CN101501366A - 用于车辆的功率分流式双输入轴变速器 - Google Patents

Abstract

一种用于车辆的变速器，其具有：至少两个驱动轴(10，11)，动力从动力源(1)选择性地传递至所述驱动轴(10，11)；从动轴(13)，动力从所述驱动轴(10，11)传递至所述从动轴；传动机构(14，15，16，17，18)，其布置于所述驱动轴(10，11)和所述从动轴(13)之间；以及切换机构(19，20，21，22)，其使得动力能够通过所述传动机构选择性地进行传递。所述驱动轴(10，11)同心地布置且能够相对于彼此旋转地装配。所述驱动轴(10，11)与所述从动轴(13)平行。第一驱动单元(3)与所述驱动轴(10，11)同轴地布置。第二驱动单元(4)与所述从动轴(13)同轴地布置。所述第一驱动单元(3)和第二驱动单元(4)互相连接，从而能够互相传送和接收能量形式改变的动力。如此构造的变速器在动力传递效率、无噪音、车辆安装能力等方面表现卓越，并能够实现无级变速。

Description

用于车辆的功率分流式双输入轴变速器

技术领域

本发明涉及用于车辆的变速器，其包括传动线路中的多个诸如齿轮副等这样的传动机构，所述变速器通过改变参与扭矩传递的传动机构来完成传递速比的改变。具体地，本发明涉及一种变速器，其能够结合使用通过诸如齿轮机构等这样的机械装置的动力传递和通过压力流体等的液压的动力传递或者诸如电能等其它能量形式的动力传递。

背景技术

日本专利申请公开No.11-51150(JP-A-11-51150)中描述了上述类型的变速器的示例。日本专利申请公开No.11-51150(JP-A-11-51150)中所述的变速器构造为具有机械变速器(MT)和静液压变速器(HST)，所述机械变速器根据多个离合器机构的接合/释放状态来切换行星齿轮机构中的扭矩传递路径，而所述静液压变速器通过将从液压泵产生的压力油供应至液压马达来传递动力并执行变速，所述两种类型的变速器相互平行地布置于输入构件与输出构件之间。该变速器中，由机械变速器设定的变速比分级地变化，而由静液压变速器设定的变速比连续地变化。因此，所述变速器的变速比总体上能够连续地改变，并且能够使所述变速器用作所谓的无级变速器。

日本专利申请公开No.2000-320644(JP-A-2000-320644)中描述了另一示例。在日本专利申请公开No.2000-320644(JP-A-2000-320644)所述的变速器中，由动力源输出的动力分配并传递至多级变速设备和HST(静液压变速器)，所述多级变速设备主要由多个齿轮副和多个离合器机构组成。在由所述多级变速设备和HST改变速度的动力通过行星齿轮机构结合之后，动力从变速器输出。因此，在该变速器中，通过使用HST改变由多级变速设备传递的动力和由HST传递的动力之间的比例，因而所述变速比总体上能够连续地改变。

如上所述，在日本专利申请公开No.11-51150(JP-A-11-51150)描述的变速器中，动力经过静液压变速器进行传递，并且能够改变经过HST传递的动力的比例，以致无级地改变变速器的变速比。然而，在该情况下对于经过流体进行的动力传递，泵由来自动力源的动力直接驱动。因而，如此产生的流体压力送至马达来驱动所述马达，而由所述马达输出的动力直接传递至输出侧。因此，存在这样的可能：当流体压力根据所传递的扭矩变得更高时，动力损失相对增加，从而整体的动力传递效率不可能变得足够高。

日本专利申请公开No.2000-320644(JP-A-2000-320644)所述的变速器也是这样的情况。在日本专利申请公开No.2000-320644(JP-A-2000-320644)所述的构造中，由于多级变速设备和HST基本上相互平行地布置于输入构件与输出构件之间，存在这样的可能性：由于当通过所述HST进行动力传递时动力损失等增加，动力传递效率不可能变得足够高。

此外，在日本专利申请公开No.11-51150(JP-A-11-51150)和日本专利申请公开No.2000-320644(JP-A-2000-320644)中的任一种变速器中，使用诸如多片离合器等离合器来作为这样的机构：其用于将由诸如发动机之类的动力源输出的动力输入至变速器或者用于切断动力，从而消耗了用于所述离合器的诸如油压等动力。这能够变成总体上增加动力损失或者降低动力传递效率的一个因素。

发明内容

本发明是为了解决上述技术任务并且提供了一种能够提高动力传递效率和节省车辆燃料的变速器。

按照本发明的一方面，提供一种用于车辆的变速器，其具有至少两个驱动轴，动力从动力源选择性地传递至所述驱动轴；从动轴，动力从所述驱动轴传递至所述从动轴；多个传动机构，所述多个传动机构布置于所述驱动轴和所述从动轴之间；以及切换机构，所述切换机构使得动力能够通过所述传动机构选择性地在所述驱动轴与所述从动轴之间传递，所述变速器的特征在于，所述驱动轴同心地布置且彼此配合而能够相对于彼此旋转，且所述驱动轴和所述从动轴布置于彼此平行的轴线上，第一驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线之一相同的轴线上，所述第一驱动单元能够输出从所述动力源传递至所述驱动轴之一的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且能够改变输出至所述驱动轴之一的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例，第二驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线中的另一个相同的轴线上，所述第二驱动单元能够输出从所述动力源传递至所述驱动轴中的另一个的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且能够改变输出至所述驱动轴中的另一个的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例，以及所述第一驱动单元和第二驱动单元互相连接，从而能够互相传送和接收能量形式改变的动力。

按照上述用于车辆的变速器，由动力源输出的动力传递至所述驱动单元，动力从所述驱动单元之一传递至所述驱动轴之一，然后根据所述切换机构的操作状态通过所述传动机构中的一个或多个将动力传递至所述从动轴。在该情况下，如果只有所述驱动单元之一处于将所述输入动力直接输出至所述驱动轴之一的状态，则设定由联接至该驱动单元并处于能够传递动力的状态的所述传动机构所确定的所述变速比。另一方面，如果在任一驱动单元中转变了部分输入动力的能力形式并然后将所述动力传递至另一驱动单元，则动力从所述另一驱动单元传递至与其联接的驱动轴，然后，动力通过预定的切换机构从该驱动轴传递至所述从动轴。

从而，平行或同时地完成涉及了能量形式转变的动力的传递，并且能连续地改变在转变能量形式时进行传递的所述动力。因此，所述变速器的变速比总体上连续地改变。亦即，能够进行无级变速或者连续变速。在该情况下，涉及了能量形式转变的动力的传递的目的在于：将从动力源输入的动力分配至多个沿所述驱动轴延伸的传动线路。从而，能够减小用于涉及了能量形式转变的动力的传递的扭矩，因而能够防止或减少动力损失并能够在总体上提高动力传递效率。

上述用于车辆的变速器中，优选地，所述第一驱动单元和第二驱动单元中的每一个都包括通过三个元件执行差速操作的差速机构以及马达，所述三个元件为输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源传递至所述输入元件，所述输出元件将动力输出至所述驱动轴之一，所述马达受驱动而产生能量并被供应能量以输出动力，且其产生能量的能力与输出动力的能力是能够变化的，并且在所述第一驱动单元和第二驱动单元的每一个中，所述马达联接至所述反作用元件。

按照上述用于车辆的变速器，由于马达提供的反作用力，每个驱动单元将动力传递至所述驱动轴之一，而在改变了动力的能量形式之后输出动力。因此，尽管所述马达上的负载较小，但是每个驱动单元能够传递大的动力。因而，能够减小驱动单元以及变速器的整个构造的尺寸并能够提高动力传递效率。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述变速器进一步包括直接耦联切换机构和车辆启动控制设备，所述直接耦联切换机构选择性地直接耦联所述从动轴和与所述从动轴布置在相同轴线上的所述驱动单元之一的马达，所述车辆启动控制设备将所述直接耦联切换机构和所述切换机构中的另一个设成处于接合状态。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述切换机构中的所述另一个是下述两个传动机构中的任一个：允许通过多个传动机构中设定沿前行方向最大变速比的那个传动机构进行扭矩传递的传动机构，以及沿车辆反向行进方向传递动力的传动机构。

按照上述用于车辆的变速器，当车辆启动时，能够执行以下动力传递：经过所述切换机构中的一个或多个和所述传动机构中的一个或多个的动力传递，以及由所述马达之间的传动完成的动力传递。因此，在车辆启动时能够形成足够大的驱动扭矩。

上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述传动机构包括第一档传动机构和另一前进档传动机构，当车辆沿前行方向启动时所述第一档传动机构传递动力，所述另一前进档传动机构的变速比小于所述第一档变速机构的变速比；并且所述直接耦联切换结构能够将所述另一前进档传动机构切换至能够传递扭矩的状态，同时释放所述从动轴和与所述从动轴同轴地布置的所述驱动单元之一的所述马达之间的联接。

按照上述用于车辆的变速器，除了与用于车辆的变速器的前述构造达到基本上相同的效果之外，由于能够在用于车辆启动的联接状态和用于车辆前行的其它方式的联接状态之间切换，因此能够改善所述变速操作特性。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述另一前进档传动机构为这样的传动机构：其设定的变速比随后小于所述第一档传动机构的变速比。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述另一前进档传动机构为联接至所述驱动轴之一的另一传动机构，变速比随后小于所述第一档传动机构的变速比的第二档传动机构联接至所述驱动轴之一。

按照上述用于车辆的变速器，在车辆启动后，能够通过所述直接耦联切换机构的动作流程将由所述第一档传动机构进行的扭矩传递状态切换至下一变速级(下一档位)的状态，所述下一档的变速比小于由所述第一档传动机构确定的所述变速比。从而，能够实现快速换档，并且换档控制变得简单。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述传动机构包括至少一个传递动力以导致车辆反向行进的倒档传动机构，并且所述切换机构包括这样的机构：该机构选择性地使设于所述驱动轴之一与所述从动轴之间的一个传动机构和设于所述驱动轴中的另一个与所述从动轴之间的另一传动机构能够进行扭矩传递，并且该机构将所述一个传动机构和所述另一传动机构设为处于不传递扭矩的状态，并且由所述机构设为处于能够进行扭矩传递状态的所述传动机构包括所述倒档传动机构。

按照上述用于车辆的变速器，通过一个切换机构能够选择性地将所述倒档传动机构和用于前行的另一传动机构设为能够进行动力传递的状态。因此，能够减少所述切换机构或者用于驱动所述切换机构的执行器的数目，并且能够在总体上减小所述变速器构造的尺寸。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述至少两个驱动轴包括第一驱动轴和第二驱动轴，第一差速机构与所述第一驱动轴和所述第二驱动轴布置在相同轴线上，所述第一差速机构具有输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源输入至所述输入元件，所述输出元件联接至所述第一驱动轴，第一马达联接至所述第一差速机构的所述反作用元件，所述第一马达能够回收能量及输出驱动力并且其能量回收能力和输出能力是能够变化的，第二差速机构布置在与所述第一驱动轴和所述第二驱动轴平行的轴线上，所述第二差速机构具有输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源输入至所述输入元件，所述输出元件联接至所述第二驱动轴，第二马达联接至所述第二差速机构的所述反作用元件，所述第二马达能够回收能量及输出驱动力并且其能量回收能力和输出能力是能够变化的，以及设有车辆启动切换机构，所述车辆启动切换机构选择性地使所述动力源与所述第一差速机构和所述第二差速机构中的一个差速机构的输入元件之间的路径能够进行扭矩传递，并且通过将所述一个差速机构联接至固定构件来选择性地限制所述一个差速机构的所述输入元件的旋转。

按照上述用于车辆的变速器，由于由所述动力源输出的动力输入至每个差速机构的输入元件，所以根据所述马达中的相应一个作用于所述机构的反作用元件的反作用力动力从每个差速机构的输出元件输出。例如，如果所述马达之一输出扭矩以固定所述反作用元件而另一马达自由地旋转，则由动力源输出的动力通过其反作用元件被固定的差速机构传递至所述驱动轴之一。然后，通过所述切换机构之一使所述驱动轴与所述从动轴之间的预定的传动机构处于能够进行扭矩传递的状态，因而动力通过所述预定的传动机构传递至所述从动轴。结果，设定了按照由所述传动机构确定的转速比的变速比。另一方面，如果所述马达之一旋转并将反作用力赋给所述反作用元件，则由该马达回收从所述动力源输出的一部分动力的能量。如此回收的能量供应至另一马达，而另一马达输出动力，以致动力通过其上联接另一马达的差速机构传递至另一驱动轴。亦即，发生了动力的机械传递和涉及了能量转变的动力的传递，且动力通过两个驱动轴和传动机构传递至从动轴。在该情况下，由于每个差速机构的差速操作的原因，通过各动力传递线路传递的各动力之间的比例连续地变化，从而所述变速器的所述变速比总体上连续地变化。因此，能够进行无级变速。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述第一差速机构和所述第二差速机构中的一个差速机构如此地构造，使得如果动力从所述第一马达或第二马达输入至所述一个差速机构的所述反作用元件、同时所述一个差速机构的所述输入元件由所述车辆启动切换机构联接至所述固定构件以限制所述输入元件的旋转，则所述一个差速机构起减速机构的作用。

按照上述用于车辆的变速器，通过固定所述第一和第二差速机构之一的所述输入元件，输入至该差速机构的反作用元件的所述第一马达或第二马达的输出扭矩能够在转速上得以降低，亦即，能够放大所述第一马达或第二马达的输出扭矩，然后放大的扭矩能够传递至所述第一驱动轴或所述第二驱动轴。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述第一差速机构和所述第二差速机构中的所述一个差速机构构造为单小齿轮型行星齿轮机构，其具有恒星齿轮、与所述恒星齿轮同心布置的齿圈以及保持与所述恒星齿轮和齿圈啮合的小齿轮的托架，所述齿圈形成接受从所述动力源输入的动力的所述一个差速机构的输入元件，所述托架形成联接至所述第一驱动轴或第二驱动轴的所述一个差速机构的输出元件，并且所述恒星齿轮形成联接至所述第一马达或第二马达的所述一个差速机构的反作用元件。

按照上述用于车辆的变速器，通过固定充当构造为单小齿轮型行星齿轮机构的所述差速机构之一中的输入元件的所述齿圈，相对于充当所述差速机构之一中的反作用元件的所述恒星齿轮的转速，充当所述差速机构之一的输出元件的所述托架的转速降低了。亦即，输入至所述差速机构之一的恒星齿轮的所述第一马达或第二马达的输出扭矩能够放大，并能够通过所述差速机构之一的所述托架传递至所述第一驱动轴或所述第二驱动轴。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述传动机构包括多个能够设定多个用于车辆行进的变速比的机构，所述车辆启动切换机构如此地构造，使得当车辆启动需要增大驱动扭矩时，所述车辆启动切换机构使所述固定构件以及所述第一差速机构和所述第二差速机构中的所述一个差速机构的所述输入元件相互联接、并使所述一个差速机构的所述输入元件与所述动力源之间的路径处于不能传递扭矩的状态，而在不需要增大驱动扭矩时，所述车辆启动切换机构释放所述固定构件与所述一个差速机构的所述输入元件之间的联接且允许所述一个差速机构的所述输入元件旋转，并使所述一个差速机构的输入元件与所述动力源之间的路径处于能够传递扭矩的状态，或者使所述一个差速机构的所述输入元件处于所述一个差速机构的所述输入元件不与任何构件联接的状态。

按照上述用于车辆的变速器，在车辆沿前行或后行方向启动时需要大的驱动力的情况下，使所述车辆启动切换机构固定所述第一和第二差速机构之一的输入元件并将所述输入元件与所述动力源之间的路径设为处于不能传递扭矩的状态，以致所述第一马达或第二马达的输出扭矩能够放大并能够传递至所述第一驱动轴或第二驱动轴。从而，当启动车辆时，能够形成足够大的驱动力。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述第一马达与所述第一差速机构和所述第一驱动轴以及所述第二驱动轴布置在相同的轴线上，而所述第二马达与所述第二差速机构布置在相同的轴线上并邻近所述第一马达的外侧径向向外地布置。

按照上述用于车辆的变速器，由于所述第一马达和所述第二马达布置为相互邻近，从而简化两个马达之间用于传送和接收能量的构造，此外，所述两个马达能够结合成单一单元以提高变速器的生产和装配的效率或简便性。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述马达包括排量可变的变容型流体压力泵马达，所述驱动单元中的所述变容型流体压力泵马达相互连接而能够互相传送和接收流体压力。

按照上述用于车辆的变速器，通过改变流体压力泵马达的排量，能够控制通过所述驱动单元传递的动力。因此，所述控制简单，并且能够抑制动力损失以提高动力传递效率和节省车辆的燃料。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述变容型流体压力泵马达包括双向摆动型流体压力泵马达，其排量能够沿正向和反向改变。

按照上述用于车辆的变速器，由于所述流体压力泵马达之一的排量能设为与车辆前行情况下所设定的排量方向相反的方向，因此用于反向行进的构造和控制就变得简单容易。

此外，上述用于车辆的变速器中，还优选地，所述马达包括具有发电机功能和电动马达功能的电动发电机。

按照上述用于车辆的变速器，由于能够通过电进行变速控制，因而所述控制变得容易。

附图说明

当结合附图进行考虑，通过阅读以下本发明的优选实施方式的详细说明将更佳地了解本发明的特点、优点以及技术和工业上意义，其中：

图1为示出按照本发明第一实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图2为描述图1所示的变速器的泵马达的连通状态的示意图；

图3为集中地示出用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图4为示出按照本发明第二实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图5为集中地示出在具有图4所示的构造的变速器中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图6为描述用于从车辆启动经过第一档切换至第二档的同步装置的动作的时间图；

图7为示出按照本发明第三实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图8为集中地示出在具有图7所示的构造的变速器中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图9为描述具有图7所示的构造的变速器中用于从车辆启动经过第一档切换至第二档的同步装置的动作的时间图；

图10为示出采用电动发电机作为驱动单元的本发明第四实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图11为示出采用电动发电机作为驱动单元的本发明第五实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图12为示出按照本发明第六实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图13为描述图12所示的变速器的泵马达的连通状态的示意图；

图14为集中地示出按照图12所示的第六实施方式的用于车辆的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图15为示出按照本发明第七实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图16为集中地示出按照图15所示的第七实施方式的用于车辆的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图17为示出按照本发明变速器第九实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图18为集中地示出按照图17所示的第九实施方式的用于车辆的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图19为示出按照本发明变速器第十实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图20为集中地示出按照图19所示的第十实施方式的用于车辆的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图21为示出按照本发明变速器第十一实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；

图22为集中地示出按照图21所示的第十一实施方式的用于车辆的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表；

图23为示出按照本发明变速器第十二实施方式的用于车辆的变速器的构造示例的示意概略图；以及

图24为集中地示出按照图23所示的第十二实施方式的变速器的构造示例中用于设定变速比的液压泵马达和同步装置的操作状态的表。

具体实施方式

以下说明书和附图中，将参考示例性实施方式更详细地说明本发明。首先将参考图1说明本发明第一实施方式的车辆变速器的构造示例。图1所示的示例为这样的构造：其中四个前进档和一个倒档设为所谓的固定变速比，所述固定变速比能够在不改变要传递的动力(能量)的形式的情况下设定。具体地，图1所示的示例为适用于FR车辆(发动机前置、后轮驱动车辆)的构造示例，在FR车辆中诸如发动机等这样的动力源1沿车辆的纵向安装。具体地，驱动单元3，4分别布置于两个轴线上，亦即，与联接至动力源1的输入构件2的轴线相同的轴线，以及与该轴线平行的轴线。在此应了解，动力源1能够为用于车辆的流行动力源，例如内燃机、电动机和结合了发动机与马达的构造等。此外，在以下说明中，动力源1将暂时称为发动机1。另外满足这样的条件：输入构件2为能够传递由发动机1输出的动力的构件。例如，输入构件2能够为驱动盘、输入轴等。在以下说明中，输入构件2将称为输入轴2。诸如减震器、离合器、变矩器等这样的合适的传动装置可布置于发动机1和输入轴2之间。

驱动单元3，4中的每一个都为这样一种传动装置，传动装置直接输出输入动力，或者直接输出一部分输入动力并在输出另一部分动力前转变另一部分动力的能量形式，且传动装置在不进行动力传递的情况下自由地旋转。在如图1所示的示例中，每个驱动单元3，4构造为具有差速机构和将反作用力施加至差速机构并能改变反作用力的反作用力机构。简言之，对于差速机构而言，其可以为通过三个旋转元件执行差速操作的机构。差速机构可为将齿轮和辊子作为旋转元件的机构。能够在此用作差速机构的齿轮型差速机构的示例包括单小齿轮型行星齿轮机构以及双小齿轮型行星齿轮机构。此外，对于反作用力机构而言，其可以为能够选择性地输出扭矩的机构，并且其能够使用诸如液压泵马达之类的流体型泵马达和电操作的电动发电机等。

图1所示的示例中，驱动单元3、4中的每一个都由单小齿轮型行星齿轮机构和变容型液压泵马达构成。以下说明中，与发动机1同轴的驱动单元将暂时称为第二驱动单元4，而与其平行布置的驱动单元将暂时称为第一驱动单元3。(在此，由参考标记4代表的驱动单元可称为第一驱动单元，而与其平行布置的驱动单元可称为第二驱动单元3)。第二驱动单元4中的行星齿轮机构5为单小齿轮型行星齿轮机构，其具有恒星齿轮S2、齿圈R2以及托架C2作为旋转元件，恒星齿轮S2为外齿齿轮，齿圈R2为与恒星齿轮S2同心布置的内齿齿轮，托架C2保持小齿轮与恒星齿轮S2和齿圈R2的啮合的方式使得小齿轮围绕其各自的轴线自由地旋转并且还能自由地公转。输入轴2联接至齿圈R2。因此，齿圈R2为输入元件。此外，作为反作用力机构的液压泵马达6连接至恒星齿轮S2。亦即，恒星齿轮S2为反作用元件。

该液压泵马达6为排量可变的变容型，具体地为所谓的双向摆动型，其排量能够从零沿正向和反向变化。液压泵马达6布置在行星齿轮机构5的与输入轴2相反的一侧，并布置为与行星齿轮机构5和输入轴2同轴。能够采用多种泵马达作为该种液压泵马达6。例如，能够使用旋转斜盘泵、斜轴泵和径向活塞泵等。

第一驱动单元3中的行星齿轮机构7具有基本上与第二驱动单元4的行星齿轮机构5相同的构造。亦即，行星齿轮机构7为单小齿轮型行星齿轮机构，其具有恒星齿轮S1、齿圈R1以及托架C1作为旋转元件，托架C1按照能够使其自由旋转和公转的方式保持小齿轮，且行星齿轮机构通过这三个旋转元件来完成差速操作。齿圈R1充当输入元件，恒星齿轮S1充当反作用元件，而托架C1充当输出元件。具体地，反转驱动齿轮8A安装至输入轴2，与反转驱动齿轮8A啮合的反转从动齿轮8B联接至第一驱动单元3的行星齿轮机构(此后称为“第一行星齿轮机构”)7的齿圈R1。此外，第一行星齿轮机构7和第二驱动单元4的行星齿轮机构(此后称为“第二行星齿轮机构”)5沿轴线方向相互错开地布置，以致它们沿径向不相互重叠。由反转驱动齿轮8A和反转从动齿轮8B组成的反转齿轮副(此后暂时称为“第一反转齿轮副”)8形成所谓的输入传动机构。反转齿轮副8可由使用摩擦轮的传动机构或者使用链、带等的卷绕式传动机构代替。

此外，作为反作用力构件的液压泵马达9连接至第一行星齿轮机构7的恒星齿轮S1。液压泵马达9为排量可变的变容型马达。如图1所示的示例中，液压泵马达9为所谓的单向摆动型马达，马达的排量能够从零沿正向和反向之一变化，并布置于行星齿轮机构7的发动机1侧(图1中的左侧)且与行星齿轮机构7同轴。对于液压泵马达9而言，与液压泵马达6相似，能够使用旋转斜盘泵、斜轴泵和径向活塞泵等。顺便提一下，在以下说明中，第一驱动单元3的液压泵马达9有时将称为“第一泵马达9”，在附图中也称为“PM1”，第二驱动单元4的液压泵马达6有时将称为“第二泵马达6”，在附图中也称为“PM2”。

两个驱动轴、即第一驱动轴10和第二驱动轴11与第一驱动单元3中的第一行星齿轮机构7和第一泵马达9同轴地布置。驱动轴之一，例如第二驱动轴11，具有中空结构且安装至第一驱动轴10的外周，以致两个驱动轴能够自由地相互旋转。驱动轴10、11沿轴线布置在第一行星齿轮机构7的与第一泵马达9相反的一侧。第一驱动轴10联接至第一行星齿轮机构7的托架C1，而第二驱动轴11联接至第二行星齿轮机构5的托架C2，以致能够传递扭矩。因此，托架C2为输出元件。具体地，反转驱动齿轮12A联接至托架C2，而与反转驱动齿轮12A啮合的反转从动齿轮12B安装至第二驱动轴11。由反转驱动齿轮12A和反转从动齿轮12B组成的反转齿轮副(此后暂时称为“第二反转齿轮副”)12构成所谓的输出传动机构。反转齿轮副12可由使用摩擦轮的传动机构或者使用链、带等的卷绕式传动机构代替。因此，由于驱动轴、从动轴以及驱动单元布置于两个平行的轴线上，能够减小该构造的外径以提高车辆的安装能力，在该构造沿车辆的纵向布置的情况下特别能够提高车辆的安装能力。此外，能够减小尺寸。

接受从驱动轴10、11传递的动力的从动轴13与输入轴2和第二驱动单元4同轴地布置，以致从动轴13平行于驱动轴10、11。因此，图1所示的变速器具有所谓的双轴机构。在驱动轴10、11和从动轴13之间设有多个用于设定不同变速比的传动机构。当参与扭矩传递时，每个传动机构用于根据其转速比设定输入轴2和从动轴13之间的变速比，传动机构可为齿轮机构、卷绕式传动机构、以及使用摩擦轮的机构等。图1所示的示例中设有用于前行的四个齿轮副14、15、16、17和用于后行的齿轮副18。

第一驱动轴10从中空结构的第二驱动轴11的端部伸出，而第一档驱动齿轮14A、第三档驱动齿轮16A以及倒档驱动齿轮18A安装至伸出部分。其中的布置次序为从第一驱动轴10的远端侧(图1中的右侧端)开始依次为倒档驱动齿轮18A、第一档驱动齿轮14A和第三档驱动齿轮16A。其传动比为递减次序(基圆半径为递增次序或者齿数为递增次序)。由于这种布置，致使支撑第一驱动轴10的远端部分的轴承(未示出)上的负载较低，从而能够减小轴承的尺寸。第二档驱动齿轮15A和第四档驱动齿轮17A按照次序从第二驱动轴11的远端(图1的右侧)安装至第二驱动轴11。从而，奇数档的驱动齿轮安装至第一和第二驱动轴10、11之一，而偶数档的驱动齿轮安装至另一驱动轴。换言之，第一档和第三档的驱动齿轮可安装至第一驱动轴10，而第二档和第四档的驱动齿轮可安装至第二驱动轴11。

齿轮副14、15、16、17、18的从动齿轮14B、15B、16B、17B、18B可自由旋转地安装至从动轴13并由从动轴13支撑。具体地，与第一档驱动齿轮14A啮合的第一档从动齿轮14B可自由旋转地安装至从动轴13。与第三档驱动齿轮16A啮合的第三档从动齿轮16B可自由旋转地安装至从动轴13，并邻近第一档从动齿轮14B布置。与第二档驱动齿轮15A啮合的第二档从动齿轮15B可自由旋转地安装至从动轴13，并邻近第三档从动齿轮16B布置。与第四档驱动齿轮17A啮合的第四档从动齿轮17B可自由旋转地安装至从动轴13，并邻近第二档从动齿轮15B布置。另一方面，倒档从动齿轮18B可自由旋转地安装至从动轴13。空转齿轮18C布置于倒档从动齿轮18B和倒档驱动齿轮18A之间，以致倒档驱动齿轮18A的旋转方向与倒档从动齿轮18B的旋转方向相同。因此，第一至第四档的齿轮副14、15、16、17对应于本发明中的前进档传动机构，而倒档齿轮副18对应于本发明中的倒档传动机构。

设有用于选择性地使齿轮副14、15、16、17、18能够进行动力传递的切换机构。该切换机构为这样的机构：该机构选择性地将齿轮副14、15、16、17、18中的合适一个齿轮副联接至驱动轴10、11之一和从动轴13。因此，切换机构能够采用现有技术手动变速器等的同步联接机构(同步装置)，或者啮合离合器(齿式离合器)、摩擦离合器等。此外，如果从动齿轮一体地安装至从动轴13，则驱动齿轮可设置为相对于驱动轴自由旋转，而切换机构可设于驱动轴侧上，以选择性地将从动齿轮联接至驱动轴。

图1所示的示例中，同步联接装置用作切换机构。第一同步装置19布置于第一档从动齿轮14B和第三档从动齿轮16B之间。第二同步装置20布置于第二档从动齿轮15B和第四档从动齿轮17B之间。倒档同步装置(R同步装置)21邻近倒档从动齿轮18B布置。与现有技术手动变速器中的那些相似，这些同步装置19、20、21中，套筒花键配合至与从动轴13一体的毂，而每个从动齿轮设有与其一体地形成的倒角或花键，当套筒沿轴线方向移动时，套筒逐渐地花键配合至所述倒角或花键。此外，设有这样一个圈：其逐渐地与设于从动齿轮侧上的预定构件发生摩擦接触，以随着套筒的运动使旋转同步。

因此，第一同步装置19构造如下。亦即，当套筒19S移动至图1的右侧时，第一同步装置19将第一档从动齿轮14B联接至从动轴13。当套筒19S移动至图1的左侧时，第一同步装置19将第三档从动齿轮16B联接至从动轴13。此外，当套筒19S处于中间位置时，套筒19S不与任一从动齿轮14B、16B接合，亦即，第一同步装置19采取空档状态。同样地，当套筒20S移动至图1的右侧时，第二同步装置20将第二档从动齿轮15B联接至从动轴13。当套筒20S移动至图1的左侧时，第二同步装置20将第四档从动齿轮17B联接至从动轴13。此外，当套筒20S处于中间位置时，套筒20S不与任一从动齿轮15B、17B接合，亦即，第二同步装置20采取空档状态。而且，当套筒21S移动至图1的左侧时倒档同步装置21将倒档从动齿轮18B联接至从动轴13。

此外，提供了当车辆开始运动时联接第二泵马达6和从动轴13的切换机构。该切换机构由同步联接机构(同步装置)、啮合离合器(齿式离合器)或摩擦型离合器组成。图1中示出了由同步联接机构组成的启动同步装置(S同步装置)22。本发明中该启动同步装置22对应于直接耦联切换机构。该启动同步装置22包括花键配合至与从动轴13一体的毂的套筒22S。与套筒22S对应，第二泵马达6的转轴延伸穿过第二泵马达6，并且转轴的端部具有与套筒22S接合的花键。因此，当套筒22S移动至图1的左侧时，套筒22S配合至转轴的花键，因而联接了转轴和从动轴13。

套筒19S、20S、21S、22S能够构造成使其经由联接布置(未示出)通过手动操作进行切换动作，或者能够构造成使其通过使用为套筒分别设置的执行器23、24、26、25进行切换动作。此外，设有电子控制设备(ECU)27来电控制每个泵马达6、9的排量或者电控制执行器23、24、26、25。电子控制设备27主要由微型计算机构成，其根据输入数据和预存的数据及程序来进行计算，以设定排量或者输出用于操作同步装置19、20、21、22的指令信号。

将简要地说明关于每个泵马达6、9的液压回路。如图2所示，泵马达6、9通过闭合回路互相连通。具体地，泵马达6、9的输入端口6S、9S通过油管28相互连通，而它们的排出端口6D、9D通过油管29相互连通。每个泵马达的输入端口为这样的端口：当设定排量以便车辆前行时将反作用力施加于行星齿轮机构时，端口的压力变得较低。而在该情况下压力变得较高的端口为排出端口。顺便说一下，由于发生不可避免的压力油泄漏，用于补充压力油的进料泵(未示出)可连接至上述闭合回路。

下一步将说明上述变速器的操作。图3的表集中地示出了液压泵马达(PM1，PM2)6、9和同步装置19、20、21、22的操作状态，用于设定由相应齿轮副14、15、16、17、18的传动比确定的每个变速级(档位)。图3中，关于液压泵马达6、9的“0”表示这样的状态：该状态中液压泵马达的泵容量(排量)基本上设为零，从而，即使其转子轴旋转该液压泵马达也不产生压力油，并且即使液压泵马达供应有压力油其输出轴也不旋转(处于自由状态)；而“锁定”表示这样的状态：该状态中液压泵马达的转子被阻止因而不发生旋转。此外，“泵”表示这样的状态：该状态中泵容量设为大于大致零而压力油正喷出，从而液压泵马达6、9中的相应一个起泵的作用。此外，“马达”表示这样的状态：该状态中相应的液压泵马达9(或6)供应有由另一液压泵马达6(或9)喷出的压力油并起马达的作用，从而正产生轴扭矩。

此外，图3中，关于同步装置19、20、21、22的“右”和“左”表明图1中同步装置19、20、21、22中的相应一个的套筒19S、20S、21S和22S的位置，圆括号表示降档准备状态，而尖括号表示用于升档的准备状态；“N”表示这样的状态：该状态中相应的同步装置19、20、21、22设为“脱开(OFF)”状态(空档位置)，斜体的“N”表示同步装置设为“脱开”状态(空档位置)以减小阻力。

当选择了空档位置且要设定空档状态时，每个液压泵马达6、9的排量设为零，并且同步装置19、20、21、22设为“脱开”状态。亦即，每个套筒19S、20S、21S、22S设定至其中间位置。从而，采取了任一齿轮副14、15、16、17、18都不联接至从动轴13的空档状态。结果，泵马达6、9采取了所谓的惯性滑行状态。因此，即使扭矩从发动机1传递至行星齿轮机构5、7的齿圈R2、R1，反作用力也不作用于恒星齿轮S2、S1，以致扭矩不传递至联接于作为输出元件的托架C2、C1的驱动轴10、11中的任意一个。

当选档杆位置切换至诸如驱动位置等这样的行进位置时，第一同步装置19的套筒19S移动至图1的右侧，而启动同步装置22的套筒22S移动至图1的左侧。因此，第一档从动齿轮14B联接至从动轴13，从而第一驱动轴10和从动轴13通过第一档齿轮副14相互联接。具体地，齿轮副的联接状态成为用于设定第一档的状态。此外，第二泵马达6的转子轴(或恒星齿轮S2)联接至从动轴13。

该状态中，由于车辆仍静止、第二行星齿轮机构5的恒星齿轮S2以及联接至恒星齿轮S2的第二泵马达6处于静止状态、并且第一行星齿轮机构7的托架C1处于静止状态，从而恒星齿轮S1和联接至恒星齿轮S1的第一泵马达9正沿与齿圈R1的转动方向相反的方向旋转。因此，如果每个泵马达的排量从零逐渐地增加，第一泵马达9首先起泵的作用以产生油压。与此相关，反作用力作用于第一行星齿轮机构7的的恒星齿轮S1，从而托架C1被提供有使托架C1沿与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩。因而，动力通过第一档齿轮副14传递至从动轴13。

由于第一泵马达9正进行所谓的反转以起泵的作用，第一泵马达9从其吸入口9S喷出压力油，且压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S。因而，第二泵马达6起马达的作用，且沿所谓的正常旋转方向的扭矩从第二泵马达6的转子轴传递至从动轴13。具体地，在第一驱动单元3中，从发动机1输出的动力的一部分通过第一行星齿轮机构7和第一档齿轮副14传递至从动轴13，动力的另一部分转变能量形式为压力油的流动。压力油的流动传递至第二驱动单元4的第二泵马达6，以致动力从第二泵马达6传递至从动轴13。因此，在启动车辆时，进行了所谓的机械动力传递和通过流体的动力传递，且通过这些动力相加得到的动力输出至从动轴13。因此，从动轴13充当输出构件或者输出轴。

在该传动状态中，从动轴13上呈现的扭矩大于其中动力传递仅为通过第一档齿轮副14的机械传递所呈现的扭矩，因此，变速器的变速比总体上大于由第一档齿轮副14确定的所谓的固定变速比。此外，变速比根据通过流体进行的动力传递所占的比例而变化。因此，当第一行星齿轮机构7中的恒星齿轮S1和联接至恒星齿轮S1的第一泵马达9的转速逐渐地接近零时，通过流体进行的动力传递的比例减小，而变速器总体上的变速比接近第一档的固定变速比。然后，通过将第一泵马达9的排量增加到最大并随后使第一泵马达9的旋转停止，使作为固定变速比的第一档(1ST)得以确立。

当保持该状态时，第二泵马达6的排量设为零，以致第二泵马达6凭惯性滑行。同时，第一泵马达9被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第二泵马达6关闭或者停止连通泵马达9、6的闭合回路，以致排量已经达到最大的第一泵马达9不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第一行星齿轮机构7的恒星齿轮S1接受使恒星齿轮S1停止的扭矩。因此，第一行星齿轮机构7中，在恒星齿轮S1被固定的情况下动力输入至齿圈R1。因此，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿着与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩，且扭矩通过第一驱动轴10和第一档齿轮副14传递至作为输出轴的从动轴13。从而，设定了作为固定变速比的第一档。

在处于第一档状态期间，如果启动同步装置22设成“脱开”状态，亦即，如果套筒22S设为处于空档位置，第二泵马达6不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果除此之外第二同步装置20的套筒20S移动至图1的右侧以将第二档从动齿轮15B联接至从动轴13，则获得用于升档至作为固定变速比的第二档的准备状态。另一方面，如果启动同步装置22的套筒22S移动至图1的左侧以将从动轴13联接至第二泵马达6，则获得用于设定大于第一档的变速比的降档准备状态。

在用于从第一档升档至第二档的准备状态期间，第二泵马达6和联接至其上的恒星齿轮S2正沿着与齿圈R2的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第二泵马达6的排量沿正向增加，则第二泵马达6起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S2上。结果，结合了输入至齿圈R2的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的反作用力的扭矩作用于托架C2上，以致托架C2沿正常方向旋转且其转速逐渐地增加。换言之，发动机1的转速逐渐地降低。

起泵作用的第二泵马达6产生的压力油从其吸入口6S供应至第一泵马达9的吸入口9S。因此，第一泵马达9起马达的作用，并沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第一行星齿轮机构7的恒星齿轮S1上。由于动力正从发动机1输入至第一行星齿轮机构7的齿圈R1，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的扭矩，并且结合的扭矩从托架C1输出至第一驱动轴10。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴13。然后，随着第二泵马达6的转速逐渐地降低，通过第二行星齿轮机构5和第二档齿轮副15进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第一档齿轮副14确定的变速比逐渐降低至由第二档齿轮副15确定的变速比。在该情况下，与前述的在车辆已经启动之后变速比变化至作为固定变速比的第一档的情况一样，该变速也为连续变化。亦即，进行无级变速或者连续变速。然后，通过将第二泵马达6的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第二档(2ND)得以确立。

当保持该状态时，第一泵马达9的排量设为零，以致第一泵马达9凭惯性滑行。同时，第二泵马达6被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第一泵马达9关闭或者停止连通泵马达9、6的闭合回路，以致排量已经达到最大的第二泵马达6不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第二行星齿轮机构5的恒星齿轮S2接受使恒星齿轮S2固定的扭矩。因此，第二行星齿轮机构5中，在恒星齿轮S2被固定的情况下动力输入至齿圈R2。因此，作为输出元件的托架C2被提供有使托架C2沿着与齿圈R2相同的方向旋转的扭矩，且该扭矩通过第二反转齿轮副12、第二驱动轴11和第二档齿轮副15传递至作为输出轴的从动轴13。从而，设定了作为固定变速比的第二档。

在处于第二档状态期间，如果第一同步装置19设成“脱开”状态，亦即，如果套筒19S设为处于空档位置，第一泵马达9不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果除此之外第一同步装置19的套筒19S移动至图1的左侧以将第三档从动齿轮16B联接至从动轴13，则获得用于升档至作为固定变速比的第三档的准备状态。另一方面，如果启动同步装置19的套筒19S移动至图1的右侧以将第一档从动齿轮14B联接至从动轴13，则获得用于降档至第一档的准备状态。

在用于从第二档升档至第三档的准备状态期间，第一泵马达9和联接至其上的恒星齿轮S1正沿着与齿圈R1的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第一泵马达9的排量沿正向增加，则第一泵马达9起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S1上。结果，结合了输入至齿圈R1的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的反作用力的扭矩作用于托架C1上，以致托架C1沿正常方向旋转。进而，该扭矩通过第一驱动轴10和第三档齿轮副16传递至作为输出轴的从动轴13。此外，随着变速比减小，发动机1的转速逐渐地降低。

起泵作用的第一泵马达9产生的压力油从其吸入口9S供应至第二泵马达6的吸入口6S。因此，第二泵马达6起马达的作用以沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第二行星齿轮机构5的恒星齿轮S2上。由于动力正从发动机1输入至第二行星齿轮机构5的齿圈R2，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的扭矩，并且该结合的扭矩通过第二反转齿轮副12从托架C2输出至第二驱动轴11。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴13。然后，随着第一泵马达9的转速逐渐地降低，通过第一行星齿轮机构7和第三档齿轮副16进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第二档齿轮副15确定的变速比逐渐降低至由第三档齿轮副16确定的变速比。在该情况下，与前述的在车辆已经启动之后变速比变化至作为固定变速比的第一档的情形或者从第一档升档到第二档的情形一样，该变速也为连续变化。亦即，完成无级变速或者连续变速。然后，通过将第一泵马达9的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第三档(3RD)得以确立。

当保持该状态时，第二泵马达6的排量设为零，以致第二泵马达6凭惯性滑行。同时，第一泵马达9被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第二泵马达6关闭或者停止连通泵马达9、6的闭合回路，以致排量已经达到最大的第一泵马达9不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第一行星齿轮机构7的恒星齿轮S1接受使恒星齿轮S1固定的扭矩。因此，第一行星齿轮机构7中，在恒星齿轮S1被固定的情况下动力输入至齿圈R1。因此，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿着与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩，且该扭矩通过第一驱动轴10和第三档齿轮副16传递至作为输出轴的从动轴13。从而，设定了作为固定变速比的第三档。

在处于第三档状态期间，如果第二同步装置20设成“脱开”状态，亦即，如果其套筒20S设为处于空档位置，第二泵马达6不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果第二同步装置20的套筒20S移动至图1的左侧以将第四档从动齿轮17B联接至从动轴13，则获得用于升档至作为固定变速比的第四档的准备状态。另一方面，如果第二同步装置的套筒20S移动至图1的右侧以将第二档从动齿轮15B联接至从动轴13，则获得用于降档至第二档的准备状态。

在用于从第三档升档至第四档的准备状态期间，第二泵马达6和联接至其上的恒星齿轮S2正沿着与齿圈R2的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第二泵马达6的排量沿正向增加，则第二泵马达6起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S2上。结果，结合了输入至齿圈R2的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的反作用力的扭矩作用于托架C2上，以致托架C2沿正常方向旋转。进而，该扭矩通过第二反转齿轮副12传递至第二驱动轴11，并通过第四档齿轮副17进一步传递至作为输出轴的从动轴13。此外，随着变速比减小，发动机1的转速逐渐地降低。

起泵作用的第二泵马达6产生的压力油从其吸入口6S供应至第一泵马达9的吸入口9S。因此，第一泵马达9起马达的作用以沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第一行星齿轮机构7的恒星齿轮S1上。由于动力正从发动机1输入至第一行星齿轮机构7的齿圈R1，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的扭矩，并且结合的扭矩通过第二反转齿轮副12从托架C1输出至第一驱动轴10。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴13。然后，随着第二泵马达6的转速逐渐地降低，通过第二行星齿轮机构5和第四档齿轮副17进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第三档齿轮副16确定的变速比逐渐降低至由第四档齿轮副17确定的变速比。在该情况下，与前述的在固定变速比之间的换挡一样，该变速也为连续变化。亦即，完成无级变速或者连续变速。然后，通过将第二泵马达6的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第四档(4TH)得以确立。

当保持该状态时，第一泵马达9的排量设为零，以致第一泵马达9凭惯性滑行。同时，第二泵马达6被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第一泵马达9关闭或者停止连通泵马达9、6的闭合回路，以致排量已经达到最大的第二泵马达6不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第二行星齿轮机构5的恒星齿轮S2接受使恒星齿轮S2固定的扭矩。因此，第二行星齿轮机构5中，在恒星齿轮S2被固定的情况下动力输入至齿圈R2。因此，作为输出元件的托架C2被提供有使托架C2沿着与齿圈R2相同的方向旋转的扭矩，且扭矩通过第二反转齿轮副12传递至第二驱动轴11，并进而通过第四档齿轮副17传递至作为输出轴的从动轴13。从而，设定了作为固定变速比的第四档。

在处于第四档状态期间，如果第一同步装置19设成“脱开”状态，亦即，如果套筒19S设为处于空档位置，则第一泵马达9不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果第一同步装置19的套筒19S移动至图1的左侧以将第三档从动齿轮16B联接至从动轴13，则获得用于降档至第三档的准备状态。

接下来将说明倒档。如果例如通过将选档杆位置从空档位置切换至倒档位置来输出设定倒档的指令，则启动同步装置22的套筒22S移动至图1的左侧，以致第二泵马达6联接至从动轴13，而倒档同步装置21的套筒21S移动至图1的左侧，以致倒档从动齿轮18B联接至从动轴13。当保持该状态时，第一泵马达9的排量逐渐地增加。同时，与上述前进档(前行)的情况相反，第二泵马达6的排量沿负向逐渐地增加。车辆静止时，从动轴13不旋转，从而联接至从动轴13的第二泵马达6处于静止。另一方面，在第一行星齿轮机构7中，动力正从发动机1输入至齿圈R1，同时联接至第一驱动轴10的托架C1被固定。因此，恒星齿轮S1和联接至恒星齿轮的第一泵马达9正沿着与齿圈R1的旋转方向相反的方向旋转。

因此，如果第一泵马达9的扭矩能力逐渐增加，则第一泵马达9起泵的作用以产生油压。由于与第一泵马达9的操作相关联的反作用力作用于恒星齿轮S1上，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿与前行的情况一样的相同方向旋转的扭矩。该扭矩传递至第一驱动轴10。由于布置于第一驱动轴10和从动轴13之间的倒档齿轮副18包括空转齿轮18C，第一驱动轴10沿与前行的情况一样的相同方向的旋转导致从动轴13沿与前行的情况中的旋转方向相反的方向旋转。换言之，由于第一驱动轴10的旋转方向与输入轴2的旋转方向相反，从动轴13的旋转方向与输入轴2的旋转方向相反。因此，车辆向后移动。

起泵作用的第一泵马达9产生的压力油从其吸入口9S供应至第二泵马达6的吸入口6S。由于第二泵马达6的排量设于如上所述的反侧，在压力油供应至吸入口6S的情况下第二泵马达6沿与前行的情况中的旋转方向相反的方向旋转，并且扭矩传递至从动轴13。亦即，由通过第一行星齿轮机构7和倒档齿轮副18的机械动力传递以及通过泵马达6、9之间的流体进行的动力传递将动力传递至从动轴13。

然后，通过逐渐地增加第一泵马达9的排量，其转速逐渐地降低，通过流体进行的动力传递的比例相应地减小，以致变速比逐渐地降低至由倒档齿轮副18的传动比确定的变速比。亦即，变速比连续地变化。然后，当每个泵马达6、9的排量达到最大时，设定作为固定变速比的倒档(REV)。

如上所述，图1所示的变速器能够将四个前进档和一个倒档的变速比设为所谓的固定变速比，该固定变速比能够在不涉及流体传动的情况下设定，且还能够连续地设定各固定变速比之间的变速比。因此，图1所示的变速器能够总体上在大范围的变速比内进行无级变速或连续变速。此外，变速器具有所谓的双轴线构造，双轴线构造具有的两个轴线上布置有包括驱动轴10和11、从动轴13和驱动单元3、4等的旋转构件。因此，能够减小变速器的外径以减小整个构造的尺寸。而且，由于能够在发动机1的旋转中心轴线的延伸部分上或者与其平行的轴线上输出动力，上述变速器能够设为在FR车辆中具有优异安装能力的变速器，所述FR车辆对外径的限制大而对轴向长度的限制较小。

此外，当车辆开始前行或后行时，变速器能够由通过流体进行的动力传递以及由通过使用启动同步装置22将第二泵马达6联接至从动轴13进行的机械动力传递将动力传递至从动轴13。基于来自上述的电子控制设备27的指令信号来进行启动同步装置22的切换操作。因而，电子控制设备27对应于本发明中的车辆启动控制设备。由于启动同步装置22按照如上操作，启动车辆时的变速比变得大于由具有大传动比的倒档齿轮副18或者第一档齿轮副14确定的变速比。因此，启动车辆时形成较大的驱动扭矩以达到从静止开始的优良加速度。顺便提一下，由于启动同步装置22设置用于在启动车辆时辅助或补充通过流体传动所提供的驱动扭矩，因此不是特别地需要启动同步装置22的扭矩供应，如果必要的话，能够只由通过齿轮副14、18进行的所谓的机械动力传递来获得驱动扭矩。

此外，当作为前进档的固定变速比中的任意一个在变速器中被设定时，泵马达6、9之一的排量设为零，并相应地锁定泵马达9、6中的另外一个。因此，当设定了固定变速比中的任意一个时，流体传动并不进行。亦即，能够在不进行能量转变的情况下传递动力，并且不是特别需要能量来保持动力传递路径能够进行动力传递。因此，与现有技术相比能够更大地提高动力传递效率。

在此，将说明第一和第二反转齿轮副8、12以及行星齿轮机构7、5的优选传动比。这些传动比优选的设定如下：

κ1×(1+ρ1)>κ2×(1+ρ2)

其中，κ1为第一反转齿轮副8的传动比，κ2为第二反转齿轮副12的传动比，ρ1为第一行星齿轮机构7的传动比(恒星齿轮S1的齿数和齿圈R1的齿数之比)，而ρ2为第二行星齿轮机构5的传动比(恒星齿轮S2的齿数和齿圈R2的齿数之比)。这就能够设定适于实际使用的第四档变速比，即使第四档齿轮副17的传动比设为处于接近“1”的传动比。因此，由于能够使第四档从动齿轮17B的外径较大，所以减小了对支撑第四档从动齿轮17B的从动轴13的外径的限制。从而，在总体上不增加变速器外径的情况下能够保证从动轴13或者输出轴的强度。

除了由以上不等式表示的关系之外，优选地，第一档的固定变速比和第二档的固定变速比之间的比率(或者它们之间的跳变量)，以及第三档的固定变速比和第四档的固定变速比之间的比率(或者它们之间的跳变量)等于以下比率：

{κ1×(1+ρ1)}/{κ2×(1+ρ2)}

即使第一档齿轮副14和第二档齿轮副15具有相同的构造和相同的规格以及第三档齿轮副16和第四档齿轮副17具有相同的构造和相同的规格，该构造通过切换参与来自发动机1的动力传递的反转齿轮副能够获得各自的固定变速比。因此，能够增强各组件的通用性并在总体上能够降低变速器的成本。

接下来，将说明按照本发明的第二实施方式的车辆变速器的构造示例。图4所示的示例为这样的构造：该构造是通过局部地改变图1所示的构造获得，以致作为切换机构的同步装置的数目为3且设定了四个前进档和一个倒档。具体地，图4所示的构造中，齿轮副按照以下方式布置于从动轴13以及第一驱动轴10和第二驱动轴11之一上。亦即，第一档齿轮副14、第三档齿轮副16和倒档齿轮副18从其远端侧(图4中的右端侧)按照次序布置于第一驱动轴10上，而第四档齿轮副17和第二档齿轮副15按照次序从其远端侧布置于第二驱动轴11上。因此，倒档齿轮副18和第四档齿轮副17相互邻近地布置。

相应于齿轮副布置中的变动，第二同步装置20布置于倒档从动齿轮18B和第四档从动齿轮17B之间。然后，通过将第二同步装置20的套筒20S移动至图4的左侧，第四档从动齿轮17B联接至驱动轴11。相反地，通过将套筒20S移动至图4的右侧，倒档从动轴18B联接至从动轴13。此外，启动同步装置22构造成使其套筒22S能够从所谓的“脱开”状态的中间位置移动至左侧和右侧。亦即，通过将套筒22S移动至图4的左侧，第二泵马达6联接至从动轴13，这与图1所示的构造中的相同。

此外，通过将套筒22S移动至图4的右侧，第二档从动齿轮15B联接至从动轴13。顺便提一下，图4所示的示例中，第一反转齿轮副8布置于第一泵马达9和第一行星齿轮机构7之间，相应地，第一行星齿轮机构7布置为沿轴线方向相对靠近第二行星齿轮机构5。图4所示的其它部分、布置等与图1所示的那些相同，且在图4中由与图1一样的相同参考标记表示并不将在以下说明。顺便提一下，图4中未示出发动机1、电子控制设备27和执行器23、24、25、26。

图4所示的构造也能将四个前进档和一个倒档设为固定变速比。用于设定固定变速比以及其间的中间变速比的泵马达9、6的操作状态以及同步装置19、20、22的操作状态集中地在图5中示出。图5中使用的指示符号的含义与上述图3中的那些相同。将简要说明变速状态。在空档状态中，泵马达9、6的排量设为零，且通过将套筒19S、20S、22S置于中间位置将同步装置19、20、22设成不传递扭矩的“脱开”状态。

当车辆要启动前行时，启动同步装置22的套筒22S移动至图4的左侧以将第二泵马达6联接至作为输出轴的从动轴13，且第一同步装置19的套筒19S移动至图4的右侧以将第一档从动齿轮14B联接至从动轴13。这与以上图1所示的变速器中的相同。因此，第一泵马达9起泵的作用以产生油压，且如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，第二泵马达6起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下变速比大于第一档的固定变速比。当第一泵马达9的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第一泵马达9停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第一档，而通过使第二泵马达6的排量达到零以锁定第一泵马达9。

为了升档至第二档，启动同步装置22的套筒22S从图4的左侧移动至右侧以将第二档从动齿轮15B联接至从动轴13，而第一同步装置19的套筒19S保持于图4的右侧以保持第一档从动齿轮14B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1所示的变速器中从第一档升档至第二档的情况或者图1所示的变速器中设定第一档与第二档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第二泵马达6的排量，使第二泵马达6起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第一泵马达9的吸入口9S，而第一泵马达9起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第一档的固定变速比与第二档的固定变速比之间。然后，当第二泵马达6的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第二泵马达6停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第二档，而通过使第一泵马达9的排量达到零以锁定第二泵马达6。

为了升档至第三档，启动同步装置22的套筒22S保持于图4的右侧以保持第二档从动齿轮15B联接至从动轴13。此外，第一同步装置19的套筒19S移动至图4的左侧将第三档从动齿轮16B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1所示的变速器中从第二档升档至第三档的情况或者图1所示的变速器中设定第二档与第三档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第一泵马达9的排量，使第一泵马达9起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，而第二泵马达6起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第二档的固定变速比与第三档的固定变速比之间。然后，当第一泵马达9的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第一泵马达9停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第三档，而通过使第二泵马达6的排量达到零以锁定第一泵马达9。

为了升档至第四档，启动同步装置22的套筒22S返回至空档位置，以致启动同步装置22采取“脱开”状态。此外，第二同步装置20的套筒20S移动至图4的左侧以将第四档从动齿轮17B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1所示的变速器中从第三档升档至第四档的情况或者图1所示的变速器中设定第三档与第四档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第二泵马达6的排量，使第二泵马达6起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第一泵马达9的吸入口9S，而第一泵马达9起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第三档的固定变速比与第四档的固定变速比之间。然后，当第二泵马达6的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第二泵马达6停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第四档，而通过使第一泵马达9的排量达到零以锁定第二泵马达6。

当要设定倒档时，启动同步装置22的套筒22S移动至图4的左侧以将第二泵马达6联接至从动轴3，而第一同步装置19设成“脱开”状态，且第二同步装置20的套筒20S移动至图4的右侧以将倒档从动齿轮18B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1所示的变速器中的设定倒档的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加每个泵马达9、6的排量，使第一泵马达9起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，而第二泵马达6起马达的作用。

该情况下，由于来自第一驱动单元3的动力通过倒档齿轮副18传递至从动轴13，从动轴13沿与前行情况中的旋转方向相反的方向旋转。此外，由于沿与前行情况中的方向相反的方向设定第二泵马达6的排量，第二泵马达6沿与前行情况中的旋转方向相反的方向旋转。如此产生的扭矩传递至从动轴13。结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。因此，确立了倒档。此外，由于每个泵马达9、6的排量达到最大，因此设定了作为固定变速比的倒档。

因此，按照图4所示的构造，由于启动同步装置22还充当图1所示的倒档同步装置21，因而通过使用三个同步装置(切换机构)能够设定四个前进档和一个倒档。因此，图1所示的构造总体上减少了必要组件的数目，并允许减小变速器的尺寸和重量。此外，由于图4所示的变速器的基本构造与图1所示的变速器的基本构造基本上相同，图4所示的变速器也能够基本上获得与图1所示的变速器一样的操作和效果。

此外，如图4所示的构造便于沿前进方向车辆启动之后的升档控制。具体地，上述第一档是为了在启动车辆时获得大驱动力的变速比，通常，第一档随后就升档至第二档或者第三档。如图5所示，图4所示的构造中用于从第一档升档至第二档的同步装置的切换仅为从图4的左侧位置切换至右侧位置。这能够从图6中看出。在从车辆启动经过第一档升档至第二档期间，第一和第二同步装置19、20保持于其各自现有的操作状态，仅有启动同步装置22的套筒22S从左侧移动移动至右侧。因此，在采用适当的执行器用于同步装置的换挡操作的情况下，只需要操作执行器之一，且操作采用简单的线性形式。因此，容易进行换挡控制。换言之，由于不需要协调或者按照切换的保留次序操作多个同步装置，容易进行换挡控制，具体地，改变低档侧变速比的控制变得容易。

作为本发明又一实施方式，以下将说明按照第三实施方式的用于车辆的变速器的构造示例。第三实施方式构造成为在从车辆启动经过第一档升档至第二档时提高换挡响应的示例。基本上通过在图4所示的上述构造的位置上相互交换第二档齿轮副15和第四档齿轮副17得到第三实施方式的构造。具体地，第二档齿轮副15布置于第二驱动轴11的远端侧(图7中的右端侧)。因而，第二档从动齿轮15B隔着第二同步装置20面对倒档从动齿轮18B，而第二档驱动齿轮15A安装在第二驱动轴11的远端侧。第四档齿轮副17布置于第二档齿轮副15的发动机1侧(或者处于其朝向驱动单元3、4的一侧)。从而，第四档从动齿轮17B隔着启动同步装置22面对第二泵马达6的转轴，而与第四档从动齿轮17B啮合的第四档驱动齿轮17A安装至第二驱动轴11。图7所示的其它部分、布置等与图4所示的那些相同，且在图7中由与图4一样的相同参考标记表示并不将在以下说明。顺便提一下，图7中未示出发动机1、电子控制设备27和执行器23、24、25、26。

图7所示的构造也能将四个前进档和一个倒档设为固定变速比。用于设定固定变速比以及其间的中间变速比的同步装置19、20、22的操作状态和泵马达9、6的操作状态集中地在图8中示出。图8中使用的指示符号的含义与上述图3或5中的那些相同。此外，由于图7所示的构造与图4所示的构造不同之处在于第二档齿轮副15和第四档齿轮副17的位置互换，因此图8所示的表在涉及第二档和第四档的内容中不同于图5所示的表，而其它内容与图5中的相同。

将简要说明图7所示的变速器中的变速状态。在空档状态中，泵马达9、6的排量设为零，且通过将套筒19S、20S、22S置于中间位置而将同步装置19、20、22设成不传递扭矩的“脱开”状态。

当车辆要启动前行时，启动同步装置22的套筒22S移动至图7的左侧以将第二泵马达6联接至作为输出轴的从动轴13，且第一同步装置19的套筒19S移动至图7的右侧以将第一档从动齿轮14B联接至从动轴13，这与以上图4所示的变速器中的相同。因此，第一泵马达9起泵的作用以产生油压，且如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，第二泵马达6起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比大于第一档的固定变速比。当第一泵马达9的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第一泵马达9停止，并只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第一档，而通过使第二泵马达6的排量达到零以锁定第一泵马达9。

为了升档至第二档，启动同步装置22的套筒22S从图7的左侧移动至中间位置，以释放第二泵马达6的转子轴与从动轴13之间的联接，而第一同步装置19的套筒19S保持于图7的右侧以保持第一档从动齿轮14B联接至从动轴13。而且，第二同步装置20的套筒20S移动至图7的左侧以将第二档从动齿轮15B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1或4所示的变速器中从第一档升档至第二档的情况或者图1所示的变速器中设定第一档与第二档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第二泵马达6的排量，使第二泵马达6起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第一泵马达9的吸入口9S，而第一泵马达9起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第一档的固定变速比与第二档的固定变速比之间。然后，当第二泵马达6的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第二泵马达6停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第二档，而通过使第一泵马达9的排量达到零以锁定第二泵马达6。

为了升档至第三档，启动同步装置22和第二同步装置20的操作状态保持不变，而第一同步装置10的套筒19S从图7的右侧位置移动至左侧位置以释放第一档从动齿轮14B与从动轴13之间的联接并且将第三档从动齿轮16B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1或4所示的变速器中从第二档升档至第三档的情况或者图1或4所示的变速器中设定第二档与第三档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第一泵马达9的排量，使第一泵马达9起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，而第二泵马达6起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第二档的固定变速比与第三档的固定变速比之间。然后，当第一泵马达9的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第一泵马达9停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第三档，而通过使第二泵马达6的排量达到零以锁定第一泵马达9。

为了升档至第四档，启动同步装置22的套筒22S从空档位置移动至图7的右侧，以将第四档从动齿轮17B联接至从动轴13，而第二同步装置20的套筒20S移动至图7的中间位置以释放第二档从动齿轮15B与从动轴13之间的联接。齿轮副的该联接状态与图1或4所示的变速器中从第三档升档至第四档的情况或者图1或4所示的变速器中设定第三档与第四档之间的中间变速比的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加第二泵马达6的排量，使第二泵马达6起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第一泵马达9的吸入口9S，而第一泵马达9起马达的作用。

结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。在该情况下的变速比的范围在第三档的固定变速比与第四档的固定变速比之间。然后，当第二泵马达6的转速逐渐地接近零时，流体动力传递的比例减小。最后，第二泵马达6停止，只继续进行机械动力传递。亦即，确立了作为固定变速比的第四档，而通过使第一泵马达9的排量达到零以锁定第二泵马达6。

当要设定倒档时，启动同步装置22的套筒22S移动至图7的左侧以将第二泵马达6联接至从动轴3，而第一同步装置9设成“脱开”状态，且第二同步装置20的套筒20S移动至图7的右侧以将倒档从动齿轮18B联接至从动轴13。齿轮副的该联接状态与图1或4所示的变速器中的设定倒档的情况中的相同。因此，通过逐渐地增加每个泵马达9、6的排量，使第一泵马达9起泵的作用并使其产生油压。如此产生的压力油供应至第二泵马达6的吸入口6S，而第二泵马达6起马达的作用。

该情况下，由于来自第一驱动单元3的动力通过倒档齿轮副18传递至从动轴13，从动轴13沿与前行情况中的旋转方向相反的方向旋转。此外，由于沿与前行情况中的方向相反的方向设定第二泵马达6的排量，第二泵马达6沿与前行情况中的旋转方向相反的方向旋转。如此产生的扭矩传递至从动轴13。结果，发生所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且结合了这些动力的动力传递至从动轴13。因此，确立了倒档。此外，由于每个泵马达9、6的排量达到最大，因此设定了作为固定变速比的倒档。

因此，通过使用与图4所示的变速器相似的三个同步装置(切换机构)，图7所示的变速器也能够设定四个前进档和一个倒档，且能够基本上获得与图4所示的变速器一样的操作和效果。此外，图7所示的变速器中，同步装置19、20、22构造成使套筒19S、20S、22S的行程为从空档位置移动至左侧和右侧。仅仅通过使启动同步装置22的套筒22S和第二同步装置20的套筒20S移动其各自整个行程范围的一半，就能够完成在以下两种状态之间的切换：其中设定了作为固定变速比的第一档的状态和其中设定了作为固定变速比的第二档的状态。

这能够如图9所示。在从车辆启动经过第一档升档至第二档期间，第一同步装置19保持现有的操作状态，并且启动同步装置22的套筒22S从左侧位置移动至中间空档位置。与此基本同步地，第二同步装置20的套筒20S从中间空档位置移动至右侧位置。因此，使进行切换操作的启动同步装置22和第二同步装置20的套筒22S和20S的移动距离为其各自整个行程范围的一半。此外，由于套筒22S、20S的移动能够同时进行，切换所需的时间基本上减少一半，而且能够提高换挡响应。具体地，能够提高车辆的启动之后升档响应特性。

本发明中的能量形式转变不局限于将具有预定扭矩的旋转机械能转变成压力流体的流动。本发明中，还能够将变速器构造成使机械能变成电能而电能变回机械能。在图10中示出与此相关的第四实施方式的构造。第四实施方式中，图1中示出的第一实施方式的构造中的第一泵马达9和第二泵马达6分别由第一电动发电机MG1和第二电动发电机MG2代替，而且电动发电机MG1、MG2相互连接以致能够相互传送和接收电能。顺便提一下，每个电动发电机为具有电能产生功能的电动马达，例如永久磁铁型同步电动马达。

因此，在图10所示的构造中，电动发电机MG1、MG2起电力发动机的作用以代替图1构造中起马达作用的泵马达9、6。而且，与图1中起马达作用的泵马达9、6相似，电动发电机MG1、MG2起用于提供动力的马达的作用。更进一步，与图1中的泵马达9、6在其排量设为零时变成凭惯性滑行相似，电动发电机MG1、MG2在其电力被切断时变成自由地旋转。顺便提一下，从电上进行电动发电机MG1、MG2的锁定。

因此，由于能够使电动发电机MG1、MG2按照与泵马达9、6基本相同的方式起作用，按照图10所示构造的变速器也能够连续地将从车辆的启动至第四档的变速比设为固定变速比，以致该变速器起无级变速器的作用。顺便提一下，可以用如下表格集中地示出用于设定各个变速级(档位)和各级之间的中间变速比的操作状态：用第一电动发电机MG1和第二电动发电机MG2分别代替图3表中的第一泵马达9(PM1)和第二泵马达6(PM2)且还用“自由”代替排量的“0”、用“动力产生”代替“泵”、用“供电”代替“马达”得到的表格。顺便提一下，图1示出的构造中，基于设定的第一或第二泵马达9、6的排量的方向来设定旋转方向(扭矩方向)，而图10的构造中，通过电来控制电动发电机MG1、MG2的旋转方向及其输出扭矩的方向。

图11示出的第五实施方式的构造示例中，分别用第一电动发电机MG1和第二电动发电机MG2代替图4示出的第二实施方式的构造中的第一泵马达9和第二泵马达6，而且电动发电机MG1、MG2相互连接以致能够相互传送和接收电能。

因此，与图4所示的第二实施方式的构造的变速器相似，按照图11构造的变速器也能从车辆的启动到作为固定变速比的第四档连续地设定变速比，以致变速器能起无级变速器的作用。顺便提一下，可以用如下表格集中地示出用于设定各个变速级(档位)和各级之间的中间变速比的操作状态：用第一电动发电机MG1和第二电动发电机MG2分别代替图5表中的第一泵马达9(PM1)和第二泵马达6(PM2)且还用“自由”代替排量的“0”、用“动力产生”代替“泵”、用“供电”代替“马达”得到的表格。

尽管在上述具体示例中从动轴13设为输出轴，但是也能够采用这样的构造：输出轴与从动轴13分开地设置，且动力从从动轴13传递至输出轴，从而从变速器输出。在该情况下，输出轴可与驱动轴10、11同轴地布置。此外满足，本发明中的每个驱动单元构造成使输入驱动单元的动力的至少一部分直接地输出，而一部分输入动力转变能量力量形式后输出。驱动单元不局限于结合了诸如行星齿轮机构的差速机构和变容型流体压力泵马达或者电动发电机的单元。例如，每个驱动单元可只由变容型的流体压力泵马达构成，泵马达完成壳体与转子之间的差速操作。

此外，本发明中也能够采用其中第一泵马达9为所谓的双向摆动型马达的构造，而不是其中第二泵马达6为所谓的双向摆动型马达的构造。亦即，满足转子中的至少一个为双向摆动型的。而且，本发明中能够设定的固定变速比的数目可大于4或者也能小于4。

下一步，将说明按照本发明第六实施方式的车辆变速器。图12示出了按照本发明第六实施方式的车辆变速器的构造示例。该构造中，四个前进档和一个倒档设为所谓的固定变速比，固定变速比能够在不改变要传递的动力(能量)形式的情况下设定。具体地，该构造适用于FR车辆(前置发动机、后轮驱动的车辆)，FR车辆中诸如发动机等这样的动力源1沿车辆的纵向安装。具体地，分配动力或者传递和切断动力的机构布置于与联接至动力源1的输入构件2的轴线相同的轴线上，或者布置于与输入构件2的轴线平行的轴线上。

在此应了解，动力源1可为用于车辆的流行动力源，例如内燃机、电马达和结合了发动机与马达的构造等。在以下说明中，动力源1将暂时称为发动机1。另外满足，输入构件2为能够传递由发动机1输出的动力的构件。例如，输入构件2能够为驱动盘、输入轴等。在以下说明中，输入构件2将称为输入轴2。诸如减震器、离合器、变矩器等这样的合适的传动装置可布置于发动机1和输入轴2之间。图12中，参考标记103代表称为辅助泵或者进料泵的油泵，油泵用于将润滑油供应至变速器内的各个部分或者用于补充在液压泵马达之间形成的油管道压力油。

布置于每个轴线上的机构为这样一种传动装置：传动装置直接输出输入动力，或者直接输出一部分输入动力并在输出另一部分动力前转变另一部分动力的能量形式，且传动装置在不进行动力传递的情况下自由地旋转。在图12示出的第六实施方式的构造示例中，每个轴线上的机构都构造为具有差速机构和将反作用力施加至差速机构并能改变反作用力的反作用力机构。简言之，对于差速机构而言，其可以为通过三个旋转元件执行差速操作的机构。差速机构可为将齿轮和辊子作为旋转元件的机构。能够在此用作差速机构的齿轮型差速机构的示例包括单小齿轮型行星齿轮机构以及双小齿轮型行星齿轮机构。此外，对于反作用力机构而言，其可以为能够选择性地输出扭矩的机构，并且其能够使用诸如液压泵马达之类的流体型泵马达和电操作的电动发电机等。

图12示出的第六实施方式的构造示例中，单小齿轮型行星齿轮机构用作差速机构，而变容型液压泵马达用作用于产生反作用力的反作用力机构(该机构在本发明中对应于马达)。在以下说明中，与平行于发动机1和输入轴2的第一驱动轴104和第二驱动轴105同轴地布置的行星齿轮机构将暂时称为第一行星齿轮机构106，而与第一驱动轴104和第二驱动轴105同轴地布置的液压泵马达将暂时称为第一泵马达107。此外，与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107平行地布置的行星齿轮机构和液压泵马达将分别暂时称为第二行星齿轮机构108和第二泵马达109。而且，附图中第一泵马达107有时称为PM1，而第二泵马达109有时称为PM2。

第一驱动轴104和第二驱动轴105之一(亦即第六实施方式的该构造示例中的第二驱动轴105)具有中空结构且安装至第一驱动轴104的外周，以致两个驱动轴能够自由地相互旋转。驱动轴104、105沿轴线方向布置在第一行星齿轮机构106的与第一泵马达107相反的一侧。

第一行星齿轮机构106为单小齿轮型，其具有恒星齿轮S1、齿圈R1以及托架C1作为旋转元件，恒星齿轮S1为外齿齿轮，齿圈R1为与恒星齿轮S1同心布置的内齿齿轮，托架C1保持小齿轮与恒星齿轮S1和齿圈R1的啮合的方式使得小齿轮围绕其各自的轴线自由地旋转并且还能自由地公转。第一反转齿轮副110的反转驱动齿轮110A安装至输入轴2，而与反转驱动齿轮110A啮合的反转从动齿轮110B联接至齿圈R1。亦即，输入轴2通过第一反转齿轮副110联接至齿圈R1。因此，齿圈R1为输入元件。此外，作为反作用力机构的第一泵马达107的转子轴107A连接至恒星齿轮S1。因此，恒星齿轮S1为反作用元件。第一驱动轴104连接至托架C1。因此，托架C1为输出元件。

第一泵马达107为排量可变的变容式泵马达，并在图12示出的第六实施方式的构造示例中，为马达的排量能够从零沿正向和反向之一变化的所谓的单向摆动型马达。第一泵马达107布置于第一行星齿轮机构106的发动机1侧(图12中的左侧)且与第一行星齿轮机构106同轴。能够采用各种类型的泵马达作为第一泵马达107，例如能够使用旋转斜盘泵、斜轴泵和径向活塞泵等。

第二行星齿轮机构108具有基本上与第一行星齿轮机构108相同的构造。亦即，第二行星齿轮机构108为单小齿轮型行星齿轮机构，其具有恒星齿轮S2、齿圈R2以及托架C2作为旋转元件，托架C2按照能够自由旋转和公转的方式保持小齿轮，且行星齿轮机构通过这三个旋转元件来完成差速操作。

与第一行星齿轮机构106中的一样，与安装至输入轴2的反转驱动齿轮110A啮合的反转从动齿轮110C通过启动(S)同步装置111联接至齿圈R2。启动同步装置111对应于车辆启动切换机构，并如此地构造，使得选择性地确立扭矩能在第二行星齿轮机构108的齿圈R2和发动机1之间传递的状态，并限制齿圈R2的旋转，亦即固定齿圈R2。因此，齿圈R2为输入元件。此外，作为反作用力机构的第二泵马达109的转子轴109A连接至恒星齿轮S2。因此，恒星齿轮S2为反作用元件。第二反转齿轮副112的反转驱动齿轮112A安装至托架C2，而通过空转齿轮112B与反转驱动齿轮112A啮合的反转从动齿轮112C联接至第二驱动轴105。亦即，第二驱动轴105通过第二反转齿轮副112联接至托架C2。因此，托架C2为输出元件。

第二泵马达109为排量可变的变容型马达。具体地，在图12示出的第六实施方式的构造示例中，第二泵马达109为所谓的双向摆动型马达，马达的排量能够从零沿正向和反向变化，并与第二行星齿轮机构108同轴地布置并邻近第一马达107径向向外地布置。对于第二泵马达109而言，与第一泵马达107相似，能够使用例如旋转斜盘泵、斜轴泵和径向活塞泵等这些类型的泵马达。

将说明作为车辆启动切换机构的启动同步装置111。启动同步装置111由例如同步联接机构(同步装置)、啮合离合器(齿式离合器)或摩擦型离合器组成。图12中示出的启动同步装置111由同步联接机构组成。启动同步装置111包括花键配合至与第二行星齿轮机构108的齿圈R2形成一体的毂的套筒111S。在套筒111S的两相对侧上设有花键，花键与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C以及与固定至例如变速器的壳体(未示出)的固定构件113分别相结合。

具体地，与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C相结合的花键部分布置于图12中的套筒111S的左侧，而与固定构件113相结合的花键部分布置于图12中的套筒111S的右侧。因此，启动同步装置111构造如下。当套筒111S移动至图12的左侧时，启动同步装置111将第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C联接至第二行星齿轮机构108的齿圈R2。当套筒111S移动至图12的右侧时，启动同步装置111将第二行星齿轮机构108的齿圈R2联接至固定构件113，以限制齿圈R2的旋转，亦即固定齿圈R2。当套筒111S位于中间位置时，套筒111S既不与反转从动齿轮110C接合也不与固定构件113接合，亦即，启动同步装置111采取空档状态。

如上，第六实施方式的构造示例中的第二行星齿轮机构108由单小齿轮型行星齿轮机构构成，其中的齿圈R2、恒星齿轮S2和托架C2分别为输入元件、反作用力元件和输出元件。因此，当启动同步装置111的套筒111S移动至图12的右侧以固定齿圈R2时，从托架C2输出的转速相对于输入至恒星齿轮S2的转速降低了。具体地，第二行星齿轮机构108如此地构造，使得当操作启动同步装置111以固定齿圈R2(亦即第二行星齿轮机构108的输入元件)时，第二行星齿轮机构108起减速机构的作用，如果第二泵马达109的输出扭矩输入恒星齿轮S2，则减速机构放大恒星齿轮S2(亦即第二行星齿轮机构108的反作用力元件)的扭矩，并且从托架C2(亦即第二行星齿轮机构108的输出元件)输出扭矩。

顺便提一下，第一反转齿轮副110和第二反转齿轮副112分别形成所谓的输入传动机构和所谓的输出传动机构。反转齿轮副中的任意一个都可由使用摩擦轮的传动机构或者使用链、带等的卷绕式传动机构代替。

此外，图12示出的第六实施方式的构造示例中，第一行星齿轮机构106和第二行星齿轮机构108布置成使两个机构的轴线相互平行且两个机构平行地并排布置。亦即，当第一行星齿轮机构106布置在与第一驱动轴104和第二驱动轴105的轴线相同的轴线上时，第二行星齿轮机构108布置在与驱动轴104、105的轴线平行的轴线上且径向向外地邻近第一行星齿轮机构106。因此，与其中两个行星齿轮机构106、108沿轴线方向相互错开的情况相比，能够缩短两个行星齿轮机构106、108的轴长，从而能够减小变速器构造的尺寸。与变速器的尺寸减小相应，能够提高变速器的车辆安装能力，尤其在FR车辆的情况下能够提高安装能力。

如上所述，第一驱动轴104和第二驱动轴105与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107同轴地布置。亦即，两个驱动轴(亦即第一驱动轴104和第二驱动轴105)布置在第一行星齿轮机构106和第一泵马达107的轴线上。第二驱动轴105具有中空结构且安装至第一驱动轴104的外周，以致两个驱动轴能够自由地相互旋转。驱动轴104、105沿轴线方向布置在第一行星齿轮机构106的与第一泵马达107相反的一侧。

接受从驱动轴104、105传递的动力的从动轴114与驱动轴104、105平行地布置且与输入轴2同轴地布置。因此，图12所示的变速器中，其主要部分具有所谓的双轴机构。在驱动轴104、105和从动轴114之间设有多个用于设定不同变速比的传动机构。当参与扭矩传递时，每个传动机构提供用于根据其转速比设定输入轴2和从动轴114之间的变速比，并且传动机构可为齿轮机构、卷绕式传动机构、以及使用摩擦轮的机构等。图12示出的第六实施方式的构造示例中设有用于前行的四个齿轮副115、116、117、118和用于后行的齿轮副119。

第一驱动轴104从中空结构的第二驱动轴105的端部伸出，而第一档驱动齿轮115A、第三档驱动齿轮117A以及倒档驱动齿轮119A安装至该伸出部分。它们的布置次序为从第一驱动轴104的远端侧(图12中的右侧端)开始依次为第一档驱动齿轮115A、第三档驱动齿轮117A和倒档驱动齿轮119A。通过按照传动比为递减次序(即，基圆半径为递增次序或者齿数为递增次序)布置用于前行的两个齿轮、亦即第一档驱动齿轮115A和第三档驱动齿轮117A，则使作用于支撑第一驱动轴104的远端部分的轴承(未示出)上的负载较低，以致能够减小轴承的尺寸。

第四档驱动齿轮118A、第二档驱动齿轮116A以及反转从动齿轮12C按照该次序从远端一侧(图12的右侧)安装至第二驱动轴105。从而，奇数档的驱动齿轮安装至第一和第二驱动轴104、105之一，而偶数档的驱动齿轮安装至另一驱动轴。换言之，第二档和第四档的驱动齿轮116A、118A可安装至第一驱动轴104，而第一档和第三档的驱动齿轮115A、117A可安装至第二驱动轴105。

齿轮副115、116、117、118、119的从动齿轮115B、116B、117B、118B、119B可自由旋转地安装至从动轴114并由从动轴114支撑。具体地，与第一档驱动齿轮115A啮合的第一档从动齿轮115B可自由旋转地安装至从动轴114。与第三档驱动齿轮117A啮合的第三档从动齿轮117B可自由旋转地安装至从动轴114并且邻近第一档从动齿轮115B。此外，与布置于倒档从动齿轮119B和倒档驱动齿轮119A之间的空转齿轮119C啮合的倒档从动齿轮119B可自由旋转地安装至从动轴114，以致倒档从动齿轮119B的旋转方向与倒档驱动齿轮119A的旋转方向相同。与第四档驱动齿轮118A啮合的第四档从动齿轮118B可自由旋转地安装至从动轴114，且邻近倒档从动齿轮119B布置。

与第二档驱动齿轮116A啮合的第二档从动齿轮116B可自由旋转地安装至从动轴114，且邻近第四从动齿轮118B布置。因此，第一至第四档的齿轮副115、116、117、118对应于本发明中的前进档传动机构，而倒档齿轮副119对应于本发明中的倒档传动机构。

设有用于选择性地使齿轮副115、116、117、118、119能够进行动力传递的切换机构。该机构选择性地将齿轮副115、116、117、118、119中的合适一个齿轮副联接至驱动轴104、105或者从动轴114。因此，切换机构能够采用现有技术的手动变速器等的同步联接机构(同步装置)，或者啮合离合器(齿式离合器)、摩擦离合器等。此外，如果前述从动齿轮一体地安装至从动轴114，则驱动齿轮可设置为相对于驱动轴自由旋转，而切换机构可设于驱动轴侧上，以选择性地将从动齿轮联接至驱动轴。

图12示出的第六实施方式的构造示例中，在此使用的切换机构为这样的同步联接装置：该同步联接装置中第一同步装置120布置于第一档从动齿轮115B和第三档从动齿轮117B之间、第二同步装置121布置于倒档从动齿轮119B和第四档从动齿轮118B之间且第三同步装置122邻近第二档从动齿轮116B布置。与那些用于现有技术的手动变速器相似，这些同步装置120、121、122中，套筒花键配合至与从动轴114一体的毂，而每个从动齿轮设有与其一体地形成的倒角或花键，当套筒沿轴线方向移动时，套筒逐渐地花键配合至所述倒角或花键。此外，设有这样一个圈：该圈逐渐地与设于从动齿轮侧上的预定构件发生摩擦接触，以随着套筒的运动使旋转同步。

因此，第一同步装置120构造如下。亦即，当套筒120S移动至图12的右侧时，第一同步装置120将第一档从动齿轮115B联接至从动轴114。当套筒120S移动至图12的左侧时，第一同步装置120将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。此外，当套筒120S处于中间位置时，套筒120S不与任一从动齿轮115B、117B接合，亦即，第一同步装置120采取空档状态。同样地，当套筒121S移动至图12的右侧时，第二同步装置121将反转从动齿轮119B联接至从动轴114。当套筒121S移动至图12的左侧时，第二同步装置121将第四档从动齿轮118B联接至从动轴114。此外，当套筒121S处于中间位置时，套筒121S不与任一从动齿轮119B、118B接合，亦即，第二同步装置121采取空档状态。而且，当其套筒122S移动至图12的右侧时，第三同步装置122将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。此外，当套筒122S处于中间位置时，第三同步装置122采取其中套筒122S不与第二档从动齿轮116B接合的空档状态。

同步装置120、121、122的套筒120S、121S、122S以及启动同步装置111的套筒111S构造成能够经过联接布置(未示出)通过手动操作进行切换动作，或者能够构造成通过使用针对各套筒分别设置的执行器(未示出)进行切换动作。此外，由电子控制设备(ECU)电控制每个泵马达107、109的排量或者执行器的操作。电子控制设备主要由微型计算机构成，其根据输入数据和预存的数据及程序来进行计算，以设定排量或者输出用于操作同步装置111、120、121、122的指令信号。

将简要地说明关于每个泵马达107、109的液压回路。如图13所示，泵马达107、109通过闭合回路互相联系。具体地，泵马达107、109的输入端口107S、109S通过油管123相互连通，而其排出端口107D、109D通过油管124相互连通。每个泵马达的输入端口为这样的端口：当设定排量以致当车辆前行时将反作用力赋给行星齿轮机构时，该端口的压力变得较低，相反地，在该情况下压力变得较高的端口为排出端口。按上述构造的液压闭合回路中，由于发生不可避免的压力油泄漏，用于补充压力油的上述进料泵103可连接至上述闭合回路。

下一步将说明上述变速器的操作。图14的表集中地示出了第一和第二泵马达(PM1，PM2)107、109和同步装置111、120、121、122的操作状态，同步装置用于设定由相应齿轮副115、116、117、118、119的传动比确定的每个变速级(档位)。图14中，关于泵马达107、109的“0”表示这样的状态：该状态中泵马达的泵容量(排量)基本上设为零，从而，即使其转子轴旋转，泵马达也不产生压力油，而且即使液压泵马达供应有压力油，其输出轴也不旋转(处于自由状态)，而“锁定”表示这样的状态：该状态中液压泵马达的转子被阻止因而不发生旋转。此外，“泵”表示这样的状态：该状态中泵容量设为大于大致零而压力油正喷出，从而第一和第二泵马达107、109中的相应一个起泵的作用。此外，“马达”表示这样的状态：该状态中相应的泵马达109(或107)供应有由另一第一泵马达107(或109)喷出的压力油并起马达的作用，从而正产生轴扭矩。

此外，图14中，关于同步装置111、120、121、122的“右”和“左”表明图12中同步装置111、120、121、122中的相应一个的套筒111S、120S、121S和122S的位置，圆括号表示降档准备状态，而尖括号表示用于升档的准备状态，“N”表示这样的状态：该状态中相应的同步装置111、120、121、122设为”脱开”状态(空档位置)，斜体的“N”表示同步装置设为”脱开”状态(空档位置)以减小阻力。

当选择了空档位置且要设定空档状态时，每个泵马达107、109的排量设为零，并且同步装置111、120、121、122设为”脱开”状态。亦即，每个套筒111S、120S、121S、122S设定至其中间位置。从而，采取了任一齿轮副115、116、117、118、119都不联接至从动轴114的空档状态。结果，泵马达107、109采取了所谓的惯性滑行状态。因此，即使扭矩从发动机1传递至行星齿轮机构106、108的齿圈R2、R1，反作用力也不作用于恒星齿轮S2、S1，以致扭矩不传递至联接至作为输出元件的托架C1、C2的驱动轴104、105中的任意一个。

当选档杆位置切换至诸如驱动位置等这样的行进位置时，第一同步装置120的套筒120S、第三同步装置122的套筒122S以及启动同步装置111的套筒111S移动至图11的右侧，同时第二同步装置121保持设定于”脱开”状态。因此，第一档从动齿轮115B和第二档从动齿轮116B联接至从动轴114，从而第二行星齿轮机构108的齿圈R2联接至固定构件113。结果，第一驱动轴104和从动轴114通过第一档齿轮副115相互联接，第二驱动轴105和从动轴114通过第二档齿轮副116相互联接。此外，固定第二行星齿轮机构的齿圈R2。

具体地，齿轮副的联接状态成为用于设定第一档和第二档的状态。此外，由于固定了第二行星齿轮机构108的齿圈R2，第二行星齿轮机构108将起减速机构的作用，当由第二泵马达109输出的扭矩通过转子轴109A输入至恒星齿轮S2时，减速机构中托架C2(亦即第二行星齿轮机构108的输出元件)的转速相对于恒星齿轮S2的转速降低了，亦即，第二行星齿轮机构108将起减速机构的作用，当由第二泵马达109输出的扭矩通过转子轴109A输入至恒星齿轮S2时，减速机构中托架C2(亦即第二行星齿轮机构108的输出元件)的扭矩相对于恒星齿轮S2的扭矩放大了。

这样，在启动车辆时，选档杆位置切换至行进位置使得形成两个动力传递路径：一个动力传递路径中发动机1的动力通过第一行星齿轮机构106、第一驱动轴104和第一档齿轮副115传递至从动轴114；以及，一个动力传递路径中由第二泵马达109输出的扭矩通过第二行星齿轮机构108放大，然后通过第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116传递至从动轴114。

该状态中，当齿圈R1正接受来自发动机1的动力时，由于车辆仍静止，第一行星齿轮机构106的托架C1处于静止，从而恒星齿轮S1正沿与齿圈R1的转动方向相反的方向旋转。每个泵马达107、109的排量从该状态逐渐地增加，以致第一泵马达107首先起泵的作用以产生油压。然后，相应的反作用力作用于第一行星齿轮机构106的恒星齿轮S1上，以致托架C1被提供有使托架C1沿与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩。因而，动力通过第一档齿轮副115传递至从动轴114。

此时，由于第一泵马达107正经受所谓的反转并起泵的作用，第一泵马达107从其吸入口107S喷出压力油，且该压力油供应至第二泵马达109的吸入口109S。因而，第二泵马达109起马达的作用，以致沿所谓的正常旋转方向的扭矩从转子轴109A输出，且扭矩输入至第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2。此时，第二行星齿轮机构108起减速机构的作用，减速机构中齿圈R2固定且托架C2充当如上所述的输出元件。因此，输入至恒星齿轮S2的扭矩由第二行星齿轮机构108放大，然后通过第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116传递至从动轴114。亦即，从第二泵马达109输出的扭矩被放大，且传递至从动轴114。

因而，如图12所示的构造中，在车辆启动时第二泵马达109的扭矩能够被充分地放大。例如，车辆启动时的输出扭矩To能够表示如下：

To＝κa×(1+ρ1)×κ1_st×Tin+(1+ρ2)/ρ2×κb×κc×κ2_nd×Tpm2

其中，κa为第一反转齿轮副110的传动比；κb为第二反转齿轮副112中反转驱动齿轮112A和空转齿轮112B之间的传动比；κc为第二反转齿轮副112中空转齿轮112B和反转从动齿轮112C之间的传动比；κ1_st为第一档齿轮副115的传动比；κ2_nd为第二档齿轮副116的传动比；ρ1为第一行星齿轮机构106的传动比(通过齿圈的齿数除恒星齿轮的齿数获得该值)；ρ2为第二行星齿轮机构108的传动比(通过齿圈的齿数除恒星齿轮的齿数获得该值)；Tin为输入至输入轴2的输入扭矩；以及，Tpm2为第二泵马达109的扭矩。

由于机构的原因第二行星齿轮机构108的传动比ρ2局限于等于或大于大约0.3并且小于或等于大约0.6，暂时假定ρ2＝0.5。进一步假定第二反转齿轮副112的传动比κb，κc为κb＝κc＝1.0以及κ2_nd＝2.5，上述公式重新写为：

To＝κa×(1+ρ1)×κ1_st×Tin+7.5×Tpm2

因此，第二泵马达109的扭矩能够形成得足够大(放大至7.5倍)，且输出扭矩能相应地增加。因此，能够减小第二泵马达109的尺寸，以致总体上能够减小变速器构造的尺寸和重量。

因此，当车辆启动时，从发动机1输入的动力的一部分通过第一行星齿轮机构106和第一档齿轮副115传递至从动轴114，动力的另一部分转变能量形式为压力油的流动，然后传递至第二泵马达109，放大的扭矩从泵马达传递至从动轴114。因此，在启动车辆时，进行了所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且在通过流体进行的动力传递的情况下扭矩被放大。结合了这些动力的动力传递至从动轴114。亦即，在车辆启动时，由第二泵马达109输出的扭矩能够被放大且加至变速器输出的扭矩。换言之，当车辆启动时，第二泵马达109的输出扭矩能够被放大并然后传递至从动轴114。结合了以下动力传递线路的动力传递线路实现了两个动力传递线路的确立：动力通过第一行星齿轮机构106、第一驱动轴104和第一档齿轮齿轮副115传递至从动轴114的动力传递线路。结果，在车辆启动需要大驱动力时，能够获得更大的驱动扭矩，且能够提高从静止开始的车辆加速度。

如上动力传递状态中，从动轴114上呈现的扭矩大于其中动力传递仅为通过第一档齿轮副115的机械传递这种情况下所呈现的扭矩，以致变速器总体上的变速比大于由第一档齿轮副115确定的所谓的固定变速比。此外，变速比根据通过流体进行的动力传递的比例而变化。因此，随着第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2和联接至恒星齿轮S2的第二泵马达109的转速逐渐地接近零，通过流体进行的动力传递的比例减小，而变速器总体上的变速比接近第一档的固定变速比。然后，通过将第一泵马达107的排量增加到最大并随后使第一泵马达107停止，使作为固定变速比的第一档得以确立。

当保持该状态时，第二泵马达109的排量设为零，以致第二泵马达109凭惯性滑行。同时，第一泵马达107被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第二泵马达109关闭或者停止连通泵马达107、109的闭合回路，以致排量已经达到最大的第一泵马达107不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第一行星齿轮机构106的恒星齿轮S1接受使恒星齿轮S2停止的扭矩。因此，第一行星齿轮机构106中，在恒星齿轮S1被固定的情况下动力输入至齿圈R1。因此，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿着与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩，且扭矩通过第一驱动轴104和第一档齿轮副115传递至作为输出轴的从动轴114。从而，设定了作为固定变速比的第一档。

在处于第一档状态期间，如果启动同步装置111和第三同步装置122设成”脱开”状态，亦即，如果其套筒111S和121S设为处于它们的空档位置，则第二泵马达109不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果启动同步装置111的套筒111S移动至图12的左侧，以将第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C连接至第二同步装置108的齿圈R2，同时第一同步装置120的套筒120S和第三同步装置122的套筒122S保持于图12的右侧且第二同步装置122保持于”脱开”状态，则输入轴2通过第一反转齿轮副110、第二行星齿轮机构108、第二反转齿轮副112、第二驱动轴105以及第二档齿轮副116联接至从动轴114。从而，获得用于升档至作为固定变速比的第二档的准备状态。另一方面，如果启动同步装置111的套筒111S移动至图12的右侧以确立这样的状态：该状态中扭矩能够在第二泵马达109的转轴109A与从动轴114之间传递，则获得用于设定大于第一档的变速比的降档准备状态。

在用于从第一档升档至第二档的准备状态期间，第二泵马达109和联接至其上的恒星齿轮S2正沿着与齿圈R2的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第二泵马达109的排量沿正向增加，则第二泵马达109起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S2上。结果，结合了输入至齿圈R2的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的反作用力的扭矩作用于托架C2上，以致托架C2沿正常方向旋转且其转速逐渐地增加。换言之，发动机1的转速逐渐地降低。扭矩通过第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116从托架C2传递至从动轴114。

起泵作用的第二泵马达109产生的压力油从其吸入口109S供应至第一泵马达107的吸入口107S。因此，第一泵马达107起马达的作用，并沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第一行星齿轮机构106的恒星齿轮S1上。由于动力正从发动机1输入至第一行星齿轮机构106的齿圈R1，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的扭矩，并且结合的扭矩从托架C1输出至第一驱动轴104。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴114。然后，随着第二泵马达109的转速逐渐地降低，通过第二行星齿轮机构108和第二档齿轮副116进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第一档齿轮副115确定的变速比逐渐降低至由第二档齿轮副116确定的变速比。在该情况下，与前述的在车辆已经启动之后变速比变化至作为固定变速比的第一档的情况一样，该变速也为连续变化。亦即，进行无级变速或者连续变速。然后，通过将第二泵马达109的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第二档得以确立。

当保持该状态时，第一泵马达107的排量设为零，以致第一泵马达107凭惯性滑行。同时，第二泵马达109被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第一泵马达107关闭或者停止连通泵马达107、109的闭合回路，以致排量已经达到最大的第二泵马达109不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2接受使恒星齿轮S2固定的扭矩。因此，第二行星齿轮机构108中，在恒星齿轮S2被固定的情况下动力输入至齿圈R2。因此，作为输出元件的托架C2被提供有使托架C2沿着与齿圈R2相同的方向旋转的扭矩，且该扭矩通过第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116传递至作为输出轴的从动轴114。从而，设定了作为固定变速比的第二档。

在处于第二档状态期间，如果第一同步装置120设成“脱开”状态，亦即，如果套筒120S设为处于空档位置，第一泵马达107不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力使的动力损失。而且，如果第一同步装置120的套筒120S移动至图12的左侧以将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114，则获得用于升档至作为固定变速比的第三档的准备状态。另一方面，如果第一同步装置120的套筒120S移动至图12的右侧以将第一档从动齿轮115B联接至从动轴114，则获得用于降档至第一档的准备状态。

在用于从第二档升档至第三档的准备状态期间，第一泵马达107和联接至其上的恒星齿轮S1正沿着与齿圈R1的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第一泵马达107的排量沿正向增加，则第一泵马达107起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S1上。结果，结合了输入至齿圈R1的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的反作用力的扭矩作用于托架C1上，以致托架C1沿正常方向旋转。进而，其中的扭矩通过第一驱动轴104和第三档齿轮副117传递至作为输出轴的从动轴114。此外，随着变速比减小，发动机1的转速逐渐地降低。

起泵作用的第一泵马达107产生的压力油从其吸入口107S供应至第二泵马达109的吸入口109S。因此，第二泵马达109起马达的作用以沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2上。由于动力正从发动机1输入至第二行星齿轮机构108的齿圈R2，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的扭矩，并且该结合的扭矩通过第二反转齿轮副112从托架C2输出至第二驱动轴105。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴114。然后，随着第一泵马达107的转速逐渐地降低，通过第一行星齿轮机构106和第三档齿轮副117进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第二档齿轮副116确定的变速比降低至由第三档齿轮副117确定的变速比。在该情况下，与前述的在车辆已经启动之后变速比变化至作为固定变速比的第一档的情形或者从第一档升档到第二档的情形一样，该变速也为连续变化。亦即，完成无级变速或者连续变速。然后，通过将第一泵马达107的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第三档得以确立。

当保持该状态时，第二泵马达109的排量设为零，以致第二泵马达109凭惯性滑行。同时，第一泵马达107被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第二泵马达109关闭或者停止连通泵马达107、109的闭合回路，以致排量已经达到最大的第一泵马达9不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第一行星齿轮机构106的恒星齿轮S1接受使恒星齿轮S1固定的扭矩。因此，第一行星齿轮机构106中，在恒星齿轮S1被固定的情况下动力输入至齿圈R1。因此，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿着与齿圈R1相同的方向旋转的扭矩，且该扭矩通过第一驱动轴104和第三档齿轮副117传递至作为输出轴的从动轴114。从而，设定了作为固定变速比的第三档。

在处于第三档状态期间，如果第二同步装置121和第三同步装置122设成“脱开”状态，亦即，如果其套筒121S和套筒122S设为处于它们的空档位置，第二泵马达109不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，当第三同步装置122保持于“脱开”状态时，如果第二同步装置121的套筒121S移动至图12的左侧以将第四档从动齿轮118B联接至从动轴114，则获得用于升档至作为固定变速比的第四档的准备状态。另一方面，当第二同步装置121保持于“脱开”状态时，如果第三同步装置122的套筒122S移动至图12的右侧以将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114，则获得用于降档至第二档的准备状态。

在用于从第三档升档至第四档的准备状态期间，第二泵马达109和联接至其上的恒星齿轮S2正沿着与齿圈R2的旋转方向相反的方向旋转。因此，如果第二泵马达109的排量沿正向增加，则第二泵马达109起泵的作用，且与其相关的反作用力作用于恒星齿轮S2上。结果，结合了输入至齿圈R2的扭矩和作用于恒星齿轮S2上的反作用力的扭矩作用于托架C2上，以致托架C2沿正常方向旋转。进而，该扭矩通过第二反转齿轮副112传递至第二驱动轴105，并进而通过第四档齿轮副118进一步传递至作为输出轴的从动轴114。此外，随着变速比减小，发动机1的转速逐渐地降低。

起泵作用的第二泵马达109产生的压力油从其吸入口109S供应至第一泵马达107的吸入口107S。因此，第一泵马达107起马达的作用以沿正常旋转方向输出扭矩。该扭矩作用于第一行星齿轮机构106的恒星齿轮S1上。由于动力正从发动机1输入至第一行星齿轮机构106的齿圈R1，因此结合了由输入动力引起的扭矩和作用于恒星齿轮S1上的扭矩，并且结合的扭矩通过第二反转齿轮副112从托架C1输出至第一驱动轴104。亦即，通过油压进行的动力传递与动力的机械传递平行地或者同时地发生，以致结合了这些动力的动力传递至从动轴114。然后，随着第二泵马达109的转速逐渐地降低，通过第二行星齿轮机构108和第四档齿轮副118进行的机械动力传递的比例逐渐地增加，以致变速器总体上的变速比从由第三档齿轮副117确定的变速比逐渐降低至由第四档齿轮副118确定的变速比。在该情况下，与前述的在固定变速比之间的换挡一样，该变速也为连续变化，亦即，完成无级变速或者连续变速。然后，通过将第二泵马达109的排量增加至最大并随后使其旋转停止，使作为固定变速比的第四档得以确立。

当保持该状态时，第一泵马达107的排量设为零，以致第一泵马达107凭惯性滑行。同时，第二泵马达109被锁定，以致其旋转停止。具体地，由第一泵马达107关闭或者停止连通泵马达107、109的闭合回路，以致排量已经达到最大的第二泵马达109不能供应或喷出压力油，且其旋转停止。结果，第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2接受使恒星齿轮S2固定的扭矩。因此，第二行星齿轮机构108中，在恒星齿轮S2被固定的情况下动力输入至齿圈R2。因此，作为输出元件的托架C2被提供有使托架C2沿着与齿圈R2相同的方向旋转的扭矩，且扭矩通过第二反转齿轮副112传递至第二驱动轴105，并进而通过第四档齿轮副118传递至作为输出轴的从动轴114。从而，设定了作为固定变速比的第四档。

在处于第四档状态期间，如果第一同步装置120设成“脱开”状态，亦即，如果套筒120S设为处于空档位置，则第一泵马达107不会被动地旋转，以致能够避免由所谓的阻力导致的动力损失。而且，如果第一同步装置120的套筒120S移动至图12的左侧以将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114，则获得用于降档至第三档的准备状态。

接下来将说明倒档。如果例如通过将选档杆位置从空档位置切换至倒档位置来输出设定倒档的指令，则启动同步装置111的套筒111S移动至图12的右侧，以致第二行星齿轮机构108的齿圈R2联接至固定构件113，从而齿圈R2采取固定状态。此外，第二同步装置121的套筒121A和第三同步装置122的套筒122S都移动至图12的右侧，以致倒档从动齿轮119B和第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。这样形成两个动力传递路径：一个动力传递路径通过第一行星齿轮机构106、第一驱动轴104和倒档齿轮副119从输入轴2延伸至从动轴114；以及，一个动力传递路径通过第二行星齿轮机构108、第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116从第二泵马达109的转子轴109A延伸至从动轴114。

当保持该状态时，第一泵马达107的排量逐渐地增加。同时，与上述情况的前进档(前行)相比，第二泵马达109的排量沿着负向逐渐地增加。当车辆静止时，从动轴114不旋转，从而联接至从动轴114的第二泵马达109处于静止。另一方面，在第一行星齿轮机构106中，动力正从发动机1输入齿圈R1，同时联接至第一驱动轴104的托架C1被固定。因此，恒星齿轮S1和联接至恒星齿轮上的第一泵马达107正沿着与齿圈R2的旋转方向相反的方向旋转。

因此，如果第一泵马达107的扭矩能力逐渐增加，则第一泵马达107起泵的作用以产生油压。由于与第一泵马达107的操作相关联的反作用力作用于恒星齿轮S1上，作为输出元件的托架C1被提供有使托架C1沿与前行的情况一样的相同方向旋转的扭矩。该扭矩传递至第一驱动轴104。由于布置于第一驱动轴104和从动轴114之间的倒档齿轮副119包括空转齿轮119C，第一驱动轴104沿与前行的情况一样的相同方向的旋转导致从动轴114沿相反的方向旋转，以致车辆向后行进。

起泵作用的第一泵马达107产生的压力油从其吸入口107S供应至第二泵马达109的吸入口109S。由于第二泵马达109的排量设于如上所述的反侧，在压力油供应至吸入口109S的情况下第二泵马达109沿与前行的情况中的旋转方向相反的方向旋转，扭矩通过第二行星齿轮机构108、第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116传递至从动轴114。

此时，由于第二行星齿轮机构108的齿圈R2被固定，第二行星齿轮机构108起减速机构的作用，减速机构中托架C2充当如上所述在车辆启动时进行的操作中的输出元件。因此，输入至恒星齿轮S2的扭矩由第二行星齿轮机构108放大，然后通过第二反转齿轮副112、第二驱动轴105和第二档齿轮副116传递至从动轴114。亦即，从第二泵马达109输出的扭矩被放大，并然后传递至从动轴114。

因此，从发动机1输入的动力的一部分通过第一行星齿轮机构106和倒档齿轮副115传递至从动轴114，动力的另一部分转变能量形式为压力油的流动，然后传递至第二泵马达109，放大的扭矩从该泵马达传递至从动轴114。亦即，在反向行进时，与开始前行时相似，进行了所谓的机械动力传递和通过流体进行的动力传递，且在通过流体进行的动力传递的情况下扭矩被放大。结合了这些动力的动力传递至从动轴114。因此，与开始前行时相似，在后向行进启动需要大驱动力时，能够获得更大的传动扭矩。

然后，通过逐渐地增加第一泵马达107的排量，其转速逐渐地降低，通过流体进行的动力传递的比例相应地减小，以致变速比逐渐地降低至由倒档齿轮副119的传动比确定的变速比。亦即，变速比连续地变化。然后，当每个泵马达107、109的排量达到最大时，设定作为固定变速比的倒档。

如上所述，图12所示的变速器能够将四个前进档和一个倒档的变速比设为所谓的固定变速比，该固定变速比能够在不涉及流体传动的情况下设定，且还能够连续地设定固定变速比之间的变速比。因此，图12所示的变速器能够总体上在大范围的变速比内进行无级变速或连续变速。此外，由于变速器的主要部分具有所谓的双轴线构造，双轴线构造具有的两个轴线上布置有驱动轴104和105、从动轴114以及行星齿轮机构106和108、泵马达107和109以及其它旋转构件，总体上能够减小变速器的外径并总体上能够减小变速器的构造的尺寸。而且，行星齿轮机构106、108以及泵马达107、109相互邻近地布置，亦即如此地布置，使得两个机构或马达沿着轴线方向不相互错开。因此，能够减小变速器沿轴线方向的长度，总体上能够减小变速器的构造的尺寸。此外，由于能够在发动机1的旋转中心轴线的延伸部分上或者与其平行的轴线上输出动力，变速器特别是对于FR车辆而言能够形成优异的安装能力。

此外，当车辆开始沿前向或后向启动时，由启动同步装置111固定第二行星齿轮机构108的齿圈R2以使第二行星齿轮机构108起减速机构的作用，以致由第二泵马达109输出的扭矩在传递至从动轴114前被放大。因此，动力能够除了通过机械动力传递之外还通过流体进行的动力传递被传递至从动轴114，同时其中的扭矩被放大。由于启动同步装置111(即，车辆启动切换机构111)按照如上进行操作，因此车辆启动时的变速比甚至变得大于由第一档齿轮副115或倒档齿轮副119的大传动比确定的变速比。因此，启动车辆时的驱动扭矩能够形成得较大以达到从静止开始的优良加速度。

此外，当作为前进档的固定变速比中的任意一个在变速器中被设定时，泵马达107、109之一的排量设为零，并相应地锁定泵马达107、109中的另外一个。因此，当设定了固定变速比中的任意一个时，流体传动并不进行。亦即，能够在不进行能量转变的情况下传递动力，并且不特别需要能量来保持动力传递路径能够进行动力传递。因此，与现有技术相比能够更大地提高动力传递效率。

此外，图12示出的第六实施方式的构造示例中，每个泵马达107、109都具有所谓的单侧轴突结构，该结构中转子轴107A、109A只沿着其轴线在两个方向之一上突伸。因此，泵马达107、109能够具有简单构造，以致能够获得小尺寸和高可靠性。

接下来，将说明本发明的第七实施方式的构造示例。第七实施方式的构造示例是通过改变图12示出的上述第六实施方式的一部分构造而获得。因此，在以下说明中，将说明不同于图12示出的那些构造的各部分，而基本上与图12示出的那些构造相同的各部分将赋予与图12中一样的相同参考标记，并不再详细地进行说明。

图15示出的本发明的第七实施方式的构造示例中，图12示出的第六实施方式的构造示例中的第二反转齿轮副112和第二档齿轮副116由执行它们的功能的一个齿轮副代替。具体地，图15示出的示例中，图12示出的示例中的第二反转齿轮副112和第二档齿轮副116由执行它们的功能的第二反转齿轮副125代替。第二反转齿轮副125的构造基本上与图12中的第二反转齿轮副112的构造相同，亦即，第二反转齿轮副125的反转驱动齿轮125A安装至第二行星齿轮机构108的托架C2，而通过空转齿轮125B与反转驱动齿轮125A啮合的反转从动齿轮125C联接至第二驱动轴105。亦即，第二驱动轴105通过第二反转齿轮副125联接至托架C2。

因此，反转从动齿轮125C还充当第二档驱动齿轮125C，而空转齿轮125B还充当第二档从动齿轮125B。亦即，第二反转齿轮副125也充当第二档齿轮副125。此外，与第二反转齿轮副112相似，第二反转齿轮副125构成所谓的输出传动机构，其能够由使用摩擦轮的传动机构或者使用链、带等的卷绕式传动机构代替。

然后，与既充当图12示出的示例中的第二反转齿轮副112又充当其中的第二档齿轮副116的第二反转齿轮副125相关联，只有第四档驱动齿轮118A和反转从动齿轮125C按照从第二驱动轴105远端侧(图15的右侧)开始的次序安装于第二驱动轴105上。

此外，与充当图12示出的示例中的第二反转齿轮副112和第二档齿轮副116的第二反转齿轮副125相关联，改变了第二档齿轮副116、第四档齿轮副118和倒档齿轮副119的布置。具体地，改变了安装至第二驱动轴105的齿轮副的齿轮的布置次序，安装至第一驱动轴104的齿轮副的驱动齿轮的布置次序改变为这样的布置次序：从第一驱动轴104的远端侧(图15的右侧端)开始为倒档驱动齿轮119A、第一档驱动齿轮115A和第三档驱动齿轮117A。

因此，图15示出的第七实施方式的构造示例中，与其中第四驱动齿轮118A、第二档驱动齿轮116A和反转从动齿轮112C安装至第二驱动轴105相比，反转齿轮副的数目能够减少且中空结构的第二驱动轴105的整个长度能够缩短。因此，由第二驱动轴105和第一驱动轴104构成的双轴结构被简化，且变速器的尺寸和重量或者其成本能够降低。此外，由于反转齿轮副的数目减少，则齿轮啮合损失、变速器的摩擦损失等总体上能够降低，以致能够提高动力传递效率。

与第二档齿轮副125、第四档齿轮副118和倒档齿轮副119的布置的改变相关联，同步装置的布置也被改变。具体地，图15中，第一同步装置126邻近倒档从动齿轮119B布置。第二同步装置127布置于第一档从动齿轮115B和第三档从动齿轮117B之间，以及第三同步装置128布置于第四档从动齿轮118B和第二档从动齿轮125B之间。

同步装置126、127、128的构造与同步装置120、121、122的构造相同。因此，当其套筒126S移动至图15的左侧时，第一同步装置126将倒档从动齿轮119B联接至从动轴114。当套筒126S位于中间位置时，第一同步装置126采取空档状态，该空档状态中套筒126S不与倒档从动齿轮119B接合。当其套筒127S移动至图15的右侧时，第二同步装置127将第一档从动齿轮115B联接至从动轴114。当套筒127S移动至图15的左侧时，第二同步装置127将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。此外，当套筒127S位于中间位置时，套筒127S不与任一从动齿轮115B、117B接合，亦即，第二同步装置127采取空档状态。然后，当其套筒128S移动至图15的右侧时，第三同步装置128将第四档从动齿轮118B联接至从动轴114。当其套筒128S移动至图15的左侧时，第三同步装置128将第二档从动齿轮125B联接至从动轴114。此外，当套筒128S位于中间位置时，套筒128S不与任一从动齿轮125B、118B接合，亦即，第三同步装置128采取空档状态。

与上述第六实施方式的构造示例相似，图15示出的第七实施方式的构造示例也能够将四个前进档和一个倒档设为固定变速比。用于设定固定变速比以及其间的中间变速比的同步装置111、126、127、128的操作状态和泵马达107、109的操作状态集中地在图16中示出。图16中使用的指示符号的含义与上述图14中的那些相同。

图16中，第七实施方式的构造示例与第六实施方式的构造示例的不同之处首先在于，第六实施方式的构造示例中的第一同步装置120由第七实施方式的构造示例中的第二同步装置127代替。与第六实施方式的构造示例中的第一同步装置120相似，第二同步装置127为设于第一档从动齿轮115B和第三档从动齿轮117B之间的切换机构，其只是在名称上与第一同步装置不同，并且作为同步装置的操作状态与图14所示的相同。

进一步的差别在于用于设定第二档、第四档和倒档的同步装置。具体地，在第七实施方式的构造示例中，由设于第二档驱动齿轮125B和第四档驱动齿轮118B之间的第三同步装置128代替第六实施方式的构造示例中设于第四档从动齿轮118B和倒档驱动齿轮119B之间的第二同步装置121。而且，在第七实施方式的构造示例中，由邻近倒档从动齿轮119B设置的第三同步装置128代替第六实施方式的构造示例中邻近第二档从动齿轮116B设置的第二同步装置121。因此，图16中，与第三同步装置128和第一同步装置126对应的列示出的操作状态不同于图14中与第二同步装置121和第三同步装置122对应的列示出的操作状态，而图16的其它各列与图14的那些列相同。最终，在第七实施方式的构造示例和第六实施方式的构造示例之间，各从动齿轮相对于从动轴114的联接和释放状态是相同的。

因此，在具有图15示出的第七实施方式的构造示例的变速器中，操作泵马达107、109以按照基本上与图12示出的第六实施方式的构造示例的变速器中相同的方式设定变速比。因此，与泵马达107、109的操作相关的行星齿轮机构106、108的操作也与图12示出的第六实施方式的构造示例中的相同，因而将省略对用于设定图15示出的变速器中的变速比的说明。如同图12示出的第六实施方式的构造示例，图15示出的构造总体上能够减小尺寸，提高其车辆安装能力，提高从静止开始的加速度，并且能够提高动力传递效率。此外，每个泵马达107、109都具有所谓的单侧轴突结构，该结构中转子轴107A、109A沿着其轴线仅在两个方向之一上突伸。因此，能够简化构造、减小其尺寸且提高其可靠性。

接下来，将说明本发明第八实施方式的构造示例。通过在上述第七实施方式的构造示例中相互交换第二档齿轮副(第二反转齿轮副)125和第四档齿轮副118的位置获得第八实施方式的构造示例。具体地，在第七实施方式的构造示例中，由充当两个齿轮副的第二反转齿轮副125代替图12示出的第六实施方式的构造示例中的第二反转齿轮副112和第二档齿轮副116，而在第八实施方式的构造示例中，由充当两个齿轮副的单个反转齿轮副代替图12示出的第六实施方式的构造示例中的第二反转齿轮副112和第四档齿轮副118。换言之，通过在图15示出的第七实施方式的构造示例中相互交换第二档齿轮副(第二反转齿轮副)125和第四档齿轮副118的位置获得第八实施方式的构造示例。

因此，图15示出的第七实施方式的构造示例中，设于第二档从动齿轮125B和第四档从动齿轮118B之间的第三同步装置128的套筒128S的移动方向在轴向上(图15中的左右方向)与其在第八实施方式的构造示例中的移动方向相反。具体地，在图16的操作表中的第三同步装置128的列中的“左”和“右”分别用“右”和“左”代替，这种替换示出了用于根据第八实施方式的构造示例在变速器中设定变速比所进行的操作。

与按照第一和第七实施方式的构造示例的变速器相似，第八实施方式的构造示例能够总体上减小构造的尺寸、提高车辆安装能力以及提高从静止开始的加速度。而且，每个泵马达107、109都具有所谓的单侧轴突结构，该结构中转子轴107A、109A沿着其轴线仅在两个方向之一上突伸。因此，能够简化构造、减小其尺寸且提高其可靠性。

第八实施方式的构造示例的特征在于，当已经设定作为固定变速比的第四档时，发动机1的动力只通过第二行星齿轮机构108和第四档齿轮副118传递至从动轴114。因此，与通过第一行星齿轮机构106、第二驱动轴105和第四档齿轮副118将发动机1的动力传递至从动轴114的情况相比，能够减少在设定第四档时齿轮之间的啮合数，并能够提高在高速行进时的动力传递效率。

接下来，将说明本发明第九实施方式的构造示例。第九实施方式的构造示例是通过改变图12示出的一部分构造而获得。因此，在以下说明中，将说明不同于图12示出的那些构造的各部分，而基本上与图12示出的那些构造相同的各部分将赋予与图12中一样的相同参考标记，并不再详细地进行说明。

图12示出的第六实施方式的构造示例中的与第二行星齿轮机构108和第二泵马达109同轴地布置的启动同步装置111，在图17示出的本发明第九实施方式的构造示例中布置在与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107的轴线相同的轴线上。亦即，图17示出的示例中，对应于本发明的车辆启动切换机构的启动同步装置129与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107同轴地(亦即，与第一和第二驱动轴104、105同轴地)布置在第一行星齿轮机构106和第一泵马达107之间。

启动同步装置129构造为基本上与上述的启动同步装置111相同，其能够选择性地确立扭矩能在第一行星齿轮机构106的齿圈R1和发动机1之间传递的状态，并能够限制齿圈R1的旋转。亦即固定齿圈R1。具体地，与上述的启动同步装置111相似，启动同步装置129由例如同步联接机构(同步装置)、啮合离合器(齿式离合器)或摩擦型离合器组成。图12中示出的启动同步装置129由同步联接机构组成。启动同步装置129包括套筒129S，该套筒129S花键配合至与第一行星齿轮机构106的齿圈R1形成一体的毂。在套筒129S的两相对侧上，设有与固定构件113相结合的花键以及与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B相结合的花键。

亦即，与固定构件113相结合的花键布置于套筒129S的发动机侧(图17的左侧)，而与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B相结合的花键布置于套筒129S的第一行星齿轮机构106侧(图17的右侧)。因此，启动同步装置129构造如下。当套筒129S移动至图17的左侧时，启动同步装置129将第一行星齿轮机构106的齿圈R1联接至固定构件113，以限制齿圈R1的旋转，亦即固定齿圈R1。当套筒129S移动至图17的右侧时，启动同步装置129将第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B联接至齿圈R1。当套筒129S位于中间位置时，套筒129S既不与固定构件113接合也不与反转从动齿轮110B接合，亦即，启动同步装置129采取空档状态。

因此，图17示出的第九实施方式的构造示例中的第一行星齿轮机构106如此地构造，使得当启动同步装置129的套筒129S移动至图17的左侧以固定齿圈R1(亦即第一行星齿轮机构106的输入元件)时，第一行星齿轮机构106起减速机构的作用，如果第一泵马达107的输出扭矩输入恒星齿轮S1，则该减速机构放大恒星齿轮S1(亦即第一行星齿轮机构106的反作用力元件)的扭矩，并且从托架C1(亦即第一行星齿轮机构106的输出元件)输出扭矩。

与启动同步装置129布置得与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107同轴相关联，第一至第四档齿轮副115、116、117、118以及倒档齿轮副119的布置被改变。具体地，第二档驱动齿轮116A和第四档驱动齿轮118A按照从第一驱动轴104远端侧(图17的右侧)开始的次序安装于第一驱动轴104上。此外，倒档驱动齿轮119A、第一档驱动齿轮115A和第三档驱动齿轮117A以及第二反转齿轮副112的反转从动齿轮112C按照从第二驱动轴105远端侧(图17的右侧)开始的次序安装至第二驱动轴105。

与安装在驱动轴104、105上的齿轮副115、116、117、118、119的驱动齿轮115A、116A、117A、118A、119A的布置次序相对应，这些齿轮副的从动齿轮115B、116B、117B、118B、119B可自由旋转地安装至从动轴114并由从动轴114支撑。具体地，分别与驱动齿轮116A、118A、119A、115A、117A啮合的第二档从动齿轮116B、第四档从动齿轮118B、倒档从动齿轮119B、第一档从动齿轮115B、第三档从动齿轮117B按照从该从动轴114的远端侧(图17的右侧)开始的次序可自由旋转地安装至从动轴114。

与齿轮副115、116、117、118、119的布置的上述改变相关联，同步装置的布置被改变。具体地，图17中，第一同步装置130布置于第二从动齿轮116B和第四从动齿轮118B之间，第二同步装置131布置于倒档从动齿轮119B和第一档从动齿轮115B之间。而且，第三同步装置132邻近第三档从动齿轮117B布置。

同步装置130、131、132的构造与前述同步装置120、121、122的构造基本上相同。因此，第一同步装置130构造如下。亦即，当其套筒130S移动至图17的右侧时，第一同步装置130将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。当套筒130S移动至图17的左侧时，第一同步装置130将第四档从动齿轮118B联接至从动轴114。此外，当套筒130S位于中间位置时，套筒130S不与任一从动齿轮116B、118B接合，亦即，第一同步装置130采取空档状态。同样，当其套筒131S移动至图17的右侧时，第二同步装置131将倒档从动齿轮119B联接至从动轴114。当套筒131S移动至图17的左侧时，第二同步装置131将第一档从动齿轮115B联接至从动轴114。此外，当套筒131S位于中间位置时，套筒131S不与任一从动齿轮119B、115B接合，亦即，第二同步装置131采取空档状态。此外，当其套筒132S移动至图17的右侧时，第三同步装置132将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。当套筒132S位于中间位置时，第三同步装置132采取空档状态，该状态中套筒132S不与第三档从动齿轮117B接合。

图17示出的第九实施方式的构造示例中，也能够将四个前进档和一个倒档设为固定变速比，并能无级地或连续地设定固定变速比之间的变速比。当设定了固定变速比中的任何一个时，同步装置129、130、131、132如此地操作，使得对应于固定变速比的齿轮副能够在驱动轴104、105中相应的一个与从动轴114之间传递扭矩。通过操作同步装置129、130、131、132以设定固定变速比之间的中间变速比，使得设定相对于中间变速比的低档侧固定变速比和高档侧固定变速比的两个齿轮副能够在驱动轴104、105与从动轴114之间传递扭矩。此外，在车辆开始前进或倒退时，同步装置129、130、131、132如此地操作，使得第一档齿轮副115或者倒档齿轮副119能够相对于从动轴114传递扭矩。因此，同步装置129、130、131、132和泵马达107、109的操作状态能够集中地如图18所示。图18中使用的指示符号的含义与上述图14或者16中的那些相同。

因此，图17示出的第九实施方式的构造示例能够基本上与图12示出的第六实施方式的上述构造示例相同的方式操作，并能达到基本上相同的效果。此外，第九实施方式的该构造示例中，当设定作为固定变速比的第四档时，发动机1的动力只通过第一行星齿轮机构106和第一驱动轴104以及第四档齿轮副118传递至从动轴114。因此，例如，与发动机1的动力通过第二行星齿轮机构108、第二反转齿轮副112和第二驱动轴105以及第四档齿轮副118传递至从动轴114的构造相比，在第四档时齿轮的啮合数目能够减少，并且特别地在高速行进时动力传递效率能够提高。

接下来，将说明本发明第十实施方式的构造示例。第十实施方式的该构造示例是通过改变图12和17示出的上述构造的一部分而获得。因此，在以下说明中，将说明不同于图12和17示出的那些构造的各部分，而基本上与图12和17示出的那些构造相同的各部分将赋予与图12和17中一样的相同参考标记，并不再详细地进行说明。

图19示出的本发明第十实施方式的构造示例中，互相交换图17中示出的第九实施方式的构造示例中的固定构件113和第一反转齿轮副110的反转从动齿圈110B的位置，其中该反转从动齿圈110B能通过启动同步装置129连接至第一行星齿轮机构106的齿圈R1。亦即，图19示出的示例中，与第一反转齿轮副110的反转从动齿圈110B相结合的花键布置在对应于本发明车辆启动切换机构的启动同步装置133的套筒133S的发动机1侧(图19的左侧)，而与固定构件113相结合的花键布置套筒133S的第一行星齿轮机构106侧(图19的右侧)。因此，当套筒133S移动至图19的左侧时，启动同步装置133将第一反转齿轮副110的反转从动齿圈110B联接至齿圈R1。当套筒133S移动至图19的右侧时，启动同步装置133将第一行星齿轮机构106的齿圈R1联接至固定构件113以限制齿圈R1的旋转，亦即固定齿圈R1。此外，当套筒133S位于中间位置时，套筒133S既不与反转从动齿轮110B接合也不与固定元件113接合，亦即，启动同步装置133处于空档状态。

因此，图19示出的第十实施方式的构造示例中的第一行星齿轮机构106如此地构造，使得当启动同步装置133的套筒133S移动至图19的右侧以固定齿圈R1(亦即第一行星齿轮机构106的输入元件)时，第一行星齿轮机构106起减速机构的作用，如果第一泵马达107的输出扭矩输入恒星齿轮S1，则减速机构放大恒星齿轮S1(亦即第一行星齿轮机构106的反作用力元件)的扭矩，并且从托架C1(亦即第一行星齿轮机构106的输出元件)输出扭矩。

与反转从动齿轮110B和固定构件113的布置的改变相关联，第二行星齿轮机构108的布置也被改变。具体地，第二行星齿轮机构108布置在与驱动轴104、105和启动同步装置133的轴线平行的轴线上且径向向外地邻近启动同步装置133。亦即，两个行星齿轮机构106、108沿轴线的方向相互错开地布置。因此，与两个行星齿轮机构106、108沿轴线方向在相同位置上平行地布置的构造相比，变速器构造的沿径向的长度能够缩短，从而能够减小构造的尺寸。

此外，同步装置的布置被改变。具体地，图19中，第一同步装置134邻近第二档从动齿轮116B布置。第二同步装置135布置在第四档从动齿轮118B和倒档从动齿轮119B之间，而第三同步装置136布置在第一档从动齿轮115B和第三档从动齿轮117B之间。

同步装置134、135、136的构造与前述同步装置120、121、122或者前述同步装置130、131、132的构造基本上相同。因此，第一同步装置134的套筒134S移动至图19的左侧时，第一同步装置134将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。当套筒134S位于中间位置时，第一同步装置134采取空档状态，该空档状态中套筒134S不与第二从动齿轮116B接合。当第二同步装置135的套筒135S移动至图19的右侧时，第二同步装置135将第四从动齿轮118B联接至从动轴114。当套筒135S移动至图19的左侧时，第二同步装置135将倒档从动齿轮119B联接至从动轴114。此外，当套筒135S位于中间位置时，套筒135S不与任一从动齿轮118B、119B接合，亦即，第二同步装置135采取空档状态。当第三同步装置136的套筒136S移动至图19的右侧时，第三同步装置136将第一档从动齿轮115B联接至从动轴114。当套筒136S移动至图19的左侧时，第三同步装置136将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。此外，当套筒136S位于中间位置时，套筒136S不与任一从动齿轮115B、117B接合，亦即，第三同步装置136采取空档状态。

图19示出的第十实施方式的构造示例中，也能够将四个前进档和一个倒档设为固定变速比，并能无级地或连续地设定固定变速比之间的变速比。当设定了固定变速比中的任何一个时，同步装置133、134、135、136如此地操作，使得对应于固定变速比的齿轮副能够在驱动轴104、105中相应的一个与从动轴114之间传递扭矩。通过操作同步装置133、134、135、136以设定固定变速比之间的中间变速比，使得设定相对于中间变速比的低档侧固定变速比和高档侧固定变速比的两个齿轮副能够在驱动轴104、105与从动轴之间传递扭矩。此外，在车辆开始前进或倒退时，同步装置133、134、135、136如此地操作，使得第一档齿轮副115或者倒档齿轮副119能够相对于从动轴114传递扭矩。因此，同步装置133、134、135、136和泵马达107、109的操作状态能够集中地如图20所示。图20中使用的指示符号的含义与上述图14、16和18中的那些相同。

因此，图19示出的第十实施方式的构造示例能够基本上按照与图17示出的第九实施方式的上述构造示例相同的方式操作，并能达到基本上相同的效果。此外，第十实施方式的构造示例中，两个行星齿轮机构106、108沿轴线方向相互错开地布置。因此，与行星齿轮机构106、108沿轴线方向在相同位置上平行地布置的情况相比，用于容纳第二行星齿轮机构108的空间在朝向变速器的发动机1侧(图19的左侧)错开并且用于容纳第二行星齿轮机构108的空间靠近变速器的中部设置的情形，能够减少在变速器的外周部分的中部形成的所谓的隆起并能够提高变速器的车辆安装能力。

接下来，将说明本发明第十一实施方式的构造示例。第十一实施方式的构造示例是通过改变图12、15、17和19示出的上述构造的一部分而获得。因此，在以下说明中，将说明不同于图12、15、17和19示出的那些构造的各部分，而基本上与图12、15、17和19示出的那些构造相同的各部分将赋予与12、15、17和19中一样的相同参考标记，并不再详细地进行说明。

图21示出的本发明第十一实施方式的构造示例中，图19示出的第十实施方式的构造示例中的第二反转齿轮副112和第一档齿轮副115由执行它们的功能的一个齿轮副代替。具体地，图21示出的示例中，图19示出的示例中的第二反转齿轮副112和第一档齿轮副115由执行它们的功能的第二反转齿轮副137代替。第二反转齿轮副137的构造基本上与上述第二反转齿轮副112、125的构造相同，亦即，第二反转齿轮副137的反转驱动齿轮137A安装至第二行星齿轮机构108的托架C2，而通过空转齿轮137B与反转驱动齿轮137A啮合的反转从动齿轮137C联接至第二驱动轴105。亦即，第二驱动轴105通过第二反转齿轮副137联接至托架C2。

因此，反转从动齿轮137C还充当第一档驱动齿轮137C，而空转齿轮137B同样充当第一档从动齿轮137B。亦即，第二反转齿轮副137也充当第一档齿轮副137。此外，与第二反转齿轮副112、125相似，第二反转齿轮副137构成所谓的输出传动机构，其能够由使用摩擦轮的传动机构或者使用链、带等的卷绕式传动机构代替。

然后，与既充当图19示出的示例中的第二反转齿轮副112又充当第一档齿轮副115的第二反转齿轮副137相关联，倒档驱动齿轮119A、第三档驱动齿轮117A和反转从动齿轮137C按照从远端侧(图21的右侧)开始的次序安装于第二驱动轴105上。

与安装在驱动轴104、105上的齿轮副137、116、117、118、119的驱动齿轮137A、116A、117A、118A、119A的布置次序相对应，这些齿轮副的从动齿轮137B、116B、117B、118B、119B可自由旋转地安装至从动轴114并由从动轴114支撑。具体地，分别与驱动齿轮116A、118A、119A、17A啮合的第二档从动齿轮116B、第四档从动齿轮118B、倒档从动齿轮119B、第三档从动齿轮117B按照从该从动轴114的远端侧(图21的右侧)开始的次序可自由旋转地安装至从动轴114。

因此，图21示出的第十一实施方式的构造示例中，与反转驱动齿轮119A、第一档驱动齿轮115A、第三驱动齿轮117A和反转从动齿轮112C安装至第二驱动轴105的示例相比，反转齿轮副的数目能够减少且中空结构的第二驱动轴105的整个长度能够缩短。因此，由第二驱动轴105和第一驱动轴104构成的双轴结构能够被简化，且变速器的尺寸和重量或者其成本能够降低。此外，由于反转齿轮副的数目减少，则齿轮啮合损失、变速器的摩擦损失等总体上能够降低，以致能够提高动力传递效率。

与第一档齿轮副137和第三齿轮副117的布置的改变相关联，同步装置的布置也被改变。具体地，图21中，第一同步装置138邻近第二档从动齿轮116B布置。第二同步装置139布置于第四档从动齿轮118B和倒档从动齿轮119B之间。此外，第三同步装置140布置于第三档从动齿轮117B和第一档从动齿轮137B之间。

同步装置138、139、140的构造与同步装置120、121、122或者同步装置130、131、132的构造相同。因此，第一同步装置138的套筒138S移动至图21的左侧时，第一同步装置134将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。当套筒138S位于中间位置时，第一同步装置138采取空档状态，该空档状态中套筒138S不与第二从动齿轮116B接合。当第二同步装置139的套筒139S移动至图21的右侧时，第二同步装置139将第四从动齿轮118B联接至从动轴114。当套筒139S移动至图21的左侧时，第二同步装置139将倒档从动齿轮119B联接至从动轴114。此外，当套筒139S位于中间位置时，套筒135S不与任一从动齿轮118B、119B接合，亦即，第二同步装置139采取空档状态。然后，当第三同步装置140的套筒140S移动至图21的右侧时，第三同步装置140将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。当套筒140S移动至图21的左侧时，第三同步装置140将第一档从动齿轮137B联接至从动轴114。此外，当套筒140S位于中间位置时，套筒140S不与任一从动齿轮117B、137B接合，亦即，第三同步装置140采取空档状态。

图21示出的第十实施方式的构造示例中，也能够将四个前进档和一个倒档设为固定变速比，并能无级地或连续地设定固定变速比之间的变速比。当设定了固定变速比中的任何一个时，同步装置133、138、139、140如此地操作，使得对应于固定变速比的齿轮副能够在驱动轴104、105中相应的一个与从动轴114之间传递扭矩。通过操作同步装置133、138、139、140以设定固定变速比之间的中间变速比，使得设定相对于中间变速比的低档侧固定变速比和高档侧固定变速比的两个齿轮副能够在驱动轴104、105与从动轴之间传递扭矩。此外，在车辆开始前进或倒退时，同步装置133、138、139、140如此地操作，使得第一档齿轮副137或者第二档齿轮副或者倒档齿轮副119能够相对于从动轴114传递扭矩。因此，同步装置133、138、139、140和泵马达107、109的操作状态能够集中地如图22所示。图22中使用的指示符号的含义与上述图14、16、18和20中的那些相同。

因此，图21示出的第十一实施方式的构造示例能够基本上按照与图19示出的第十实施方式的上述构造示例相同的方式操作，并能达到基本上相同的效果。此外，第十一实施方式的该构造示例中，当设定作为固定变速比的第四档时，发动机1的动力只通过第一行星齿轮机构106和第一驱动轴104以及第四档齿轮副118传递至从动轴114。因此，例如，与发动机1的动力通过第二行星齿轮机构108、第二反转齿轮副112和第二驱动轴105以及第四档齿轮副118的构造相比，在第四档时齿轮的啮合数目能够减少，并且特别在高速行进时动力传递效率能够提高。

此外，两个行星齿轮机构106、108沿轴线方向相互错开地布置。因此，与行星齿轮机构106、108沿轴线方向在相同位置上平行地布置的情况相比，用于容纳第二行星齿轮机构108的空间在朝向变速器的发动机1侧(图21的左侧)错开并且用于容纳第二行星齿轮机构108的空间靠近变速器的中部设置的情形，能够减少在变速器的外周部分的中部形成的所谓的隆起并能够提高变速器的车辆安装能力。

接下来，将说明本发明第十二实施方式的构造示例。第十二实施方式的构造示例是通过改变图12、15、17、19和21示出的上述构造的一部分而获得。因此，在以下说明中，将说明不同于图12、15、17、19和21示出的那些构造的各部分，而基本上与图12、15、17、19和21示出的那些构造相同的各部分将赋予与12、15、17、19和21中一样的相同参考标记，并不再详细地进行说明。

图23示出的本发明第十二实施方式的构造示例中，用于设定倒档的倒档同步装置在未设启动同步装置的一侧设于行星齿轮机构和泵马达之间。具体地，图23示出的示例中，对应于本发明车辆启动切换机构的启动同步装置141与第一行星齿轮机构106和第一泵马达107同轴地布置(亦即，与第一和第二驱动轴104、105同轴地布置)，并位于第一行星齿轮机构106和第一泵马达107之间。此外，倒档同步装置142与第二行星轮机构108和第二泵马达109同轴地布置，并位于第二行星齿轮机构108和第二泵马达109之间。

基本上按照与启动同步装置111、129、133相同的方式构造的启动同步装置141包括套筒141S，套筒141S花键配合至与第一行星齿轮机构106的齿圈R1相结合的毂。在套筒141S的两个相对侧上设有与固定构件113相结合的花键以及与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B相结合的花键。

亦即，与固定构件113相结合的花键布置于套筒141S的发动机1侧(图23的左侧)，而与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B相结合的花键布置于套筒141S的第一行星齿轮机构106侧(图23的右侧)。因此，启动同步装置141构造如下。当套筒141S移动至图23的左侧时，启动同步装置141将第一行星齿轮机构106的齿圈R1联接至固定构件113，以限制齿圈R1的旋转，亦即固定齿圈R1。当套筒141S移动至图23的右侧时，启动同步装置141将第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110B联接至齿圈R1。当套筒141S位于中间位置时，套筒141S既不与固定构件113接合也不与反转从动齿轮110B接合，亦即，启动同步装置141采取空档状态。

倒档同步装置142包括花键配合至与第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2结合形成的毂的套筒142S。而且，与第二行星齿轮机构108的齿圈R2相结合的花键以及与第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C相结合的花键邻近套筒142S布置。

因此，当套筒142S移动至图23的右侧时，倒档同步装置142将第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2联接至第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C，并且还联接恒星齿轮S2和第二行星齿轮机构108的齿圈R2。当套筒142S位于中间位置时，套筒142S既不与反转从动齿轮110C接合也不与齿圈R2接合，亦即，倒档同步装置142采取空档状态。

与启动同步装置141和倒档齿轮副142的布置相关联，第一至第四档齿轮副115、116、117、118以及倒档齿轮副119的布置被改变。具体地，第二档驱动齿轮116A和第四档驱动齿轮118A按照从第一驱动轴104远端侧(图23的右侧)开始的次序安装于第一驱动轴104上。此外，第三档驱动齿轮117A以及代替并充当第一齿轮副的第二反转齿轮副143的反转从动齿轮143C按照从第二驱动轴105远端侧(图17的右侧)开始的次序安装至第二驱动轴105。

第二反转齿轮副143构造得基本上与图12和15示出的第二反转齿轮副112、125相同。亦即，第二反转齿轮副143的反转驱动齿轮143A安装至第二行星齿轮机构108的托架C2，而通过空转齿轮143B与反转驱动齿轮143A啮合的反转从动齿轮143C联接至第二驱动轴105。亦即，第二驱动轴105通过第二反转齿轮副143联接至托架C2。

反转齿轮副143也充当第一档齿轮副143。具体地，反转从动齿轮143C充当第一档驱动齿轮143C，而空转齿轮143B充当第二档从动齿轮143B。

与安装至驱动轴104、105的齿轮副116、117、118、119、143的驱动齿轮116A、117A、118A、119A、143A的布置次序相对应，从动齿轮116B、117B、118B、119B、143B可自由旋转地安装至从动轴114并由从动轴114支撑。具体地，分别与驱动齿轮116A、118A、117A啮合的第二档从动齿轮116B、第四档从动齿轮118B、第三档从动齿轮117B按照从该从动轴114的远端侧(图17的右侧)开始的次序可自由旋转地安装至从动轴114。

因此，图23示出的第十二实施方式的构造示例中，与例如倒档驱动齿轮119A、第一档驱动齿轮115A、第三档驱动齿轮117A和反转从动齿轮112C等安装至第二驱动轴105的示例相比，反转齿轮副的数目能够减少且中空结构的第二驱动轴105的整个长度能够缩短。因此，由第二驱动轴105和第一驱动轴104构成的双轴结构能够被简化，且变速器的尺寸和重量或者其成本能够降低。此外，由于反转齿轮副的数目减少，则齿轮啮合损失、变速器的摩擦损失等总体上能够降低，从而能够提高动力传递效率。

与齿轮副116、117、118的布置的改变相关联，同步装置的布置也被改变。具体地，图23中，第一同步装置144布置于第二档从动齿轮116B和第四档从动齿轮118B之间，而第二同步装置145布置于第三档从动齿轮117B和第二反转齿轮副143的空转齿轮143B(亦即，第一档从动齿轮143B)之间。

同步装置144、145的构造与上述同步装置的构造基本上相同。因此，当第一同步装置144的套筒144S移动至图23的右侧时，第一同步装置144将第二档从动齿轮116B联接至从动轴114。当套筒144S移动至图23的左侧时，第一同步装置144将第四档从动齿轮118B联接至从动轴114。此外，当套筒144S位于中间位置时，套筒144S不与任一从动齿轮116B、118B接合，亦即，第一同步装置144采取空档状态。当第二同步装置145的套筒145S移动至图23的右侧时，第二同步装置145将第三档从动齿轮117B联接至从动轴114。当套筒145S移动至图23的左侧时，第二同步装置145将空转齿轮143B(亦即第一档从动齿轮143B)联接至从动轴114。此外，当套筒145S位于中间位置时，套筒145S不与任一从动齿轮117B、143B接合，亦即，第二同步装置145采取空档状态。

图23示出的第十二实施方式的构造示例中，也能够设定作为固定变速比的四个前进档和一个倒档，并能无级地或连续地设定固定变速比之间的变速比。当要设定固定变速比中的任何一个时，同步装置141、142、144、145如此地操作，使得对应于固定变速比的齿轮副能够在驱动轴104、105中相应的一个与从动轴114之间传递扭矩。通过操作同步装置141、142、144、145以设定固定变速比之间的所谓的中间变速比，使得设定相对于中间变速比的低档侧固定变速比和高档侧固定变速比的两个齿轮副能够在驱动轴104、105与从动轴114之间传递扭矩。此外，在车辆开始前进或倒退时，同步装置141、142、144、145如此地操作，使得第一档齿轮副143或者第二档齿轮副116能够相对于从动轴114传递扭矩。因此，同步装置141、142、144、145和泵马达107、109的操作状态能够集中地如图24所示。图24中使用的指示符号的含义与上述图14、16、18、20和22中的那些相同。

图23示出的第十二实施方式的构造示例中，当要设定倒档时，启动同步装置141的套筒141S首先移动至图23的左侧，使得第一行星齿轮机构106的齿圈R1联接至固定构件113，亦即，固定齿圈R1。而且，倒档同步装置142的套筒142S移动至图23的右侧，使得第二行星齿轮机构108的恒星齿轮S2联接至第一反转齿轮副110的反转从动齿轮110C和第二行星齿轮机构108的齿圈R2。亦即，第二行星齿轮机构108的旋转元件(亦即，恒星齿轮S2、齿圈R2和托架C2)采取如此的状态，使得其作为一个单元一起旋转。

该状态期间，输入至输入轴2的发动机1的动力通过第一反转齿轮副110和第二行星齿轮机构108输入至第二泵马达109，其中第二行星齿轮机构108的旋转构件作为一个单元一起旋转。因此，在来自发动机1的动力的作用下，第二泵马达109沿着与发动机1的旋转方向相反的方向旋转，并起泵的作用以产生油压。然后，由充当泵的第二泵马达109产生的压力油从其喷出口109D供应至第一泵马达107的喷出口107D。结果，由于供应至喷出口107D的压力油的原因，第一泵马达107起泵的作用，并沿与前行的情况中的旋转方向相反的方向旋转，并且扭矩通过第一行星齿轮机构106、第一驱动轴104和第二档齿轮副116传递至从动轴114。

此时，由于第一行星齿轮机构106的齿圈R1由启动同步装置141固定，因此第一行星齿轮机构106起减速机构的作用，在该减速机构中托架充当输出元件。因此，输入至恒星齿轮S1的扭矩由第一行星齿轮机构106放大，然后通过第一驱动轴104和第二档齿轮副116传递至从动轴114。亦即，从第一泵马达107输出的扭矩被放大，然后传递至从动轴114。

因此，发动机1的动力使第二泵马达109起泵的作用，进而，由第二泵马达109产生的油压使第一泵马达107起马达的作用。由起马达的作用的第一泵马达107输出的并且方向与前行情况中的输出扭矩方向相反的扭矩由第一行星齿轮机构106放大，并然后传递至从动轴114。从而，车辆向后行进。

因此，图23示出的第十二实施方式的构造示例中，上述两个泵马达之一不必要为所谓的双向摆动型的，即，每个第一泵马达107和第二泵马达109能够构造为所谓的单向摆动型泵马达。因此，能够简化泵马达107、109的构造，或者能够简化其尺寸和重量。

尽管在上述示例中从动轴114用作输出轴，但是本发明也允许离开从动轴114单独设置输出轴，且动力从该从动轴114传递至输出轴并从变速器输出。该情况下，输出轴能够与驱动轴104、105同轴地布置。

Claims (17)

1.一种用于车辆的变速器，其具有

至少两个驱动轴，动力从动力源选择性地传递至所述驱动轴；

从动轴，动力从所述驱动轴传递至所述从动轴；

多个传动机构，所述多个传动机构布置于所述驱动轴和所述从动轴之间；以及

切换机构，所述切换机构使得动力能够通过所述传动机构选择性地在所述驱动轴与所述从动轴之间传递，所述变速器的特征在于，

所述驱动轴同心地布置且彼此配合而能够相对于彼此旋转，且所述驱动轴和所述从动轴布置于彼此平行的轴线上，

第一驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线之一相同的轴线上，所述第一驱动单元能够输出从所述动力源传递至所述驱动轴之一的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且能够改变输出至所述驱动轴之一的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例，

第二驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线中的另一个相同的轴线上，所述第二驱动单元能够输出从所述动力源传递至所述驱动轴中的另一个的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且能够改变输出至所述驱动轴中的另一个的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例，以及

所述第一驱动单元和第二驱动单元互相连接，从而能够互相传送和接收能量形式改变的动力。

2.如权利要求1所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述第一驱动单元和第二驱动单元中的每一个都包括通过三个元件执行差速操作的差速机构以及马达，所述三个元件为输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源传递至所述输入元件，所述输出元件将动力输出至所述驱动轴之一，所述马达受驱动而产生能量并被供应能量以输出动力，且其产生能量的能力与输出动力的能力是能够变化的，并且在所述第一驱动单元和第二驱动单元的每一个中，所述马达联接至所述反作用元件。

3.如权利要求2所述的用于车辆的变速器，其特征在于，进一步包括直接耦联切换机构和车辆启动控制设备，所述直接耦联切换机构选择性地直接耦联所述从动轴和与所述从动轴布置在相同轴线上的所述驱动单元之一的马达，所述车辆启动控制设备将所述直接耦联切换机构和所述切换机构中的另一个设成处于接合状态。

4.如权利要求3所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述切换机构中的所述另一个是下述两个传动机构中的任一个：允许通过多个传动机构中设定沿前行方向最大变速比的那个传动机构进行扭矩传递的传动机构，以及沿车辆反向行进方向传递动力的传动机构。

5.如权利要求3所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述传动机构包括第一档传动机构和另一前进档传动机构，当车辆沿前行方向启动时所述第一档传动机构传递动力，所述另一前进档传动机构的变速比小于所述第一档变速机构的变速比；并且

所述直接耦联切换结构能够将所述另一前进档传动机构切换至能够传递扭矩的状态，同时释放所述从动轴和与所述从动轴同轴地布置的所述驱动单元之一的所述马达之间的联接。

6.如权利要求5所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述另一前进档传动机构为这样的传动机构：其设定的变速比随后小于所述第一档传动机构的变速比。

7.如权利要求5所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述另一前进档传动机构为联接至所述驱动轴之一的另一传动机构，变速比随后小于所述第一档传动机构的变速比的第二档传动机构联接至所述驱动轴之一。

8.如权利要求1-7中任一项所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述传动机构包括至少一个传递动力以导致车辆反向行进的倒档传动机构，并且所述切换机构包括这样的机构：该机构选择性地使设于所述驱动轴之一与所述从动轴之间的一个传动机构和设于所述驱动轴中的另一个与所述从动轴之间的另一传动机构能够进行扭矩传递，并且该机构将所述一个传动机构和所述另一传动机构设为处于不传递扭矩的状态，并且由所述机构设为处于能够进行扭矩传递状态的所述传动机构包括所述倒档传动机构。

9.如权利要求1所述的用于车辆的变速器，其特征在于，

所述至少两个驱动轴包括第一驱动轴和第二驱动轴，

第一差速机构与所述第一驱动轴和所述第二驱动轴布置在相同轴线上，所述第一差速机构具有输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源输入至所述输入元件，所述输出元件联接至所述第一驱动轴，

第一马达联接至所述第一差速机构的所述反作用元件，所述第一马达能够回收能量及输出驱动力并且其能量回收能力和输出能力是能够变化的，

第二差速机构布置在与所述第一驱动轴和所述第二驱动轴平行的轴线上，所述第二差速机构具有输入元件、输出元件以及反作用元件，动力从所述动力源输入至所述输入元件，所述输出元件联接至所述第二驱动轴，

第二马达联接至所述第二差速机构的所述反作用元件，所述第二马达能够回收能量及输出驱动力并且其能量回收能力和输出能力是能够变化的，以及

设有车辆启动切换机构，所述车辆启动切换机构选择性地使所述动力源与所述第一差速机构和所述第二差速机构中的一个差速机构的输入元件之间的路径能够进行扭矩传递，并且通过将所述一个差速机构联接至固定构件来选择性地限制所述一个差速机构的所述输入元件的旋转。

10.如权利要求9所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述第一差速机构和所述第二差速机构中的一个差速机构如此地构造，使得如果动力从所述第一马达或第二马达输入至所述一个差速机构的所述反作用元件、同时所述一个差速机构的所述输入元件由所述车辆启动切换机构联接至所述固定构件以限制所述输入元件的旋转，则所述一个差速机构起减速机构的作用。

11.如权利要求9所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述第一差速机构和所述第二差速机构中的所述一个差速机构构造为单小齿轮型行星齿轮机构，其具有恒星齿轮、与所述恒星齿轮同心布置的齿圈以及保持与所述恒星齿轮和齿圈啮合的小齿轮的托架，所述齿圈形成接受从所述动力源输入的动力的所述一个差速机构的输入元件，所述托架形成联接至所述第一驱动轴或第二驱动轴的所述一个差速机构的输出元件，并且所述恒星齿轮形成联接至所述第一马达或第二马达的所述一个差速机构的反作用元件。

12.如权利要求9-11中任一项所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述传动机构包括多个能够设定多个用于车辆行进的变速比的机构，所述车辆启动切换机构如此地构造，使得当车辆启动需要增大驱动扭矩时，所述车辆启动切换机构使所述固定构件以及所述第一差速机构和所述第二差速机构中的所述一个差速机构的所述输入元件相互联接、并使所述一个差速机构的所述输入元件与所述动力源之间的路径处于不能传递扭矩的状态，而在不需要增大驱动扭矩时，所述车辆启动切换机构释放所述固定构件与所述一个差速机构的所述输入元件之间的联接且允许所述一个差速机构的所述输入元件旋转，并使所述一个差速机构的输入元件与所述动力源之间的路径处于能够传递扭矩的状态，或者使所述一个差速机构的所述输入元件处于所述一个差速机构的所述输入元件不与任何构件联接的状态。

13.如权利要求9-12中任一项所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述第一马达与所述第一差速机构和所述第一驱动轴以及所述第二驱动轴布置在相同的轴线上，而所述第二马达与所述第二差速机构布置在相同的轴线上并邻近所述第一马达的外侧径向向外地布置。

14.如权利要求2-13中任一项所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述马达包括排量可变的变容型流体压力泵马达，所述驱动单元中的所述变容型流体压力泵马达相互连接而能够互相传送和接收流体压力。

15.如权利要求14所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述变容型流体压力泵马达包括双向摆动型流体压力泵马达，其排量能够沿正向和反向改变。

16.如权利要求2-13中任一项所述的用于车辆的变速器，其特征在于，所述马达包括具有发电机功能和电动马达功能的电动发电机。

17.一种用于车辆的变速器，包括：

至少两个驱动轴，动力从动力源选择性地传递至所述驱动轴，所述驱动轴同心地布置且彼此配合而能够相对于彼此旋转；

从动轴，动力从所述驱动轴传递至所述从动轴，所述从动轴布置于与所述驱动轴的轴线平行的轴线上；

多个传动机构，所述多个传动机构布置于所述驱动轴和所述从动轴之间；

切换机构，所述切换机构使得动力能够通过所述传动机构选择性地在所述驱动轴与所述从动轴之间传递；

第一驱动单元，所述第一驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线之一相同的轴线上，所述第一驱动单元输出从所述动力源传递至所述驱动轴之一的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且改变输出至所述驱动轴之一的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例；以及

第二驱动单元，所述第二驱动单元布置在与所述驱动轴的轴线和所述从动轴的轴线中的另一个相同的轴线上，所述第二驱动单元输出从所述动力源传递至所述驱动轴中的另一个的一部分动力而在改变另一部分动力的能量形式之后输出所述另一部分动力，并且改变输出至所述驱动轴中的另一个的动力与在能量形式改变之后输出的动力之间的比例，并且，所述第二驱动单元连接至所述第一驱动单元，从而能够在所述第一驱动单元和所述第二驱动单元之间传送和接收能量形式改变的动力。

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