JP2009236237A - 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】機械的直結段の変速比の自由度を高くし、また高速走行時の車両の燃費を向上させる。
【解決手段】動力源１がトルクが入力される差動機構３，４における入力要素との間でトルクが伝達される回転部材５が前記出力軸１８と同一軸線上に配置され、その回転部材５と前記出力軸１８との間に一方向クラッチ２９と、正逆両方向にトルク伝達可能なクラッチ機構２８とが直列に連結して配置され、かつ複数の変速段用伝動機構１９，２０，２１，２２によって設定される変速比のうち最も小さい変速比よりも前記回転部材５および前記一方向クラッチ２９ならびに前記クラッチ機構２８を介して前記出力軸１８にトルクを伝達する場合の変速比が予め定めた所定値大きくなるように構成されている。
【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段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、出力部材に対してトルクを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もしくは低下させら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。当該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もしくは低下させら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、ＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ車）などの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、動力源からトルクが入力される入力要素を有する差動機構と、その差動機構の出力要素に連結された押出容積が可変な可変容量型ポンプモータと、前記差動機構の出力要素から出力軸にトルクを伝達する変速段用伝動機構とをそれぞれ含む少なくとも二系統の動力伝達系統を備えた可変容量型ポンプモータ式変速装置において、前記各差動機構における入力要素との間でトルクが伝達される回転部材が前記出力軸と同一軸線上に配置され、その回転部材と前記出力軸との間にこれら回転部材と出力軸とを選択的に連結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よりも前記回転部材および前記一方向クラッチならびに前記クラッチ機構を介して前記出力軸にトルクを伝達する場合の変速比が予め定めた所定値大きくなるように構成され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である。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記動力源は、いずれか一方の差動機構における前記入力要素に連結され、該一方の差動機構における前記入力要素と前記回転部材とは、前記入力要素に対して前記回転部材を増速するオーバードライブ機構を介して連結され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である。

請求項３の発明は、請求項１または２の可変容量型ポンプモータ式変速装置を対象とする制御装置であって、前記回転部材の回転数が前記出力軸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回転部材の回転数が前記出力軸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４の発明は、請求項３の発明において、前記反力制御手段で低下させた前記可変容量型ポンプモータが出力する流体圧を昇圧する場合に予め定めた所定の勾配で徐々に昇圧する昇圧手段を更に備えていることを特徴とする制御装置である。

請求項５の発明は、請求項３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特徴とする制御装置である。

請求項６の発明は、請求項１または２の可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは請求項３ないし５のいずれかの制御装置において、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ものである。

請求項７の発明は、請求項６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ものである。

請求項８の発明は、請求項１または２の可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは請求項３ないし７のいずれかの制御装置において、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ものである。

請求項１の発明によれば、クラッチ機構を解放した状態では、動力源が出力したトルクが差動機構を介して出力軸に伝達され、その場合、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その差動機構に対して反力トルクが与えられ、その結果、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軸に伝達される。他方、前記クラッチ機構を係合させるとともに、これと直列の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軸に伝達されて、いわゆる機械的直結段となる。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軸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、変速段用伝動機構を介して出力軸に動力を伝達している状態で設定される最小の変速比（いわゆる最高速段）が、前記クラッチ機構および一方向クラッチを介して出力軸に動力を伝達している状態での変速比より小さいので、前記最高速段が設定されている状態でクラッチ機構を係合させても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、動力源から出力軸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、いわゆる機械的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。そして、この機械的直結段は、動力源から前記入力要素ならびに前記回転部材を介して出力軸にトルクを伝達することにより設定される変速比（変速段）であるから、その変速比を例えば前記入力要素と回転部材との間の変速比に応じた値とすることができる。したがって、機械的直結段の変速比を、前記変速段用伝動機構を介して出力軸にトルクを伝達する場合の最小変速段の変速比（特に最大負荷の状態での最小変速比）以上の範囲で適宜に設定することが可能になる。

請求項２の発明によれば、前記入力要素と回転部材との間に変速比が“１”より小さいオーバードライブ機構が介在されているので、前述した機械的直結段の変速比を“１”より小さくすることができ、そのため、高速走行時の動力源の回転数を相対的に低くし、動力源に内燃機関を使用している場合の燃費を向上させることができる。

請求項３の制御装置によれば、出力軸の回転数に対して前記回転部材の回転数が低回転数の状態、すなわちクラッチ機構を係合させても一方向クラッチが係合しない状態で、クラッチ機構が解放状態から係合状態に切り替えられる。その場合に回転数が変化するのは一方向クラッチの駆動側もしくは従動側のいずれか一方の部材であり、その慣性モーメントが小さいのでショックが生じることはない。その状態で前記可変容量型ポンプモータから出力される油圧が低下させられ、それに伴って前記変速段用伝動機構を介して出力軸に伝達されるトルクが低下して出力軸の回転数が低下するので、次第に一方向クラッチが係合し、機械的直結段が設定される。したがって、前記機械的直結段を設定する際のショックを防止もしくは抑制することができる。

請求項４の制御装置によれば、機械的直結段から変速段用伝動機構を介してトルクを伝達する変速比（変速段）に切り替える場合、可変容量型ポンプモータが出力する油圧を徐々に昇圧するので、変速比の変化およびそれに伴う出力トルクの変化が滑らかになり、変速ショックを防止もしくは抑制することができる。

請求項５の制御装置によれば、前記可変容量型ポンプモータによる反力を、既存の構成を利用して変化させることができ、したがって変速段用伝動機構によってトルクを伝達する変速段と機械的直結段との間の変速を容易に行うことができ、また装置の全体としての構成を簡素化することができる。

請求項６の制御装置によれば、クラッチ機構が噛み合い式のものであるから、クラッチ機構での滑りやそれに伴う動力損失を回避でき、そのため、機械的直結段での動力伝達効率が良好になり、ひいては動力源として内燃機関を使用した場合の燃費を向上させることができる。

請求項７の制御装置によれば、クラッチ機構が同期機構を備えているので、クラッチ機構を係合させる際の急激な回転数の変化やそれに伴うショックを防止もしくは抑制することができる。

請求項８の制御装置によれば、変速段用伝動機構によって最小変速比を設定する場合、前記可変容量型ポンプモータによる反力を差動機構に与えるので、その可変容量型ポンプモータに圧油の漏れがあった場合、変速比がその分、大きくなるが、このような変速比のズレを所定値として見込んで機械的直結段の変速比を設定するので、機械的直結段への変速を滑らかに実行することができる。

この発明をより具体的に説明すると、この発明で対象とする変速装置は、動力伝達経路として少なくとも二つの経路を備えており、それら両方の動力伝達経路を介して、動力源から出力部材にトルクを伝達できるように構成されている。したがって、この発明で対象とする変速装置は、動力源と出力部材との回転数の比である変速比を連続的に変化させることのできる変速機である。より具体的には、各動力伝達経路にはポンプおよびモータの機能を有する可変容量型流体圧ポンプモータが設けられており、それらの可変容量型ポンプモータの押出容積に応じたトルクを伝達するように構成され、さらにそれぞれの可変容量型流体圧ポンプモータが圧力流体を相互に授受できるように連通されている。

したがって、一方の可変容量型流体圧ポンプモータがポンプとして機能することにより、その押出容積に応じたトルクが動力源から出力部材に伝達される。これと同時に、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て他方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。すなわち、圧力流体を介した動力伝達が、並行して生じる。そのトルクが他方の動力伝達経路を介して出力部材に伝達される。その結果、出力部材に伝達されるトルクは、各動力伝達経路を介して伝達されるトルクを合算したトルクとなり、しかも圧力流体を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。

上記の各動力伝達経路は、それぞれ変速比（もしくは回転数比）の異なるギヤ対や巻き掛け伝動機構などの伝動機構を備えることができる。したがって、一方の動力伝達経路のみを介して出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達経路における伝動機構の変速比で決まる。このようにして決められる変速比を仮に固定変速比と称すると、固定変速比を設定している状態では、圧力流体を介した動力の伝達が生じないので、動力の損失が生じにくく、効率のよい伝動状態となる。なお、いずれかの伝動機構のみをトルク伝達に関与させるようにするために、クラッチ機構などの切換機構を各伝動機構に含ませることが好ましい。あるいは動力源もしくは出力部材と伝動機構との間に切換機構を設けることが好ましい。

この発明で対象とする変速装置は、圧力流体を介して動力を伝達するように構成されているので、上述したように機械的な動力伝達によって変速比を設定する機能を兼ね備えたハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション（ＨＭＴ）として構成されたものである。そのメカニカルトランスミッションの部分は、必要に応じて適宜の構成とすることができ、例えば常時噛み合っているギヤ対をクラッチ機構もしくは同期連結機構などの切換機構によって選択する構成の機構や、複数の遊星歯車機構もしくは複合遊星歯車機構によって複数の変速比を設定できる構成などを採用することができる。また、可変容量型流体圧ポンプモータは、動力源と出力部材との間に直列に介在させる構成以外に、反力手段として可変容量型流体圧ポンプモータを用いる構成としてもよい。

つぎに、動力分配機構として差動機構を使用し、かつ伝動機構として複数のギヤ対を使用し、そして可変容量型流体圧ポンプモータが反力機構となっている具体例に基づいてこの発明を説明する。図１に示す変速装置の例は、車両用の変速機として構成した例であり、流体によるトルク伝達を伴わずに動力を伝達して設定できるいわゆる固定変速比として機械的直結段を含む五つの前進段および一つの後進段を設定するように構成した例である。すなわち、動力源（Ｅ／Ｇ）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２からこの発明における差動機構に相当する第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。

その動力源１は、ガソリンエンジンなどの内燃機関や電気モータあるいはこれら内燃機関および電気モータを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。また、この動力源１と入力部材２との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。

第１遊星歯車機構３が入力部材２と同一の軸線上に配置され、また第２遊星歯車機構４は第１遊星歯車機構３の半径方向で外側に離隔して配置され、それぞれの遊星歯車機構３，４はその中心軸線を互いに平行にした状態で並列に配置されている。これらの遊星歯車機構３，４はこの発明の差動機構に相当し、シングルピニオン型やダブルピニオン型などの適宜の形式の遊星歯車機構を用いることができる。図１に示す例は第１および第２の遊星歯車機構３，４としてシングルピニオン型遊星歯車機構を採用した例であり、その構成について説明すると、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリヤ３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第１遊星歯車機構３におけるリングギヤ３Ｒに前記入力部材２が連結され、このリングギヤ３Ｒが入力要素となっている。

上記の入力部材２に対して平行に、この発明における回転部材に相当するカウンタ軸５が配置されている。このカウンタ軸５には、相対的に大径の第１ドリブンギヤ６と相対的に小径の第２ドリブンギヤ７とが取り付けられており、その第１ドリブンギヤ６に噛み合っている第１カウンタギヤ８が、入力部材２に取り付けられている。また、第２ドリブンギヤ７に噛み合っている第２カウンタギヤ９が設けられており、この第２カウンタギヤ９は前記第２遊星歯車機構４と同一軸線上に配置され、かつ第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒに、一体となって回転するように連結されている。したがって、第２遊星歯車機構４においては、そのリングギヤ４Ｒが入力要素となっている。

これら第１カウンタギヤ８と第１ドリブンギヤ６とのギヤ比と、第２ドリブンギヤ７と第２カウンタギヤ９とのギヤ比とは、互いに逆数の関係となるように設定されている。したがって、各遊星歯車機構３，４の入力要素であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒが同方向に同速度で回転するようになっている。

上記の第１遊星歯車機構３におけるキャリヤ３Ｃに、回転軸としての第１中間軸１０が一体になって回転するように連結されており、したがってキャリヤ３Ｃが出力要素となっている。この第１中間軸１０は中空軸であってその内部にモータ軸１１が回転自在に挿入されている。このモータ軸１１の一端部が、第１遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤ３Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

第２遊星歯車機構４も上記の第１遊星歯車機構３とほぼ同様に構成されている。すなわち、キャリヤ４Ｃが出力要素となっており、そのキャリヤ４Ｃに他の回転軸としての第２中間軸１２が、一体になって回転するように連結されている。この第２中間軸１２は中空軸であってその内部にモータ軸１３が回転自在に挿入されており、このモータ軸１３の一端部が、第２遊星歯車機構４における反力要素であるサンギヤ４Ｓに、一体となって回転するように連結されている。

第１の遊星歯車機構３におけるサンギヤ３Ｓに連結されているモータ軸１１の他方の端部が可変容量型ポンプモータ１４の出力軸（もしくはロータ軸）に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１４は斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量（押出容積）を変更可能であり、しかも押出容積を正逆いずれにも設定できるいわゆる両振りタイプの流体圧（油圧）ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧力流体（圧油）を吐出し、また吐出ポートもしくは吸入ポートから圧力流体を供給することにより、モータとして機能し、その出力軸にトルクが現れるようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１４を以下の説明では、第１ポンプモータ１４と記し、図にはＰＭ１と表示する。

また、第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓに連結されているモータ軸１３の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ１５の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１５は前記モータ軸１１側の第１ポンプモータ１４と同様の構成のものであり、したがって斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な流体圧（油圧）ポンプを採用することができる。なお、この可変容量型ポンプモータ１５を以下の説明では、第２ポンプモータ１５と記し、図にはＰＭ２と表示する。

上記の第１および第２の各ポンプモータ１４，１５は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように油路１６，１７によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入ポート１４Ｓ，１５Ｓ同士が油路１６によって連通され、また吐出ポート１４Ｄ，１５Ｄ同士が油路１７によって連通されている。したがって各油路１６，１７によって閉回路が形成されている。なお、この閉回路での油圧制御のための機構については後述する。

動力を出力するための出力軸１８が設けられており、その出力軸１８は上記の各中間軸１０，１２に対して平行で、かつ前記カウンタ軸５と同一の軸線上に配置されている。そして、この出力軸１８と各中間軸１０，１２との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する伝動機構が設けられている。この発明における伝動機構としては、固定された回転数比（変速比）で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対１９，２０，２１，２２が採用されている。

これらのギヤ対１９，２０，２１，２２について具体的に説明すると、前記第１中間軸１０には、第１遊星歯車機構３側から順に、第４速駆動ギヤ１９Ａと第２速駆動ギヤ２０Ａとが配置されており、第４速駆動ギヤ１９Ａと第２速駆動ギヤ２０Ａとは第１中間軸１０に対して回転自在に嵌合されている。その第４速駆動ギヤ１９Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ１９Ｂと、第２速駆動ギヤ２０Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ２０Ｂとが、出力軸１８に一体回転するように取り付けられている。

また、第４速従動ギヤ１９Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ２１Ａと、第２速従動ギヤ２０Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ２２Ａとが、第２中間軸１２に回転自在に嵌合させられている。したがって、第４速従動ギヤ１９Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ２０Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。そして、これらの第３速駆動ギヤ２１Ａおよび第１速駆動ギヤ２２Ａは、第２遊星歯車機構４側からここに挙げた順に配置されている。

ここで、各ギヤ対１９，２０，２１，２２の回転数比もしくは変速比（それぞれの駆動ギヤの歯数に対する従動ギヤの歯数の比）について説明すると、その回転数比は、第１速用ギヤ対２２、第２速用ギヤ対２０、第３速用ギヤ対２１、第４速用ギヤ対１９の順に小さくなるように構成されている。

さらに、発進用ギヤ対２３が設けられている。この発進用ギヤ対２３は、第１速もしくは第３速のギヤ対２２，２１と併せて出力軸１８に動力を伝達することにより、発進時の駆動力を必要十分に大きくするためのものであって、前記第１ポンプモータ１４側のモータ軸１１に回転自在に嵌合させられて支持された発進駆動ギヤ２３Ａと、出力軸１８に一体となって回転するように取り付けられた発進従動ギヤ２３Ｂとを備えている。

上述した各ギヤ対１９，２０，２１，２２，２３を、いずれかの中間軸１０，１２と出力軸１８との間でトルク伝達可能な状態とするための切換機構が設けられている。この切換機構は、要は、選択的にトルクを伝達する連結機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザー）などの機構を採用することができ、図１にはシンクロナイザーを採用した例を示してある。

シンクロナイザーは、回転軸と共に回転するスリーブと、その回転軸に対して相対回転する他の回転部材に設けられたスプラインと、前記スリーブに押されて他の回転部材側に移動するシンクロナイザーリングとを有している。そして、スリーブを他の回転部材のスプライン側に移動させる過程でシンクロナイザーリングが回転部材に次第に摩擦接触することにより回転軸と回転部材とを同期させ、その状態でスリーブがスプラインに係合することにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。

前記第１遊星歯車機構３に連結されているモータ軸１１上で、発進駆動ギヤ２３Ａに隣接する位置に第１のシンクロナイザー（以下、発進用シンクロと記す）２４が設けられている。この発進用シンクロ２４は、そのスリーブ２４Ｓを図１の右側に移動させることにより係合状態となって、発進駆動ギヤ２３Ａをモータ軸１１に連結し、発進用ギヤ対２３がモータ軸１１と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、発進用シンクロ２４は、そのスリーブ２４Ｓを図１の左側に移動させることにより解放状態となって、発進駆動ギヤ２３Ａとモータ軸１１との連結を解くように構成されている。

また、前記第２中間軸１２上で、第３速駆動ギヤ２１Ａと第１速駆動ギヤ２２Ａとの間にシンクロナイザー（以下、第１シンクロと記す）２５が設けられている。この第１シンクロ２５は、そのスリーブ２５Ｓを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第１速駆動ギヤ２２Ａを第２中間軸１２に連結し、第１速用ギヤ対２２が第２中間軸１２と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブ２５Ｓを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第３速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１２に連結し、第３速用ギヤ対２１が第２中間軸１２と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、スリーブ２５Ｓを中央に位置させることにより解放状態となって、第３速駆動ギヤ２１Ａおよび第１速駆動ギヤ２２Ａと第２中間軸１２との連結を解くように構成されている。

さらに、前記第１中間軸１０上で、第２速駆動ギヤ２０Ａと第４速駆動ギヤ１９Ａとの間にシンクロナイザー（以下、第２シンクロと記す）２６が設けられている。この第２シンクロ２６は、そのスリーブ２６Ｓを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第２速駆動ギヤ２０Ａを第１中間軸１０に連結し、第２速用ギヤ対２０が第１中間軸１０と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブ２６Ｓを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第４速駆動ギヤ１９Ａを第１中間軸１０に連結し、第４速用ギヤ対２０が第１中間軸１０と出力軸１８との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、第２シンクロ２６は、そのスリーブ２６Ｓを中央に位置させることにより解放状態となって、第２速駆動ギヤ２０Ａおよび第４速駆動ギヤ１９Ａと第１中間軸１０との連結を解くように構成されている。

またさらに、第２中間軸１２の軸端側で第１速駆動ギヤ２２Ａに隣接する位置に、後進段を設定するためのシンクロナイザー（以下、リバースシンクロと記す）２７が設けられている。このリバースシンクロ２７は、そのスリーブ２７Ｓを図１の右側に移動させることにより係合状態となって、第２中間軸１２とモータ軸１３、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように構成されている。

上述したカウンタ軸５と出力軸１８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、これらカウンタ軸５と出力軸１８との間には、各軸５，８を一体となって回転するように連結するためのクラッチ機構と一方向クラッチとが直列に設けられている。そのクラッチ機構は、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、あるいは噛み合いクラッチであってもよい。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伝達を行わない伝動機構である。

図１に示す例では、前述したシンクロ２４，２５，２６，２７と同様の構成の直結用シンクロ２８と、カウンタ軸５の回転数が出力軸１８の回転数以上となる場合に係合する一方向クラッチ２９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２８は、この発明におけるクラッチ機構に相当し、ハブにスプライン嵌合したスリーブ２８Ｓを備え、そのスリーブ２８Ｓを図１の右方向に移動させることにより、カウンタ軸５と一体のスプラインにスリーブ２８Ｓ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２８Ｓを上記のように図１の右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２８のハブと出力軸１８との間に一方向クラッチ２９が設けられている。したがって、図１に示す構成では、カウンタ軸５に対して出力軸１８が高速で回転している状態では、一方向クラッチ２９が解放状態となるので、その状態ではカウンタ軸５と出力軸１８との間でトルク伝達が生じず、直結用シンクロ２８のスリーブ２８Ｓを係合状態に切り替えることができる。その後、カウンタ軸５の回転数が出力軸１８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２９が係合してカウンタ軸５から出力軸１８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２８と一方向クラッチ２９との配列は図１に示す配列とは反対であってもよく、カウンタ軸５と直結用シンクロ２８のハブとの間に一方向クラッチ２９を配置し、直結用シンクロ２８は出力軸１８に係合するように構成してもよい。

上記の各シンクロ２４，２５，２６，２７，２８は、手動操作によって切り替え動作するように構成することができるが、これに替えていわゆる自動制御するように構成することもできる。その場合は、例えば前述したスリーブ２４Ｓ，２５Ｓ，２６Ｓ，２７Ｓ，２８Ｓを軸線方向に移動させる適宜のアクチュエータ（図示せず）を設け、そのアクチュエータを電気的に制御するように構成すればよい。

上述したように、図１に示す変速機は、動力源１が出力したトルクが、いずれかの中間軸１０，１２もしくはモータ軸１１，１３を介して出力軸１８に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸１８には、歯車機構あるいはチェーンなどの巻き掛け伝動機構などの伝動手段３０を介してデファレンシャル３１が連結され、ここから左右の車軸３２に動力を出力するようになっている。

上記の各ポンプモータ１４，１３を制御するための流体圧回路（油圧回路）について説明すると、各ポンプモータ１４，１３を連通させている前記閉回路１６，１７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）３３が接続されている。このチャージポンプ３３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、前述した動力源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３４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。

そのチャージポンプ３３の吐出口は、前記閉回路における油路１６と油路１７とにそれぞれチェック弁３５，３６を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３５，３６は、チャージポンプ３３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３３の吐出圧を調整するためのリリーフ弁（排圧弁）３７が、チャージポンプ３３の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３７は、リリーフ圧を電気的に制御できるように構成されたバルブであり、したがってチャージポンプ３３の吐出圧を必要に応じて設定するように構成されている。

さらに、第１ポンプモータ１４の吸入ポート１４Ｓと油路１７との間に、リリーフ弁（排圧弁）３８が設けられている。言い換えれば、第１ポンプモータ１４と並列に、各油路１６，１７を連通させるようにリリーフ弁３８が設けられている。このリリーフ弁３８は、第１ポンプモータ１４の吸入ポート１４Ｓ、または第２ポンプモータ１５の吸入ポート１５Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。また、そのリリーフ圧を電気的に制御できる電磁リリーフ弁を使用してもよい。

また、第２ポンプモータ１５の吐出ポート１５Ｄと油路１６との間に、リリーフ弁（排圧弁）３９が設けられている。言い換えれば、第２ポンプモータ１５と並列に、各油路１６，１７を連通させるようにリリーフ弁３９が設けられている。このリリーフ弁３９は、第２ポンプモータ１５の吐出ポート１５Ｄ、または第１ポンプモータ１４の吐出ポート１４Ｄから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。また、そのリリーフ圧を電気的に制御できる電磁リリーフ弁を使用してもよい。

上記の各ポンプモータ１４，１３の押出容積や各シンクロ２４，２５，２６，２７，２８を電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置（ＥＣＵ）４０が設けられている。この電子制御装置４０は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、前記入力部材２の回転数を検出する回転数センサ４１からの検出信号や車軸３２の回転数を検出する回転数センサ４２からの検出信号、さらには他の検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。

上述した変速装置で各変速比を設定する作用を次に説明する。図２はいずれかのギヤ対１９，２０，２１，２２，２３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）１４，１５、および各シンクロ２４，２５，２６，２７，２８の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ１４，１５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が止められ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１４，１５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１４（もしくは１５）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１５（もしくは１４）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ２４，２５，２６，２７，２８についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ２４Ｓ，２５Ｓ，２６Ｓ，２７Ｓ，２８Ｓ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２４，２５，２６，２７，２８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。

シフト装置（図示せず）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１４，１５の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ２４，２５，２６，２７，２８がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ２４Ｓ，２５Ｓ，２６Ｓ，２７Ｓ，２８Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１９，２０，２１，２２，２３も出力軸１８に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ１４，１５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３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒに動力源１からトルクが伝達されても、サンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力が作用しないため、出力要素であるキャリア３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸１０，１２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２６およびリバースシンクロ２７ならびに直結用シンクロ２８をＯＦＦ状態に設定したまま、発進用シンクロ２４のスリーブ２４Ｓが図１の左側に移動させられるとともに、第１シンクロ２５のスリーブ２５Ｓが図１の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２３Ａが第１ポンプモータ１４のロータ軸（出力軸）に連結されて第１ポンプモータ１４から出力軸１８にトルクを伝達できる状態になる。また、第１速駆動ギヤ２２Ａが前記中間軸１２に連結されて第２遊星歯車機構４から出力軸１８にトルクを伝達できる状態になる。すなわち、固定変速比である第１速を設定する状態となる。また、これと併せて各ポンプモータ１４，１３の押出容積がゼロより大きい容積に制御される。

したがって、第２ポンプモータ１５は前記第２遊星歯車機構４によって分配された動力源１の動力によって駆動されてポンプとして機能するので、第２ポンプモータ１５は、油圧を発生させることに伴う反力トルクをモータ軸１３およびサンギヤ４Ｓに与える。これを図２には「ＰＵＭＰ」と記載してある。そのため、第２遊星歯車機構４の差動作用によってキャリヤ４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２２を介して出力軸１８に伝達される。

一方、第２ポンプモータ１５で発生した油圧がその吸入ポート１５Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１４の吸入ポート１４Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ１４がモータとして機能する。これを図２には「ＭＯＴＯＲ」と記載してある。このようにして第１ポンプモータ１４に伝達される動力が発進用ギヤ対２３を介して出力軸１８に伝達される。したがって発進から第１速までの駆動状態では、第２遊星歯車機構４を介したいわゆる機械的な動力の伝達と、油圧を介した動力の伝達との両方が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸１８に現れる。また、この過程での変速比は、固定変速比である第１速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。

こうして動力源１の回転数や車速が変化して第１速の変速比になると、第１ポンプモータ１４の押出容積がゼロに設定されてＯＦＦ状態となり、また第２ポンプモータ１５の押出容積が最大に設定され、その結果、実質上、第２ポンプモータ１５の回転がロックされる。すなわちモータ軸１３およびこれに連結されている第２ポンプモータ１５が固定される。その結果、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓが固定され、また第１遊星歯車機構３は出力軸１８に対する動力の伝達に関与しなくなるので、動力源１が出力した動力は、第２遊星歯車機構４および第１速用ギヤ対２２を介して出力軸１８に伝達される。すなわち、第１速用ギヤ対２２のギヤ比で決まる固定変速比が設定される。なお、この場合、第１ポンプモータ１４およびこれに連結されているモータ軸１３が空転するので、第１中間軸１１にトルクは現れない。なお、この固定変速比である第１速で発進用シンクロ２４のスリーブを解放状態とすれば、第１ポンプモータ１４を連れ回さないので、動力損失を防止できる。また、アップシフト待機状態となる。

固定変速比である第１速からアップシフトする場合、第２シンクロ２６のスリーブ２６Ｓを図１の左側に移動させて第２速駆動ギヤ２０Ａを第１中間軸１１に連結しておく。なお、リバースシンクロ２７および直結用シンクロ２８は中立状態にしておく。また、第２シンクロ２６のスリーブ２６Ｓを第２速駆動ギヤ２０Ａに係合させる場合、第２シンクロ２６のスリーブ２６Ｓの回転数と第２速駆動ギヤ２０Ａとの回転数を一致させる同期制御を行う。その同期制御は、前記シンクロ２４，２５，２６，２７，２８のスリーブ２４Ｓ，２５Ｓ，２６Ｓ，２７Ｓ，２８Ｓを相手部材に係合させる場合にも同様に行われる。

この状態で、第１ポンプモータ１４の押出容積を最大に向けて次第に増大させる。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１４は逆回転しているから、その押出容積を次第に増大させることによりポンプとして機能する。すなわち、油圧を発生し（図２に「ＰＵＭＰ」と記してある）、同時にそれに伴う反力トルクがモータ軸１１に現れる。その結果、第１遊星歯車機構３および第２速用ギヤ対２０を介した動力の伝達が次第に行われる。また、第１ポンプモータ１４で発生した油圧が第２ポンプモータ１５に供給されてこれがモータとして機能する（図２に「ＭＯＴＯＲ」と記してある）ので、第２ポンプモータ１５および第２遊星歯車機構４ならびに第１速用ギヤ対２２を介した動力の伝達が生じる。そのため、第１速から第２速への変速の過程での変速比は、第１速の変速比と第２速の変速比との間の値となり、かつ連続的に変化する変速比となる。すなわち、変速比が連続的に変化する無段変速状態となる。これは、上述した発進から第１速の変速比に到るまでの間、および各固定変速比の間でも同様であり、したがって上述した変速機は、無段変速機として機能させることができる。

上述のようにして第１ポンプモータ１４の押出容積がほぼ最大になることによりその回転が停止し、もしくは停止に近い状態になると、モータ軸１１が実質的に固定される。また、併せて第２ポンプモータ１５がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第１遊星歯車機構３では、そのサンギヤ３Ｓが固定されるので、リングギヤ３Ｒに入力された動力がキャリヤ３Ｃから中間軸１０を経て第２速駆動ギヤ２０Ａに出力される。一方、第２ポンプモータ１５はＯＦＦ状態となっており、またこれと同軸上に配置されているリバースシンクロ２７および第２シンクロ２５はＯＦＦ状態であってそのスリーブが中立位置にあるので、第２ポンプモータ１５や第２遊星歯車機構４は動力の伝達に関与しない。したがって、第２速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる固定変速比である第２速が設定される。

他の固定変速比である前進段を設定する場合にも上記の例とほぼ同様に制御される。すなわち、第３速は第１シンクロ２５のスリーブ２５Ｓを図１の右側に移動させて第３速駆動ギヤ２１Ａを第２中間軸１２に連結する係合状態とし、また第２ポンプモータ１５の押出容積を最大にするとともに第１ポンプモータ１４の押出容積をゼロにすることにより、第１速の場合と同様に、モータ軸１３および第２ポンプモータ１５を固定し、さらに他のシンクロ２４，２６，２７，２８は解放状態にする。したがって、第３速用ギヤ対２１を介して出力軸１８に動力が伝達され、固定変速比である第３速が設定される。

また、第４速は第２シンクロ２６のスリーブ２６Ｓを図１の右側に移動させて第４速駆動ギヤ１９Ａを第１中間軸１０に連結する係合状態とし、また第１ポンプモータ１４の押出容積を最大にするとともに第２ポンプモータ１５の押出容積をゼロにすることにより、第２速の場合と同様に、モータ軸１１および第１ポンプモータ１４を固定し、さらに他のシンクロ２４，２５，２７，２８は解放状態にする。したがって、第４速用ギヤ対２０を介して出力軸１８に動力が伝達され、固定変速比である第４速が設定される。

上記のようにして設定される第４速では、動力源１もしくは入力部材２から第１遊星歯車機構３および第４速用ギヤ対１９を介して出力軸１８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、前記入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６のギヤ比より小さい値に設定されている。その変速比とギヤ比との差は、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状態での第１遊星歯車機構３についての共線図は図３に示すようになる。すなわち、第１ポンプモータ１４によってサンギヤ３Ｓが固定され、これに対してリングギヤ３Ｒには動力源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３Ｃが、第１遊星歯車機構３のギヤ比（サンギヤ３Ｓの歯数とリングギヤ３Ｒ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３に破線で示してある。

他方、動力源１が最大トルクを出力しているなどの負荷が最大の時には、第１ポンプモータ１４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１４およびこれが連結されているサンギヤ３Ｓが低速Ｎpm1で逆回転する。その状態を図３に実線で示してある。その結果、出力要素であるキャリヤ３Ｃに対するリングギヤ３Ｒの相対的な回転数ΔＮｃが増大する。

リングギヤ３Ｒには入力部材２を介して動力源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、動力源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、前記入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６のギヤ比以下の値になるように、第４速用ギヤ対１９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１８の回転数はカウンタ軸５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１８がカウンタ軸５より高速で回転するので、一方向クラッチ２９がトルク伝達する状態に係合することがない。この第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２８のスリーブ２８Ｓを図１の右側に移動させると、すなわちカウンタ軸５に係合するように動作させると、カウンタ軸５との回転数の差を吸収する同期作用を伴ってカウンタ軸５に係合する。その場合、直結用シンクロ２８に連結されている一方向クラッチ２９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２９における駆動側もしくは従動側のいずれか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２８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１８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。

直結用シンクロ２８を上記のように係合させた場合、第４速の変速比が前記入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６のギヤ比より小さいことにより、一方向クラッチ２９は空転（オーバーラン）状態になる。この状態で第４速を設定している第２シンクロ２６のスリーブ２６Ｓ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１８に対する第４速用ギヤ対１９を介したトルクの伝達がなくなるので、動力源１がいわゆるパワーオン状態であれば、その回転数が増大し、カウンタ軸５の回転数が出力軸１８の回転数以上になる状態になる。すなわち、一方向クラッチ２９が完全に係合してカウンタ軸５から出力軸１８にトルクが伝達される。こうしていわゆる機械的直結段が設定される。

この直結段では、カウンタ軸５と出力軸１８とが直結用シンクロ２８および一方向クラッチ２９を介して直接連結されるので、第４速用ギヤ対１９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１４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１８に対する動力の伝達効率が向上する。

機械的直結段では、入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６および直結用シンクロ２８ならびに一方向クラッチ２９を介して動力源１から出力軸１８にトルクが伝達されるから、その変速比は上記のギヤ８，６のギヤ比に応じた値となる。このようにして決まる直結段での変速比が固定変速比である第４速の変速比より僅かに大きくなるように、上記のギヤ８，６のギヤ比を設定しておくことにより、第４速から直結段へのダウンシフトの際の変速比の変化が小さくなり、その結果、一方向クラッチ２９の係合ショックや変速ショックを防止あるいは抑制することができる。

また、直結段の変速比は、前記入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６のギヤ比に応じた値となるから、直結段の変速比を上記のギヤ８，６によって適宜に設定することができる。言い換えれば、上述した構成であれば、直結段の変速比の設定の自由度が向上する。そして、前記入力部材２とカウンタ軸５とを連結しているギヤ８，６を、変速比が“１”より小さくなるオーバードライブ機構として構成することにより、頻度の高い高速巡航時での動力源１の回転数を相対的に低くして、動力源１に内燃機関を使用した場合の燃費を向上させることができる。

つぎに後進段について説明する。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、発進用シンクロ２４のスリーブ２４Ｓが図１の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが連結され、第２遊星歯車機構４の全体が一体化される。また発進用シンクロ２４のスリーブ２４Ｓが図１の右側に移動させられて発進駆動ギヤ２３Ａがモータ軸１１に連結され、第１ポンプモータ１４から出力軸１８にトルクを伝達できる状態になる。他のシンクロ２５，２６，２８はＯＦＦ状態（ニュートラル状態）に設定される。

この状態で第２ポンプモータ１５の押出容積を次第に増大させる。また、第１ポンプモータ１４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１８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１４は停止している。これに対して、第２遊星歯車機構４はその全体が一体となって回転する状態でリングギヤ４Ｒに動力源１から動力が入力されるから、サンギヤ４Ｓおよびこれに連結されている第２ポンプモータ１５が動力源１から出力された動力で正回転方向に駆動される。

したがって、第２ポンプモータ１５の押出容積を次第に増大させることにより、第２ポンプモータ１５がポンプとして機能し、油圧を発生する。その油圧が第１ポンプモータ１４の吸入ポート１４Ｓに油路１６を介して供給されるが、第１ポンプモータ１４はいわゆる両振りタイプであってその押出容積が、前進走行時とは反対方向に設定されているので、そのロータ軸およびこれと一体のモータ軸１１が前進走行時とは反対方向に回転する。そして、このモータ軸１１から発進用ギヤ対２３を介して出力軸１８にトルクが伝達されるので、出力軸１８が前進走行時とは反対方向に回転し、後進段となる。その発進用ギヤ対２３は減速機として機能するように構成されているので、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。

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、上記の機械的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４に示し、またその制御を実行した場合の挙動の変化を図５にタイムチャートで示してある。図４に示す制御例は、図１に示す構成の変速装置を、内燃機関（エンジン）を動力源とした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最高速段変速比以下の変速比へのアップシフト（具体的に機械的直結段である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５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１８の回転数が上昇する。

このステップＳ１と並行して、もしくはステップＳ１に続けて、入力部材２の回転数である入力回転数、車軸３２の回転数である出力回転数、入力部材２に取り付けられている第１カウンタギヤ８の歯数、カウンタ軸５に取り付けられている第１ドリブンギヤ６の歯数、第４速用ギヤ対１９のギヤ比、デファレンシャル３１の減速比であるデフ比などが読み込まれる。そして、これらのデータを使用して演算を行うことにより、カウンタ軸５の回転数が出力軸１８の回転数より低回転数になっているか否かが判断される（ステップＳ２）。

このステップＳ２で否定的に判断された場合、ステップＳ１に戻って従前の制御状態が維持される。これとは反対に、出力軸１８の回転数がカウンタ軸５の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２８のスリーブ２８Ｓを図１の右側に移動させてカウンタ軸５に連結（右へＯＮ）させる（ステップＳ３）。これは図５のｔ２時点の状態である。

この場合、出力軸１８回転数がカウンタ軸５の回転数以上になっているので、一方向クラッチ２９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２８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２９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２８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２８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１４，１５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５のｔ３時点の状態である。この制御は種々可能であって、例えば前述した各リリーフ弁３８，３９のうち高圧が作用するリリーフ弁３８（もしくは３９）をＯＦＦに制御して各ポンプモータ１４，１５による油圧を低下させる。あるいは第４速でロックされている第１ポンプモータ１４の押出容積をゼロに向けて低下させる。図４にはリリーフ弁３８（もしくは３９）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３，４のサンギヤ３Ｓ，４Ｓにトルクが作用しないので、これらの遊星歯車機構３，４および各中間軸１０，１２を介した出力軸１８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２４，２５，２６，２７，２８にはトルクが殆ど掛からないので、そのスリーブ２４Ｓ，２５Ｓ，２６Ｓ，２７Ｓ，２８Ｓを移動させることができる。そこで、リリーフ弁３８，３９をＯＦＦに制御する指令を出力すると同時に、もしくはその直後に、第１シンクロ２５および第２シンクロ２６の各スリーブ２５Ｓ，２６Ｓ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５のｔ３時点もしくはその直後である。こうすることにより、動力源１から出力軸１８に対するトルクの伝達は、入力部材２からカウンタ軸５および直結用シンクロ２８ならびに一方向クラッチ２９を介して行われ、いわゆる機械的直結段が設定される。これは、図５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最高速段変速比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を行う状況になっていることによりステップ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２５および第２シンクロ２６における各スリーブ２５Ｓ，２６Ｓが図１の右側に移動させられる（ステップＳ７）。これは、図５のｔ５時点である。したがって、第４速駆動ギヤ１９Ａが第１中間軸１０に連結され、また第３速駆動ギヤ２１Ａが第２中間軸１２に連結される。その場合、電磁リリーフ弁３８，３９がＯＦＦになっていて各ポンプモータ１４，１５は油圧を発生しないので、シンクロ２０，２２にトルクが作用しておらず、したがってそのスリーブ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速用ギヤ対１９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カウンタ軸５の回転数より出力軸１８の回転数が高回転数になる。したがって、一方向クラッチ２９はオーバーラン状態（解放状態）になる。

これと同時にもしくはその直後に、各リリーフ弁３８，３９がＯＮ制御される（ステップＳ８）。これは、図５のｔ５時点もしくはその直後の時点である。その結果、閉回路１６，１７に油圧が発生するが、第２ポンプモータ１５の押出容積がゼロになっているので、閉回路１６，１７での圧油の流動が阻止され、第１ポンプモータ１４はロック状態に維持される。すなわち、動力源１が出力した動力は、第４速用ギヤ対１９を介して出力軸１８に伝達される。この場合、動力源１から出力軸１８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３８，３９によるリリーフ圧は例えば図６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６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２８のスリーブ２８Ｓを、図１の左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５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２９は解放状態になっており、したがって直結用シンクロ２８にはトルクが殆ど掛かっていないので、そのスリーブ２８Ｓ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。

なお、この発明に係る上記の変速装置あるいはその制御装置では、機械的直結段を設定する場合、変速比をその直前の最小の値から若干増大させ、それに伴って動力源１の回転数を増大させることになる。動力源１として内燃機関を使用している場合には、その回転数の増大が燃費の低下要因となるが、機械的直結段では前述したようにポンプモータ１４，１５を使用せずに出力軸１８に動力を伝達でき、動力損失が少ない。したがって、動力損失の低減による燃費の向上と回転数の増大による燃費の低下とを比較し、燃費の向上効果が得られる場合に前述した機械的直結段を設定するように構成してもよい。

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４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、変速段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１４，１５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、設定可能な固定変速比は機械的直結段を含む前進５段より多くてもよく、あるいは４段以下であってもよく、また後進段を設定するための構成は、後進段用のギヤ対を設けたものであってよい。素養に構成した場合には、いわゆる両振りタイプのポンプモータを用いずに、いわゆる片振りタイプのものであってよい。そして、動力源との間でオーバードライブ機構を構成する回転部材は、前述したカウンタ軸を使用した構成に限られず、要は、動力源との間で増速機構を構成するものであればよい。

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。 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４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…動力源、 ２…入力部材、 ３…第１遊星歯車機構、 ４…第２遊星歯車機構、 ５…カウンタ軸、 ６…第１ドリブンギヤ、 ８…第１カウンタギヤ、 １４…第１ポンプモータ、 １５…第２ポンプモータ、 １８…出力軸、 ２２…第１速ギヤ対、 ２０…第２速ギヤ対、 ２１…第３速ギヤ対、 １９…第４速ギヤ対、 ２４…発進用シンクロ、 ２５…第１シンクロ、 ２６…第２シンクロ、 ２７…リバースシンクロ、 ２８…直結用シンクロ、 ２９…一方向クラッチ、 ４０…電子制御装置、 ３８，３９…電磁リリーフ弁。

Claims (8)

1. 動力源からトルクが入力される入力要素を有する差動機構と、その差動機構の出力要素に連結された押出容積が可変な可変容量型ポンプモータと、前記差動機構の出力要素から出力軸にトルクを伝達する変速段用伝動機構とをそれぞれ含む少なくとも二系統の動力伝達系統を備えた可変容量型ポンプモータ式変速装置において、
   前記各差動機構における入力要素との間でトルクが伝達される回転部材が前記出力軸と同一軸線上に配置され、
   その回転部材と前記出力軸との間にこれら回転部材と出力軸とを選択的に連結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よりも前記回転部材および前記一方向クラッチならびに前記クラッチ機構を介して前記出力軸にトルクを伝達する場合の変速比が予め定めた所定値大きくなるように構成されている
   ことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速装置。
2. 前記動力源は、いずれか一方の差動機構における前記入力要素に連結され、
   該一方の差動機構における前記入力要素と前記回転部材とは、前記入力要素に対して前記回転部材を増速するオーバードライブ機構を介して連結されている
   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。
3. 前記回転部材の回転数が前記出力軸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回転部材の回転数が前記出力軸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または２に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置の制御装置。
4. 前記反力制御手段で低下させた前記可変容量型ポンプモータが出力する流体圧を昇圧する場合に予め定めた所定の勾配で徐々に昇圧する昇圧手段を更に備えていることを特徴とする請求項３に記載の制御装置。
5. 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３に記載の制御装置。
6. 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または２に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは請求項３ないし５のいずれかに記載の制御装置。
7. 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６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。
8. 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または２に記載の可変容量型ポンプモータ式変速装置もしくは請求項３ないし７のいずれかに記載の制御装置。

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