JP2006266493A - 変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】 動力損失が少なく、また無段変速が可能な変速機を提供する。
【解決手段】 各中間軸１７，１８毎に設けられ、動力と圧力流体との入力の状態に応じて容量が変化するポンプおよびモータに切り替わって動作することにより入力軸１から各中間軸１７，１８に対する動力の伝達状態を変更する可変容量型流体圧ポンプモータ２，３と、ポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータ２，３からの流体の吐出状態を制御してその出力トルクを制御し、またポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータ２，３から吐出させた流体を他の可変容量型流体圧ポンプモータ２，３に供給して該他の可変容量型流体圧ポンプモータ２，３をモータとして機能させる制御手段２０，２７，５０とを備えている変速機。
【選択図】 図１

Description

この発明は、複数の中間軸と、その中間軸に連結されたギヤ列などの所定の減速比もしくは増速比を備えた伝動機構と、その伝動機構を介してトルクの伝達される出力部材とを備え、入力部材からトルクを伝達する中間軸を適宜に変更することにより、所定の変速比（もしくは変速段）を設定するように構成された変速機に関し、特に変速比を連続的に変化させることのできる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、また設定することのできる変速機を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、入力部材からトルクの伝達される複数の中間軸と、各中間軸から出力部材に対して所定の減速比もしくは増速比でトルクを伝達する伝動機構とを備えた変速機において、各中間軸毎に設けられ、動力と圧力流体との入力の状態に応じて容量が変化するポンプおよびモータに切り替わって動作することにより前記入力部材から各中間軸に対する動力の伝達状態を変更する可変容量型流体圧ポンプモータと、ポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータからの流体の吐出状態を制御してその出力トルクを制御し、またポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータから吐出させた流体を他の可変容量型流体圧ポンプモータに供給して該他の可変容量型流体圧ポンプモータをモータとして機能させる制御手段とを備えていることを特徴するものである。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、各中間軸毎に設けられ、相互に差動作用を行う入力要素と反力要素と出力要素とを有する差動歯車機構を更に備え、前記入力要素に前記入力部材が連結されるとともに前記反力要素に前記可変容量型流体圧ポンプモータの出力軸がそれぞれ連結され、かつ前記出力要素に前記中間軸がそれぞれ連結されており、前記制御手段は、変速比を変更する際に、小さい変速比を設定するために前記反力要素に対してその回転を止める方向にトルクを作用させるいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、かつ該いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータから吐出した流体を、大きい変速比を設定するために他の所定の反力要素に対してトルクを出力する他の可変容量型流体圧ポンプモータに供給して該他の可変容量型流体圧ポンプモータをモータとして機能させる手段を含むことを特徴とする変速機である。

さらに、請求項３の発明は、請求項１または２の発明における前記制御手段が、いずれかの中間軸から前記伝動機構を介して出力部材にトルクを伝達してその伝動機構に応じた変速比を設定している状態で前記いずれかの中間軸に前記入力部材からトルクを伝達するように動作している可変容量型流体圧ポンプモータ以外の他の可変容量型流体圧ポンプモータを、該他の可変容量型流体圧ポンプモータに連結された中間軸に対して入力軸からのトルクが実質的に伝達されないようにポンプ容量を低下させる手段を含むことを特徴とする変速機である。

またさらに、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、いずれか一つの中間軸を介して前記出力部材にトルクを伝達することにより設定される変速比と、少なくとも二つの中間軸を介して前記出力部材にトルクを伝達することにより設定される変速比とのいずれかを、前記入力部材に連結された動力源の運転効率と、前記入力部材から出力部材に動力を伝達する動力伝達効率との両方の効率に基づいて選択する変速比選択手段を更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項５の発明は、上記の請求項１ないし４のいずれかの発明において、ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧を制御する吐出圧制御手段が更に設けられていることを特徴とする変速機である。

請求項６の発明は、請求項５の発明における前記吐出圧制御手段が、最高圧力を規制するカット弁を含むことを特徴とする変速機である。

一方、請求項７の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータから前記モータとして機能する前記他の可変容量型流体圧ポンプモータへの流体の流動を制御する制御弁が更に設けられていることを特徴とする変速機である。

さらに、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、前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出側の流体圧回路の異常を検出する異常検出手段と、その異常が検出された場合に前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量を低下させる解放制御手段とを更に備えていることを特徴とする変速機である。

そして、請求項９の発明は、請求項７の発明における前記吐出圧制御手段が、電気的な異常時に、前記吐出圧を最低圧に設定する状態に切り替わる弁を含み、前記制御弁が、電気的な異常の場合に、前記流体の流動を最も許容する状態に切り替わる弁を含むことを特徴とする変速機である。

請求項１０の発明は、請求項１の発明において、前記入力部材と前記いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータとが、前記いずれかの中間軸および伝動機構を挟んで、互いに反対側に配置され、かつ他の可変容量型流体圧ポンプモータが前記いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータの半径方向で外側に配置されていることを特徴とする変速機である。

請求項１１の発明は、請求項１の発明において、前記伝動機構を、前記中間軸と前記出力部材との間でトルクを伝達する状態と前記中間軸と前記出力部材との間でのトルク伝達を遮断する状態とに切り替える切換機構と、いずれかの伝動機構によりいずれかの中間軸と前記出力部材との間でトルクが伝達されている状態で、他の中間軸と前記出力部材との間に設けられている他の伝動機構をトルク伝達状態とトルク遮断状態とに選択して設定する選択手段とを更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項１２の発明は、請求項１の発明において、変速比を変更する際にいずれか一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を増大させるとともに、他のいずれかの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を減少させ、かつ一方可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させた後に他の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させる変速制御手段を更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項１３の発明は、請求項１の発明において、変速比を変更する際にいずれか一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を増大させるとともに、他のいずれかの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を減少させ、これらの容量の増大および減少を同時に実行する変速制御手段を更に備えていることを特徴とする変速機である。

請求項１４の発明は、請求項１２の発明において、前記変速制御手段は、前記一方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させている状態では、前記他方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を固定する手段を含むことを特徴とする変速機である。

請求項１の発明によれば、可変容量型流体圧ポンプモータは、そのポンプ容量を低下させて例えばゼロにすれば、いわゆる空回り状態となって反力が生じず、これに対してポンプ容量を増大させて圧力流体を吐出させれば、その吐出圧もしくは流量に応じて反力が生じ、その結果、トルクを伝達できる状態になり、したがっていずれかの可変容量型流体圧ポンプモータをポンプとして機能させてそのポンプ容量を大きくすることにより、その可変容量型流体圧ポンプモータに連結された中間軸およびこれに連結されている伝動機構を介して出力部材に対してトルクが伝達される。そして、この伝動機構を含むトルク伝達経路の全体での減速比もしくは増速比に応じた変速比が設定される。その状態から、出力部材に対して所定の伝動機構を介して連結されている他の中間軸についての他の可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量を次第に増大させ、同時に既に所定のポンプ容量に設定されている前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量を次第に低下させると、いずれか一方の可変容量型流体圧ポンプモータから他方の可変容量型流体圧ポンプモータに圧力流体が供給され、一方がポンプとして機能し、他方がモータとして機能する。具体的には、中間軸と出力部材との間の減速比もしくは増速比が変速の前後で相対的に小さい（すなわち高速側の）中間軸についての可変容量型流体圧ポンプモータがポンプとして機能し、これとは反対に減速比もしくは増速比が変速の前後で相対的に大きい（すなわち低速側の）中間軸についての可変容量型流体圧ポンプモータがモータとして機能する。

その結果、いずれかの伝動機構の減速比もしくは増速比によって決まる変速比と他の伝動機構の減速比もしくは増速比によって決まる変速比との間の変速比が、圧力流体の受け渡しによって設定され、その圧力流体の受け渡しの程度に応じて、そのいわゆる中間の変速比が設定されるので、変速機の全体としての変速比を連続的に変化させることができ、無段変速が可能になる。そして、圧力流体の受け渡しを伴わない変速比を設定している状態では、いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータをポンプとして機能させるとともに、その吐出圧を最大にして、圧力流体の吐出を制限すればよく、そのために特に動力を消費しないので、動力損失を殆ど生じることなく変速比を設定することができ、車両に使用した場合には車両の燃費を向上させることができる。また、その場合、流体の流動が殆どないので、発熱を低減でき、それに伴いオイルクーラーなどの冷却手段が削減可能になるとともに、流体の寿命を向上させることができる。

また、請求項２の発明によれば、可変容量型流体圧ポンプモータが、入力部材と出力部材との間のトルクの伝達を直接行わずに、ポンプ容量に応じた反力を生じることにより、あるいはモータとして機能して付加トルクを発生することにより、入力部材から中間軸に対するトルクの伝達を変化させるように作用する。そのため、ロータやピストンなどの可動側の部材に対する固定側の部材を固定しておくことができるので、差動ポンプなどの特殊な構造のもの以外に一般的な構造のものを使用でき、変速機を全体として低廉化することができる。また、可変容量型流体圧ポンプモータで受け持つトルクが、出力部材に伝達するべきトルクに対して小さくなるので、可変容量型流体圧ポンプモータを低圧型で小型・低コストのものとすることができる。そして、複数の可変容量型流体圧ポンプモータをその半径方向に並べて配置できるので、変速機の全体としての長さの短縮化を図ることができる。

さらに、請求項３の発明によれば、いわゆるトルクの伝達に関与していない可変容量型流体圧ポンプモータもしくは変速比の設定に関与していない可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量を小さくするので、その可変容量型流体圧ポンプモータはいわゆる空回り状態あるいは流体を吸入・吐出しない状態となり、その結果、トルクの伝達に関与しない可変容量型流体圧ポンプモータでの引き摺りトルクを低減し、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることができる。

またさらに、請求項４の発明では、前述した圧力流体のいわゆる受け渡しを伴って設定される変速比と圧力流体の受け渡しを伴わないで設定される変速比とを選択できることに鑑み、そのいずれかでの動力伝達効率と、入力部材に動力を入力する動力源の運転効率との両方の効率に基づく変速機の全体としての効率に基づいて変速比が選択される。そのため、変速機を車両に搭載している場合には、車両の燃費を向上させることができる。

一方、請求項５の発明によれば、ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧を制御することにより、その可変容量型流体圧ポンプモータの軸トルクが変化し、それに伴って入力部材から中間軸、さらには出力部材に伝達されるトルクを制御でき、そのため出力部材のトルクの変化を圧力制御によって実行し、車両においてはスムースな発進や加速を行うことができる。

また、請求項６の発明によれば、ポンプ容量を増大させるとともに吐出圧を高くすることにより可変容量型流体圧ポンプモータの軸トルクが大きくなるが、その吐出圧を規制するので、吐出圧が過剰に高くなることを回避して効率や耐久性を向上させ、また小型・軽量化や低コスト化を図ることができ、さらにはポンプ容量を制御できない場合に吐出圧を変更して軸トルクを制御することが可能になる。

また一方、請求項７の発明によれば、ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧とモータとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータとが、圧力流体の受け渡しを行うように連通されているが、その圧力流体の流動を制御弁によって制御できるので、流体の受け渡しを行わないで設定する変速比の場合に、いわゆるトルクの伝達に関与しない可変容量型流体圧ポンプモータに対して高圧の流体を供給したり、それに伴って該可変容量型流体圧ポンプモータを不必要に回転させるなどの事態を回避でき、その結果、動力損失を防止もしくは抑制することができる。また、この制御弁はいわゆる吐出圧の制御機能をも果たすので、ポンプ容量の制御不能などの異常時に、可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧の制御によって軸トルクを生じさせ、それに伴って出力部材へのトルクの伝達が可能になるので、車両においては異常時のいわゆる退避走行が可能になる。

さらに、請求項８の発明によれば、異常が生じた場合、ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧が低下させられ、それに伴ってその軸トルクが低下するから、入力部材と出力部材との間の伝達トルクが低下し、その結果、入力部材側の動力源と出力部材とがいわゆる遮断された状態になって、エンジンブレーキなどによる制動力が急激に作用するなどの事態を回避することができる。

そして、請求項９の発明によれば、電気的な異常時に、ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータおよびモータとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータのいずれもが、流体を加圧しないいわゆる空回り状態となるので、入力部材と出力部材との間の伝達トルクが殆どなくなり、その結果、エンジンブレーキなどによる制動力が急激に作用するなどの事態を回避し、いわゆるフェールセーフを確立できる。

請求項１０の発明によれば、入力部材に対して、各可変容量型流体圧ポンプモータが、中間軸や伝動機構を挟んだ反対側に配置されることになる。これら可変容量型流体圧ポンプや中間軸および伝動機構は、所定のハウジングの内部に収容されるのが一般的であり、前記可変容量型流体圧ポンプモータはそのハウジングの端部側もしくはハウジングにおける入力部材とは反対側の端部に取り付けられるカバー側に配置されることになる。そのため、ハウジングの端部やカバーによって可変容量型流体圧ポンプモータの保持部もしくは収容部を確保できるとともに、可変容量型流体圧ポンプモータについての油路を、これらのハウジングの端部やカバーに形成することができる。その結果、高圧油路のユニット化が可能になり、変速機の全体としての構成を小型軽量化し、また高効率で信頼性の高い変速機を得ることができる。

請求項１１の発明によれば、いわゆる他の中間軸は、入力部材に連結されていないから、該他の中間軸に設けられている伝動機構を介して出力部材にトルク伝達可能に連結することができる。すなわち、変速に備えた状態を設定することができる。選択手段は、このようなトルク伝達状態を選択せずに、トルク伝達を遮断した状態を選択することが可能であり、そのように制御することにより、前記他の中間軸を介した出力部材と可変容量型流体圧ポンプモータとの連結が解除されるので、該可変容量型流体圧ポンプモータを供回りさせることが回避される。すなわち、可変容量型流体圧ポンプモータを不必要に回転させることに伴う動力損失を防止することができる。

請求項１２の発明によれば、いずれか一方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を低下させ、また他の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を増大させて変速を実行する場合、例えば前記他方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変速後の状態まで増大させた後に、前記一方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を低下させるから、変速制御が容易になるとともに、変速過渡時における各可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧を相対的に低下させることができ、その結果、可変容量型流体圧ポンプモータが動作することによる動力損失を低減でき、ひいては車両においては燃費を向上させることができる。

請求項１３の発明によれば、変速に関与する可変容量型流体圧ポンプモータの容量を同時に変化させるから、変速応答性を向上させることができ、また流体圧の変化が相対的に小さくなるので、制御の安定性を向上させることができる。

請求項１４の発明によれば、請求項１２の発明でいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させている際には他の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を固定するので、制御性や制御の安定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、入力部材１が二つの可変容量型流体圧ポンプモータ２，３に連結されている。この入力部材１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可変容量型流体圧ポンプモータ２，３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１を入力軸１と記す。

可変容量型流体圧ポンプモータ２，３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、斜板ポンプやラジアルピストンポンプあるいはベーンポンプなどのポンプ容量を連続的に変えることができ、またポンプとしての吐出側から圧力流体を強制的に供給することにより、軸トルクを発生するモータとしても機能する装置である。したがって、斜板の傾斜角度を変更し、あるいはロータのハウジングに対する偏心量を変更するためのアクチュエータ（図示せず）を備えている。さらに、可変容量型流体圧ポンプモータ２，３は、ポンプとして機能している際にその吐出圧を高くするべく流体を閉じ込めることにより、斜板やロータなどの回転部材に連結されている軸の回転を規制し、その軸にトルクが入力されている場合には、その入力トルクに対抗する反力トルクを生じるように構成されている。以下の説明では、可変容量型流体圧ポンプモータを、単にオイルポンプと記す。

図１に示すオイルポンプ２，３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１が連結された入力側の部材は、円筒状を成すハウジング４であり、そのハウジング４の内部に、出力側の部材である二つのロータ６，７が、同一軸線上で軸線方向に並んで配列されている。斜板ポンプの場合には、そのロータ６，７が角度の変更可能な斜板であって、プランジャなどの一回転する間に往復動して流体を吸入・加圧する部材が保持されている。また、ラジアルピストンポンプやベーンポンプの場合には、公転軌道円の偏心量を変更可能なロータ６，７にピストンあるいはベーンが保持されている。

したがって、各オイルポンプ２，３は、入力側回転部材であるハウジング４と出力側回転部材であるロータ６，７とが相対回転することにより、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、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、ポンプとしての動作が制限もしくは阻止される。その結果、ハウジング４とロータ６，７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４とロータ６，７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。

さらに、各オイルポンプ２，３の吐出口同士が連通されている。したがって、各オイルポンプ２，３のポンプ容量をゼロより大きい容量に設定した状態で、一方のオイルポンプ２（もしくは３）をポンプとして機能させ、その吐出した圧力流体である圧油を他方のオイルポンプ３（もしくは２）に供給することにより、該他方のオイルポンプ３（もしくは２）がモータとして機能するようになっている。また、ポンプ容量をゼロとした場合には、オイルの給排が生じず、あるいは圧油を供給しても回転しないので、オイルポンプ２，３を通過するオイルの流通が生じない。そのため、一方のオイルポンプ２（もしくは３）をポンプとして機能させ、かつ他方のオイルポンプ３（もしくは２）のポンプ容量をゼロとすると、前記一方のオイルポンプ２（もしくは３）から他方のオイルポンプ３（もしくは２）を介したオイルの吐出が規制される。すなわち、オイルを吐出できなくなり、いわゆるオイルの閉じ込みが成立する。

各オイルポンプ２，３から後述する伝動機構にトルクを伝達する中間軸１７，１８が設けられている。すなわち、一方のオイルポンプ（入力軸１側、もしくは図２の左側のオイルポンプ）２におけるロータ６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）１７が一体化して設けられており、その第１中間軸１７は、他方のオイルポンプ（入力軸１とは反対側、もしくは図２の右側のオイルポンプ）３におけるロータ７を貫通して、入力軸１と同一軸線上でかつ入力軸１とは反対方向に延び、ハウジング４の外部に突出している。この第１中間軸１７の外周側に他の中間軸（以下、仮に第２中間軸と記す）１８が相対回転自在に嵌合されている。すなわち、第２中間軸１８は中空軸であって、オイルポンプ３におけるロータ７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１８は、第１中間軸１７と同様に、入力軸１と同一軸線上でかつ入力軸１とは反対方向に延び、ハウジング４の外部に突出している。

なお、これらの中間軸１７，１８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、前記吸入口や吐出口は、各中間軸１７，１８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２，３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２に示すように、各オイルポンプ２，３の前記吐出口同士が、吐出油路１９によって連通されている。したがってこの吐出油路１９は、モータとして機能するオイルポンプに対して吸入油路となっている。この吐出油路１９の途中には、この発明における制御弁に相当するオン・オフ弁２０が介装されている。このオン・オフ弁２０は、吐出油路１９を開閉して各オイルポンプ２，３の吐出口同士を連通させ、また遮断するバルブであって、リターンスプリング２１の弾性力に対抗するように制御圧（制御信号）を加えることによりオン状態となり、吐出油路１９を閉じるように構成されている。すなわち、制御圧（制御信号）が作用していないオフ状態では、吐出油路１９の遮断を解くいわゆるノーマルオープンタイプのバルブである。

上記の制御圧（制御信号）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。この制御圧（制御信号）を制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２７が設けられている。この電子制御装置２７は、マ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。その制御信号は、例えば上記の各オイルポンプ２，３のポンプ容量を変更する制御信号やオン・オフ弁２０を開閉動作させる制御信号などである。

一方、各オイルポンプ２，３の吸入口には、各オイルポンプ２，３毎に吸入油路２８が連通した状態で設けられており、その各吸入油路２８がオイルパンなどのオイル溜め部３０に連通されている。

この発明に係る変速機は、上記の入力軸１からオイルポンプ２，３を介して伝達されたトルクをギヤ列などの伝動機構を介して出力するように構成されている。その伝動機構の一例を説明すると、図１に示すように、各中間軸１７，１８と平行に出力軸３２と副軸３３とが配置されている。前記第１中間軸１７は第２中間軸１８の先端側（図１の右側）に突出しており、その第１中間軸１７の先端部側から基端部側に順に、第１速ギヤ対３４、第３速ギヤ対３５、第５速ギヤ対３６が設けられている。また、第２中間軸１８の先端部側から基端部側に順に、第２速ギヤ対３７、第４速ギヤ対３８が設けられている。なお、第１速ギヤ対３４、第２速ギヤ対３７、第３速ギヤ対３５、第４速ギヤ対３８ならびに第５速ギヤ対３６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３４Ａと第３速駆動ギヤ３５Ａとが互いに隣接して第１中間軸１７に取り付けられており、その第１速駆動ギヤ３４Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ３４Ｂと第３速駆動ギヤ３５Ａに噛み合っている第３速従動ギヤ３５Ｂとが、互いに隣接した状態で、出力軸３２に回転自在に嵌合されている。これらの従動ギヤ３４Ｂ，３５Ｂを出力軸３２に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ３４Ｂ，３５Ｂ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）３９によって構成されており、出力軸３２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３４Ｂ，３５Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸３２に対して各従動ギヤ３４Ｂ，３５Ｂを選択的に連結するようなっている。

第１中間軸１７には、前記第３速駆動ギヤ３５Ａに隣接して第５速駆動ギヤ３６Ａが取り付けられており、この第５速駆動ギヤ３６Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ３６Ｂが、副軸３３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１７の外周側に位置する第２中間軸１８の先端部側から順に、第２速駆動ギヤ３７Ａと第４速駆動ギヤ３８Ａとが取り付けられており、その第２速駆動ギヤ３７Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ３７Ｂと第４速駆動ギヤ３８Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ３８Ｂとが、互いに隣接した状態で、出力軸３２に回転自在に嵌合されている。これらの従動ギヤ３７Ｂ，３８Ｂを出力軸３２に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ３７Ｂ，３８Ｂ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）４０によって構成されており、出力軸３２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３７Ｂ，３８Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸３２に対して各従動ギヤ３７Ｂ，３８Ｂ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３７Ａの外周側には、この第２速駆動ギヤ３７Ａに噛み合っているアイドルギヤ４１が配置されており、このアイドルギヤ４１に噛み合っているリバース従動ギヤ４２Ｂが副軸３３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４２Ｂと前記第５速従動ギヤ３６Ｂとは、副軸３３上で互いに隣接しており、これらの従動ギヤ３６Ｂ，４２Ｂを副軸３３に対して選択的に連結するクラッチ機構が、各従動ギヤ３６Ｂ，４２Ｂ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）４３によって構成されており、副軸３３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３６Ｂ，４２Ｂにスプライン嵌合させることにより、出力軸３２に対して各従動ギヤ３６Ｂ，４２Ｂ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３７Ａ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３３と出力軸３２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１に示す例では、アイドルギヤ４４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３３と出力軸３２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３９，４０，４３（以下、仮に第１シンクロ３９、第２シンクロ４０、第３シンクロ４３と記す）は、この発明における切換機構に相当し、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３２もしくは副軸３３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（それぞれ図示せず）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２７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。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図３は、各変速段を設定する際の各オイルポンプ２，３、および各シンクロ３９，４０，４３の動作状態をまとめて示す図表であって、この図３における各オイルポンプ２，３についての「ＯＦＦ」は、ポンプ容量を実質的にゼロとし、前記ハウジング４とロータ６，７もしくは中間軸１７，１８との間でトルクの伝達が生じない状態を示し、「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ハウジング４とロータ６，７もしくは中間軸１７，１８との間でのトルク伝達を生じさせている状態を示している。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２，３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は軸トルクを発生し、対応する中間軸１７，１８に駆動トルクを伝達している。

そして、各シンクロについての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ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２，３が「ＯＦＦ」状態とされ、また各シンクロ３９，４０，４３のスリーブが中央位置に設定され、いずれのギヤ対も出力軸３２もしくは副軸３３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２，３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、入力軸１からハウジング４にトルクが伝達されても、ロータ６，７あるいは中間軸１７，１８にはトルクが伝達されない。したがって、各オイルポンプ２，３ではオイルの吸入や吐出が生じない。その場合、オン・オフ弁２０は、オン状態とオフ状態とのいずれであってもよい。

車両が発進する場合、先ず、第１シンクロ３９のスリーブが図１の右側に移動させられて第１速従動ギヤ３４Ｂが出力軸３２に連結され、第１中間軸１７と出力軸３２とが第１速ギヤ対３４を介して連結される。その状態で、第１中間軸１７に連結されているオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させて油圧を発生させ、またその吐出圧を次第に高くして最終的には「ＬＯＣＫ」状態に制御する。すなわち、そのオイルポンプ２のポンプ容量を所定値に設定した状態で、前記オン・オフ弁２０をオン状態にして吐出油路１９を閉じる。

その結果、油圧を発生するために要するトルクが、ハウジング４とロータ６との相対回転を制限する反力トルクとなるので、ハウジング４からロータ６およびこれに連結されている中間軸１７にトルクが伝達される。そして、そのトルクが第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２に伝達されるから、車両の駆動トルクが滑らかに増大し、滑らかな発進をおこなうことができる。

その場合、第２シンクロ４０および第３シンクロ４３は、ニュートラル状態に制御されている。したがって、第１速ギヤ対３４以外のギヤ対および第２中間軸１８が連結されている他のオイルポンプ３が、出力軸３２に対して連結されていないので、車両の発進に伴って出力軸３２が回転しても、当該他のオイルポンプ３や第１速ギヤ対３４以外のギヤ対が回転することがない。その結果、発進の際の動力が、変速段の設定に直接関与しない回転部材あるいは発進のためのトルクの伝達に直接関与しない回転部材を回転させることに消費されることや、当該他のオイルポンプ３でオイルを吸入・吐出することに消費されることを回避できる。そのため、いわゆる引き摺り損失を抑制して動力性能を向上させ、また車両の全体としての燃費を向上させることができる。このようにシンクロをニュートラル状態と後述する待機状態とに選択的に設定する手段がこの発明の選択手段に相当する。

第１中間軸１７が連結されているオイルポンプ２の吐出圧を高くしてその吐出流量を最大限制限した「ＬＯＣＫ」状態となると、そのオイルポンプ２および第１中間軸１７ならびに第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２にトルクが伝達され、第１速の変速段（変速比）が設定される。第１速からの変速は、アップシフトのみであるから、第２速ギヤ対３７を出力軸３２に連結し、アップシフト待機状態とする。すなわち、第２シンクロ４０のスリーブを図１の右側に移動させて、第２速従動ギヤ３７Ｂを出力軸３２に連結する。その場合、第２中間軸１８が連結されているオイルポンプ３は、ポンプ容量が実質的にゼロとなるいわゆる「ＯＦＦ」状態であってトルクを伝達していないので、いわゆる二重係合によるロック状態が生じることはない。

第１速における上記のアップシフト待機状態では、トルクを伝達している一方のオイルポンプ２が「ＬＯＣＫ」状態となっていてハウジング４とロータ６との回転数差はほぼゼロであるが、他方のオイルポンプ３におけるロータ７が、出力軸３２およびこれに第２速ギヤ対３７を介して連結されている中間軸１８側から入力されるトルクによって回転させられているため、その回転数差が生じている。この状態から、第２速側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させると、このオイルポンプ３がポンプとして機能し、圧油を吐出する。この状態が図３に「油圧発生」と記載している状態である。

したがって、第２速側のオイルポンプ３のポンプ容量を増大させた状態で、もしくはポンプ容量を増大させつつ、オン・オフ弁２０をオフ状態にして各オイルポンプ２，３を連通させると、第２速側のオイルポンプ３から第１速側のオイルポンプ２に圧油が供給され、この第１速側のオイルポンプ２が油圧モータとして機能する。すなわち、供給された圧油に応じたトルクを中間軸１７に生じさせる。図３に「油圧回収」と記載してある状態である。

これが第１速と第２速との間の変速過渡状態（あるいは中間段の状態）であり、出力軸３２に対しては、各中間軸１７，１８および第１速ギヤ対３４および第２速ギヤ対３７を介してトルクが伝達され、その変速比は、第１速の変速比と第２速の変速比との中間の値になり、かつ第２速側のオイルポンプ３のポンプ容量の増大に伴って変速比が次第に小さくなる。すなわち、変速比が連続的に変化し、無段変速状態となる。このように、第２速側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させるとともに、第１速側のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に減少させ、そしてオン・オフ弁２０によって第２速側のオイルポンプ３の圧油の吐出を制限すると、この第２速側のオイルポンプ３が「ＬＯＣＫ」状態となるとともに、第１速側のオイルポンプ２が「ＯＦＦ」状態となり、第２速が設定される。

このようにして設定される第２速では、モータとして機能していたオイルポンプ２のトルク容量が実質的にゼロに設定されていわゆる空回り状態となり、また第２速側のオイルポンプ３の吐出する圧油が供給されないので、第１速側（すなわち第１中間軸１７側）のオイルポンプ２が、第１中間軸１７と共に回転するとしても、いわゆる引き摺りトルクが殆ど生じず、動力損失が防止もしくは抑制される。この状況は、第１速などの他の変速段、すなわちいずれか一つのギヤ対を介してトルクを伝達して設定されている変速比でも同様である。

ここで、各ギヤ対によって決まる変速比同士の間の値となる変速比における出力トルクＴoおよびモータとして機能するオイルポンプ側の油圧回路の圧力Ｐを、第１速と第２速との間の変速比を例に採って説明すると、その出力トルクＴoは、
Ｔo≒（κ1・ｑ1＋κ2・ｑ2）／（ｑ1＋ｑ2）×Ｔin
であり、また前記油圧回路の圧力Ｐは、
Ｐ≒２π／（ｑ1＋ｑ2）×Ｔin
である。ここで、κ1は第１速ギヤ対３４のギヤ比、ｑ1は第１中間軸１７側の油圧ポンプ２の１回転当たりのオイルの吐出量、κ2は第２速ギヤ対３７のギヤ比、ｑ2は第２中間軸１８側の油圧ポンプ３の１回転当たりのオイルの吐出量、Ｔinは入力軸１への入力トルクである。

第２速から第３速へのアップシフトや第２速から第１速へのダウンシフトは、上述した変速の場合と実質的に同様にして実行され、要は、いずれかのシンクロを、目的とする変速段のギヤ対側に移動させておき、その状態で、トルクを伝達するオイルポンプ２，３を上述のようにして切り替えることにより実行される。これを簡単に説明すると、第２速から第１速へのダウンシフトは、第１シンクロ３９におけるスリーブを図１の右側に移動させて第１速ギヤ対３４を出力軸３２に連結した状態で、第２速側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第１速側のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第２速側のオイルポンプ３がポンプとして機能し、低速段側を設定する第１速側のオイルポンプ２がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第１速ギヤ対３４で決まる変速比と第２速ギヤ対３７で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。

第２速から第３速へのアップシフトは、第２速が設定されている状態で第１シンクロ３９におけるスリーブを図１の左側に移動させて第３速ギヤ対３５を出力軸３２に連結した状態で、第２速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第３速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第２速側のオイルポンプ３がポンプとして機能し、低速段側を設定する第３速側のオイルポンプ２がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第２速ギヤ対３７で決まる変速比と第３速ギヤ対３５で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。そして、第３速は、第１中間軸１７側のオイルポンプ２を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ第２中間軸１８側のオイルポンプ３を「ＯＦＦ」状態とすることにより設定される。

第３速から第２速へのダウンシフトは、第２シンクロ４０におけるスリーブを図１の右側に移動させて第２速ギヤ対３７を出力軸３２に連結した状態で、第３速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第２速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第３速側のオイルポンプ２がポンプとして機能し、低速段側を設定する第２速側のオイルポンプ３がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第３速ギヤ対３５で決まる変速比と第２速ギヤ対３７で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。

第３速から第４速へのアップシフトは、第３速が設定されている状態で第２シンクロ４０におけるスリーブを図１の左側に移動させて第４速ギヤ対３８を出力軸３２に連結した状態で、第３速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第４速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第４速側のオイルポンプ３がポンプとして機能し、低速段側を設定する第３速側のオイルポンプ２がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第３速ギヤ対３５で決まる変速比と第４速ギヤ対３８で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。そして、第４速は、第２中間軸１８側のオイルポンプ３を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ第１中間軸１７側のオイルポンプ２を「ＯＦＦ」状態とすることにより設定される。

第４速から第３速へのダウンシフトは、第１シンクロ３９におけるスリーブを図１の左側に移動させて第３速ギヤ対３５を出力軸３２に連結した状態で、第４速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第３速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第４速側のオイルポンプ３がポンプとして機能し、低速段側を設定する第３速側のオイルポンプ２がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第４速ギヤ対３８で決まる変速比と第３速ギヤ対３５で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。

第４速から第５速へのアップシフトは、第４速が設定されている状態で第３シンクロ４３におけるスリーブを図１の右側に移動させて第５速ギヤ対３６を副軸３３に連結した状態で、第４速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第５速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第５速側のオイルポンプ２がポンプとして機能し、低速段側を設定する第４速側のオイルポンプ３がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第４速ギヤ対３８で決まる変速比と第５速ギヤ対３６で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。そして、第５速は、第１中間軸１７側のオイルポンプ２を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ第２中間軸１８側のオイルポンプ３を「ＯＦＦ」状態とすることにより設定される。

第５速から第４速へのダウンシフトは、第２シンクロ４０におけるスリーブを図１の左側に移動させて第４速ギヤ対３８を出力軸３２に連結した状態で、第５速側（第１中間軸１７側）のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に低下させ、かつ第４速側（第２中間軸１８側）のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させる。その変速の過程では、変速の前後で高速段側を設定する第５速側のオイルポンプ２がポンプとして機能し、低速段側を設定する第４速側のオイルポンプ３がモータとして機能する。また、その過程での変速比は、第５速ギヤ対３６で決まる変速比と第４速ギヤ対３８で決まる変速比との間の変速比であって、変速の進行に伴って連続的に変化する変速比となる。

なお、後進段は、第３シンクロ４３のスリーブを図１の左側に移動してリバース従動ギヤ４２Ｂを副軸３３に連結した状態で、第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させ、最終的には、このオイルポンプ３を「ＬＯＣＫ」状態とする。したがって、入力軸１から第２中間軸１８に伝達されるトルクが次第に増大し、またトルクを伝達するギヤ列が後進段を設定するためのものであるから、駆動トルクが徐々に増大して車両が後進走行する。

各変速段およびその変速過渡状態（中間比）について述べたように、この発明に係る上記の変速機では、各オイルポンプ２，３のポンプ容量を変化させることにより、各ギヤ対で決まる各変速比の中間の値の変速比を設定することができ、いわゆる無段変速機として機能させることができる。また、各ギヤ対で決まる変速比に対する中間の値の変速比を設定する場合や各ギヤ対で決まる変速比同士の間で変速する過渡状態では、いずれか一方のオイルポンプ２（もしくは３）がポンプとして機能し、その吐出した圧油を他方のオイルポンプ３（もしくは２）に供給してこれをモータとして機能させるから、圧油の吐出に要した動力を他方のオイルポンプ３（もしくは２）を介して駆動トルクとして回収することになり、そのため動力の損失を抑制して車両の燃費を向上させることができ、またオイルの発熱を抑制してオイルクーラーなどの冷却機構（図示せず）を小型化もしくは廃止できるとともに、オイルの耐久性を向上させることができる。

つぎにこの発明の他の具体例を説明する。なお、以下に掲げるスケルトン図における太い矢印は、回転方向あるいはトルクの伝達方向を示す。図４に示す例は、オイルポンプ２，３を軸線方向に並べて配列（タンデム配列）せずに、半径方向に離隔して平行に配置（パラレル配列）し、それに伴って第１中間軸１７および第２中間軸１８を平行に配置し、さらに各オイルポンプ２，３とそれぞれに対応する中間軸１７，１８との間に差動歯車機構を介在させることにより各オイルポンプ２，３から差動歯車機構に反力を与えて、入力軸１から各中間軸１７，１８に伝達するトルクを制御するように構成した例である。すなわち、図４に示す各オイルポンプ２，３は、それぞれ、ハウジングと、ロータとを備えており、そのハウジングは固定され、これに対してロータは出力軸（図示せず）に連結され、あるいはポンプとして機能する場合にはロータが入力側の部材となりかつモータとして機能する場合にはロータに出力トルク（軸トルク）が現れるようになっている。

そして、これらのオイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄ同士が吐出油路１９によって連通され、これが高圧側油路となっている。この吐出油路１９にオン・オフ弁２０が介装されている。また、各オイルポンプ２，３の吸入口２Ｓ，３Ｓが、共に、吸入油路２８を介してオイル溜め部３０に連通され、これが低圧側油路となっている。

これらのオイルポンプ２，３が連結されている差動歯車機構は、入力要素と、出力要素と、反力要素との三つの要素が相互に差動作用をなすように構成された歯車機構であり、図４に示す例では、シングルピニオン型遊星歯車機構４８，４９が用いられている。これらの遊星歯車機構４８，４９は、それぞれに対応する中心軸１７，１８と同一軸線上に配置されており、外歯歯車であるサンギヤ４８Ｓ，４９Ｓと、そのサンギヤ４８Ｓ，４９Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ４８Ｒ，４９Ｒと、これらサンギヤ４８Ｓ，４９Ｓとリングギヤ４８Ｒ，４９Ｒ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４８Ｃ，４９Ｃとを備えている。そして、このリングギヤ４８Ｒ，４９Ｒが入力要素となっていて、連結ギヤ対４６を介して入力軸１に連結されている。また、キャリヤ４８Ｃ，４９Ｃが出力要素となっていて、中間軸１７，１８にそれぞれ連結されている。さらに、サンギヤ４８Ｓ，４９Ｓが反力要素となっていて、オイルポンプ２，３のロータに連結されている。

上記の各中間軸１７，１８と平行に出力軸３２が配置されており、これら中間軸１７，１８と出力軸３２との間に前進５速・後進１速の変速比を設定するギヤ列が設けられている。すなわち、第１中間軸１７には、第１速駆動ギヤ３４Ａと、第３速駆動ギヤ３５Ａと、第５速駆動ギヤ３６Ａとが、ここに挙げた順に軸線方向に配列されて回転自在に嵌合されている。そして、第１速駆動ギヤ３４Ａと第３速駆動ギヤ３５Ａとの間に、これらの駆動ギヤ３４Ａ，３５Ａを第１中間軸１７に対して選択的に連結する第１シンクロ３９が配置されている。また、第５速駆動ギヤ３６Ａを第１中間軸１７に対して選択的に連結する第３シンクロ４３が、その第５速駆動ギヤ３６Ａに対して図４の左側に隣接して配置されている。

一方、出力軸３２には、第１速駆動ギヤ３４Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ３４Ｂと、第３速駆動ギヤ３５Ａに噛み合っている第３速従動ギヤ３５Ｂと、第５速駆動ギヤ３６Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ３６Ｂとが、ここに挙げた順に軸線方向に配列され、かつ出力軸３２と一体回転するように取り付けられている。その第１速従動ギヤ３４Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ３７Ａが、第２中間軸１８に回転自在に嵌合されて支持されている。したがって第１速従動ギヤ３４Ｂは第２速従動ギヤを兼ねている。また、第３速従動ギヤ３５Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ３８Ａが、第２中間軸１８に回転自在に嵌合されて支持されている。したがって第３速従動ギヤ３５Ｂは第４速従動ギヤを兼ねている。

上記の第２速駆動ギヤ３７Ａと第４速駆動ギヤ３８Ａとは、軸線方向に互いに隣接しており、これらの駆動ギヤ３７Ａ，３８Ａの間に、これらの駆動ギヤ３７Ａ，３８Ａを第２中間軸１８に対して選択的に連結する第２シンクロ４０が設けられている。

さらに、第２中間軸１８には、前記第５速従動ギヤ３６Ｂにアイドルギヤ４１を介して連結されているリバース駆動ギヤ４２Ａが回転自在に嵌合されて支持されている。したがって、第５速従動ギヤ３６Ｂがリバース従動ギヤを兼ねている。そして、このリバース駆動ギヤ４２Ａを第２中間軸１８に対して選択的に連結する同期連結機構（シンクロナイザー）４７が、リバース駆動ギヤ４２Ａに隣接して配置されている。この同期連結機構４７は、前述した第１ないし第３のシンクロ３９，４０，４３と同様の構成のいわゆるクラッチ機構であり、スリーブを軸線方向に移動させることにより、そのスリーブをリバース駆動ギヤ４２Ａにスプライン嵌合させ、リバース駆動ギヤ４２Ａを第２中間軸１８に選択的に連結するように構成されている。なお、以下の説明ではこの同期連結機構４７を、仮に第４シンクロ４７と記す。

一方、図５に示す例は、上述した図４に示す構成におけるオン・オフ弁２０を圧力制御弁５０に置き換えた例である。この圧力制御弁５０は、この発明の吐出圧制御手段あるいはカット弁に相当するものであって、一例として、開弁方向にスプリング５１によって押圧されているスプールなどの弁体（図示せず）に対して、スプリング５１とは反対方向に制御圧を作用させ、さらに前記吐出油路１９の油圧をスプリング５１と同方向に弁体に対して作用させるように構成されている。そして、その制御圧を、電気的に制御可能なソレノイドバルブ５２によって発生させるようになっている。すなわち、圧力制御弁５０は、制御圧を高くすることによりいわゆる調圧レベルが高くなって吐出油路１９の油圧が高くなり、制御圧を低くして所定の下限圧力になると、吐出油路１９をオイル溜め部３０などのドレーン箇所に完全に連通させて、その油圧をほぼゼロとするように構成されている。したがって、図５に示す構成では、ポンプとして機能するオイルポンプ２，３の吐出圧あるいはそれに関連する軸トルクを、ソレノイドバルブ５２を介して電気的に制御できるように構成されている。他の構成は、図４に示す構成と同様であり、したがって図５に図４と同様に符号を付してその説明を省略する。

つぎに、上記の図４に示す構成の変速機および図５に示す変速機の作用について説明する。これら図４あるいは図５に示す変速機では、入力軸１のトルクが遊星歯車機構４８，４９を介して中間軸１７，１８に伝達されるから、入力軸１から中間軸１７，１８に伝達されるトルクが、オイルポンプ２，３による反力の状態に応じて変化する。すなわち、入力軸１から中間軸１７，１８に伝達するトルクをオイルポンプ２，３によって制御する点では、前述した図１に示す例と同様であるが、オイルポンプ２，３がトルクの伝達を直接媒介しないので、オイルポンプ２，３で受け持つトルクが、図１に示す例に比較して小さくなる。

具体的に説明すると、図６は、図４あるいは図５に示す変速機で各変速段およびそれらの中間の変速比を設定するための各オイルポンプ２，３および各シンクロ３９，４０，４３，４７の動作状態をまとめて示す図表であり、また図７は、発進から第１速が設定される過渡状態における各遊星歯車機構４８，４９について共線図である。なお、共線図は、サンギヤ、キャリヤ、リングギヤを遊星歯車機構におけるギヤ比に応じた間隔を空けた平行な線で表し、「０」で示す横線の上下方向に回転数を採った線図である。

ニュートラル状態では、入力軸１のトルクを伝達しないようにするから、各オイルポンプ２，３のポンプ容量は最低もしくは実質的にゼロに設定され、また、各シンクロ３９，４０，４３，４７は中立位置（中立状態）に設定される。その状態から第１速を設定するためには、第１シンクロ３９のスリーブを図４あるいは図５の右方向に移動して第１速駆動ギヤ３４Ａを第１中間軸１７に連結し、その状態で第１中間軸１７側のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させる。

入力軸１から連結ギヤ対４６を介してリングギヤ４８Ｒにトルクが伝達されてそのリングギヤ４８Ｒが所定の回転数で回転しているが、サンギヤ４８Ｓにトルクが作用していない状態では、出力要素であるキャリヤ４８Ｃにトルクが現れず、回転しない。これに対してオイルポンプ２のポンプ容量を増大させることにより、その反力トルクがサンギヤ４８Ｓに作用すると、その回転が次第に制限され、それに伴ってキャリヤ４８Ｃにトルクが現れて、リングギヤ４８Ｒと同方向に次第に回転し始める。図７の（ａ）はその状態を示している。

そのキャリヤ４８Ｃのトルクが第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２に伝達されるので、車両としての駆動力が次第に増大し、車両を発進させることができる。そして、オイルポンプ２のポンプ容量を所定の容量に設定した状態でその吐出圧を最大にすることにより、すなわちオイルの吐出を遮断してオイルを閉じ込めることにより、オイルポンプ２が「ＬＯＣＫ」状態となり、第１速ギヤ対３４のギヤ比に応じて決まる変速比すなわち第１速が設定される。

その過程で、第１中間軸１７側のオイルポンプ２から第２中間軸１８側のオイルポンプ３に圧油が供給されるが、そのオイルポンプ３のポンプ容量が実質的にゼロに設定されているので、このオイルポンプ３がモータとして機能することはない。したがって、第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９におけるリングギヤ４９Ｒが連結ギヤ対４６を介して入力軸１に連結されていても、第２中間軸１８にトルクが現れることはない。図７の（ｂ）はその状態を示している。

ここで、第１速におけるオイルポンプ２による反力トルクＴ1と出力トルク（出力軸３２のトルク）Ｔoとの関係を示すと、
Ｔ1＝ＰH・ｑ1／２π
Ｔo＝（１＋ρ１）・κ1・Ｔ1／ρ1
なお、ＰHはオイルポンプ２の吐出圧（吐出油路１９の油圧）、ｑ1はその１回転当たりの吐出量、ρ1は遊星歯車機構４８のギヤ比（サンギヤ４８Ｓの歯数とリングギヤ４８Ｒの歯数との比）、κ1は第１速ギヤ対３４のギヤ比である。

第１中間軸１７側のオイルポンプ２の吐出圧を最大まで高くしてその吐出を実質的に止めると、「ＬＯＣＫ」状態となり、第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２にトルクが伝達される第１速の変速比が設定される。また、第２速へのアップシフトに備えるために、第２シンクロ４０におけるスリーブを図５の右側に移動させて第２速駆動ギヤ３７Ａを第２中間軸１８に対して連結する。その状態を図８に示し、また各遊星歯車機構４８，４９についての共線図を図９に示す。

したがって第１中間軸１７側の遊星歯車機構４８におけるサンギヤ４８Ｓが固定されてオイルポンプ２から反力トルクＴ1を受け、その状態で、リングギヤ４８Ｒに入力軸１からトルクＴinが伝達される。すなわち、この遊星歯車機構４８は、サンギヤ４８Ｓを固定した状態でリングギヤ４８Ｒにトルクを入力する状態となり、キャリヤ４８Ｃから第１中間軸１７にトルクが出力される。これに対して第２中間軸１８側のオイルポンプ３は、ポンプ容量が実質的にゼロに設定され、いわゆる空転状態に制御されるので、遊星歯車機構４９におけるサンギヤ４９Ｓにはトルクが作用しない。そのため、リングギヤ４９Ｒが連結ギヤ対４６を介して入力軸１に連結され、かつキャリヤ４９Ｃが第２中間軸１８および第２速ギヤ対３７を介して出力軸３２に連結されていても、サンギヤ４９Ｓおよびこれに連結されているオイルポンプ３が遊星歯車機構４９のギヤ比に応じた回転数で回転するのみであって、反力トルクおよび駆動トルクのいずれも生じない。すなわち、入力軸１から遊星歯車機構４８および第１中間軸１７ならびに第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２にトルクが伝達されるので、第１速ギヤ対３４のギヤ比に応じた変速比の第１速が設定される。

この第１速状態での油圧、トルク、回転数について説明すると、各オイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄを連通している吐出油路１９の油圧ＰHは、
ＰH＝２π・κin・Ｔin・ρ1／ｑ1
となる。なお、Ｔinは入力トルク（入力軸１のトルク）、κinは連結ギヤ対４６のギヤ比である。また、オイルポンプ２による反力トルクＴ1は、
Ｔ1＝ＰH・ｑ1／２π＝Ｔin・κin・ρ1
となる。そして、出力トルクＴoおよび出力軸３２の回転数ωoは、
Ｔo＝κin・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin
ωo＝ωin／｛κin・（１＋ρ1）・κ1｝
となる。

上記のように第２速へ変速するためのアップシフト待機状態において、第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させ、かつそのポンプ容量を第１中間軸１７側のオイルポンプ２のポンプ容量より大きくすると、第２中間軸１８側のオイルポンプ３がポンプとして機能して遊星歯車機構４９のサンギヤ４９Ｓに対して反力トルクを与え、同時にそのオイルポンプ３が吐出した圧油が第１中間軸１７側のオイルポンプ２に供給されてそのオイルポンプ２がモータとして機能し、遊星歯車機構４８のサンギヤ４８Ｓに対して駆動トルクを出力する。これは、第１速から第２速への変速過渡状態もしくはこれらの変速段の中間の変速比を設定する無段変速状態であり、その状態を図１０に示し、またその共線図を図１１に示してある。

この変速過渡状態もしくは無段変速状態では、入力軸１から入力されたトルクが、各中間軸１７，１８側の遊星歯車機構４８，４９に分配されて伝達され、また第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９では、リングギヤ４９Ｒに伝達されたトルクがサンギヤ４９Ｓを介してオイルポンプ３と、キャリヤ４９Ｃを介して第２中間軸１８とに分割されて伝達される。そのオイルポンプ３はサンギヤ４９Ｓを介して伝達されたトルクによって駆動されてポンプとして機能する。また、第２中間軸１８に伝達されたトルクは、第２速ギヤ対３７を介して出力軸３２に伝達される。これに対して第１中間軸１７側では、そのオイルポンプ２がモータとして機能するので、リングギヤ４８Ｒに伝達されたトルクと、オイルポンプ２からサンギヤ４８Ｓに伝達されたトルクとが合成され、そのトルクがキャリヤ４８Ｃから第１中間軸１７に伝達される。そして、その第１中間軸１７から第１速ギヤ対３４を介して出力軸３２にトルクが伝達される。

この場合の油圧、トルク、回転数について説明すると、各オイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄを連通している吐出油路１９の油圧ＰHは、
ＰH＝２π・κ1・Ｔin／（ｑ1／ρ1＋ｑ2／ρ2）
となる。なお、ｑ2は第２中間軸１８側のオイルポンプ３における１回転当たりの圧油の吐出量、ρ2は第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９のギヤ比である。また、オイルポンプ２による駆動トルクＴ1およびオイルポンプ３による反力トルクＴ2は、
Ｔ1＝ＰH・ｑ1／２π＝Ｔin・κin・ｑ1／（ｑ1／ρ1＋ｑ2／ρ2）
Ｔ2＝ＰH・ｑ2／２π＝Ｔin・κin・ｑ2／（ｑ1／ρ1＋ｑ2／ρ2）
となる。そして、出力トルクＴoおよび出力軸３２の回転数ωoは、
Ｔo＝Ｔin・｛ｑ1・（１＋ρ1）・κ1＋ｑ2・（１＋ρ2）・κ2｝／｛（ｑ1＋ｑ2）・κin｝
ωo＝ωin・κin・（ｑ1＋ｑ2）／｛ｑ1・（１＋ρ1）・κ1＋ｑ2・（１＋ρ2）・κ2｝
となる。

ポンプとして機能する第２中間軸１８側のオイルポンプ３からの圧油の吐出を止めてこれを「ＬＯＣＫ」状態とし、同時に第１中間軸１７側のオイルポンプ２のポンプ容量を実質的にゼロとしてこれを「ＯＦＦ」状態とすることにより、第２速の変速比が設定される。その場合、第１シンクロ３９と第２シンクロ４０との動作状態を従前のままとすれば、第１速へのダウンシフトに備えたいわゆるダウンシフト待機状態での第２速となる。この状態を図１２および図１３に示してある。

すなわち、第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９においては、そのリングギヤ４９Ｒに入力軸１からトルクが入力されるとともに、そのサンギヤ４９Ｓにオイルポンプ３による反力トルクＴ2が作用するので、第２中間軸１８には、これらのトルクを合成したトルクが現れ、これが第２速ギヤ対３７を介して出力軸３２に伝達される。これに対して第１中間軸１７側の遊星歯車機構４８では、そのリングギヤ４８Ｒに入力軸１からトルクが伝達されるものの、オイルポンプ２がポンプ容量を持たずにいわゆる空転状態となるから、キャリヤ４８Ｃに連結されている第１中間軸１７にはトルクが現れない。したがって、第２ギヤ対３７のギヤ比で決まる変速比が設定される。

この場合の油圧、トルク、回転数について説明すると、各オイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄを連通している吐出油路１９の油圧ＰHは、
ＰH＝２π・κin・Ｔin・ρ2／ｑ2
となる。また、オイルポンプ２による駆動トルクＴ1およびオイルポンプ３による反力トルクＴ2は、
Ｔ1＝ＰH・ｑ1／２π＝Ｔin・κin・ｑ1／（ｑ1／ρ1＋ｑ2／ρ2）＝０
Ｔ2＝ＰH・ｑ2／２π＝Ｔin・κin・ρ2
となる。そして、出力トルクＴoおよび出力軸３２の回転数ωoは、
Ｔo＝Ｔin・κin・（１＋ρ2）
ωo＝ωin／｛κin・（１＋ρ2）・κ2｝
となる。

第２速から第３速へのアップシフトが可能であり、そのアップシフト待機状態は、図１４および図１５に示すとおりである。すなわち、第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９やオイルポンプ３の挙動は、上述した第２速の状態と異なるところはないが、第１中間軸１７側では、第１シンクロ３９のスリーブが図１４に示すように左側に移動させられて第３速駆動ギヤ３５Ａが第１中間軸１７に連結されるので、第１中間軸１７およびこれに連結されてキャリヤ４８Ｃが、出力軸３２の回転数および第３速ギヤ対３５のギヤ比に応じた回転数で回転する。また、その遊星歯車機構４８におけるリングギヤ４８Ｒが入力軸１の回転数および連結ギヤ対４６のギヤ比に応じた回転数で回転している。したがってサンギヤ４８Ｓが、遊星歯車機構４８のギヤ比に応じた回転数で回転するが、オイルポンプ２がいわゆる空転状態であって、サンギヤ４８Ｓにオイルポンプ２側からトルクが作用しないので、第１中間軸１７から出力軸３２にはトルクが伝達されない。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態で、第１中間軸１７側のオイルポンプ２のポンプ容量を次第に増大させ、かつそのポンプ容量を第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量より大きくすると、第１中間軸１７側のオイルポンプ２がポンプとして機能して遊星歯車機構４８のサンギヤ４８Ｓに対して反力トルクを与え、同時にそのオイルポンプ２が吐出した圧油が第２中間軸１８側のオイルポンプ３に供給されてそのオイルポンプ３がモータとして機能し、遊星歯車機構４９のサンギヤ４９Ｓに対して駆動トルクを出力する。これは、第２速から第３速への変速過渡状態もしくはこれらの変速段の中間の変速比を設定する無段変速状態であり、その状態での各遊星歯車機構４８，４９についての共線図を図１６に示してある。

上記の第２速から第３速への無段変速状態を経て、第１中間軸１７側のオイルポンプ２を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量を実質的にゼロにして「ＯＦＦ」状態とすることにより、第３速状態が設定される。その第３速でのダウンシフト待機状態を図１７に共線図で示し、またアップシフト待機状態を図１８に共線図で示してある。すなわち、第３速では第１中間軸１７側のオイルポンプ２が反力トルクを受け持ち、第１中間軸１７から第３速ギヤ対３５を介して出力軸３２にトルクが伝達され、第２中間軸１８側のオイルポンプ３がいわゆる空転状態となる。したがって、第３速でのダウンシフト待機状態では、第２中間軸１８側の遊星歯車機構４９におけるサンギヤ４９Ｓが、リングギヤ４９Ｒやキャリヤ４９Ｃと同方向に正回転する。これに対してアップシフト待機状態では、第２シンクロ４０によって第４速駆動ギヤ３８Ａが第２中間軸１８に連結されるので、ダウンシフト待機状態に比較してキャリヤ４９Ｃの回転数が小さくなり、それに伴ってサンギヤ４９Ｓおよびこれに連結されているオイルポンプ３が逆回転する。

第３速ないし第５速の変速比の設定およびこれらの変速比の間での変速制御も、上述した例と同様に実行される。例えば、第４速へのアップシフトは、第１速から第２速へのアップシフトの場合と同様に、第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させるとともに、その吐出を制限して圧力を増大させ、またその第１中間軸１７側のオイルポンプ２をモータとして機能させるとともに、そのポンプ容量を次第に小さくする。そして、第４速でのダウンシフト待機状態は、第２シンクロ４０によって第４速駆動ギヤ３８Ａを第２中間軸１８に連結した状態で、第１シンクロ３９のスリーブを図１４の左側に移動させて第３速駆動ギヤ３５Ａを第１中間軸１７に連結して設定する。また、アップシフト待機状態は、第２シンクロ４０によって第４速駆動ギヤ３８Ａを第２中間軸１８に連結した状態で、第３シンクロ４３のスリーブを図１４の右側に移動させて第５速駆動ギヤ３６Ａを第１中間軸１７に連結して設定する。

第４速から第５速へのアップシフト過程では、第１中間軸１７側のオイルポンプ２をポンプとして機能させ、その圧油を第２中間軸１８側のオイルポンプ３に供給して、これをモータとして機能させる。そして、第５速は、第１中間軸１７側のオイルポンプ２を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ第２中間軸１８側のオイルポンプ３を「ＯＦＦ」状態とすることにより設定される。

なお、後進段は、第４シンクロ４７によってリバース駆動ギヤ４２Ａを第２中間軸１８に連結し、かつ他のシンクロ３９，４０，４３を中立位置とし、その状態で、第２中間軸１８側のオイルポンプ３のポンプ容量を次第に増大させ、これをポンプとして機能させてサンギヤ４９Ｓに反力トルクを与えることにより設定される。その場合、第１中間軸１７側のオイルポンプ２は「ＯＦＦ」状態に制御する。

したがって、各オイルポンプ２，３を半径方向に離隔して並列に配置した構造であっても、各ギヤ対３４，３５，３６，３７，３８およびリバース用のギヤ４２Ａ，４２Ｂのギヤ比で決まる変速比と、前進側のそれらの変速比の間の値の変速比を適宜に設定でき、全体として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る。そして、各ギヤ対３４，３５，３６，３７，３８およびリバース用のギヤ４２Ａ，４２Ｂのギヤ比で決まる変速比を設定する場合には、いずれかのオイルポンプ２，３をポンプとして機能させるとともに、圧油を吐出させない「ＬＯＣＫ」状態（いわゆる閉じ込み状態）に制御するから、入力軸１から出力軸３２にトルクを伝達するための動力が特には必要とならず、したがって動力損失を低減し、車両の全体としての燃費を向上させることができる。

また、各オイルポンプ２，３を半径方向に離隔して並列配置した構成では、ハウジングに相当する部分を固定しておく通常の可変容量型流体圧ポンプを使用することが可能になり、その結果、構成を簡素化し、また低コスト化することができる。さらに、上記の遊星歯車機構４８，４９などの差動歯車機構の反力要素にオイルポンプ２，３を連結した構成では、所定の変速比を設定している際にオイルポンプ２，３に掛かるトルクが、図１に示す構成に比較して小さくなるので、オイルポンプ２，３を小型化でき、しかも軸線方向に配列する部材の数が少なくなって、変速機の全長を短くすることができる。その結果、小型軽量で、車載性に優れた変速機を得ることができる。

上述したように、変速を実行する場合、各オイルポンプ２，３の容量を増大あるいは低下させる。その容量制御として、いわゆる逐次制御と同時制御とが可能であり、これは例えば前述した電子制御装置２７によって実行され、したがってこの電子制御装置２７がこの発明の変速制御手段に相当する。

逐次制御とは、変速に関与する二つのオイルポンプ２，３の一方の容量の変更が完了した後に他方のオイルポンプ３，２の制御を実行する形態の制御であり、その例を図１９に線図で示してある。ここに示す例は、第２オイルポンプ３の押し出し容積（吐出容量）をゼロから増大させ、また第１オイルポンプ２の押し出し容積（吐出容量）をゼロにまで低下させる変速の例である。上述したギヤトレーンを有する変速機を対象とする場合には、第１速、第３速、第５速のいずれかの固定段から第２速もしくは第４速のいずれかの固定段に変速（アップシフト）する場合の例である。

この場合、先ず、第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1を維持（固定）したまま、第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させる（ｔ1時点）。その結果、第２中間軸１８にトルクが生じるので、変速比γが変速前の値γ1から変速後の値γ2に向けて次第に低下する。また、第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させることにより、オイルの循環が生じて各オイルポンプ２，３の吐出圧が変速開始前の油圧ＰAから次第に低下する。

こうして第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2が変速後の容積（例えば最大容積）まで増大すると（ｔ2時点）、第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1を次第に減少させる。すなわち、第２オイルポンプ３の制御が終了した後に、第１オイルポンプ２の制御を開始する。その場合、変速比γは、さらに継続して低下する。すなわち、変速前の固定段を設定しているギヤ対のギヤ比をκ1、変速後の固定段を設定するギヤ対のギヤ比をκ2とすると、変速比γは、
γ≒（κ1・ｑ1＋κ2・ｑ2）／（ｑ1＋ｑ2）
で表されるから、各押し出し容積ｑ1，ｑ2が全体として連続的に変化することにより、変速比γが連続的に変化する。

また、第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2を固定して第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1を減少させる状態は、上記のｔ1時点からｔ2時点までの間で第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1を固定して第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2を増大させる状態とは反対の状態であり、したがって各オイルポンプ２，３の吐出圧がｔ2時点の油圧ＰBから変速後の油圧ＰAに向け次第に上昇する。そして、第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1が変速後の容積（最小容積もしくはゼロ）にまで減少する（ｔ3時点）ことにより、変速比γが変速後の固定段の値になり、また吐出圧が変速前の油圧ＰAと同じ油圧まで上昇する。

したがって、図１９に示すいわゆる逐次制御の場合には、固定段同士の間の変速過渡状態で吐出圧あるいは油圧回路での圧力を低くすることができるので、オイルポンプ２，３を動作させることに伴う動力損失を低減し、車両の燃費を向上させることができる。また、変速に関与する複数のオイルポンプ２，３を順に制御すればよいので、変速制御が容易になる。

つぎにいわゆる同時制御について説明すると、同時制御とは、変速に関与する二つのオイルポンプ２，３の容量を同時に変化させて変速を実行する形態の制御であり、その例を図２０に線図で示してある。ここに示す例は、第１オイルポンプ２の押し出し容積（吐出容量）をゼロにまで低下させ、また第２オイルポンプ３の押し出し容積（吐出容量）をゼロから増大させる変速の例である。上述したギヤトレーンを有する変速機を対象とする場合には、第１速、第３速、第５速のいずれかの固定段から第２速もしくは第４速のいずれかの固定段に変速（アップシフト）する場合の例である。

この変速制御では、変速の判断が成立した後に、第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1を次第に減少させると同時に、第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2を次第に増大させる（ｔ11時点）。この場合でも、前述した変速比γについての式
γ≒（κ1・ｑ1＋κ2・ｑ2）／（ｑ1＋ｑ2）
が成立するので、各押し出し容積ｑ1，ｑ2の変化に応じて変速比γが次第に低下する。またその場合、各オイルポンプ２，３が所定の押し出し容積ｑ1，ｑ2を持つので、吐出圧は変速開始前の油圧ＰAに維持される。

そして、第１オイルポンプ２の押し出し容積ｑ1が最小値（もしくはゼロ）に減少するとともに、第２オイルポンプ３の押し出し容積ｑ2が変速後の値（もしくは最大値）に達する（ｔ12時点）ことにより、変速比γが変速後の値γ2になり、変速が完了する。

したがって、上記のいわゆる同時制御によれば、吐出圧が殆ど変化しないので、変速制御を安定化しやすくなる。また、各オイルポンプ２，３の押し出し容積ｑ1，ｑ2（もしくはポンプ容量）を同時に変化させるので、変速に要する時間が短くなるので、変速応答性を向上させることができる。

上記のいわゆる同時制御をおこなう場合、各オイルポンプ２，３を、その押し出し容積ｑ1，ｑ2が同時にかつ反対方向に変化するように制御することになる。そのための機構として、例えば図２１あるいは図２２に示す連動機構６０を採用することができる。図２１に示す連動機構６０は確動カム形式の機構であって、二本のカム溝６１，６２を正面に形成したカム板６３が、各オイルポンプ２，３の中間位置に、その中心部を中心に回転可能に配置されている。各カム溝６１，６２は、カム板６３の中心部から外周部に延びる円弧状の溝であって、それぞれ対象形状に形成されている。これらのカム溝６１，６２に移動自在に係合しているカムフォロアー６４，６５がそれぞれ、オイルポンプ２，３のポンプ容量を変化させるための可動部２Ａ，３Ａに、リンク６６，６７を介して連結されている。

そして、一方のカムフォロアー６４，６５がカム溝６１，６２の外周側の端部に位置している状態では、他方のカムフォロアー６５，６４がカム溝６２，６３の中心側の端部に位置するように設定されている。それに伴って一方のオイルポンプ２，３の押し出し容積ｑ1，ｑ2が最大の場合に、他方のオイルポンプ３，２の押し出し容積ｑ2，ｑ1が最小となるように構成されている。したがって、カム板６３を回転させることにより、各カムフォロアー６４，６５がカム溝６１，６２に沿ってカム板６３の半径方向に移動し、その結果、各オイルポンプ２，３の可動部２Ａ，３Ａが互いに反対方向に動作するので、各オイルポンプ２，３の押し出し容積ｑ1，ｑ2が互いに反対方向に変化させられる。

また、図２２に示す連動機構６０について説明すると、ここに示す例では、直動型シリンダ６８が用いられており、ピストン６９が各オイルポンプ２，３の配列方向（各オイルポンプ２，３の回転中心軸線に対して垂直な方向）に向けて前後動するようにシリンダ６８が配置されている。そして、各オイルポンプ２，３の可動部２Ａ，３Ａに連結されている前記のリンク６６，６７が、そのピストン６９の両側から延びるようにピストン６９に連結されている。

したがって、図２２に示す構成では、ピストン６９が図２２での上下のいずれかの方向に移動すると、一方のオイルポンプ２，３における可動部２Ａ，３Ａが、押し出し容積ｑ1，ｑ2を増大させる方向に動作させられるとともに、他方のオイルポンプ３，２における可動部３Ａ，２Ａが、押し出し容積ｑ2，ｑ1を減少させる方向に動作させられる。その結果、各オイルポンプ２，３の押し出し容積ｑ1，ｑ2を互いに反対方向に同時に変化させることができる。

ところで、図５に示す構成では、吐出油路１９の圧力を制御する圧力制御弁５０を備えている。この圧力制御弁５０で制御される油圧は、前掲の各式で「ＰH」で表される油圧であり、その油圧ＰHに応じて各オイルポンプ２，３での反力トルクや駆動トルクが定まる。したがって、発進時には、この油圧ＰHにより発進トルクを制御でき、発進制御が容易になる。また、各オイルポンプ２，３の吐出圧の最高値を上記の圧力制御弁５０で制御できるから、吐出圧が異常に高圧になることを回避し、ポンプ効率の向上により燃費を改善でき、またオイルポンプ２，３の小型化や耐久性の向上を図ることができる。

これに対して図４に示す構成では、各オイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄを連通している吐出油路１９に、開閉弁（カット弁）として機能するオン・オフ弁２０を設けてあるから、一方のオイルポンプ２（または３）をポンプとして機能させるとともに、その圧油の吐出を制限して「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ他方のオイルポンプ３（もしくは２）を空転状態である「ＯＦＦ」状態に設定する場合、「ＯＦＦ」状態のオイルポンプ３（もしくは２）に対して高圧の圧油が供給されることがないので、そのオイルポンプ３（もしくは２）によるいわゆる引き摺り損失や圧油が漏洩することによる動力損失を未然に回避して燃費の向上を図ることができる。また、何らかの異常によっていずれか一方のオイルポンプ２（または３）が故障した場合であっても、他方のオイルポンプ３（もしくは２）をポンプとして機能させるとともに、前記オン・オフ弁２０でその吐出口を閉じれば、いずれかの中間軸１８，１７に入力軸１からトルクを伝達させて、駆動トルクを発生させることができる。すなわち、このような異常時（あるいは故障時）であっても駆動トルクを生じさせて退避走行することが可能になる。

上述したオン・オフ弁２０と圧力制御弁５０との両方を用いることができ、図２３はその例を示している。図２３に示すオン・オフ弁２０は、電気的に制御されて吐出油路１９を開閉するように構成され、特に、通電が遮断されたいわゆるオフ状態で開動作するノーマル・オープンタイプの弁によって構成されている。また、圧力制御弁５０は、ソレノイドバルブ５２が出力する信号圧に応じて、オイルポンプ２，３の吐出圧を設定するように構成されており、そのソレノイドバルブ５２は、通電が遮断されていわゆるオフ状態で信号圧がゼロになるように、すなわち信号圧の出力を止めるように構成されている。いわゆるノーマル・クローズタイプのソレノイドバルブ５２である。

図２３に示す構成を備えていれば、いずれかギヤ対のギヤ比で決まる変速比を設定している状態での動力損失の抑制や故障時の退避走行を可能にすることができ、また吐出圧を制御することによる損失の抑制などの作用に加え、断線などの電気的な故障が生じた場合、オン・オフ弁２０が開動作して各オイルポンプ２，３の吐出口２Ｄ，３Ｄ同士が連通するとともに、圧力制御弁５０の調圧レベルが最低になって、その吐出油路１９がオイル溜め部３０などのドレーン箇所に連通させられるので、いずれのオイルポンプ２，３も反力トルクや駆動トルクを生じなくなる。すなわち、断線などの電気的な異常が生じた場合には、入力軸１と各中間軸１７，１８との間のトルクの伝達が行われなくなる。そのため、電気的な異常に伴って車両が停止する場合に、急激なエンジンブレーキが効くことを未然に防止することができる。なお、このような電気的な異常は、電子制御装置２７に予め組み込まれた通常の異常検出プログラムによって検出することができ、その場合には、電子制御装置２７がこの発明の異常検出手段に相当する。

前述したようにこの発明に係る変速機は、いずれかのギヤ対のギヤ比で決まる変速比を設定している場合には、いずれかのオイルポンプ２，３をポンプとして機能させるとともに、オイルポンプ２，３からの圧油の吐出を止めるから、入力軸１からいずれかの中間軸１７，１８もしくは出力軸３２にトルクを伝達するための動力が特には必要とならない。これに対して各ギヤ対のギヤ比で決まる変速比の間の値の変速比を設定する場合は、いずれかのオイルポンプ２，３をポンプとして機能させると同時に、他のオイルポンプ２，３をモータとして機能させるから、これらのオイルポンプ２，３の間で圧油の受け渡しが生じる。そのオイルの受け渡しに伴って動力の損失が生じるから、いわゆる中間の変速比を設定する無段変速状態では、変速機の動力伝達効率が幾分低下する。一方、エンジンなどの動力源の運転効率は、回転数や出力トルクによって変化する。

図２４には、この発明に係る変速機の入力回転数毎の動力の伝達効率と、所定の出力に対する動力源としてのエンジンの運転効率とを模式的に示してある。なお、エンジンの運転効率は、図２４に楕円で示してあり、これは、等しい効率の点を結んだものであり、中心側の楕円が、より効率のよい運転状態を示している。この図２４に示すように、この発明に係る変速機では、例えば第２速での効率ηT2や第３速での効率ηT3が、これらの変速比の中間の変速比での効率ηTrより高い効率となるが、第２速では入力回転数（すなわちエンジン回転数）が高くなってその運転効率ηE2が相対的に悪くなり、また第３速では入力回転数（すなわちエンジン回転数）が低くなってその運転効率ηE3が相対的に悪くなる。これに対していわゆる中間の変速比では、運転効率ηErの良い入力回転数（すなわちエンジン回転数）となる。

したがってこの発明に係る変速機は、設定すべき変速比を、それ自体の動力伝達効率のみによって決定せずに、動力源の運転効率を加味した総合効率（トータル効率）に基づいて変速比を選択するように構成されている。その総合効率（トータル効率）とは、例えば変速機での動力伝達効率と動力源の運転効率との積である。また、このような変速比制御は、各効率をマップ化して電子制御装置２７に記憶させておき、アクセル開度などから求められる要求駆動力や車速あるいはエンジン回転数などの検出データに基づいて電子制御装置２７で演算を行い、その演算結果に基づいて変速比指令信号を出力することにより行うことができる。このように構成した場合には、電子制御装置２７がこの発明の変速比選択手段に相当する。したがってこの発明に係る変速機によれば、各ギヤ対のギヤ比で決まる変速比の間の値の変速比を設定するいわゆる無段変速状態を有効に利用して、エネルギー効率の良い走行が可能になり、燃費を向上させ、また排ガスの抑制効果が得られる。

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って、オイルポンプ２，３や遊星歯車機構４８，４９あるいは歯車機構の配置は、適宜に変更することができる。その一例を図２５に示してあり、ここに示す例は、エンジンなどの動力源を車両の幅方向に向けて搭載するフロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）式車両に適するように構成した例である。すなわち、入力軸１の延長線上に第１中間軸１７が配置されるとともに、その第１中間軸１７を挟んで入力軸１側に遊星歯車機構４８が配置され、かつこれとは反対側にオイルポンプ２が配置されている。換言すれば、入力軸１とオイルポンプ２とが、第１中間軸１７および伝動機構であるギヤ対もしくは歯車機構を挟んだ互いに反対側に配置されている。したがって入力軸１がその遊星歯車機構４８のリングギヤ４８Ｒに連結されている。

また、前記遊星歯車機構４８の半径方向での外側に他の遊星歯車機構４９が配置され、そのリングギヤ４９Ｒと入力軸１とが、カウンタギヤ対５３を介して連結されている。さらに、この遊星歯車機構４９に対して第２中間軸１８を挟んだ反対側にオイルポンプ３が配置されている。すなわち、各オイルポンプ２，３は、入力軸１とは反対側で、互いに半径方向に離隔して配置されている。そして、出力軸３２におけるカウンタギヤ対５３側の端部からデファレンシャル５４に所定の伝動機構５５を介してトルクを伝達するように構成されている。

さらに、第１中間軸１７には、遊星歯車機構４８側から順に、第５速駆動ギヤ３６Ａと第３速駆動ギヤ３５Ａと第１速駆動ギヤ３４Ａとが取り付けられており、これらのうち第５速駆動ギヤ３６Ａと第３速駆動ギヤ３５Ａとは、回転自在に第１中間軸１７に取り付けられ、これに対して第１速駆動ギヤ３４Ａは第１中間軸１７と一体化されている。そして、第５速駆動ギヤ３６Ａと第３速駆動ギヤ３５Ａとの間に、これらのギヤ３６Ａ，３５Ａを第１中間軸１７に対して選択的に連結する第３シンクロ４３が配置されている。

上記の第５速駆動ギヤ３６Ａに噛み合っている第５速従動ギヤ３６Ｂと第３速駆動ギヤ３５Ａに噛み合っている第３速従動ギヤ３５Ｂとが、各中間軸１７，１８に対して平行に配置された出力軸３２と一体となって回転するように配置されている。また、この出力軸３２には、前記第１速駆動ギヤ３４Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ３４Ｂが、回転自在に取り付けられている。さらに、この第１速従動ギヤ３４Ｂを挟んで前記第３速従動ギヤ３５Ｂとは反対側に、リバース従動ギヤ４２Ｂが回転自在に取り付けられている。そして、これら第１速従動ギヤ３４Ｂとリバース従動ギヤ４２Ｂとの間にこれらのギヤ３４Ｂ，４２Ｂを出力軸３２に対して選択的に連結する第１シンクロ３９が配置されている。

他方、第２中間軸１８には、前記第５速従動ギヤ３６Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ３８Ａと、前記第３速従動ギヤ３５Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ３７Ａとが回転自在に取り付けられている。そして、第４速駆動ギヤ３８Ａと第２速駆動ギヤ３７Ａとの間に、これらのギヤ３８Ａ，３７Ａを第２中間軸１８に対して選択的に連結する第２シンクロ４０が配置されている。なお、リバース駆動ギヤ４２Ａが、第２中間軸１８に一体となって回転するように取り付けられており、このリバース駆動ギヤ４２Ａは、アイドルギヤ４１を介して前記リバース従動ギヤ４２Ｂに噛み合っている。他の構成は、図４もしくは図５に示す構成とほぼ同様であり、したがって図２５に図４もしくは図５と同様の符号を付してその説明を省略する。

図２５に示すように構成した場合、各オイルポンプ２，３は、入力軸１に対してその軸線方向で反対側に配置され、この位置は、変速機の全体を収容しているハウジングＨの端部である。したがって、各オイルポンプ２，３をハウジングＨもしくはその一部を構成するエンドカバー（図示せず）によって保持することが可能になる。また、各オイルポンプ２，３についての油路をハウジングＨの肉部もしくはエンドカバーの肉部の内部に形成することができる。そのため、オイルポンプ２，３や油路をハウジングＨの一部もしくはエンドカバーと併せてユニット化することができ、それに伴って全体としての構成を小型・軽量化でき、さらには圧油の漏洩を抑制して高効率化や信頼性の向上を図ることができる。

また、図２５に示す構成の変速機で設定される変速段もしくは変速比およびそのための各オイルポンプ２，３ならびに各シンクロ３９，４０，４３の動作状態を図２６にまとめて示す。この図２６における各表記の意味は、前述した図３あるいは図６における各表記の意味と同じである。なお、図２６におけるアスタリスクは、シンクロを解放状態（中立位置）とすることにより、いわゆる引き摺りもしくは供回りやそれに起因する損失が生じないことを意味している。

すなわち、いずれか一方のオイルポンプ２，３を「ＬＯＣＫ」状態とし、かつ他方のオイルポンプ３，２を「ＯＦＦ」状態として変速比を設定すれば、「ＬＯＣＫ」状態のオイルポンプ２，３に連結されている中間軸１７，１８およびこれにトルク伝達可能に連結されているギヤ対のギヤ比に応じて変速比が決まり、またそのギヤ対を介して出力軸３２にトルクが伝達される。これに対して、「ＯＦＦ」状態のオイルポンプ３，２はトルク伝達もしくは変速比の設定に関与する必要がないので、このオイルポンプ３，２に連結されている中間軸１８，１７は、出力軸３２に対して遮断されていてもよい。

したがって、いずれかのギヤ対のギヤ比で決まる変速比を設定する場合には、そのギヤ対とは反対側の中間軸側のギヤ対を該中間軸もしくは出力軸３２に対して遮断するようにシンクロを解放制御することとしたのである。その結果、その中間軸側のオイルポンプ３，２と出力軸３２とはトルク伝達しないように遮断されるので、オイルポンプ３，２が引き摺られて回転することがなく、不必要にオイルを加圧したり、あるいは撹拌もしくは流動させたりして動力を損失することが防止される。

その状況を図２７に模式的に示してあり、図２７で横軸はトータルギヤ比を示して、縦軸は動力の伝達効率を示している。第１速（１ｓｔ）から第５速（５ｔｈ）の各ギヤ対のギヤ比で定まる変速比（いわゆる固定段）では、一方のオイルポンプ２，３が「ＬＯＣＫ」状態とされ、かつ他方のオイルポンプ３，２が「ＯＦＦ」状態とされるから、これらのオイルポンプ２，３の間でのオイルの受け渡しがないのに対して、これらの変速比の間の変速比を設定する場合には、オイルの受け渡しが生じるため、オイルの流動抵抗や撹拌などに起因する動力の損失が生じる。そのため、各固定段の間における伝達効率が幾分小さくなる。しかしながら、各固定段においても、「ＯＦＦ」側のオイルポンプ３，２が、出力軸３２に対して連結されている場合、すなわちシンクロを係合させて待機状態とされている場合には、そのオイルポンプ３，２を回転させることによる動力損失が生じる。そこで、待機状態を設定するシンクロを解放してオイルポンプ３，２と出力軸３２とを遮断すれば、図２７に上向きの矢印で示すように、オイルポンプ３，２を回転させることがなくなり、その分の動力消費が回避されるので、伝達効率が向上する。このように、いわゆる固定段でシンクロを解放状態に選択もしくは設定する手段が、この発明の選択手段に相当する。

さらに、この発明における中間軸と出力部材との間に設けられる複数の変速比を設定する伝動機構は、上述した複数のギヤ対に限られないのであり、巻き掛け伝動機構や摩擦伝動機構、あるいはこれらを利用した無段変速機構などを採用することができる。図２８には、図２５に示すギヤトレーンのうち、各固定段を設定するギヤ対およびカウンタギヤ対に替えて、第１速用ないし第５速用のチェーンドライブ機構１３４，１３５，１３６，１３７，１３８と、カウンタチェーンドライブ機構１５３を設けた変速機を示してある。なお、第一速と第二速、および第三速と第四速とで、従動側の回転部材を共用しないように構成してある。図２８における他の構成は図２５に示す構成と同様であり、したがって図２８に図２５と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、図２８には後進段を設定する機構は省略してある。

またさらに、この発明では、差動歯車機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構以外の機構を使用することができ、例えばダブルピニオン型遊星歯車機構を使用した構成であってもよい。また、この発明における可変容量型流体圧ポンプモータは、オイルポンプに限られず、他の適宜のポンプモータであってよく、要は、吸入量および吐出量を変更できるポンプモータであればよい。さらに、この発明では、可変容量型流体圧ポンプモータおよびこれに連結された中間軸は、二組に限られないのであり、三組以上設けてもよい。さらにまた、同期連結機構などの切換機構は、出力軸側と中間軸もしくは副軸側とのいずれに設けてもよい。

この発明の一例を模式的に示すスケルトン図である。 そのオイルポンプに関する油圧回路の一例を模式的に示す図である。 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。 この発明の他の例を模式的に示すスケルトン図である。 この発明の更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。 図４あるいは図５に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。 その各遊星歯車機構についての発進時の状態を示す共線図である。 図５に示す変速機の発進から第１速への動作状態を示すスケルトン図である。 その第１速でのアップシフト待機状態における各遊星歯車機構についての共線図である。 図５に示す変速機の第１速から第２速への動作状態を示すスケルトン図である。 その第１速から第２速への動作状態における各遊星歯車機構についての共線図である。 図５に示す変速機の第２速でのダウンシフト待機状態を示すスケルトン図である。 そのダウンシフト待機状態での各遊星歯車機構についての共線図である。 図５に示す変速機の第２速でのアップシフト待機状態を示すスケルトン図である。 そのアップシフト待機状態での各遊星歯車機構についての共線図である。 図５に示す変速機の第２速から第３速への動作状態における各遊星歯車機構についての共線図である。 図５に示す変速機の第３速でのダウンシフト待機状態における各遊星歯車機構について共線図である。 図５に示す変速機の第３速でのアップシフト待機状態における各遊星歯車機構について共線図である。 各オイルポンプの押し出し容積を順に変化させる逐次制御を行った場合の押し出し容積および変速比ならびに吐出圧の変化を示すタイムチャートである。 各オイルポンプの押し出し容積を同時に変化させる同時制御を行った場合の押し出し容積および変速比ならびに吐出圧の変化を示すタイムチャートである。 各オイルポンプの押し出し容積を同時に変化させるための連動機構の一例を示す模式図である。 各オイルポンプの押し出し容積を同時に変化させるための連動機構の他の例を示す模式図である。 制御弁および圧力制御弁の両方を用い、フェールセーフが成立するように構成した油圧回路の一例を示す図である。 変速機の動力伝達効率と動力源の運転効率とを併せて示す図である。 この発明に係る変速機の他の構成の例を示すスケルトン図である。 図２５に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。 各変速比での動力伝達効率を示す線図である。 この発明に係る変速機のまた更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。

符号の説明

１…入力部材（入力軸）、 ２，３…可変容量型流体圧ポンプモータ（オイルポンプ）、 １７，１８…中間軸、 １９…吐出油路、 ２０…オン・オフ弁、 ２７…電子制御装置、 ３２…出力部材（出力軸）、 ３４…第１速ギヤ対、 ３５…第３速ギヤ対、 ３６…第５速ギヤ対、 ３７…第２速ギヤ対、 ３８…第４速ギヤ対、 ３９，４０，４３，４７…同期連結機構、 ４８，４９…遊星歯車機構、 ５０…圧力制御弁、 １３４，１３５，１３６，１３７，１３８，１５３…チェーンドライブ機構。

Claims (14)

1. 入力部材からトルクの伝達される複数の中間軸と、各中間軸から出力部材に対して所定の減速比もしくは増速比でトルクを伝達する伝動機構とを備えた変速機において、
   各中間軸毎に設けられ、動力と圧力流体との入力の状態に応じて容量が変化するポンプおよびモータに切り替わって動作することにより前記入力部材から各中間軸に対する動力の伝達状態を変更する可変容量型流体圧ポンプモータと、
   ポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータからの流体の吐出状態を制御してその出力トルクを制御し、またポンプとして機能するいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータから吐出させた流体を他の可変容量型流体圧ポンプモータに供給して該他の可変容量型流体圧ポンプモータをモータとして機能させる制御手段と
   を備えていることを特徴する変速機。
2. 各中間軸毎に設けられ、相互に差動作用を行う入力要素と反力要素と出力要素とを有する差動歯車機構を更に備え、
   前記入力要素に前記入力部材が連結されるとともに前記反力要素に前記可変容量型流体圧ポンプモータの出力軸がそれぞれ連結され、かつ前記出力要素に前記中間軸がそれぞれ連結されており、
   前記制御手段は、変速比を変更する際に、小さい変速比を設定するために前記反力要素に対してその回転を止める方向にトルクを作用させるいずれかの可変容量型流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、かつ該いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータから吐出した流体を、大きい変速比を設定するために他の所定の反力要素に対してトルクを出力する他の可変容量型流体圧ポンプモータに供給して該他の可変容量型流体圧ポンプモータをモータとして機能させる手段を含むこと
   を特徴とする請求項１に記載の変速機。
3. 前記制御手段は、いずれかの中間軸から前記伝動機構を介して出力部材にトルクを伝達してその伝動機構に応じた変速比を設定している状態で前記いずれかの中間軸に前記入力部材からトルクを伝達するように動作している可変容量型流体圧ポンプモータ以外の他の可変容量型流体圧ポンプモータを、該他の可変容量型流体圧ポンプモータに連結された中間軸に対して入力軸からのトルクが実質的に伝達されないようにポンプ容量を低下させる手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の変速機。
4. いずれか一つの中間軸を介して前記出力部材にトルクを伝達することにより設定される変速比と、少なくとも二つの中間軸を介して前記出力部材にトルクを伝達することにより設定される変速比とのいずれかを、前記入力部材に連結された動力源の運転効率と、前記入力部材から出力部材に動力を伝達する動力伝達効率との両方の効率に基づいて選択する変速比選択手段を更に備え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変速機。
5. ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出圧を制御する吐出圧制御手段が更に設けられていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の変速機。
6. 前記吐出圧制御手段は、最高圧力を規制するカット弁を含むことを特徴とする請求項５に記載の変速機。
7. 前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータから前記モータとして機能する前記他の可変容量型流体圧ポンプモータへの流体の流動を制御する制御弁が更に設けられていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の変速機。
8. 前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータの吐出側の流体圧回路の異常を検出する異常検出手段と、
   その異常が検出された場合に前記ポンプとして機能する可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量を低下させる解放制御手段と
   を更に備えてい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変速機。
9. 前記吐出圧制御手段が、電気的な異常時に、前記吐出圧を最低圧に設定する状態に切り替わる弁を含み、
   前記制御弁が、電気的な異常の場合に、前記流体の流動を最も許容する状態に切り替わる弁を含む
   ことを特徴とする請求項７に記載の変速機。
10. 前記入力部材と前記いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータとが、前記いずれかの中間軸および伝動機構を挟んで、互いに反対側に配置され、かつ他の可変容量型流体圧ポンプモータが前記いずれかの可変容量型流体圧ポンプモータの半径方向で外側に配置されていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
11. 前記伝動機構を、前記中間軸と前記出力部材との間でトルクを伝達する状態と前記中間軸と前記出力部材との間でのトルク伝達を遮断する状態とに切り替える切換機構と、
    いずれかの伝動機構によりいずれかの中間軸と前記出力部材との間でトルクが伝達されている状態で、他の中間軸と前記出力部材との間に設けられている他の伝動機構をトルク伝達状態とトルク遮断状態とに選択して設定する選択手段と
    を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
12. 変速比を変更する際にいずれか一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を増大させるとともに、他のいずれかの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を減少させ、かつ一方可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させた後に他の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させる変速制御手段を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
13. 変速比を変更する際にいずれか一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を増大させるとともに、他のいずれかの前記可変容量型流体圧ポンプモータのポンプ容量もしくはモータ容量を減少させ、これらの容量の増大および減少を同時に実行する変速制御手段を更に備えていることを特徴とする請求項１に記載の変速機。
14. 前記変速制御手段は、前記一方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を変化させている状態では、前記他方の可変容量型流体圧ポンプモータの容量を固定する手段を含むことを特徴とする請求項１２に記載の変速機。

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