JP4892885B2 - 変速機 - Google Patents

Description

この発明は、動力源から出力部材に伝達されるトルクを、流体圧に応じて変化させることができ、したがって変速比を連続的に変化させることのできる変速機に関するものである。

変速機は、入力部材と出力部材との間に、複数の動力伝達経路を選択的に形成し、各動力伝達経路での増減速比を異ならせることにより、入力部材と出力部材との回転数比である変速比を複数の変速比に設定するように構成された動力伝達装置である。この種の変速機が車両に搭載されていることは周知の通りであり、車両用の変速機としては、設定可能な変速比の数が多いこと、小型軽量であること、動力の伝達効率が高いことなどが要求される。そこで例えば特許文献１には、７段以上の変速段を設定でき、しかも小型化を図ることのできる変速機が記載されている。

この特許文献１に記載された変速機は、いわゆるツインクラッチ式の有段変速機であり、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。

変速段数を可及的に多くした究極の構造が、変速比を連続的に変化させることのできる無段変速機であり、無段変速機によれば、エンジンなどの動力源の回転数を運転効率などを考慮した最適な回転数に設定でき、また駆動力を多様に変化させることができる。その無段変速機の一例として、ギヤ列を使用した有段変速部と油圧を利用した無段変速部とを、入力軸と出力軸との間に並列に配置した構成が、特許文献２や特許文献３に記載されている。
特開２００３−１２０７６４号公報 特開平１１−５１１５０号公報 特開２０００−３２０６４４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、動力の伝達経路を設定し、また変更するために用いられている前記第１クラッチおよび第２クラッチは、変速過渡時の慣性力を吸収するべく油圧式の摩擦クラッチによって構成されており、そのために、エネルギー効率や変速応答性の点で改善すべき余地があった。すなわち、油圧式の摩擦クラッチは、油圧によって摩擦板を押圧することにより係合するから、所定の変速段を設定して走行している定常的な状態であっても、クラッチを係合させるための油圧を発生させる必要があり、そのための動力を常時消費することになる。

また、トルクの伝達に関与していないクラッチはいわゆる解放状態に制御されるが、摩擦板の相対回転による引き摺りトルクが生じ、それに伴う摩擦によって動力損失が生じる。また、その際に熱が生じるので、冷却のために常時潤滑油を供給する必要があり、その潤滑のために動力を消費するから、動力損失が増える可能性がある。

さらに、解放状態のクラッチを係合させる場合、摩擦板同士の間のクリアランスが詰まった後、摩擦板同士が実質的に係合してトルクを伝達する。したがってそのクリアランスが詰まるまでの時間が遅れ時間となる。特に、特許文献１に記載された変速機では、一方のクラッチの解放と他方のクラッチの係合とを協調して進行させるいわゆるクラッチ・ツウ・クラッチ変速となるので、各クラッチ相互の状況に応じて係合もしくは解放を進行させることになり、そのために複雑な制御が余儀なくされるのみならず、変速応答性が必ずしも良好ではない。

また、特許文献２あるいは特許文献３に記載されている変速機は、変速比を連続的に変化させる無段変速機として機能させることができるが、油圧を使用した無段変速部では、常時、油圧を発生させるとともに、その圧油をモータに供給している。そのため、オイルの撹拌や摩擦による損失あるいは漏れに起因する損失などが常時かつ不可避的に生じ、その結果、動力の伝達効率が必ずしも良好ではなく、車両の全体としては燃費が悪化する可能性がある。

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、全体としてのエネルギー効率が良好で、しかも変速比を連続的に変化させ、また設定することのでき、さらには発進加速性を向上させることのできる変速機を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源から出力部材に伝達されるトルクを、モータの機能を兼ね備えた流体圧ポンプの吐出量もしくは吐出圧に応じて変化させることのできる変速機において、前記動力源からトルクが伝達される入力要素と前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素と前記流体圧ポンプに連結された反力要素との少なくとも三つの回転要素を備えて差動作用をなす第１の差動機構と、前記出力要素と出力部材との間に配置され、かつ所定の変速比を設定する第１の伝動機構と、その第１の伝動機構を前記出力要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする第１の係合機構と、前記流体圧ポンプが吐出した圧力流体が供給されて動作することによるトルクを出力する流体圧モータと、その流体圧モータの出力軸と前記出力部材との間に設けられた第２の伝動機構と、前記流体圧モータの出力軸が連結された反力要素と前記動力源からトルクが伝達される入力要素と前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素との少なくとも三つの回転要素を備えて差動作用をなす第２の差動機構と、その第２の差動機構における出力要素と前記出力部材との間に配置され、かつ所定の変速比を設定する第３の伝動機構と、その第３の伝動機構を前記第２の差動機構における出力要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする第２の係合機構とを備えていることを特徴とする変速機である。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記流体圧モータは、前記流体圧ポンプから圧力流体が供給されることにより正回転する状態と逆回転する状態とに切り替え可能な正逆転型流体圧モータから構成されていることを特徴とする変速機である。

請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記第１の差動機構の全体を一体回転する状態で前記動力源が出力したトルクを前記流体圧ポンプに伝達する伝達手段を更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項４の発明は、請求項３の発明において、前記伝達手段は、前記第１の差動機構の少なくとも二つの回転要素同士を連結して第１の差動機構の全体を一体回転させる他の係合機構によって構成されていることを特徴とする変速機である。

請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記第１の差動機構におけるいずれかの回転要素と前記出力部材との間に設けられ、前記第１ないし第３の各伝動機構による変速比より小さい変速比を設定する第４の伝動機構と、その第４の伝動機構を前記第１の差動機構における前記いずれかの回転要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする更に他の係合機構とを更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記第３の伝動機構は、前記第４の伝動機構に次いで変速比が小さい伝動機構を含むことを特徴とする変速機である。

請求項１の発明によれば、動力源のトルクが差動機構の入力要素に伝達され、かつ流体圧ポンプによるトルクが反力要素に伝達されるから、動力源のトルクと流体圧ポンプによるトルクとが差動機構によって合成されて出力要素から出力され、あるいは動力源のトルクが反力要素を介して流体圧ポンプに分配されるとともに出力要素を介して出力部材側に分配される。すなわち、差動機構が動力の合成分配機構として機能する。そのため、動力源から所定のトルクが伝達されている状態で、流体圧ポンプによる反力トルクを次第に増大させれば、出力要素に現れるいわゆる出力トルクが次第に増大し、その回転数が増大する。すなわち、実質的な変速比が連続的に変化する。

その過程における流体圧ポンプの反力トルクは、加圧流体の押し出し容積を増大し、またその吐出を次第に絞ることにより増大するが、この加圧流体は流体圧モータに供給され、この流体圧モータがトルクを出力する。そして、そのトルクが第２の伝動機構を介して出力部材に伝達される。したがって、出力部材には差動機構の出力要素と流体圧モータとの両方からトルクが伝達されるので、その出力トルクが大きくなり、車両に使用した場合には、発進加速性を向上させることができる。また、流体圧ポンプから吐出した圧力流体の有するエネルギーを流体圧モータによってトルクとして出力させるから、エネルギーの有効利用を図って車両における燃費を向上させることができ、さらには発熱を抑制して変速機としての信頼性を向上させることができる。

また、第１の差動機構および第１の伝動機構を介した出力部材へのトルクの伝達と、第２の差動機構および第３の伝動機構を介した出力部材へのトルクの伝達とが可能になるから、第１の伝動機構および第３の伝動機構のそれぞれで決まる変速比（いわゆる固定変速比）を複数設定することが可能になり、その場合、流体圧を介したトルクの伝達を行わないので、動力の伝達効率が良好になり、したがって第１あるいは第３の伝動機構が複数の変速比を設定できるように構成することにより、変速機の全体としての動力伝達効率が向上し、ひいては車両に使用した場合の燃費を向上させることができる。

さらに、請求項２の発明によれば、流体圧ポンプが吐出した圧力流体によって流体圧モータを正回転および逆回転のいずれにも動作させることができるので、上述したように、発進時に流体圧ポンプから吐出される圧力流体によって流体圧モータを駆動することにより、動力の回収を行うことができ、これに加えて、流体圧モータを逆回転させることにより、後進段を設定することができる。

またさらに、請求項３あるいは請求項４の発明によれば、動力源が出力したトルクをそのまま流体圧ポンプに伝達してその流体圧ポンプから圧力流体を吐出させ、これを流体圧モータに供給して流体圧モータを動作させる。その場合、流体圧モータに対する圧力流体の供給方向を、流体圧ポンプにおける吸入・吐出方向とは反対とすることにより、流体圧モータが相対的に逆回転するので、前記第３の伝動機構を利用して後進段を設定することができ、また後進時の発進を流体圧を利用して滑らかに行うことができる。さらに、流体圧モータを正逆回転する構成とする必要がない上に、後進走行のための伝動機構を新たに設ける必要がないので、全体としての構成を小型・軽量化することができる。

また、請求項５の発明によれば、いわゆる固定変速比での最高速比を設定する第４の伝動機構が、前記他の係合機構によって全体が一体化される第１の差動機構におけるいずれかの回転要素と出力部材との間に設けられているので、車両に使用した場合に使用頻度が高くなる最高変速比では、流体を介すことなく、また差動機構における回転要素の相対回転を生じさせることなく、動力を伝達することができる。そのため、動力の伝達効率の良い状態での走行頻度が高くなるから、車両としての燃費を向上させることができる。

そして、請求項６の発明によれば、いわゆる最高変速比を設定する第４の伝動機構と、固定変速比のうち前記第４の伝動機構についで小さい変速比を設定する伝動機構とが、第１の差動機構側と第２の差動機構側とに分かれて配置されているので、これらの固定変速比の間での変速をスムースに実行することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１にこの発明の一例をスケルトン図で示してあり、ここに示す例は、流体を介さずにトルクを伝達して設定できるいわゆる固定変速比として五つの変速比を設定するように構成した例である。すなわち、動力源（Ｅ／Ｇ）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２から第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。

その動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。また、この動力源１と入力部材２との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させてもよい。

第１遊星歯車機構３がこの発明の第２の差動機構に相当し、また第２遊星歯車機構４がこの発明の第１の差動機構に相当しており、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遊星歯車機構によって構成されており、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリヤ３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構３におけるリングギヤ３Ｒに前記入力部材２が連結され、このリングギヤ３Ｒが入力要素となっている。また、入力部材２にはカウンタドライブギヤ５が取り付けられており、このカウンタドライブギヤ５にアイドルギヤ６が噛み合っているとともに、そのアイドルギヤ６にカウンタドリブンギヤ７が噛み合っている。このカウンタドリブンギヤ７は、前記第２遊星歯車機構４と同一軸線上に配置され、かつ第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒに、一体となって回転するように連結されている。したがって、第２遊星歯車機構４においては、そのリングギヤ４Ｒが入力要素となっている。各遊星歯車機構３，４の入力要素であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒは、カウンタギヤ対がアイドルギヤ６を備えた構成であるから、同方向に回転するようになっている。

第１遊星歯車機構３におけるキャリヤ３Ｃは出力要素となっており、そのキャリヤ３Ｃに第１中間軸８が、一体になって回転するように連結されている。この第１中間軸８は中空軸であって、その内部をモータ軸９が回転自在に挿入されており、このモータ軸９の一端部が、第１遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤ３Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

第２遊星歯車機構４において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に第２中間軸１０が、一体になって回転するように連結されている。この第２中間軸１０は中空軸であって、その内部をポンプ軸１１が回転自在に挿入されており、このポンプ軸１１の一端部が、第２遊星歯車機構４における反力要素であるサンギヤ４Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

上記のモータ軸９の他方の端部が正逆転可能な可変容量型ポンプモータ１２の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また、ポンプとして機能する際の吐出口から圧力流体を供給して、ポンプとして機能する際の吸入口から排出させることにより、モータとして機能するようになっている。また、吐出容量がゼロの状態から正負いずれの方向にも斜軸や斜板などの角度を変更できるように構成され、したがってモータとして機能する場合に、その設定の仕方によって正回転および逆回転のいずれも行うことができるようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１２を以下の説明では、第１ポンプモータ１２と記し、図にはＰ／Ｍ１と表示する。

また、ポンプ軸１１の他方の端部が可変容量型ポンプモータ１３の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１３は、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、ポンプとして機能する際の吐出口から圧力流体を供給して、ポンプとして機能する際の吸入口から排出させることにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１３を以下の説明では、第２ポンプモータ１３と記し、図にはＰ／Ｍ２と表示する。

各ポンプモータ１２，１３は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、油路１４，１５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入口１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士が油路１５によって連通されている。そして、これらの油路１４，１５を流通する圧油の量や圧力すなわち各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積や圧力を制御するためのバルブを主体として油圧制御装置１６が、油路１４，１５に介装されている。さらに、この油圧制御装置１６や各ポンプモータ１２，１３の吐出容量を制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）１７が設けられている。すなわち、吐出容量を設定するための斜板や斜軸の角度あるいはラジアルピストンポンプのカムリング（図示せず）の位相角度などを変更するためのアクチュエータ（図示せず）に、電子制御装置１７から指令信号が出力されるようになっている。

上記の各中間軸８，１０と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸１８が配置されている。そして、この出力軸１８と各中間軸８，１０との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する伝動機構が設けられている。この発明における伝動機構としては、固定された変速比で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対１９，２０，２１，２２，２３が採用されている。具体的に説明すると、前記第１中間軸８には、第４速駆動ギヤ１９Ａと第２速駆動ギヤ２０Ａとが、第１遊星歯車機構３側から順に配置され、かつ第１中間軸８に対して回転自在に嵌合されている。その第４速駆動ギヤ１９Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ１９Ｂと、第２速駆動ギヤ２０Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ２０Ｂとが、出力軸１８に一体回転するように取り付けられている。したがって第４速用の駆動ギヤ１９Ａおよび従動ギヤ１９Ｂ、ならびに第２速用の駆動ギヤ２０Ａおよび従動ギヤ２０Ｂが、この発明における第３の伝動機構に相当する。

さらに、上記の第４速従動ギヤ１９Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ２１Ａと、第２速従動ギヤ２０Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ２２Ａ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１９Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ２０Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。そして、第１速駆動ギヤ２２Ａよりも第２ポンプモータ１３側には、第５速駆動ギヤ２３Ａが配置されており、この第５速駆動ギヤ２３Ａは第２中間軸１０に一体回転するように連結されている。この第５速駆動ギヤ２３Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ２３Ｂは出力軸１８に回転自在に嵌合させられている。これら第１速用の駆動ギヤ２２Ａおよび従動ギヤ２０Ｂ、第３速用の駆動ギヤ２１Ａおよび従動ギヤ１９Ｂ、第５速用の駆動ギヤ２３Ａおよび従動ギヤ２３Ｂが、この発明における第１の伝動機構を構成している。

この発明の特徴的構成である発進用ギヤ対２４が設けられている。この発進用ギヤ対２４は、図１の上側の第１ポンプモータ１２が流体圧モータとして機能した場合に、その出力トルクを出力軸１８に伝達するためのものであって、この発明の第２の伝動機構に相当する。具体的には、モータ軸９に一体回転するように取り付けられた発進駆動ギヤ２４Ａと、この発進駆動ギヤ２４Ａに噛み合うとともに出力軸１８に回転自在に嵌合させられた発進従動ギヤ２４Ｂとによって構成されている。

ここで、各ギヤ対１９，２０，２１，２２，２３，２４の変速比（それぞれの駆動ギヤの歯数に対する従動ギヤの歯数の比）について説明すると、その変速比は、発進用ギヤ対２４、第１速用ギヤ対２２、第２速用ギヤ対２０、第３速用ギヤ対２１、第４速用ギヤ対１９、第５速用ギヤ対２３の順に小さくなるように構成されている。なお、発進用ギヤ対２４の変速比は、第１速用ギヤ対２２の変速比と同等もしくはそれ以下であってもよい。すなわちこの発明における第１の伝動機構による変速比より大きい変速比を第２の伝動機構が設定し、あるいは反対に第１の伝動機構による変速比以下の変速比を第２の電動機が設定するように構成することができる。

上述した第１速用ないし第５速用の各ギヤ対１９，２０，２１，２２，２３および発進用のギヤ対２４を、いずれかの中間軸８，１０と出力軸１８との間、もしくはモータ軸９と出力軸１８との間でトルク伝達可能な状態とするための係合機構が設けられている。この係合機構は、要は、選択的にトルクを伝達する機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザー）などの機構を採用することができ、図１にはシンクロナイザーを採用した例を示してある。

シンクロナイザーは、基本的には、回転軸と共に回転するスリーブを軸線方向に移動させて、その回転軸に対して相対回転するように取り付けられた回転部材のスプラインに係合させ、その過程でシンクロナイザーリングが回転部材に次第に摩擦接触することにより回転軸と回転部材とを同期させることにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。前記出力軸１８上で、発進従動ギヤ２４Ｂと第５速従動ギヤ２３Ｂとの間に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２５が設けられている。この第１シンクロ２５は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、発進従動ギヤ２４Ｂを出力軸１８に連結し、発進用のギヤ対２４がモータ軸９と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第５速従動ギヤ２３Ｂを出力軸１８に連結し、第５速用のギヤ対２３が第２中間軸１０と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。

また、前記第２中間軸１０上で、第１速駆動ギヤ２２Ａと第３速駆動ギヤ２１Ａ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）２６が設けられている。この第２シンクロ２６は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第１速駆動ギヤ２２Ａを第２中間軸１０に連結し、第１速用のギヤ対２２が第２中間軸１０と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第３速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１０に連結し、第３速用のギヤ対２１が第２中間軸１０と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。

さらに、前記第１中間軸８上で、第２速駆動ギヤ２０Ａと第４速駆動ギヤ１９Ａ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）２７が設けられている。この第３シンクロ２７は、そのスリーブを図１の左側に移動させることにより、第２速駆動ギヤ２０Ａを第１中間軸８に連結し、第２速用のギヤ対２０が第１中間軸８と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブを図１の右側に移動させることにより、第４速駆動ギヤ１９Ａを第１中間軸８に連結し、第４速用のギヤ対１９が第１中間軸８と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。

これらのシンクロ２５，２６，２７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、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前述した電子制御装置１７の指令信号を動作させるように構成すればよい。

上述したように、図１に示す変速機は、動力源１が出力したトルクが、各いずれかの中間軸８，１０もしくはモータ軸９を介して出力軸１８に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸１８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機構２８を介してデファレンシャル２９が連結され、ここから左右の車輪（図示せず）に動力を出力するようになっている。

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オイルポンプ（Ｐ／Ｍ１，Ｐ／Ｍ２）１２，１３、および各シンクロ２５，２６，２７の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各オイルポンプ１２，１３についての「ＯＦＦ」は、ポンプ容量を実質的にゼロとし、その出力軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態を示し、「ＬＯＣＫ」は、ポンプ容量を最大にするとともにオイルの吐出を制限してその出力軸にトルクが現れる状態を示している。さらに「油圧発生」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当するオイルポンプ１２，１３はポンプとして機能している。また、「油圧回収」は、一方のオイルポンプ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オイルポンプ１３（もしくは１２）は軸トルクを発生し、対応する中間軸８，１０に駆動トルクを伝達している。

そして、各シンクロ２５，２６，２７についての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ２５，２６，２７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「−」はスリーブが中央に位置して中立状態となっていることを示す。

図示しないシフト装置でニュートラルポジションが選択されるなどのことによってニュートラル（Ｎ）状態を設定する際には、各オイルポンプ１２，１３が「ＯＦＦ」状態とされ、また各シンクロ２５，２６，２７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１９，２０，２１，２２，２３，２４も出力軸１８に連結されていないニュートラル状態となる。すなわち、各オイルポンプ１２，１３が、ポンプ容量が実質的にゼロとなるように制御され、その結果、いわゆる空回り状態となるので、各遊星歯車機構３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒに動力源１からトルクが伝達されても、サンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力が作用しないので、出力要素であるキャリヤ３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸８，１０にはトルクが伝達されない。

車両が発進する場合、発進用のギヤ対２４と第１速用のギヤ対２２とを介して出力軸１８にトルクが伝達される。すなわち、先ず、第１シンクロ２５のスリーブが図１の左側に移動させられて発進従動ギヤ２４Ｂが出力軸１８に連結され、モータ軸９と出力軸１８とが発進用のギヤ対２４を介して連結される。また、同時に、第２シンクロ２６のスリーブが図１の左側に移動させられて第１速駆動ギヤ２２Ａが第２中間軸１０に連結され、第２中間軸１０と出力軸１８とが第１速用のギヤ対２２を介して連結される。したがって、この場合は、第２遊星歯車機構４を介したトルクの伝達が生じ、その第２遊星歯車機構４についての共線図を図３の（Ａ）に示してある。なお、第１遊星歯車機構３についての共線図を図３の（Ｂ）に併せて示してある。

第１および第２のシンクロ２５，２６を上記のように設定した状態で車両が停止していると、第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒは、動力源１からのトルクを受けて所定の回転数で正回転（動力源１の回転方向と同じ方向の回転）しており、また出力軸１８に連結されているキャリヤ４Ｃの回転が止められているから、サンギヤ４Ｓおよびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が逆回転している。その状態で、第２ポンプモータ１３の押し出し容積を次第に増大させ、またその吐出を次第に絞ると、すなわちフリー状態からロック状態に向けて次第に変化させると、ポンプ軸１１およびこれに連結されているサンギヤ４Ｓに、その回転を止める方向のトルク（反力トルク）が発生する。また同時に、第２ポンプモータ１３が圧油を吐出し、これが第１ポンプモータ１２の吐出口１２Ｄに供給される。

その場合、第１ポンプモータ１２に連結されているモータ軸９が回転できないので、第１ポンプモータ１２のポンプ容量をゼロから次第に増大させると、圧油が前記油圧制御装置１６におけるリリーフバルブ（図示せず）などを介してドレーンされる。すなわち、いわゆるダブルロック状態となることを、圧油をドレーンさせることにより解消するようになっている。

各ポンプモータ１２，１３のポンプ容量が増大すると、第２遊星歯車機構４でそのサンギヤ４Ｓに作用する反力が増大するので、キャリヤ４Ｃおよびこれに連結されている第２中間軸１０に現れるトルクが大きくなり、そのトルクが第１速用のギヤ対２２を介して出力軸１８に伝達される。その場合、第１速用のギヤ対２２の変速比に応じた減速作用を受け、伝達されるトルクが増大する。また一方、第２ポンプモータ１３が圧油を発生し、これが第１ポンプモータ１２に供給される。第１ポンプモータ１２は、そのポンプ容量が増大させられることにより、圧油が供給されて油圧モータとして機能し、したがってそのモータ軸９に現れたトルクが発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に伝達される。その場合、発進用のギヤ対２４の変速比に応じた減速作用を受け、伝達されるトルクが増大する。このようにして出力軸１８のトルクが増大することにより車両が発進する。

したがって、発進時には、第１ポンプモータ１２をポンプとして機能させて反力トルクを生じさせ、それに伴って第２遊星歯車機構４のキャリヤ４Ｃから第２中間軸１０および第１速用のギヤ対２２を介して出力軸１８にトルクを伝達する。これと同時に、第２ポンプモータ１３で生じた圧油を第１ポンプモータ１２に供給して動力の回収を行い、それに伴うトルクを発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に伝達するから、動力源１の動力を有効に利用して、変速機としての大きい出力軸トルクもしくは車両としての大きい駆動トルクを得ることができる。その出力トルクＴoを式で表せば、
Ｔo≒｛（１＋ρ2）κ1＋ｑ1・ρ2・κs／ｑ2｝×Ｔin
であり、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士を連通させている油路１５の圧力Ｐは、
Ｐ≒（２π・ρ2／ｑ2）×Ｔin
となる。ここで、ｑ1は第１ポンプモータ１２の１回転あたりの押し出し容積、ｑ2は第２ポンプモータ１３の１回転あたりの押し出し容積、ρ2は第２遊星歯車機構４のギヤ比、κsは発進用ギヤ対２４の変速比、Ｔinは入力部材２に入力されるトルクをそれぞれ示す。

このように発進時の駆動トルクが大きくなるので、車両の発進加速性を良好なものとすることができ、また動力源１の動力を有効に利用するので、燃費を向上し、内燃機関を使用した場合には排ガスを低減することができる。また、第２ポンプモータ１３で発生した圧油を第１ポンプモータ１２に供給することにより、その圧油を動力の伝達に使用するから、オイルの温度の上昇を抑制でき、それに伴ってオイルの耐久性や変速機の全体としての信頼性を向上させることができる。そして、発進時には、発進用のギヤ対２４を使用したトルクの伝達が可能であり、そのため走行中の加減速時に使用する第１速の変速比を相対的に小さくすることができ、そのために全体としての固定変速比の数を少なくし、変速機の小型・軽量化を図ることができる。

第２ポンプモータ１３の吐出量を次第に絞り、ついには圧油の吐出を完全に止めると、これがロック状態であり、第２遊星歯車機構４に対する反力が最大になるとともに、そのサンギヤ４Ｓの回転が止められる。その状態を図４の（Ａ）に共線図で示してあり、キャリヤ４Ｃおよびこれに連結されている第２中間軸１０が、入力要素であるリングギヤ４Ｒの回転数に対して減速されて正回転する。この場合、第２ポンプモータ１３は停止していて圧油を発生しないから、第１ポンプモータ１２はトルク伝達に特には関与しない。したがって第１シンクロ２５を中立状態（解放状態）に設定し、第１ポンプモータ１２を停止させる。図４の（Ｂ）は、この状態における第１遊星歯車機構３についての共線図である。

このようにして設定された状態が、固定変速比である第１速でかつ停止待機の状態である。したがって、動力源１の動力は、第２中間軸１０から第１速用のギヤ対２２を介して出力軸１８に伝達されるので、変速比は第１速用のギヤ対２２で決まる値となる。なお、上記の説明および図３ならびに図４から知られるように、車両が停止している状態から発進して固定変速比である第１速が設定されるまでの間では、出力軸１８のトルクおよび回転数が第２ポンプモータ１３の反力トルクおよび回転数に応じて連続的に変化する。したがって、いわゆる無段変速が実行され、スムースな発進が可能になる。

第１速を設定している場合には、第１および第２のシンクロ２５，２６のスリーブを図１の左側に移動させて設定する車両を停止させるため停止待機の状態の他に、固定変速比である第２速へのアップシフトに備える待機状態を設定することが可能である。これは、図２に示すように、第２シンクロ２６のスリーブを図１の左側に移動させて第１速の状態を維持したまま、第３シンクロ２７のスリーブを図１の左側に移動させて、第２速駆動ギヤ２０Ａを第１中間軸８に連結して設定される。この場合、第１ポンプモータ１２は容量がゼロでかつ吐出を制限しないフリー状態となっている。したがって、第１中間軸８が第２速用のギヤ対２０を介して出力軸１８に連結されても、第１ポンプモータ１２が逆回転するのみであって、いわゆるダブルロックなどの事態が生じることはない。この第１速での第２速へのアップシフト待機状態における各遊星歯車機構３，４の共線図を図５の（Ａ）および（Ｂ）に示してある。

第２速は、動力源１から第１遊星歯車機構３および第１中間軸８ならびに第２速用のギヤ対２０を介して設定するから、フリー状態の第１ポンプモータ１２のポンプ容量を次第に増大させるとともにその吐出量を次第に絞ることにより、第２速への変速を実行する。第１ポンプモータ１２は第１速で逆回転しているので、そのポンプ容量を増大させると、ポンプとして機能した圧油を吐出し、それに伴う反力トルクが第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓに作用する。したがって、動力源１からのトルクと第１ポンプモータ１２からの反力トルクが第１遊星歯車機構３で合成されて第１中間軸８および第２速用のギヤ対２０を介して出力軸１８に伝達される。この状態の第１遊星歯車機構３についての共線図を図６の（Ｂ）に示してある。

また、第１ポンプモータ１２が吐出した圧油が第２ポンプモータ１３に供給されるので、第２ポンプモータ１３がモータとして機能し、そのトルクが第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに伝達される。したがって、第２遊星歯車機構４では、動力源１から伝達されたトルクと第２ポンプモータ１３から伝達されたトルクとが合成され、その合成トルクが第２中間軸および第１速用のギヤ対２２を介して出力軸１８に伝達される。

このように、第１ポンプモータ１２の押し出し容積を増大させるとともに吐出を次第に絞ることにより、第２速への変速が進行し、したがって変速比およびトルクが連続的に変化する無段変速が実行される。また、その変速の過程で第１ポンプモータ１２がポンプとして機能し、圧油を発生するが、その圧油を第２ポンプモータ１３に供給して動力として回収するので、動力損失の少ない変速が可能になり、車両の燃費の向上に有利である。

上記のようにして第１ポンプモータ１２の吐出を次第に絞り、ついには完全にゼロとすることにより、すなわちロックすることにより、第２速が達成される。その状態における第１遊星歯車機構３についての共線図を図７の（Ｂ）に示してある。また、この第２速状態、特に第１速からアップシフトされた直後の状態もしくは第１速へのダウンシフトに備えた待機状態では、第２ポンプモータ１３は容量がゼロで自由回転の可能なフリー状態に設定される。その状態を図７の（Ａ）に示してある。さらに、アップシフトおよびダウンシフトのいずれにも備えていない安定的な第２速の状態は、第２シンクロ２６を中立位置に設定した状態であり、これを図８の（Ａ）および（Ｂ）に共線図で示してある。

さらに、第２速で第３速へのアップシフトに備えた待機状態では、上述した第２速の状態で第２シンクロ２６のスリーブを図１の右側に移動させて、第３速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１０に連結する。こうすることにより、第２中間軸およびこれに連結されている第２遊星歯車機構４のキャリヤ４Ｃの回転数が引き下げられるので、サンギヤ４Ｓおよびこれに連結されているフリー状態の第２ポンプモータ１３が逆回転する。この状態を図９の（Ａ）に第２遊星歯車機構４についての共線図として記載してある。なお、図９の（Ｂ）は第１遊星歯車機構３についての共線図である。

このようにして設定される第２速でのアップシフト待機状態で第２ポンプモータ１３のポンプ容量を次第に増大させると、第２ポンプモータ１３が圧油を発生するとともに、それに伴う反力が発生し、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転を止めるようにその反力が作用する。その状態を図１０の（Ａ）に示してあり、サンギヤ４Ｓの逆回転方向の回転数が次第に低下することにより、出力要素であるキャリヤ４Ｃおよびこれに連結されている第２中間軸１０の回転数が次第に増大する。言い換えれば、動力源１の回転数がアップシフトに伴って相対的に低下する。

また、第２ポンプモータ１３で発生した圧油が、第１速から第２速への変速の場合と同様に、第１ポンプモータ１２に供給されて第１ポンプモータ１２がモータとして機能する。そして、その出力トルクが第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓに伝達され、このトルクと動力源１からのトルクとが合成されて第２速用のギヤ対２０を介して出力軸１８に伝達される。その状態における第１遊星歯車機構３についての共線図を図１０の（Ｂ）に示してある。

第２ポンプモータ１３からの圧油の吐出を完全に止めてロック状態とすることにより第３速が達成される。その状態における第２遊星歯車機構４についての共線図を図１１の（Ａ）に示してある。また、第３速が達成されると、第１ポンプモータ１２は容量がゼロで自由回転の可能なフリー状態に制御される。すなわち、第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓおよびこれに連結されている第１ポンプモータ１２は、動力源１の回転数および出力軸１８の回転数に応じた所定の回転数が正回転する。この状態を図１１の（Ｂ）に共線図として示してある。そして、第３シンクロ２７を中立位置に戻して第２速駆動ギヤ２０Ａと第１中間軸８との連結を解くことにより、アップシフトおよびダウンシフトのいずれにも備えていない安定的な第３速状態が設定される。その状態における各遊星歯車機構３，４についての共線図を図１２の（Ａ）および（Ｂ）に示してある。

以下、同様にして第３速と第４速との間の変速、および第４速と第５速との間の変速が実行される。なお、それぞれの場合、各シンクロ２５，２６，２７を図２に示すように、図１の右側あるいは左側に移動させ、また各ポンプモータ１２，１３をポンプあるいはモータとして機能させ、あるいは「ＯＦＦ」状態と「ＬＯＣＫ」状態とに適宜設定する。

したがって、各ギヤ対１９，２０，２１，２２，２３の変速比に基づいて設定されるいわゆる固定変速比は、一方のポンプモータ１２（もしくは１３）を「ＬＯＣＫ」状態とするとともに、他方のポンプモータ１３（もしくは１２）を「ＯＦＦ」状態にして設定されるから、圧油を介することなくその変速比を設定でき、そのため動力の消費がなく、燃費を向上させることができる。また、これらの固定変速比の間では、変速比およびトルクが連続的に変化するので、いわゆる無段変速を達成することができる。

なおここで、後進段について説明すると、図１に示す構成では、第１ポンプモータ１２が正回転と逆回転とのいずれも可能であるから、その機能を利用して後進段が設定されるようになっている。すなわち、先ず、車両が停止していて出力軸１８が回転していない状態で、第１および第２のシンクロ２５，２６のスリーブを図１の左側に移動させ、発進従動ギヤ２４Ｂを出力軸１８に連結するとともに、第１速駆動ギヤ２２Ａを第２中間軸１０に連結する。これは、前述した発進時の状態あるいは停止に備えた停止待機時の第１速を設定する状態と同じである。したがって、第２遊星歯車機構４についての共線図は図１３に線Ｌ１で示すようになり、サンギヤ４Ｓおよびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が逆回転する。

後進方向に発進するべくその第２ポンプモータ１３のポンプ容量を増大させると、その吐出口１３Ｄから圧油が吐出され、これが第１ポンプモータ１２の吐出口１２Ｄに供給される。したがって、第１ポンプモータ１２での圧油の流動方向は第２ポンプモータ１３とは反対になるので、第１ポンプモータ１２を構成している斜板や斜軸の角度（傾転角）あるいはラジアルピストンポンプの場合はカムリングの位相などを、前進走行時とは反対の状態に設定すること（すなわち逆振りすること）により、第１ポンプモータ１２が、第２ポンプモータ１３から供給された圧油によって逆回転する。これは、第２ポンプモータ１３と同じ回転方向である。その結果、発進用ギヤ対２４を介して出力軸１８にトルクが伝達されると、出力軸１８が正回転する。その状態を図１３に線Ｌ２で記載してある。すなわち、動力源１のトルクおよび第２ポンプモータ１３からの反力トルクによって、第２遊星歯車機構４のキャリヤ４Ｃおよびこれに連結されている第２中間軸１０には、出力軸１８を逆回転させる方向のトルクが掛かっているが、第１ポンプモータ１２から出力され、かつ発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に加えられる正回転方向のトルクが勝ることにより、出力軸１８が正回転する。出力軸１８の正回転は、前進走行時の回転方向とは反対の回転であるから、後進段を達成することができる。

このようにして設定される後進段での出力軸トルクＴoは、
Ｔo≒｛−（１＋ρ2）κ1＋ｑ1・ρ2・κs／ｑ2｝×Ｔin
であり、また吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士を連通させている油路１５の圧力Ｐは、
Ｐ≒（２π・ρ2／ｑ2）×Ｔin
となる。なお、上記の出力軸トルクＴoの式から明らかなように、第２中間軸１０から出力軸１８に伝達されるトルクは、後進走行のためのトルクを減殺するように作用する。したがって、第２シンクロ２６を図１の左側に移動させて第１速駆動ギヤ２２Ａを第２中間軸１０に連結する替わりに、その第２シンクロ２６を図１の右側に移動させて、第３速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１０に連結し、第３速用のギヤ対２１を介して第２中間軸１０と出力軸１８とを連結するようにしてもよい。このようにすれば、上記の出力軸トルクＴoの式における｛−（１＋ρ2）κ1｝が、｛−（１＋ρ2）κ3｝になり、κ3＜κ1であるから、この項の値、すなわち後進トルクを減殺するトルクが小さくなって、後進走行のための駆動トルクを大きくすることができる。

ここで、上述した発進時および後進時における各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積の制御の態様について説明する。前述したように、第１速や後進段が設定されるまでの過渡時には、圧油を介して動力の一部を伝達するので、圧油をドレーンさせるなどのことによっていわゆるダブルロック状態などを回避できる。そのために、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積を順に変化させることができ、また同時に変化させることもできる。

図１４は、発進時に、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を順に変化させた場合の各押し出し容積ｑ1，ｑ2の変化、および変速比（トルク比）γの変化、ならびに前記油路１５の油圧ＰＡの変化を示す図であり、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1を大きい容積に設定した状態で、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させると、発進用のギヤ対２４を介したトルクの伝達が生じ、そのギヤ対２４の変速比が第１速用のギヤ対２２の変速比より大きいから、発進直後には大きい変速比（トルク比）γsが得られる。その後、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2が次第に増大するものの、圧油の吐出量が絞られるために、第１ポンプモータ１２に供給される圧油の量が減少し、それに伴って発進用のギヤ対２４が負担する伝達トルクが減少し、変速比もそれに応じて小さくなる。

第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2が、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ2と等しい容積になると、第２ポンプモータ１３についてはその容積が維持され、これに替えて第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1が次第に減少させられる。すなわち、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2の増大制御の後に第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1の減少制御が開始される。この第１ポンプモータ１２についての押し出し容積ｑ1の減少制御の過程においても第１速に向けた変速が進行し、変速比（トルク比）γが次第に低下する。そして、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1がゼロになって第１ポンプモータ１２がフリー状態となると、出力軸１８に対しては第２中間軸１０および第１速用のギヤ対２２のみを介してトルクが伝達され、第１速の変速比（トルク比）γ1が達成される。このような変速の過程における前記油圧ＰＡは、図１４に付記してある式で示される一定圧に維持される。

図１４に示す制御によれば、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2の変更制御を協調して実行する必要がないので、制御が容易になる。

これに対して図１５に示す例は、発進時に、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を同時に変更する制御例である。すなわち、発進の判断の成立に基づいて、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1を次第に低下させると同時に、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させる。この制御の開始と同時に第２ポンプモータ１３から第１ポンプモータ１２に圧油が供給されて、発進用のギヤ対２４を介したトルクの伝達が生じるので、前述した図１４に示すいわゆる逐次制御の場合と同様に、変速比（トルク比）γが発進用のギヤ対２４の変速比に基づく大きい値γsを示す。各押し出し容積ｑ1，ｑ2の増大および減少が継続することにより、変速比（トルク比）γが第１速の値γ1に向けて次第に低下し、第１ポンプモータ１２がフリー状態となり、また第２ポンプモータ１３がロック状態となることにより、第１速が達成される。このような変速の過程における前記油圧ＰＡは、図１５に付記してある式で示される一定圧に維持される。

したがって図１５に示す制御によれば、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2の変更制御が同時に進行するので、変速に要する時間が短くなり、変速応答性が向上する。

さらに、図１６は、後進時の制御例を示しており、これはいわゆる逐次制御の例である。前述したように、後進段は、第１ポンプモータ１２を逆回転するモータとして機能させて設定するので、その押し出し容積ｑ1は負の値に設定される。いわゆる逆振りの状態である。その状態で第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させると、第２ポンプモータ１３から吐出された圧油によって第１ポンプモータ１２がモータとして動作し、その出力トルクが発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に伝達されるので、第１ポンプモータ１２が出力するトルクに応じた変速比（トルク比）γsが設定される。

第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2が次第に増大するのに併せて圧油の吐出量が削減されるので、第１ポンプモータ１２の出力トルクが次第に低下し、それに応じて変速比（トルク比）γが次第に低下する。そして、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2が所定値まで増大した時点でその容積ｑ2が維持される一方、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1が次第に低下させられる。そして、目標とする容量に達した時点でその容量に維持される。その結果、変速比（トルク比）γが目標値γRに設定される。このような変速の過程における前記油圧ＰＡは、図１６に付記してある式で示される一定圧に維持される。

つぎのこの発明の他の例を説明する。上述した図１に示す構成では、後進段を設定した際に、発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に伝達されるトルクと、第１速用のギヤ対２２もしくは第３速用のギヤ対２１を介して出力軸１８に伝達されるトルクとが、互いに減殺する方向に作用する。また、第２ポンプモータ１３として傾転角が両振り、つまり正逆回転可能な構成のものを採用する必要がある。これとは異なり、図１７に示す変速機は、後進段でのトルク伝達効率を向上させ、また傾転角が片振り、つまり回転方向が一方向のみのポンプモータを使用できるように構成されている。

具体的に説明すると、図１７に示す変速機は、前述した図１に示す構成の一部を変更したものであって、前述した第５速用のギヤ対２３に替えて、ポンプ軸１１と第２中間軸１０とを選択的に連結する係合装置が設けられている。この係合装置は、係合した状態で第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように機能するので直結クラッチと称することのできるもであり、ドグクラッチや同期連結機構（シンクロナイザー）などを採用できる。図１７には、同期連結機構を用いた例が示されており、以下の説明ではこの係合装置をリバース（Ｒ）シンクロ４０と記す。

また、図１７に示す変速機では、第１ポンプモータ１２として、第２ポンプモータ１３と同様に、一方向に回転する可変容量型ポンプモータが採用されている。他の構成は、図１に示す構成と同様であるから、図１における構成と同一の部分には図１と同じ符号を付してその説明を省略する。

図１７に示す変速機では、発進状態から第４速用のギヤ対１９で決まる変速までの間の変速比を連続的に設定することができ、また後進段を設定することができる。そのための各シンクロ２５，２６，２７，４０および各ポンプモータ１２，１３の動作状態を図１８にまとめて示してある。この図１８は、前述した図２とほぼ同じであり、第５速の欄がないこと、リバースシンクロ４０の欄が追加されていること、後進段を設定するための動作内容が異なっていることの点で、図２とは相違しており、それ以外は図２と同じである。

したがって、ニュートラル、ならびに発進から第４速までの動作状態は、図１に示す変速機と同様であり、その説明を省略する。これに対して、後進段は、第１シンクロ２５のスリーブを図１７の左側に移動させて第１速駆動ギヤ２２Ａを第２中間軸１０に連結し、かつリバースシンクロ４０のスリーブを図１７の右側に移動してポンプ軸１１あるいはこれが連結されているサンギヤ４Ｓと第２中間軸１０もしくはこれが連結されているキャリヤ４Ｃとを連結する。すなわち、第２遊星歯車機構４における二つの回転要素を一体化するように連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体化する。

したがって、動力源１から第２遊星歯車機構４に伝達されたトルクは、そのまま第２ポンプモータ１３に伝達され、この第２ポンプモータ１３が正回転する。その第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させると、その吐出口１３Ｄから圧油を吐出し、これが第１ポンプモータ１２の吐出口１２Ｄに供給される。そのため、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1（ポンプ容量）をある程度大きい値に設定しておくと、第１ポンプモータ１２がモータとして機能してトルクを出力する。その場合、第１ポンプモータ１２における圧油の流動方向は、第２ポンプモータ１３とは反対になるので、第１ポンプモータ１２の回転方向は、第２ポンプモータ１３とは逆の逆回転方向となる。そして、この第１ポンプモータ１２が出力するトルクが、モータ軸９および発進用のギヤ対２４を介して出力軸１８に伝達されるので、出力軸１８が正回転し、前述した図１に示す例と同様に後進段が設定される。

このように図１７に示す構成の変速機では、後進段を設定する場合、実質上、動力源１の動力で第２ポンプモータ１３を直接駆動し、その圧油を第１ポンプモータ１２に供給してこれを逆回転するモータとして機能させる。すなわち、油圧を介した動力の伝達を行い、そのモータ軸９から出力軸１８にトルクを伝達して後進段を設定する。そのため、その油圧を制御することにより、後進走行をスムースに開始することができる。また、出力軸１８に伝達する後進走行のためのトルクを減殺する作用が生じないので、後進時のトルクの伝達効率が向上し、大きい駆動トルクを得ることができる。

なお、図１７に示す変速機においても、後進方向に発進する際の各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2の変更制御は、前述した図１に示す例と同様に、いわゆる逐次制御で行ってもよく、あるいは同時制御で行ってもよい。

この発明の更に他の具体例を図１９に示してある。ここに示す例は、上述した図１７に示す構成に加えて、直結ギヤ対４１を設けた例である。この直結ギヤ対４１は、第２遊星歯車機構４の全体が一体となって回転する場合にこの第２遊星歯車機構４に入力されたトルクを出力軸１８に伝達する増速ギヤ対であり、具体的には、前記ポンプ軸１１と出力軸１８との間に設けられている。すなわち、出力軸１８上において、駆動ギヤ４１Ａが、前記第１シンクロ２５を挟んで発進従動ギヤ２４Ｂとは反対側に配置され、第１シンクロ２５によってその従動ギヤ４１Ｂを出力軸１８に選択的に連結するようになっている。また、この従動ギヤ４１Ｂに噛み合っている駆動ギヤ４１Ａがポンプ軸１１に一体となって回転するように取り付けられている。この駆動ギヤ４１Ａの歯数に対する従動ギヤ４１Ｂの歯数の比である変速比は、直結ギヤ対４１による変速段より一段低速側の変速段である第４速を設定するギヤ対１９の変速比より小さく設定されている。したがって、車両が走行している際の使用頻度が高い最高速段を、この直結ギヤ対４１によって設定するようになっている。

この直結ギヤ対４１を使用した最高速段は、第１シンクロ２５のスリーブを図１９の左側に移動させてその従動ギヤ４１Ｂを出力軸１８に連結し、ポンプ軸１１と出力軸１８との間でトルクを伝達できる状態とする。また一方、リバースシンクロ４０のスリーブを図１９の右側に移動してポンプ軸１１と第２中間軸１０とを連結することにより第２遊星歯車機構４の全体を一体回転する状態とする。したがって動力源１から第２遊星歯車機構４に伝達されたトルクは、そのままポンプ軸１１に伝達され、ここから直結ギヤ対４１を介して出力軸１８に伝達される。そして、その直結ギヤ対４１の変速比に基づく変速比が設定される。

このように直結ギヤ対４１を使用する最高速段では、全て機械的手段によるトルク伝達が行われ、しかも第２遊星歯車機構４の全体が一体回転して回転要素同士あるいは回転部材同士の摩擦が低減されるから、効率の良い動力伝達が可能になり、それに伴って燃費を向上させることができる。また、直結ギヤ対４１と、これより一段低速側の第４速を設定する第４速用ギヤ対１９とが、異なる中間軸８，１０側に配置されているので、他の固定変速比同士の間での変速の場合と同様に、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容量ｑ1，ｑ2を連続的に変化させることによる変速が可能であり、したがってショックのないスムースな変速を行うことができる。

なお、この発明は上述した具体例に限定されないのであって、各伝動機構は、歯車による機構以外に巻き掛け伝動機構によって構成してもよい。その例を示すと図２０のとおりである。すなわちここに示す変速機では、図１に示す構成のうち、各固定変速比を設定するためのギヤ対１９，２０，２１，２２，２３と発進用のギヤ対２４、および入力部材２と第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒとを連結するカウンタギヤ対５，６，７、ならびに出力軸１８とデファレンシャル２９とを連結するギヤ対２８に替えて、それぞれチェーンドライブ機構１１９，１２０，１２１，１２２，１２４，１５０，１２８が採用されている。なお、図２０に示す変速機は第４速を最高速段とするように構成され、したがって図１に示す第５速に相当する固定変速比を設定するための機構は設けられていない。図２０における他の構成は図１に示す構成と同様であり、したがって図２０に図１と同様の符号を付してその説明を省略する。

また、この発明においては、差動機構に相当する各遊星歯車機構３，４は、シングルピニオン型遊星歯車機構に替えてダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成することもでき、あるいは更に他の構成の差動歯車機構によって構成することもできる。また、出力部材との間に設けられる伝動機構は、適宜の変速比を設定することができればよいのであって、全体としての固定変速比の数は、五速あるいは四速以外に、これより少なくてもよく、あるいは反対に六速以上であってもよく、さらには変速比が連続的に変化する伝動機構であってもよい。さらに、動力源は一方の差動機構に直接連結する替わりに、前述したアイドルギヤに連結してもよい。

この発明の一例を模式的に示すスケルトン図である。 図１に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。 発進から第１速が設定されるまでの各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第１速での停止待機状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第１速での第２速への待機状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第１速から第２速への無段変速状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第２速での第１速への待機状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第２速状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第２速での第３速への待機状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第２速から第３速への無段変速状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第３速での第２速への待機状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 第３速状態における各遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 後進段での第２遊星歯車機構の状態を示す共線図である。 発進時に各ポンプモータの押し出し容積を逐次制御した場合の押し出し容積、変速比（トルク比）、油圧の変化を示すタイムチャートである。 発進時に各ポンプモータの押し出し容積を同時制御した場合の押し出し容積、変速比（トルク比）、油圧の変化を示すタイムチャートである。 後進時に各ポンプモータの押し出し容積を逐次制御した場合の押し出し容積、変速比（トルク比）、油圧の変化を示すタイムチャートである。 この発明の他の例を示すスケルトン図である。 図１７に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。 この発明の更に他の例を示すスケルトン図である。 伝動機構を巻き掛け伝動機構によって構成したこの発明の一例を示すスケルトン図である。

符号の説明

１…動力源、 ２…入力部材、 ３，４…遊星歯車機構、 ８…第１中間軸、 ９…モータ軸、 １０…第２中間軸、 １１…ポンプ軸、 １２…第１ポンプモータ、 １３…第２ポンプモータ、 １８…出力軸、 １９…第４速用ギヤ対、 ２０…第２速用ギヤ対、 ２１…第３速用ギヤ対、 ２２…第１速用ギヤ対、 ２３…第５速用ギヤ対、 ２４…発進用ギヤ対、 ２５，２６，２７…同期連結機構（シンクロ）、 ４０…リバースシンクロ、 ４１…直結ギヤ対、 １１９，１２０，１２１，１２２，１２４，１２８，１５０…チェーンドライブ機構。

Claims (6)

1. 動力源から出力部材に伝達されるトルクを、モータの機能を兼ね備えた流体圧ポンプの吐出量もしくは吐出圧に応じて変化させることのできる変速機において、
   前記動力源からトルクが伝達される入力要素と前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素と前記流体圧ポンプに連結された反力要素との少なくとも三つの回転要素を備えて差動作用をなす第１の差動機構と、
   前記出力要素と出力部材との間に配置され、かつ所定の変速比を設定する第１の伝動機構と、
   その第１の伝動機構を前記出力要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする第１の係合機構と、
   前記流体圧ポンプが吐出した圧力流体が供給されて動作することによるトルクを出力する流体圧モータと、
   その流体圧モータの出力軸と前記出力部材との間に設けられた第２の伝動機構と、
   前記流体圧モータの出力軸が連結された反力要素と前記動力源からトルクが伝達される入力要素と前記出力部材に対してトルクを出力する出力要素との少なくとも三つの回転要素を備えて差動作用をなす第２の差動機構と、
   その第２の差動機構における出力要素と前記出力部材との間に配置され、かつ所定の変速比を設定する第３の伝動機構と、
   その第３の伝動機構を前記第２の差動機構における出力要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする第２の係合機構と
   を備えていることを特徴とする変速機。
2. 前記流体圧モータは、前記流体圧ポンプから圧力流体が供給されることにより正回転する状態と逆回転する状態とに切り替え可能な正逆転型流体圧モータから構成されていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
3. 前記第１の差動機構の全体を一体回転する状態で前記動力源が出力したトルクを前記流体圧ポンプに伝達する伝達手段を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
4. 前記伝達手段は、前記第１の差動機構の少なくとも二つの回転要素同士を連結して第１の差動機構の全体を一体回転させる他の係合機構によって構成されていることを特徴とする請求項３に記載の変速機。
5. 前記第１の差動機構におけるいずれかの回転要素と前記出力部材との間に設けられ、前記第１ないし第３の各伝動機構による変速比より小さい変速比を設定する第４の伝動機構と、
   その第４の伝動機構を前記第１の差動機構における前記いずれかの回転要素と前記出力部材との間で選択的にトルク伝達可能な状態にする更に他の係合機構と
   を更に備えていることを特徴とする請求項４に記載の変速機。
6. 前記第３の伝動機構は、前記第４の伝動機構に次いで変速比が小さい伝動機構を含むことを特徴とする請求項５に記載の変速機。

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