JP4232799B2 - 車両用変速機 - Google Patents

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複数のドライブ軸と、それらの各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て車両が走行するための複数の変速比を設定可能な複数の伝動機構と、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、前記複数のドライブ軸のうち第１ドライブ軸と第２ドライブ軸と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、これら第１ドライブ軸および第２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、前記動力源から動力が入力される入力要素と前記第１ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１差動機構が、前記第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１モータが前記反力要素に連結され、前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記第２ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２差動機構が、前記第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と平行な軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２モータが前記他の反力要素に連結され、車両が発進する際に駆動トルクを増大する要求がある場合に、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方の差動機構における入力要素と固定部材とを連結し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達不可能な状態にするとともに、前記駆動トルクの増大要求がない場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材との連結を解消して前記一方の差動機構における入力要素の回転を許容し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達可能な状態にする、もしくは前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態にする発進用切換機構が設けられていることを特徴とする車両用変速機である。

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差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方が、その一方の差動機構における入力要素が前記発進用切換機構によって前記固定部材と連結されてその回転が規制されている状態で、前記一方の差動機構における反力要素に前記第１モータもしくは第２モータから動力が入力された場合に減速機構として作用す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。

また、請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方が、サンギヤと、そのサンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリアとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されていて、そのリングギヤが前記動力源から動力が入力される前記一方の差動機構における入力要素を形成し、そのキャリアが前記第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸に連結された前記一方の差動機構における出力要素を形成し、そのサンギヤが前記第１モータもしくは第２モータに連結された前記一方の差動機構における反力要素を形成していることを特徴とする車両用変速機である。

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、前記第１モータが、前記第１差動機構および第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と同一軸線上に配置されているとともに、前記第２モータが、前記第２差動機構と同一軸線上で、かつ前記第１モータに対してその半径方向で外側に隣接して配置されていることを特徴とする車両用変速機である。

また、請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記各モータが、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路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。

また、請求項６の発明は、請求項５の発明において、いずれか少なくとも一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータが、押出容積を正負の両方に変更できる両振り型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。

そして、請求項７の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記各モータが、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。

したがって、請求項１の発明によれば、動力源が出力した動力が、各差動機構の入力要素に入力されるので、それぞれの反力要素に対する各モータからの反力に応じて、出力要素から動力が出力される。例えば、いずれかのモータが反力要素を固定するようにトルクを出力し、かつ他のモータが空転すれば、動力源が出力した動力は、反力要素が固定されている差動機構を介していずれかのドライブ軸に伝達される。そして、そのドライブ軸とドリブン軸との間の所定の伝動機構が、いずれかの切換機構によってトルク伝達可能な状態とされることにより、その伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その結果、その伝動機構による回転数比に応じた変速比が設定される。これに対して、いずれかのモータが回転しつつ反力要素に反力を与えると、動力源が出力した動力の一部がそのモータによってエネルギ回収される。そのエネルギが他のモータに供給されて該他のモータが動力を出力するので、該他のモータが連結されている差動機構を介して他のドライブ軸に動力が伝達される。すなわち、機械的な動力伝達とエネルギの変換を伴う動力の伝達とが生じ、二つのドライブ軸および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、各差動機構の差動作用により、各々の動力伝達系統での動力の伝達割合が連続的に変化するので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化し、無段変速が可能になる。そして、車両が前進もしくは後進方向へ発進する際に大きな駆動力が要求される場合に、発進用切換機構を、前記一方の差動機構における入力要素を固定し、かつその入力要素と動力源との間をトルク伝達不可能な状態にすることで、第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができ、発進時に、駆動力を必要十分に大きくすることができる。

また、請求項２の発明によれば、いずれか一方の差動機構における入力要素を固定することで、その一方の差動機構における反力要素に入力された第１モータもしくは第２モータの出力トルクの回転数を減速して、すなわち第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して、第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができる。

また、請求項３の発明によれば、シングルピニオン型遊星歯車機構により構成されたいずれか一方の差動機構における入力要素となっているリングギヤを固定することで、前記一方の差動機構における反力要素となっているサンギヤの回転数に対して、前記一方の差動機構における出力要素となっているキャリアの回転数が減速される。すなわち、前記一方の差動機構のサンギヤに入力された第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して、前記一方の差動機構のキャリアを介して第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができる。

また、請求項４の発明によれば、第１モータおよび第２モータを隣接して配置できるので、各モータ同士の間でのエネルギの授受のための構成が簡素化され、さらには二つのモータをユニット化して変速機の製造性や組立性を向上させることができる。

また、請求項５および６の発明によれば、流体圧ポンプモータによって各差動機構に対する反力を発生させることによりドリブン軸に伝達されるトルクを制御でき、そのため動力損失を低減できるうえに、無段変速を容易に行うことができる。

そして、請求項７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。

（第１の構成例）
つぎにこの発明による車両用変速機を具体例に基づいて説明する。図１はこの発明による車両用変速機の第１の構成例を示しており、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、もしくはこれに平行な軸線上に、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。

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

前記各軸線上に配置されている機構は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図１に示す第１の構成例では、差動機構と、これに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、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に示す第１の構成例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構（この発明のモータに相当する）として可変容量型油圧ポンプモータが用いられている。以下の説明では、エンジン１および入力軸２に平行な第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸５と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構６と記し、また油圧ポンプモータを仮に第１ポンプモータ７と記す。さらに、これと平行に配置されている遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構８と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ７を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９を図にはＰＭ２と記すことがある。

第１ドライブ軸４と第２ドライブ軸５とは、これらのうち一方のドライブ軸、この第１の構成例では、第２ドライブ軸５が中空構造であって、第１ドライブ軸４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４，５は第１遊星歯車機構６を挟んで第１ポンプモータ７とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１遊星歯車機構６は、外歯歯車であるサンギヤＳ１と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ１と、これらのサンギヤＳ１とリングギヤＲ１とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリアＣ１とを回転要素とするシングルピニオン型の遊星歯車機構である。前記の入力軸２に第１カウンタギヤ対１０のカウンタドライブギヤ１０Ａが取り付けられており、これに噛み合っている一方のカウンタドリブンギヤ１０Ｂが、リングギヤＲ１に連結されている。すなわち、リングギヤＲ１に入力軸２が第１カウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤＲ１が入力要素となっている。また、サンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ７のロータ軸７Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ１が反力要素となっている。そして、キャリアＣ１に第１ドライブ軸４が接続されている。したがってキャリアＣ１が出力要素となっている。

第１ポンプモータ７は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す第１の構成例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、第１遊星歯車機構６に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構６と同一軸線上に配置されている。この種の第１ポンプモータ７としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

一方、第２遊星歯車機構８は、上記の第１遊星歯車機構６と同様の構成であって、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリアＣ２とを回転要素とし、これら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。

そして上記の第１遊星歯車機構６と同様に、入力軸２に取り付けられたカウンタドライブギヤ１０Ａに噛み合っている他方のカウンタドリブンギヤ１０Ｃが、スタート（Ｓ）シンクロ１１を介してリングギヤＲ２に連結されている。このスタートシンクロ１１は、この発明の発進用切換機構に相当し、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ２の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ２を固定することができるように構成されている。したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。また、サンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ２が反力要素となっている。そして、キャリアＣ２に第２カウンタギヤ対１２のカウンタドライブギヤ１２Ａが取り付けられており、これにアイドルギヤ１２Ｂを介して噛み合っているカウンタドリブンギヤ１２Ｃが第２ドライブ軸５に連結されている。すなわち、キャリアＣ２に第２ドライブ軸５が第２カウンタギヤ対１２を介して連結されている。したがってキャリアＣ２が出力要素となっている。

第２ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、この図１に示す第１の構成例では、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第２遊星歯車機構８と同一軸線上で、かつ上述した第１ポンプモータ７の半径方向で外側に隣接して配置されている。この種の第２ポンプモータ９としては、第１ポンプモータ７と同様に、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

ここで、発進用切換機構としてのスタートシンクロ１１について説明すると、このスタートシンクロ１１は、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図１には同期連結機構からなるスタートシンクロ１１が記載されている。このスタートシンクロ１１は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１１Ｓを備えており、このスリーブ１１Ｓを挟んだ両側に、前述の第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃおよび例えば変速機のケーシング（図示せず）に固定された固定部材１３に一体化させたスプラインが配置されている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図１の左側に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図１の右側に、固定部材１３に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図１の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結し、スリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定部材１３に連結してリングギヤＲ２の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ２を固定し、さらにスリーブ１１Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｃあるいは固定部材１３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。

前述のように、この第１の構成例における第２遊星歯車機構８は、リングギヤＲ２およびサンギヤＳ２およびキャリアＣ２を、それぞれ、入力要素および反力要素および出力要素とする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。そのため、上記のようにスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させてリングギヤＲ２を固定することで、サンギヤＳ２に入力されたトルクの回転数に対してキャリアＣ２から出力されるトルクの回転数を減速することができる。すなわち、第２遊星歯車機構８は、スタートシンクロ１１を動作させて第２遊星歯車機構８の入力要素となっているリングギヤＲ２を固定することで、第２遊星歯車機構８の反力要素となっているサンギヤＳ２に第２ポンプモータ９の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ２のトルクを増幅して第２遊星歯車機構８の出力要素となっているキャリアＣ２から出力する減速機構として作用する構成となっている。

なお、ここで上記の第１カウンタギヤ対１０および第２カウンタギヤ対１２は、それぞれ、いわゆる入力用伝動機構および出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることも可能である。

また、この図１に示す第１の構成例では、第１遊星歯車機構６と第２遊星歯車機構８とは、互いの軸線方向が平行で、かつ互いに並列して配置されている。すなわち、第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸５と同一軸線上に配置されている第１遊星歯車機構６に対して、第２遊星歯車機構８が、各ドライブ軸４，５と平行な軸線上で、かつ第１遊星歯車機構６の半径方向で外側に隣接して配置されている。そのため、２つの遊星歯車機構６，８を軸線方向に互いにずらして配置した場合と比較して、軸線方向の長さを短くして変速機の体格を小型化することができる。また、それに伴って変速機の車載性を向上させることができ、特に、ＦＲ車に搭載する場合の車載性を向上させることができる。

前述のように第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸５は、いずれも第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７と同一の軸線上に配置されている。すなわち、第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７の軸線上に、第１ドライブ軸４と第２ドライブ軸５との２本のドライブ軸が配置されている。このうち第２ドライブ軸５は中空構造であって、第１ドライブ軸４の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらの各ドライブ軸４，５は第１遊星歯車機構６を挟んで第１ポンプモータ７とは軸線方向で反対側に配置されている。

各ドライブ軸４，５から動力が伝達されるドリブン軸１４が、各ドライブ軸４，５と平行になるように、また入力軸２と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速機は、その主要部分がいわゆる２軸構造になっている。これら各ドライブ軸４，５とドリブン軸１４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１４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に示す第１の構成例では、前進走行のための４つのギヤ対１５，１６，１７，１８と後進走行のためのギヤ対１９とが設けられている。

前記の第１ドライブ軸４は、中空構造の第２ドライブ軸５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１５Ａと第３速駆動ギヤ１７Ａとリバース駆動ギヤ１９Ａ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４の先端（図１の右端）側から、第１速駆動ギヤ１５Ａ、第３速駆動ギヤ１７Ａ、リバース駆動ギヤ１９Ａの順である。このように、前進走行のための第１速駆動ギヤ１５Ａおよび第３速駆動ギヤ１７Ａの２つのギヤを、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）に配列することにより、第１ドライブ軸４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５には、その先端側（図１の右側）から順に、第４速駆動ギヤ１８Ａおよび第２速駆動ギヤ１６Ａならびに前述のカウンタドリブンギヤ１２Ｃ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４，５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４に第２速および第４速の駆動ギヤ１６Ａ，１８Ａが取り付けられ、第２ドライブ軸５に第１速および第３速の駆動ギヤ１５Ａ，１７Ａが取り付けられる構成であってもよい。

上記の各ギヤ対１５，１６，１７，１８，１９における従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂが、ドリブン軸１４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１５Ｂは上記の第１速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合されている。また、第３速従動ギヤ１７Ｂは、第３速駆動ギヤ１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。さらに、リバース従動ギヤ１９Ｂが、このリバース従動ギヤ１９Ｂとリバース駆動ギヤ１９Ａとの間に配置されたアイドルギヤ１９Ｃに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合し、リバース従動ギヤ１９Ｂの回転方向とリバース駆動ギヤ１９Ａの回転方向とが同じになるように構成されている。そして、第４速従動ギヤ１８Ｂは、第４速駆動ギヤ１８Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ１９Ｂに隣接して配置されている。

一方、第２速従動ギヤ１６Ｂは、第２速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合し、かつ第４速従動ギヤ１８Ｂに隣接して配置されている。したがって、第１速ないし第４速のギヤ対１５，１６，１７，１８が前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対１９が後進速伝動機構に相当している。

これらのギヤ対１５，１６，１７，１８，１９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１５，１６，１７，１８，１９をいずれかのドライブ軸４，５とドリブン軸１４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１４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に示す第１の構成例では、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１５Ｂと第３速従動ギヤ１７Ｂとの間に第１シンクロ２０が配置され、またリバース従動ギヤ１９Ｂと第４速従動ギヤ１８Ｂとの間に第２シンクロ２１が配置され、さらに第３シンクロ２２が第２速従動ギヤ１６Ｂに隣接して配置されている。これらのシンクロ２０，２１，２２は、従来の手動変速機で用いられているものと同様であって、ドリブン軸１４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１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１４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３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４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。また、第２シンクロ２１は、そのスリーブ２１Ｓを図１の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ２１Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１９Ｂ，１８Ｂ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。そして、第３シンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ２２Ｓを中央に位置させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

上記の各シンクロ２０，２１，２２およびスタートシンクロ１１の各スリーブ２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓおよびスリーブ１１Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ（図示せず）によって切換動作させるように構成することができる。また、前述の各ポンプモータ７，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、電子制御装置（ＥＣＵ）（図示せず）によって電気的に制御される。この電子制御装置は、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、あるいは各シンクロ１１，２０，２１，２２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。

また、各ポンプモータ７，９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７，９は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７，９の吸入ポート７Ｓ，９Ｓ同士が油路２３によって連通され、また吐出ポート７Ｄ，９Ｄ同士が油路２４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、これとは反対に相対的に高圧となるポートが吐出ポートである。なお、上記のように構成される油圧の閉回路では、圧油の不可避的な漏洩が生じるから、圧油の補給を行うために前述のチャージポンプ３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１５，１６，１７，１８，１９のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第１および第２のポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，２０，２１，２２の動作状態をまとめて示す図表であって、この図３における各ポンプモータ７，９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第１あるいは第２のポンプモータ７，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方のポンプモータ７（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７）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１１，２０，２１，２２についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１１Ｓ，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１１，２０，２１，２２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、各ポンプモータ７，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１１，２０，２１，２２がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１１Ｓ，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１５，１６，１７，１８，１９もドリブン軸１４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７，９がいわゆる空回り状態となる。したがって、各遊星歯車機構６，８のリングギヤＲ１，Ｒ２にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１，Ｓ２に反力が作用しないため、出力要素であるキャリアＣ１，Ｃ２に連結されている各ドライブ軸４，５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２シンクロ２１をＯＦＦ状態に設定したままで、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓ、および第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓ、ならびにスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、それぞれ、図１の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１５Ｂと第２速従動ギヤ１６Ｂとがドリブン軸１４にそれぞれ連結され、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１３に連結される。その結果、第１ドライブ軸４とドリブン軸１４とが第１速ギヤ対１５を介して連結され、第２ドライブ軸５とドリブン軸１４とが第２速ギヤ対１６を介して連結される。また、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定される。

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

したがって、車両の発進時に、シフトポジションが走行ポジションに切り替えられることで、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１４に伝達される動力伝達経路と、第２ポンプモータ９の出力したトルクが第２遊星歯車機構８で増幅されて第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成されることになる。

この状態では、車両が未だ停止しているので、第１遊星歯車機構６では、キャリアＣ１が停止している状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ１がリングギヤＲ１の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ７，９の押出容積を次第に大きくし、先ず、第１ポンプモータ７をポンプとして機能させて油圧を発生させる。すると、それに伴う反力が第１遊星歯車機構６におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリアＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１４に動力が伝達される。

上記の第１ポンプモータ７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７Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ９がモータとして機能し、そのロータ軸９Ａからいわゆる正回転方向のトルクが出力され、そのトルクが第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２に入力される。このとき、第２遊星歯車機構８は、上記のようにリングギヤＲ２が固定されてキャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１４へ伝達される。

すなわち、この図１に示す例のように構成した場合には、発進時に第２ポンプモータ９のトルクを充分に大きく増幅することができる。例えば、第１カウンタギヤ対１０のギヤ比をκa、第２カウンタギヤ対１２におけるカウンタドライブギヤ１２Ａとアイドルギヤ１２Ｂとの間のギヤ比をκb、第２カウンタギヤ対１２におけるアイドルギヤ１２Ｂとカウンタドリブンギヤ１２Ｃとの間のギヤ比をκc、第１速ギヤ対１５のギヤ比をκ1、第２速ギヤ対１６のギヤ比をκ2、第１遊星歯車機構６のギヤ比（サンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した値）をρ1、第２遊星歯車機構８のギヤ比（サンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した値）をρ2、そして入力軸２に入力される入力トルクをＴin、第２ポンプモータ９のトルクをＴpm2とすれば、発進時の出力トルクＴoは、
Ｔo＝κa・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin＋（１＋ρ2）／ρ2・κb・κc・κ2・Ｔpm2
となる。

ここで、第２遊星歯車機構８のギヤ比ρ2は機構上、０．３程度以上でかつ０．６程度以下に制約されるので、これを仮にρ2＝０．５とし、また第２カウンタギヤ対１２におけるギヤ比κb，κcをいずれも仮にκb＝κc＝１．０，κ2＝２．５とすれば、
Ｔo＝κa・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin＋７．５×Ｔpm2
となり、第２ポンプモータ９のトルクを充分に大きくして（７．５倍に増幅して）出力トルクを増大させることができる。そのため、第２ポンプモータ９を小型化し、それに伴って変速機の全体としての構成を小型・軽量化することが可能になる。

このように、車両の発進時には、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構６および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１４に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９からドリブン軸１４にトルクが増幅されて伝達される。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、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１４に出力される。すなわち、発進時には、第２ポンプモータ９が出力するトルクを増幅して変速機が出力するトルクに付加することができる。言い換えると、車両の発進時に、第２ポンプモータ９の出力トルクを増幅してドリブン軸１４へ伝達することができ、第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１４へ動力が伝達される動力伝達系統と併せて、２つの動力伝達系統を成立させることができる。その結果、大きな駆動力が要求される車両の発進時に、より大きな駆動トルクを得ることができ、車両の発進加速性を向上することができる。

上記のような動力の伝達状態では、ドリブン軸１４に現れるトルクは、第１速ギヤ対１５を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機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７の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第１速となる。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ７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７，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ７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６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６ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１４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１１および第３シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそれらのスリーブ１１Ｓおよびスリーブ２１Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓおよび第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓをいずれも図１の右側に移動させたまま、また第２シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定したまま、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の左側に移動させて、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結すれば、入力軸２が、第１カウンタギヤ対１０および第２遊星歯車機構８および第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させて第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａとドリブン軸１４との間でトルクを伝達できる状態にしておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２に作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのキャリアＣ２から第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４にトルクが伝達される。

第２ポンプモータ９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ７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６のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１４にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対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１速ギヤ対１５で決まる変速比から第２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速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第１ポンプモータ７の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ７が空転するとともに、第２ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ７，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ７によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ９は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介して、出力軸としてのドリブン軸１４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１ポンプモータ７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２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４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２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１４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７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７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７がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１７を介して出力軸であるドリブン軸１４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７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７Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸５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１４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７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６および第３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２速ギヤ対１６で決まる変速比から第３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７の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１ポンプモータ７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７，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ７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６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６ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第３速ギヤ対１７を介して、出力軸としてのドリブン軸１４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２１および第３シンクロ２２をそれぞれＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそれらのスリーブ２１Ｓおよびスリーブ２２Ｓをそれぞれ中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第３シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定したままで、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させて第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４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２１をＯＦＦ状態に設定したままで、第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させて第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４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９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２に作用してこれが正回転し、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５に伝達され、さらに第４速ギヤ対１８を介して出力軸であるドリブン軸１４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９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ７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６のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１４にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構８および第４速ギヤ対１８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１７で決まる変速比から第４速ギヤ対１８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４速となる。

この状態で第１ポンプモータ７の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ７が空転するとともに、第２ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ７，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ７によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ９は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸５に伝達され、さらに第４速ギヤ対１８を介して、出力軸としてのドリブン軸１４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１ポンプモータ７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２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４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１１のスリーブ１１Ｓが図１の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１３に連結され、リングギヤＲ２が固定された状態になり、また第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓおよび第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓがいずれも図１の右側に移動させられて、リバース従動ギヤ１９Ｂおよび第２速従動ギヤ１６Ｂがドリブン軸１４に連結される。すなわち、入力軸２から第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびにリバースギヤ対１９を経由してドリブン軸１４に到る動力伝達経路と、第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａから第２遊星歯車機構８および第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を経由してドリブン軸１４に到る動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成される。

この状態で第１ポンプモータ７の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ９の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両が停止している状態ではドリブン軸１４は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ９は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構６では第１ドライブ軸４に連結されているキャリアＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ７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７のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ７がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用するので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４に伝達される。この第１ドライブ軸４とドリブン軸１４との間に配置されているリバースギヤ対１９は、アイドルギヤ１９Ｃを備えているので、第１ドライブ軸４が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１４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７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７Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その第２ポンプモータ９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９は、圧油が吸入ポート９Ｓ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、そのトルクが第２遊星歯車機構８および第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される。

このとき、第２遊星歯車機構８は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定されているため、前述の発進時と同様に、キャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１４へ伝達される。

したがって、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構６およびリバースギヤ対１９を介してドリブン軸１４に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９からドリブン軸１４に、トルクが増幅されて伝達される。すなわち、後進時においても、前進方向への発進時と同様に、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１４に出力される。そのため、前進方向への発進時と同様、大きな駆動力が要求される車両の後進方向への発進時においても、より大きな駆動トルクを得ることができる。

そして、第１ポンプモータ７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１９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７，９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４，５やドリブン軸１４、各遊星歯車機構６，８および各ポンプモータ７，９などの回転部材を配置する軸線が、変速機の主要部分で軸線が２本のいわゆる２軸構成となるので、全体的に外径を小さくして変速機全体としての構成を小型化でき、しかも、各遊星歯車機構６，８および各ポンプモータ７，９は、それぞれ、互いに隣接して、すなわち軸線方向で互い違いになることなく配置されているため、変速機の軸線方向の長さを短くして変速機全体としての構成を小型化できる。また、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、特に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、前進方向および後進方向への発進時に、上記のスタートシンクロ１１によって第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定し、第２遊星歯車機構８を減速機構として機能させることで、第２ポンプモータ９が出力したトルクが増幅されてドリブン軸１４へ伝達される。そのため、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、しかもそのトルクを増幅してドリブン軸１４に動力を伝達することができる。スタートシンクロ１１すなわち発進用切換機構１１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１５やリバースギヤ対１９によって決まる変速比よりも一層大きくなり、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。

そして、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７，９の押出容積をゼロにし、それに伴って他のポンプモータ９，７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。

さらに、図１に示す第１の構成例では、各ポンプモータ７，９が、そのロータ軸７Ａ，９Ａがいずれも軸線方向の一方向にのみ突き出たいわゆる片出し構造となっている。したがって、各ポンプモータ７，９を、簡単な構成で、そのため小型で信頼性の高いものとすることができる。

（第２の構成例）
つぎにこの発明の第２の構成例を説明する。なお、この第２の構成例は、上述した図１に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１の構成と異なる部分を説明し、図１に示す構成と同様の部分には、図１に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。

図４に示すこの発明の第２の構成例は、前述の図１に示す第１の構成例における第２カウンタギヤ対１２と第２速ギヤ対１６とを１つのギヤ対で兼用した例である。すなわちこの図４に示す例では、図１に示す例における第２カウンタギヤ対１２と第２速ギヤ対１６とが、第２カウンタギヤ対２５により兼用された構成となっている。この第２カウンタギヤ対２５の構成は、図１における第２カウンタギヤ対１２と同様であって、第２遊星歯車機構８のキャリアＣ２に第２カウンタギヤ対２５のカウンタドライブギヤ２５Ａが取り付けられており、これにアイドルギヤ２５Ｂを介して噛み合っているカウンタドリブンギヤ２５Ｃが第２ドライブ軸５に連結されている。すなわち、キャリアＣ２に第２ドライブ軸５が第２カウンタギヤ対２５を介して連結されている。

したがって、カウンタドリブンギヤ２５Ｃが第２速駆動ギヤ２５Ｃを兼ねていて、アイドルギヤ２５Ｂが第２速従動ギヤ２５Ｂを兼ねた構成となっている。すなわち第２カウンタギヤ対２５が第２速ギヤ対２５を兼ねた構成となっている。なお、この第２カウンタギヤ対２５は、前述の第２カウンタギヤ対１２と同様、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も可能である。

そして、第２カウンタギヤ対２５が図１に示す例における第２カウンタギヤ対１２と第２速ギヤ対１６とを兼用することに伴い、第２ドライブ軸５には、その先端側（図４の右側）から順に、第４速駆動ギヤ１８Ａおよびカウンタドリブンギヤ２５Ｃだけが取り付けられている。

また、第２カウンタギヤ対２５が図１に示す例における第２カウンタギヤ対１２と第２速ギヤ対１６とを兼用することに伴い、第２速ギヤ対１６および第４速ギヤ対１８およびリバースギヤ対１９の配置が変更されている。すなわち、上記のように第２ドライブ軸５に取り付けられる各ギヤ対の従動ギヤの配列順序が変更されているとともに、第１ドライブ軸４に取り付けられる各ギヤ対の駆動ギヤの配列順序が、第１ドライブ軸４の先端（図４の右端）側から、リバース駆動ギヤ１９Ａ、第１速駆動ギヤ１５Ａ、第３速駆動ギヤ１７Ａの順の配置となっている。

したがって、図４に示す第２の構成例では、第２ドライブ軸５に第４速駆動ギヤ１８Ａおよび第２速駆動ギヤ１６Ａならびにカウンタドリブンギヤ１２Ｃが取り付けられている例と比較して、カウンタギヤ対の数を低減し、中空構造の第２ドライブ軸５の全長を短くすることができる。そのため、第２ドライブ軸５と第１ドライブ軸４とからなる二重軸構造の構成を簡素化し、変速機の小型・軽量化、あるいは低コスト化を図ることができる。さらに、カウンタギヤ対の数が低減されることで、ギヤの噛み合い損失あるいは変速機全体としての摩擦損失等を低減し、動力の伝達効率を向上させることができる。

そして、第２速ギヤ対２５および第４速ギヤ対１８およびリバースギヤ対１９の配置が変更されたことに伴い、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図４において、第１シンクロ２６がリバース従動ギヤ１９Ｂに隣接して配置されている。そして、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２７が配置され、また第４速従動ギヤ１８Ｂと第２速従動ギヤ２５Ｂとの間に第３シンクロ２８が配置されている。

これらの各シンクロ２６，２７，２８の構成は、前述の各シンクロ２０，２１，２２と同様である。したがって第１シンクロ２６は、そのスリーブ２６Ｓを図４の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ２６Ｓを中央に位置させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ２７は、そのスリーブ２７Ｓを図４の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ２７Ｓを図４の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ２７Ｓ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。そして、第３シンクロ２８は、そのスリーブ２８Ｓを図４の右側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ２８Ｓを図４の左側に移動させることにより、第２速従動ギヤ２５Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ２８Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ２５Ｂ，１８Ｂ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。

この図４に示す第２の構成例でも、前述の第１の構成例と同様に、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１１，２６，２７，２８の動作状態、および各ポンプモータ７，９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。

図５において、前述の第１の構成例と異なる部分は、先ず、第１の構成例における第１シンクロ２０が、この第２の構成例においては第２シンクロ２７になっている。この第２シンクロ２７は、前述の第１の構成例における第１シンクロ２０と同様に、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１７Ｂとの間に設けられた切換機構であり、したがって名称が異なっているだけでシンクロとしての動作状態は図３と同じである。

また、第２速および第４速ならびにリバースを設定するための各シンクロが異なっている。すなわち第１の構成例において第４速従動ギヤ１８Ｂとリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に設けられていた第２シンクロ２１が、この第２の構成例においては、第２速従動ギヤ２５Ｂと第４速従動ギヤ１８Ｂとの間に設けられた第３シンクロ２８になっている。そして、第１の構成例において第２速従動ギヤ１６Ｂに隣接して設けられていた第２シンクロ２１が、この第２の構成例においては、リバース従動ギヤ１９Ｂに隣接して設けられた第３シンクロ２８になっている。そのため、図５において第３シンクロ２８および第１シンクロ２６の欄が、それぞれ、図３における第２シンクロ２１および第３シンクロ２２の欄の動作状態と異なっているが、図５の他の欄は図３と同様であって、結局、各従動ギヤとドリブン軸１４との連結・解放状態としては、この第２の構成例と前述の第１の構成例とは同じである。

したがって、図４に示す第２の構成例の変速機では、各ポンプモータ７，９が図１に示す第１の構成例の変速機と同様に動作して各変速比が設定され、したがって各ポンプモータ７，９の動作に伴う各遊星歯車機構６，８の動作も図１に示す第１の構成例の変速機と同様であるから、図４に示す変速機で各変速比を設定する際の動作についての説明は省略する。そして、図４に示すように構成した場合であっても、図１に示す第１の構成例の変速機と同様に、全体としての構成を小型化して車載性を向上させることができ、また発進加速性を向上させることができるとともに、動力の伝達効率を向上させることができる。さらに、各ポンプモータ７，９を、それらのロータ軸７Ａ、９Ａがそれぞれ軸方向の一方向にのみ突き出したいわゆる片出し構造にすることができるので、その構成を簡素化して小型化を図り、またその信頼性を向上させることができる。

（第３の構成例）
つぎにこの発明の第３の構成例を説明する。この第３の構成例は、上記の第２の構成例における第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）２５と第４速ギヤ対１８との配置を互いに入れ換えて構成した例である。すなわち、第２の構成例では、前述の図１に示す第１の構成例における第２カウンタギヤ対１２と第２速ギヤ対１６とを、第２カウンタギヤ対２５で兼用した構成であるのに対して、この第３の構成例は、前述の図１に示す第１の構成例における第２カウンタギヤ対１２と第４速ギヤ対１８とを、１つのカウンタギヤ対で兼用した構成である。言い換えると、この第３の構成例は、前述の図４に示す第２の構成例における第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）２５と第４速ギヤ対１８との配置を互いに入れ換えた構成である。

したがって、図４に示す第２の構成例において第２速従動ギヤ２５Ｂと第４速従動ギヤ１８Ｂとの間に設けられた第３シンクロ２８のスリーブ２８Ｓの軸方向における移動方向（図４での左右）が逆になる。すなわち、図５の作動表における第３シンクロ２８の欄の「左」を「右」に、「右」を「左」にそれぞれ置き換えることで、この第３の構成例における変速機で各変速比を設定する際の動作について説明することができる。

この第３の構成例においても、前述第１および第２の構成例の変速機と同様に、全体としての構成を小型化して車載性を向上させることができ、また発進加速性を向上させることができる。さらに、各ポンプモータ７，９を、それらのロータ軸７Ａ、９Ａがそれぞれ軸方向の一方向にのみ突き出したいわゆる片出し構造にすることができるので、その構成を簡素化して小型化を図り、またその信頼性を向上させることができる。

そして、この第３の構成例の特徴として、固定変速比である第４速が設定された場合には、エンジン１の動力が第２遊星歯車機構８および第４速ギヤ対１８だけを介してドリブン軸１４に伝達される構成となっていて、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構６および第２ドライブ軸５ならびに第４速ギヤ対１８を介してドリブン軸１４に伝達される場合と比較して、第４速の設定時におけるギヤの噛み合い数を低減することができ、特に高速走行時の動力の伝達効率を向上させることができる。

（第４の構成例）
つぎにこの発明の第４の構成例を説明する。なお、この第４の構成例は、上述した図１に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１の構成と異なる部分を説明し、図１に示す構成と同様の部分には、図１に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。

図６に示すこの発明の第４の構成例は、前述の図１に示す第１の構成例において、第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９と同一の軸線上に配置されているスタートシンクロ１１を、第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７と同一の軸線上に配置した例である。すなわち図６に示す例では、この発明の発進用切換機構に相当するスタートシンクロ２９が、第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７と同一の軸線上すなわち第１および第２ドライブ軸４，５と同一軸線上で、第１遊星歯車機構６と第１ポンプモータ７との間に配置されている。

スタートシンクロ２９は、前述のスタートシンクロ１１と同様の構成であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ１の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ１を固定することができるように構成されている。具体的には、このスタートシンクロ２９は、前述のスタートシンクロ１１と同じく、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図６には同期連結機構からなるスタートシンクロ２９が記載されている。このスタートシンクロ２９は、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ２９Ｓを備えており、このスリーブ２９Ｓを挟んだ両側に、固定部材１３に一体化させたスプラインと第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインとが配置されている。

すなわち、スリーブ２９Ｓのエンジン１側（図６の左側）に、固定部材１３に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ２９Ｓの第１遊星歯車機構６側（図６の右側）に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ２９は、そのスリーブ２９Ｓを図６の左側に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１を固定部材１３に連結してリングギヤＲ１の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ１を固定し、スリーブ２９Ｓを図６の右側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０ＢをリングギヤＲ１に連結し、さらにスリーブ２９Ｓを中央に位置させることにより、固定部材１３あるいはカウンタドリブンギヤ１０Ｂ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。

したがって、この図６に示す第４の構成例における第１遊星歯車機構６は、スタートシンクロ２９のスリーブ２９Ｓを図６の左側に移動させて第１遊星歯車機構６の入力要素となっているリングギヤＲ１を固定することで、第１遊星歯車機構６の反力要素となっているサンギヤＳ１に第１ポンプモータ７の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ１のトルクを増幅して第１遊星歯車機構６の出力要素となっているキャリアＣ１から出力する減速機構として作用する構成となっている。

また、スタートシンクロ２９が第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７と同一の軸線上に配置されることに伴い、第１速ないし第４速ギヤ対１５，１６，１７，１８およびリバースギヤ対１９の配置が変更されている。すなわち、第１ドライブ軸４には、その先端側（図６の右側）から順に、第２速駆動ギヤ１６Ａおよび第４速駆動ギヤ１８Ａが取り付けられている。また、第２ドライブ軸５には、その先端側（図６の右側）から順に、リバース駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ１５Ａおよび第３速駆動ギヤ１７Ａならびに第２カウンタギヤ対１２のカウンタドリブンギヤ１２Ｃが取り付けられている。

上記のように各ドライブ軸４，５に取り付けられている各ギヤ対１５，１６，１７，１８，１９の駆動ギヤ１５Ａ，１６Ａ，１７Ａ，１８Ａ，１９Ａの配列順序に対応して、各従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂが、ドリブン軸１４に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、ドリブン軸１４の先端側（図６の右側）から順に、第２速従動ギヤ１６Ｂ、第４速従動ギヤ１８Ｂ、リバース従動ギヤ１９Ｂ、第１速従動ギヤ１５Ｂ、第３速従動ギヤ１７Ｂが、それぞれ対応する各駆動ギヤ１６Ａ，１８Ａ，１９Ａ，１５Ａ，１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合されている。

そして、上記のように各ギヤ対１５，１６，１７，１８，１９の配置が変更されたことに伴い、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図６において、第２速従動ギヤ１６Ｂと第４速従動ギヤ１８Ｂとの間に第１シンクロ３０が配置され、またリバース従動ギヤ１９Ｂと第１速従動ギヤ１５Ｂとの間に第２シンクロ３１が配置されている。そして、第３シンクロ３２が第３速従動ギヤ１７Ｂに隣接して配置されている。

これらの各シンクロ３０，３１，３２の構成は、前述の各シンクロ２０，２１，２２と同様である。したがって第１シンクロ３０は、そのスリーブ３０Ｓを図６の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３０Ｓを図６の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ３０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１６Ｂ，１８Ｂ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３１は、そのスリーブ３１Ｓを図６の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３１Ｓを図６の左側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ３１Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１９Ｂ，１５Ｂ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。そして、第３シンクロ３２は、そのスリーブ３２Ｓを図６の右側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３２Ｓを中央に位置させることにより、第３従動ギヤ１７Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。

この図６に示す第４の構成例でも、固定変速比として前進４段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ２９，３０，３１，３２を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ２９，３０，３１，３２を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対１５もしくはリバースギヤ対１９がドリブン軸１４に対してトルクを伝達できるように各シンクロ２９，３０，３１，３２を動作させる。したがって、それらの各シンクロ２９，３０，３１，３２および各ポンプモータ７，９の動作状態をまとめて示せば、図７のとおりである。この図７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。

したがって、図６に示す第４の構成例では、前述の図１に示す第１の構成例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第４の構成例では、固定変速比である第４速が設定された場合には、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第４速ギヤ対１８だけを介してドリブン軸１４に伝達される構成となっていて、例えばエンジン１の動力が第２遊星歯車機構８および第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第４速ギヤ対１８を介してドリブン軸１４に伝達される場合と比較して、第４速の設定時におけるギヤの噛み合い数を低減することができ、特に高速走行時の動力の伝達効率を向上させることができる。

（第５の構成例）
つぎにこの発明の第５の構成例を説明する。なお、この第５の構成例は、上述した図１および図６に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１および図６の構成と異なる部分を説明し、図１および図６に示す構成と同様の部分には、図１および図６に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。

図８に示すこの発明の第５の構成例は、前述の図６に示す第４の構成例において、スタートシンクロ２９により第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１と連結される第１カウンタギヤ対１０におけるカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび固定部材１３の配置を、互いに入れ換えて構成した例である。すなわち図８に示す例では、この発明の発進用切換機構に相当するスタートシンクロ３３のスリーブ３３Ｓのエンジン１側（図８の左側）に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ３３Ｓの第１遊星歯車機構６側（図８の右側）に、固定部材１３に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ３３は、そのスリーブ３３Ｓを図８の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０ＢをリングギヤＲ１に連結し、スリーブ３３Ｓを図８の右側に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１を固定部材１３に連結してリングギヤＲ１の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ１を固定し、さらにスリーブ３３Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂあるいは固定部材１３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。

したがって、この図８に示す第５の構成例における第１遊星歯車機構６は、スタートシンクロ３３のスリーブ３３Ｓを図８の右側に移動させて第１遊星歯車機構６の入力要素となっているリングギヤＲ１を固定することで、第１遊星歯車機構６の反力要素となっているサンギヤＳ１に第１ポンプモータ７の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ１のトルクを増幅して第１遊星歯車機構６の出力要素となっているキャリアＣ１から出力する減速機構として作用する構成となっている。

そして、カウンタドリブンギヤ１０Ｂと固定部材１３との配置を変更したことに伴い、第２遊星歯車機構８の配置が変更されている。すなわち、第２遊星歯車機構８が、各ドライブ軸４，５およびスタートシンクロ３３と平行な軸線上で、かつスタートシンクロ３３の半径方向で外側に隣接して配置されている。すなわち、２つの遊星歯車機構６，８が軸線方向で互い違いに配置されている。そのため、各遊星歯車機構６，８を、軸線方向で同じ位置に並列させて配置した場合と比較して、径方向における長さを短くして変速機の体格を小型化することができる。

また、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図８において、第１シンクロ３４が第２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１８Ｂとリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に第２シンクロ３５が配置され、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１７Ｂとの間に第３シンクロ３６が配置されている。

これらの各シンクロ３４，３５，３６の構成は、前述の各シンクロ２０，２１，２２あるいは各シンクロ３０，３１，３２と同様である。したがって第１シンクロ３４は、そのスリーブ３４Ｓを図８の左側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３４Ｓを中央に位置させることにより、第２従動ギヤ１６Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ３５は、そのスリーブ３５Ｓを図８の右側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３５Ｓを図８の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ３５Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１９Ｂ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。そして、第３シンクロ３６は、そのスリーブ３６Ｓを図８の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３６Ｓを図８の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ３６Ｓ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。

この図８に示す第５の構成例でも、固定変速比として前進４段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ３３，３４，３５，３６を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ３３，３４，３５，３６を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対１５もしくはリバースギヤ対１９がドリブン軸１４に対してトルクを伝達できるように各シンクロ３３，３４，３５，３６を動作させる。したがって、それらの各シンクロ３３，３４，３５，３６および各ポンプモータ７，９の動作状態をまとめて示せば、図９のとおりである。この図９における各符号の意味は前述した図３，図５，図７における各符号の意味と同じである。

したがって、図８に示す第５の構成例では、前述の図６に示す第４の構成例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第５の構成例では、２つの遊星歯車機構６，８が軸線方向で互い違いに配置されているため、それら各遊星歯車機構６，８を軸線方向で同じ位置に並列させて配置した場合と比較して、第２遊星歯車機構８を収容するためのスペースを変速機のエンジン１側（図８の左側）にずらし、第２遊星歯車機構８を収容するためのスペースが変速機の中央部近傍に設けた場合に変速機の外周部の中央部分に生じるいわゆる出っ張りを低減することができ、変速機の車両搭載性を向上させることができる。

（第６の構成例）
つぎにこの発明の第６の構成例を説明する。なお、この第６の構成例は、上述した図１，図４，図６，図８に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１，図４，図６，図８の構成と異なる部分を説明し、図１，図４，図６，図８に示す構成と同様の部分には、図１，図４，図６，図８に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。

図１０に示すこの発明の第６の構成例は、前述の図８に示す第５の構成例における第２カウンタギヤ対１２と第１速ギヤ対１５とを１つのギヤ対で兼用した例である。すなわちこの図１０に示す例では、図８に示す例における第２カウンタギヤ対１２と第１速ギヤ対１５とが、第２カウンタギヤ対３７により兼用された構成となっている。この第２カウンタギヤ対３７の構成は、前述の第２カウンタギヤ対１２，２５と同様であって、第２遊星歯車機構８のキャリアＣ２に第２カウンタギヤ対３７のカウンタドライブギヤ３７Ａが取り付けられており、これにアイドルギヤ３７Ｂを介して噛み合っているカウンタドリブンギヤ３７Ｃが第２ドライブ軸５に連結されている。すなわち、キャリアＣ２に第２ドライブ軸５が第２カウンタギヤ対３７を介して連結されている。

したがって、カウンタドリブンギヤ３７Ｃが第１速駆動ギヤ３７Ｃを兼ねていて、アイドルギヤ３７Ｂが第１速従動ギヤ３７Ｂを兼ねた構成となっている。すなわちカウンタギヤ対３７が第１速ギヤ対３７を兼ねた構成となっている。なお、この第２カウンタギヤ対３７は、前述の第２カウンタギヤ対１２，２５と同様、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も可能である。

そして、第２カウンタギヤ対３７が図８に示す例における第２カウンタギヤ対１２と第１速ギヤ対１５とを兼用することに伴い、第２ドライブ軸５には、その先端側（図１０の右側）から順に、リバース駆動ギヤ１９Ａおよび第３速駆動ギヤ１７Ａおよびカウンタドリブンギヤ３７Ｃが取り付けられている。

上記のように各ドライブ軸４，５に取り付けられている各ギヤ対３７，１６，１７，１８，１９の駆動ギヤ３７Ａ，１６Ａ，１７Ａ，１８Ａ，１９Ａの配列順序に対応して、各従動ギヤ３７Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂが、ドリブン軸１４に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、ドリブン軸１４の先端側（図１０の右側）から順に、第２速従動ギヤ１６Ｂ、第４速従動ギヤ１８Ｂ、リバース従動ギヤ１９Ｂ、第３速従動ギヤ１７Ｂが、それぞれ対応する各駆動ギヤ１６Ａ，１８Ａ，１９Ａ，１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合されている。

したがって、図１０に示す第６の構成例では、第２ドライブ軸５にリバース駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ１５Ａおよび第３速駆動ギヤ１７Ａならびにカウンタドリブンギヤ１２Ｃが取り付けられている例と比較して、カウンタギヤ対の数を低減し、中空構造の第２ドライブ軸５の全長を短くすることができる。そのため、第２ドライブ軸５と第１ドライブ軸４とからなる二重軸構造の構成を簡素化し、変速機の小型・軽量化、あるいは低コスト化を図ることができる。さらに、カウンタギヤ対の数が低減されることで、ギヤの噛み合い損失あるいは変速機全体としての摩擦損失等を低減し、動力の伝達効率を向上させることができる。

そして、上記のように第１速ギヤ対３７および第３速ギヤ対１７の配置が変更されたことに伴い、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図１０において、第１シンクロ３８が第２速従動ギヤ１６Ｂに隣接して配置されている。また、第４速従動ギヤ１８Ｂとリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に第２シンクロ３９が配置されている。そして、第３速従動ギヤ１７Ｂと第１速従動ギヤ３７Ｂとの間に第３シンクロ４０が配置されている。

これらの各シンクロ３８，３９，４０の構成は、前述の各シンクロ２０，２１，２２あるいは各シンクロ３０，３１，３２と同様である。したがって第１シンクロ３８は、そのスリーブ３８Ｓを図１０の左側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３８Ｓを中央に位置させることにより、第２従動ギヤ１６Ｂとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ３９は、そのスリーブ３９Ｓを図１０の右側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ３９Ｓを図６の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ３９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１９Ｂ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。そして、第３シンクロ４０は、そのスリーブ４０Ｓを図１０の右側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ４０Ｓを図１０の左側に移動させることにより、第１速従動ギヤ３７Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ４０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１７Ｂ，３７Ｂ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。

この図１０に示す第６の構成例でも、固定変速比として前進４段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ３３，３８，３９，４０を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ３３，３８，３９，４０を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対３７もしくは第２速ギヤ対１６もしくはリバースギヤ対１９がドリブン軸１４に対してトルクを伝達できるように各シンクロ３３，３８，３９，４０を動作させる。したがって、それらの各シンクロ３３，３８，３９，４０および各ポンプモータ７，９の動作状態をまとめて示せば、図１１のとおりである。この図１１における各符号の意味は前述した図３，図５，図７，図９における各符号の意味と同じである。

したがって、図１０に示す第６の構成例では、前述の図８に示す第５の構成例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第６の構成例では、固定変速比である第４速が設定された場合には、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第４速ギヤ対１８だけを介してドリブン軸１４に伝達される構成となっていて、例えばエンジン１の動力が第２遊星歯車機構８および第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸５ならびに第４速ギヤ対１８を介してドリブン軸１４に伝達される場合と比較して、第４速の設定時におけるギヤの噛み合い数を低減することができ、特に高速走行時の動力の伝達効率を向上させることができる。

さらに、２つの遊星歯車機構６，８が軸線方向で互い違いに配置されているため、それら各遊星歯車機構６，８を軸線方向で同じ位置に並列させて配置した場合と比較して、第２遊星歯車機構８を収容するためのスペースを変速機のエンジン１側（図１０の左側）にずらし、第２遊星歯車機構８を収容するためのスペースが変速機の中央部近傍に設けた場合に変速機の外周部の中央部分に生じるいわゆる出っ張りを低減することができ、変速機の車両搭載性を向上させることができる。

（第７の構成例）
つぎにこの発明の第７の構成例を説明する。なお、この第７の構成例は、上述した図１，図４，図６，図８，図１０に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１，図４，図６，図８，図１０の構成と異なる部分を説明し、図１，図４，図６，図８，図１０に示す構成と同様の部分には、図１，図４，図６，図８，図１０に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。

図１２に示すこの発明の第７の構成例は、スタートシンクロが配置されていない側の遊星歯車機構とポンプモータとの間に、後進段を設定するためのリバースシンクロを設けた例である。すなわち図１２に示す例では、この発明の発進用切換機構に相当するスタートシンクロ４１が、第１遊星歯車機構６および第１ポンプモータ７と同一の軸線上すなわち第１および第２ドライブ軸４，５と同一軸線上で、第１遊星歯車機構６と第１ポンプモータ７との間に配置され、そして、リバースシンクロ４２が、第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９と同一の軸線上で、それら第２遊星歯車機構８と第２ポンプモータ９との間に配置されている。

スタートシンクロ４１は、前述のスタートシンクロ１１，２９，３３と同様の構成であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ４１Ｓを備えており、このスリーブ４１Ｓを挟んだ両側に、固定部材１３に一体化させたスプラインと第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインとが配置されている。

すなわち、スリーブ４１Ｓのエンジン１側（図１２の左側）に、固定部材１３に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ４１Ｓの第１遊星歯車機構６側（図１２の右側）に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ４１は、そのスリーブ４１Ｓを図１２の左側に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１を固定部材１３に連結してリングギヤＲ１の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ１を固定し、スリーブ４１Ｓを図１２の右側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０ＢをリングギヤＲ１に連結し、さらにスリーブ４１Ｓを中央に位置させることにより、固定部材１３あるいはカウンタドリブンギヤ１０Ｂ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。

そして、リバースシンクロ４２は、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ４２Ｓを備えており、このスリーブ４２Ｓに隣接して、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２および第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに一体化させたスプラインとが配置されている。

したがって、リバースシンクロ４２は、そのスリーブ４２Ｓを図１２の右側に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２を第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに連結するとともに、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２とを連結し、スリーブ４２Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０ＣおよびリングギヤＲ２とは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、上記のようにスタートシンクロ４１およびリバースシンクロ４２が設けられたことに伴い、第１速ないし第４速ギヤ対１５，１６，１７，１８およびリバースギヤ対１９の配置が変更されている。すなわち、第１ドライブ軸４には、その先端側（図１２の右側）から順に、第２速駆動ギヤ１６Ａおよび第４速駆動ギヤ１８が取り付けられている。また、第２ドライブ軸５には、その先端側（図１２の右側）から順に、第３速駆動ギヤ１７Ａおよび、第１速ギヤ対を兼用した第２カウンタギヤ対４３のカウンタドリブンギヤ４３Ｃが取り付けられている。

この第２カウンタギヤ対４３の構成は、図１，図４における第２カウンタギヤ対１２，２５と同様であって、第２遊星歯車機構８のキャリアＣ２に第２カウンタギヤ対４３のカウンタドライブギヤ４３Ａが取り付けられており、これにアイドルギヤ４３Ｂを介して噛み合っているカウンタドリブンギヤ４３Ｃが第２ドライブ軸５に連結されている。すなわち、キャリアＣ２に第２ドライブ軸５が第２カウンタギヤ対４３を介して連結されている。

そして、カウンタギヤ対４３が第１速ギヤ対４３を兼ねた構成となっている。すなわち、カウンタドリブンギヤ４３Ｃが第１速駆動ギヤ４３Ｃを兼ねていて、アイドルギヤ４３Ｂが第２速従動ギヤ４３Ｂを兼ねた構成となっている。

上記のように各ドライブ軸４，５に取り付けられている各ギヤ対１６，１７，１８，４３の駆動ギヤ１６Ａ，１７Ａ，１８Ａ，４３Ａの配列順序に対応して、各従動ギヤ１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂ，４３Ｂが、ドリブン軸１４に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、ドリブン軸１４の先端側（図１２の右側）から順に、第２速従動ギヤ１６Ｂ、第４速従動ギヤ１８Ｂ、第３速従動ギヤ１７Ｂが、それぞれ対応する各駆動ギヤ１６Ａ，１８Ａ，１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１４に回転自在に嵌合されている。

したがって、図１２に示す第７の構成例では、第２ドライブ軸５に、例えばリバース駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ１５Ａおよび第３速駆動ギヤ１７Ａならびにカウンタドリブンギヤ１２Ｃなどが取り付けられている例と比較して、カウンタギヤ対の数を低減し、中空構造の第２ドライブ軸５の全長を短くすることができる。そのため、第２ドライブ軸５と第１ドライブ軸４とからなる二重軸構造の構成を簡素化し、変速機の小型・軽量化、あるいは低コスト化を図ることができる。さらに、カウンタギヤ対の数が低減されることで、ギヤの噛み合い損失あるいは変速機全体としての摩擦損失等を低減し、動力の伝達効率を向上させることができる。

そして、上記のように各ギヤ対１６，１７，１８の配置が変更されたことに伴い、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図１２において、第２速従動ギヤ１６Ｂと第４速従動ギヤ１８Ｂとの間に第１シンクロ４４が配置され、また第３速従動ギヤ１７Ｂと
第２カウンタギヤ対４３のアイドルギヤ４３Ｂすなわち第１速従動ギヤ４３Ｂとの間に第２シンクロ４５が配置されている。

これらの各シンクロ４４，４５の構成は、前述の各シンクロと同様である。したがって第１シンクロ４４は、そのスリーブ４４Ｓを図１２の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ４４Ｓを図１２の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ４４Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１６Ｂ，１８Ｂ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。そして、第２シンクロ４５は、そのスリーブ４５Ｓを図１２の右側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１４に連結し、またスリーブ４５Ｓを図１２の左側に移動させることにより、アイドルギヤ４３Ｂすなわち第１速従動ギヤ４３Ｂをドリブン軸１４に連結し、さらにスリーブ４５Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１７Ｂ，４３Ｂ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。

この図１２に示す第７の構成例でも、固定変速比として前進４段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ４１，４２，４４，４５を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸４，５とドリブン軸１４との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ４１，４２，４４，４５を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対４３もしくは第２速ギヤ対１６がドリブン軸１４に対してトルクを伝達できるように各シンクロ４１，４２，４４，４５を動作させる。したがって、それらの各シンクロ４１，４２，４４，４５および各ポンプモータ７，９の動作状態をまとめて示せば、図１３のとおりである。この図１３における各符号の意味は前述した図３，図５，図７，図９，図１１における各符号の意味と同じである。

この図１２に示す第７の構成例において、後進段を設定する場合は、先ず、スタートシンクロ４１のスリーブ４１Ｓが図１２の左側に移動させられて、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１が固定部材１３に連結され、リングギヤＲ１が固定された状態になる。またリバースシンクロ４２のスリーブ４２Ｓが図１２の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２と第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃおよび第１遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とが連結される。すなわち、第２遊星歯車機構８の各回転要素すなわちサンギヤＳ２およびリングギヤＲ２ならびにキャリアＣ２が一体回転する状態になる。

この状態で入力軸２に入力されたエンジン１の動力は、第１カウンタギヤ対１０および各回転要素が一体回転する第２遊星歯車機構８を介して第２ポンプモータ９へ入力される。したがって第２ポンプモータ９がエンジン１の動力により、エンジン１の回転方向とは
反対方向に回転させられてポンプとして機能し、油圧を発生する。そして、第２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、その吐出ポート９Ｄから第１ポンプモータ７の吐出ポート７Ｄに供給される。その結果、第１ポンプモータ７は、圧油が吐出ポート７Ｄに供給されることによりモータとして機能し、前進走行時とは反対方向に回転してそのトルクが第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される。

このとき、第１遊星歯車機構６は、スタートシンクロ４１によりリングギヤＲ１が固定されているため、キャリアＣ１を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ１に入力されたトルクは、第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４および第２速ギヤ対１６を介してドリブン軸１４に伝達される。すなわち第１ポンプモータ７から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１４へ伝達される。

したがって、エンジン１の動力により第２ポンプモータ９がポンプとして機能させられ、その第２ポンプモータ９が発生する油圧によって、第１ポンプモータ７がモータとして機能させられる。そして、第１ポンプモータ７がモータとして機能して出力した前進走行時と反対方向のトルクが、第１遊星歯車機構６で増幅されてドリブン軸１４へ伝達され、したがって後進走行することになる。

したがって、この図１２に示す第７の構成例では、上述した各構成例のように２つのポンプモータのうち、いずれか１つをいわゆる両振り型のものにする必要がなくなり、すなわち第１ポンプモータ７と第２ポンプモータ９とを、いずれもいわゆる片振り型のもので構成することができ、各ポンプモータ７，９の構成を簡素化し、あるいは小型・軽量化することができる。

なお、上述した各具体例では、ドリブン軸１４を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸１４とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸１４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、出力軸は前述した各ドライブ軸４，５と同一の軸線上に配置してもよい。

この発明に係る変速機の第１の構成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。 図１に示す第１の構成例におけ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第２の構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図４に示す第２の構成例におけ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第４の構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図６に示す第４の構成例におけ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第５の構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図８に示す第５の構成例におけ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第６の構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図１０に示す第６の構成例におけ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第７の構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図１２に示す第６の構成例におけ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。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、 ２…入力軸（入力部材）、 ４…第１ドライブ軸、 ５…第２ドライブ軸、 ６…第１遊星歯車機構（第１差動機構）、 Ｓ１…サンギヤ、 Ｒ１…リングギヤ、 Ｃ１…キャリア、 ７…第１ポンプモータ（第１モータ）、 ９…第２ポンプモータ（第２モータ）、 ８…第２遊星歯車機構（第２差動機構）、 Ｓ２…サンギヤ、 Ｒ２…リングギヤ、 Ｃ２…キャリア、 １０…第１カウンタギヤ対、 １１，２９，３３，４１…スタートシンクロ（発進用切換機構）、 １２，２５，３７，４３…第２カウンタギヤ対、 １３…固定部材、 １４…ドリブン軸、 １５，１６，１７，１８，１９…第１速ギヤ対，第２速ギヤ対，第３速ギヤ対，第４速ギヤ対，リバースギヤ対（伝動機構）、 ２０，２６，３０，３４，３８，４４…第１シンクロ（切換機構）、 ２１，２７，３１，３５，３９，４５…第２シンクロ（切換機構）、 ２２，２８，３２，３６，４０…第３シンクロ（切換機構）、 ４２…リバースシンクロ（切換機構）、 ２３，２４…油路。

Claims (7)

1. 動力源から選択的に動力が伝達される複数のドライブ軸と、それらの各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て車両が走行するための複数の変速比を設定可能な複数の伝動機構と、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、
   前記複数のドライブ軸のうち第１ドライブ軸と第２ドライブ軸と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、これら第１ドライブ軸および第２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、
   前記動力源から動力が入力される入力要素と前記第１ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１差動機構が、前記第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１モータが前記反力要素に連結され、
   前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記第２ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２差動機構が、前記第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と平行な軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２モータが前記他の反力要素に連結され、
   車両が発進する際に駆動トルクを増大する要求がある場合に、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方の差動機構における入力要素と固定部材とを連結し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達不可能な状態にするとともに、前記駆動トルクの増大要求がない場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材との連結を解消して前記一方の差動機構における入力要素の回転を許容し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達可能な状態にする、もしくは前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態にする発進用切換機構が設けられている
   ことを特徴とする車両用変速機。
2. 前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方は、その一方の差動機構における入力要素が前記発進用切換機構によって前記固定部材と連結されてその回転が規制されている状態で、前記一方の差動機構における反力要素に前記第１モータもしくは第２モータから動力が入力された場合に減速機構として作用するように構成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。
3. 前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方は、サンギヤと、そのサンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリアとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されていて、そのリングギヤが前記動力源から動力が入力される前記一方の差動機構における入力要素を形成し、そのキャリアが前記第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸に連結された前記一方の差動機構における出力要素を形成し、そのサンギヤが前記第１モータもしくは第２モータに連結された前記一方の差動機構における反力要素を形成し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。
4. 前記第１モータは、前記第１差動機構および第１ドライブ軸および第２ドライブ軸と同一軸線上に配置されているとともに、
   前記第２モータは、前記第２差動機構と同一軸線上で、かつ前記第１モータに対してその半径方向で外側に隣接して配置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車両用変速機。
5. 前記各モータは、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の車両用変速機。
6. いずれか少なくとも一つの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に変更できる両振り型ポンプモータを含むことを特徴とする請求項５に記載の車両用変速機。
7. 前記各モータは、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１ないし４のいずれかに記載の車両用変速機。

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