JP2008039002A

JP2008039002A - 車両用変速機

Info

Publication number: JP2008039002A
Application number: JP2006212513A
Authority: JP
Inventors: Arata Murakami; 新村上; Makoto Funahashi; 眞舟橋; Takahiro Shiina; 貴弘椎名
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2006-08-03
Filing date: 2006-08-03
Publication date: 2008-02-21
Anticipated expiration: 2026-08-03
Also published as: CN101501366A; CN101501366B; JP4281764B2

Abstract

【課題】動力の伝達効率や静粛性、車載性などに優れ、しかも無段変速の可能な変速機を提供する。
【解決手段】動力源１から動力が伝達される２本のドライブ軸１０，１１と、ドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸１３と、各ドライブ軸とドリブン軸との間に配置された伝動機構１４，１５，１６，１７，１８と、その伝動機構を介した動力の伝達を選択的に可能にする切換機構１９，２０，２１，２２とを有し、各ドライブ軸が同心円上に互いに相対回転可能に嵌合した状態で配置されるとともに、これらのドライブ軸とドリブン軸とが互いに平行な軸線上に配置され、第１駆動ユニット３がドライブ軸と同一の軸線上に配置され、第２駆動ユニット４がドリブン軸と同一の軸線上に配置され、これら第１駆動ユニットと第２駆動ユニットとがエネルギ形態を変化させた動力を授受可能に接続されている。
【選択図】図１

Description

この発明は、ギヤ対などの複数の伝動機構を動力伝達系統に備え、トルク伝達に関与する伝動機構を切り替えることにより変速を行うように構成した車両用の変速機に関し、特に歯車機構などの機械的手段による動力伝達と油圧などの圧力流体あるいは電力などの他のエネルギ形態を介した動力伝達とを併用できる変速機に関するものである。

この種の変速機の一例が特許文献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、遊星歯車機構におけるトルクの伝達経路を複数のクラッチ機構の係合・解放の状態に応じて切り替える機械式トランスミッション（ＭＴ）と、油圧ポンプで発生させた圧油を油圧モータに供給して動力を伝達し、その圧油の供給状態に応じて変速を行う静液圧式トランスミッション（ＨＳＴ）とを、入力部材と出力部材との間に並列に配置して構成されている。この特許文献１に記載された変速機では、機械式トランスミッションによってステップ的に変化する変速比が設定されるのに対して、静液圧式トランスミッションで設定される変速比は連続的に変化する変速比となるので、全体としての変速比を連続的に変化させることができ、したがっていわゆる無段変速機として機能させることができる。

また、他の例が特許文献２に記載されている。この特許文献２に記載されたトランスミッションは、動力源が出力した動力を、複数のギヤ対と複数のクラッチ機構とを主体とする多段変速装置と、ＨＳＴ（静液圧式トランスミッション）とに分配して伝達し、これらの多段変速装置とＨＳＴとで変速された動力を遊星歯車機構によって合成した後、出力するように構成されている。したがって、この特許文献２に記載されたトランスミッションでは、多段変速装置とＨＳＴとのそれぞれで伝達する動力の割合をＨＳＴで変化させることにより、全体としての変速比を連続的に変化させることができる。

特開平１１−５１１５０号公報特開２０００−３２０６４４号公報

上述したように特許文献１に記載されている変速機では、静液圧式トランスミッションを介して動力を伝達し、その伝達割合を変化させることにより、変速比を無段階に変化させることができる。しかしながら、その場合の流体を介した動力の伝達は、ポンプを動力源の動力で直接駆動し、それによって発生した流体圧をモータに送ってこれを駆動し、そのモータが出力した動力をそのまま出力側に伝達するようになっている。そのため、伝達するトルクに応じて流体圧が高くなるなど、動力損失が相対的に多くなって全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。

このような事情は特許文献２に記載されているトランスミッションにおいても同様であって、特許文献２に記載された構成は、多段変速装置とＨＳＴとを入力部材と出力部材との間に実質的に並列に配置した構成であるから、ＨＳＴを介した動力伝達を行う場合に動力損失が多くなるなどの全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。

さらに、各特許文献１，２に記載されたいずれの変速機であっても、エンジンなどの動力源が出力した動力を変速機に入力し、またその動力を遮断するための機構として多板クラッチなどのクラッチを使用することになり、そのため入力を維持するのに油圧などの動力を消費し、これが全体としての動力損失の増大もしくは動力伝達効率の悪化の要因になる可能性があった。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることが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、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、前記各ドライブ軸が同心円上に互いに相対回転可能に嵌合した状態で配置されるとともに、これらのドライブ軸と前記ドリブン軸とが互いに平行な軸線上に配置され、前記動力源から伝達された動力の一部を前記いずれか一方のドライブ軸に出力するとともに他の動力をエネルギ形態を変化させて出力し、かつ前記ドライブ軸に出力する動力とエネルギ形態を変化させて出力する動力との割合を変化させることのできる第１駆動ユニットが前記ドライブ軸とドリブン軸との一方と同一の軸線上に配置され、前記動力源から伝達された動力の一部を前記いずれか他方のドライブ軸に出力するとともに他の動力をエネルギ形態を変化させて出力し、かつ前記ドライブ軸に出力する動力とエネルギ形態を変化させて出力する動力との割合を変化させることのできる第２駆動ユニットが前記ドライブ軸とドリブン軸との他方と同一の軸線上に配置され、これら第１駆動ユニットと第２駆動ユニットとが前記エネルギ形態を変化させた動力を授受可能に接続されていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第１駆動ユニットと第２駆動ユニットとのそれぞれは、前記動力源から動力を伝達される入力要素と前記いずれかのドライブ軸に動力を出力する出力要素と反力要素との三要素によって差動作用を行う差動機構と、駆動されてエネルギを発生しかつそのエネルギが供給されて動力を出力するとともに前記エネルギの発生容量および動力の出力容量を変更可能なモータとを含み、前記各反力要素に前記モータがそれぞれ連結されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置されたいずれかの駆動ユニットにおけるモータと前記ドリブン軸とを選択的に直結する直結切換機構と、前記車両の発進の際にその直結切換機構と他のいずれかの前記切換機構とを係合状態に設定する発進制御手段とを更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項４の発明は、請求項３の発明において、前記他のいずれかの切換機構は、前記複数の伝動機構のうち、前進方向で最も大きい変速比を設定する伝動機構を介したトルク伝達を可能にする伝動機構と、後進走行する方向に動力を伝達する伝動機構とのいずれかであることを特徴とする車両用変速機である。

請求項５の発明は、請求項３の発明において、前記伝動機構は、前記車両が前進方向に発進する際に動力を伝達する第１速伝動機構と、該第１速伝動機構より変速比が小さい他の前進速伝動機構とを含み、前記直結切換機構は、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置されたいずれかの駆動ユニットにおけるモータと前記ドリブン軸との連結を解いた状態で前記他の前進速伝動機構をトルク伝達可能な状態に切り替えられるように構成されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記他の前進速伝動機構は、前記第１速伝動機構の次に小さい変速比を設定する伝動機構であることを特徴とする車両用変速機である。

請求項７の発明は、請求項５の発明において、前記他の前進速伝動機構は、前記第１速伝動機構の次に変速比が小さい第２速伝動機構が連結されるいずれかの前記ドライブ軸に連結される他の伝動機構であることを特徴とする車両用変速機である。

請求項８の発明は、請求項１ないし７のいずれかの発明において、前記伝動機構は、前記車両を後進走行させるために動力を伝達する少なくとも一つの後進速伝動機構を含み、前記切換機構は、いずれか一方のドライブ軸と前記ドリブン軸との間に設けられた伝動機構と他方のドライブ軸と前記ドリブン軸との間に設けられた他の伝動機構とを選択的にトルク伝達可能にするとともにこれらいずれの伝動機構もトルク伝達しない状態に設定する機構を含み、該機構でトルク伝達可能な状態に設定される伝動機構は、前記後進速伝動機構を含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項９の発明は、請求項２ないし８のいずれかの発明において、前記モータは、押出容積を変更可能な可変容量型流体圧ポンプモータとを含み、各駆動ユニットにおける該可変容量型流体圧ポンプモータ同士が流体圧を授受可能に連結されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項１０の発明は、請求項９の発明において、前記可変容量型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型流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項１１の発明は、請求項２ないし８の発明において、前記モータは、発電機としての機能と電気モータとしての機能を備えているモータ・ジェネレータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項１の発明によれば、動力源が出力した動力が、各駆動ユニットに伝達され、そのいずれかの駆動ユニットからいずれかのドライブ軸に動力が伝達され、さらに切換機構の動作状態に応じたいずれかの伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その場合、いずれか一つの駆動ユニットのみが、入力された動力をそのままドライブ軸に出力する状態になっていれば、その駆動ユニットに連結され、かつ動力を伝達できる状態になっている伝動機構によって決まる変速比が設定される。これに対して、いずれかの駆動ユニットにおいて、入力された動力の一部がそのエネルギ形態を変換させられ、その動力が他の駆動ユニットに伝達されると、該他の駆動ユニットからこれに連結されているドライブ軸に動力が伝達され、さらにそのドライブ軸から、所定の切換機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。

すなわち、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達が並行して行われ、そのエネルギ形態の変換を伴って伝達される動力を連続的に変化させることができるので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速が可能になる。その場合、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達は、動力源から入力された動力を、それぞれのドライブ軸を通る複数の動力伝達系統に分配するためのものであるから、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達で負担するトルクを抑制でき、それに伴って動力損失を防止もしくは抑制して全体としての動力伝達効率を向上させることができる。

請求項２の発明によれば、各駆動ユニットはモータによって反力を与えることにより、いずれかのドライブ軸に動力を伝達し、またエネルギ形態を変換して出力するから、モータに掛かる負荷が相対的に小さくても大きい動力を駆動ユニットで伝達することができる。そのため、駆動ユニットや変速機の全体の構成を小型化でき、また動力の伝達効率を向上させることができる。

請求項３または４の発明によれば、車両の発進時に、いずれかの切換機構および伝動機構を介した動力の伝達と、モータ同士の間の動力の伝達とによる動力伝達を行うことができるので、発進時の駆動トルクを十分に大きくすることができる。

請求項５の発明によれば、上述した各請求項の発明による効果と同様の効果に加えて、直結切換機構によって発進のための連結状態と、他の前進走行のための連結状態とを切り替えることができるので、シフト操作性を向上させることができる。

特に請求項６または７の発明によれば、発進した後、第１速伝動機構によるトルクの伝達状態から、これより変速比の小さい次の変速段の状態への切り替えを、直結切換機構の一連の動作で行うことが可能になり、迅速なシフトを行うことができるとともに、そのシフト制御が容易になる。

請求項８の発明によれば、後進速伝達機構と前進走行のための他の伝達機構とを一つの切換機構により動力伝達可能な状態に選択的に設定できるので、切換機構もしくはこれを駆動するためのアクチュエータの数を少なくでき、そのため変速機の全体としての構成を小型化することができる。

請求項９の発明によれば、流体圧ポンプモータの押出容積を変化させることにより、駆動ユニットを介して伝達する動力を制御できるので、制御が容易である上に、動力損失を抑制して動力伝達効率や車両の燃費を向上させることができる。

請求項１０の発明によれば、いずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を前進走行時とは反対の容積に設定できるので、後進走行のための構成や制御が容易になる。

請求項１１の発明によれば、電気的に変速制御を行うことができるので、制御が容易になる。

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、伝達するべき動力（エネルギ）の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として四つの前進段および一つの後進段を設定するように構成した例であり、特にエンジンなどの動力源１を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に適するように構成した例である。すなわち、動力源１に連結されている入力部材２と同一の軸線上と、これに平行な軸線上とのそれぞれに駆動ユニット３，４が配置されている。ここで、動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。なお、以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２と間に、ダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。

各駆動ユニット３，４は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図１に示す例では、差動機構とこれに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、三つの回転要素によって差動作用を行うものであればよく、歯車やローラを回転要素とした機構であり、そのうちの歯車式差動機構としてはシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構を使用することができる。また、反力機構は、選択的にトルクを出力できる機構であればよく、油圧などの流体式のポンプモータや電気的に動作するモータ・ジェネレータなどを用いることができる。

図１に示す例では、シングルピニオン型遊星歯車機構と可変容量型油圧ポンプモータとによって各駆動ユニット３，４が構成されている。以下の説明では、エンジン１と同軸上の駆動ユニットを仮に第２駆動ユニット４と記し、これと平行に配置されている駆動ユニットを仮に第１駆動ユニット３と記す。第２駆動ユニット４における遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ２と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ２と、これらのサンギヤＳ２とリングギヤＲ２とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリヤＣ２とを回転要素とするシングルピニオン型のものである。そのリングギヤＲ２に入力軸２が連結されており、したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。またそのサンギヤＳ２に反力機構としての油圧ポンプモータ６が接続されている。すなわち、サンギヤＳ２が反力要素となっている。

この油圧ポンプモータ６は、押出容積を変更できる可変容量型であり、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、前記遊星歯車機構５を挟んで前記入力軸２とは反対側に、これら遊星歯車機構５および入力軸２と同一軸線上に配置されている。この種の油圧ポンプモータ６としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

第１駆動ユニット３における遊星歯車機構７は、上記の第２駆動ユニット４における遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリヤＣ１とを回転要素とし、これら三つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。そのリングギヤＲ１が入力要素となり、またサンギヤＳ１が反力要素となり、さらにキャリヤＣ１が出力要素となっている。すなわち、前記入力軸２にカウンタドライブギヤ８Ａが取り付けられており、これに噛み合っているカウンタドリブンギヤ８Ｂが第１駆動ユニット３における遊星歯車機構（以下、第１遊星歯車機構と記す）７のリングギヤＲ１に連結されている。なお、この第１遊星歯車機構７と前述した第２駆動ユニット４における遊星歯車機構（以下、第２遊星歯車機構と記す）５とは、軸線方向に互いにずれて配置され、半径方向で重ならないようになっている。これらのカウンタドライブギヤ８Ａとカウンタドリブンギヤ８Ｂとからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第１カウンタギヤ対と記す）８は、いわゆる入力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。

さらに、第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に反力機構としての油圧ポンプモータ９が接続されている。この油圧ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、前記第１遊星歯車機構７に対してエンジン１側（図１の左側）に、これら第１遊星歯車機構７と同一軸線上に配置されている。また、この油圧ポンプモータ９としては、上述した油圧ポンプモータ６と同様に、斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。なお、以下の説明では、第１駆動ユニット３における油圧ポンプモータ９を第１ポンプモータ９と記し、これを図にはＰＭ１と記すことがあり、また第２駆動ユニット４における油圧ポンプモータ６を第２ポンプモータ６と記し、図にはこれをＰＭ２と記すことがある。

上記の第１駆動ユニット３を構成している第１遊星歯車機構７および第１ポンプモータ９と同一の軸線上に第１ドライブ軸１０と第２ドライブ軸１１との二本のドライブ軸が配置されている。これらのうち一方のドライブ軸、例えば第２ドライブ軸１１は中空構造であって、第１ドライブ軸１０の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸１０，１１は第１遊星歯車機構７を挟んで第１ポンプモータ９とは軸線方向で反対側に配置されている。そして、第１ドライブ軸１０は第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に連結されており、また第２ドライブ軸１１は第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にトルク伝達可能に連結され、このキャリヤＣ２が出力要素となっている。すなわち、このキャリヤＣ２にカウンタドライブギヤ１２Ａが連結され、そのカウンタドライブギヤ１２Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１２Ｂが第２ドライブ軸１１に取り付けられている。これらのカウンタドライブギヤ１２Ａおよびカウンタドリブンギヤ１２Ｂからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第２カウンタギヤ対と記す）１２は、いわゆる出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。したがって、互いに平行な二つの軸線上にドライブ軸やドリブン軸、各駆動ユニットを配置した構成であるから、外径を小さくして車載性を向上させることができ、特に車両の前後方向に向けて配置する場合の車載性を向上させることができる。また小型化を図ることができる。

各ドライブ軸１０，１１から動力が伝達されるドリブン軸１３が、各ドライブ軸１０，１１と平行になるように、前記入力軸２や第２駆動ユニット４と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速機はいわゆる二軸構造になっている。これら各ドライブ軸１０とドリブン軸１３との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸２とドリブン軸１３との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図１に示す例では、前進走行のための四つのギヤ対１４，１５，１６，１７と後進走行のためのギヤ対１８とが設けられている。

前記の第１ドライブ軸１０は、中空構造の第２ドライブ軸１１の端部から突出しており、その突出した部分に第１速駆動ギヤ１４Ａと第３速駆動ギヤ１６Ａとリバース駆動ギヤ１８Ａとが取り付けられている。その配列順序は、第１ドライブ軸１０の先端（図１の右端）側から、リバース駆動ギヤ１８Ａ、第１速駆動ギヤ１４Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａの順であり、これは、ギヤ比の大きい順（ピット円半径の小さい順、もしくは歯数の少ない順）である。このような配列とすることにより、第１ドライブ軸１０の先端部を支持する軸受（図示せず）に掛かる荷重を相対的に低荷重とし、軸受を小型化することができる。また、第２ドライブ軸１１には、その先端側（図１の右側）から順に、第２速駆動ギヤ１５Ａおよび第４速駆動ギヤ１７Ａが取り付けられている。したがって、第１および第２のドライブ軸１０，１１の一方には、奇数段の駆動ギヤが取り付けられ、他方には偶数段の駆動ギヤが取り付けられている。言い換えれば、第１ドライブ軸１０に第２速および第４速の駆動ギヤを取り付け、第２ドライブ軸１１に第１速および第３速の駆動ギヤを取り付けてもよい。

上記の各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８における従動ギヤ１４Ｂ，１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂが、ドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、第１速従動ギヤ１４Ｂは上記の第１速駆動ギヤ１４Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。また、第３速従動ギヤ１６Ｂは、第３速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１４Ｂに隣接して配置されている。さらに、第２速従動ギヤ１５Ｂは、第２速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第３速従動ギヤ１６Ｂに隣接して配置されている。そして、第４速従動ギヤ１７Ｂは、第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第２速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。一方、リバース従動ギヤ１８Ｂはドリブン軸１３に回転自在に嵌合しており、このリバース従動ギヤ１８Ｂとリバース駆動ギヤ１８Ａとの間にはアイドルギヤ１８Ｃが配置され、リバース駆動ギヤ１８Ａの回転方向とリバース駆動ギヤ１８の回転方向とが同じになるように構成されている。したがって、第１速ないし第４速のギヤ対１４，１５，１６，１７がこの発明の前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対１８がこの発明の後進速伝動機構に相当する。

これらのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８をいずれかのドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３とに選択的に連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構（シンクロナイザー）を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）や摩擦式クラッチなどを使用することができる。また、上記の従動ギヤをドリブン軸１３に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤをドライブ軸に対して回転自在とし、その駆動ギヤをドライブ軸に対して選択的に連結するようにドライブ軸側に切換機構を設けることができる。

図１に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第１速従動ギヤ１４Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、また第２速従動ギヤ１５Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が配置され、さらにリバース従動ギヤ１８Ｂに隣接してリバースシンクロ（Ｒシンクロ）２１が設けられている。これらのシンクロ１９，２０，２１は、従来の手動変速機で用いられているものと同様に、ドリブン軸１３に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。

したがって第１シンクロ１９は、そのスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ１９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１４Ｂ，１６Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ２０は、そのスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ２０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１５Ｂ，１７Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。さらに、リバースシンクロ２１は、そのスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１３に連結するように構成されている。

さらに、車両の発進の際に第２ポンプモータ６とドリブン軸１３とを連結する切換機構が設けられている。この切換機構は、同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図１には同期連結機構からなるスタートシンクロ（Ｓシンクロ）２２が記載されている。このスタートシンクロ２２は、この発明の直結切換機構に相当し、ドリブン軸１３に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ２２Ｓを備えており、これに対して第２ポンプモータ６のロータ軸は第２ポンプモータ６を貫通し、そのロータ軸の端部に、スリーブ２２Ｓが係合するスプラインが形成されている。したがって、スリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させることにより、スリーブ２２Ｓがロータ軸のスプラインに嵌合し、ロータ軸とドリブン軸１３とが連結されるようになっている。

上記の各スリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓは、図示しないリンケージを介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ２３，２４，２５，２６によって切換動作させるように構成することができる。また、上記の各ポンプモータ６，９の押出容積を電気的に制御し、また各アクチュエータ２３，２４，２５，２６を電気的に制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２７が設けられている。この電子制御装置２７は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータや予め記憶しているデータおよびプログラムに従って演算を行い、押出容積を設定し、あるいはシンクロ１９，２０，２１，２２を動作させるための指令信号を出力するようになっている。

なおここで、各ポンプモータ６，９に関する油圧回路について簡単に説明すると、図２に示すように、これらのポンプモータ６，９と閉回路によって連通されている。すなわち、各ポンプモータ６，９の吸入ポート６Ｓ，９Ｓ同士が油路２８によって連通され、また吐出ポート６Ｄ，９Ｄ同士が油路２９によって連通されている。その吸入ポートとは、前進走行する際に遊星歯車機構に対して反力を与えるように押出容積を設定した場合に、相対的に低圧となるポートであり、相対的に高圧となるポートが吐出ポートである。なお、圧油の不可避的な漏洩が生じるから、圧油の補給を行うチャージポンプ（図示せず）を上記の閉回路に接続してもよい。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図３は、いずれかのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の各油圧ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各シンクロ１９，２０，２１，２２の動作状態をまとめて示す図表であって、この図３における各油圧ポンプモータ６，９についての「０」は、ポンプ容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ６，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方の油圧ポンプモータ６（もしくは９）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ９（もしくは６）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１９，２０，２１，２２についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１９，２０，２１，２２をＯＦＦ状態（中立位置）に設定している状態を示し、斜体の「Ｎ」は引き摺りを低減するためＯＦＦ状態（中立位置）に設定していることを示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各油圧ポンプモータ６，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１９，２０，２１，２２が「ＯＦＦ」状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８もドリブン軸１３に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ６，９がいわゆる空回り状態となる。従って、各遊星歯車機構５，７のリングギヤＲ２，Ｒ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ２，Ｓ１に反力が作用しないため、出力要素であるキャリヤＣ２，Ｃ１に連結されている各ドライブ軸１０，１１にはトルクが伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓが図１の右側に移動させられるとともに、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１４Ｂがドリブン軸１３に連結され、第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３とが第１速ギヤ対１４を介して連結される。すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速を設定する状態となる。また、第２ポンプモータ６のロータ軸（もしくはサンギヤＳ２）がドリブン軸１３に連結される。

この状態では、車両が未だ停止しているので、第２遊星歯車機構５におけるサンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ６が停止しており、また第１遊星歯車機構７におけるキャリヤＣ１が停止し、それに伴ってサンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９がリングギヤＲ１と反対方向に回転している。したがって、それぞれの押出容積を次第にゼロより大きくすると、先ず、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力が第１遊星歯車機構７におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリヤＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に動力が伝達される。

上記の第１ポンプモータ９はいわゆる逆回転してポンプとして機能しているから、その吸入ポート９Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ６がモータとして機能し、そのロータ軸からいわゆる正回転方向のトルクがドリブン軸１３に伝達される。すなわち、第１駆動ユニット３では、エンジン１から入力された動力の一部を第１遊星歯車機構７および第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に伝達し、また他の動力を圧油の流動の形にエネルギ変換し、これを第２駆動ユニット４の第２ポンプモータ６に伝達し、この第２ポンプモータ６からドリブン軸１３に動力が伝達される。このように発進時には、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が出力される。したがってドリブン軸１３が出力部材もしくは出力軸となっている。

このような動力の伝達状態では、ドリブン軸１３に現れるトルクは、第１速ギヤ対１４を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１４によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第１遊星歯車機構７におけるサンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機の全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第１速となる。

この状態で第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ９，６を連通させている閉回路が第２ポンプモータ６によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ９は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構７ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０および第１速ギヤ対１４を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第１速が設定される。

この第１速の状態でスタートシンクロ２２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ６を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、これと併せて、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させてドリブン軸１３を第２ポンプモータ６に連結しておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では第２ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ２に作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ６がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ１から第１ドライブ軸１０に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構５および第２速ギヤ対１５を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１４で決まる変速比から第２速ギヤ対１５で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ６は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構５ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。

この第２速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第１ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸１０および第３速ギヤ対１６を介して出力軸であるドリブン軸１３に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第１ポンプモータ９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ６がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ２から第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第１ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構７および第３速ギヤ対１６を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第２速ギヤ対１５で決まる変速比から第３速ギヤ対１６で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

この状態で第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ６によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ９は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構７ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０および第３速ギヤ対１６を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第３速が設定される。

この第３速の状態で第２シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ６を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第４速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第２速へのダウンシフト待機状態となる。

第３速から第４速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ２に作用してこれが正回転し、そのトルクが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して出力軸であるドリブン軸１３に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ６がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ１から第１ドライブ軸１０に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構５および第４速ギヤ対１７を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第３速ギヤ対１６で決まる変速比から第４速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第４速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ６は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構５ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第４速が設定される。

この第４速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。

つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられて第２ポンプモータ６がドリブン軸１３に連結され、またリバースシンクロ２１のスリーブ２１Ｓが図１の左側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。この状態で第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ６の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両が停止している状態ではドリブン軸１３は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ６は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構７では第１ドライブ軸１０に連結されているキャリヤＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９がリングギヤＲ１とは反対方向に回転している。

したがって、第１ポンプモータ９のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用するので、出力要素であるキャリヤＣ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０に伝達される。この第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３との間に配置されているリバースギヤ対１８は、アイドルギヤ１８Ｃを備えているので、第１ドライブ軸１０が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１３はこれとは反対に方向に回転し、したがって後進走行することになる。

また、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して発生した圧油が、その吸入ポート９Ｓから第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。その第２ポンプモータ６の押出容積は上述したように負側に設定されるから、第２ポンプモータ６は、圧油が吸入ポート６Ｓに供給されることにより、前進走行時とは反対方向に回転し、そのトルクがドリブン軸１３に伝達される。すなわち、ドリブン軸１３には、第１遊星歯車機構７およびリバースギヤ対１８を介した機械的な動力伝達と、各ポンプモータ６，９の間のいわゆる流体を介した動力伝達とによって動力が伝達される。

そして、第１ポンプモータ９の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、それに伴って流体を介した動力伝達の割合が次第に低下するので、変速比はリバースギヤ対１８のギヤ比によって決まる変速比に次第に低下する。すなわち、変速比が連続的に変化する。そして、各ポンプモータ６，９の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。

上述したように図１に示す変速機では、流体伝動を伴わずに設定できるいわゆる固定変速比として前進４段・後進１段の変速比を設定でき、またそれらの固定変速比の間の変速比を連続的に設定でき、したがって全体として変速比幅の広い無段変速を行うことができる。また、各ドライブ軸１０，１１やドリブン軸１３、各駆動ユニット３，４などの回転部材を配置する軸線が二本のいわゆる二軸構成となるので、外径を小さくして全体としての構成を小型化でき、しかもエンジン１の回転中心軸線の延長線上もしくはこれと平行な軸線上で動力を出力できるから、外径の制約が大きくかつ軸長の制約が相対的に小さいＦＲ車に対する車載性に優れた変速機とすることができる。

また、前進方向への発進時および後進方向への発進時に上記のスタートシンクロ２２によって第２ポンプモータ６をドリブン軸１３に連結することにより、機械的な動力伝達に加えて流体を介した動力伝達によってドリブン軸１３に動力を伝達できる。スタートシンクロ２２のこのような切り替え動作は、前述した電子制御装置２７からの指令信号に基づいて行われ、したがってこの電子制御装置２７がこの発明の発進制御手段に相当している。スタートシンクロ２２がこのように動作させられるため、発進時の変速比がギヤ比の大きい第１速ギヤ対１４やリバースギヤ対１８によって決まる変速比より大きくなり、その結果、発進時の駆動トルクを相対的に大きくして発進加速性を良好なものとすることができる。なお、このスタートシンクロ２２は発進時における流体伝動による駆動トルクの補助もしくは補完のためのものであるから、各ギヤ対１４，１８を介したいわゆる機械的動力伝達のみで必要充分な駆動トルクを得られる場合には、スタートシンクロ２２を特に設けなくてもよい。

さらに、上記の変速機で前進段としての各固定変速比を設定する場合、いずれかのポンプモータ６，９の押出容積をゼロにし、それに伴って他のポンプモータ９，６をロックするから、これらの固定変速比では流体伝動が行われない。すなわち、エネルギ形態の変換を行うことなく動力を伝達することができ、かつ動力の伝達経路を動力伝達可能な状態に維持するために特にエネルギを必要としないので、動力の伝達効率を従来になく向上させることができる。

ここで、上述した第１および第２のカウンタギヤ対８，１２と、各遊星歯車機構７，５の好ましいギヤ比について説明する。第１カウンタギヤ対８のギヤ比をκ1、第２カウンタギヤ対１２のギヤ比をκ2、第１遊星歯車機構７のギヤ比（サンギヤＳ１の歯数とリングギヤＲ１の歯数との比）をρ1、第２遊星歯車機構５ギヤ比（サンギヤＳ２の歯数とリングギヤＲ２の歯数との比）をρ2とすると、これらの各ギヤ比は、
κ1・（１＋ρ1）＞κ2・（１＋ρ2）
となるように設定することが好ましい。このようにすれば、第４速ギヤ対１７のギヤ比を「１」に近いギヤ比としても実用に適する第４速変速比を設定することができる。そのため、第４速従動ギヤ１７Ｂの外径を大きくすることができるので、これを支持するドリブン軸１３の外径の制約が少なくなる。したがって、変速機の全体としての外径を増大させることなく、ドリブン軸１３もしくは出力軸の強度を確保できる。

また、各ギヤ比の関係を上述した不等式で表される関係に加えて、
｛κ1・（１＋ρ1）｝／｛κ2・（１＋ρ2）｝
が固定変速比である第１速の変速比と第２速の変速比との比率（もしくはステップ分）および第３速の変速比と第４速の変速比との比率（もしくはステップ分）となるように設定することが好ましい。このような構成であれば、第１速ギヤ対１４と第２速ギヤ対１５とが同一の構成で同一諸元であり、また第３速ギヤ対１６と第４速ギヤ対１７とが同一構成で同一諸元であっても、エンジン１からの動力伝達に関与するカウンタギヤ対が切り替わることにより、各固定変速比を得ることができる。そのため、部品の共通化を促進でき、変速機の全体としてのコストの低廉化を図ることができる。

つぎにこの発明の他の具体例を説明する。図４に示す例は、図１に示す構成を一部変更して、切換機構としてのシンクロを三つにして前進４段・後進１段を設定するように構成した例である。すなわち、図４に示す構成では、ギヤ対はドリブン軸１３および第１ドライブ軸１０の先端側（図４の右端側）から、第１速ギヤ対１４、第３速ギヤ対１６、リバースギヤ対１８の順に配置されており、また第２ドライブ軸１１の先端側から順に、第４速ギヤ対１７、第２速ギヤ対１５が配置されている。したがって、リバースギヤ対１８と第４速ギヤ対１７とが隣接して配置されている。

このようなギヤ対の配列の変更に伴って、リバース従動ギヤ１８Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が配置されている。そして、そのスリーブ２０Ｓを図４の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１７Ｂがドライブ軸１１に連結され、これとは反対にスリーブ２０Ｓを図４の右側に移動させることによりリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結されるようになっている。また、スタートシンクロ２２は、そのスリーブ２２ＳをいわゆるＯＦＦ状態の中央の位置から左右の両側に移動できるように構成されている。すなわち、スリーブ２２Ｓを図４の左側に移動させることにより、第２ポンプモータ６をドリブン軸１３に連結するようになっている。これは、図１に示す構成と同じである。

また、スリーブ２２Ｓを図４の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結するようになっている。なお、図４に示す例では、第１カウンタギヤ対８が第１ポンプモータ９と第１遊星歯車機構７との間に配置され、それに伴って第１遊星歯車機構７が第２遊星歯車機構５に軸線方向で接近して配置されている。他の構成は図１に示す構成と同様であるから、図４に図１と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、図４ではエンジン１および電子制御装置２７ならびに各アクチュエータ２３，２４，２５，２６は省略してある。

図４に示すように構成した場合であっても、固定変速比として前進４段・後進１段を設定することができる。それらの固定変速比およびその中間の変速比を設定するための各シンクロ１９，２０，２２の動作状態、および各ポンプモータ９，６の動作状態を図５にまとめて示してある。なお、この図５における各符号の意味は前述した図３における各符号の意味と同じである。各変速状態について簡単に説明すると、ニュートラル状態では、各ポンプモータ９，６の押出容積はゼロに設定され、また各シンクロ１９，２０，２２はそのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓを中央に位置させてトルクを伝達しないＯＦＦ状態に設定される。

前進方向への発進の際には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図４の左側に移動させられて第２ポンプモータ６が出力軸としてのドリブン軸１３に連結され、また第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓが図４の右側に移動させられて第１速従動ギヤ１４Ｂがドリブン軸１３に連結される。これは、前述した図１に示す構成の変速機と同様である。したがって第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達とが生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達される。その変速比は、固定変速比である第１速より大きく、第１ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体伝動の割合が少なくなり、ついには第１ポンプモータ９が停止して機械的な動力伝達のみとなる。すなわち、固定変速比である第１速となり、第２ポンプモータ６の押出容積をゼロにすることにより、第１ポンプモータ９がロックされる。

第２速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図４の左側から右側に移動させられて、第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３に連結され、また第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓは図４の右側に移動させてられて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結したままの状態に維持される。このギヤ対の連結状態は、図１に示す構成の変速機で第１速から第２速にアップシフトする場合、あるいは第１速と第２速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させることにより、第２ポンプモータ６がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給されて第１ポンプモータ９がモータとして機能する。

その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達が生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達される。その変速比は、固定変速比である第１速と第２速との間の値となる。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体伝動の割合が少なくなり、ついには第２ポンプモータ６が停止して機械的な動力伝達のみとなる。すなわち、固定変速比である第２速となり、第１ポンプモータ９の押出容積をゼロにすることにより、第２ポンプモータ６がロックされる。

第３速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓは図４の右側に移動させられた状態に維持され、第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３に連結されたままとなる。また第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓは図４の左側に移動させてられて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結する。このギヤ対の連結状態は、図１に示す構成の変速機で第２速から第３速にアップシフトする場合、あるいは第２速と第３速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させることにより、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達が生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達される。その変速比は、固定変速比である第２速と第３速との間の値となる。そして、第１ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体伝動の割合が少なくなり、ついには第１ポンプモータ９が停止して機械的な動力伝達のみとなる。すなわち、固定変速比である第３速となり、第２ポンプモータ６の押出容積をゼロにすることにより、第１ポンプモータ９がロックされる。

第４速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが中立位置に戻されてスタートシンクロ２２がＯＦＦ状態になり、また第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図４の左側に移動させられて第４速従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１３に連結される。このギヤ対の連結状態は、図１に示す構成の変速機で第３速から第４速にアップシフトする場合、あるいは第３速と第４速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させることにより、第２ポンプモータ６がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給されて第１ポンプモータ９がモータとして機能する。

その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達が生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達される。その変速比は、固定変速比である第３速と第４速との間の値となる。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体伝動の割合が少なくなり、ついには第２ポンプモータ６が停止して機械的な動力伝達のみとなる。すなわち、固定変速比である第４速となり、第１ポンプモータ９の押出容積をゼロにすることにより、第２ポンプモータ６がロックされる。

そして、後進段を設定する場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図４の左側に移動させられて第２ポンプモータ６がドリブン軸１３に連結され、また第１シンクロ１９がＯＦＦ状態とされるとともに、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図４の右側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。このギヤ対の連結状態は、図１に示す構成の変速機で後進段を設定する場合と同様である。したがって各ポンプモータ９，６の押出容積を次第に増大させることにより、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

その場合、第１駆動ユニット３からはリバースギヤ対１８を介してドリブン軸１３に動力が伝達されるので、ドリブン軸１３が前進走行時とは反対方向に回転し、また第２ポンプモータ６の押出容積は前進走行時とは反対方向に設定されているので、第２ポンプモータ６は前進走行時とは反対方向に回転し、そのトルクをドリブン軸１３に伝達する。その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達が生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達され、後進段となる。そして、各ポンプモータ９，６の押出容積が最大となることにより、固定変速比である後進段が設定される。

したがって、図４に示すように構成すれば、スタートシンクロ２２が図１に示すリバースシンクロ２１の機能を兼ねるので、三つのシンクロ（切換機構）によって前進４段・後進１段を設定することができる。そのため、図４に示すように構成することにより、全体として必要部品の数を少なくし、変速機を小型・軽量化することができる。また、図４に示す構成の変速機は基本となる構成が図１に示す構成の変速機と同様であるから、図４に示す変速機であっても、図１に示す構成の変速機と同様の作用・効果を得ることができる。

さらに、図４に示すように構成した場合には、前進方向への発進の後のアップシフト制御が容易になる。すなわち、上述した第１速は、発進の際の大きい駆動力を得るための変速比であり、通常、第１速の後に直ちに第２速や第３速にアップシフトされる。図４に示す構成で第１速から第２速にアップシフトするためのシンクロの切り替えは、図５に示してあるように、スタートシンクロ２２の図４での左側の位置から右側の位置への切り替えのみである。これを図に示すと図６のとおりであり、発進から第１速を経て第２速にアップシフトする場合、第１および第２のシンクロ１９，２０は従前の動作状態を維持させ、これに対してスタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓのみを左側から右側に移動させる。したがってシンクロのシフト操作を適宜のアクチュエータを動作させて行うとした場合、動作させるアクチュエータは一つでよく、しかも直線的に動作させればよいので、変速制御が容易になる。言い換えれば、複数のシンクロを協調させて、あるいは切り替え順序を維持して動作させるなどの必要がないので、変速制御が容易になり、特に低速側の変速比を迅速に切り替える制御が容易になる。

この発明の更に他の例を図７を参照して説明する。図７に示す例は、発進から第１速を経て第２速にアップシフトする際の変速応答性を向上させるように構成した例であり、上述した図４に示す構成のうち、第２速ギヤ対１５と第４速ギヤ対１７との位置を入れ替えたものである。すなわち、第２ドライブ軸１１の先端側（図７の右端側）に第２速ギヤ対１５が配置されており、したがって第２速従動ギヤ１５Ｂが第２シンクロ２０を挟んでリバース従動ギヤ１８Ｂと対向し、また第２速駆動ギヤ１５Ａが第２ドライブ軸１１の先端側に取り付けられている。この第２速ギヤ対１５よりもエンジン１側（もしくは駆動ユニット３，４側）に第４速ギヤ対１７が配置されている。したがって、第４速従動ギヤ１７Ｂがスタートシンクロ２２を挟んで第２ポンプモータ６のロータ軸と対向し、この第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ１７Ａが第２ドライブ軸１１に取り付けられている。他の構成は、上述した図４に示す構成と同様であるから、図７に図４と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、図７ではエンジン１および電子制御装置２７ならびに各アクチュエータ２３，２４，２５，２６は省略してある。

図７に示すように構成した場合であっても、固定変速比として前進４段・後進１段を設定することができる。それらの固定変速比およびその中間の変速比を設定するための各シンクロ１９，２０，２２の動作状態、および各ポンプモータ９，６の動作状態を図８にまとめて示してある。なお、この図８における各符号の意味は前述した図３あるいは図５における各符号の意味と同じである。また、図７に示す構成と図４に示す構成との相違は、第２速ギヤ対１５と第４速ギヤ対１７との位置を入れ替えた点にあるから、図８に示す図表のうち第２速および第４速に関係する部分が前述した図５に示す図表と異なり、他の部分は図５と同じである。

図７に示す変速機についての各変速状態を簡単に説明すると、ニュートラル状態では、各ポンプモータ９，６の押出容積はゼロに設定され、また各シンクロ１９，２０，２２はそのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓを中央に位置させてトルクを伝達しないＯＦＦ状態に設定される。

前進方向への発進の際には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図７の左側に移動させられて第２ポンプモータ６が出力軸としてのドリブン軸１３に連結され、また第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓが図７の右側に移動させられて第１速従動ギヤ１４Ｂがドリブン軸１３に連結される。これは、前述した図４に示す構成の変速機と同様である。したがって第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

その結果、いわゆる機械的な動力の伝達と流体を介した動力の伝達が生じ、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１３に伝達される。その変速比は、固定変速比である第１速より大きく、第１ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体伝動の割合が少なくなり、ついには第１ポンプモータ９が停止して機械的な動力伝達のみとなる。すなわち、固定変速比である第１速となり、第２ポンプモータ６の押出容積をゼロにすることにより、第１ポンプモータ９がロックされる。

第２速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図４の左側から中央位置に移動させられて、第２ポンプモータ６のロータ軸とドリブン軸１３との連結が解かれ、また第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓは図４の右側に移動させてられて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結したままの状態に維持され、さらに第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図７の左側に移動させられて第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３に連結される。このギヤ対の連結状態は、図１あるいは図４に示す構成の変速機で第１速から第２速にアップシフトする場合、あるいは第１速と第２速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させることにより、第２ポンプモータ６がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給されて第１ポンプモータ９がモータとして機能する。

第３速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２および第２シンクロ２０の動作状態を変えずに、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓが図７の右側に位置から左側の位置に移動させられ、第１速従動ギヤ１４Ｂとドリブン軸１３との連結が解かれるとともに第３速従動ギヤ１６Ｂがドリブン軸１３に連結される。このギヤ対の連結状態は、図１あるいは図４に示す構成の変速機で第２速から第３速にアップシフトする場合、もしくは第２速と第３速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させることにより、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

第４速にアップシフトする場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが中立位置から図７の右側に移動させられて第４速従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１３に連結され、また第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図７の中央位置に移動させられて第２速従動ギヤ１５Ｂとドリブン軸１３との連結が解かれる。このギヤ対の連結状態は、図１あるいは図４に示す構成の変速機で第３速から第４速にアップシフトする場合、もしくは第３速と第４速との中間の変速比を設定する場合と同様である。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させることにより、第２ポンプモータ６がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給されて第１ポンプモータ９がモータとして機能する。

そして、後進段を設定する場合には、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図７の左側に移動させられて第２ポンプモータ６がドリブン軸１３に連結され、また第１シンクロ１９がＯＦＦ状態とされるとともに、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図７の右側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。このギヤ対の連結状態は、図１あるいは図４に示す構成の変速機で後進段を設定する場合と同様である。したがって各ポンプモータ９，６の押出容積を次第に増大させることにより、第１ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生し、その圧油が第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給されて第２ポンプモータ６がモータとして機能する。

したがって図７に示すように構成した場合であっても、図４に示す構成の変速機と同様に、三つのシンクロ（切換機構）を使用して前進４段・後進１段の変速比を設定することができ、図４に示す構成の変速機と同様の作用・効果を得ることができる。また、図７に示す構成の変速機では、各シンクロ１９，２０，２２がそれぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓを中立位置から左右両側にストロークさせるように構成されているが、固定変速比である第１速を設定する状態と第２速を設定する状態との切り替えは、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓと第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓとを、それぞれの全ストローク範囲の半分だけ移動させることにより達成できる。

これを図に示すと図９のとおりであり、発進から第１速を経て第２速にアップシフトする場合、第１シンクロ１９は従前の動作状態を維持させ、これに対してスタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを左側の位置から中央の中立位置まで移動させ、これとほぼ同時に第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを中央の中立位置から右側の位置に移動させる。したがって切り替え動作させるスタートシンクロ２２と第２シンクロ２０とにおけるスリーブ２２Ｓ，２０Ｓの移動距離は、それぞれの全ストローク範囲の半分になる。そして、これらのスリーブ２２Ｓ，２０Ｓの移動をほぼ同時に行うことができるので、切り替えに要する時間がほぼ半減され、変速応答性を向上させることができる。特に発進後のアップシフトの応答性を向上させることができる。

ところで、この発明におけるエネルギ形態の変換は、所定のトルクで回転している機械的エネルギを圧力流体の流動に変換することに限られないのであり、この発明では電気エネルギに変化し、これを再度、機械的エネルギに変化するように構成することもできる。その例を図１０に示してある。ここに示す例は、前述した図１に示す構成のうち、第１ポンプモータ９を第１モータ・ジェネレータＭＧ１に置き換え、第２ポンプモータ６を第２モータ・ジェネレータＭＧ２に置き換え、さらにこれらのモータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の間で電力を授受できるように接続したものである。なお、モータ・ジェネレータは永久磁石式同期電動機のように、発電機能を備えた電気モータである。

したがって、図１０に示す構成では、各モータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２が、図１に示すポンプモータ９，６がポンプとして機能するのに替わって、発電機として機能し、また図１に示すポンプモータ９，６がモータとして機能すると同様に、モータとして機能して力行し、さらに図１に示すポンプモータ９，６が押出容積をゼロに設定されて空転するのと同様に、通電が遮断されてフリー回転する。なお、各モータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２のロックは、電気的に行われる。

このように、モータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２を前述したポンプモータ９，６と同様に機能させることができるので、図１０に示す構成であっても、図１に示す構成の変速機と同様に、発進から固定変速比である第４速までの変速比を連続的に設定し、無段変速機として機能させることができる。なお、図１０に示す構成の変速機における各変速段およびそれらの中間の変速比を設定するための動作状態は、前述した図３に示す図表における第１ポンプモータ９（ＰＭ１）を第１モータ・ジェネレータＭＧ１に、また第２ポンプモータ６を第２モータ・ジェネレータＭＧ２に、さらに押出容積の「０」を「フリー」に、「ＰＵＭＰ」を「発電」に、「ＭＯＴＯＲ」を「力行」に置き換えたものとなる。なお、図１に示す構成では、設定する押出容積の方向によって回転方向（トルクの方向）を設定したが、図１０に示す構成では、モータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の回転方向や出力トルクの方向は電気的に制御することになる。

さらに図１１に示す例は、前述した図４に示す構成のうち、第１ポンプモータ９を第１モータ・ジェネレータＭＧ１に置き換え、第２ポンプモータ６を第２モータ・ジェネレータＭＧ２に置き換え、さらにこれらのモータ・ジェネレータＭＧ１，ＭＧ２の間で電力を授受できるように接続したものである。

したがって、図１１に示す構成であっても、図４に示す構成の変速機と同様に、発進から固定変速比である第４速までの変速比を連続的に設定し、無段変速機として機能させることができる。なお、図１１に示す構成の変速機における各変速段およびそれらの中間の変速比を設定するための動作状態は、前述した図５に示す図表における第１ポンプモータ９（ＰＭ１）を第１モータ・ジェネレータＭＧ１に、また第２ポンプモータ６を第２モータ・ジェネレータＭＧ２に、さらに押出容積の「０」を「フリー」に、「ＰＵＭＰ」を「発電」に、「ＭＯＴＯＲ」を「力行」に置き換えたものとなる。

なお、上述した各具体例では、ドリブン軸１３を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸１３とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸１３から動力を伝達して変速機から出力するように構成してもよい。その場合、出力軸は前述したドライブ軸１０，１１と同一の軸線上に配置してもよい。また、この発明における駆動ユニットは、要は、入力された動力の少なくとも一部をそのまま出力し、また入力された動力の一部をエネルギ形態を変換して出力できるように構成されたものであればよく、遊星歯車機構などの差動機構と可変容量型流体圧ポンプモータもしくはモータ・ジェネレータとを組み合わせたものに限定されない。例えばケーシングとロータとの間で差動作用を行う可変容量型の流体圧ポンプモータ単独で構成したものであってもよい。

さらに、この発明では、第２ポンプモータ６をいわゆる両振り型のものとする構成に替えて、第１ポンプモータ９をいわゆる両振り型のものにして構成することができ、要は、少なくともいずれか一方が両振り型のものであればよい。そして、この発明は、設定可能な固定変速比が４速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。

この発明に係る変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。そのポンプモータの連通状態を説明するための模式図である。各変速比を設定する際の各油圧ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。この発明に係る変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。図４に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。図４に示す構成の変速機で発進から第１速を経て第２速に切り換える際のシンクロの動きを説明するためのタイムチャートである。この発明に係る変速機の更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。図７に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。図７に示す構成の変速機で発進から第１速を経て第２速に切り換える際のシンクロの動きを説明するためのタイムチャートである。駆動ユニットにモータ・ジェネレータを用いて構成したこの発明の一例を示すスケルトン図である。駆動ユニットにモータ・ジェネレータを用いて構成したこの発明の他の例を示すスケルトン図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、２…入力軸（入力部材）、３，４…駆動ユニット、５…遊星歯車機構（第２遊星歯車機構）、Ｓ２…サンギヤ、Ｒ２…リングギヤ、Ｃ２…キャリヤ、６…油圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、７…遊星歯車機構（第１遊星歯車機構）、Ｓ１…サンギヤ、Ｒ１…リングギヤ、Ｃ１…キャリヤ、８…カウンタギヤ対、９…油圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、１０…第１ドライブ軸、１１…第２ドライブ軸、１２…カウンタギヤ対、１３…ドリブン軸、１４…第１速ギヤ対、１６…第３速ギヤ対、１８…リバースギヤ対、１５…第２速ギヤ対、１７…第４速ギヤ対、１９…第１シンクロ、２０…第２シンクロ、２１…リバースシンクロ、２２…スタートシンクロ、２８…油路、２９…油路。

Claims

動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
前記各ドライブ軸が同心円上に互いに相対回転可能に嵌合した状態で配置されるとともに、これらのドライブ軸と前記ドリブン軸とが互いに平行な軸線上に配置され、
前記動力源から伝達された動力の一部を前記いずれか一方のドライブ軸に出力するとともに他の動力をエネルギ形態を変化させて出力し、かつ前記ドライブ軸に出力する動力とエネルギ形態を変化させて出力する動力との割合を変化させることのできる第１駆動ユニットが前記ドライブ軸とドリブン軸との一方と同一の軸線上に配置され、前記動力源から伝達された動力の一部を前記いずれか他方のドライブ軸に出力するとともに他の動力をエネルギ形態を変化させて出力し、かつ前記ドライブ軸に出力する動力とエネルギ形態を変化させて出力する動力との割合を変化させることのできる第２駆動ユニットが前記ドライブ軸とドリブン軸との他方と同一の軸線上に配置され、これら第１駆動ユニットと第２駆動ユニットとが前記エネルギ形態を変化させた動力を授受可能に接続されていることを特徴とする車両用変速機。
前記第１駆動ユニットと第２駆動ユニットとのそれぞれは、前記動力源から動力を伝達される入力要素と前記いずれかのドライブ軸に動力を出力する出力要素と反力要素との三要素によって差動作用を行う差動機構と、駆動されてエネルギを発生しかつそのエネルギが供給されて動力を出力するとともに前記エネルギの発生容量および動力の出力容量を変更可能なモータとを含み、前記各反力要素に前記モータがそれぞれ連結されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置されたいずれかの駆動ユニットにおけるモータと前記ドリブン軸とを選択的に直結する直結切換機構と、前記車両の発進の際にその直結切換機構と他のいずれかの前記切換機構とを係合状態に設定する発進制御手段とを更に備えていることを特徴とする請求項２に記載の車両用変速機。
前記他のいずれかの切換機構は、前記複数の伝動機構のうち、前進方向で最も大きい変速比を設定する伝動機構を介したトルク伝達を可能にする伝動機構と、後進走行する方向に動力を伝達する伝動機構とのいずれかであることを特徴とする請求項３に記載の車両用変速機。
前記伝動機構は、前記車両が前進方向に発進する際に動力を伝達する第１速伝動機構と、該第１速伝動機構より変速比が小さい他の前進速伝動機構とを含み、
前記直結切換機構は、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置されたいずれかの駆動ユニットにおけるモータと前記ドリブン軸との連結を解いた状態で前記他の前進速伝動機構をトルク伝達可能な状態に切り替えられるように構成されていることを特徴とする請求項３に記載の車両用変速機。
前記他の前進速伝動機構は、前記第１速伝動機構の次に小さい変速比を設定する伝動機構であることを特徴とする請求項５に記載の車両用変速機。
前記他の前進速伝動機構は、前記第１速伝動機構の次に変速比が小さい第２速伝動機構が連結されるいずれかの前記ドライブ軸に連結される他の伝動機構であることを特徴とする請求項５に記載の車両用変速機。
前記伝動機構は、前記車両を後進走行させるために動力を伝達する少なくとも一つの後進速伝動機構を含み、
前記切換機構は、いずれか一方のドライブ軸と前記ドリブン軸との間に設けられた伝動機構と他方のドライブ軸と前記ドリブン軸との間に設けられた他の伝動機構とを選択的にトルク伝達可能にするとともにこれらいずれの伝動機構もトルク伝達しない状態に設定する機構を含み、
該機構でトルク伝達可能な状態に設定される伝動機構は、前記後進速伝動機構を含むことを特徴とする請求項１ないし７のいずれかに記載の車両用変速機。
前記モータは、押出容積を変更可能な可変容量型流体圧ポンプモータとを含み、各駆動ユニットにおける該可変容量型流体圧ポンプモータ同士が流体圧を授受可能に連結されていることを特徴とする請求項２ないし８のいずれかに記載の車両用変速機。
前記可変容量型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型流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項９に記載の車両用変速機。
前記モータは、発電機としての機能と電気モータとしての機能を備えているモータ・ジェネレータを含むことを特徴とする請求項２ないし８のいずれかに記載の車両用変速機。