JP4872516B2 - 流体圧機械式動力伝達装置 - Google Patents

Description

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

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

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

特開２００３−１２０７６４号公報

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

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

上記の目的を達成するために、この発明は、動力源から動力が入力されるとともに、可変容量型流体圧ポンプモータから反力を受けて所定の変速比を設定する動力伝達系統を、２組の遊星歯車機構と５つの連結機構とを主体として構成したことを特徴とするものである。具体的には、請求項１の発明は、動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、前記動力源から動力が伝達される入力部材と、前記入力部材と平行もしくは同一軸線上に配置されるとともに、所定の回転部材同士が互いに連結された第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構の２組の遊星歯車機構と、前記出力部材と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、前記第１遊星歯車機構の出力要素と前記第２遊星歯車機構の出力要素とを選択的に連結する第２連結機構と、前記第２遊星歯車機構の反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、前記第１遊星歯車機構の出力要素と前記第２遊星歯車機構の反力要素とを選択的に連結する第４連結機構と、前記入力部材と前記第１遊星歯車機構の反力要素とを選択的に連結するとともに、前記第１遊星歯車機構の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第５連結機構とを備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

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

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

また、請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構が、それぞれ、サンギヤが入力要素となり、リングギヤが反力要素となり、キャリアが出力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項６の発明は、請求項１または２の発明において、前記第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構が、それぞれ、リングギヤが入力要素となり、サンギヤが反力要素となり、キャリアが出力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

また、請求項７の発明は、請求項６の発明において、前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、前記２組の遊星歯車機構および第１ないし第５の連結機構を挟んで対向し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。

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

したがって、請求項１の発明によれば、２組の遊星歯車機構の入力要素に動力源から動力が入力される。その状態で第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させると、その押出容積に応じた反力が２組の遊星歯車機構の反力要素に作用する。その結果、入力されたトルクおよび反力に応じたトルクが２組の遊星歯車機構の出力要素に現れる。また、第２流体圧ポンプモータで発生した圧力流体が第１流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして機能し、その出力した動力が出力部材に加えられる。すなわち、２組の遊星歯車機構を介した機械的な動力伝達と、流体を介した動力伝達とが生じる。そのため、流体を介した動力伝達が行われている状態では、変速比が連続的に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

また、２組の遊星歯車機構の出力要素同士の連結・遮断状態、あるいは出力要素と反力要素との間の連結・遮断状態を切り換えることにより、少なくともいずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定される固定変速比が４つとなり、最大固定変速比と最小固定変速比との間で連続的に変速比を変化させることができる。そして、所定の固定変速比は、いずれか一方の流体圧ポンプモータが固定され、もしくは空転していて動力を伝達しないで、その固定変速比を設定するために特に動力を消費することがなく、もしくは動力の消費を抑制することができる。特に各連結機構を噛み合い式のものとすれば、その噛み合い状態もしくは係合状態を維持するために動力を消費しないので、固定変速比を設定するための動力の消費をほぼ皆無にすることができ、その結果、動力伝達効率を向上させることができる。

さらに、２つの流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして固定変速比を設定する場合に、２組の遊星歯車機構のそれぞれの入力要素と反力要素とを連結すること、すなわち２組の遊星歯車機構の各回転要素をそれぞれ一体回転させることにより、入力部材と出力部材とをいわゆる直結状態とすることができ、２つの流体圧ポンプモータの間で圧油が循環してしまうことによる効率の低下を回避することができる。

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

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

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

また、請求項４の発明によれば、２組の遊星歯車機構の入力要素同士すなわちサンギヤ同士の連結、および出力要素同士すなわちキャリア同士の連結が容易になり、それらの連結部分の構成を簡素化することができる。

また、請求項５の発明によれば、第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに同一軸線上に隣接して配列される。そのため、上述したＦＲ車に、より適した構成とし、車載性の良好なものとすることができる。また、これらの流体圧ポンプモータの間の流体流路の構成を簡素化することができる。

また、請求項６の発明によれば、２組の遊星歯車機構の入力要素同士すなわちリングギヤ同士の連結、および出力要素同士すなわちキャリア同士の連結が容易になり、それらの連結部分の構成を簡素化することができる。

また、請求項７の発明によれば、第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに同一軸線上に、また２組の遊星歯車機構および各連結機構が配列された構成の両端に配置される。そのため、上述したＦＲ車に、より適した構成とし、車載性の良好なものとすることができる。また、２組の遊星歯車機構および各連結機構が例えばケーシング内に設置されている場合に、各流体圧ポンプモータを、ポンプユニットとしてそのケーシングの両端部に、外付けして組み立てることができ、装置の組み付け作業を容易にすることができる。

そして、請求項８の発明によれば、上述した各発明による効果と同様の効果に加えて、固定変速比が前進４段でかつ後進１段となるので、変速比幅を広くして実用に適した変速機として構成することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、車両用の変速機として構成した例であり、２組の遊星歯車機構と、２つの流体圧ポンプモータとを用いて、少なくとも一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定できるいわゆる固定変速比として４つの前進段および１つの後進段を設定するように構成した例である。ここで、２組の遊星歯車機構は、それぞれの遊星歯車機構における回転要素同士を連結して構成したものであってもよく、あるいはそれらの回転要素を共用化した構成であってもよい。また、組み合わせる遊星歯車機構は、シングルピニオン型遊星歯車機構およびダブルピニオン型遊星歯車機構のいずれであってもよい。そして、それら２組の遊星歯車機構は、それぞれ、入力要素および反力要素および出力要素を備えた機構である。

そして、２つの流体圧ポンプモータもしくは入力部材もしくは出力部材と、２組の遊星歯車機構の反力要素との間のトルク伝達を選択的に可能にするため、あるいは、２組の遊星歯車機構の出力要素同士もしくは出力要素と反力要素とを選択的に連結するための連結機構が５つ設けられている。これらの連結機構は、要は、選択的に２つの部材をトルク伝達可能に連結できるものであればよく、噛み合いクラッチや同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用できる。それらのうち、噛み合いクラッチや同期連結機構であれば、連結状態（係合状態）を維持するための動力を必要としないので、全体としての動力伝達効率を向上させる上で有利である。

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

図１に示す構成についてより具体的に説明すると、動力源１から動力が伝達される入力部材２と同一軸線上に、第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４が配置されている。動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよく、その出力側にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。

第１および第２遊星歯車機構３，４は、この具体例では、いずれもシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されている。すなわち、第１遊星歯車機構３は、外歯車であるサンギヤＳ１が設けられていて、そのサンギヤＳ１と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ１が配置されている。そして、それらサンギヤＳ１およびリングギヤＲ１のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ１が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ１がキャリアＣ１によって自転かつ公転自在に保持されている。

一方、第２遊星歯車機構４は、外歯車であるサンギヤＳ２が設けられていて、そのサンギヤＳ２と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ２が配置されている。そして、それらサンギヤＳ２およびリングギヤＲ２のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ２が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ２がキャリアＣ２によって自転かつ公転自在に保持されている。

そして、入力部材２と第１遊星歯車機構３のサンギヤＳ１が連結されるとともに、そのサンギヤＳ１と第２遊星歯車機構４のサンギヤＳ２とが連結されている。すなわち、これらサンギヤＳ１およびサンギヤＳ２が、それぞれ、第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４における入力要素となっている。

また、第２遊星歯車機構４のキャリアＣ２が、第２遊星歯車機構４における出力要素となっていて、そのキャリアＣ２に、この発明における出力部材に相当する出力軸５が連結されている。そして、出力軸５は、入力部材２の中心軸線の延長方向（図１の右方向）にトルクを出力するようになっている。

出力軸５および第２遊星歯車機構４の外周側に、流体圧ポンプモータ６が、その軸線方向を出力軸５の軸線方向と平行にして配置されている。この流体圧ポンプモータ６は、押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、斜板ポンプや斜軸ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの可変容量型油圧ポンプによって構成されている。以下の説明で、この流体圧ポンプモータ６を第１ポンプモータ６と言い、図には「ＰＭ１」と併記する。この第１ポンプモータ６における「正」の押出容積とは、そのロータが入力部材２と逆方向に回転させられた場合に吸入ポート６Ｓから圧油を吸入し、吐出ポート６Ｄから圧油を吐出する方向である。したがって押出容積をいわゆる逆振りして負の押出容積を設定した状態でポンプとして機能すると、吐出ポート６Ｄから圧油を吸入して吸入ポート６Ｓから圧油を吐出する。したがって、この第１ポンプモータ６について図には「両振」と記載してある。

この第１ポンプモータ６のロータ軸（もしくは出力軸）には、この発明における第１伝動機構に相当するカウンタギヤ対７のドリブンギヤ７Ｂが連結されていて、このドリブンギヤ７Ｂと、これに噛み合っているドライブギヤ７Ａとにより、カウンタギヤ対７が構成されている。また、ドライブギヤ７Ａがドリブンギヤ７Ｂに対して大径であることにより、このカウンタギヤ対（第１伝動機構）７は、第１ポンプモータ６へ入力されるトルクに対する増速機構となっている。

ドライブギヤ７Ａは、通常は出力軸５と相対回転可能になっていて、このドライブギヤ７Ａと出力軸５との間には、ドライブギヤ７Ａと出力軸５とを選択的に連結する第１連結機構８が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ６と出力軸５およびキャリアＣ２とが、カウンタギヤ対７および第１連結機構８を介して連結されている。言い換えると、出力軸５と第１ポンプモータ６との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構８が設けられている。

一方、入力部材２および第１遊星歯車機構３の外周側に、流体圧ポンプモータ９が、その軸線方向を入力部材２の軸線方向と平行にして配置されるとともに、第１ポンプモータ６に隣接し、かつ互いの軸線方向が同一となるように配置されている。この流体圧ポンプモータ９は、押出容積をゼロから所定の正方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、上記の第１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の可変容量型油圧ポンプによって構成されている。ここで「正方向」とは、ロータが入力部材２と同方向に回転した場合に吸入ポート９Ｓから圧油を吸入し、かつ吐出ポート９Ｄから圧油を吐出する押出容積の設定状態である。なお、以下の説明では、この流体圧ポンプモータ９を第２ポンプモータ９と言い、図には「ＰＭ２」と併記する。また、その押出容積の変化方向がゼロから一方向の片振りタイプであるから、図には「片振」と記載してある。

この第２ポンプモータ９のロータ軸（もしくは出力軸）には、この発明における第２伝動機構に相当するカウンタギヤ対１０のドリブンギヤ１０Ｂが連結されていて、このドリブンギヤ１０Ｂと、これに噛み合っているドライブギヤ１０Ａとにより、カウンタギヤ対１０が構成されている。ドライブギヤ１０Ａは、第１遊星歯車機構３のリングギヤＲ１に連結されていて、したがって、リングギヤＲ１が、第１遊星歯車機構３における反力要素となっている。また、ドライブギヤ１０Ａがドリブンギヤ１０Ｂに対して大径であることにより、このカウンタギヤ対（第２伝動機構）１０は、第２ポンプモータ９へ入力されるトルクに対する増速機構となっている。

第１遊星歯車機構３の出力要素であるキャリアＣ１と、同じく第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリアＣ２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構１１が設けられている。言い換えると、キャリアＣ１とキャリアＣ２との間に、第１遊星歯車機構３の出力要素であるキャリアＣ１と第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリアＣ２とを選択的に連結する第２連結機構１１が設けられている。

上記のドライブギヤ７ＡとリングギヤＲ２との間には、それらドライブギヤ７ＡとリングギヤＲ２とを選択的に連結する第３連結機構１２が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ６とリングギヤＲ２とが、カウンタギヤ対７および第３連結機構１２を介して連結されている。言い換えると、第２遊星歯車機構４の反力要素であるリングギヤＲ２と第１ポンプモータ６との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構１２が設けられている。

また、上記のキャリアＣ１とリングギヤＲ２との間には、それらキャリアＣ１とリングギヤＲ２とを選択的に連結する第４連結機構１３が配置されている。言い換えると、第１遊星歯車機構３の出力要素であるキャリアＣ１と第２遊星歯車機構４の反力要素であるリングギヤＲ２との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構１３が設けられている。

そして、前述のドライブギヤ１０Ａは、通常は入力部材２と相対回転可能になっていて、このドライブギヤ１０Ａと入力部材２との間には、ドライブギヤ１０Ａと入力部材２とを選択的に連結する第５連結機構１４が配置されている。すなわち、第２ポンプモータ９と入力部材２およびサンギヤＳ１とが、カウンタギヤ対１０および第５連結機構１４を介して連結されている。言い換えると、入力部材２と第２ポンプモータ９との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第５連結機構１４が設けられている。

これら第１ないし第５の連結機構８，１１，１２，１３，１４は、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。それら各種の連結機構のうち、トルク伝達する係合状態を維持するために動力を要しない点で噛み合いクラッチや同期連結機構が優れている。これに加えて、係合時に同期作用が生じてショックを回避もしくは軽減できる点では、同期連結機構が優れている。

上記の第１および第２のポンプモータ６，９は、いずれか一方が吐出した圧油を他方に供給することにより、両者の間で動力を伝達するように構成されている。具体的には、それぞれの吸入ポート６Ｓ，９Ｓ同士、および吐出ポート６Ｄ，９Ｄ同士が循環油路１５によって連通されている。したがって、いずれか一方のポンプモータ６，９の押出容積をゼロにすると、循環油路１５が遮断されて、他方のポンプモータ９．６で圧油が流動できなくなるので、他方のポンプモータ９，６が回転できないロック状態となるように構成されている。なお、油圧の不可避的な漏れがあるので、この循環油路１５に圧油の補給のためのチャージポンプ（図示せず）を接続して設けてもよい。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図２は、各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各連結機構８，１１，１２，１３，１４の動作状態をまとめて示す作動表であって、この図２における各ポンプモータ６，９についての「Ｍ」は、いわゆる正方向での押出容積が最大（Ｍａｘ）であることを示し、「−Ｍ」はいわゆる負の方向での押出容積が最大であることを示し、さらに「０」は押出容積が最小もしくはゼロであることを示す。また、各連結機構８，１１，１２，１３，１４についての「○」はトルクを伝達する係合状態であることを示し、「×」はトルクを伝達しない解放状態を示す。さらに「Ｓ」は車速がゼロからの発進時であることを示し、数字は各固定変速比を設定している変速段を示し、「Ｒ」は車両が後退する後進段（リバース）を示し、さらに「Ｓ−１」のようにハイフンで繋いでいるのは、発進直後の各固定変速比に到るいわゆる中間変速比を設定している状態を示す。

ニュートラルポジションが選択されたニュートラル（Ｎ）状態では、各ポンプモータ６，９は押出容積がゼロの「ＯＦＦ」状態とされ、また各連結機構８，１１，１２，１３，１４は解放状態とされる。これらの各連結機構８，１１，１２，１３，１４が同期連結機構（いわゆるシンクロ）で構成されている場合には、それぞれのスリーブが中央位置に設定される。なお、後述する発進状態に備えた係合・解放状態に設定することもできる。したがって、第１および第２の遊星歯車機構３，４に動力が入力されず、もしくは出力軸５に動力源１の動力が伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどに切り換えられることによって車両が発進する場合には、先ず、第１連結機構８と第２連結機構１１とが係合状態に切り換えられ、出力軸５がカウンタギヤ対７を介して第１ポンプモータ６に連結され、キャリアＣ１とキャリアＣ２とが連結される。

この状態を第１および第２の遊星歯車機構３，４についての共線図で示せば、図３における直線Ｌ１のとおりである。すなわち、入力部材２に連結されているサンギヤＳ１が動力源１あるいは入力部材２と同方向に回転（正回転）し、また出力軸５に連結されているキャリアＣ２、およびそのキャリアＣ２に第２連結機構１１を介して連結されているキャリアＣ１は、車両が未だ発進していないことにより停止したままとなっている。そのため、カウンタギヤ対１０を介して第２ポンプモータ９が連結されているリングギヤＲ１が入力部材２とは反対方向に回転（逆回転）している。なお、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が最大（Ｍ）に設定され、かつ第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2がゼロ（０）に設定されているので、圧油の流動は生じていない。

また、発進の際には、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が最大から次第にゼロに減少させられ、また第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2がゼロから最大に向けて次第に増大させられる。したがって、押出容積がゼロに設定されて逆回転方向に空転している第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が次第に増大することで、第２ポンプモータ９が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがリングギヤＲ１に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ９（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下するとともに、キャリアＣ１，Ｃ２にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、キャリアＣ２から出力軸５にトルクが伝達される。

また、第２ポンプモータ９は逆回転しているので、圧油はその吸入ポート９Ｓから吐出され、これが第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そして、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が次第に低下させられていることと相まって、第１ポンプモータ６がモータとして機能して正回転し、カウンタギヤ対７および第１連結機構８を介して出力軸５に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第２ポンプモータ９から第１ポンプモータ６への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。

したがって、発進から固定変速比である第１速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、第１および第２の遊星歯車機構３，４を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸５に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比（出力軸５の回転数に対する入力部材２の回転数の比）は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ６，９の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が最大になると、第２ポンプモータ９の回転がほぼ止まり、その状態で第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ９が停止する。また、第１ポンプモータ６は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ２で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、第１および第２の遊星歯車機構３，４での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸５に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、第１および第２の遊星歯車機構３，４におけるギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第１速である。

したがって、固定変速比である第１速では、各ポンプモータ６，９の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構８，１１を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。

固定変速比である第１速から第２速に向けてアップシフトする場合、第２，第４，第５の連結機構１１，１３，１４の係合・解放状態は変化させずに、第１および第３の連結機構８，１２の係合・解放状態を変化させる。すなわち、第１連結機構８が解放状態に、第３連結機構１２が係合状態に切り換えられる。そして、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1がゼロから最大に向けて次第に増大させられ、また第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が最大から次第にゼロに減少させられる。

したがって、押出容積がゼロに設定されて正回転方向に空転している第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1を次第に増大させると、第１ポンプモータ６が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがリングギヤＲ２に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ９（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ９の回転数が次第に増大するとともに、キャリアＣ１，Ｃ２にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、キャリアＣ２から出力軸５にトルクが伝達される。

また、第１ポンプモータ６は正回転しているので、圧油はその吐出ポート６Ｄから吐出され、これが第２ポンプモータ９の吐出ポート９Ｄに供給される。そして、第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が次第に低下させられていることと相まって、第２ポンプモータ９がモータとして機能して逆回転し、カウンタギヤ対１０を介してリングギヤＲ１に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第１ポンプモータ６から第２ポンプモータ９への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。

したがって、固定変速比である第１速から第２速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、第１および第２の遊星歯車機構３，４を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸５に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ６，９の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が最大になると、第１ポンプモータ６の回転がほぼ止まり、その状態で第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第１ポンプモータ６が停止する。また、第２ポンプモータ９は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ３で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、第１および第２の遊星歯車機構３，４での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸５に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、第１および第２の遊星歯車機構３，４におけるギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第２速である。

したがって、固定変速比である第２速では、各ポンプモータ６，９の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構１１，１２を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。

固定変速比である第２速から第３速に向けてアップシフトする場合、第１，第３，第５の連結機構８，１２，１４の係合・解放状態は変化させずに、第２および第４の連結機構１１，１３の係合・解放状態を変化させる。すなわち、第２連結機構１１が解放状態に、第４連結機構１３が係合状態に切り換えられる。そして、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が最大から次第にゼロに減少させられ、また第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2がゼロから最大に向けて次第に増大させられる。

したがって、押出容積がゼロに設定されて逆回転方向に空転している第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が次第に増大することで、第２ポンプモータ９が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがリングギヤＲ１に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ９（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下するとともに、キャリアＣ１およびキャリアＣ１に第４連結機構１３を介して連結されているリングギヤＲ２に、これらを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。

また、第２ポンプモータ９は逆回転しているので、圧油はその吸入ポート９Ｓから吐出され、これが第１ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そして、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が次第に低下させられていることと相まって、第１ポンプモータ６がモータとして機能して正回転し、カウンタギヤ対７および第３連結機構１２を介してリングギヤＲ２に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第２ポンプモータ９から第１ポンプモータ６への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。そして、キャリアＣ２から出力軸５にトルクが伝達される。

したがって、固定変速比である第２速から第３速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、第１および第２の遊星歯車機構３，４を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸５に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ６，９の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。

第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2が最大になると、第２ポンプモータ９の回転がほぼ止まり、その状態で第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ９が停止する。また、第１ポンプモータ６は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ４で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、第１および第２の遊星歯車機構３，４での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸５に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、第１および第２の遊星歯車機構３，４におけるギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第３速である。

したがって、固定変速比である第３速では、各ポンプモータ６，９の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構１２，１３を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。

固定変速比である第３速から第４速に向けてアップシフトする場合、各連結機構８，１１，１２，１３，１４の係合・解放状態は変化させずに、また、第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2を最大に維持したまま、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1をゼロから負の最大（−Ｍ）に向けて次第に変化させる。

上述したように、第３速では、第１ポンプモータ６は正回転方向（入力部材２と同じ回転方向）に空転しているので、押出容積ｑ1を負方向に設定することにより、吐出ポート６Ｄから圧油を吸入し、かつ吸入ポート６Ｓから圧油を吐出する。その吸入ポート６Ｓが第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに連通されているので、第２ポンプモータ９には第１ポンプモータ６から圧油が供給され、その結果、第２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転する。

したがって、第３速から第４速に向けてアップシフトする過程では、サンギヤＳ１に動力源１からトルクが伝達されている状態で、リングギヤＲ１およびこれとカウンタギヤ対１０を介して連結されている第２ポンプモータ９の回転数が次第に増大させられる。すなわち、各ポンプモータ６，９の間における圧油（流体）を介した動力伝達によって中間変速比が設定され、またその伝達される動力が、押出容積ｑ1の変化に応じて変化するので、変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速を行うことができる。

こうして、カウンタギヤ対７とカウンタギヤ対１０とのギヤ比が等しい場合は、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が負方向で最大（−Ｍ）になると、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１との回転数が等しくなり、第１遊星歯車機構３全体が一体となって回転する。また、それに伴ってサンギヤＳ２とリングギヤＲ２との回転数も等しくなり、第２遊星歯車機構４全体が一体となって回転する。すなわち、第１および第２の遊星歯車機構３，４の全体が一体となって回転する。この状態を図３に直線Ｌ５で示してあり、変速比が「１」のいわゆる直結段となる。なお、カウンタギヤ対７とカウンタギヤ対１０とのギヤ比が異なる場合には、そのギヤ比をそれぞれＫ7，Ｋ10とおくと、
Ｋ7：Ｋ10＝−ｑ1：ｑ2
が成立するときに、各遊星歯車機構３，４の全体が一体となって回転することになる。またこの前進第４速は、各ポンプモータ６，９の押出容積を最大にして設定することになるので、この発明における固定変速比の１つである。

上記のように、この第４速では、第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2を正方向の最大（Ｍ）に設定し、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1を負方向の最大（−Ｍ）に設定することで、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１との回転数を等しくしている。この状態では、第１ポンプモータ６と第２ポンプモータ９との間で圧油が循環することになり、その状態のままでは効率が低下する要因となる。そこで、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が負方向の最大に増大されて第４速が達成されると、すなわち、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１との回転、言い換えると入力部材２とリングギヤＲ１との回転が同期した状態になると、第５連結機構１４が係合状態に切り換えられる。すなわち、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とが、第５連結機構１４により機械的に連結され、第１ポンプモータ６と第２ポンプモータ９との間の油圧に対する負荷が解放される。その結果、流体伝動が生じずに、第１および第２の遊星歯車機構３、４の機械的手段による動力伝達のみが生じ、また各連結機構１２，１３，１４を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その伝達状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。

つぎに後進段について説明すると、後進段を設定する場合には、第１および第５の連結機構８，１４を係合させ、また第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1を最大に設定するとともに、第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2をゼロから最大に向けて次第に増大させる。したがって、第１および第５の連結機構８，１４が係合されることにより、第１遊星歯車機構３のリングギヤＲ１とサンギヤＳ１とが連結されるので、第１遊星歯車機構３全体が一体化されて回転する状態になる。これは、第２ポンプモータ９をカウンタギヤ対１０を介して入力部材２に直結した状態であり、第２ポンプモータ９は、入力部材２の回転速度がカウンタギヤ対１０のギヤ比に応じて増速されて正回転する。

そのため、第２ポンプモータ９の押出容積ｑ2をゼロから次第に増大させると、これがポンプとして機能して油圧を発生する。その圧油は、第２ポンプモータ９が正回転しているので、その吐出ポート９Ｄから吐出され、これが第１ポンプモータ６の吐出ポート６Ｄに供給される。そして、第１ポンプモータ６の押出容積ｑ1が正方向で最大に設定されているので、第１ポンプモータ６はその吐出ポート６Ｄから圧油が供給されることにより逆回転する。こうして第２ポンプモータ９から第１ポンプモータ６に圧油を介して動力が伝達され、その第１ポンプモータ６が逆回転することにより、これにカウンタギヤ対７を介して連結されている出力軸５は、第１ポンプモータ６の回転速度がカウンタギヤ対７のギヤ比に応じて減速されて逆回転して後進走行することになる。したがって、発進から後進段までの変速比は、カウンタギヤ対１０，７で増減速される以外は流体伝動のみによって設定され、また無段変速となる。

このように、図１に示す構成では、２組の遊星歯車機構３，４と、５つの連結機構８，１１，１２，１３，１４とによって、前進４段と後進１段との変速比を設定できるとともに、それらの変速比の間の変速をいわゆる無段変速することができる。しかも、第１および第２のポンプモータ６．９を、各遊星歯車機構３，４の外周側に、互いに隣接させ、かつ同一軸線上に配置することで、空間を有効に利用したコンパクトな構成の流体圧機械式動力伝達装置とすることができる。さらに、図１に示す構成では、動力源１もしくは入力部材２の軸線を延長した方向に出力軸５を延ばし、これにプロペラシャフト（図示せず）などを連結して出力できるので、前述したＦＲ車への車載性が良好な装置とすることができる。さらに、固定変速比を設定する場合に特に動力を消費することがないので、動力の伝達効率を向上させることができる。

つぎにこの発明の他の例を説明する。図４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、２組の遊星歯車機構の間における各回転要素同士の連結関係、および２つの流体圧ポンプモータの配置を変更した例である。すなわち、図１に示す構成例において、第１および第２の遊星歯車機構３，４が、それぞれの入力要素であるサンギヤＳ１とサンギヤＳ２とが連結され、それぞれの出力要素であるキャリアＣ１とキャリアＣ２とが第２連結機構１１を介して連結された構成であるのに対して、この図４に示す構成例における第１および第２の遊星歯車機構２１，２２は、それぞれの入力要素であるリングギヤＲ３とリングギヤＲ４とが連結され、それぞれの出力要素であるキャリアＣ３とキャリアＣ４とが第２連結機構２６を介して連結された構成となっている。したがって、図１に示す例と同様の構成については、図４に図１と同じ符号を付してその説明を省略する。なお、図４では、動力源１および循環油路１５を省略してある。

図４において、第１および第２遊星歯車機構２１，２２は、前述の図１に示す第１および第２遊星歯車機構３，４と同様の構成であり、それぞれ、外歯車であるサンギヤＳ３，Ｓ４が設けられていて、そのサンギヤＳ３，Ｓ４と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ３，Ｒ４が配置されている。そして、それらサンギヤＳ３，Ｓ４およびリングギヤＲ３，Ｒ４のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ３，Ｐ４が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ３，Ｐ４がキャリアＣ３，Ｃ４によって自転かつ公転自在に保持されている。

また、入力部材２が、カウンタギヤ対２３を介して第１遊星歯車機構２１のリングギヤＲ３と連結されるとともに、そのリングギヤＲ３と第２遊星歯車機構２２のリングギヤＲ４とが連結されている。すなわち、これらリングギヤＲ３およびリングギヤＲ４が、それぞれ、第１遊星歯車機構２１および第２遊星歯車機構２２における入力要素となっている。

第２遊星歯車機構２２のキャリアＣ４が、カウンタギヤ対２４および第１連結機構２５を介して出力軸５と連結されるとともに、そのキャリアＣ４が、第２連結機構２６を介して第１遊星歯車機構２１のキャリアＣ３と連結されている。すなわち、これらキャリアＣ３およびキャリアＣ４が、それぞれ、第１遊星歯車機構２１および第２遊星歯車機構２２における出力要素となっている。また、カウンタギヤ対２４は、通常は第１ポンプモータ６のロータ軸（出力軸）もしくはサンギヤＳ４と相対回転可能なドリブンギヤ２４Ｂと、これに噛み合っているドライブギヤ２４Ａとにより構成されている。そして、図１に示す構成例と同様に、出力軸５は、入力部材２の中心軸線の延長方向（図４の右方向）にトルクを出力するようになっている。

第２遊星歯車機構２２のサンギヤＳ４が、第３連結機構２７を介して第１ポンプモータ６のロータ軸（もしくは出力軸）と連結されているとともに、第４連結機構２８を介してキャリアＣ３と連結されている。したがって、サンギヤＳ４が、第２遊星歯車機構２２における反力要素となっている。

そして、第１遊星歯車機構２１のサンギヤＳ３と第２ポンプモータ９のロータ軸（もしくは出力軸）とが連結されていて、この第２ポンプモータ９のロータ軸（出力軸）と前述のカウンタギヤ対２３のドリブンギヤ２３Ｂとの間に、それら第２ポンプモータ９とドリブンギヤ２３Ｂとを選択的に連結する第５連結機構２９が配置されている。したがって、サンギヤＳ３が、第１遊星歯車機構２１における反力要素となっている。

ドリブンギヤ２３Ｂは、通常は第２ポンプモータ９のロータ軸（出力軸）もしくはサンギヤＳ３と相対回転可能になっていて、このドリブンギヤ２３Ｂとこれに噛み合っているドライブギヤ２３Ａとにより、カウンタギヤ対２３が構成されている。すなわち、第２ポンプモータ９とリングギヤＲ３とが、カウンタギヤ対２３および第５連結機構２９を介して連結されている。言い換えると、第１遊星歯車機構２１の入力要素であるリングギヤＲ３と第２ポンプモータ９との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第５連結機構２９が設けられている。

なお、上記の第１ないし第５の連結機構２５，２６，２７，２８，２９は、それぞれ、図１に示す構成例における第１ないし第５の連結機構８，１１，１２，１３，１４と同様の構成である。すなわち、第１ないし第５の連結機構２５，２６，２７，２８，２９は、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。

この図４に示す構成の変速機の作用は、前述の図１に示す構成の変速機の作用と同じであり、図５に示す作動表、および図６に示す共線図を用いて同様に説明することができる。すなわち、図２に示す作動表の各連結機構８，１１，１２，１３，１４を、それぞれ各連結機構２５，２６，２７，２８，２９に読み替えたものが図５に示す作動表であり、また、図３に示す共線図のサンギヤＳ１をリングギヤＲ３に、サンギヤＳ２をリングギヤＲ４に、リングギヤＲ１をサンギヤＳ３に、リングギヤＲ２をサンギヤＳ４に、キャリアＣ１をキャリアＣ３に、キャリアＣ２をキャリアＣ４に、それぞれ読み替えることにより、図６に示す共線図を説明することができる。したがって、図１に示す構成の変速機の作用についての説明を、上記のように各連結機構および各回転要素を読み替えることにより、図４に示す構成の変速機の作用についての説明とすることができる。

したがって、図４に示す構成であっても、前述の図１に示す構成の装置と同様に、前進４段および後進１段の変速比を連続的に（無段で）設定することができる。また、最高速段（第４速）で、第１遊星歯車機構２１の入力要素（リングギヤＲ３）と反力要素（サンギヤＳ３）とが、第５連結機構２９により機械的に連結されることにより、動力の伝達効率を向上させることができる。さらに、部品点数の少ないコンパクトな構成で、ＦＲ車に対する車載性の良好な装置とすることができる。これに加えて、図４に示す構成では、例えば、第１および第２の遊星歯車機構２１，２２や各連結機構２５，２６，２７，２８，２９が設置されたケーシングの両端部に、各流体圧ポンプモータ６，９を、ポンプユニットとして外付けして組み立てることができる。その結果、装置の組み付けを容易にすることができる。あるいは設計の自由度が向上する。

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

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

符号の説明

１…動力源、 ２…入力部材、 ３，２１…第１遊星歯車機構、 ４，２２…第２遊星歯車機構、 Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４…サンギヤ、 Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３，Ｒ４…リングギヤ、 Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４…キャリア、 ５…出力部材（出力軸）、 ６…第１流体圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 ９…第２流体圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 ７，１０，２３，２４…伝動機構（カウンタギヤ対）、 ８，２５…第１連結機構、 １１，２６…第２連結機構、 １２，２７…第３連結機構、 １３，２８…第４連結機構、 １４，２９…第５連結機構。

Claims (8)

1. 動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、
   前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、
   その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、
   前記動力源から動力が伝達される入力部材と、
   前記入力部材と平行もしくは同一軸線上に配置されるとともに、所定の回転部材同士が互いに連結された第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構の２組の遊星歯車機構と、
   前記出力部材と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、
   前記第１遊星歯車機構の出力要素と前記第２遊星歯車機構の出力要素とを選択的に連結する第２連結機構と、
   前記第２遊星歯車機構の反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、
   前記第１遊星歯車機構の出力要素と前記第２遊星歯車機構の反力要素とを選択的に連結する第４連結機構と、
   前記入力部材と前記第１遊星歯車機構の反力要素とを選択的に連結するとともに、前記第１遊星歯車機構の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第５連結機構と
   を備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置。
2. 前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
3. 前記第２遊星歯車機構の出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに動力を伝達する第１伝動機構と、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに動力を伝達する第２伝動機構とが設けられるとともに、
   前記第１伝動機構は、前記第２遊星歯車機構の出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成され、前記第２伝動機構は、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
4. 前記第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構は、それぞれ、サンギヤが入力要素となり、リングギヤが反力要素となり、キャリアが出力要素となるように構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
5. 前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとは、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする請求項４に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
6. 前記第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構は、それぞれ、リングギヤが入力要素となり、サンギヤが反力要素となり、キャリアが出力要素となるように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
7. 前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとは、前記２組の遊星歯車機構および第１ないし第５の連結機構を挟んで対向し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする請求項６に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
8. 前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で４段、後進側で１段であることを特徴とする請求項１ないし７のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。

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