JP4742732B2 - 車両用変速機 - Google Patents

Description

この発明は、出力部材に伝達するトルクを、流体圧ポンプの押し出し容積や吐出圧などに応じて制御することができ、また変速比を連続的に変化させることのできる車両用の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。

また、特許文献２には、エンジンとトランスミッションとの間のクラッチとして機能する油圧式の動力伝達装置が記載されている。

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３や特許文献４に記載されている。
特開２００３−１２０７６４号公報 特開平８−２８４９７７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。

一方、特許文献２に記載された動力伝達装置は、クラッチとしての機能を備えているが、変速比を切り替える変速のために使用すること、もしくはそのための技術は特許文献２には開示されていない。さらに、この特許文献２に記載された動力伝達装置を、特許文献１に記載された変速機に使用しても、変速機としてはいわゆる有段変速機であり、変速比を連続的に変化させることはできない。

また、特許文献３あるいは特許文献４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ることができ、さらに加速性の良好な車両用の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、押し出し容積と吐出圧との少なくともいずれか一方に応じて軸トルクが設定される少なくとも二つの流体圧ポンプと、動力源が出力したトルクを第１の流体圧ポンプの軸トルクに応じて出力部材に伝達する第１の伝動機構と、動力源が出力したトルクを第２の流体圧ポンプの軸トルクに応じてかつ前記第１の伝動機構とは異なる変速比で前記出力部材に伝達する第２の伝動機構とを有する車両用変速機において、前記出力部材から出力するトルクの増大要求時に、少なくとも二つの前記各流体圧ポンプの軸トルクをいずれも所定値以上に設定して前記各伝動機構を介して前記出力部材にトルクを伝達する加速制御手段を備えていることを特徴とするものである。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記各流体圧ポンプは、押し出し容積の可変な可変容量型流体圧ポンプを含み、前記加速制御手段は、その可変容量型流体圧ポンプの押し出し容積を変化させる手段を含むことを特徴とする車両用変速機である。

さらに、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記加速制御手段は、前記各流体圧ポンプの吐出圧を制御する手段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４の発明は、請求項３の発明において、前記各流体圧ポンプの吐出圧を前記加速制御手段が制御する場合に、前記可変容量型流体圧ポンプの押し出し容積を最大に固定する手段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１の発明によれば、第１の伝動機構から出力部材に伝達されるトルクと、第２の伝動機構から出力部材に伝達されるトルクとのそれぞれが、各伝動機構に対応させて設けてある流体圧ポンプの押し出し容積もしくは吐出圧に応じたトルクとなる。したがって、いずれか一方の流体圧ポンプの押し出し容積もしくは吐出圧をゼロとし、かつ他方の流体圧ポンプの押し出し容積および吐出圧を所定値に設定すれば、当該他方の流体圧ポンプに対応する伝動機構を介して出力部材にトルクが伝達され、その結果、該他方の伝動機構による変速比が設定される。また、出力部材に対して一方の伝動機構を介してトルクを伝達している状態から他方の伝動機構を介してトルクを伝達する状態に変更する過程では、各伝動機構の変速比の中間の値が、変速機の全体としての変速比となるので、車両としての変速比を連続的に変化させることができる。さらに、発進などのために加速要求があると、各流体圧ポンプの軸トルクが所定値以上に設定され、その結果、出力部材に対して第１および第２の両方の伝動機構を介してトルクが伝達される。そのため、出力部材に伝達されるトルクが大きくなるので、車両としての加速性能が良好になる。また、大きいトルクが要求される場合、複数の流体圧ポンプがその要求を満たすように軸トルクを受け持つので、各流体圧ポンプに要求される容量が小さくなり、その結果、流体圧ポンプや変速機を小型軽量化することが可能になる。

また、請求項２の発明によれば、流体圧ポンプの軸トルクを、流体圧ポンプの押し出し容積によって制御するので、圧力制御を行う場合とは異なり、安定して変速比あるいは駆動トルクを制御することができ、また流体圧ポンプの吐出圧を規定するバルブは、圧力可変機構を備えないでよいので、そのバルブや油圧制御機構の構成を簡素化することができる。

さらに、請求項３の発明によれば、流体圧ポンプの軸トルクを、その吐出圧によって制御するので、トルク制御の応答性を向上させることができる。

そして、請求項４の発明によれば、流体圧ポンプの押し出し容積を最大にした状態で吐出圧を制御するので、軸トルクあるいは駆動トルクを制御するための吐出圧を相対的に低くすることができ、その結果、圧力流体の漏洩を抑制して動力の伝達効率や車両の燃費を向上させ、さらには制御性を向上させることができる。

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、その内部を第１回転軸９が回転自在に挿入されており、この第１回転軸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、その内部を第２回転軸１１が回転自在に挿入されており、この第２回転軸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。

上記の第１回転軸９の他方の端部が、この発明における第１の流体圧ポンプに相当する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（押し出し容積）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、第２回転軸１１の他方の端部が、この発明における第２流体圧ポンプに相当する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１遊星歯車機構３側から順に、第５速駆動ギヤ１９Ａと第３速駆動ギヤ２０Ａと第１速駆動ギヤ２１Ａとが配置されており、第５速駆動ギヤ１９Ａと第３速駆動ギヤ２０Ａとは第１中間軸８に対して回転自在に嵌合し、また第１速駆動ギヤ２１Ａは第１中間軸８に対して一体となって回転するように取り付けられている。

その第５速駆動ギヤ１９Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ１９Ｂと、第３速駆動ギヤ２０Ａに噛み合っている第３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。また、第１速駆動ギヤ２１Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ２１Ｂが、出力軸１８に回転自在に嵌合している。したがってこれらの駆動ギヤ１９Ａ，２０Ａ，２１Ａと従動ギヤ１９Ｂ，２０Ｂ，２１Ｂとからなる第５速ギヤ対１９および第３速ギヤ対２０ならびに第１速ギヤ対２１が、この発明における第１の伝動機構に相当している。

さらに、上記の第５速従動ギヤ１９Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ２２Ａと、第３速従動ギヤ２０Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ２３Ａ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５速従動ギヤ１９Ｂが第４速従動ギヤを兼ねており、また第３速従動ギヤ２０Ｂが第２速従動ギヤを兼ねている。したがって、これらの第４速用および第２速用の駆動ギヤ２２Ａ，２３Ａとこれに噛み合っている従動ギヤ１９Ｂ，２０Ｂとからなる第４速ギヤ対２２および第２速ギヤ対２３が、この発明における第２の伝動機構に相当している。

ここで、各ギヤ対１９，２０，２１，２２，２３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、第１速用ギヤ対２１、第２速用ギヤ対２３、第３速用ギヤ対２０、第４速用ギヤ対２２、第５速用ギヤ対１９の順に小さくなるように構成されている。

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を、いずれかの中間軸８，１０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、第１速従動ギヤ２１Ｂに隣接する位置に第１のシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）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、第１速従動ギヤ２１Ｂを出力軸１８に連結し、第１速用のギヤ対２１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、前記第２中間軸１０上で、第４速駆動ギヤ２２Ａと第２速駆動ギヤ２３Ａ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２速駆動ギヤ２３Ａを第２中間軸１０に連結し、第２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、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２２Ａを第２中間軸１０に連結し、第４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。

さらに、前記第１中間軸８上で、第３速駆動ギヤ２０Ａと第５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３速駆動ギヤ２０Ａを第１中間軸８に連結し、第３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５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、いずれかの中間軸８，１０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。

上述した各ポンプモータ１２，１３は、押し出し容積がゼロ以上の所定値になっている状態で、吐出口１２Ｄ，１３Ｄ側の油路１５を絞れば吐出圧が高くなる。したがって、その状態では各ポンプモータ１２，１３の出力軸を回転させるために要するトルクすなわち軸トルクが大きくなり、図１に示す構成では、各遊星歯車機構３，４の反力トルクが大きくなる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３を固定容量型のものとした場合には、吐出圧によってその軸トルクを制御できる。

これに対して各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積を増大させた場合、吐出圧が一定に維持（固定）されていれば、各ポンプモータ１２，１３の軸トルクが大きくなる。また、モータとして機能させる場合、供給する油圧が一定であれば、押し出し容積に応じて出力軸に現れるトルクすなわち軸トルクが増大する。

このような特性を備えた各ポンプモータ１２，１３を制御する油圧制御装置１６の一例を図２に示してある。ここに示す例は、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧を一定に維持し、それぞれの押し出し容積を変更して軸トルクを制御するように構成した例であり、前記吐出口１２Ｄ，１３Ｄを連通させている油路１５と、前記吸入口１２Ｓ，１３Ｓを連通させている油路１４との間に、これらの油路１４，１５を連通させる二つのリリーフ弁３１，３２が設けられている。第１のリリーフ弁３１は、吐出口１２Ｄ，１３Ｄ側の油路１５の圧力が、予め設定されている圧力を超えた場合に開いて、油圧を吸入口１２Ｓ，１３Ｓ側の油路１４に解放するように構成されている。また、第２のリリーフ弁３２は、油圧を吸入口１２Ｓ，１３Ｓ側の油路１４の圧力が、予め設定されている圧力を超えた場合に開いて、吐出口１２Ｄ，１３Ｄ側の油路１５に解放するように構成されている。

また、上記の各ポンプモータ１２，１３および各油路１４，１５に圧油を供給するブーストポンプ３３が設けられいる。このブーストポンプ３３は、前述した動力源１や図示しない電動機によって駆動されることにより、オイルパン３４から圧油を汲み上げかつ加圧するように構成され、その吐出口がブースト圧制御弁３５に連通されている。このブースト圧制御弁３５は、要は、調圧バルブであって、信号圧とフィードバック圧とを図示しない弁体に対して対抗させて作用させることにより、その信号圧に応じた出力圧を得るように構成されている。

そして、このブースト圧制御弁３５と前記吐出口１２Ｄ，１３Ｄ側の油路１５とが、その油路１５に向けた圧油の流通を可能にする逆止弁３６を介して連通されている。また、ブースト圧制御弁３５と前記吸入口１２Ｓ，１３Ｓ側の油路１４とが、その油路１４に向けた圧油の流通を可能にする逆止弁３７を介して連通されている。

したがって、図２に示す構成では、いずれか一方もしくは両方のポンプモータ１２，１３をポンプとして機能させて、いずれか一方もしくは両方の遊星歯車機構３，４に反力トルクを与える場合、その押し出し容積を次第に増大させる。この場合、各ポンプモータ１２，１３の吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士が連通されているので、吐出圧が次第に増大し、それに伴ってポンプモータ１２，１３の軸トルクが増大する。そして、その吐出口が第１のリリーフ弁３１で設定されている圧力を超えると、このリリーフ弁３１が開いて油圧が他の油路１４側に解放される。

なお、吐出圧を解放する第１のリリーフ弁は、設定圧力を調整可能な構成のものを使用してもよい。その例を図３に示してあり、ここに示す第１のリリーフ弁３１Ａは、図示しない電磁弁などから供給される信号圧Ｐsolに応じて解放圧が設定されるように構成されている。したがってこの図３に示す構成の油圧制御装置を用いた場合には、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積だけでなく、その吐出圧を制御できるので、その軸トルクを押し出し容積および吐出圧のいずれによっても制御することが可能になる。なお、図３における他の構成は、図２に示す構成と同様であり、したがって図３に図２と同様の符号を付してその説明を省略する。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図４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４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（フリー）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（言い換えれば、圧油を閉じ込めた状態）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。

このニュートラル状態における各遊星歯車機構３，４の動作状態を図５に共線図で示してある。この共線図においてρ1、ρ2は、各遊星歯車機構３，４のギヤ比（サンギヤとリングギヤとの歯数の比）を示し、また矢印はトルクの方向を示している。動力源１を駆動している状態でのニュートラル状態では、各遊星歯車機構３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒが正回転しているとともに、出力軸１８に連結されている各キャリヤ３Ｃ，４Ｃが停止しているので、各反力要素であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓおよびこれに連結されている各ポンプモータ１２，１３がフリー状態で逆回転させられている。

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２５のスリーブおよび第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速従動ギヤ２１Ｂが出力軸１８に連結されるとともに、第２速駆動ギヤ２３Ａが第２中間軸１０に連結される。すなわち、固定変速比である第１速と第２速とを設定する状態となる。また、これと併せて各ポンプモータ１２，１３がポンプとして機能するように制御される。すなわち、油圧を発生する。具体的には、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積をゼロより大きい所定値に増大させるように制御する。また、図３に示す油圧制御装置１６にあっては、第１リリーフ弁３１Ａの設定圧（解放圧）を実質的なゼロ以上の高い圧力に設定する。すなわち、発進などの加速要求があった場合に、各中間軸８，１０のそれぞれにおける伝動機構を、互いに隣接する固定変速比を設定する状態にする。

前述したように、各ポンプモータ１２，１３の吐出口１２Ｄ，１３Ｄ同士が連通されているので、各ポンプモータ１２，１３の吐出圧が前記第１リリーフ弁３１，３１Ａで設定されている圧力まで次第に増大する。それに伴って各ポンプモータ１２，１３の軸トルクが次第に増大し、これが各遊星歯車機構３，４のサンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力トルクとして作用する。その状態を図６に共線図で示してある。

すなわち、第１遊星歯車機構３では、動力源１から入力されるトルクと第１のポンプモータ１２から入力される反力トルクとが合成されて、キャリヤ３Ｃおよびこれに連結されている第１中間軸８を正回転させるトルクが生じ、そのトルクが第１速ギヤ対２１を介して出力軸１８に伝達される。また、第２遊星歯車機構４では、動力源１から入力されるトルクと第２のポンプモータ１３から入力される反力トルクとが合成されて、キャリヤ４Ｃおよびこれに連結されている第２中間軸１０を正回転させるトルクが生じ、そのトルクが第２速ギヤ対２３を介して出力軸１８に伝達される。

したがって、出力軸１８には、第１速ギヤ対２１を介して伝達されるトルクと第２速ギヤ対２３を介して伝達されるトルクを合わせたトルクが現れる。その状況を図１に太い矢印で示してある。また、その出力トルクＴoは、
Ｔo≒（１＋ρ1）／ρ1・κ1・Ｐ15・ｑ1／２π＋（１＋ρ2）／ρ2・κ2・Ｐ15・ｑ2／２π
となる。この式の右辺第１項は、第１速ギヤ対２１を介して伝達されるトルクに相当し、第２項は、第２速ギヤ対２３を介して伝達されるトルクに相当する。なお、ρ1は第１遊星歯車機構３のギヤ比、ρ2は第２遊星歯車機構４のギヤ比、κ1は第１速ギヤ対２１の変速比、κ2は第２速ギヤ対２３の変速比、Ｐ15は油路１５の油圧、ｑ1は第１のポンプモータ１２の押し出し容積、ｑ2は第２ポンプモータ１３の押し出し容積である。そして、この出力トルクＴoが伝動機構２８を介してデファレンシャル２９に伝達されるから、発進時には大きい駆動力を得ることができる。なお、車両が停止している状態では、クリープ力として現れる。

車両が発進した後は、第１のポンプモータ１２の押し出し容積および／または吐出圧を次第に増大させて「ＬＯＣＫ」状態に制御し、またこれと併せて第２のポンプモータ１３の押し出し容積および／または吐出圧を次第に低下させて「ＯＦＦ」状態に制御する。この過程における各遊星歯車機構３，４の状態を図７に共線図で示してあり、第１速ギヤ対２１を介して伝達されるトルクが次第に増大し、これに対して第２速ギヤ対２３を介して伝達されるトルクが次第に低下する。そして、第１のポンプモータ１２を駆動するのに要するトルクが入力トルクより大きくなることにより第１のモータポンプ１２が完全に「ＬＯＣＫ」状態となると、第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓの回転が止められ、また第２のポンプモータ１３が「ＯＦＦ」状態（フリー状態）となって第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに反力が作用しなくなるので、固定変速比である第１速が設定される。この状態を図８に各遊星歯車機構３，４についての共線図として示してある。

この第１速の状態では、第２ポンプモータ１３がフリー状態であって軸トルクを生じないから、第２遊星歯車機構４および第２中間軸１０を介したトルクの伝達が生じない。したがって、第２シンクロ２６のスリーブは、中立位置および図１の左側のいずれにも設定することもできる。中立位置に設定すれば、第２速ギヤ対２３を介した出力軸１８と第２中間軸１０との間のトルクの伝達が生じないので、第２中間軸１０や第２遊星歯車機構４が出力軸１８にいわゆる連れ回りされることがなく、その結果、引き摺りによる動力損失を低減することができる。その状態を図９に各遊星歯車機構３，４についての共線図として示してある。また、第２シンクロ２６のスリーブを図１の左側に位置させれば、第２速への変速に備えた待機状態となる。

第２速は、動力源１から第２遊星歯車機構４および第２中間軸１０ならびに第２速ギヤ対２３を介して設定するから、フリー状態の第２ポンプモータ１３のポンプ容量（押し出し容積）を次第に増大させるとともにその吐出量を次第に絞る（吐出圧を次第に高くする）ことにより、第２速への変速を実行する。第２ポンプモータ１３は第１速で逆回転しているので、その押し出し容積を増大させると、ポンプとして機能することによる圧油を吐出し、それに伴う反力トルクが第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓに作用する。したがって、動力源１からのトルクと第２ポンプモータ１３からの反力トルクが第２遊星歯車機構４で合成されて第２中間軸１０および第２速ギヤ対２３を介して出力軸１８に伝達される。この状態の第２遊星歯車機構４についての共線図を図１０に示してある。

また、第２ポンプモータ１３が吐出した圧油が第１ポンプモータ１２に供給されるので、第１ポンプモータ１２がモータとして機能し、そのトルクが第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓに伝達される。したがって、第１遊星歯車機構３では、動力源１から伝達されたトルクと第１ポンプモータ１２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１中間軸８および第１速ギヤ対２１を介して出力軸１８に伝達される。この状態における第１遊星歯車機構３についての共線図を図１０に示してある。

このように、第２ポンプモータ１３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２ポンプモータ１３がポンプとして機能し、圧油を発生するが、その圧油を第１ポンプモータ１２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２ポンプモータ１３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。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１ポンプモータ１２は押し出し容積がゼロで自由回転の可能なフリー状態に設定される。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る。

以降、同様にして、各ポンプモータ１２，１３を「ＬＯＣＫ」状態と「ＯＦＦ」状態とに交互に切り替えるとともに、その過程で一方をポンプとして機能させかつ他方をモータとして機能させ、さらに各シンクロ２５，２６，２７を図１の左右もしくは中立位置に適宜設定して、固定変速比である第５速まで、連続的に変速比を変化させることができる。

ところで、上記の図２および図３を参照して説明したように、各ポンプモータ１２，１３の軸トルクは、押し出し容積および吐出圧の少なくともいずれか一方を変化させることにより適宜に設定することができる。したがって、第１速の変速比が設定されるまでの発進の過程では、前述した第１リリーフ弁３１（もしくは３１Ａ）での設定圧である吐出圧ＰＡを一定に維持した状態で各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を変化させて軸トルクを制御する方法と、これとは反対に各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を一定に維持した状態で、吐出圧すなわち前記第１リリーフ弁３１Ａの設定圧を変化させて軸トルクを制御する方法とが可能である。

以下、それぞれの制御について説明すると、図１１は吐出圧ＰＡを所定値Ｐ１に維持した状態で各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を変化させる制御の例を説明するためのタイムチャートであって、発進制御開始の指令信号に基づいて各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2が次第に増大させられる（ｔ1時点）。それに伴って各ポンプモータ１２，１３の軸トルクに応じて出力軸１８に伝達される出力トルクＴo1，Ｔo2が次第に増大する。なお、この種のポンプにおける軸トルクは、押し出し容積をｑ、吐出圧をＰとした場合、（ｑ・Ｐ／２π）で表される。したがって、各出力トルクＴo1，Ｔo2は、押し出し容積ｑ1，ｑ2に応じて増大する。

各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2が予め設定した容積に達すると、それぞれのポンプモータ１２，１３の軸トルクに応じた出力トルクＴo1，Ｔo2が目標トルクに到達する（ｔ2時点）。換言すれば、目標トルクに応じて各押し出し容積ｑ1，ｑ2を設定してある。また、各出力トルクＴo1，Ｔo2は、出力軸１８に伝達されるトルクであり、各ギヤ対２１，２３で減速作用を受けた後のトルクであるから、これらのギヤ対２１，２３の変速比κ1，κ2の相違（κ1＞κ2）に基づいて互いに異なるトルクとなり、第１速ギヤ対２１を介して伝達される出力トルクＴo1が第２速ギヤ対２３を介して伝達される出力トルクＴo2より大きくなる。

その後、第１速を形成するための制御の開始により（ｔ3時点）、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1は、第１ポンプモータ１２が「ＬＯＣＫ」状態となるように最大値に向けて増大させられ、これに対して第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2は、第２ポンプモータ１３が「ＯＦＦ」状態となるようにゼロに向けて低下させられる。その場合、各出力トルクＴo1，Ｔo2は、吐出圧Ｐ１で決まる最大値に達しているので、第１ポンプモータ１２の軸トルクに基づく出力トルクＴo1は従前のトルクに維持され、これに対して第２ポンプモータ１３の軸トルクに基づく他方の出力トルクＴo2は、押し出し容積ｑ2の低下に応じて低下する。そして、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2がゼロになった時点ｔ4に第１速が形成され、同時に第１ポンプモータ１２を完全に「ＬＯＣＫ」状態とするためにその押し出し容積ｑ1を更に増大させる終了制御が開始され、また吐出圧ＰＡが予め定めた所定値Ｐ２に低下させられる。その結果、第１ポンプモータ１２が「ＬＯＣＫ」し、また吐出圧ＰＡが予め定めた所定値Ｐ２に低下することにより発進制御が終了する（ｔ5時点）。

したがって、このような発進制御の過程では、各ポンプモータ１２，１３をポンプとして機能させて、それぞれの軸トルクに応じた出力トルクＴo1，Ｔo2を出力軸１８に伝達することになる。そのため、この出力軸１８から出力されるトルクはＴoは、前述した式で表されるように、これら二つの出力トルクＴo1，Ｔo2を合わせたものとなる。その結果、発進時の出力トルクＴoが大きくなり、車両の発進加速性が良好になる。

比較のために、第１ポンプモータ１２のみを使用して発進する場合の押し出し容積ｑ1および出力トルクＴo1を、図１１に破線で示してある。発進制御の開始に伴って第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1を次第に増大させると、それに応じて第１ポンプモータ１２の軸トルクが次第に増大する。しかしながら、その場合に出力軸１８に伝達されるトルクは、第１速ギヤ対２１のみから伝達されるトルクに限られるため、出力トルクＴo1は、前述したｔ2時点より遅いｔ21時点に目標値に到達する。したがって、第１ポンプモータ１２の押し出し容積ｑ1は、二つのポンプモータ１２，１３を使用する上記の場合より大きくなる。その後、第１速が形成されると（ｔ4時点）、この発明に係る上述した例と同様に、終了制御が実行される。

このように、一方のポンプモータ１２のみを使用して発進する場合には、得られる出力トルクＴoが、そのポンプモータ１２の軸トルクに応じたトルクに限られ、相対的に小さいトルクとなるので、発進加速性が必ずしも十分にはならない。また、一方のポンプモータ１２のみを使用する場合には、その押し出し容積ｑ1を大きくする必要があるが、前述したこの発明に係る例では、二つのポンプモータ１２，１３を使用するので、それぞれの押し出し容積ｑ1，ｑ2を小さくでき、そのためにポンプモータ１２，１３を小型化でき、また漏洩などによる動力損失の少ない効率の良い運転を行うことができる。さらに、容積の制御であるから、制御が容易になり、また安定した制御が可能である。

他方、図１２は、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を一定値（具体的には最大値）に固定した状態で、吐出圧ＰＡを次第に変化させる制御の例を説明するためのタイムチャートであって、発進制御開始の指令信号に基づいて前記第１リリーフ弁３１Ａによる設定圧すなわち吐出圧ＰＡが次第に増大させられる（ｔ11時点）。それに伴って各ポンプモータ１２，１３の軸トルクに応じて出力軸１８に伝達される出力トルクＴo1，Ｔo2が次第に増大する。

吐出圧ＰＡが予め設定した圧力Ｐ３に達すると、それぞれのポンプモータ１２，１３の軸トルクに応じた出力トルクＴo1，Ｔo2が目標トルクに到達する（ｔ12時点）。換言すれば、目標トルクに応じて吐出圧ＰＡが制御される。

その後、第１速を形成するための制御の開始により（ｔ13時点）、吐出圧ＰＡは、第１ポンプモータ１２が「ＬＯＣＫ」状態となるように最大値に向けて増大させられる。これと同時に、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2は、第２ポンプモータ１３が「ＯＦＦ」状態となるようにゼロに向けて低下させられる。その場合、各出力トルクＴo1，Ｔo2は、吐出圧Ｐ１で決まる最大値に達しているので、第１ポンプモータ１２の軸トルクに基づく出力トルクＴo1は従前のトルクに維持され、これに対して第２ポンプモータ１３の軸トルクに基づく他方の出力トルクＴo2は、押し出し容積ｑ2の低下に応じて低下する。そして、第２ポンプモータ１３の押し出し容積ｑ2がゼロになった時点ｔ14に第１速が形成され、同時に終了制御が開始される。その後、発進制御が終了する（ｔ15時点）。

このような制御の過程における各出力トルクＴo1，Ｔo2の変化は、図１１を参照して説明した前記の制御例と同様である。

比較のために、第１ポンプモータ１２のみを使用して発進する場合の押し出し容積ｑ1および出力トルクＴo1を、図１２に破線で示してある。発進制御の開始に伴って吐出圧ＰＡを次第に増大させると、それに応じて第１ポンプモータ１２の軸トルクが次第に増大する。しかしながら、その場合に出力軸１８に伝達されるトルクは、第１速ギヤ対２１のみから伝達されるトルクに限られるため、出力トルクＴo1は、前述したｔ12時点より遅いｔ22時点に目標値に到達する。したがって、吐出口ＰＡは、二つのポンプモータ１２，１３を使用する上記の場合より高くなる。

このように、一方のポンプモータ１２のみを使用して発進する場合には、得られる出力トルクＴoが、そのポンプモータ１２の軸トルクに応じたトルクに限られ、相対的に小さいトルクとなるので、発進加速性が必ずしも十分にはならない。また、一方のポンプモータ１２のみを使用する場合には、吐出圧ＰＡを高くする必要があるが、前述したこの発明に係る例では、二つのポンプモータ１２，１３を使用するので、吐出圧ＰＡを低くでき、そのためにポンプモータ１２，１３を小型化でき、また漏洩などによる動力損失の少ない効率の良い運転を行うことができる。

ここで、この発明と上述した具体例との関係を簡単に説明すると、各ポンプモータ１２，１３の押し出し容積ｑ1，ｑ2および吐出圧ＰＡを上述したように制御する前記電子制御装置１７が、この発明の加速制御手段に相当し、また押し出し容積を最大値に固定する手段に相当する。

なお、この発明は、上述した各具体例に限定されない。すなわち、この発明は、流体の押し出し容積および吐出圧に応じて軸トルクが変化する流体圧ポンプを複数備え、それぞれの軸トルクに応じたトルクが伝動機構を介して出力部材に伝達される構成の変速機であり、したがって前述した遊星歯車機構３，４を用いずに、各流体圧ポンプから直接、伝動機構にトルクを伝達するように構成した変速機であってもよい。その例を以下に示す。

図１３にこの発明の一例をスケルトン図で示してあり、入力部材５１が二つの流体圧ポンプ５２，５３に連結されている。この入力部材５１は、図示しないエンジンや電動機などの動力源のトルクを流体圧ポンプ５２，５３に伝達するためのものであって、回転軸や歯車あるいは巻き掛け伝動機構などによって構成されている。なお、以下の説明では、入力部材５１を入力軸５１と記す。

流体圧ポンプ５２，５３は、主として、入力側の部材と出力側の部材との間でのトルクの伝達を行うためのものであり、流体を閉じ込めることにより、入力側の部材と出力側の部材との相対回転を制限できる容積型のオイルポンプがその一例である。以下の説明では、流体圧ポンプをオイルポンプと記す。

図１４および図１５には、そのオイルポンプ５２，５３を示してあり、これらのオイルポンプ５２，５３は、同一軸線上に軸線方向に並べて配列され、いわゆるタンデム型のツインポンプとして構成されている。すなわち、前記入力軸５１が連結された入力側の部材は、円筒状を成すハウジング５４であり、その内周面は半径方向に滑らかに凹凸となる波形の曲面となっている。この内周面が後述するように、カム面５５である。

そのハウジング５４の内部に、出力側部材である二つのロータ５６，５７が、同一軸線上で軸線方向に並んで配列されている。各ロータ５６，５７は、所定の厚さを備えた円盤状の部材であって、ハウジング５４の中心軸線を中心にして回転するようにハウジング５４の内部に支持されている。各ロータ５６，５７には、外周面に開口する凹部５８が、回転中心軸線を中心にした放射状に、複数、形成されている。これらの凹部５８は、シリンダに相当する部分であり、したがってその内部にはピストン（もしくはプランジャ）５９が、ロータ５６，５７の半径方向に往復動するように収容されている。なお、以下の説明では、凹部５８をシリンダ部５８と記す。

各ピストン５９の頂部すなわちロータ５６，５７の半径方向での外側の先端部には、ハウジング５４の内周面である前記カム面５５に接触する回転体が回転自在に保持されている。この回転体は、前記カム面５５に沿って移動するカムフォロアーとして機能するものであって、ボールやローラなどによって構成されている。以下の説明では、球体としてボール６０を使用した例を説明する。

そのボール６０をカム面５５に確実に接触させ、かつカム面５５に沿って移動させるために、ピストン５９をカム面５５側に押圧するスプリング６１が、ピストン５９の底部側（ロータ５６，５７の半径方向で中心側）に配置されている。したがって、シリンダ部５８の内部には、ピストン５９によって区画された油室６２が形成されており、ピストン５９の往復運動によってその油室６２の容積が変化することにより、オイルなどの流体を油室６２の内部に吸入するとともに、その流体を加圧して吐出するように構成されている。なお、前記カム面５５に替えて溝カムなどの確動カムをロータ５６，５７とピストン５９との間に構成すれば、上記のリターンスプリング６１を廃止することができる。

オイルの吸入および吐出のための流路について説明すると、各油室６２の底部（ロータ５６，５７の回転中心側の部分）に半径方向に向けて貫通した吸入孔６３と吐出孔６４とが形成されている。この吸入孔６３には、油室６２の容積が増大する吸入時に開く吸入側逆止弁６５が設けられ、また吐出孔６４には、油室６２の容積が減少する吐出時に開く吐出側逆止弁６６が設けられている。

したがって、各オイルポンプ５２，５３は、入力側回転部材であるハウジング５４と出力側回転部材であるロータ５６，５７とが相対回転することにより、ハウジング５４の内周面に形成されているカム面５５およびスプリング６１によって各ピストン５９がロータ５６，５７の半径方向に往復動させられるので、オイルを吸入するとともにそのオイルを加圧して吐出するいわゆる差動ポンプとして構成されている。また、油室６２に対するオイルの吸入もしくは吐出を制限すると、すなわち吐出圧を高くすると、オイルが油室６２に封入された状態となり、そのオイルが実質的に非圧縮性であることにより、ピストン５９の往復動が制限もしくは阻止される。その結果、ピストン５９およびオイルがハウジング５４とロータ５６，５７との間のいわゆる楔として機能し、ハウジング５４とロータ５６，５７との相対回転が阻止もしくは制限される。すなわち、ハウジング５４とロータ５６，５７との間で伝達されるトルク（もしくは伝達トルク容量）が増大する。

各オイルポンプ５２，５３から後述する歯車機構にトルクを伝達する中間軸６７，６８が設けられている。すなわち、一方のオイルポンプ（入力軸５１側、もしくは図１４の左側のオイルポンプ）５２におけるロータ５６には、その回転中心軸線に沿って延びる中間軸（以下、仮に第１中間軸と記す）６７が一体化して設けられており、その第１中間軸６７は、他方のオイルポンプ（入力軸５１とは反対側、もしくは図１４の右側のオイルポンプ）５３におけるロータ５７を貫通して、入力軸５１と同一軸線上でかつ入力軸５１とは反対方向に延び、ハウジング５４の外部に突出している。この第１中間軸６７の外周側に他の中間軸（以下、仮に第２中間軸と記す）６８が相対回転自在に嵌合されている。すなわち、第２中間軸６８は中空軸であって、オイルポンプ５３におけるロータ５７の一方の側面の中心部に一体化するように取り付けられている。そして、この第２中間軸６８は、第１中間軸６７と同様に、入力軸５１と同一軸線上でかつ入力軸５１とは反対方向に延び、ハウジング５４の外部に突出している。

なお、これらの中間軸６７，６８は変速機全体のケーシング（図示せず）などの固定部もしくは筐体部によって回転自在に支持され、その支持部もしくはその近傍で固定部あるいは筐体部に密着嵌合している。そして、前記吸入孔６３や吐出孔６４は、各中間軸６７，６８の内部を貫通して、固定部あるいは筐体部との密着嵌合部に延び、ここから、固定部あるいは筐体部に形成されている油路（図示せず）に連通している。

ここで、各オイルポンプ５２，５３からのオイルの吐出状態を制御するための油圧回路について説明すると、図１６に示すように、各オイルポンプ５２，５３の前記吐出孔６４には、各オイルポンプ５２，５３毎に吐出油路６９，７０が連通した状態に設けられており、各吐出油路６９，７０がそれぞれに対応して設けられている制御弁７１，７２に接続されている。これらの制御弁７１，７２は、弁体（図示せず）とその弁体を開弁方向に押圧するリターンスプリング７３，７４とを備え、流入側の油圧をリターンスプリング７３，７４と同じ方向から弁体に対して作用させ、かつ制御力（あるいは制御油圧）７５，７６を弁体に対して閉弁方向に作用させるように構成されている。

上記の制御力７５，７６は、特には図示しないが、ソレノイドで発生させた電磁力やソレノイドバルブで制御された油圧、カムなどによって変更できるバネ力などであってよく、好ましくは電気的に制御可能な押圧力である。この制御力７５，７６を制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）７７が設けられている。この電子制御装置７７は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータおよび予め記憶しているデータならびにプログラムに従って演算を行い、その演算の結果に応じて所定の制御信号を出力するように構成されている。

一方、各オイルポンプ５２，５３の前記吸入孔６３には、各オイルポンプ５２，５３毎に吸入油路７８，７９が連通した状態で設けられており、これらの各吸入油路７８，７９がオイルパンなどのオイル溜め部８０に連通されている。また、各制御弁７１，７２の吐出側のポート（図示せず）が、それぞれに対応する吸入油路７８，７９に連通されている。なお、オイルの温度を検出するための温度センサー８１がオイル溜め部８０に配置され、その検出信号を前記電子制御装置７７に入力するように構成されている。

なお、各制御弁７１，７２は、電気的に制御可能な構成とする場合、電気的なＯＦＦ状態で完全解放状態となるいわゆるノーマル・オープン構造の弁とすることが好ましい。断線などの電気的な故障が生じた場合に、自動的に解放状態となって各オイルポンプ５２，５３の吐出流量の制限を行わず、その結果、各オイルポンプ５２，５３がトルクを伝達しなくなってフェールセーフを確立できるからである。

この発明に係る変速機は、上記の入力軸５１からオイルポンプ５２，５３を介して伝達されたトルクを歯車機構を介して出力するように構成されている。その歯車機構の一例を説明すると、図１３に示すように、各中間軸６７，６８と平行に出力軸８２と副軸８３とが配置されている。前記第１中間軸６７は第２中間軸６８の先端側（図１３の右側）に突出しており、その第１中間軸６７の先端部側から基端部側に順に、第１速ギヤ対８４、第３速ギヤ対８５、第５速ギヤ対８６が設けられている。また、第２中間軸６８の先端部側から基端部側に順に、第２速ギヤ対８７、第４速ギヤ対８８が設けられている。なお、第１速ギヤ対８４、第２速ギヤ対８７、第３速ギヤ対８５、第４速ギヤ対８８ならびに第５速ギヤ対８６は、ここに挙げてある順にギヤ比が小さくなるように構成されている。

より具体的に説明すると、第１速駆動ギヤ８４Ａと第３速駆動ギヤ８５Ａとが互いに隣接して第１中間軸６７に取り付けられており、その第１速駆動ギヤ８４Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ８４Ｂと第３速駆動ギヤ８５Ａに噛み合っている第３速従動ギヤ８５Ｂとが、互いに隣接した状態で、出力軸８２に回転自在に嵌合されている。これらの従動ギヤ８４Ｂ，８５Ｂを出力軸８２に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ８４Ｂ，８５Ｂの間に配置されている。このクラッチ機構は、一例として、従来知られている同期連結機構（シンクロナイザー）８９によって構成されており、出力軸８２と共に回転するスリーブを軸線方向に移動させていずれかの従動ギヤ８４Ｂ，８５Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸８２に対して各従動ギヤ８４Ｂ，８５Ｂを選択的に連結するようなっている。

第１中間軸６７には、前記第３速駆動ギヤ８５Ａに隣接して第５速駆動ギヤ８６Ａが取り付けられており、この第５速駆動ギヤ８６Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ８６Ｂが、副軸８３に回転自在に嵌合して保持されている。

さらに、上記の第１中間軸６７の外周側に位置する第２中間軸６８の先端部側から順に、第２速駆動ギヤ８７Ａと第４速駆動ギヤ８８Ａとが取り付けられており、その第２速駆動ギヤ８７Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ８７Ｂと第４速駆動ギヤ８８Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ８８Ｂとが、互いに隣接した状態で、出力軸８２に回転自在に嵌合されている。これらの従動ギヤ８７Ｂ，８８Ｂを出力軸８２に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ８７Ｂ，８８Ｂの間に配置されている。このクラッチ機構は、一例として、従来知られている同期連結機構（シンクロナイザー）９０によって構成されており、出力軸８２と共に回転するスリーブを軸線方向に移動させていずれかの従動ギヤ８７Ｂ，８８Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸８２に対して各従動ギヤ８７Ｂ，８８Ｂを選択的に連結するようなっている。

前記第２速駆動ギヤ８７Ａの外周側には、この第２速駆動ギヤ８７Ａに噛み合っているアイドルギヤ９１が配置されており、このアイドルギヤ９１に噛み合っているリバース従動ギヤ９２Ｂが副軸８３に回転自在に嵌合して支持されている。したがってこのリバース従動ギヤ９２Ｂと前記第５速従動ギヤ８６Ｂとは、副軸８３上で互いに隣接しており、これらの従動ギヤ８６Ｂ，９２Ｂを副軸８３に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ８６Ｂ，９２Ｂの間に配置されている。このクラッチ機構は、一例として、従来知られている同期連結機構（シンクロナイザー）９３によって構成されており、副軸８３と共に回転するスリーブを軸線方向に移動させていずれかの従動ギヤ８６Ｂ，９２Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸８２に対して各従動ギヤ８６Ｂ，９２Ｂを選択的に連結するようなっている。したがって、第２速駆動ギヤ８７Ａは、後進段（リバースギヤ）を設定するためのギヤ対における駆動ギヤの機能を備えている。

上記の副軸８３と出力軸８２との間で動力を伝達するための伝動機構が設けられている。この伝動機構としては、歯車機構や巻き掛け伝動機構などを必要に応じて採用することができ、図１３に示す例では、アイドルギヤ９４を用いた歯車機構が採用されている。なお、その歯車機構におけるギヤ比は“１”に設定され、副軸８３と出力軸８２との間では加減速が生じないようになっている。

上記の各同期連結機構８９，９０，９３（以下、仮に第１シンクロ８９、第２シンクロ９０、第３シンクロ９３と記す）は、この発明の切換機構に相当し、スリーブを左右いずれかに移動させることにより、いずれかの従動ギヤを出力軸８２もしくは副軸８３に対して連結し、スリーブが中央に位置する状態ではその連結を解除してニュートラルとなるように構成されている。スリーブのこのような移動は手動操作によって直接行うように構成することもできるが、電気式アクチュエータや油圧式アクチュエータによってスリーブを動作させるように構成することが好ましい。この種のアクチュエータを前記電子制御装置７７からの制御信号によって動作させることにより、電気的な変速制御が可能になるからである。

したがって図１３に示すように構成された変速機であっても、停車状態から第１速で発進する際に、各オイルポンプ５２，５３を共にポンプとして機能させて軸トルクを出力させ、また第１速および第２速を設定するように第１および第２のシンクロ８９，９０を動作させれば、それらの軸トルクが第１速ギヤ対８４および第２速ギヤ対８７を介して出力軸８２に伝達されるので、発進時に大きい駆動トルクを得ることができる。また、他の変速比を設定する制御および各固定変速比の間での制御の内容は、前述した例と同様であり、これを図１７にまとめて示してある。なお、図１７における各記号の意味は、前述した図４と同様である。したがって図１３に示す構成であっても変速比を連続的に変化させるいわゆる無段変速が可能であり、また所定の固定変速比を設定する場合には、オイルポンプを「ＬＯＣＫ」状態としてオイルを閉じ込めるので、特に動力を消費せず、燃費の向上を図ることができる。

また、この発明は、流体圧ポンプモータを二つ使用する構成に限られず、三つ以上のいわゆる複数軸タイプの構成とすることができる。そのような構成では、固定変速比の設定およびその固定変速比と他の固定変速比との間の変速に関与しない流体圧ポンプモータが生じるので、発進時以外の加速要求時にも前述した制御によって駆動トルクを増大させることができる。さらに、この発明では、流体圧ポンプモータの軸トルクを吐出圧によって制御できるので、この発明では、可変容量型の流体圧ポンプモータに替えて、固定容量型の流体圧ポンプモータを使用することができる。そしてまた、この発明における伝動機構は、ギヤ対に限定されないのであって、チェーンやベルトなどの巻き掛け伝動機構であってもよく、あるいは変速比を連続的に変化させることのできる摩擦伝動機構であってもよい。

この発明の一例を模式的に示すスケルトン図である。 その油圧制御装置の一例を模式的に示す油圧回路図である。 その油圧制御装置の他の例を模式的に示す油圧回路図である。 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。 クリープトルクの発生しない停車状態における各遊星歯車機構についての共線図である。 クリープトルクの発生する停車状態における各遊星歯車機構についての共線図である。 発進から第１速に到る過程における各遊星歯車機構についての共線図である。 第２速へのアップシフト待機状態での第１速における各遊星歯車機構についての共線図である。 第２シンクロのスリーブを中立位置に設定した状態での第１速における各遊星歯車機構についての共線図である。 第１速から第２速への変速過程における各遊星歯車機構についての共線図である。 発進時に吐出圧を一定にして押し出し容積を変えることにより各ポンプモータの軸トルクを制御する例を説明するためのタイムチャートである。 発進時に押し出し容積を一定にして吐出圧によって各ポンプモータの軸トルクを制御する例を説明するためのタイムチャートである。 この発明の他の例を模式的に示すスケルトン図である。 そのオイルポンプの構成を示す中心軸線に沿った概略的な断面図である。 そのオイルポンプの一つの構成を示す中心軸線に垂直な面に沿う概略的な断面図である。 そのオイルポンプについての油圧回路を模式的に示すブロック図である。 図１３に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。

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…第１回転軸、 １０…第２中間軸、 １１…第２回転軸、 １２…第１ポンプモータ、 １３…第２ポンプモータ、 １７，７７…電子制御装置（ＥＣＵ）、 １８，８２…出力軸、 １９，８６…第５速ギヤ対、 ２０，８５…第３速ギヤ対、 ２１，８４…第１速ギヤ対、 ２２，８８…第４速ギヤ対、 ２３，８７…第２速ギヤ対、 ２５，２６，２７…同期連結機構（シンクロ）、 ５２，５３…オイルポンプ、 ６７，６８…中間軸。

Claims (4)

1. 押し出し容積と吐出圧との少なくともいずれか一方に応じて軸トルクが設定される少なくとも二つの流体圧ポンプと、動力源が出力したトルクを第１の流体圧ポンプの軸トルクに応じて出力部材に伝達する第１の伝動機構と、動力源が出力したトルクを第２の流体圧ポンプの軸トルクに応じてかつ前記第１の伝動機構とは異なる変速比で前記出力部材に伝達する第２の伝動機構とを有する車両用変速機において、
   前記出力部材から出力するトルクの増大要求時に、少なくとも二つの前記各流体圧ポンプの軸トルクをいずれも所定値以上に設定して前記各伝動機構を介して前記出力部材にトルクを伝達する加速制御手段を備えていることを特徴とする車両用変速機。
2. 前記各流体圧ポンプは、押し出し容積の可変な可変容量型流体圧ポンプを含み、
   前記加速制御手段は、その可変容量型流体圧ポンプの押し出し容積を変化させる手段を含む
   ことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
3. 前記加速制御手段は、前記各流体圧ポンプの吐出圧を制御する手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の車両用変速機。
4. 前記各流体圧ポンプの吐出圧を前記加速制御手段が制御する場合に、前記可変容量型流体圧ポンプの押し出し容積を最大に固定する手段を更に備え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。

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