JP2009121639A - 可変容量型ポンプモータ式変速装置およびその制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】最高速段もしくはこれに近い変速比での動力伝達効率を向上させる。
【解決手段】動力源１が連結されている差動機構６，８に、該動力源から伝達される入力トルクに対する反力トルクを与える可変容量型ポンプモータ７，９と、その差動機構から出力されたトルクが伝達される中間軸４，５と出力軸２との間に設けられかつ選択的に動力伝達可能な状態に制御される複数の変速段ギヤ対１５，１２，１６，１７とを有する変速装置において、動力源が出力したトルクを伝達する入力軸と出力軸１４との間に、入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以上になる場合にトルクを伝達する一方向クラッチ２４と、正逆両方向にトルク伝達可能なクラッチ機構２３とが直列に連結して配置され、かつ前記複数の変速段ギヤ対によって設定される変速比のうち最も小さい変速比が“１”以下の所定値である。
【選択図】図１

Description

この発明は、内燃機関などの動力源を差動機構および変速用伝動機構を介して出力部材に伝達し、かつその差動機構に対して可変容量型ポンプモータで反力トルクを与えることにより出力部材のトルクを制御できる変速装置およびその制御装置に関するものである。

この種の変速機の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、二組の差動機構における入力要素のそれぞれにエンジンを連結する一方、各差動機構における反力要素に可変容量型のポンプモータを連結するとともに、いずれかのポンプモータは押出容積を正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型とし、さらに各差動機構における出力要素と出力部材との間に、同期連結機構（シンクロナイザー）を介して選択的にトルク伝達可能とされる複数の変速段用ギヤ対を設けて構成されている。さらに、それらのポンプモータは、いわゆる正回転状態で圧油を吐出する吐出口同士、および圧油を吸入する吸入口同士を連通させる閉油圧回路によって接続されている。

したがって、特許文献１に記載されている変速機では、それぞれのポンプモータの押出容積を所定の容積に設定するとともに、隣接する変速段を設定するための変速段用ギヤ対をトルクを出力部材に対してトルク伝達可能な状態とすることにより、一方のポンプモータがポンプとして機能して油圧を発生し、それに伴う反力が一方の差動機構における反力要素に作用する。その差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが作用し、反力要素にはポンプモータによる反力トルクが作用しているので、これらのトルクを合成したトルクが出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力され、そのギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。

これに対して、他方のポンプモータは前記閉油圧回路を介して圧油が供給されることによりモータとして機能し、そのトルクが他方の差動機構における反力要素に伝達される。その他方の差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが入力されているので、そのトルクと反力要素に伝達されたトルクとが合成されて出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力され、そのギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。すなわち、出力部材には二組の変速用ギヤ対を介して伝達されたトルクを合成したトルクが現れる。そして、そのトルクは、油圧を介して伝達されるトルクの割合すなわちポンプモータの押出容積に応じて変化し、したがって変速比を連続的に変化させることができる。

さらに、特許文献１に記載された変速機で、いずれか一方のポンプモータの押出容積をゼロにすれば、閉油圧回路での圧油の流動が阻止されるので、他方のポンプモータがロックされる。その結果、そのポンプモータが連結されている差動機構の反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達され、その変速用ギヤ対のギヤ比に応じた変速比（変速段）が設定される。したがってこの場合、油圧を介した動力の伝達が生じないので、動力伝達効率が相対的に良好になる。

また従来、車両用の変速機において、一方向クラッチによって所定の回転部材を選択的に連結することが行われており、例えば特許文献２には、油圧ポンプと油圧モータとを閉油圧回路で連結した油圧機械式無段変速機において、エンジンブレーキ時の出力軸回転数が入力軸回転数を上回る時に入力軸と出力軸とを直結する一方向クラッチを備えた構成が記載されている。

入力軸と出力軸とを必要に応じて直結するように構成された変速装置が特許文献３に記載されている。これは、２段タービン流体変速機と、該２段タービン流体変速機に接続された２組の遊星歯車機構で構成された減速比制御装置と、その減速比制御装置に連結された少なくとも１組の減速遊星歯車列からなる減速装置と有し、入力回転速度が出力回転速度より大きい場合には減速装置が減速動作を行い、入力回転速度と出力回転速度とが等しい時には入力軸と出力軸とを直結させるように構成されている。

さらにまた、特許文献４には、ローモードからハイモードになるときに、無段変速機の変速比を制御してエンジン入力軸と無段変速機の入力軸との回転数を同期させ、その後に直結クラッチを係合させてそれらの軸を連結するように構成された変速装置が記載されている。

特開２００７−６４２６９号公報 特開平１１−２８７３２３号公報 特許第３９３５１１８号公報 特許第３４９５７９０号公報

上述したように特許文献１に記載されているように、一方のポンプモータの押出容積をゼロにして他方のポンプモータをロックすれば、他方の差動機構における反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達される。これは、動力を油圧の流動に変換することのないいわゆる機械的な動力伝達になるので、動力の伝達効率が相対的に良好になる。しかしながら、実際には、ポンプモータでの油圧の漏洩が不可避的に生じ、これが動力の損失の原因になるとともに、変速比が低速側に僅かに増大して動力源の回転数が高回転数になる。また、たとえ変速比が“１”の最高速段であっても、そのための変速段用ギヤ対を介して動力を伝達するから、ギヤを介したトルク伝達で不可避的に生じる摩擦が動力損失の要因となる。

そこで、差動機構の反力要素をポンプモータで固定する替わりに、新たに設けたブレーキ機構によってその反力要素を固定することが考えられる。しかしながら、その場合であっても変速段用ギヤ対での動力損失を回避することはできない。また、そのブレーキ機構で反力要素を固定できるとしても、駆動トルクの急変などによるショックを生じることなくブレーキ機構を係合させる技術は知られていない。このように、上記のポンプモータを備えた変速装置を車両に搭載して使用するためには、未だ改善もしくは開発する余地が多分にあった。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、車両に搭載した場合にはいわゆる直結段での燃費を改善でき、またショックを生じることなくその直結段を設定することのできる可変容量型ポンプモータ式変速装置およびその制御装置を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、油圧を発生することに伴う反力を動力源が連結されている差動機構に該動力源から伝達される入力トルクに対する反力トルクとして与える可変容量型ポンプモータと、その差動機構から出力されたトルクが伝達される中間軸と出力部材との間に設けられかつ選択的に動力伝達可能な状態に制御される複数の変速段用伝動機構とを有する可変容量型ポンプモータ式変速装置において、前記動力源が出力したトルクを伝達する入力軸と前記出力部材との間に、前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以上になる場合にトルクを伝達する一方向クラッチと、正逆両方向にトルク伝達可能なクラッチ機構とが直列に連結して配置され、かつ前記複数の変速段用伝動機構によって設定される前記出力部材の回転数に対する前記動力源の回転数の比である変速比のうち最も小さい変速比が“１”以下の所定値であることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置を制御する制御装置であって、前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以下であることを判断する回転数判断手段と、この回転数判断手段により前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以下であることが判断された場合に前記クラッチ機構を係合状態に切り替えるクラッチ制御手段と、前記クラッチ機構が係合状態に切り替えられた際もしくはその後に前記可変容量型ポンプモータから出力される油圧を低下させる反力制御手段とを備えていることを特徴とする制御装置である。

請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記反力制御手段は、前記可変容量型ポンプモータの吐出口に連通されている排圧弁を開く手段と、前記可変容量型ポンプモータの押出容積を低下させる手段とのいずれか一方を含むことを制御装置である。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかに記載の発明において、前記クラッチ機構は、噛み合い式のクラッチ機構を含むことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置である。

請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記噛み合い式のクラッチ機構は、互いに連結される部材の回転数を同期させる同期機構を備えていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置である。

請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記所定値は、前記可変容量型ポンプモータにおける圧油の漏れに起因する変速比の増大に基づいて定められた値であることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置である。

請求項１の発明によれば、クラッチ機構を解放し、かつ可変容量型ポンプモータで油圧を発生させることにより差動機構に対して反力トルクを与えている状態では、動力源が出力したトルクと反力トルクとが差動機構で合成され、そのトルクが所定の変速段用伝動機構を介して出力部材に伝達される。これに対して、クラッチ機構を係合させるとともに、これと直列に関係にある一方向クラッチが係合すると、動力源の出力トルクがそのまま出力部材に伝達されて、いわゆる直結段となる。その場合、可変容量型ポンプモータが反力を出力する必要がなく、またいずれの変速段用伝動機構を介することなく出力部材に動力を伝達できるので、油圧の漏れやギヤでの摩擦などによる動力損失を解消し、動力伝達効率を向上させることができる。また、変速段用伝動機構によって最小の変速比（いわゆる最高速段）が設定されている状態でクラッチ機構を係合状態にすると、その変速比が“１”以下の所定値であることにより、一方向クラッチは解放状態に維持され、したがってクラッチ機構での過剰な滑りもしくは摩擦を生じさせることなく、クラッチ機構を容易に係合させることができる。そして、動力源から出力部材に対してトルクを伝達するべく入力軸の回転数が出力部材の回転数以上になる作用が生じると、一方向クラッチが自動的に係合するので、いわゆる直結段をショックを生じることなく、もしくはショックを低減した状態で設定することができる。

請求項２の発明によれば、入力軸の回転数が出力部材の回転数以下であることの判断が成立した場合に、クラッチ機構が係合状態に切り替えられる。したがって、一方向クラッチが解放状態を維持したままクラッチ機構が係合させられる。その後、可変容量型ポンプモータの出力圧が低下する制御が実行され、差動機構での反力トルクが低下させられる。そのため、差動機構における動力源からの入力トルクに対する反力トルクが低下することにより、動力源の回転数すなわち前記入力軸の回転数が増大するので、一方向クラッチが係合する。こうしていわゆる直結段が設定され、これは、一方向クラッチが自動的に係合することによるものであるから、ショックを防止もしくは低減することができる。

請求項３の発明によれば、可変容量型ポンプモータを保護するために通常設けられる排圧弁を利用して前記反力トルクを低下させることができ、あるいは可変容量型ポンプモータの本来の機能である押出容積の変更機能を利用して前記反力トルクを低下させることができるので、装置の全体としての構成を簡素化することができ、また制御が容易になる。

請求項４の発明によれば、クラッチ機構が噛み合い式のものであることにより、滑りやそれに伴う動力損失を低減することができ、また係合状態を維持するために特には動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。また、その噛み合い式クラッチ機構は上述した一方向クラッチに対して直列に連結されているので、ショックの悪化要因となることはない。

請求項５の発明によれば、クラッチ機構を係合させる場合、その同期機構によって回転数の同期が行われた後に係合するから、クラッチ機構を滑らかに係合させることができる。その場合、同期のために回転数を変化させる部材は、クラッチ機構に対して直列に連結されている一方向クラッチだけであって同期の際の慣性トルクが小さいので、同期機構を小容量の小型のものとすることができる。

請求項６の発明によれば、クラッチ機構を係合させるいわゆる直結段を設定する直前の変速比（変速段）が、その変速比を設定している際の油圧の漏れに起因する変速比の増大を見込んで、“１”以下になるように構成されているので、クラッチ機構を係合させる場合、一方向クラッチを確実に解放状態に維持することができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１はこの発明に係る変速装置の一例を示しており、伝達するべき動力（エネルギ）の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として４つの前進段および１つの後進段を設定するように構成した例であり、特にエンジンなどの動力源１を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に適するように構成した例である。すなわち、動力源１が出力した動力を伝達する入力軸２と同一の軸線上、もしくはこれに平行な軸線上に、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。

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

前記各軸線上に配置されている機構は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図１に示す例では、差動機構と、これに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、三つの回転要素によって差動作用を行うものであればよく、歯車やローラを回転要素とした機構であり、そのうちの歯車式差動機構としてはシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構を使用することができる。また、反力機構は、選択的にトルクを出力できる機構であればよく、油圧などの流体式のポンプモータや電気的に動作するモータ・ジェネレータなどを用いることができる。

図１に示す例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構として可変容量型油圧ポンプモータが用いられている。以下の説明では、エンジン１および入力軸２に平行な第１ドライブ軸４およびこれに回転自在に嵌合させられている第２ドライブ軸５と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構６と記し、また油圧ポンプモータを仮に第１ポンプモータ７と記す。さらに、これと平行に配置されている遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構８と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ７を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９を図にはＰＭ２と記すことがある。

第１ドライブ軸４と第２ドライブ軸５とはこの発明における中間軸に相当し、これらのうち一方のドライブ軸（この例では、第２ドライブ軸５）は中空構造であって、第１ドライブ軸４の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸４，５は第１遊星歯車機構６を挟んで第１ポンプモータ７とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１遊星歯車機構６は、外歯歯車であるサンギヤＳ１と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ１と、これらのサンギヤＳ１とリングギヤＲ１とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリアＣ１とを回転要素とするシングルピニオン型の遊星歯車機構である。前記の入力軸２にカウンタギヤ対１０のカウンタドライブギヤ１０Ａが取り付けられており、これに噛み合っている一方のカウンタドリブンギヤ１０Ｂが、第１ポンプモータ７および第１遊星歯車機構６と同一軸線上に回転自在に配置されている。そして、このカウンタドリブンギヤ１０Ｂは、スタート（Ｓ）シンクロ１１を介してリングギヤＲ１に連結されている。

このスタートシンクロ１１はいわゆる発進用切換機構であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ１の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ１を固定することができるように構成されている。したがってリングギヤＲ１が入力要素となっている。

また、サンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ７のロータ軸７Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ１が反力要素となっている。そして、キャリアＣ１に第１ドライブ軸４が連結されている。したがって、キャリヤＣ１が出力要素となっている。

第１ポンプモータ７は、押出容積を変更できる可変容量型であり、この図１に示す例では、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第１遊星歯車機構６と同一軸線上に配置されている。この種の第１ポンプモータ７としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

一方、第２遊星歯車機構８は、上記の第１遊星歯車機構６と同様の構成であって、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリアＣ２とを回転要素とし、これら三つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。

そして上記の第１遊星歯車機構６と同様に、入力軸２に取り付けられたカウンタドライブギヤ１０Ａに噛み合っている他方のカウンタドリブンギヤ１０Ｃが、リングギヤＲ２に連結されている。すなわち、リングギヤＲ２に入力軸２がカウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。また、サンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ２が反力要素となっている。そして、キャリアＣ２にこれと同一軸線上に配置された第３速駆動ギヤ１２Ａが連結されている。したがってキャリアＣ２が出力要素となっている。

第２ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、第２遊星歯車機構８に対してエンジン１側（図１の左側）に、第２遊星歯車機構８と同一軸線上に配置されている。この種の第２ポンプモータ９としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

ここで、発進用切換機構としてのスタートシンクロ１１について説明すると、このスタートシンクロ１１は、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図１には同期連結機構からなるスタートシンクロ１１が記載されている。このスタートシンクロ１１は、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１１Ｓを備えており、このスリーブ１１Ｓを挟んだ両側に、前述のカウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび例えば変速機のケーシング（図示せず）に固定された固定部１３に一体化させたスプラインが配置されている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図１の左側に、カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図１の右側に、固定部１３に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図１の左側に移動させることにより、カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂを第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１に連結し、スリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１を固定部１３に連結してリングギヤＲ１の回転を規制し、すなわちリングギヤＲ１を固定し、さらにスリーブ１１Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂあるいは固定部１３のいずれとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。

上記のように、この例における第１遊星歯車機構６は、リングギヤＲ１およびサンギヤＳ１およびキャリアＣ１を、それぞれ入力要素および反力要素ならびに出力要素とするシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されている。そのため、上記のようにスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させてリングギヤＲ１を固定することにより、サンギヤＳ１の回転数に対してキャリアＣ１の回転数を減速することができる。すなわち、第１遊星歯車機構６は、スタートシンクロ１１を動作させて第１遊星歯車機構６の入力要素となっているリングギヤＲ１を固定することにより、第１遊星歯車機構６の反力要素となっているサンギヤＳ１に第１ポンプモータ７の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ１のトルクを増幅して第１遊星歯車機構６の出力要素となっているキャリアＣ１から出力する減速機構として機能する構成となっている。

各ドライブ軸４，５から動力が伝達される出力軸１４が、各ドライブ軸４，５と平行になるように、また入力軸２と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速装置は、その主要部分がいわゆる２軸構造になっている。これら各ドライブ軸４，５と出力軸１４との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸２と出力軸１４との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図１に示す例では、前進走行のための４つのギヤ対１２，１５，１６，１７と後進走行のためのギヤ対１８とが設けられている。

すなわち、出力軸１４上には、エンジン１側から順に、第３速従動ギヤ１２Ｂ、第１速従動ギヤ１５Ｂ、リバース従動ギヤ１８Ｂ、第４速従動ギヤ１７Ｂ、第２速従動ギヤ１６Ｂが配置されており、これらのうち第３速従動ギヤ１２Ｂおよび第１速従動ギヤ１５Ｂならびにリバース従動ギヤ１８Ｂの三つの従動ギヤは出力軸１４に対して回転自在に嵌合しており、これに対して第４速従動ギヤ１７Ｂおよび第２速従動ギヤ１６Ｂは出力軸１４と一体化されている。

これに対して、前記第２ドライブ軸５には、前記第３速従動ギヤ１２Ｂに噛み合っているカウンタギヤ１２Ｃと、前記第１速従動ギヤ１５Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ１５Ａが一体となって回転するように設けられている。なお、第１速駆動ギヤ１５Ａは、第１速従動ギヤ１５Ｂより歯幅の広い歯車であって、第１速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されているリバース従動ギヤ１８Ｂとの間に設けられたアイドルギヤ１８Ａに噛み合っている。したがって、第１速駆動ギヤ１５Ａはリバース駆動ギヤを兼ねている。さらに、第１ドライブ軸４は、その外周側の第２ドライブ軸５からその先端側に突出しており、その突出部分には、第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ１７Ａと、第２速従動ギヤ１６Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ１６Ａとが回転自在に嵌合させられている。

上述した各ギヤ対のうち、前進走行のための変速比（変速段）を設定する第１速ないし第４速のギヤ対１５，１６，１２，１７のギヤ比（従動側のギヤの歯数に対する駆動側のギヤの歯数の比）は、ここに挙げたギヤ対１５，１６，１２，１７の順に小さくなっている。そして、最高速変速比（最高速段）を設定するための第４速ギヤ対１７のギヤ比は、エンジン１の回転数（もしくは入力軸２の回転数）と出力軸１４の回転数との比である変速比が、“１”より僅かに小さい所定値となるギヤ比に設定されている。

その所定値は、油圧の漏れに起因する変速比のズレを考慮して設定され、これは、実験に基づき、もしくはシミュレーションを行うなどのことによって設定できる。より具体的に説明すると、図１に示す構成の変速装置は、後述するように、一方のポンプモータ７をポンプとして動作させるとともに他方のポンプモータ９をモータとして動作させることにより、あるいはいずれかのポンプモータ７，９を圧油の給排が生じないようにロックすることにより入力軸２から出力軸１４にトルクを伝達する。最高速段は、第１ポンプモータ７をロックし、かつ第４速ギヤ対１７をトルク伝達可能な状態にして設定されるが、その場合、第１ポンプモータ７は、反力を生じさせることに伴う高圧を発生するので、シール部などから不可避的に油圧が漏洩する。その結果、第１ポンプモータ７が僅かに回転したり、反力トルクが僅かに低下したりし、これが変速比の増大となって現れる。言い換えれば、変速比がギヤ比などの機械的構造に基づいて定まる値より僅かに大きくなる。第４速ギヤ対１７のギヤ比は、上記の漏れに起因する変速比の増大分を見込んで、変速比が“１”以下となるように設定されている。

上記の各ギヤ対１５，１６，１２，１７，１８を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対１５，１６，１２，１７，１８におけるいずれかの回転自在なギヤを、そのギヤが取り付けられている軸に対してトルクを伝達できるように連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構（シンクロナイザー）を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）や摩擦式クラッチなどを使用することができる。

図１に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第１ドライブ軸４上で、第２速駆動ギヤ１６Ａと第４速駆動ギヤ１７Ａとの間に第１シンクロ２０が配置され、また出力軸１４上で、リバース従動ギヤ１８Ｂに隣接する位置に第２シンクロ２１が配置され、さらに出力軸１４上で、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１２Ｂとの間に第３シンクロ２２が配置されている。これらのシンクロ２０，２１，２２は、従来の手動変速機で用いられているものと同様であって、出力軸１４に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。すなわち、同期機構を備えたクラッチ機構である。

したがって第１シンクロ２０は、そのスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速駆動ギヤ１６Ａを第１ドライブ軸４に連結し、またスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速駆動ギヤ１７Ａを第１ドライブ軸４に連結し、さらにスリーブ２０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの駆動ギヤ１６Ａ，１７Ａとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ２１は、そのスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１８Ｂを出力軸１４に連結し、またスリーブ２１Ｓをリバース従動ギヤ１８Ｂから離れる方向（図１の右方向）に移動させることにより、ニュートラル状態となるように構成されている。そして、第３シンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１５Ｂを出力軸１４に連結し、またスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１２Ｂを出力軸１４に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを図１の中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１２Ｂ，１５Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。

上述した入力軸２と出力軸１４とは同一軸線上に配置されていて、それぞれの端部が互いに接近しており、これら入力軸２と出力軸１４との間には、各軸２，４を一体となって回転するように連結するための連結機構と一方向クラッチとが直列に設けられている。その連結機構は、シンクロナイザーや摩擦クラッチなどのように回転数を同期させる同期機能のあるクラッチ機構であり、また一方向クラッチは所定の方向に回転数差がある二つの回転部材で係合してトルクを伝達し、またこれとは反対方向に回転数差がある場合には解放状態となってトルクを伝達を行わないクラッチ機構である。

図１に示す例では、前述したシンクロ１１，２０，２１，２２と同様の構成の直結用シンクロ２３と、入力軸２の回転数が出力軸１４の回転数以上となる場合に係合する一方向クラッチ２４とが設けられている。具体的に説明すると、直結用シンクロ２３は、ハブにスプライン嵌合したスリーブ２３Ｓを備え、そのスリーブ２３Ｓを図１の左方向に移動させることにより、入力軸２と一体のスプラインにスリーブ２３Ｓが嵌合してトルク伝達可能な状態となるように構成されている。また、スリーブ２３Ｓを上記のように図１の左方向に移動させることに伴ってシンクロナイザーリングがテーパーコーン（それぞれ図示せず）に摩擦接触して回転数を合わせる同期作用が生ずるようになっている。

そして、この直結用シンクロ２３のハブと出力軸１４との間に一方向クラッチ２４が設けられている。したがって、図１に示す構成では、入力軸２に対して出力軸１４が高速で回転している状態では、一方向クラッチ２４が解放状態となるので、その状態では入力軸２と出力軸１４との間でトルク伝達が生じず、直結用シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを係合状態に切り替えることができる。その後、入力軸２の回転数が出力軸１４の回転数以上になるようにトルクが作用すると、一方向クラッチ２４が係合して入力軸２から出力軸１４に対してトルクが伝達されるようになっている。なお、これら、直結用シンクロ２３と一方向クラッチ２４との配列は図１に示す配列とは反対であってもよく、入力軸２と前記ハブとの間に一方向クラッチ２４を配置し、直結用シンクロ２３は出力軸１４に係合するように構成してもよい。

上記の各シンクロ１１，２０，２１，２２，２３の各スリーブ１１Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ（図示せず）によって切換動作させるように構成することができる。また、前述の各ポンプモータ７，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、電子制御装置（ＥＣＵ）２５によって電気的に制御される。この電子制御装置２５は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータや予め記憶しているデータおよびプログラムに従って演算を行い、押出容積を設定し、あるいは各シンクロ１１，２０，２１，２２を動作させるための指令信号を出力するようになっている。

つぎに、上記の各ポンプモータ７，９を制御するための流体圧回路（油圧回路）について説明する。各ポンプモータ７，９がいわゆる正回転した場合の吸入口７Ｓ，９Ｓ同士、および吐出口７Ｄ，９Ｄ同士が、図２に示すように、油路２６，２７によって互いに連通され、全体として閉回路を構成している。その油路２６，２７同士の間には、一方の油路２６の圧力が設定圧力を超えた場合に開弁して圧油を他方の油路２７に排出する電磁リリーフ弁２８と、他方の油路２７の圧力が設定圧力を超えた場合に開弁して圧油を一方の油路２６に排出する電磁リリーフ弁２９とが設けられている。なお、これらの電磁リリーフ弁２８，２９は、設定圧を電気的に制御し、あるいは設定圧をゼロにする制御を電気的に行うことのできる電磁弁である。

また、上記の閉回路には流体（具体的にはオイル）を補給するためのチャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）３０が設けられている。このチャージポンプ３０は、上記の閉回路からの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、前述したエンジン１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン３１からオイルを汲み上げて閉回路に供給するようになっている。このチャージポンプ３０の吐出口は、前記閉回路における油路２６と油路２７とにそれぞれチェック弁３２，３３を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３２，３３は、チャージポンプ３０からの吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。さらに、チャージポンプ３０の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３４が、チャージポンプ３０の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３４は、スプリングによる弾性力とパイロット圧もしくはソレノイドによる押圧力との和より高い圧力が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３１に排出するように構成されており、したがってチャージポンプ３０の吐出圧をパイロット圧に応じた圧力に設定するように構成されている。

つぎに、上述した変速装置の作用について説明する。図３は、いずれかのギヤ対１５，１６，１２，１７，１８のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第１および第２のポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，２０，２１，２２，２３の動作状態をまとめて示す図表であって、この図３における各ポンプモータ７，９についての「０」は、ポンプ容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されてもロータ軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する第１あるいは第２のポンプモータ７，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方のポンプモータ７（もしくは９）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ９（もしくは７）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１１，２０，２１，２２，２３についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１１Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１１，２０，２１，２２，２３をＯＦＦ状態（中立位置）に設定している状態を示し、斜体の「Ｎ」は引き摺りを低減するためＯＦＦ状態（中立位置）に設定していることを示す。

図示しないシフト装置によってニュートラルポジションが選択されていることによりニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ７，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１１，２０，２１，２２，２３がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１１Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓ，２３Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１５，１６，１２，１７，１８も出力軸１４に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ７，９がいわゆる空回り状態となる。したがって、各遊星歯車機構６，８のリングギヤＲ１，Ｒ２にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１，Ｓ２に反力が作用しないため、出力要素であるキャリアＣ１，Ｃ２に連結されている各ドライブ軸４，５にはトルクが伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第２シンクロ２１および直結用シンクロ２３をＯＦＦ状態に設定したまま、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓ、および第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓ、ならびにスタート（Ｓ）シンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、それぞれ、図１の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１５Ｂが出力軸１４に連結されて、出力軸１４に対してトルク伝達可能な状態になり、また第２速駆動ギヤ１６Ａが第１ドライブ軸４に連結されてトルク伝達可能な状態になる。その結果、第２ドライブ軸５と出力軸１４とが第１速ギヤ対１５を介して連結され、第１ドライブ軸４と出力軸１４とが第２速ギヤ対１６を介して連結される。また、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１がスタートシンクロ１１を介して固定される。

すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速および第２速を設定する状態となる。そして、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１が固定されるので、第１遊星歯車機構６は、サンギヤＳ１にロータ軸７Ａを介して第１ポンプモータ７の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ１の回転数に対して第１遊星歯車機構６の出力要素であるキャリアＣ１の回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤＳ１にロータ軸７Ａを介して第１ポンプモータ７の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ１のトルクに対して第１遊星歯車機構６の出力要素であるキャリアＣ１のトルクが増幅される減速機構として機能する状態となる。

したがって、車両の発進時に、シフトポジションが走行ポジションに切り替えられることに伴い、エンジン１の動力が第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１２ならびにカウンタギヤ１２Ｃ、第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１５を介して出力軸１４に伝達される動力伝達経路と、第１ポンプモータ７が出力したトルクが第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４に伝達される動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成されることになる。

この状態では、車両が未だ停止しているので、第２遊星歯車機構８では、キャリアＣ２が停止している状態でリングギヤＲ２にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ２がリングギヤＲ２の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ７，９の押出容積を次第に大きくすると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能して油圧を発生する。すると、それに伴う反力が第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２に作用するので、キャリアＣ２にこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第３速ギヤ対１２およびカウンタギヤ１２Ｃならびに第１速ギヤ対１５を介して出力軸１４に動力が伝達される。

上記の第２ポンプモータ９はいわゆる逆回転してポンプとして機能しているから、その吸入ポート９Ｓから圧油を吐出し、これが第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ７がモータとして機能し、そのロータ軸７Ａからいわゆる正回転方向のトルクが出力され、そのトルクが第１遊星歯車機構６におけるサンギヤＳ１に入力される。このとき、第１遊星歯車機構６は、上記のようにリングギヤＲ１が固定されてキャリアＣ１を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ１に入力されたトルクは、第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４に伝達される。すなわち第１ポンプモータ７から出力されたトルクが増幅されて出力軸１４へ伝達される。

このように、車両の発進時には、エンジン１から入力された動力の一部が第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１２ならびにカウンタギヤ１２Ｃおよび第１速ギヤ対１５を介して出力軸１４に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第１ポンプモータ７に伝達され、さらにこの第１ポンプモータ７から出力軸１４にトルクが増幅されて伝達される。このように発進時には、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力が出力軸１４に出力される。すなわち、発進時には、第１ポンプモータ７が出力するトルクを増幅して変速装置が出力するトルクに付加することができる。言い換えると、車両の発進時に、第１ポンプモータ７の出力トルクを増幅して出力軸１４へ伝達することができ、第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸５および第１速ギヤ対１５を介して出力軸１４へ動力が伝達される動力伝達系統と併せて、２つの動力伝達系統を成立させることができる。その結果、大きな駆動力が要求される車両の発進時に、より大きな駆動トルクを得ることができ、車両の発進加速性を向上することができる。

上記のような動力の伝達状態では、出力軸１４に現れるトルクは、第１速ギヤ対１５を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速装置の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第１遊星歯車機構６におけるサンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ７の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機の全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ７の押出容積が“０”になると、閉回路での圧油の流動が阻止されるので第２ポンプモータ９がロックされ、固定変速比である第１速となる。

こうして第２ポンプモータ９がロックされると、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２ドライブ軸５および第１速ギヤ対１５を介して、出力軸１４に伝達される。こうして固定変速比である第１速が設定される。

この第１速の状態で第１シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそれらのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ７を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓおよび第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓをいずれも図１の右側に移動させたまま、また第２シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定したまま、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の左側に移動させて、カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂを第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１に連結すれば、入力軸２が、カウンタギヤ対１０および第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１の右側に移動させて第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１を固定しておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では、第１ポンプモータ７およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ７の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ７がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのキャリアＣ１から第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４にトルクが伝達される。

第１ポンプモータ７がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート７Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第２ドライブ軸５に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１４にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第１ポンプモータ７の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構６および第２速ギヤ対１６を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速装置の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５で決まる変速比から第２速ギヤ対１６で決まる変速比に次第に低下する。すなわちアップシフトする。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ７の押出容積が最大まで増大し、かつ第２ポンプモータ９の押出容積がゼロになることにより、第１ポンプモータ７がロックされて固定変速比である第２速となる。

すなわち、各ポンプモータ７，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第１ポンプモータ７は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第１遊星歯車機構６のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構６ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して、出力軸１４に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。

この第２速の状態で第３シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１２Ｂを出力軸１４に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１５Ｂを出力軸１４に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第２ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２に作用してこれが正回転し、そのトルクが第３速ギヤ対１２を介して出力軸１４に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ７がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構６のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１４にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１２を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速装置の全体としての変速比は、第２速ギヤ対１６で決まる変速比から第３速ギヤ対１２で決まる変速比に次第に低下する。すなわち、アップシフトする。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大し、かつ第１ポンプモータ７の押出容積がゼロになって閉回路での圧油の流動が阻止されることにより、固定変速比である第３速となる。

すなわち、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２ドライブ軸５および第３速ギヤ対１２を介して、出力軸１４に伝達される。こうして固定変速比である第３速が設定される。

この第３速の状態で第１シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ７を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ２１をＯＦＦ状態に設定したままで、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第４速駆動ギヤ１８Ａを第１ドライブ軸４に連結すれば、固定変速比である第４速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ２１をＯＦＦ状態に設定したままで、第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて第２速駆動ギヤ１６Ａを第１ドライブ軸４に連結しておけば、第２速へのダウンシフト待機状態となる。

第３速から第４速へのアップシフト待機状態では、第１ポンプモータ７およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ７の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ７がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸４に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して出力軸１４に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第１ポンプモータ７がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート７Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第３速ギヤ対１２およびカウンタギヤ１２Ｃを介して第２ドライブ軸５に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、出力軸１４にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第１ポンプモータ７の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構６および第４速ギヤ対１７を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速装置の全体としての変速比は、第３速ギヤ対１２で決まる変速比から第４速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。すなわち、アップシフトする。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ７の押出容積が最大まで増大し、かつ第２ポンプモータ９の押出容積がゼロになって閉回路での圧油の循環が阻止されることにより、固定変速比である第４速となる。

すなわち、第１遊星歯車機構６のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構６ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して、出力軸１４に伝達される。こうして固定変速比である第４速が設定される。

この第４速の状態で第３シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１２Ｂを出力軸１４に連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。

第４速では、エンジン１もしくは入力軸２から、カウンタギヤ１０Ａ，１０Ｂおよび第１遊星歯車機構６、第４速ギヤ対１７を介して出力軸１４に動力が伝達され、したがってこれらのギヤのギヤ比を総合したギヤ比が、変速装置としての変速比となる。この発明に係る変速装置では、その第４速での変速比が、前述したように、“１”より僅かに小さい値に設定されている。その“１”を僅かに下回る値は、変速装置に掛かる負荷およびそれに起因する圧油の漏れに応じて設定されている。具体的に説明すると、第４速で特には大きい負荷が掛かっていない場合、第１遊星歯車機構６についての共線図は図４に示すようになる。すなわち、第１ポンプモータ７によってサンギヤＳ１が固定され、これに対してリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、出力要素であるキャリヤＣ１が、第１遊星歯車機構６のギヤ比（サンギヤＳ１の歯数とリングギヤＲ１の歯数との比）に応じた回転数Ｎｃで回転する。この状態を図４に破線で示してある。

これに対して、エンジン１が最大トルクを出力しているなどの最大トルク時には、第１ポンプモータ７における圧力が最大になる。そのために不可避的もしくは設計上許容されている圧油の漏れが生じ、第１ポンプモータ７およびこれが連結されているサンギヤＳ１が低速Ｎpm1で逆回転する。その状態を図４に実線で示してある。その結果、出力要素であるキャリヤＣ１に対するリングギヤＲ１の相対的な回転数ΔＮｃが増大する。リングギヤＲ１には入力軸２を介してエンジン１が連結されているので、上記のような圧油の漏れが生じると、エンジン１の回転数が増大し、変速比は、圧油の漏れが生じない場合すなわち無負荷の場合に比較して僅かに大きくなる。この発明に係る変速装置では、このような圧油の漏れに伴う変速比の変化を考慮して、固定変速比である第４速の変速比が“１”以下になるように、第４速ギヤ対１７のギヤ比を設定してあるので、第４速で最大トルクが作用している状態であっても、出力軸１４の回転数は入力軸２の回転数以上となる。

このように第４速が設定されている状態では、出力軸１４が入力軸２の回転数以上の回転数で回転するので、一方向クラッチ２４がトルク伝達する状態に係合することがなく、したがって第４速の変速比でＯＦＦ状態（ニュートラル状態）になっている直結用シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを図１の左側に移動させると、すなわち入力軸２に係合するように動作させると、入力軸２との回転数の差を吸収する同期作用を伴って入力軸２に係合する。その場合、直結用シンクロ２３に連結されている一方向クラッチ２４は、上記のように解放状態になっているので、同期作用に伴って吸収するべきエネルギは、一方向クラッチ２４における一方の回転部材を回転させる程度の軽微なものとなる。したがって、直結用シンクロ２３における同期機構は容量が比較的小さい簡易な構成のものでよく、またその係合を容易に行うことができる。さらに、出力軸１４のトルクが殆ど変化しないので、いわゆる変速ショックが悪化することはない。

第４速での変速比が“１”であれば、入力軸２と出力軸１４との回転数が同じであるから、直結用シンクロ２３を上記のように入力軸２に対して係合させることにより、一方向クラッチ２４が係合する。また、第４速の変速比が“１”より僅かに小さければ、一方向クラッチ２４は空転（オーバーラン）状態になる。この状態で第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１での中央に移動させてＯＦＦ状態に切り替えると、出力軸１４に対する第４速ギヤ対１７を介したトルクの伝達がなくなるので、入力軸２の回転数が出力軸１４の回転数以上になる状態になり、一方向クラッチ２４が完全に係合して入力軸２からのトルクを出力軸１４に伝達する。こうしていわゆる直結段が設定される。

この直結段では、入力軸２と出力軸１４とが直結用シンクロ２３および一方向クラッチ２４を介して直接連結されるので、第４速ギヤ対１７および第２速ギヤ対１６のいわゆる連れ周りが生じるものの、第１ポンプモータ７にトルクが作用したり、それに伴って圧油の漏れが生じたりすることがないので、出力軸１４に対する動力の伝達効率が向上する。なお、第４速での変速比が“１”より僅かに小さくなっていた場合には、第１シンクロ２０をＯＦＦ状態に切り替えることにより、変速比が“１”に増大するダウンシフトが生じるが、その変速比の変化は僅かであるから、ショックが生じるなどのことはなく、違和感は生じない。また、最も高速側の変速比が“１”もしくはこれに近い値になり、通常の自動変速機が設定できるいわゆるオーバードライブ段での変速比に比較して大きい値となるが、出力軸１４が連結されているデファレンシャル（図示せず）での減速比を小さくすることにより、直結段でのエンジン１の回転数を相対的に低回転数に抑えることができる。

つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが図１の右側に移動させられて、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１が固定部１３に連結され、リングギヤＲ１が固定された状態になる。また第１シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の右側に移動させられて第２速駆動ギヤ１６Ａが第１ドライブ軸４に連結され、第２速ギヤ対１６がトルク伝達可能な状態になる。さらに、第２シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが図１の左側に移動させられて、リバース従動ギヤ１８Ｂが出力軸１４に連結される。すなわち、入力軸２から第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１２ならびにカウンタギヤ１２Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびにリバースギヤ対１８を経由して出力軸１４に到る動力伝達経路と、第１ポンプモータ７のロータ軸７Ａから第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を経由して出力軸１４に到る動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成される。

この状態で第２ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させる。また、第１ポンプモータ７の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両が停止している状態では出力軸１４は回転していないから、これに連結された第１ポンプモータ７は停止している。これに対して、第２遊星歯車機構８では第２ドライブ軸５に連結されているキャリアＣ２が固定されている状態でリングギヤＲ２にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ９がリングギヤＲ２とは反対方向に回転している。なお、第２ポンプモータ９の押出容積をゼロにしておくことにより、第２ポンプモータ９は空転するのみで油圧を発生しない。

したがって、第２ポンプモータ９のトルク容量を次第に増大させると、第２ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用するので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第３速ギヤ対１２およびカウンタギヤ１２Ｃを介して第２ドライブ軸５に伝達される。この第２ドライブ軸５と出力軸１４との間に配置されているリバースギヤ対１８は、アイドルギヤ１８Ａを備えているので、第２ドライブ軸５が前進走行時と同方向に回転すると、出力軸１４はこれとは反対に方向に回転し、したがって後進走行することになる。

また、第２ポンプモータ９がポンプとして機能して発生した圧油が、その吸入ポート９Ｓから第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに供給される。その第１ポンプモータ７の押出容積は上述したように負側に設定されるから、第１ポンプモータ７は、圧油が吸入ポート７Ｓに供給されることにより、前進走行時とは反対方向に回転し、そのトルクが第１遊星歯車機構６および第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４に伝達される。

このとき、第１遊星歯車機構６は、第１遊星歯車機構６のリングギヤＲ１が固定されているため、前述の発進時と同様に、キャリアＣ１を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ１に入力されたトルクは、第１遊星歯車機構６で増幅されて第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対１６を介して出力軸１４に伝達される。すなわち第１ポンプモータ７から出力されたトルクが増幅されて出力軸１４へ伝達される。

したがって、エンジン１から入力された動力の一部が第２遊星歯車機構８およびリバースギヤ対１８を介して出力軸１４に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第１ポンプモータ７に伝達され、さらにこの第１ポンプモータ７から出力軸１４に、トルクが増幅されて伝達される。すなわち、後進時においても、前進方向への発進時と同様に、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力が出力軸１４に出力される。そのため、前進方向への発進時と同様、大きな駆動力が要求される車両の後進方向への発進時においても、より大きな駆動トルクを得ることができる。

そして、第２ポンプモータ９の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、それに伴って流体を介した動力伝達の割合が次第に低下するので、変速比はリバースギヤ対１８のギヤ比によって決まる変速比に次第に低下する。すなわち、変速比が連続的に変化する。そして、各ポンプモータ７，９の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。

ここで、上述したこの発明に係る変速装置を対象とした制御装置について説明する。この発明に係る制御装置は、上記の直結段への変速制御および直結段からの変速制御を行うように構成されており、その制御例を図５に示し、またその制御を実行した場合の挙動の変化を図６にタイムチャートで示してある。図５は、図１に示す構成の変速装置を車両に搭載した場合の制御例であり、先ず、アクセル開度θやエンジン回転数Ｎｅならびに車速Ｖなどの走行状態を示すデータが読み込まれ、それに基づいて目標変速比が算出され、その算出結果として変速比が“１”以下へのアップシフト（最高速段へのアップシフト）の指令が出力される（ステップＳ１）。これは、図６におけるｔ１時点である。その結果、変速比は最高速段の変速比に向かって次第に小さくなり、また車速の増大に応じて出力軸１４の回転数が上昇する。

ついで、その出力軸１４の回転数（出力回転数）が入力軸２の回転数（入力回転数）よりも高回転数か否かが判断される（ステップＳ２）。これら回転数は、各軸２，１４に対応して設けたセンサー（図示せず）によって検出することができる。このステップＳ２で否定的に判断された場合、すなわち入力回転数が出力回転数以上であれば、従前の制御状態を維持する。これとは反対に、出力回転数が入力回転数より高回転数になっていることによりステップＳ２で肯定的に判断された場合には、直結用シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを図１の左側に移動させて入力軸２に連結（左へＯＮ）させる（ステップＳ３）。これは図６のｔ２時点の状態である。

この場合、出力回転数の方が入力回転数より高回転数になっているので、一方向クラッチ２４は解放状態になっていて、正回転方向でのトルクの伝達は生じない。したがって、前述したように、直結用シンクロ２３を係合させる際の同期作用によって回転数を変化させるとしても、一方向クラッチ２４の一方の回転部材の回転数を変化させるだけであるから、直結用シンクロ２３もしくはその同期機構に掛かる負荷は僅かである。そのため、容易かつ迅速に直結用シンクロ２３を切り替え動作させることができ、またショックを防止できる。

さらに、各ポンプモータ７，９が発生するトルクが低下させられる（ステップＳ４）。これは、図６のｔ３時点の状態である。この制御は種々可能であって、例えば前述した各電磁リリーフ弁２８，２９のうち高圧が作用するリリーフ弁２８（もしくは２９）をＯＦＦに制御して各ポンプモータ７，９による油圧を低下させ、あるいは第４速でロックされている第１ポンプモータ７の押出容積をゼロに向けて低下させる。図５には各電磁リリーフ弁２８（もしくは２９）をＯＦＦに制御する例を示してあり、このように制御することにより各遊星歯車機構６，８のサンギヤＳ１，Ｓ２にトルクが作用しないので、これらの遊星歯車機構６，８および各ドライブ軸４，５を介した出力軸１４へのトルクの伝達が行われなくなる。

したがって、各シンクロ１１，２０，２１，２２，２３にはトルクが殆ど掛からないので、そのスリーブを移動させることができる。そこで、電磁リリーフ弁２８，２９をＯＦＦに制御する指令を出力した後に、第１シンクロ２０および第３シンクロ２２の各スリーブ２０Ｓ，２２Ｓを図１の中央に移動させてニュートラル状態に切り替える（ステップＳ５）。これは、図６のｔ４時点である。こうすることにより、エンジン１から出力軸１４に対するトルクの伝達は、入力軸２および直結用シンクロ２３ならびに一方向クラッチ２４を介して行われ、いわゆる直結段が設定される。これは、図６のｔ４時点以降の状態である。

以上述べた直結段への変速制御に対して、直結段からのダウンシフトは以下のように制御される。すなわち、上記のステップＳ５で直結段が設定された後、アクセル開度θおよびエンジン回転数Ｎｅならびに車速Ｖなどの走行状態を示すデータに基づいて変速比を“１”以上にするダウンシフトが判断される（ステップＳ６）。ダウンシフトを行う状況にないことによりステップＳ６で否定的に判断された場合には、直前の制御状態すなわち直結段を維持する。これに対してダウンシフトの判断が成立してステップＳ６で肯定的に判断されてその指令信号が出力されると、第１シンクロ２０および第３シンクロ２２における各スリーブ２０Ｓ，２２Ｓが図１の左側に移動させられる（ステップＳ７）。これは、図６のｔ５時点である。すなわち、第４速駆動ギヤ１７Ａが第１ドライブ軸４に連結され、また第３速従動ギヤ１２Ｂが出力軸１４に連結される。その場合、電磁リリーフ弁２８，２９がＯＦＦになっていて各ポンプモータ７，９は油圧を発生しないので、これらのシンクロ２０，２２にトルクが作用しておらず、したがってそのシンクロ２０Ｓ，２２Ｓを容易に係合状態に切り替えることができる。なお、その際の回転数差は、それぞれの同期機構によって吸収される。

こうして第４速以下の低速側変速比への待機状態もしくは第４速への待機状態が設定されると、変速比は第４速ギヤ対１７のギヤ比で決まる変速比もしくはその変速比よりも油圧の漏れ分、大きい変速比となり、入力回転数より出力回転数が高回転数になる。その後もしくはほぼ同時に、各電磁リリーフ弁２８，２９がＯＮ制御される（ステップＳ８）。これは、図６のｔ５時点である。その結果、閉回路２６，２７に油圧が発生するが、第２ポンプモータ９の押出容積がゼロになっているので、閉回路２６，２７での圧油の流動が阻止され、第１ポンプモータ７はロック状態に維持される。すなわち、エンジン１が出力した動力は、第４速ギヤ対１７を介して出力軸１４に伝達される。この場合、エンジン１から出力軸１４に対するトルクの伝達経路が切り替わることにより変速比が僅かなりとも変化（アップシフト）するので、エンジン回転数の変化を緩やかにするために、各電磁リリーフ弁２８，２９によるリリーフ圧は例えば図７に実線で示すように所定の小さい変化勾配で上昇させる。なお、図７の破線は、リリーフ圧を急激に上昇させた場合の例を示しており、このようにすると、変速比およびエンジン回転数が急激に変化するので、ショックが悪化する可能性がある。

さらに、直結用シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを、図１の右側に移動させてこれをニュートラル状態とし（ステップＳ９）、直結段からの変速を実行する。これは、図６のｔ６時点である。その場合、入力回転数が出力回転数より低回転数となっているので、一方向クラッチ２４は解放状態になっており、したがって直結用シンクロ２３にはトルクが殆ど掛かっていないので、そのスリーブ２３Ｓを容易かつ迅速にニュートラル位置に切り替えることができる。

ここで、上記の具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、図５に示すステップＳ２を実行する機能的手段が、この発明の回転数判断手段に相当し、ステップＳ３を実行する機能的手段が、この発明のクラッチ制御手段に相当し、ステップＳ４を実行する機能的手段が、この発明の反力制御手段に相当する。

なお、この発明は上述した具体例に限定されないのであって、変速用伝動機構はギヤ対に限られず、ベルトやチェーンを用いた機構、あるいはローラ式伝動機構などであってもよい。各ポンプモータ７，９から排圧する手段として前記電磁リリーフ弁に替えて適宜の開閉弁を設けてもよい。さらに、この発明における出力部材は出力軸以外にギヤなどの回転部材であってもよい。

この発明に係る変速装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。 そのポンプモータを連通させている閉回路の構成を示す油圧回路図である。 図１に示す変速装置における各変速比を設定する際の各ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。 第４速で無負荷の場合と最大トルクが作用している場合とにおける第１遊星歯車機構についての共線図である。 この発明に係る制御装置で実行される制御例を説明するためのフローチャートである。 図５に示す制御を行った場合の挙動の変化を説明するためのタイムチャートである。 電磁リリーフ弁のリリーフ圧をゼロから戻す際の変化勾配を示す線図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、 ２…入力軸、 ４…第１ドライブ軸、 ５…第２ドライブ軸、 ６…第１遊星歯車機構、 Ｓ１…サンギヤ、 Ｒ１…リングギヤ、 Ｃ１…キャリア、 ７…第１ポンプモータ、 ８…第２遊星歯車機構、 ９…第２ポンプモータ、 Ｓ２…サンギヤ、 Ｒ２…リングギヤ、 Ｃ２…キャリア、 １０…カウンタギヤ対、 １４…出力軸、 １５…第１速ギヤ対、 １６…第２速ギヤ対、 １２…第３速ギヤ対、 １７…第４速ギヤ対、 １８…リバースギヤ対、 ２０…第１シンクロ、 ２１…第２シンクロ、 ２２…第３シンクロ、 ２３…直結用シンクロ、 ２４…一方向クラッチ、 ２５…電子制御装置、 ２６，２７…油路、 ２８，２９…電磁リリーフ弁。

Claims (6)

1. 油圧を発生することに伴う反力を動力源が連結されている差動機構に該動力源から伝達される入力トルクに対する反力トルクとして与える可変容量型ポンプモータと、その差動機構から出力されたトルクが伝達される中間軸と出力部材との間に設けられかつ選択的に動力伝達可能な状態に制御される複数の変速段用伝動機構とを有する可変容量型ポンプモータ式変速装置において、
   前記動力源が出力したトルクを伝達する入力軸と前記出力部材との間に、前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以上になる場合にトルクを伝達する一方向クラッチと、正逆両方向にトルク伝達可能なクラッチ機構とが直列に連結して配置され、かつ
   前記複数の変速段用伝動機構によって設定される前記出力部材の回転数に対する前記動力源の回転数の比である変速比のうち最も小さい変速比が“１”以下の所定値である
   ことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速装置。
2. 前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以下であることを判断する回転数判断手段と、
   この回転数判断手段により前記入力軸の回転数が前記出力部材の回転数以下であることが判断された場合に前記クラッチ機構を係合状態に切り替えるクラッチ制御手段と、
   前記クラッチ機構が係合状態に切り替えられた際もしくはその後に前記可変容量型ポンプモータから出力される油圧を低下させる反力制御手段と
   を備えていることを特徴とする請求項１に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置を制御する制御装置。
3. 前記反力制御手段は、前記可変容量型ポンプモータの吐出口に連通されている排圧弁を開く手段と、前記可変容量型ポンプモータの押出容積を低下させる手段とのいずれか一方を含むことを特徴とする請求項２に記載の制御装置。
4. 前記クラッチ機構は、噛み合い式のクラッチ機構を含む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可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置。
5. 前記噛み合い式のクラッチ機構は、互いに連結される部材の回転数を同期させる同期機構を備えていることを特徴とする請求項４に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置。
6. 前記所定値は、前記可変容量型ポンプモータにおける圧油の漏れに起因する変速比の増大に基づいて定められた値であ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可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは制御装置。

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