JP4872515B2 - 流体圧機械式動力伝達装置 - Google Patents

Description

この発明は、動力源が出力した動力を出力部材に伝達する伝達経路やその伝達の状態を油圧などの流体の圧力によって変化させるように構成した動力伝達装置に関するものである。

動力源から伝達される動力を、回転数やトルクを変化させて出力するように構成した動力伝達装置の一例として、車両用の変速機が知られている。車両用の変速機には、他の一般的な産業用動力伝達装置におけるのと同様に、小型であることや動力伝達効率が良好であることなどの要請があり、またこれに加えて設定可能な変速比の数が多いことや、変速比を連続的に変化させることができることなどの要請がある。

変速機におけるこのような要請に応える変速機として、ツインクラッチ式有段変速機が知られており、その一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、第１クラッチを介してエンジンに連結される第１入力軸と、第２クラッチを介してエンジンに連結される第２入力軸と、出力軸と、第１入力軸にギヤ対を介して連結されている副軸と、第１入力軸と副軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とする複数のギヤ対と、第２入力軸と出力軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とされる複数のギヤ対とを有している。そして、この変速機は、いずれかの入力軸から所定のギヤ対を介して出力軸にトルクを伝達する変速段と、いずれかの入力軸から所定のギヤ対および副軸を介して出力軸にトルクを伝達する変速段とを設定するように構成され、その結果、後進段を含めて７段以上の変速段を設定するように構成されている。

特開２００３−１２０７６４号公報

上記の特許文献１に記載されている変速機では、設定可能な変速段数が多いことにより、エンジンを燃費のよい状態で運転でき、また副軸を効果的に利用するように構成されているので、変速機が全体として小型軽量化され、その結果、車両の燃費を向上させることができる。しかしながら、所定の変速比を設定する場合、入力用のいずれかのクラッチを係合状態に維持することになる。そのクラッチはいわゆる発進クラッチとして機能するものであるから、回転数差を許容するように摩擦クラッチを使用することになり、そのため、その係合状態を維持するのに油圧などの動力を消費し、それに伴う動力損失が生じて車両の燃費が悪化する可能性がある。また、車両用の変速機における入力クラッチや歯車機構として各種の構成のものが従来知られているが、従来のいずれの構成であっても、燃費や車載性あるいは静粛性の向上などの点で未だ改善するべき余地が多分にあった。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、動力の伝達効率に優れ、また小型化が容易であり、さらに車両に適用する場合には車両の前後方向に向けて搭載する際の車載性などに優れた動力伝達装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、動力源から動力が入力されるとともに、可変容量型流体圧ポンプモータから反力を受けて所定の変速比を設定する動力伝達系統を、２組の遊星歯車機構を組み合わせた複合遊星歯車機構と４つの連結機構とを主体として構成したことを特徴とするものである。具体的には、請求項１の発明は、動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、前記動力源から動力が伝達される入力部材と、その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ２組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して２つの入力要素および１つの反力要素ならびに前記出力部材に連結された１つの出力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、前記一方の入力要素と前記入力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、前記他方の入力要素と前記入力部材とを選択的に連結するとともに、前記他方の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第２連結機構と、前記出力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、前記反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構とを備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに動力を伝達する第１伝動機構と、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに動力を伝達する第２伝動機構とが設けられるとともに、前記第１伝動機構は、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成され、前記第２伝動機構は、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記複合遊星歯車機構が、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとが相互に連結されて、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のリングギヤおよび第２遊星歯車機構のキャリアが前記他方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のキャリアおよび前記第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力要素となり、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項５の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記複合遊星歯車機構が、２つのサンギヤと、１つのキャリアと、１つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているとともに、前記リングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記リングギヤが前記他方の入力要素となり、前記キャリアが前記出力要素となり、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他方のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

そして、請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で４段、後進側で１段であることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

したがって、請求項１の発明によれば、複合遊星歯車機構のいずれかの入力要素に動力源から動力が入力される。その状態で第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させると、その押出容積に応じた反力が反力要素に作用する。その結果、入力されたトルクおよび反力に応じたトルクが出力要素に現れる。また、第２流体圧ポンプモータで発生した圧力流体が第１流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして機能し、その出力した動力が出力部材に加えられる。すなわち、複合遊星歯車機構を介した機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達とが生じる。そのため、流体を介した動力伝達が行われている状態では、変速比が連続的に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。また、入力部材から動力を伝達する入力要素を切り換えることにより、少なくともいずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定される固定変速比が４つとなり、最大固定変速比と最小固定変速比との間で連続的に変速比を変化させることができる。

そして、所定の固定変速比は、いずれか一方の流体圧ポンプモータが固定され、もしくは空転していて動力を伝達しないで、その固定変速比を設定するために特に動力を消費することがなく、もしくは動力の消費を抑制することができる。特に各連結機構を噛み合い式のものとすれば、その噛み合い状態もしくは係合状態を維持するために動力を消費しないので、固定変速比を設定するための動力の消費をほぼ皆無にすることができ、その結果、動力伝達効率を向上させることができる。また、請求項１の発明では、２組の遊星歯車機構を組み合わせた１組の複合遊星歯車機構と４つの連結機構とを主体として動力の伝達経路を構成できるので、全体としての部品点数が少なく、小型化の容易な装置とすることができる。

さらに、動力源もしくは入力部材の延長軸線方向に出力部材から動力を出力するように配置することができ、その結果、車両に用いる場合には、エンジンなどの動力源を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車に適した構成とすることができる。

また、請求項２の発明によれば、第１流体圧ポンプモータの押出容積が正の容積であるのに対して第２流体圧ポンプモータの押出容積を負の容積とすれば、これらの流体圧ポンプモータが同方向に回転する場合でも、第１流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、その発生した圧力流体を第２流体圧ポンプモータに供給してこれをモータとして機能させることができる。このような機能により、各入力要素の回転数が同じになるように制御でき、したがって第１連結機構と第２連結機構との係合・解放の状態を切り換える場合に、いわゆる同期状態を形成して、切り換えに伴うショックを防止もしくは抑制することができる。また言い換えれば、これらの連結機構を噛み合い式の機構とすることができる。

また、請求項３の発明によれば、第１流体圧ポンプモータもしくは第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させる場合、その回転数が相対的に高回転数になるので、押出容量を増大させることができ、言い換えれば、必要とする押出容量を得るために相対的に小型のポンプモータを使用することが可能になり、それに伴って装置を全体として小型化することができる。

また、請求項４の発明によれば、複合遊星歯車機構が、第１および第２の遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとを相互に連結したいわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合の２組のシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成されているので、それぞれの遊星歯車機構を互いに接近させて配置することができる。そのため、装置全体としての構成を小型化でき、またダブルピニオン型遊星歯車機構を用いた場合と比較して径方向での長さの短縮化に有利になる。

また、請求項５の発明によれば、複合遊星歯車機構がラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているので、回転要素同士の連結部材が不要になるなど、装置の全体としての構成を小型化でき、特に軸線方向での長さの短縮化に有利になる。

また、請求項６の発明によれば、第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに同一軸線上に隣接して配列される。そのため、上述したＦＲ車に、より適した構成とし、車載性の良好なものとすることができる。また、これらの流体圧ポンプモータの間の流体流路の構成を簡素化することができる。

そして、請求項７の発明によれば、上述した各発明による効果と同様の効果に加えて、固定変速比が前進３段でかつ後進１段となるので、変速比幅を広くして実用に適した変速機として構成することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、車両用の変速機として構成した例であり、２組の遊星歯車機構を組み合わせて構成した複合遊星歯車機構と、２つの流体圧ポンプモータとを用いて、少なくとも一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定できるいわゆる固定変速比として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。ここで、複合遊星歯車機構は、２組の遊星歯車機構における回転要素同士を連結して構成したものであってもよく、あるいはそれらの回転要素を共用化した構成であってもよい。また、組み合わせる遊星歯車機構は、シングルピニオン型遊星歯車機構およびダブルピニオン型遊星歯車機構のいずれであってもよい。さらに、その複合遊星歯車機構は、２つの入力要素と、それぞれ１つの反力要素および出力要素とを備えた機構である。

そして、その入力要素に入力部材を選択的に連結するため、あるいは、入力要素もしくは出力要素もしくは反力要素と、２つの流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にするための連結機構が４つ設けられている。これらの連結機構は、要は、選択的に２つの部材をトルク伝達可能に連結できるものであればよく、噛み合いクラッチや同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用できる。それらのうち、噛み合いクラッチや同期連結機構であれば、連結状態（係合状態）を維持するための動力を必要としないので、全体としての動力伝達効率を向上させるうえで有利である。

この発明における流体圧ポンプモータは、外部から動力を受けてポンプとして機能し、また外部から流体圧を供給されることによりモータとして機能する流体装置であり、特に押出容積を変化させることのできる可変容量型のものである。また、少なくとも一方の流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方向に変化させることのできる両振りタイプのものである。これらの流体圧ポンプモータは圧力流体を相互に授受するように連通されている。この種の流体圧ポンプモータとしては、斜軸ポンプや斜板ポンプ、ラジアルピストンポンプなどの油圧ポンプモータを採用することができる。

図１に示す構成についてより具体的に説明すると、動力源１から動力が伝達される入力部材２と同一軸線上に、複合遊星歯車機構３が配置されている。その動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよく、その出力側にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。

図１に示す複合遊星歯車機構３は、第１遊星歯車機構３Ａと第２遊星歯車機構３Ｂとの２組の遊星歯車機構によって構成されている。これら第１および第２遊星歯車機構３Ａ，３Ｂは、この具体例では、いずれもシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されている。すなわち、第１遊星歯車機構３Ａは、外歯車であるサンギヤＳ１が設けられていて、そのサンギヤＳ１と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ１が配置されている。そして、それらサンギヤＳ１およびリングギヤＲ１のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ１が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ１がキャリアＣ１によって自転かつ公転自在に保持されている。

一方、第２遊星歯車機構３Ｂは、外歯車であるサンギヤＳ２が設けられていて、そのサンギヤＳ２と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ２が配置されている。そして、それらサンギヤＳ２およびリングギヤＲ２のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ２が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ２がキャリアＣ２によって自転かつ公転自在に保持されている。

そして、第１遊星歯車機構３ＡのリングギヤＲ１と第２遊星歯車機構３ＢのキャリアＣ２とが連結され、かつ第１遊星歯車機構３ＡのキャリアＣ１と第２遊星歯車機構３ＢのリングギヤＲ２とが連結されることにより、複合遊星歯車機構３が構成されている。すなわち、複合遊星歯車機構３は、第１および第２の遊星歯車機構３Ａ，３ＢのキャリアＣ１，Ｃ２とリングギヤＲ２，Ｒ１とを相互に連結したいわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合された２組の遊星歯車機構により構成されている。

上記のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１（すなわちキャリアＣ２）とが、複合遊星歯車機構３における２つの入力要素となっており、このうちサンギヤＳ１と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第１連結機構４が設けられ、またリングギヤＲ１と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構５が設けられている。これら第１および第２の連結機構４，５は、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。

また、リングギヤＲ２が、複合遊星歯車機構３における出力要素となっていて、そのリングギヤＲ２に、この発明における出力部材に相当する出力軸６が連結されている。そして、出力軸６は、入力部材２の中心軸線の延長方向（図１の左方向）にトルクを出力するようになっている。

出力軸６および複合遊星歯車機構３の外周側に、流体圧ポンプモータ７が出力軸６と平行にして配置されている。この流体圧ポンプモータ７は、押出容積をゼロから所定の正方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、斜板ポンプや斜軸ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの可変容量型油圧ポンプによって構成されている。ここで「正方向」とは、ロータが入力部材２と同方向に回転した場合に吸入ポート７Ｓから圧油を吸入し、かつ吐出ポート７Ｄから圧油を吐出する押出容積の設定状態である。なお、以下の説明では、この流体圧ポンプモータ７を第１ポンプモータ７と言い、図には「ＰＭ１」と併記する。また、その押出容積の変化方向がゼロから一方向の片振りタイプであるから、図には「片振」と記載してある。

この第１ポンプモータ７と、出力軸６および複合遊星歯車機構３における出力要素であるリングギヤＲ２との間には、この発明における第１伝動機構に相当するカウンタギヤ対８が設けられている。カウンタギヤ対８は、出力軸６の外周に設けられ、出力軸６と相対回転可能なドライブギヤ８Ａと、これに噛み合っているドリブンギヤ８Ｂとを備えており、そのドライブギヤ８Ａがドリブンギヤ８Ｂに対して大径であることにより、増速機構となっている。

ドリブンギヤ８Ｂは、第１ポンプモータ７のロータ軸（もしくは出力軸）に連結されていて、ドライブギヤ８Ａと出力軸６との間には、第３連結機構９が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７と出力軸６およびリングギヤＲ２とがカウンタギヤ対８および第３連結機構９を介して連結されている。言い換えると、出力軸６と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構９が設けられている。

また、ドライブギヤ８Ａと複合遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤＳ２との間には、第４連結機構１０が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７とサンギヤＳ２とがカウンタギヤ対８および第４連結機構１０を介して連結されている。言い換えると、サンギヤＳ２と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構１０が設けられている。

これら第３および第４の連結機構９，１０は、上述した第１および第２の連結機構４，５と同様に、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。それら各種の連結機構のうち、トルク伝達する係合状態を維持するために動力を要しない点で噛み合いクラッチや同期連結機構が優れている。これに加えて、係合時に同期作用が生じてショックを回避もしくは軽減できる点では、同期連結機構が優れている。

第１ポンプモータ７に隣接し、かつ互いの中心軸線が同一となるように、他の流体圧ポンプモータ１１が配置されている。この流体圧ポンプモータ１１は、上記の第１ポンプモータ７と同様に、押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、斜板ポンプや斜軸ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの可変容量型油圧ポンプによって構成されている。以下の説明で、この流体圧ポンプモータ１１を第２ポンプモータ１１と言い、図には「ＰＭ２」と併記する。この第２ポンプモータ１１における「正」の押出容積とは、そのロータが入力部材２と逆方向に回転させられた場合に吸入ポート１１Ｓから圧油を吸入し、吐出ポート１１Ｄから圧油を吐出する方向である。したがって押出容積をいわゆる逆振りして負の押出容積を設定した状態でポンプとして機能すると、吐出ポート１１Ｄから圧油を吸入して吸入ポート１１Ｓから圧油を吐出する。したがって、この第２ポンプモータ１１について図には「両振」と記載してある。

そして、この第２ポンプモータ１１と複合遊星歯車機構３における入力要素であるリングギヤＲ１との間には、この発明における第２伝動機構に相当するカウンタギヤ対１２が設けられている。カウンタギヤ対１２は、リングギヤＲ１に連結されたドライブギヤ１２Ａとこれに噛み合っているドリブンギヤ１２Ｂとを備えており、上記のカウンタギヤ対８と同様に、そのドライブギヤ１２Ａがドリブンギヤ１２Ｂに対して大径であることにより、増速機構となっている。

上記の第１および第２のポンプモータ７，１１は、いずれか一方が吐出した圧油を他方に供給することにより、両者の間で動力を伝達するように構成されている。具体的には、それぞれの吸入ポート７Ｓ，１１Ｓ同士、および吐出ポート７Ｄ，１１Ｄ同士が循環油路１３によって連通されている。したがって、いずれか一方のポンプモータ７，１１の押出容積をゼロにすると、循環油路１３が遮断されて、他方のポンプモータ１１，７で圧油が流動できなくなるので、他方のポンプモータ１１，７が回転できないロック状態となるように構成されている。なお、油圧の不可避的な漏れがあるので、この循環油路１３に圧油の補給のためのチャージポンプ（図示せず）を接続して設けてもよい。

つぎに、上述した変速機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）７，１１、および各連結機構４，５，９，１０の動作状態をまとめて示す作動表であって、この図２における各ポンプモータ７，１１についての「Ｍ」は、いわゆる正方向での押出容積が最大（Ｍａｘ）であることを示し、「−Ｍ」はいわゆる負の方向での押出容積が最大であることを示し、さらに「０」は押出容積が最小もしくはゼロであることを示す。また、各連結機構４，５，９，１０についての「○」はトルクを伝達する係合状態であることを示し、「×」はトルクを伝達しない解放状態を示す。なお、「△」は少なくともいずれか一方の連結機構がトルクを伝達する係合状態であることを示す。さらに「Ｓ」は車速がゼロからの発進時であることを示し、数字は各固定変速比を設定している変速段を示し、「Ｒ」は車両が後退する後進段（リバース）を示し、さらに「Ｓ−１」のようにハイフンで繋いでいるのは、発進直後の各固定変速比に到るいわゆる中間変速比を設定している状態を示す。

ニュートラルポジションが選択されたニュートラル（Ｎ）状態では、各ポンプモータ７，１１は押出容積がゼロの「ＯＦＦ」状態とされ、また各連結機構４，５，９，１０は解放状態とされる。これらの各連結機構４，５，９，１０が同期連結機構（いわゆるシンクロ）で構成されている場合には、それぞれのスリーブが中央位置に設定される。なお、後述する発進状態に備えた係合・解放状態に設定することもできる。したがって、複合遊星歯車機構３に動力が入力されず、もしくは出力軸６に動力源１の動力が伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどに切り換えられることによって車両が発進する場合には、先ず、第１連結機構４と第３連結機構９とが係合状態に切り換えられ、入力部材２とサンギヤＳ１とが連結されるとともに、出力軸６がカウンタギヤ対８を介して第１ポンプモータ７に連結される。この状態を複合遊星歯車機構３についての共線図で示せば、図３における直線Ｌ１のとおりである。すなわち、入力部材２に連結されているサンギヤＳ１が動力源１あるいは入力部材２と同方向に回転（正回転）し、また出力軸６に連結されているリングギヤＲ２、および出力軸６にカウンタギヤ対８を介して連結されている第１ポンプモータ７は、車両が未だ発進していないことにより停止したままとなっている。そのため、カウンタギヤ対１２を介して第２ポンプモータ１１が連結されているリングギヤＲ１が入力部材２とは反対方向に回転（逆回転）し、またサンギヤＳ２が更に高速で逆回転（逆方向に空転）している。なお、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大（Ｍ）に設定され、かつ第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロ（０）に設定されているので、圧油の流動は生じていない。

また、発進の際には、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大から次第にゼロに減少させられ、また第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロから最大に向けて次第に増大させられる。したがって、押出容積がゼロに設定されて逆回転方向に空転している第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が次第に増大することで、第２ポンプモータ１１が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがリングギヤＲ１に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ１１（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ１１の回転数が次第に低下するとともに、キャリアＣ１にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、このキャリアＣ１から出力軸６にトルクが伝達される。

また、第２ポンプモータ１１は逆回転しているので、圧油はその吸入ポート１１Ｓから吐出され、これが第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が次第に低下させられていることと相まって、第１ポンプモータ７がモータとして機能して正回転し、カウンタギヤ対８および第３連結機構９を介して出力軸６に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第２ポンプモータ１１から第１ポンプモータ７への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。したがって、発進から固定変速比である第１速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、複合遊星歯車機構３を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸６に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比（出力軸６の回転数に対する入力部材２の回転数の比）は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ７，１１の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が最大になると、第２ポンプモータ１１の回転がほぼ止まり、その状態で第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ１１が停止する。また、第１ポンプモータ７は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ２で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、複合遊星歯車機構３での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸６に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、複合遊星歯車機構３におけるギヤ比（各サンギヤとリングギヤとの歯数の比）に応じた変速比となる。これが固定変速比である第１速である。

したがって、固定変速比である第１速では、各ポンプモータ７，１１の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構４，９を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。

固定変速比である第１速から第２速に向けてアップシフトする場合、第１および第２の連結機構４，５の係合・解放状態は変化させずに、第３および第４の連結機構９，１０の係合・解放状態を変化させる。すなわち、第３連結機構９が解放状態に、第４連結機構１０が係合状態に切り換えられる。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1がゼロから最大に向けて次第に増大させられ、また第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が最大から次第にゼロに減少させられる。

したがって、押出容積がゼロに設定されて正回転方向に空転している第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を次第に増大させると、第１ポンプモータ７が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがサンギヤＳ２に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ１１（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ１１の回転数が次第に増大するとともに、キャリアＣ１にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、このキャリアＣ１から出力軸６にトルクが伝達される。

また、第１ポンプモータ７は正回転しているので、圧油はその吐出ポート７Ｄから吐出され、これが第２ポンプモータ１１の吐出ポート１１Ｄに供給される。そして、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が次第に低下させられていることと相まって、第２ポンプモータ１１がモータとして機能して逆回転し、カウンタギヤ対１２を介してリングギヤＲ１に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第１ポンプモータ７から第２ポンプモータ１１への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。

したがって、固定変速比である第１速から第２速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、複合遊星歯車機構３を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸６に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ７，１１の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大になると、第１ポンプモータ７の回転がほぼ止まり、その状態で第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第１ポンプモータ７が停止する。また、第２ポンプモータ１１は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ３で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、複合遊星歯車機構３での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸６に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、複合遊星歯車機構３におけるギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第２速である。

したがって、固定変速比である第２速では、各ポンプモータ７，１１の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構４，１０を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。

固定変速比である第２速から第３速に向けてアップシフトする場合、第１から第４の各連結機構４，５，９，１０の係合・解放状態はいずれも変化させずに、そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に維持したまま、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから負の最大（−Ｍ）に向けて次第に変化させる。

上述したように、第２速では、第２ポンプモータ１１は正回転方向（入力部材２と同じ回転方向）に空転しているので、押出容積ｑ2を負方向に設定することにより、吐出ポート１１Ｄから圧油を吸入し、かつ吸入ポート１１Ｓから圧油を吐出する。その吸入ポート１１Ｓが第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに連通されているので、第１ポンプモータ７には第２ポンプモータ１１から圧油が供給され、その結果、第１ポンプモータ７がモータとして機能して正回転する。

したがって、第２速から第３速に向けてアップシフトする過程では、リングギヤＲ１に動力源１からトルクが伝達されている状態で、サンギヤＳ２およびこれとカウンタギヤ対８を介して連結されている第１ポンプモータ７の回転数が次第に増大させられる。すなわち、各ポンプモータ７，１１の間における圧油（流体）を介した動力伝達によって中間変速比が設定され、またその伝達される動力が、押出容積ｑ2の変化に応じて変化するので、変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速を行うことができる。

こうして、カウンタギヤ対８とカウンタギヤ対１２とのギヤ比が等しい場合は、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が負方向で最大（−Ｍ）になると、リングギヤＲ１とサンギヤＳ２との回転数（各ポンプモータ７，１１の回転数）が等しくなり、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転する。この状態を図３に直線Ｌ４で示してある。これは、固定変速比である第３速であって、図３に示すように変速比が「１」のいわゆる直結段となる。

この状態で第２連結機構５を係合状態とするとともに、第１連結機構４または第３連結機構９の少なくともいずれか一方を係合状態とすることで、この第３速を第２連結機構５と第１連結機構４および／または第３連結機構９との機械的手段による直結段とすることができる。またその場合、各連結機構４，５，９を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その連結状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。

なお、カウンタギヤ対８とカウンタギヤ対１２とのギヤ比が異なる場合には、そのギヤ比をそれぞれＫ8，Ｋ12とおくと、
Ｋ8：Ｋ12＝−ｑ1：ｑ2
が成立するときに、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転することになる。またこの前進第３速は、各ポンプモータ７，１１の押出容積を最大にして設定することになるので、前進第３速はこの発明における固定変速比の１つである。

つぎに、第３速から第４速に向けてアップシフトする場合、第２および第４の各連結機構５，１０を係合状態とし、また第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に維持したまま、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2を負の最大（−Ｍ）からゼロに向けて次第に変化させる。

その場合、押出容積の大きいポンプモータが圧油を吐出し、押出容積の小さいポンプモータがその圧油を受けてモータとして機能するので、第１ポンプモータ７が油圧を発生させてポンプとして機能する。そのため、この第１ポンプモータ７に連結されているサンギヤＳ２の回転数が第１ポンプモータ７の回転数と共に次第に低下する。したがって、リングギヤＲ１が入力部材２もしくは動力源１と共に正回転している状態で、サンギヤＳ２の回転数が次第に低下することでキャリアＣ１およびこれに連結されている出力軸６の回転数が次第に増大する。その結果、第２ポンプモータ１１は第１ポンプモータ７が吐出した圧油が供給されてモータとして機能するので、出力軸６にトルクが付加される。したがって、この場合も機械的な手段による動力伝達と流体伝動とが行われ、変速比が連続的に変化する。

第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロになると、圧油の流動が止まり、第１ポンプモータ７がいわゆるロック状態となってサンギヤＳ２が固定され、また第２ポンプモータ１１が空転する。この状態を図３に直線Ｌ５で示してある。これは、固定変速比である第４速であって、図３に示すように出力軸６の回転数が入力部材２の回転数より大きくなるので、変速比が「１」より小さいいわゆるオーバードライブとなる。この場合も、流体伝動が生じずに、複合遊星歯車機構３の機械的手段による動力伝達のみが生じ、また各連結機構５，１０を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その伝達状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。

つぎに後進段について説明すると、後進段を設定する場合には、第２および第３の各連結機構５，９を係合させ、また第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に設定するとともに第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから最大に向けて次第に増大させる。したがって、第２および第３の各連結機構５，９が係合されることにより、複合遊星歯車機構３のリングギヤＲ１と入力部材２とが連結されるとともに、第２ポンプモータ１１がカウンタギヤ対１２を介して入力部材２に直結され、第１ポンプモータ７がカウンタギヤ対８を介して出力軸６に直結された状態になり、第２ポンプモータ１１は、入力部材２の回転速度がカウンタギヤ対１２のギヤ比に応じて増速されて正回転する。

そのため、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから次第に増大させると、これがポンプとして機能して油圧を発生する。その圧油は、第２ポンプモータ１１が正回転しているので、その吐出ポート１１Ｄから吐出され、これが第１ポンプモータ７の吐出ポート７Ｄに供給される。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が正方向で最大に設定されているので、第１ポンプモータ７はその吐出ポート７Ｄから圧油が供給されることにより逆回転する。こうして第２ポンプモータ１１から第１ポンプモータ７に圧油を介して動力が伝達され、その第１ポンプモータ７が逆回転することにより、これにカウンタギヤ対８を介して連結されている出力軸６は、第１ポンプモータ７の回転速度がカウンタギヤ対８のギヤ比に応じて減速されて逆回転して後進走行することになる。したがって、発進から後進段までの変速比は、カウンタギヤ対１２，８で増減速される以外は流体伝動のみによって設定され、また無段変速となる。

このように、図１に示す構成では、２組の遊星歯車機構３Ａ，３Ｂを組み合わせた複合遊星歯車機構３と４つの連結機構５，４，９，１０とによって、前進４段と後進１段との変速比を設定できるとともに、それらの変速比の間の変速をいわゆる無段変速とすることができる。しかも、第１および第２のポンプモータ７，１１を、複合遊星歯車機構３の外周側に、互いに隣接させ、かつ同一軸線上に配置することで、空間を有効に利用したコンパクトな構成の流体圧機械式動力伝達装置とすることができる。さらに、図１に示す構成では、動力源１もしくは入力部材２の軸線を延長した方向に出力軸６を延ばし、これにプロペラシャフト（図示せず）などを連結して出力できるので、前述したＦＲ車への車載性が良好な装置とすることができる。さらに、固定変速比を設定する場合に特に動力を消費することがないので、動力の伝達効率を向上させることができる。

つぎにこの発明の他の例を説明する。図４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、複合遊星歯車機構３の構成を変更した例である。すなわち、図１に示す複合遊星歯車機構３が、いわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合された２組の遊星歯車機構により構成された例であるのに対して、この図４に示す複合遊星歯車機構２０は、いわゆるラビニョ型遊星歯車機構によって構成された例である。これは、広く知られた構成のものであって、原理的には、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とを組み合わせた構成の遊星歯車機構である。したがって、図１に示す例と同様の構成については、図４に図１と同じ符号を付してその説明を省略する。なお、図４では、動力源１および循環油路１３を省略してある。

すなわち、図４において、それぞれ外歯歯車である第１サンギヤＳ３と第２サンギヤＳ４とが隣接して設けられており、これらのサンギヤＳ３，Ｓ４と同心円上に内歯歯車であるリングギヤＲ３が配置されている。その第２サンギヤＳ４に軸長の短いショートピニオンＰ３が噛み合っており、そのショートピニオンＰ３とリングギヤＲ３とに軸長の長いロングピニオンＰ４が噛み合っており、これらのピニオンＰ３，Ｐ４がキャリヤＣ３によって自転かつ公転自在に保持されている。そして、前記ロングピニオンＰ４に第１サンギヤＳ３が噛み合っている。

したがって、第１サンギヤＳ３とリングギヤＲ３との間でシングルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成され、また第２サンギヤＳ４とリングギヤＲ３との間でダブルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成されている。すなわち、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とにおけるリングギヤと、キャリヤと、外周側のピニオンとを共用化した構成となっている。そのため、この複合遊星歯車機構２０は、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構との所定の回転要素を互いに連結して構成することもできる。

上記のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３とが、複合遊星歯車機構２０における２つの入力要素となっており、このうちサンギヤＳ３と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第１連結機構２１が設けられ、またリングギヤＲ３と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構２２が設けられている。これら第１および第２の連結機構２１，２２は、それぞれ、図１に示す構成例における第１および第２の連結機構４，５と同様の構成である。

また、キャリアＣ３が、複合遊星歯車機構２０における出力要素となっていて、そのキャリアＣ３に出力軸６が連結されている。そして、図１に示す構成例と同様に、第１ポンプモータ７と連結されたカウンタギヤ対８のドライブギヤ８Ａと出力軸６との間に、第３連結機構２３が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７と出力軸６およびキャリアＣ３とがカウンタギヤ対８および第３連結機構２３を介して連結されている。言い換えると、出力軸６と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構２３が設けられている。

さらに、ドライブギヤ８Ａと複合遊星歯車機構２０における反力要素であるサンギヤＳ４との間には、第４連結機構２４が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７とサンギヤＳ４とがカウンタギヤ対８および第４連結機構２４を介して連結されている。言い換えると、サンギヤＳ４と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構２４が設けられている。これら第３および第４の連結機構２３，２４は、それぞれ、図１に示す構成例における第３および第４の連結機構９，１０と同様の構成である。

この図４に示す構成の変速機の作用は、前述の図１に示す構成の変速機の作用と同じであり、図５に示す作動表、および図６に示す共線図を用いて同様に説明することができる。すなわち、図２に示す作動表の各連結機構４，５，９，１０を、それぞれ各連結機構２１，２２，２３，２４に読み替えたものが図５に示す作動表であり、図３に示す共線図のサンギヤＳ１をサンギヤＳ３に、サンギヤＳ２をサンギヤＳ４に、リングギヤＲ１およびキャリアＣ２をリングギヤＲ３に、リングギヤＲ２およびキャリアＣ１をキャリアＣ３に、それぞれ読み替えたものが図６に示す共線図であって、図１に示す構成の変速機の作用についての説明を、上記のように各連結機構および各回転要素を読み替えることにより、図４に示す構成の変速機の作用についての説明とすることができる。

したがって、図４に示す構成であっても、前述の図１に示す構成の装置と同様に、前進４段および後進１段の変速比を連続的に（無段で）設定することができる。また、部品点数の少ないコンパクトな構成で、ＦＲ車に対する車載性の良好な装置とすることができる。これに加えて、図４に示す構成では、ラビニョ型遊星歯車機構によりこの発明における複合遊星歯車機構２０を構成することで、２組の遊星歯車機構を連結して複合遊星歯車機構を構成する場合と比較して、特に軸方向の長さを短縮化することができ、その結果、全体としての構成をコンパクト化することができる。あるいは設計の自由度が向上する。

なお、この発明は、上述した各具体例に限定されないのであり、この発明における伝動機構は上述したカウンタギヤ対８，１２に替えて、ベルトやチェーンなどを使用した巻き掛け伝動機構によって構成してもよく、あるいは摩擦車などを使用した機構によって構成してもよい。

この発明に係る動力伝達装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。 固定変速比を設定する過程における各ポンプモータおよび各連結機構の動作状態をまとめて示す図表である。 各変速比を設定する際の動作状態を説明するための複合遊星歯車機構についての共線図である。 この発明に係る動力伝達装置の他の例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明に係る動力伝達装置の他の例において、固定変速比を設定する過程における各ポンプモータおよび各連結機構の動作状態をまとめて示す図表である。 この発明に係る動力伝達装置の他の例において、各変速比を設定する際の動作状態を説明するための複合遊星歯車機構についての共線図である。

符号の説明

１…動力源、 ２…入力部材、 ３，２０…複合遊星歯車機構、 ３Ａ…第１遊星歯車機構、 ３Ｂ…第２遊星歯車機構、 Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４…サンギヤ、 Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３…リングギヤ、 Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３…キャリア、 ４，２１…第１連結機構、 ５，２２…第２連結機構、 ９，２３…第３連結機構、 １０，２４…第４連結機構、 ７…第１流体圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 １１…第２流体圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 ６…出力部材（出力軸）、 ８，１２…伝動機構（カウンタギヤ対）。

Claims (7)

1. 動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、
   前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、
   その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、
   前記動力源から動力が伝達される入力部材と、
   その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ２組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して２つの入力要素および１つの反力要素ならびに前記出力部材に連結された１つの出力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、
   前記一方の入力要素と前記入力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、
   前記他方の入力要素と前記入力部材とを選択的に連結するとともに、前記他方の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第２連結機構と、
   前記出力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、
   前記反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構と
   を備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置。
2. 前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
3. 前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに動力を伝達する第１伝動機構と、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに動力を伝達する第２伝動機構とが設けられるとともに、前記第１伝動機構は、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成され、前記第２伝動機構は、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
4. 前記複合遊星歯車機構は、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとが相互に連結されて、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のリングギヤおよび第２遊星歯車機構のキャリアが前記他方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のキャリアおよび前記第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力要素となり、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
5. 前記複合遊星歯車機構は、２つのサンギヤと、１つのキャリアと、１つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているとともに、前記リングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方の一方のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記リングギヤが前記他方の入力要素となり、前記キャリアが前記出力要素となり、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他方のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
6. 前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとは、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
7. 前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で４段、後進側で１段であることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。

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