するように構成されており、いずれかの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓからの吐出圧がその調圧値以上（設定圧以上）の場合には、リリーフ弁３９が開いて排圧することにより、吐出圧すなわち高圧側の油路１４の圧力を、調圧値（設定圧）以下に維持するようになっている。
Further, a pressure regulating valve (relief valve) 39 is provided between the
また、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄと油路１４との間に、調圧弁（リリーフ弁）４０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４０が設けられている。このリリーフ弁４０は、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄ、または第１ポンプモータ１２の吐出ポート１２Ｄ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。すなわち、リリーフ弁４０は、これに付設されたソレノイド４２Ａソレノイドバルブ（図示せず）によって調圧値を設定するように構成されており、いずれかの吐出ポート１２Ｄ，１３Ｄからの吐出圧がその調圧値以上の場合には、リリーフ弁４０が開いて排圧することにより、吐出圧すなわち油路１５の圧力を、調圧値（設定圧）以下に維持するようになっている。
A pressure regulating valve (relief valve) 40 is provided between the
この変速機ＴＭでは、上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２２，２３，２４，２５を電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置（ＥＣＵ）４１が設けられている。この電子制御装置４１は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、所定の回転部材の回転数や他の検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。
The transmission TM is configured to be able to electrically control the extrusion volumes of the
そして、この変速機ＴＭは、エンジン１の動力を出力軸１６に伝達する動力伝達経路として、第１ポンプモータ１２によって反力が与えられる第１遊星歯車機構３および第４速用ギヤ対１７もしくは第２速用ギヤ対１８を介して出力軸１６に動力を伝達する経路と、第２ポンプモータ１３によって反力が与えられる第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９もしくは第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に動力を伝達する経路との２つの経路を備えている。そして、それぞれの動力伝達経路を介して伝達されるトルクは、それぞれに設けられているポンプモータ１２，１３の押出容積に応じて変化するようになっている。そして、そのトルクＴは、各押出容積をｑ1，ｑ2とし、かつ油路１４，１５の圧力差をＰとすると、
Ｔ＝（ｑ1＋ｑ2）・Ｐ／２π
で表される。
The transmission TM has a first
T = (q1 + q2) · P / 2π
It is represented by
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、各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）１２，１３、および各シンクロ２２，２３，２４，２５の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ１２，１３についての「ＯＦＦ」は、ポンプ容量を最小もしくは実質的にゼロとし、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（フリー状態もしくは空転状態）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転が止まっている状態を示している。さらに「油圧発生」は、ポンプ容量を実質的に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１２（もしくは１３）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. FIG. 2 is a chart collectively showing the operation states of the pump motors (PM1, PM2) 12, 13 and the
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
ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（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、押出容積（ポンプ容量）が実質的にゼロとなるように制御される。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にエンジン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。そのため、出力要素であるキャリヤ３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸８，１０にはトルクが伝達されない。
When the neutral position is selected and the neutral (N) state is set, the
シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第１シンクロ２２のスリーブが図１の左側に移動させられるとともに第２シンクロ２３のスリーブが、図１の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９に連結されて第１ポンプモータ１２と出力軸１６とが連結され、また第１速駆動ギヤ２０Ａが第２中間軸１０に連結されて第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリヤ４Ｃと出力軸１６とが連結される。すなわち、固定変速段である第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
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エンジン１の動力によって駆動されてポンプとして機能する。したがって、第２ポンプモータ１３は、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２には「油圧発生」と記載してある。そのため、第２遊星車機構４の差動作用によってキャリヤ４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。
Therefore, the
一方、第２ポンプモータ１３で発生した油圧がその吸入ポート１３Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ１２がモータとして機能する。これを図２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、固定変速段である第１速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。
On the other hand, the hydraulic pressure generated by the
こうしてエンジン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の押出容積がゼロに設定されてＯＦＦ状態となり、また第２ポンプモータ１３の押出容積が最大に設定され、その結果、実質上、第２ポンプモータ１３の回転がロックされる。すなわちモータ軸１１およびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が固定される。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、エンジン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段が設定される。なお、この場合、第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているモータ軸９が空転するので、第１中間軸８にトルクは現れない。なお、この固定変速段である第１速で第１シンクロ２２のスリーブを解放状態（図２の〇印）とすれば、第１ポンプモータ１２を連れ回さないので、動力損失を防止できる。また、アップシフト待機状態となる。
Thus, when the speed of the engine 1 or the vehicle speed is changed to the first speed gear ratio, the extrusion volume of the
固定変速段である第１速から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、Ｒシンクロ２５は中立状態にしておく。また、第３シンクロ２４のスリーブを第２速駆動ギヤ１８Ａに係合させる場合、第３シンクロ２４のスリーブの回転数と第２速駆動ギヤ１８Ａとの回転数を一致させる同期制御を行う。その同期制御は、シンクロ２２，２３，２４，２５のスリーブを相手部材に係合させる場合にも同様に行われる。
In the case of upshifting from the first speed, which is the fixed gear stage, the sleeve of the
この状態で、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は逆回転しているから、その押出容積を次第に増大させることによりポンプとして機能する。すなわち、油圧を発生し（図２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２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、すなわち連続する固定段変速比同士の中間の変速比であってこの発明における中間段変速比となり、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、および各固定変速段の間でも同様であり、したがって上述した変速機ＴＭは、無段変速機として機能させることができる。
In this state, the extrusion volume of the
上述のようにして第１ポンプモータ１２の押出容積をほぼ最大にしてその回転が停止した状態、もしくは停止に近い状態になることにより、モータ軸９が実質的に固定される。また、併せて第２ポンプモータ１３がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第１遊星歯車機構３では、そのサンギヤ３Ｓが固定されるので、リングギヤ３Ｒに入力された動力がキャリヤ３Ｃから中間軸８を経て第２速駆動ギヤ１８Ａに出力される。一方、第２ポンプモータ１３はＯＦＦ状態となっており、これと同軸上に配置されているＲシンクロ２５および第２シンクロ２３はＯＦＦ状態であってそのスリーブが中立位置にあるので、第２ポンプモータ１３や第２遊星歯車機構４は動力の伝達に関与しない。したがって、第２速用ギヤ対１８のギヤ比で決まる固定変速段である第２速が設定される。
As described above, the motor shaft 9 is substantially fixed when the extrusion volume of the
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に連結する係合状態とし、また第２ポンプモータ１３の押出容積を最大にすることにより、第１速の場合と同様に、モータ軸１１および第２ポンプモータ１３を固定し、さらに他のシンクロ２２，２４は解放状態にする。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、固定変速段である第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に連結する係合状態とし、また第１ポンプモータ１２の押出容積を最大にすることにより、第２速の場合と同様に、モータ軸９および第１ポンプモータ１２を固定し、さらに他のシンクロ２３，２５は解放状態にする。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、固定変速段である第４速が設定される。
Similarly, in the third speed, the sleeve of the
さらに、後進段について説明すると、シフト装置によってリバースポジション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とキャリヤ４Ｃとが連結されて第２遊星歯車機構４の全体が実質的に一体化される。また、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９すなわち第１ポンプモータ１２のロータに連結される。
Further, the reverse gear will be described. When the reverse position is selected by the shift device, the sleeve of the
したがって、エンジン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る。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にはその吐出ポート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２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 motive power transmitted from the engine 1 to the second planetary gear mechanism 4 is transmitted to the
上記のようにこの発明で対象とする変速機ＴＭでは、いずれかのギヤ対１７，〜２０をシンクロ２３，２４によってトルク伝達可能な状態とし、かつトルク伝達可能なギヤ対に連結される遊星歯車機構３，４に対する反力をいずれかのポンプモータ１２，１３をロックして最大とすれば、そのギヤ対のギヤ比に応じた固定変速段すなわち固定段変速比が設定される。これに対して、固定段変速比の間の変速比、すなわちこの発明における中間段変速比は、伝達されるトルクが前述した式で表される関係にあるので、一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積を最大と最小との中間の値に制御することにより設定することができ、あるいは両方の押出容積を中間の値に制御しても設定することができる。
As described above, in the transmission TM that is the subject of the present invention, any one of the gear pairs 17, 20 is brought into a state where torque can be transmitted by the
図１に示すこの発明で対象とする変速機ＴＭでは、いずれか一方のポンプモータ１２（もしくは１３）の押出容積をゼロにして他方のポンプモータ１３（もしくは１２）をロックすることによりいわゆる固定変速段が設定され、またいずれか一方のポンプモータ１２（もしくは１３）で発生した圧油を他方のポンプモータ１３（もしくは１２）に供給することにより、固定段変速比以外の変速比すなわち中間段変速比が設定される。したがって、変速比あるいは出力軸１６のトルクを油圧によって制御でき、この機能を利用してクリープトルクあるいはクリープ走行を油圧で制御できる。例えば、上述した発進時のように第１速用のギヤ対２０と発進用のギヤ対２１とを出力軸１６に対してトルクを伝達できる状態に設定すれば、アイドリング状態のエンジン１が出力した動力が出力軸１６に伝達される。その際に第２ポンプモータ１３から第１ポンプモータ１２に供給される圧油を、リリーフ弁３９によって油路１４から排圧すれば、第２ポンプモータ１３から吐出した圧油の一部が油路１４から排出されて第２ポンプモータ１３の回転数がある程度以上の回転数に維持されるので、低車速であることにより出力軸１６の回転数が低回転数であっても、エンジン１の自律回転を維持させることができる。また、各ポンプモータ１２，１３の押出容積を共に小さくすることによっても同様の状態を設定することができる。
In the transmission TM that is the subject of the present invention shown in FIG. 1, a so-called fixed speed change is achieved by locking the other pump motor 13 (or 12) by setting the extrusion volume of one of the pump motors 12 (or 13) to zero. A speed is set, and pressure oil generated by one of the pump motors 12 (or 13) is supplied to the other pump motor 13 (or 12), so that a speed ratio other than the fixed speed ratio, that is, an intermediate speed A ratio is set. Therefore, the gear ratio or the torque of the
なお、図示しないアクセルペダルを踏み込まないなどの加速操作を行っていない状態でエンジン１が出力する動力で車両が走行する現象をクリープ現象と言い、そのような走行状態がクリープ走行であり、その駆動トルクがクリープトルクである。 A phenomenon in which the vehicle travels with the power output from the engine 1 without performing an acceleration operation such as not depressing an accelerator pedal (not shown) is referred to as a creep phenomenon. Torque is creep torque.
前述したように、この発明で対象とする可変容量型流体圧ポンプモータ式の変速機ＴＭは、固定変速段での固定段変速比と、無段階に（連続的に）変化させることが可能な中間段変速比とを設定することができるので、変速機ＴＭをそれら固定段変速比と中間段変速比との間で適宜に変速制御することにより、動力源すなわちエンジン１の回転数を適宜に制御することができる。しかしながら、エンジン１の運転効率が最良になる運転点と変速機ＴＭにおける動力伝達効率が最良になる運転状態とは必ずしも同時に実現できるとは限らない。そのため、エンジン１の運転効率が最良となるように変速機ＴＭの目標変速比を設定してエンジン１および変速機ＴＭを制御していたとしても、変速機ＴＭの動力伝達効率は最良の状態ではない場合があり、したがって、エンジン１の運転効率と変速機ＴＭの動力伝達効率とを加味した総合的な効率としては最良にならない場合がある。このように、エンジン１の運転効率のみを考慮して目標変速比を設定する従来の変速制御においては、未だ、エンジン１と変速機ＴＭとの総合的な効率を向上させてエンジン１の燃料消費率を向上させる余地が残っていた。 As described above, the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission TM targeted by the present invention can be changed steplessly (continuously) with the fixed gear ratio at the fixed gear. Since the intermediate speed ratio can be set, the speed of the power source, that is, the engine 1 is appropriately adjusted by appropriately controlling the transmission TM between the fixed speed ratio and the intermediate speed ratio. Can be controlled. However, the operating point at which the operating efficiency of the engine 1 is optimal and the operating state in which the power transmission efficiency in the transmission TM is optimal cannot always be realized simultaneously. Therefore, even if the target transmission ratio of the transmission TM is set so that the operation efficiency of the engine 1 is optimal and the engine 1 and the transmission TM are controlled, the power transmission efficiency of the transmission TM is in the best state. Therefore, there is a case where the total efficiency including the operation efficiency of the engine 1 and the power transmission efficiency of the transmission TM is not the best. As described above, in the conventional shift control in which the target gear ratio is set in consideration only of the operation efficiency of the engine 1, the overall efficiency of the engine 1 and the transmission TM is still improved and the fuel consumption of the engine 1 is improved. There was still room for improvement.
そこで、この発明の可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機ＴＭの制御装置では、変速機ＴＭに動力を出力するエンジン１の運転効率と変速機ＴＭの動力伝達効率とを考慮した変速制御を実行することにより、エンジン１の燃料消費率を一層向上させることができるよう、以下の制御を実行するように構成されている。 Therefore, in the control device for the variable displacement fluid pressure pump motor type transmission TM according to the present invention, the shift control is performed in consideration of the operation efficiency of the engine 1 that outputs power to the transmission TM and the power transmission efficiency of the transmission TM. By doing so, the following control is performed so that the fuel consumption rate of the engine 1 can be further improved.
（第１制御例）
図３は、この発明における第１制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図３において、先ず、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数Ｎe０が算出される（ステップＳ１１）。例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元などに基づいて予め設定されたマップなどから、エンジン１を運転効率が最良の状態で運転するための目標エンジン回転数Ｎe０を求めることができる。また、この目標エンジン回転数Ｎe０でエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥ０が算出される（ステップＳ１２）。これも、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。
(First control example)
FIG. 3 is a flowchart for explaining a first control example in the present invention, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In FIG. 3, first, the target engine speed Ne 0 in the rotation control of the engine 1 is calculated (step S11). For example, the target engine speed Ne 0 for operating the engine 1 with the best operating efficiency can be obtained from a map set in advance based on the vehicle speed, throttle opening, or performance specifications of the engine 1. it can. Moreover, the operation efficiency (engine efficiency)? E 0 of the engine 1 in the case of operating the engine 1 at the target engine speed Ne 0 is calculated (step S12). This can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1 and actual operation data.
続いて、変速機ＴＭの目標変速比Ｘ０が算出される（ステップＳ１３）。これは、上記のステップＳ１１で算出した目標エンジン回転数Ｎe０で車両を走行させるために変速機ＴＭで設定すべき変速比であり、すなわち、エンジン１をエンジン効率ηＥ０が最良の状態で運転するために実行される変速機ＴＭの変速制御における制御の目標値である。 Subsequently, the target speed ratio X 0 of the transmission TM is calculated (step S13). This is a gear ratio to be set by the transmission TM in order to drive the vehicle at the target engine speed Ne 0 calculated in step S11, that is, the engine 1 is operated in a state where the engine efficiency ηE 0 is the best. This is a target value for control in the shift control of the transmission TM that is executed to achieve this.
変速機ＴＭの目標変速比Ｘ０が算出されると、変速機ＴＭの目標変速ギヤ比と目標ポンプモータ指令値とがそれぞれ算出される（ステップＳ１４，Ｓ１５）。具体的には、目標変速比Ｘ０を実現するために変速機ＴＭで動力伝達状態に設定されるギヤ対が選択され、また、その選択されたギヤ対のギヤ比を基に目標変速比Ｘ０を実現するためにそれぞれ制御される各ポンプモータ１２，１３の押出容積の指令値が設定される。例えば、目標変速比Ｘ０が第１速と第２速との間の値であった場合は、固定変速段である第１速を設定する第１速用ギヤ対２０のギヤ比が求められる。そして、その第１速用ギヤ対２０のギヤ比を基にして、変速機ＴＭの変速比を目標変速比Ｘ０とするための各ポンプモータ１２，１３の押出容積がそれぞれ算出される。
When the target speed ratio X 0 of the transmission TM is calculated, the target transmission gear ratio of the transmission TM and the target pump motor command value are calculated (step S14, S15). Specifically, the gear pair to be set in the power transmission state by the transmission TM in order to realize the target speed ratio X 0 is selected, also the target speed ratio X based on the gear ratio of the selected gear pair Command values for the extrusion volumes of the
また、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ０に設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTM０が算出される（ステップＳ１６）。前述したように、この変速機ＴＭは、固定段変速比と中間段変速比とを設定することができ、図４に示すように、設定される変速段（すなわち固定段変速比）および各ポンプモータ１２，１３の押出容積に応じてその動力伝達効率が変化する。したがって、この場合のトランスミッション効率ηTM０は、例えば、上記の図４で示す変速機ＴＭの変速比と各ポンプモータ１２，１３の押出容積との関係に基づいて予め設定されたマップなどから求めることができる。
The power transmission efficiency (transmission efficiency) ηTM 0 of the transmission TM in a case where the gear ratio of the transmission TM is set to the target speed ratio X 0 is calculated (step S16). As described above, the transmission TM can set the fixed gear ratio and the intermediate gear ratio, and as shown in FIG. 4, the gear to be set (that is, the fixed gear ratio) and each pump. The power transmission efficiency changes according to the extrusion volume of the
そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎe０で制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ０で制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率α０が算出される（ステップＳ１７）。この場合の燃料消費率α０は、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 The fuel consumption rate α 0 of the engine 1 when the speed of the engine 1 is controlled at the target engine speed Ne 0 and the vehicle travels while the speed ratio of the transmission TM is controlled at the target speed ratio X 0 is as follows. Calculated (step S17). The fuel consumption rate α 0 in this case can be obtained based on, for example, performance specifications of the engine 1 and the transmission TM, actual operation data, and the like.
燃料消費率α０が算出されると、エンジン１の燃料消費率が最適となるように、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ０が補正される（ステップＳ１８）。このステップＳ１８における目標変速比の補正制御の詳細な制御内容について、図５のフローチャートに基づいて説明する。 When the fuel consumption rate α 0 is calculated, the gear ratio of the transmission TM is corrected to the target gear ratio X 0 so that the fuel consumption rate of the engine 1 is optimized (step S18). The detailed control content of the target gear ratio correction control in step S18 will be described based on the flowchart of FIG.
図５において、先ず、変速機ＴＭの中間段変速比Ｘ１が算出される（ステップＳ１８-1）。この発明における中間段変速比とは、互いに連続する固定変速段における変速比同士の中間（中間段）の変速比であって、上記で求められた目標変速比Ｘ０に最も近い中間段の変速比が中間段変速比Ｘ１として求められる。その値は、前述のステップＳ１４，Ｓ１５でそれぞれ求められた変速機ＴＭの目標変速ギヤ比および各ポンプモータ１２，１３の押出容積の指令値等に基づいて算出することができる。
5, first, the intermediate gear ratio X 1 of the transmission TM is calculated (step S18-1). The intermediate gear ratio in the present invention, a gear ratio intermediate between the gear ratio (intermediate stage) at a fixed gear position contiguous to each other, the shift of the nearest intermediate stage to the target speed ratio X 0 obtained above the ratio is calculated as the intermediate gear ratio X 1. The value can be calculated based on the target transmission gear ratio of the transmission TM obtained in steps S14 and S15 described above, the command values of the extrusion volumes of the
上記のステップＳ１８-1で求めた中間段変速比Ｘ１に基づいてエンジン１の回転制御における目標エンジン回転数Ｎe１が算出される（ステップＳ１８-2）。これは、前述のステップＳ１１と同様に、例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元に基づいて予め設定されたマップなどから、変速機ＴＭを中間段変速比Ｘ１で変速制御してエンジン１を運転する際の目標エンジン回転数Ｎe１を求めることができる。 Target engine speed Ne 1 is calculated in the rotation control of the engine 1 based on the intermediate gear ratio X 1 obtained in the above step S18-1 (step S18-2). This in, for example, from such preset map based on the vehicle speed and the throttle opening degree or the engine 1 performance specifications, the shift control and the transmission TM in the middle gear ratio X 1 and step S11 described above Thus, the target engine speed Ne 1 when the engine 1 is operated can be obtained.
続いて、この目標エンジン回転数Ｎe１でエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥ１が算出される（ステップＳ１８-3）。これも、前述のステップＳ１２と同様に、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Subsequently, the operation efficiency (engine efficiency)? E 1 of the engine 1 in the case of operating the engine 1 at the target engine rotational speed Ne 1 is calculated (step S18-3). This can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1 and actual operation data, as in step S12 described above.
また、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ１に設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTM１が算出される（ステップＳ１８-4）。これは、前述のステップＳ１６と同様に、例えば、前述の図４で示す変速機ＴＭの変速比と各ポンプモータ１２，１３の押出容積との関係に基づいて予め設定されたマップなどから求めることができる。
Further, the gear ratio of the transmission TM is the transmission power transmission efficiency (transmission efficiency) ηTM 1 of TM when it is set to the target speed ratio X 1 is calculated (step S18-4). This is obtained from, for example, a map set in advance based on the relationship between the transmission ratio of the transmission TM shown in FIG. 4 and the extrusion volumes of the
そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎe１で制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が中間段変速比Ｘ１で制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率α１が算出される（ステップＳ１８-5）。この場合の燃料消費率α１は、前述のステップＳ１７と同様に、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Then, the rotational speed of the engine 1 is controlled by the target engine speed Ne 1, and the fuel consumption rate of the engine 1 when the gear ratio of the transmission TM is controlled by the intermediate gear ratio X 1 is a vehicle traveled alpha 1 Is calculated (step S18-5). The fuel consumption rate α 1 in this case can be obtained based on, for example, performance specifications of the engine 1 and the transmission TM, actual operation data, and the like, as in step S17 described above.
次に、変速機ＴＭの固定段変速比Ｘ２が算出される（ステップＳ１８-6）。この発明における固定段変速比とは、この発明におけるいずれかの伝動機構、すなわち第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のいずれかが、第１中間軸８もしくは第２中間軸１０と出力軸１６との間で動力伝達可能な状態にされた場合の固定変速段の変速比であって、上記で求められた目標変速比Ｘ０に最も近い固定変速段の変速比が固定段変速比Ｘ２として求められる。
Then, the fixed gear ratio X 2 of the transmission TM is calculated (step S18-6). The fixed speed ratio in the present invention refers to any transmission mechanism in the present invention, that is, the first
このステップＳ１８-6における固定段変速比Ｘ２の算出制御の詳細な制御内容について、図６のフローチャートに基づいて説明する。図６において、先ず、上記の各ステップで求めた目標変速比Ｘ０と中間段変速比Ｘ１との大小関係が比較されて、目標変速比Ｘ０が中間段変速比Ｘ１よりも小さいか否かが判断される（ステップＳ１８-6-1）。そして、目標変速比Ｘ０が中間段変速比Ｘ１よりも小さいことにより、このステップＳ１８-6-1で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１８-6-2へ進み、例えば図７に示すように、目標変速比Ｘ０がｎ速の固定変速段と（ｎ＋１）速の固定変速段との間の値であるとすると、固定段変速比Ｘ２として、ｎ速の固定変速段の変速比が設定される。 For detailed control contents of the calculation control of the fixed gear ratio X 2 in step S18-6, it will be described with reference to the flowchart of FIG. 6, first, the magnitude relationship between the target speed ratio X 0 and the intermediate gear ratio X 1 obtained at each step described above is compared, whether the target speed ratio X 0 is smaller than the middle gear ratio X 1 It is determined whether or not (step S18-6-1). By target gear ratio X 0 is smaller than the middle gear ratio X 1, if an affirmative determination is made in step S18-6-1, the process proceeds to step S18-6-2, in FIG. 7, for example as shown, when the target speed ratio X 0 is assumed to be a value between the fixed gear stage and (n + 1) speed of the fixed gear of the n-th speed as a fixed gear ratio X 2, the n-speed fixed gear position of the A gear ratio is set.
一方、目標変速比Ｘ０が中間段変速比Ｘ１以上であることにより、ステップＳ１８-6-1で否定的に判断された場合には、ステップＳ１８-6-3へ進み、例えば図７に示すように、目標変速比Ｘ０がｎ速の固定変速段と（ｎ＋１）速の固定変速段との間の値であるとすると、固定段変速比Ｘ２として、（ｎ＋１）速の固定変速段の変速比が設定される。 On the other hand, by the target speed ratio X 0 is the intermediate gear ratio X 1 above, if a negative determination is made in step S18-6-1, the process proceeds to step S18-6-3, in FIG. 7, for example as shown, when the target speed ratio X 0 is assumed to be a value between the fixed gear stage and (n + 1) speed of the fixed gear of the n-th speed as a fixed gear ratio X 2, (n + 1) speed of fixed speed The gear ratio of the stage is set.
固定段変速比Ｘ２が算出されると、上記のステップＳ１８-6で求めた固定段変速比Ｘ２に基づいてエンジン１の目標エンジン回転数Ｎe２が算出される（ステップＳ１８-7）。これは、前述のステップＳ１１，Ｓ１８-2と同様に、例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元に基づいて予め設定されたマップなどから、変速機ＴＭを固定段変速比Ｘ２で変速制御してエンジン１を運転する際の目標エンジン回転数Ｎe２を求めることができる。 When the fixed gear ratio X 2 is calculated, the target engine speed Ne 2 of the engine 1 based on a fixed gear ratio X 2 obtained in the above step S18-6 is calculated (step S18-7). This is similar to steps S11 and S18-2 described above. For example, the transmission TM is fixed to the fixed speed ratio X 2 based on a map set in advance based on the vehicle speed, the throttle opening, or the performance specifications of the engine 1. Thus, the target engine speed Ne 2 when the engine 1 is operated under the shift control can be obtained.
続いて、この目標エンジン回転数Ｎe２でエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥ２が算出される（ステップＳ１８-8）。これも、前述のステップＳ１２，Ｓ１８-3と同様に、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Subsequently, the target engine rotational speed Ne 2 in operating efficiency of the engine 1 in the case of operating the engine 1 (engine efficiency)? E 2 is calculated (step S18-8). This can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1, actual operation data, and the like, as in steps S12 and S18-3 described above.
また、変速機ＴＭの変速比が固定段変速比Ｘ２に設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTM２が算出される（ステップＳ１８-9）。これは、前述のステップＳ１６，Ｓ１８-4と同様に、例えば、前述の図４で示す変速機ＴＭの変速比と各ポンプモータ１２，１３の押出容積との関係に基づいて予め設定されたマップなどから求めることができる。
Further, transmission TM power transmission efficiency when the gear ratio of the transmission TM is set to a fixed gear ratio X 2 (transmission efficiency) ηTM 2 is calculated (step S18-9). This is similar to steps S16 and S18-4 described above, for example, a map set in advance based on the relationship between the transmission ratio of the transmission TM shown in FIG. 4 and the extrusion volumes of the
そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎe２で制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が固定段変速比Ｘ２で制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率α２が算出される（ステップＳ１８-10）。この場合の燃料消費率α２は、前述のステップＳ１７，Ｓ１８-5と同様に、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Then, the rotational speed of the engine 1 is controlled at the target engine speed Ne 2, and transmission fuel consumption rate of the engine 1 when the gear ratio vehicle is controlled at a fixed gear ratio X 2 has traveled a TM alpha 2 Is calculated (step S18-10). Fuel consumption rate alpha 2 in this case, the above-described step S17, similarly to S18-5, for example, can be determined on the basis of such performance specifications and actual operating data of the engine 1 and the transmission TM.
上記のようにして、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０と、目標エンジン回転数Ｎe１および中間段変速比Ｘ１でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α１と、目標エンジン回転数Ｎe２および中間段変速比Ｘ２でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α２とが全て算出されると、それら各燃料消費率α０，α１，α２のうち最も燃料消費率が良いものが選択される。 As described above, the fuel consumption rate α 0 of the engine 1 and the target engine speed when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0. The fuel consumption rate α 1 of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at Ne 1 and the intermediate speed ratio X 1 , the target engine speed Ne 2 and the intermediate speed ratio X 2. When the fuel consumption rate α 2 of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM is calculated in the above, the most of these fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2 A fuel consumption rate is selected.
すなわち、先ず、燃料消費率α１と燃料消費率α２との大小関係が比較されて、燃料消費率α１が燃料消費率α２よりも小さいか否かが判断される（ステップＳ１８-11）。燃料消費率α１が燃料消費率α２以上であること、すなわち燃料消費率α１の方が燃料消費率α２よりも良好であることにより、このステップＳ１８-11で否定的に判断された場合は、ステップＳ１８-12へ進み、燃料消費率α０が燃料消費率α１よりも小さいか否かが判断される。 That is, first, the magnitude relationship between the fuel consumption rate alpha 1 and the fuel consumption rate alpha 2 is compared, the fuel consumption rate alpha 1 is smaller it is determined whether or not than the fuel consumption rate alpha 2 (step S18-11 ). It fuel consumption rate alpha 1 is the fuel consumption rate alpha 2 or more, i.e. towards the fuel consumption rate alpha 1 is by better than the fuel consumption rate alpha 2, a negative determination is made in step S18-11 If proceeds to step S18-12, the fuel consumption rate alpha 0 whether smaller is determined than the fuel consumption rate alpha 1.
燃料消費率α１が燃料消費率α０よりも大きいこと、すなわち燃料消費率α１の方が燃料消費率α０よりも良好であることにより、このステップＳ１８-12で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１８-13へ進み、目標エンジン回転数Ｎe１が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 Since the fuel consumption rate α 1 is larger than the fuel consumption rate α 0 , that is, the fuel consumption rate α 1 is better than the fuel consumption rate α 0 , the determination is positive in step S18-12. In this case, the process proceeds to step S18-13, and the target engine speed Ne 1 is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、中間段変速比Ｘ１が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ１８-14）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α１，α２のうち、目標エンジン回転数Ｎe１および中間段変速比Ｘ１でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α１が最良である、すなわち、燃料消費率α１がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、目標エンジン回転数Ｎe１および目標変速比（中間段変速比）Ｘ１すなわち最適変速比Ｘ１となるように補正される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 The intermediate gear ratio X 1 is reconfigured as the optimum gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention (step S18-14). That is, in this case, the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 1 and the intermediate gear ratio X 1 among the fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2 . If it is best fuel consumption rate alpha 1 in the engine 1, i.e., can be fuel consumption rate alpha 1 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, the transmission of the rotational speed and the transmission TM engine 1 The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control to control the ratio are the target engine speed Ne 1 and the target speed ratio (intermediate speed ratio) X 1 , respectively. It is corrected to be the optimal gear ratio X 1. Thereafter, this routine is once terminated.
これに対して、燃料消費率α１が燃料消費率α０以下であること、すなわち燃料消費率α０の方が燃料消費率α１よりも良好であることにより、ステップＳ１８-12で否定的に判断された場合は、ステップＳ１８-15へ進み、目標エンジン回転数Ｎe０が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 On the other hand, since the fuel consumption rate α 1 is equal to or less than the fuel consumption rate α 0 , that is, the fuel consumption rate α 0 is better than the fuel consumption rate α 1 , negative in step S18-12. If YES, the process proceeds to step S18-15, and the target engine speed Ne 0 is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、目標変速比Ｘ０が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α１，α２のうち、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０が最良である、すなわち、燃料消費率α０がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、改めて目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０すなわち最適変速比Ｘ０として設定される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 Then, the target speed ratio X 0 is re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention. That is, in this case, when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 among the fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2. fuel consumption rate alpha 0 of the engine 1 is the best, i.e., can be fuel consumption rate alpha 0 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, the transmission ratio of the rotational speed and the transmission TM engine 1 The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of the control for controlling the engine are newly set as the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0, that is, the optimum speed ratio X 0 , respectively. Is set. Thereafter, this routine is once terminated.
一方、燃料消費率α１が燃料消費率α２よりも小さいこと、すなわち燃料消費率α２の方が燃料消費率α１よりも良好であることにより、前述のステップＳ１８-11で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１８-17へ進み、燃料消費率α０が燃料消費率α２よりも小さいか否かが判断される。 On the other hand, since the fuel consumption rate α 1 is smaller than the fuel consumption rate α 2 , that is, the fuel consumption rate α 2 is better than the fuel consumption rate α 1 , the above-mentioned step S18-11 is positive. If it is determined, the process proceeds to step S18-17, the fuel consumption rate alpha 0 whether smaller is determined than the fuel consumption rate alpha 2.
そして、燃料消費率α２が燃料消費率α０よりも大きいこと、すなわち燃料消費率α２の方が燃料消費率α０よりも良好であることにより、このステップＳ１８-17で肯定的に判断された場合は、ステップＳ１８-18へ進み、目標エンジン回転数Ｎe２が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 And it fuel consumption rate alpha 2 is greater than the fuel consumption rate alpha 0, i.e. by better fuel consumption rate alpha 2 is better than the fuel consumption rate alpha 0, affirmative determination is made in step S18-17 If it is, the process proceeds to step S18-18, the target engine speed Ne 2 is re-set as the target engine rotational speed in the speed control of the engine 1.
そして、固定段変速比Ｘ２が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α１，α２のうち、目標エンジン回転数Ｎe２および固定段変速比Ｘ２でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α２が最良である、すなわち、燃料消費率α２がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、目標エンジン回転数Ｎe２および目標変速比（固定段変速比）Ｘ２すなわち最適変速比Ｘ２となるように補正される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 Then, the fixed gear ratio X 2, are re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention. That is, in this case, the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 2 and the fixed speed ratio X 2 out of the fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2 . If it is best fuel consumption rate alpha 2 of the engine 1, i.e., can be fuel consumption rate alpha 2 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, the transmission of the rotational speed and the transmission TM engine 1 The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control to control the ratio are the target engine speed Ne 2 and the target speed ratio (fixed stage speed ratio) X 2 , respectively. It is corrected to be the optimal gear ratio X 2. Thereafter, this routine is once terminated.
これに対して、燃料消費率α２が燃料消費率α０以下であること、すなわち燃料消費率α０の方が燃料消費率α２よりも良好であることにより、ステップＳ１８-17で否定的に判断された場合は、ステップＳ１８-20へ進み、目標エンジン回転数Ｎe０が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 In contrast, it fuel consumption rate alpha 2 is less than the fuel consumption rate alpha 0, i.e. by better fuel consumption rate alpha 0 is better than the fuel consumption rate alpha 2, negative in step S18-17 Is determined, the process proceeds to step S18-20, and the target engine speed Ne 0 is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、目標変速比Ｘ０が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α１，α２のうち、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０が最良である、すなわち、燃料消費率α０がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、改めて目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０すなわち最適変速比Ｘ０として設定される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 Then, the target speed ratio X 0 is re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention. That is, in this case, when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 among the fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2. fuel consumption rate alpha 0 of the engine 1 is the best, i.e., can be fuel consumption rate alpha 0 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, the transmission ratio of the rotational speed and the transmission TM engine 1 The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of the control for controlling the engine are newly set as the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0, that is, the optimum speed ratio X 0 , respectively. Is set. Thereafter, this routine is once terminated.
このように、上記の第１制御例で示したこの発明における制御装置によれば、エンジン１が出力する動力が入力される変速機ＴＭの変速比を制御してエンジン１の回転数を制御する場合、言い換えると、エンジン１の回転数制御および変速機ＴＭの変速制御を実行して車両を走行させる場合、変速機ＴＭの変速制御において制御の開始当初に設定される目標変速比Ｘ０で変速機ＴＭを変速制御した場合のエンジン１の燃料消費率α０（すなわちこの発明における目標変速比燃費α０）と、その目標変速比Ｘ０に最も近い固定変速段の変速比すなわち固定段変速比Ｘ２で変速機ＴＭを変速制御した場合のエンジン１の燃料消費率α１（すなわちこの発明における固定段変速比燃費α１）と、その目標変速比Ｘ０に最も近い中間変速段の変速比すなわち中間段変速比Ｘ１で変速機ＴＭを変速制御した場合のエンジン１の燃料消費率α１（すなわちこの発明における中間段変速比燃費α１）とがそれぞれ算出されて比較される。 As described above, according to the control device of the present invention shown in the first control example, the rotational speed of the engine 1 is controlled by controlling the speed ratio of the transmission TM to which the power output from the engine 1 is input. If, in other words, if the running speed change control of the speed control and the transmission TM of the engine 1 driving the vehicle, shift in the target gear ratio X 0 is set to the beginning of the control in the shift control of the transmission TM The fuel consumption rate α 0 of the engine 1 when the speed of the machine TM is controlled (that is, the target gear ratio fuel efficiency α 0 in the present invention) and the gear ratio of the fixed gear closest to the target gear ratio X 0 , that is, the fixed gear ratio fuel consumption rate alpha 1 in the engine 1 in the case of shift control transmission TM in X 2 (i.e. fixed gear ratio mileage alpha 1 in the present invention), varying the nearest intermediate shift speed to the target speed ratio X 0 The ratio i.e. an intermediate gear ratio X 1 in the transmission the fuel consumption rate of the engine 1 in the case of the speed change controlling TM alpha 1 (i.e. the intermediate gear ratio mileage alpha 1 in the present invention) is compared is calculated.
そして、それらの各燃料消費率α０，α１，α２の中から最も燃料消費率が良いものが最適燃料消費率として選択され、その最適燃料消費率を実現する変速比が最適変速比として選択されて、その最適変速比が新たに目標変速比として設定される。言い換えると、当初設定された目標変速比が、エンジン１の燃料消費率が最良となる最適変速比となるように補正される。そのため、エンジン１の運転効率と変速機ＴＭの動力伝達効率との両方を考慮した総合的な効率が最良となる状態でエンジン１および変速機ＴＭを運転することができ、その結果、エンジン１の燃料消費率を向上させることができる。 Then, the fuel consumption rate that is the best among the fuel consumption rates α 0 , α 1 , α 2 is selected as the optimum fuel consumption rate, and the gear ratio that realizes the optimum fuel consumption rate is the optimum gear ratio. When selected, the optimum gear ratio is newly set as the target gear ratio. In other words, the initially set target gear ratio is corrected so as to be the optimum gear ratio at which the fuel consumption rate of the engine 1 is the best. Therefore, the engine 1 and the transmission TM can be operated in a state in which the overall efficiency considering both the operation efficiency of the engine 1 and the power transmission efficiency of the transmission TM is the best. The fuel consumption rate can be improved.
（第２制御例）
図８は、この第２制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図８において、ステップＳ２１ないしＳ２７の各ステップの制御内容は、前述の第１制御例の図３のフローチャートにおけるステップＳ１１ないしＳ１７の各ステップの制御内容とそれぞれ同一であるので、その詳細な説明は省略する。ステップＳ２１ないしＳ２７の各ステップで目標変速比Ｘ０および燃料消費率α０が算出されると、エンジン１の燃料消費率が最適となるように、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ０が補正される（ステップＳ２８）。このステップＳ２８における目標変速比の補正制御の詳細な制御内容について、図９のフローチャートに基づいて説明する。
(Second control example)
FIG. 8 is a flowchart for explaining this second control example, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In FIG. 8, the control contents of steps S21 to S27 are the same as the control contents of steps S11 to S17 in the flowchart of FIG. 3 of the first control example described above. Omitted. When the target speed ratio X 0 and the fuel consumption rate α 0 are calculated in steps S21 to S27, the speed ratio of the transmission TM is set to the target speed ratio X 0 so that the fuel consumption rate of the engine 1 is optimized. Is corrected (step S28). The detailed control content of the target gear ratio correction control in step S28 will be described based on the flowchart of FIG.
図９において、先ず、変速機ＴＭの変速制御における目標変速比Ｘ’が算出される（ステップＳ２８-1）。ここでの目標変速比Ｘ’とは、この制御の開始当初の目標変速比Ｘ０を補正するのにあたり、各ポンプモータ１２，１３のそれぞれの押出容積の大きさに基づいて、言い換えると、第１ポンプモータ１２の押出容積と第２ポンプモータ１３の押出容積との割合に基づいて、中間段変速比Ｘ１もしくは固定段変速比Ｘ２のいずれかを選択して、目標変速比Ｘ０に対する補正値としたものである。この目標変速比Ｘ’を求めるためのこのステップＳ２８-1の詳細な制御内容について、図１０のフローチャートに基づいて説明する。
In FIG. 9, first, a target speed ratio X ′ in the speed change control of the transmission TM is calculated (step S28-1). Here, the target speed ratio X 'of, when to correct the initial target speed ratio X 0 the start of the control, based on the size of each of the discharging amount of each
図１０において、先ず、目標変速比Ｘ０で変速機ＴＭを変速制御した場合の第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が、閾値として予め定めた所定値β1以下であるか否かが判断される（ステップＳ２８-1-1）。押出容積ｑ1が所定値β1よりも大きいことにより、このステップＳ２８-1-1で否定的に判断された場合は、ステップＳ２８-1-2へ進み、目標変速比Ｘ０で変速機ＴＭを変速制御した場合の第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が、閾値として予め定めた所定値β2以下であるか否かが判断される。
10, first, discharging amount q1 of the
変速機ＴＭの動力伝達効率ηTMは、図１１に示すように、いずれか一方のポンプモータ１２（もしくは１３）の押出容積ｑ1（もしくはｑ2）が最大となり他方のポンプモータ１３（もしくは１２）の押出容積ｑ2（もしくはｑ1）が最小となる場合、言い換えると、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1と第２ポンプモータ１２の押出容積ｑ2との割合が、１０（１００％）：０（０％）もしくは０（０％）：１０（１００％）となる場合、すなわち、変速機ＴＭの変速比が固定変速段に設定される場合に、その動力伝達効率ηTMが最大もしくはほぼ最大になる。また、変速機ＴＭの変速比が上記の固定変速段以外に設定される場合は、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が両方とも最大となる場合、すなわち、変速機ＴＭの変速比が中間変速段に設定される場合に、その動力伝達効率ηTMが極大になる。
As shown in FIG. 11, the power transmission efficiency ηTM of the transmission TM is such that the extrusion volume q1 (or q2) of one of the pump motors 12 (or 13) is maximized and the extrusion of the other pump motor 13 (or 12) is performed. When the volume q2 (or q1) is minimized, in other words, the ratio between the extrusion volume q1 of the
このことを利用して、上記のステップＳ２８-1-1，Ｓ２８-1-2では、目標変速比Ｘ０で変速機ＴＭを変速制御した場合の各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2を、閾値として予め定めた所定値β1，β2とそれぞれ比較することにより、当初の目標変速比Ｘ０を変速機ＴＭの動力伝達効率ηTMが向上するように補正する際に、最寄りの中間変速段と固定変速段とのどちらに変更した方が変更量が最小となりかつ効率的であるかを判断している。
By utilizing this, the above step S28-1-1, the S28-1-2, the discharging amount of each
したがって、押出容積ｑ2が所定値β2よりも大きいことにより、上記のステップＳ２８-1-2で否定的に判断された場合、すなわち、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が、いずれも、それぞれ所定値β1，β2よりも大きい場合は、ステップＳ２８-1-3へ進み、図１１に示した例のように、当初の目標変速比Ｘ０を変速機ＴＭの動力伝達効率ηTMが向上するように補正した目標変速比Ｘ’として、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が両方とも最大となる場合の変速比、すなわち所定の中間変速段が設定される。そしてその後、この図１０のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図９のフローチャートのステップＳ２８-2へ進む。
Therefore, when the extrusion volume q2 is larger than the predetermined value β2, if the negative determination is made in step S28-1-2, that is, the extrusion volumes q1, q2 of the
一方、押出容積ｑ1が所定値β1以下であることにより、前述のステップＳ２８-1-1で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２８-1-4へ進み、当初の目標変速比Ｘ０を変速機ＴＭの動力伝達効率ηTMが向上するように補正した目標変速比Ｘ’として、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最小となり、かつ第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が最大となる場合の所定の固定変速段が設定される。そしてその後、この図１０のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図９のフローチャートのステップＳ２８-2へ進む。
On the other hand, if the pushing volume q1 is equal to or less than the predetermined value β1, if the determination in step S28-1-1 is affirmative, the process proceeds to step S28-1-4 and the initial target speed ratio X 0 is reached. Is corrected so that the power transmission efficiency ηTM of the transmission TM is improved, the extrusion volume q1 of the
また、押出容積ｑ2が所定値β2以下であることにより、前述のステップＳ２８-1-2で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２８-1-5へ進み、当初の目標変速比Ｘ０を変速機ＴＭの動力伝達効率ηTMが向上するように補正した目標変速比Ｘ’として、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が最小となり、かつ第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が最大となる場合の所定の固定変速段が設定される。そしてその後、この図１０のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図９のフローチャートのステップＳ２８-2へ進む。
On the other hand, if the pushing volume q2 is equal to or less than the predetermined value β2, if the determination in step S28-1-2 is affirmative, the process proceeds to step S28-1-5 and the initial target speed ratio X 0 is reached. Is corrected so that the power transmission efficiency ηTM of the transmission TM is improved, the extrusion volume q2 of the
上記のようにして目標変速比Ｘ’が算出されると、ステップＳ２８-2へ進み、運転者が燃費を向上させることを重視した走行モード（ＥＣＯモード）を要求しているか否かが判断される。例えば、車両にＥＣＯモードと通常の走行モードとを切り替えるスイッチ等を設けておき、そのスイッチの制御信号などを検出することにより、運転者がＥＣＯモードを要求しているか否かを判定することができる。 When the target speed ratio X ′ is calculated as described above, the process proceeds to step S28-2, and it is determined whether or not the driver requests a travel mode (ECO mode) that emphasizes improving fuel efficiency. The For example, it is possible to determine whether or not the driver requests the ECO mode by providing a switch or the like for switching between the ECO mode and the normal traveling mode in the vehicle and detecting a control signal of the switch. it can.
運転者がＥＣＯモードを要求していると判定したことにより、このステップＳ２８-2で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２８-3へ進み、ＥＣＯモードでの目標変速比の設定制御が実行される。このステップＳ２８-3におけるＥＣＯモードでの目標変速比の設定制御の詳細な制御内容について、図１２のフローチャートに基づいて説明する。 If it is determined affirmative in step S28-2 by determining that the driver is requesting the ECO mode, the process proceeds to step S28-3, and the target speed ratio setting control in the ECO mode is executed. Is done. The detailed control content of the target speed ratio setting control in the ECO mode in step S28-3 will be described based on the flowchart of FIG.
図１２において、先ず、上記のステップＳ２８-1で求めた目標変速比Ｘ’に基づいてエンジン１の回転制御における目標エンジン回転数Ｎe’が算出される（ステップＳ２８-3-1）。これは、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元に基づいて予め設定されたマップなどから、変速機ＴＭを目標変速比Ｘ’で変速制御してエンジン１を運転する際の目標エンジン回転数Ｎe’を求めることができる。 In FIG. 12, first, the target engine speed Ne 'in the rotation control of the engine 1 is calculated based on the target speed ratio X' obtained in step S28-1 (step S28-3-1). This is the same as in the case of the first control example described above. For example, the transmission TM is set at the target speed ratio X ′ from a map set in advance based on the vehicle speed, the throttle opening, or the performance specifications of the engine 1. The target engine speed Ne ′ when the engine 1 is operated under the shift control can be obtained.
続いて、この目標エンジン回転数Ｎe’でエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥ’が算出される（ステップＳ２８-3-2）。これも、前述の第１制御例の場合と同様に、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Subsequently, the operating efficiency (engine efficiency) ηE ′ of the engine 1 when the engine 1 is operated at the target engine speed Ne ′ is calculated (step S28-3-2). Similarly to the case of the first control example described above, this can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1 and actual operation data.
そして、ＥＣＯモードにおける変速機ＴＭの損失マップ（ＴＭ損失マップ）が読み込まれて設定される。この発明による制御装置では、運転者によりＥＣＯモードが選択されて燃費を向上させる走行モードが要求された場合、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に、出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構（シンクロナイザー）をニュートラルにして引き摺りによる損失を低減するように構成されている。したがって、このＥＣＯモードにおけるＴＭ損失マップとは、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に、出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構をニュートラルにした状態での変速機ＴＭの動力伝達効率を求めるために予め設定したマップである。
Then, a loss map (TM loss map) of the transmission TM in the ECO mode is read and set. In the control device according to the present invention, when the driver selects the ECO mode and the traveling mode for improving the fuel efficiency is requested, the power is not transmitted to the
ＥＣＯモードにおけるＴＭ損失マップが設定されると、そのＥＣＯモードにおけるＴＭ損失マップに基づいて、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ’に設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTM’が算出される（ステップＳ２８-3-4）。そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎe’で制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ’で制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率α’が算出される（ステップＳ２８-3-5）。この場合の燃料消費率α’は、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 When the TM loss map in the ECO mode is set, based on the TM loss map in the ECO mode, the power transmission efficiency (transmission efficiency) of the transmission TM when the transmission ratio of the transmission TM is set to the target transmission ratio X ′. (Efficiency) ηTM ′ is calculated (step S28-3-4). Then, the fuel consumption rate α ′ of the engine 1 when the rotational speed of the engine 1 is controlled by the target engine rotational speed Ne ′ and the vehicle travels while the transmission ratio of the transmission TM is controlled by the target transmission ratio X ′. Calculated (step S28-3-5). The fuel consumption rate α ′ in this case can be obtained based on, for example, performance specifications of the engine 1 and the transmission TM, actual operation data, and the like, as in the case of the first control example described above.
上記のようにして求めた目標エンジン回転数Ｎe’および目標変速比Ｘ’でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α’と、この制御の開始当初の目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０とのうち燃料消費率が良いものが選択される。 The fuel consumption rate α ′ of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM with the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′ obtained as described above, and the control Of the fuel consumption rate α 0 of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the initial target engine speed Ne 0 and the target gear ratio X 0 , the fuel consumption rate is good Is selected.
すなわち、燃料消費率α０と燃料消費率α’との大小関係が比較されて、燃料消費率α０が燃料消費率α’よりも小さいか否かが判断される（ステップＳ２８-3-6）。燃料消費率α０が燃料消費率α’よりも小さいこと、すなわち燃料消費率α’の方が燃料消費率α０よりも良好であることにより、このステップＳ２８-3-6で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２８-3-7へ進み、目標エンジン回転数Ｎe’が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 That is, the magnitude relation between the fuel consumption rate α 0 and the fuel consumption rate α ′ is compared to determine whether or not the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α ′ (step S28-3-6). ). Since the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α ′, that is, the fuel consumption rate α ′ is better than the fuel consumption rate α 0 , a positive determination is made in step S28-3-6. If YES, the process proceeds to step S28-3-7, and the target engine speed Ne ′ is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、目標変速比Ｘ’が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-3-8）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α'のうち、目標エンジン回転数Ｎe'および目標変速比Ｘ’でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α’が最良である、すなわち、燃料消費率α’がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、目標エンジン回転数Ｎe’および目標変速比Ｘ’すなわち最適変速比Ｘ’となるように補正される。そしてその後、この図１２のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X ′ is reset as the optimum speed ratio in the speed change control of the transmission TM of the present invention (step S28-3-8). That is, in this case, the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′ among the fuel consumption rates α 0 and α ′. The fuel consumption rate α ′ of the engine 1 is the best, that is, the fuel consumption rate α ′ is the optimum fuel consumption rate in the present invention, and the rotational speed of the engine 1 and the transmission ratio of the transmission TM are controlled. Therefore, the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control are corrected so as to become the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′, that is, the optimum speed ratio X ′, respectively. Is done. Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 12, and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
これに対して、燃料消費率α’が燃料消費率α０以下であること、すなわち燃料消費率α０の方が燃料消費率α’よりも良好であることにより、ステップＳ２８-3-6で否定的に判断された場合は、ステップＳ２８-3-9へ進み、目標エンジン回転数Ｎe０が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 On the other hand, since the fuel consumption rate α ′ is equal to or lower than the fuel consumption rate α 0 , that is, the fuel consumption rate α 0 is better than the fuel consumption rate α ′, step S28-3-6 When a negative determination is made, the process proceeds to step S28-3-9, and the target engine speed Ne 0 is reset as the target engine speed in the engine 1 rotation control.
そして、目標変速比Ｘ０が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-3-10）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α'のうち、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０が最良である、すなわち、燃料消費率α０がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、改めて目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０すなわち最適変速比Ｘ０として設定される。そしてその後、この図１２のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X 0 is re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention (step S28-3-10). That is, in this case, the engine 1 when the vehicle is caused to travel by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 among the fuel consumption rates α 0 and α ′. fuel consumption rate alpha 0 of the best, i.e., can be fuel consumption rate alpha 0 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, controlling the gear ratio of the rotational speed and the transmission TM engine 1 Therefore, the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control are set again as the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0, that is, the optimum speed ratio X 0 , respectively. . Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 12, and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
一方、運転者がＥＣＯモードを要求していないと判定したことにより、前述のステップＳ２８-2で否定的に判断された場合には、ステップＳ２８-4へ進み、通常モード、すなわち上記の車両の燃費を重視したＥＣＯモードに対して車両のドライバビリティを重視した走行モードでの目標変速比の設定制御が実行される。このステップＳ２８-4における通常モードでの目標変速比の設定制御の詳細な制御内容について、図１３のフローチャートに基づいて説明する。 On the other hand, if it is determined that the driver does not request the ECO mode and the determination in the above step S28-2 is negative, the process proceeds to step S28-4, and the normal mode, that is, the above-described vehicle Target speed ratio setting control is executed in a travel mode that emphasizes vehicle drivability relative to an ECO mode that emphasizes fuel efficiency. The detailed control contents of the target speed ratio setting control in the normal mode in step S28-4 will be described based on the flowchart of FIG.
図１３において、先ず、上記の各ステップで求めた目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が、閾値として予め定めた所定値Δｘ未満であるか否かが判断される（ステップＳ２８-4-1）。この発明における変速制御で、当初の目標変速比Ｘ０を補正する制御において、当初の目標変速比Ｘ０の補正幅（変更幅）が大きいと、その目標変速比が大きく変更されることに伴って、エンジン１の目標エンジン回転数も大きく変更され、その結果、エンジン１の回転数が大きく変化して運転者に違和感やショックを与えてしまう場合がある。そこで、このステップＳ２８-4-1では、車両のドライバビリティに影響を与えるか否かの閾値として所定値Δｘを設定し、目標変速比Ｘ０の補正幅（変更幅）、すなわち目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が所定値Δｘ以上となる場合に、車両のドライバビリティを損なうことなく、変速制御が実行されるようになっている。 13, first, the absolute value of the deviation between the target speed ratio X 0 and the target speed ratio X 'obtained in each step described above, whether the predetermined smaller than a predetermined value Δx is determined that the threshold (Step S28-4-1). In the shift control in the present invention, the control for correcting the initial target gear ratio X 0, the initial correction width of the target speed ratio X 0 (change width) is large, with the that the target gear ratio is changed greatly As a result, the target engine speed of the engine 1 is also greatly changed, and as a result, the speed of the engine 1 may change greatly, which may cause the driver to feel uncomfortable or shocked. Therefore, in step S28-4-1, sets a predetermined value Δx as whether threshold affects the drivability of the vehicle, the correction width (variation range) of the target gear ratio X 0, i.e. target gear ratio X When the absolute value of the deviation between 0 and the target speed ratio X ′ is equal to or greater than the predetermined value Δx, the shift control is executed without impairing the drivability of the vehicle.
すなわち、目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が所定値Δｘ以上であることにより、このステップＳ２８-4-1で否定的に判断された場合は、ステップＳ２８-4-2へ進み、目標変速比Ｘが算出される。ここでの目標変速比Ｘとは、この制御の開始当初の目標変速比Ｘ０を補正するのにあたり、その補正幅（変更幅）が車両のドライバビリティに影響しない程度の閾値として設定した上記の所定値Δｘに基づいて、目標変速比Ｘ０に対する補正値としたものである。 That is, by the absolute value of the target gear ratio X 0 and the deviation between the target speed ratio X 'is a predetermined value or more [Delta] x, when a negative determination is made in step S28-4-1, the step S28-4 Proceed to -2, and the target gear ratio X is calculated. The target speed ratio where X, when to correct the initial target speed ratio X 0 the start of this control, the above that the correction width (variation range) is set as a threshold value so as not to affect the drivability of the vehicle on the basis of a predetermined value [Delta] x, it is obtained by a correction value for the target speed change ratio X 0.
具体的には、図１４に一例を示すように、目標変速比Ｘ０に対して目標変速比Ｘ’が正の方向（変速比が小さくなる方向）に変化して、それら目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が所定値Δｘ以上となった場合に、目標変速比Ｘ０に所定値Δｘを加算した値が、目標変速比Ｘ０の補正値Ｘすなわち補正後の目標変速比Ｘとして求められる。なお、目標変速比Ｘ０に対して目標変速比Ｘ’が負の方向（変速比が大きくなる方向）に変化して、それら目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が所定値Δｘ以上となった場合には、目標変速比Ｘ０から所定値Δｘを減算した値が、目標変速比Ｘ０の補正値Ｘすなわち補正後の目標変速比Ｘとして求められる。 Specifically, as exemplified in FIG. 14, the target gear ratio to a target speed ratio X 0 X 'is changed in the positive direction (the direction in which the gear ratio is small), they target gear ratio X 0 and when the absolute value of the deviation between the target speed ratio X 'is equal to or larger than the predetermined value [Delta] x, a value obtained by adding a predetermined value [Delta] x to the target speed ratio X 0 is the correction value of the target gear ratio X 0 X that is, after correction Is obtained as a target gear ratio X. Note that 'it is changed in the negative direction (the direction in which the speed ratio is increased), their target gear ratio X 0 and the target speed ratio X' target gear ratio to the target speed ratio X 0 X absolute value of the deviation between There when it becomes equal to or higher than a predetermined value Δx is the value obtained by subtracting a predetermined value Δx from the target gear ratio X 0 is obtained as the correction value X i.e. target gear ratio X of the corrected target gear ratio X 0.
上記のようにして目標変速比Ｘが求められると、その目標変速比Ｘに基づいてエンジン１の回転制御における目標エンジン回転数Ｎeが算出される（ステップＳ２８-4-3）。これは、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元に基づいて予め設定されたマップなどから、変速機ＴＭを目標変速比Ｘで変速制御してエンジン１を運転する際の目標エンジン回転数Ｎeを求めることができる。 When the target speed ratio X is obtained as described above, the target engine speed Ne in the rotation control of the engine 1 is calculated based on the target speed ratio X (step S28-4-3). As in the case of the first control example described above, the transmission TM is shifted at the target gear ratio X from a map set in advance based on the vehicle speed, the throttle opening, or the performance specifications of the engine 1, for example. The target engine speed Ne when the engine 1 is operated under control can be obtained.
続いて、この目標エンジン回転数Ｎeでエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥが算出される（ステップＳ２８-4-4）。これも、前述の第１制御例の場合と同様に、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 Subsequently, the operating efficiency (engine efficiency) ηE of the engine 1 when the engine 1 is operated at the target engine speed Ne is calculated (step S28-4-4). Similarly to the case of the first control example described above, this can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1 and actual operation data.
そして、通常モードにおける変速機ＴＭの損失マップ（ＴＭ損失マップ）が読み込まれて設定される（ステップＳ２８-4-5）。前述のＥＣＯモードにおけるＴＭ損失マップが、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に、出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構（シンクロナイザー）をニュートラルにした状態での変速機ＴＭの動力伝達効率を求めたマップであるのに対して、この通常モードにおけるＴＭ損失マップは、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に、出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構をニュートラルにしない状態での変速機ＴＭの動力伝達効率を求めたマップである。したがって、この通常モードにおけるＴＭ損失マップで変速機ＴＭの動力伝達効率を求めた場合は、前述のＥＣＯモードにおけるＴＭ損失マップにより変速機ＴＭの動力伝達効率を求めた場合よりも変速機ＴＭの動力伝達効率は一般的に低くなるが、この通常モードにおいては、出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構をニュートラルの状態にしない分、次の変速に向けた待機状態を設定することができ、変速制御の応答性を向上させることができる。
Then, the loss map (TM loss map) of the transmission TM in the normal mode is read and set (step S28-4-5). The TM loss map in the ECO mode described above is a state in which the switching mechanism (synchronizer) on the power transmission path side that does not transmit power to the
通常モードにおけるＴＭ損失マップが設定されると、その通常モードにおけるＴＭ損失マップに基づいて、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘに設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTMが算出される（ステップＳ２８-4-6）。そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎeで制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘで制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率αが算出される（ステップＳ２８-4-7）。この場合の燃料消費率αは、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 When the TM loss map in the normal mode is set, the power transmission efficiency (transmission efficiency) of the transmission TM when the speed ratio of the transmission TM is set to the target speed ratio X based on the TM loss map in the normal mode. ) ΗTM is calculated (step S28-4-6). The fuel consumption rate α of the engine 1 is calculated when the vehicle travels with the speed of the engine 1 controlled by the target engine speed Ne and the speed ratio of the transmission TM controlled by the target speed ratio X. (Step S28-4-7). The fuel consumption rate α in this case can be obtained based on, for example, performance specifications of the engine 1 and the transmission TM, actual operation data, and the like, as in the case of the first control example described above.
上記のようにして求めた目標エンジン回転数Ｎeおよび目標変速比Ｘでエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率αと、この制御の開始当初の目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０とのうち燃料消費率が良いものが選択される。 The fuel consumption rate α of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne and the target speed ratio X obtained as described above, and the initial value of the start of this control The fuel consumption rate α 0 of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 is selected. The
すなわち、燃料消費率α０と燃料消費率αとの大小関係が比較されて、燃料消費率α０が燃料消費率αよりも小さいか否かが判断される（ステップＳ２８-4-8）。燃料消費率α０が燃料消費率αよりも小さいこと、すなわち燃料消費率αの方が燃料消費率α０よりも良好であることにより、このステップＳ２８-4-8で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２８-4-9へ進み、目標エンジン回転数Ｎeが、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 That is, the magnitude relationship between the fuel consumption rate α 0 and the fuel consumption rate α is compared to determine whether or not the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α (step S28-4-8). Since the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α, that is, the fuel consumption rate α is better than the fuel consumption rate α 0 , a positive determination is made in step S28-4-8. In this case, the process proceeds to step S28-4-9, and the target engine speed Ne is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、目標変速比Ｘが、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-4-10）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，αのうち、目標エンジン回転数Ｎeおよび目標変速比Ｘでエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率αが最良である、すなわち、燃料消費率αがこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、目標エンジン回転数Ｎeおよび目標変速比Ｘすなわち最適変速比Ｘとなるように補正される。そしてその後、この図１３のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X is reset as the optimum speed ratio in the speed change control of the transmission TM of the present invention (step S28-4-10). That is, in this case, the fuel consumption of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne and the target gear ratio X among the fuel consumption rates α 0 and α. It can be determined that the rate α is the best, that is, the fuel consumption rate α is the optimum fuel consumption rate in the present invention, and this control is performed to control the rotational speed of the engine 1 and the gear ratio of the transmission TM. The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of the start are corrected so as to become the target engine speed Ne and the target speed ratio X, that is, the optimum speed ratio X, respectively. Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 13 and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
これに対して、燃料消費率αが燃料消費率α０以下であること、すなわち燃料消費率α０の方が燃料消費率αよりも良好であることにより、ステップＳ２８-4-8で否定的に判断された場合は、ステップＳ２８-4-11へ進み、目標エンジン回転数Ｎe０が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 On the other hand, since the fuel consumption rate α is equal to or lower than the fuel consumption rate α 0 , that is, the fuel consumption rate α 0 is better than the fuel consumption rate α, a negative result is obtained in step S28-4-8. Is determined, the process proceeds to step S28-4-11, and the target engine speed Ne 0 is reset as the target engine speed in the engine 1 rotation control.
そして、目標変速比Ｘ０が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-4-12）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，αのうち、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０が最良である、すなわち、燃料消費率α０がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、改めて目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０すなわち最適変速比Ｘ０として設定される。そしてその後、この図１３のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X 0 is re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention (step S28-4-12). That is, in this case, the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target gear ratio X 0 out of the fuel consumption rates α 0 and α, respectively. It is possible to determine that the fuel consumption rate α 0 is the best, that is, the fuel consumption rate α 0 is the optimum fuel consumption rate in the present invention, and to control the rotational speed of the engine 1 and the transmission ratio of the transmission TM. The target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control are newly set as the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0, that is, the optimum speed ratio X 0 , respectively. Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 13 and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
一方、目標変速比Ｘ０と目標変速比Ｘ’との偏差の絶対値が所定値Δｘ未満であることにより、上記のステップＳ２８-4-1で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２８-4-13へ進み、前述のステップＳ２８-1で求めた目標変速比Ｘ’に基づいてエンジン１の回転制御における目標エンジン回転数Ｎe’が算出される（ステップＳ２８-4-13）。これは、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、車速やスロットル開度あるいはエンジン１の性能諸元に基づいて予め設定されたマップなどから、変速機ＴＭを目標変速比Ｘ’で変速制御してエンジン１を運転する際の目標エンジン回転数Ｎe’を求めることができる。 On the other hand, when the absolute value of the deviation between the target speed ratio X 0 and the target speed ratio X 'is by less than a predetermined value [Delta] x, an affirmative determination in the above step S28-4-1, the step S28 Then, the target engine speed Ne ′ in the rotation control of the engine 1 is calculated based on the target speed ratio X ′ obtained in step S28-1 (step S28-4-13). This is the same as in the case of the first control example described above. For example, the transmission TM is set at the target speed ratio X ′ from a map set in advance based on the vehicle speed, the throttle opening, or the performance specifications of the engine 1. The target engine speed Ne ′ when the engine 1 is operated under the shift control can be obtained.
続いて、この目標エンジン回転数Ｎe’でエンジン１を運転した場合のエンジン１の運転効率（エンジン効率）ηＥ’が算出される（ステップＳ２８-4-14）。これも、前述の第１制御例の場合と同様に、エンジン１の性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。そして、上記のステップＳ２８-4-5と同様に、通常モードにおける変速機ＴＭの損失マップ（ＴＭ損失マップ）が読み込まれて設定される（ステップＳ２８-4-15）。 Subsequently, the operating efficiency (engine efficiency) ηE ′ of the engine 1 when the engine 1 is operated at the target engine speed Ne ′ is calculated (step S28-4-14). Similarly to the case of the first control example described above, this can also be obtained based on the performance specifications of the engine 1 and actual operation data. Then, similarly to step S28-4-5, the loss map (TM loss map) of the transmission TM in the normal mode is read and set (step S28-4-15).
通常モードにおけるＴＭ損失マップが設定されると、その通常モードにおけるＴＭ損失マップに基づいて、変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ’に設定された場合の変速機ＴＭの動力伝達効率（トランスミッション効率）ηTM’が算出される（ステップＳ２８-4-16）。そして、エンジン１の回転数が目標エンジン回転数Ｎe’で制御され、かつ変速機ＴＭの変速比が目標変速比Ｘ’で制御されて車両が走行した場合のエンジン１の燃料消費率α’が算出される（ステップＳ２８-4-17）。この場合の燃料消費率α’は、前述の第１制御例の場合と同様に、例えば、エンジン１および変速機ＴＭの性能諸元や実際の運転データなどに基づいて求めることができる。 When the TM loss map in the normal mode is set, based on the TM loss map in the normal mode, the power transmission efficiency (transmission) of the transmission TM when the transmission ratio of the transmission TM is set to the target transmission ratio X ′. (Efficiency) ηTM ′ is calculated (step S28-4-16). Then, the fuel consumption rate α ′ of the engine 1 when the rotational speed of the engine 1 is controlled by the target engine rotational speed Ne ′ and the vehicle travels while the transmission ratio of the transmission TM is controlled by the target transmission ratio X ′. Calculated (step S28-4-17). The fuel consumption rate α ′ in this case can be obtained based on, for example, performance specifications of the engine 1 and the transmission TM, actual operation data, and the like, as in the case of the first control example described above.
上記のようにして求めた目標エンジン回転数Ｎe’および目標変速比Ｘ’でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α’と、この制御の開始当初の目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０とのうち燃料消費率が良いものが選択される。 The fuel consumption rate α ′ of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM with the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′ obtained as described above, and the control Of the fuel consumption rate α 0 of the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the initial target engine speed Ne 0 and the target gear ratio X 0 , the fuel consumption rate is good Is selected.
すなわち、燃料消費率α０と燃料消費率α’との大小関係が比較されて、燃料消費率α０が燃料消費率α’よりも小さいか否かが判断される（ステップＳ２８-4-18）。燃料消費率α０が燃料消費率α’よりも小さいこと、すなわち燃料消費率α’の方が燃料消費率α０よりも良好であることにより、このステップＳ２８-4-18で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２８-4-19へ進み、目標エンジン回転数Ｎe’が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 That is, the magnitude relation between the fuel consumption rate α 0 and the fuel consumption rate α ′ is compared to determine whether or not the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α ′ (step S28-4-18). ). Since the fuel consumption rate α 0 is smaller than the fuel consumption rate α ′, that is, the fuel consumption rate α ′ is better than the fuel consumption rate α 0 , a positive determination is made in this step S28-4-18. If YES, the process proceeds to step S28-4-19, and the target engine speed Ne ′ is reset as the target engine speed in the rotation control of the engine 1.
そして、目標変速比Ｘ’が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-4-20）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α'のうち、目標エンジン回転数Ｎe'および目標変速比Ｘ’でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α’が最良である、すなわち、燃料消費率α’がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、目標エンジン回転数Ｎe’および目標変速比Ｘ’すなわち最適変速比Ｘ’となるように補正される。そしてその後、この図１３のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X ′ is reset as the optimum speed ratio in the speed change control of the transmission TM of the present invention (step S28-4-20). That is, in this case, the engine 1 when the vehicle is driven by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′ among the fuel consumption rates α 0 and α ′. The fuel consumption rate α ′ of the engine 1 is the best, that is, the fuel consumption rate α ′ is the optimum fuel consumption rate in the present invention, and the rotational speed of the engine 1 and the transmission ratio of the transmission TM are controlled. Therefore, the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control are corrected so as to become the target engine speed Ne ′ and the target speed ratio X ′, that is, the optimum speed ratio X ′, respectively. Is done. Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 13 and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
これに対して、燃料消費率α’が燃料消費率α０以下であること、すなわち燃料消費率α０の方が燃料消費率α’よりも良好であることにより、ステップＳ２８-4-18で否定的に判断された場合は、ステップＳ２８-4-21へ進み、目標エンジン回転数Ｎe０が、エンジン１の回転制御における目標エンジン回転数として再設定される。 On the other hand, since the fuel consumption rate α ′ is equal to or lower than the fuel consumption rate α 0 , that is, the fuel consumption rate α 0 is better than the fuel consumption rate α ′, step S28-4-18 If a negative determination is made, the process proceeds to step S28-4-21, and the target engine speed Ne 0 is reset as the target engine speed in the engine 1 rotation control.
そして、目標変速比Ｘ０が、この発明の変速機ＴＭの変速制御における最適変速比として再設定される（ステップＳ２８-4-22）。すなわち、この場合は、各燃料消費率α０，α'のうち、目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０でエンジン１および変速機ＴＭを制御して車両を走行させた場合のエンジン１の燃料消費率α０が最良である、すなわち、燃料消費率α０がこの発明における最適燃料消費率であると判断することができ、エンジン１の回転数および変速機ＴＭの変速比を制御するためにこの制御の開始当初に設定された目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０が、それぞれ、改めて目標エンジン回転数Ｎe０および目標変速比Ｘ０すなわち最適変速比Ｘ０として設定される。そしてその後、この図１３のフローチャートで示すルーチンを抜けて、前述の図８のフローチャートのステップＳ２９へ進む。 Then, the target speed ratio X 0 is re-set as the optimal gear ratio in the shift control of the transmission TM of the present invention (step S28-4-22). That is, in this case, the engine 1 when the vehicle is caused to travel by controlling the engine 1 and the transmission TM at the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 among the fuel consumption rates α 0 and α ′. fuel consumption rate alpha 0 of the best, i.e., can be fuel consumption rate alpha 0 is determined to be optimal fuel consumption rate in the present invention, controlling the gear ratio of the rotational speed and the transmission TM engine 1 Therefore, the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0 set at the beginning of this control are set again as the target engine speed Ne 0 and the target speed ratio X 0, that is, the optimum speed ratio X 0 , respectively. . Then, the process exits the routine shown in the flowchart of FIG. 13 and proceeds to step S29 in the flowchart of FIG.
上記のようにして目標変速比補正制御が実行されて目標変速比Ｘ０が補正されると、シンクロナイザー（回転同期機構）制御が実行される（ステップＳ２９）。この制御は、前述したＥＣＯモードが選択された状態でこの変速制御が実行される場合に、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構（シンクロナイザー）をニュートラルにして、引き摺り損失の低減を図るための制御である。このステップＳ２９における回転同期機構制御の詳細な制御内容について、図１５のフローチャートに基づいて説明する。
When the target speed ratio X 0 target gear ratio correction control is executed as described above is corrected, synchronizer (rotation synchronization mechanism) control is executed (step S29). This control is performed on the side of the power transmission path that does not transmit power to the
図１５において、先ず、前述のステップＳ２８-2と同様に、運転者がＥＣＯモードを要求しているか否かが再度判断される（ステップＳ２９-1）。運転者がＥＣＯモードを要求していないと判定したことにより、このステップＳ２９-1で否定的に判断された場合は、、運転者は車両の燃費よりもドライバビリティを重視した走行を要求していると判断できるため、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際の引き摺り損失までは考慮しなくともよいので、したがって、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。 In FIG. 15, first, similarly to the above-described step S28-2, it is determined again whether or not the driver requests the ECO mode (step S29-1). If it is determined in step S29-1 that the driver has determined that the ECO mode is not requested, and the driver makes a negative determination, the driver requests driving that emphasizes drivability over the fuel consumption of the vehicle. Therefore, it is not necessary to consider the drag loss when the fixed speed is set in the transmission TM. Therefore, the subsequent control is not executed and this routine is temporarily terminated.
一方、運転者がＥＣＯモードを要求していると判定したことにより、ステップＳ２９-1で肯定的に判断された場合、すなわち前述のステップＳ２８でＥＣＯモードにおける目標変速比設定制御が実行された場合には、ステップＳ２９-2へ進み、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が０であるか否かが判断される。第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が０でないことにより、このステップＳ２９-2で否定的に判断された場合は、ステップＳ２９-3へ進み、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が０であるか否かが判断される。
On the other hand, when it is determined affirmative in step S29-1 that the driver has determined that the ECO mode is requested, that is, when target speed ratio setting control in the ECO mode is executed in step S28 described above. In step S29-2, it is determined whether or not the extrusion volume q1 of the
そして、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が０でないことにより、このステップＳ２９-3で否定的に判断された場合、すなわち、各ポンプモータ１２，１３の押出容積ｑ1，ｑ2が共に０でない場合は、各ポンプモータ１２，１３にそれぞれ連結されているいずれの動力伝達経路においても、出力軸１６との間で動力の伝達を行っている状態であるので、変速機ＴＭで固定変速段が設定された際に出力軸１６に動力を伝達しない動力伝達経路側の切換機構をニュートラルにするこの回転同期機構制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。
If the negative displacement is determined in step S29-3 because the extrusion volume q2 of the
これに対して、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1が０であることにより、前述のステップＳ２９-2で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２９-4へ進み、第３シンクロ２４が操作される。具体的には、第１ポンプモータ１２が連結された第１中間軸８上に設けられている第３シンクロ２４のスリーブが中央に位置させられ、その第３シンクロ２４が解放状態にされる。すなわち、第３シンクロ２４が設けられている側の動力伝達経路がニュートラル（中立）の状態にされる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
On the other hand, when the pushing volume q1 of the
そして、第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2が０であることにより、前述のステップＳ２９-3で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２９-5へ進み、第２シンクロ２３が操作される。具体的には、第２ポンプモータ１３が連結された第２中間軸１０上に設けられている第２シンクロ２３のスリーブが中央に位置させられ、その第２シンクロ２３が解放状態にされる。すなわち、第２シンクロ２３が設けられている側の動力伝達経路がニュートラル（中立）の状態にされる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
If the positive displacement q2 of the
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、図１におけるステップＳ６およびステップＳ７を実行する機能的手段が、この発明における負荷検出手段に相当し、ステップＳ１３を実行する機能的手段が、この発明のクリープ制御手段に相当し、さらにステップＳ１４を実行する機能的手段が、この発明のリリーフ圧低下手段に相当し、そして、ステップＳ１５を実行する機能的手段が、この発明の押出容積変更手段に相当する。 Here, the relationship between the specific example described above and the present invention will be briefly described. The functional means for executing steps S6 and S7 in FIG. 1 corresponds to the load detecting means in the present invention, and executes step S13. The functional means corresponds to the creep control means of the present invention, the functional means for executing step S14 corresponds to the relief pressure reducing means of the present invention, and the functional means for executing step S15 is this This corresponds to the extrusion volume changing means of the invention.
このように、上記の第２制御例で示したこの発明における制御装置によれば、変速機ＴＭの変速制御における目標変速比を補正する場合、すなわちその目標変速比を補正するための最適変速比を設定する場合に、第１ポンプモータ１２の押出容積ｑ1と第２ポンプモータ１３の押出容積ｑ2との割合に基づいて、固定段変速比と中間段変速比とのいずれか一方が選択されて、新たな目標変速比として設定される。すなわち、固定段変速比と中間段変速比とのいずれか一方が選択された最適変速比になるように目標変速比が補正される。そのため、最適変速比に目標変速比を補正する制御を簡素化することができる。
As described above, according to the control device of the present invention shown in the second control example, when the target speed ratio in the speed change control of the transmission TM is corrected, that is, the optimum speed ratio for correcting the target speed ratio. Is set, one of the fixed gear ratio and the intermediate gear ratio is selected based on the ratio between the extrusion volume q1 of the
また、当初の目標変速比と最適変速比すなわち補正後の目標変速比との差が所定値Δｘ以上大きくなると、補正後の目標変速比が当初の目標変速比からの変化幅が所定値Δｘよりも小さくなるように再度補正される。言い換えると、目標変速比の変化幅が所定値Δｘ未満となるように抑制される。そのため、目標変速比の変化が所定値Δｘ以上大きくなることが回避され、エンジン１の大幅な回転数変動や変速ショックなどを生じさせることなく、エンジンの燃料消費率を向上できる。すなわち、車両のドライバビリティを損なうことなく燃費を向上させるさせることができる。 Further, when the difference between the initial target speed ratio and the optimum speed ratio, that is, the corrected target speed ratio, is greater than or equal to the predetermined value Δx, the corrected target speed ratio changes from the initial target speed ratio by the predetermined value Δx. Is corrected again so as to be smaller. In other words, the change range of the target gear ratio is suppressed to be less than the predetermined value Δx. As a result, the change in the target gear ratio is prevented from becoming larger than the predetermined value Δx, and the fuel consumption rate of the engine can be improved without causing a significant engine speed fluctuation or a gear shift shock. That is, the fuel efficiency can be improved without impairing the drivability of the vehicle.
そして、当初の目標変速比よりも固定段変速比で変速制御を行った方がエンジン１の燃料消費率が良いと判断して目標変速比を補正する場合に、変速機ＴＭで固定段変速比を形成する際に動力伝達可能な状態にされる一方の動力伝達経路と反対側の他方の動力伝達経路が、その他方の動力伝達経路に設けられた切換機構が解法状態に制御されることにより、他方の動力伝達経路が動力伝達不可能な状態すなわち動力伝達を行わないニュートラル状態に制御される。そのため、固定段変速比で変速制御される際に、動力伝達可能な状態にされた一方の動力伝達経路側で動力伝達を行う際に他方の動力伝達経路側での引き摺り損失を低減することができ、その結果、エンジン１の燃料消費率をより向上させることができる。 Then, when it is determined that the fuel consumption rate of the engine 1 is better when the shift control is performed at the fixed speed ratio than the initial target speed ratio, and the target speed ratio is corrected, the fixed speed ratio is fixed by the transmission TM. When the switching mechanism provided in the other power transmission path is controlled to the solution state, the other power transmission path on the opposite side to the one power transmission path that is set in a state capable of transmitting power when forming The other power transmission path is controlled to a state in which power transmission is impossible, that is, a neutral state in which power transmission is not performed. For this reason, when gear shift control is performed at a fixed gear ratio, drag loss on the other power transmission path side can be reduced when power transmission is performed on one power transmission path side in which power can be transmitted. As a result, the fuel consumption rate of the engine 1 can be further improved.
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、ステップＳ１３，Ｓ２３を実行する機能的手段が、この発明における目標変速比算出手段に相当する。また、ステップＳ１８-1を実行する機能的手段が、この発明の中間段変速比算出手段に相当し、ステップＳ１８-6を実行する機能的手段が、この発明の固定段変速比算出手段に相当する。さらに、ステップＳ１７，Ｓ１８-5，Ｓ１８-10，ステップＳ２７，Ｓ２８-3-5，Ｓ２８-4-7，Ｓ２８-4-17を実行する機能的手段が、この発明の燃費算出手段に相当し、ステップＳ１８，Ｓ２８を実行する機能的手段が、この発明の目標変速比補正手段に相当する。そして、ステップＳ２９を実行する機能的手段が、この発明のニュートラル手段に相当する。 Here, the relationship between the above-described specific example and the present invention will be briefly described. The functional means for executing steps S13 and S23 corresponds to the target gear ratio calculating means in the present invention. The functional means for executing step S18-1 corresponds to the intermediate speed ratio calculating means of the present invention, and the functional means for executing step S18-6 corresponds to the fixed speed ratio calculating means of the present invention. To do. Furthermore, the functional means for executing steps S17, S18-5, S18-10, steps S27, S28-3-5, S28-4-7, and S28-4-17 correspond to the fuel consumption calculating means of the present invention. The functional means for executing steps S18 and S28 correspond to the target gear ratio correcting means of the present invention. The functional means for executing step S29 corresponds to the neutral means of the present invention.
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、要は、少なくとも２つの動力伝達経路で伝達するトルクを流体圧ポンプモータの押出容積に応じて変更でき、したがっていずれか一方の動力伝達経路のみを介してトルクを伝達して変速比を設定し、また両方の動力伝達経路を介してトルクを伝達することにより変速比を設定できる変速機であればよい。また、固定段変速比を設定できるように構成する場合、固定段変速比は４速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。さらに、この発明における高圧流路は、各流体圧ポンプモータを連通させている油路のうち、動力源が出力した動力を出力部材に伝達している状態で圧力が相対的に高くなる油路であり、これは、流体圧ポンプモータの回転方向およびこれを決めるパワートレーンの構造によって定まり、したがって上記の具体例とは異なり、吐出口同士を連通する油路であってもよい。 The present invention is not limited to the above specific example, and the target transmission may be other than the configuration shown in FIG. 1, and in short, torque transmitted through at least two power transmission paths. Can be changed according to the extrusion volume of the fluid pressure pump motor, and therefore the torque is transmitted only through one of the power transmission paths to set the transmission ratio, and the torque is transmitted through both power transmission paths. Any transmission that can set the transmission ratio can be used. Further, when the configuration is such that the fixed gear ratio can be set, the fixed gear ratio may be greater than the fourth speed, or vice versa. Further, the high pressure flow path in the present invention is an oil path in which the pressure is relatively high in a state where the power output from the power source is transmitted to the output member among the oil paths communicating with the fluid pressure pump motors. This is determined by the rotation direction of the fluid pressure pump motor and the structure of the power train that determines the rotation direction. Therefore, unlike the above specific example, it may be an oil passage that connects the discharge ports.
またさらに、この発明では、ギヤ対に替えてベルトやチェーンなどの機構を用いてもよい。そして、この発明で差動作用のある歯車機構を用いる場合、シングルピニオン型遊星歯車機構に替えて例えばダブルピニオン型遊星歯車機構を用いることができ、あるいは更に他の構成の差動歯車機構によって構成することもできる。 Furthermore, in the present invention, a mechanism such as a belt or a chain may be used instead of the gear pair. In the case of using a gear mechanism having a differential action in the present invention, for example, a double pinion type planetary gear mechanism can be used instead of the single pinion type planetary gear mechanism, or a differential gear mechanism of another configuration is used. You can also
１…内燃機関（エンジン，Ｅ／Ｇ）、 ２…入力部材、 ３…第１遊星歯車機構、 ４…第２遊星歯車機構、 ８…第１中間軸、 ９…モータ軸、 １０…第２中間軸、 １１…モータ軸、 １２…可変容量型ポンプモータ（第１ポンプモータ，ＰＭ１）、 １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ，ＰＭ２）、 １４，１５…油路、 １６…出力軸、 １７，１８，１９，２０…ギヤ対、 ３８，３９，４０…リリーフ弁、 ４１…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ＴＭ…可変容量型ポンプモータ式変速機。
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine (engine, E / G), 2 ... Input member, 3 ... 1st planetary gear mechanism, 4 ... 2nd planetary gear mechanism, 8 ... 1st intermediate shaft, 9 ... Motor shaft, 10 ... 2nd intermediate 11 ... Motor shaft, 12 ... Variable displacement pump motor (first pump motor, PM1), 13 ... Variable displacement pump motor (second pump motor, PM2), 14, 15 ... Oil passage, 16 ...
Claims (4)
前記変速機の変速制御により前記内燃機関の回転数を制御する場合に、前記内燃機関の運転効率が最良となる該変速制御における目標変速比を算出する目標変速比算出手段と、
前記変速機で前記変速制御を実行する場合に、前記固定変速段における変速比であって前記目標変速比に最も近い固定段変速比を算出する固定段変速比算出手段と、
前記変速機で前記変速制御を実行する場合に、互いに連続する前記固定変速段における変速比同士の中間の変速比であって前記目標変速比に最も近い中間段変速比を算出する中間段変速比算出手段と、
所定の変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の燃料消費率であって、前記目標変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の目標変速比燃費と、前記固定段変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の固定段変速比燃費と、前記中間段変速比で前記変速機を制御する場合の前記内燃機関の中間段変速比燃費とをそれぞれ算出する燃費算出手段と、
前記目標変速比燃費と前記固定段変速比燃費と前記中間段変速比燃費との中で最も燃料消費率が良い最適燃料消費率を判断するとともに、前記目標変速比と前記固定段変速比と前記中間段変速比との中で該最適燃料消費率を得られる最適変速比を選択して設定し、前記目標変速比が該最適変速比となるように前記目標変速比を補正する目標変速比補正手段と
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。 Two power transmission paths capable of selectively setting a plurality of different gear ratios between the internal combustion engine and the output member using the internal combustion engine as a power source, and torque transmitted through each of the power transmission paths The discharge ports are provided for each of the power transmission paths so as to change according to the extrusion volume, and when one of the extrusion volumes is zero, the other is prevented from being supplied and discharged with pressure fluid and locked. And two variable displacement type first and second fluid pressure pump motors whose suction ports communicate with each other, and when the first fluid pressure pump motor is locked, power from the internal combustion engine is output to the output member. A first transmission mechanism that transmits power to the output member; a second transmission mechanism that transmits power from the internal combustion engine to the output member when the second fluid pressure pump motor is locked; and Transmission possible A switching mechanism for changing the state to a fixed state, and continuously changing the power to be transmitted through the pressure fluid between the fixed gear stage determined by the gear ratio of each of the transmission mechanisms and the fluid pressure pump motors. In a control device for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission configured to be able to set a continuously variable transmission state by
Target speed ratio calculating means for calculating a target speed ratio in the speed change control in which the operating efficiency of the internal combustion engine is optimal when the rotational speed of the internal combustion engine is controlled by speed change control of the transmission;
A fixed stage gear ratio calculating means for calculating a fixed gear ratio which is a gear ratio in the fixed gear stage and is closest to the target gear ratio when the transmission control is executed by the transmission;
An intermediate speed ratio for calculating an intermediate speed ratio closest to the target speed ratio, which is an intermediate speed ratio between the speed ratios of the fixed speed speeds that are continuous with each other when the speed change control is executed by the transmission. A calculation means;
The fuel consumption rate of the internal combustion engine when controlling the transmission at a predetermined speed ratio, the target speed ratio fuel consumption of the internal combustion engine when controlling the transmission at the target speed ratio, and the fixed stage A fixed-stage gear ratio fuel consumption of the internal combustion engine when the transmission is controlled by a gear ratio and an intermediate gear speed ratio fuel efficiency of the internal combustion engine when the transmission is controlled by the intermediate gear ratio are calculated. Fuel consumption calculation means,
An optimum fuel consumption rate having the best fuel consumption rate among the target gear ratio fuel efficiency, the fixed speed ratio fuel efficiency, and the intermediate speed ratio fuel efficiency is determined, and the target speed ratio, the fixed speed ratio, Target speed ratio correction for selecting and setting an optimal speed ratio that can obtain the optimal fuel consumption rate from the intermediate speed ratio, and correcting the target speed ratio so that the target speed ratio becomes the optimal speed ratio Means for controlling a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission.
前記目標変速比補正手段は、前記偏差の絶対値が閾値として予め定めた所定値以上の場合に、前記目標変速比が前記目標変速比に前記所定値を加算した値もしくは前記目標変速比から前記所定値を減算した値となるように前記目標変速比を再度補正する手段を含む
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 target speed ratio comparing means for calculating and comparing a deviation between the target speed ratio and the optimum speed ratio;
When the absolute value of the deviation is equal to or greater than a predetermined value set as a threshold, the target speed ratio correcting unit is configured to calculate the target speed ratio from a value obtained by adding the predetermined value to the target speed ratio or the target speed ratio. 2. The control apparatus for a variable displacement fluid pressure pump motor type transmission according to claim 1, further comprising means for correcting the target speed ratio again so as to be a value obtained by subtracting a predetermined value.
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Cited By (1)
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|---|---|---|---|---|
| CN106481808A (en) * | 2015-09-02 | 2017-03-08 | 丰田自动车株式会社 | The speed-change control device of vehicle automatic transmission and shifting control method |
-
2008
- 2008-05-15 JP JP2008128864A patent/JP2009275855A/en active Pending
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| CN106481808A (en) * | 2015-09-02 | 2017-03-08 | 丰田自动车株式会社 | The speed-change control device of vehicle automatic transmission and shifting control method |
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