JP2009293744A - 可変容量型ポンプモータ式変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】最高速段での変速機の動力伝達効率を向上できる可変容量型ポンプモータ式変速機を提供すること。
【解決手段】油圧を発生することに伴う反力を動力源１が連結されている差動機構６，８に動力源１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７，９と、差動機構６，８からトルクが伝達される中間軸４，５と出力部材１７との間に設けられ、それらの間を選択的に動力伝達可能な状態にする複数の変速段用伝動機構１４，１８，１９，２０，２１，２２とを有する可変容量型ポンプモータ式変速機ＴＭにおいて、動力源１および差動機構６，８と出力部材１７との間に設けられ、選択的に、動力源１と出力部材１７との間を動力伝達可能な状態にしかつ差動機構６，８と出力部材１７との間を動力伝達不可能な状態にする直結段用伝動機構１２，１５を設ける。
【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機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、２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油圧ポンプモータを連結するとともに、いずれかの油圧ポンプモータは押出容積を正負の両方向に変化させることのできる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（例えばシンクロナイザー）を介して選択的にトルク（動力）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、それらの油圧ポンプモータは、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、それぞれの油圧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伝達が可能な状態にすることにより、一方の油圧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、反力要素には油圧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る。そして、その変速段用ギヤ対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、他方の油圧ポンプモータは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る。そして、その変速段用ギヤ対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２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は、いずれか一方のポンプモータの押出容積を“０”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る。そして、その変速用ギヤ対のギヤ比に応じた固定段変速比（固定変速段）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。

なお、特許文献２には、油圧による動力伝達と機械的な動力伝達とを行う油圧−機械式（動力分割式）の変速装置（ハイドロ・メカニカル・トランスミッション；ＨＭＴ）であって、入力軸から出力軸への動力伝達を遊星歯車機構のみにより行う機械的直結領域が設定できるようにして、この機械的直結領域において油圧伝動部における圧油の流動を阻止する手段（ロッククラッチ、連通弁など）を設けた構成のＨＭＴに関する発明が記載されている。

また、特許文献３には、４段の変速比を選択して設定できる主変速機構と、減速状態および直結状態を設定できる副変速機構とを並列に組み合わせた自動変速機であって、主変速機構を３速（直結）状態で保持するとともに副変速機構を直結状態にすることにより、変速比が１となる第４速（直結変速段）を設定することができ、その第４速の状態から副変速機構を直結状態で保持するとともに主変速機構を４速（増速）状態にすることにより、変速比が１より小さくなる第５速（いわゆるオーバードライブ）を設定することができるように構成した自動変速機に関する発明が記載されている。

特開２００７−６４２６９号公報 特開２００５−７６７８８号公報 特開平２−６２４７０号公報

上述したように、上記の特許文献１に記載されている変速機では、一方のポンプモータの押出容積を“０”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、変速機の動力伝達効率が相対的に良好になる。この動力伝達効率が良好な油圧を介さない機械的な動力伝達状態、すなわち固定段変速比（固定変速段）を設定した状態で、動力源の出力トルクを直接（すなわち直結状態で）もしくは増速して（すなわちオーバードライブ状態で）出力軸側に伝達することができれば、変速機の動力伝達効率は一層良好なものになる。

しかしながら、上記の特許文献１に記載されている変速機は、動力源の出力トルクを直結状態もしくはオーバードライブ状態で出力軸側に伝達できる構成にはなっておらず、変速機の、特に高速段での動力伝達効率を向上させるためには、未だ改良の余地があった。

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、油圧を介した動力伝達を伴わない変速段もしくはこれに近い変速比での変速機の動力伝達効率を向上させることができる可変容量型ポンプモータ式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、流体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、それら中間軸と出力部材との間を選択的に動力伝達可能な状態にす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機において、前記動力源および前記差動機構と前記出力部材との間に設けられ、選択的に、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記差動機構と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にする直結段用伝動機構を備えていることを特徴とする変速機である。

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記直結段用伝動機構により前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、前記動力源の回転を制動する同期補助機構を更に備えている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の発明において、前記直結段用伝動機構が、前記動力源からのトルクを前記出力部材へ伝達する場合の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が前記変速段用伝動機構のいずれの変速段の変速比よりも小さく設定された機構を含むことを特徴とする変速機である。

そして、請求項４の発明は、請求項３の発明において、前記直結段用伝動機構が、前記変速比が“１”以下の所定値に設定された機構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、直結段用伝動機構により差動機構と出力部材との間を動力伝達可能な状態にするとともに動力源と出力部材との間の動力伝達を遮断し、かつ可変容量型ポンプモータで流体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、直結段用伝動機構により差動機構と出力部材との間の動力伝達を遮断するとともに動力源と出力部材との間を動力伝達可能な状態にすることにより、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、また動力源から出力部材への動力伝達経路と可変容量型ポンプモータとの間の動力伝達が遮断されている。そのため、油圧の漏れやギヤでの摩擦などによる動力損失あるいは可変容量型ポンプモータの引き摺り損失の発生を回避もしくは抑制し、変速機の動力伝達効率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、アップシフトのために動力源と出力部材との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態へ切り替える際の所定の回転部材間での回転同期を促進して補助することができる。すなわち、直結段用伝動機構により動力源と出力部材との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替える際に、動力源の出力トルクにより駆動されている入力側の回転部材の回転数と、その入力側回転部材と係合して出力部材へ動力源の出力トルクを伝達する出力側の回転部材の回転数との同期が必要になる。特に、動力源と出力部材との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替えることにより変速比が小さくなる場合すなわちアップシフトされる場合は、入力側の回転部材の回転数を低下させる必要がある。その場合、同期補助機構で動力源の回転を制動することにより、入力側の回転部材の回転数を低下させることができる。そのため、入力側の回転部材の回転数と出力側の回転部材の回転数との同期を促進して、動力源と出力部材との間の動力伝達状態の切り替えをスムーズに行うことができる。また、その際の同期連結機構による各回転部材間の同期を、同期補助機構によって補助することができるので、同期連結機構を小容量の小型のものとすることができる。

さらに、請求項３の発明によれば、直結段用伝動機構により、動力源と出力部材との間を動力伝達可能な状態にすることにより、変速段用伝動機構により設定される他の変速段の変速比よりも小さい変速比の変速段、すなわち変速機の最高速段が設定される。したがって、最高速段設定時の変速機の動力伝達効率を向上させることができる。例えば、内燃機関を動力源としてこの発明の変速機に連結した場合、変速機を動力伝達効率の良い最高速段にして内燃機関を運転効率の良い領域で運転させることができ、内燃機関の燃費を向上させることができる。

そして、請求項４の発明によれば、直結段用伝動機構により、動力源と出力部材との間を動力伝達可能な状態にすることにより、変速比が“１”以下の変速段、すなわち変速機の直結段もしくは増速段が設定される。したがって、直結段もしくは増速段設定時の変速機の動力伝達効率を向上させることができる。例えば、内燃機関を動力源としてこの発明の変速機に連結した場合、変速機を動力伝達効率の良い直結段もしくは増速段にして内燃機関を運転効率の良い領域で運転させることができ、内燃機関の燃費を向上させることができる。

（第１の実施形態）
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１にこの発明に係る変速機ＴＭの第１の実施形態の一例を示す。この図１に示す例は、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（固定変速段）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をエンジン（ＥＮＧ）１と記す。また、入力軸２はエンジン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、変速機ＴＭ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、３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、油圧などの流体圧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第１遊星歯車機構６と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ７と記す。さらに、これらと平行に配置されている遊星歯車機構を第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、図では、第１ポンプモータ７をＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９をＰＭ２と記している。

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、これらの各ドライブ軸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（図１の右側）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６Ｓ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６Ｒと、これらのサンギヤ６Ｓとリングギヤ６Ｒ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６Ｃ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６Ｒに連結されている。

ここで、スタートシンクロ１１は、いわゆる発進用切替機構であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｒの回転を規制すること、すなわちリングギヤ６Ｒ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６Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ６Ｓ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６Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア６Ｃに第１ドライブ軸４が連結されている。したがって、キャリア６Ｃ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“０”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１遊星歯車機構６に対してエンジン１側（図１の左側）に、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８Ｓとリングギヤ８Ｒ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８Ｃとを回転要素とし、これら３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８Ｒに連結されている。すなわち、リングギヤ８Ｒ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８Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ８Ｓ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８Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア８Ｃに、直結用シンクロ１２を介してこれらと同一軸線上にあるキャリア軸１３上に配置された第３速ギヤ対１４の第３速駆動ギヤ１４Ａが連結されている。したがってキャリア８Ｃが出力要素となっている。

上記のキャリア軸１３には、第４速ギヤ対１５の第４速従動ギヤ１５Ｂ（もしくは第４速遊転ギヤ１５Ｂ）が回転自在に嵌合されており、その第４速従動ギヤ１５Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ１５Ａが、入力軸２に一体となって回転するように設けられている。また、直結用シンクロ１２は、いわゆる直結段形成用の切替機構であり、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃと上記のキャリア軸１３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、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすること、すなわち第４速ギヤ対１５を介して入力軸２とキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすることができるように構成されている。上記の第３速ギヤ対１４および第４速ギヤ対１５およびスタートシンクロ１１ならびに直結用シンクロ１２の詳細については後述する。

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“０”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、発進用切替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６Ｒ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ＴＭのケーシング（図示せず）などに固定された固定部１６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１６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（「Ｓ」の位置）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６Ｒに連結し、スリーブ１１Ｓを図１の右側（「Ｄ」の位置）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６Ｒを固定部１６に連結してリングギヤ６Ｒの回転を規制し、すなわちリングギヤ６Ｒを固定し、さらにスリーブ１１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）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１６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６Ｒおよびサンギヤ６Ｓおよびキャリア６Ｃ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６Ｒを固定することにより、サンギヤ６Ｓの回転数に対してキャリア６Ｃ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６Ｒ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６Ｓ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６Ｓ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６Ｃ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。

この発明における出力部材に相当し、各ドライブ軸４，５から動力が伝達される出力軸１７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に示す変速機ＴＭ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１７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１７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３つのギヤ対１４，１８，２０と後進走行のためのギヤ対１９とが設けられている。

すなわち、出力軸１７上には、エンジン１側から順に、第３速従動ギヤ１４Ｂ、第１速従動ギヤ１８Ｂ、リバース従動ギヤ１９Ｂ、第２速従動ギヤ２０Ｂが配置されるとともに、これら各従動ギヤ１４Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂ，２０Ｂは、出力軸１７に対して回転自在に嵌合している。

これに対して、第２ドライブ軸５上には、上記の第３速従動ギヤ１４Ｂに噛み合っているカウンタギヤ１４Ｃと、上記の第１速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ１８Ａとが、それぞれ第２ドライブ軸５に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１８Ａは、第１速従動ギヤ１８Ｂより歯幅の広い歯車であって、第１速従動ギヤ１８Ｂに隣接して配置されているリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に設けられたアイドルギヤ１９Ａにも噛み合っている。したがって、第１速駆動ギヤ１８Ａ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（図１の右側）に突出しており、その突出部分には、上記の第２速従動ギヤ２０Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ２０Ａが第１ドライブ軸４に一体となって回転するように設けられている。

上述した各ギヤ対１４，１８，１９，２０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３速の各ギヤ対１８，２０，１４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１８，２０，１４の順に小さくなっている。すなわち、「第１速ギヤ対１８のギヤ比」＞「第２速ギヤ対２０のギヤ比」＞「第３速ギヤ対１４のギヤ比」となっている。

そして、上記の各ギヤ対１４，１８，１９，２０を選択的に動力伝達可能な状態にするための切替機構が設けられている。この切替機構は、各ギヤ対１４，１８，１９，２０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、切替機構として同期連結機構が使用されており、上記の出力軸１７上で、第３速従動ギヤ１４Ｂと第１速従動ギヤ１８Ｂとの間に第１シンクロ２１が配置され、また同様に出力軸１７上で、リバース従動ギヤ１９Ｂと第２速従動ギヤ２０Ｂとの間に第２シンクロ２２が配置されている。これらのシンクロ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１７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２１は、そのスリーブ２１Ｓを図１の右側（「１st」の位置）に移動させることにより、第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ２１Ｓを図１の左側（「３rd」の位置）に移動させることにより、第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結し、さらにスリーブ２１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１４Ｂ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２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側（「２nd」の位置）に移動させることにより、第２速従動ギヤ２０Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ２２Ｓを図１の左側（「Ｒ」の位置）に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂを出力軸１７に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ２０Ｂ，１９Ｂ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、この第１の実施形態では、第１速ギヤ対１８および第２速ギヤ対２０および第３速ギヤ対１４ならびにリバースギヤ対１９の各伝動機構と、第１シンクロ２１および第２シンクロ２２の各切替機構とによって、各ドライブ軸４，５と出力軸１７との間を選択的に動力伝達可能な状態にすることができる。したがって、上記の各ギヤ対１８，２０，１４，１９と各シンクロ２１，２２とが、この発明における変速段用伝動機構に相当している。

ここで、前述した直結段形成用の切替機構としての直結用シンクロ１２について説明すると、この直結用シンクロ１２は、前述のスタートシンクロ１１と同様に、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直結用シンクロ１２が記載されている。この直結用シンクロ１２は、キャリア軸１３に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃおよび第４速従動ギヤ１５Ｂ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１２Ｓの図１の左側に、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図１の右側に、第４速従動ギヤ１５Ｂ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、直結用シンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図１の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、スリーブ１２Ｓを図１の右側（「４th」の位置）に移動させることにより、第４速従動ギヤ１５Ｂを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、さらにスリーブ１２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、キャリア８Ｃあるいは第４速従動ギヤ１５Ｂ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。

このように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させて第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３とを連結することにより、変速機ＴＭを、前述した複数の伝動機構すなわち第１速ないし第３速の各ギヤ対１８，２０，１４のギヤ比に応じた第１速ないし第３速の各変速段を設定する状態、およびそれら第１速ないし第３速の各変速段の間で変速比を連続的に変化させる無段変速状態にすることができる。

そして、この発明の変速機ＴＭは、前述の第１速ないし第３速の各ギヤ対１８，２０，１４のギヤ比に応じて設定されるいずれの変速比よりも小さな、すなわち第３速の変速比よりも小さなこの変速機ＴＭの最高速段としての第４速を設定できるように構成されている。すなわち、第３速ギヤ対１４を出力軸１７に対してトルク伝達可能な状態にするとともに、上記のように直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３とを連結することにより、入力軸２に伝達されたエンジン１の出力トルクを、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７に伝達すること、すなわちエンジン１の出力トルクを第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８を経由させずに出力軸１７に直接伝達するができる。言い換えると、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３とを連結することにより、第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１７との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることができる。

さらに、上記の第４速ギヤ対１５のギヤ比が、エンジン１の出力トルクが第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を経由して出力軸１７へ伝達される際の変速比が“１”もしくは“１”よりも小さい所定値となるように設定されている。したがって、この変速機ＴＭは、直結用シンクロ１２によって第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１７との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることにより、変速比が“１”となるいわゆる直結段、もしくは変速比が“１”よりも小さな増速段を設定することができる。

上記のように、この第１の実施形態では、第４速ギヤ対１５と、直結用シンクロ１２とによって、選択的に、エンジン１と出力軸１７との間を動力伝達可能な状態にしかつ第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態にすることができる。したがって、上記の第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とが、この発明における直結段用伝動機構に相当している。

上記の各シンクロ１１，１２，２１，２２の各スリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓは、リンケージ（図示せず）を介して手動操作によって切り替え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）によって切り替え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）２３によって電気的に制御される。この電子制御装置２３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１１，１２，２１，２２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２４，２５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２４，２５同士の間には、一方の油路２４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２５に排出する電磁リリーフ弁２６と、他方の油路２５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２４に排出する電磁リリーフ弁２７とが設けられている。なお、これらの電磁リリーフ弁２６，２７は、設定圧（リリーフ圧）を電気的に制御し、あるいは設定圧を“０”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（もしくはブーストポンプ）２８が設けられている。このチャージポンプ２８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２９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２８の吐出口は、閉回路における油路２４と油路２５とにそれぞれチェック弁３０，３１を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３０，３１は、チャージポンプ２８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２８の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３２が、チャージポンプ２８の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３２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２９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２８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、上述した変速機ＴＭの作用について説明する。図３は、いずれかのギヤ対１８，２０，１４，１５，１９のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，１２，２１，２２、ならびに各電磁リリーフ弁２６，２７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“０”（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“０”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ポンプモータ７（もしくは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１１，１２，２１，２２についての「１st」、「２nd」、「３rd」、「４th」、「Ｄ」、「Ｓ」、「Ｒ」、「ＣＶ」は、それぞれのスリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓの図１での位置を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１１，１２，２１，２２をＯＦＦ状態（中立位置）に設定する位置を示している。なお、スタートシンクロ１１についての「Ｂ」は、後述する第２の実施形態での変速機ＴＭにおいて、シンクロ１１Ｓを、エンジン１の回転を制動する状態の位置を示している。

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“０”とされ、また各シンクロ１１，１２，２１，２２がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓが「Ｎ」の位置（図１の中央位置）に設定される。したがって、いずれのギヤ対１８，２０，１４，１５，１９も出力軸１７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６Ｒ，８Ｒにエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤ６Ｓ，８Ｓに反力が作用しないため、出力要素であるキャリア６Ｃ，８Ｃ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。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、開状態すなわちリリーフ圧が“０”となるように制御されるのが好ましい。

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、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｓ」の位置（図１の右側）に、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置（図１の左側）に、第１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが「１st」の位置（図１の右側）に、第２シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「２nd」の位置（図１の右側）に、それぞれ移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１８Ｂおよび第２速従動ギヤ２０Ｂが出力軸１７に連結されて、出力軸１７に対し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１７とが第１速ギヤ対１８を介して連結され、第１ドライブ軸４と出力軸１７とが第２速ギヤ対２０を介して連結される。また、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａとが連結される。したがって、キャリア軸１３と出力軸１７とが第３速ギヤ対１４および第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１８を介して連結される。そして、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒがスタートシンクロ１１を介して固定される。

すなわち、各変速段を設定する伝動機構すなわち各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６Ｒが固定されるので、第１遊星歯車機構６は、サンギヤ６Ｓ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６Ｓ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６Ｃの回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤ６Ｓ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６Ｓ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６Ｃのトルクが増幅されるトルク増幅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１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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２０を介して出力軸１７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８Ｃが停止している状態でリングギヤ８Ｒにエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤ８Ｓがリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するので、キャリア８Ｃにこれをリングギヤ８Ｒ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１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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６Ｓ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６Ｒが固定されてキャリア６Ｃ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６Ｓ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２０を介して出力軸１７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１７へ伝達される。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、上記の各ポンプモータ７，９間での圧油の給排制御と併せてそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御される。

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１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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１７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１７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機ＴＭ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１７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ならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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１７に現れるトルクは、第１速ギヤ対１８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、したがって変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１８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６Ｓ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“０”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ＴＭ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８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これがキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびに第１速ギヤ対１８を介して、出力軸１７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。

なお、この第１速の状態で第２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、この第１速から後述する第３速を設定するまで間は、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

第１速から第２速へのアップシフトでは、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６Ｓがリングギヤ６Ｒ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６Ｓに作用する。その結果、リングギヤ６Ｒに入力されたトルクとサンギヤ６Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア６Ｃ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６Ｃから第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対２０を介して出力軸１７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８Ｓに作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア８Ｃからキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４ならびにカウンタギヤ１４Ｃ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１７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２０を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１８で決まる変速比から第２速ギヤ対２０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“０”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、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６Ｓ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６Ｓを固定した状態でリングギヤ６Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア６Ｃにはこれをリングギヤ６Ｒ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２０を介して、出力軸１７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。

なお、この第２速の状態で第１シンクロ２１をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２１Ｓ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１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを「３rd」の位置（図１の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結しておけば、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１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを「１st」の位置（図１の右側）に移動させて第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１７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８Ｓがリングギヤ８Ｒとは反対の方向に回転している。そのため、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８Ｓに作用する。したがって、リングギヤ８Ｒに入力されたトルクとサンギヤ８Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア８Ｃに作用してこれが正回転し、第１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを「３rd」の位置（図１の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結することにより、キャリア８Ｃに作用するトルクがキャリア軸１３および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７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６Ｓに作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア６Ｃ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１７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およびキャリア軸１３ならびに第３速ギヤ対１４を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第２速ギヤ対２０で決まる変速比から第３速ギヤ対１４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“０”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、第２ポンプモータ９がロックされて、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８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒ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およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第３速従動ギヤ１４Ｂを介して、出力軸１７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。

なお、この第３速の状態で第２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２２のスリーブ２２Ｓを「Ｎ」の位置に移動させて第２シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定しておけば、この変速機ＴＭの最高速段の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。

第３速から第４速へのアップシフトでは、第１ポンプモータ７の押出容積が“０”にされて第２ポンプモータ９がロックされた状態のまま、またスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓおよび第１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを、それぞれ「Ｄ」および「３rd」の位置に設定したまま、第２シンクロ２２がＯＦＦ状態とされる。すなわち第２シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。また直結用シンクロ１２が一旦ＯＦＦ状態とされる。すなわち直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。

そして、その状態から直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを「４th」の位置（図１の左側）に移動させることにより、この第１の実施形態での変速機ＴＭの最高速段である第４速が設定される。すなわち、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置に移動させられると、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３との間の動力伝達が遮断されるとともに、第４速従動ギヤ１５Ｂがキャリア軸１３に連結される。したがって、入力軸２を介してエンジン１の動力が直接伝達される第４速ギヤ対１５が、キャリア軸１３および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７に対して動力伝達可能な状態になる。その結果、エンジン１の動力が各ポンプモータ７，９および各遊星歯車機構６，８に伝達されることなく、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して直接出力軸１７に伝達される状態になる。すなわち、いわゆる直結段としての第４速が設定される。なお、このとき、各ポンプモータ７，９は、上記のようにいずれも動力の伝達に関与しないので、押出容積が最大にされてロックされていた状態の第２ポンプモータ９の押出容積が、第１ポンプモータ７の押出容積と共に“０”にされる。

この第４速の状態でスタートシンクロ１１をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１１Ｓ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、この第４速へのアップシフトを実行する場合、あるいはこの第４速から第３速へのダウンシフトを実行する場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、第２ポンプモータ９のロック状態を維持するようにそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御されるとともに、固定変速段である第４速もしくは第３速が設定される際に、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

ここで、この第４速を設定する際の第３速から第４速へのアップシフトにおける変速機ＴＭの変速制御例、およびこの第４速から第３速へのダウンシフトにおける変速機ＴＭの変速制御例を、それぞれフローチャートを用いて説明する。初めに、図４は、第３速から第４速へのアップシフトにおける変速制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図４において、先ず、第３速から第４速への変速すなわちアップシフトの指令が出力されたか否かが判断される（ステップＳ１０１）。

第３速から第４速へアップシフトの指令が未だ出力されないことにより、このステップＳ１０１で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。一方、第３速から第４速へアップシフトの指令が出力されたことにより、ステップＳ１０１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１０２へ進み、第２シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが、「２nd」の位置から「Ｎ」の位置に移動させられて係合させられる。

続いて、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御されて、各電磁リリーフ弁２６，２７が閉状態から開状態に移行させられる（ステップＳ１０３）。また、エンジン１の出力を一時的に低下させるトルクダウン制御が行われる（ステップＳ１０４）。具体的には、例えば、エンジン１のスロットル開度が閉方向に制御され、またエンジン１の点火時期が遅角制御される。

そして、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になったか否かが判断される（ステップＳ１０５）。具体的には、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が“０”になったか否かが判断される。各電磁リリーフ弁２６，２７が未だ全開状態でないことにより、このステップＳ１０５で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になったことにより、ステップＳ１０５で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１０６へ進む。すなわち、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になるまで、上記のステップＳ１０１ないしＳ１０５の制御が繰り返される。

ステップＳ１０６では、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「ＣＶ」の位置から「Ｎ」の位置に移動させられ、さらに、その直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「Ｎ」の位置から「４th」の位置に移動させられる（ステップＳ１０７）。このとき、スリーブ１２Ｓは、「４th」の位置に移動させられるのに伴い、第４速従動ギヤ１５Ｂ側の所定の回転部材に押し付けられて摩擦接触させられ、第４速従動ギヤ１５Ｂの回転とキャリア軸１３の回転との同期が行われる。

そして、それら第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了したか否かが判断される（ステップＳ１０８）。第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が未だ完了していないことにより、このステップＳ１０８で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了したことにより、ステップＳ１０８で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１０９へ進む。すなわち、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了するまで、上記のステップＳ１０１ないしＳ１０８の制御が繰り返される。

ステップＳ１０９では、「Ｎ」の位置から「４th」の位置に移動させられて第４速従動ギヤ１５Ｂ側の所定の回転部材に押し付けられていた直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「４th」の位置で係合させられる。すなわち、キャリア軸１３に対して第４速従動ギヤ１５Ｂが動力伝達可能に連結される。また、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御されて、各電磁リリーフ弁２６，２７が開状態から閉状態に移行させられる（ステップＳ１１０）。

そして、トルクダウン制御されていたエンジン１を通常の状態に復帰させる復帰制御が行われる（ステップＳ１１１）。すなわち、例えば、閉方向に制御されていたエンジン１のスロットル開度が通常の開度に戻され、また遅角制御されていたエンジン１の点火時期が通常のタイミングに戻される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。すなわち、第３速から第４速へのアップシフトが完了する。

つぎに、図５は、第４速から第３速へのダウンシフトにおける変速制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図５において、先ず、第４速から第３速への変速すなわちダウンシフトの指令が出力されたか否かが判断される（ステップＳ２０１）。

第４速から第３速へアップシフトの指令が未だ出力されないことにより、このステップＳ２０１で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。一方、第４速から第３速へダウンシフトの指令が出力されたことにより、ステップＳ２０１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２０２へ進み、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、「Ｄ」の位置に移動させられて係合させられる。第１ポンプモータ７の引き摺り損失を低減するためにスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｎ」の位置に設定されていた場合には、そのスリーブ１１Ｓが、「Ｎ」の位置から「Ｄ」の位置に移動させられて係合させられる。

続いて、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御されて、各電磁リリーフ弁２６，２７が閉状態から開状態に移行させられる（ステップＳ２０３）。また、エンジン１の出力を一時的に低下させるトルクダウン制御が行われる（ステップＳ２０４）。具体的には、例えば、エンジン１のスロットル開度が閉方向に制御され、またエンジン１の点火時期が遅角制御される。

そして、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になったか否かが判断される（ステップＳ２０５）。具体的には、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が“０”になったか否かが判断される。各電磁リリーフ弁２６，２７が未だ全開状態でないことにより、このステップＳ２０５で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になったことにより、ステップＳ２０５で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２０６へ進む。すなわち、各電磁リリーフ弁２６，２７が全開状態になるまで、上記のステップＳ２０１ないしＳ２０５の制御が繰り返される。

ステップＳ２０６では、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「４th」の位置から「Ｎ」の位置に移動させられるとともに、ダウンシフト時の直結用シンクロ１２における係合ショックを低減させるため、エンジン１の回転数を上昇させるようにスロットル開度を制御するスロットル制御が行われる（ステップＳ２０７）。そして直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「Ｎ」の位置から「ＣＶ」の位置に移動させられる（ステップＳ２０８）。このとき、スリーブ１２Ｓは、「ＣＶ」の位置に移動させられるのに伴って、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃ側の所定の回転部材に押し付けられて摩擦接触させられ、キャリア８Ｃの回転とキャリア軸１３の回転との同期が行われる。

そして、それらキャリア８Ｃとキャリア軸１３との回転同期が完了したか否かが判断される（ステップＳ２０９）。キャリア８Ｃとキャリア軸１３との回転同期が未だ完了していないことにより、このステップＳ２０９で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、キャリア８Ｃとキャリア軸１３との回転同期が完了したことにより、ステップＳ２０９で肯定的に判断された場合には、ステップＳ２１０へ進む。すなわち、キャリア８Ｃとキャリア軸１３との回転同期が完了するまで、上記のステップＳ２０１ないしＳ２０９の制御が繰り返される。

ステップＳ２１０では、「Ｎ」の位置から「ＣＶ」の位置に移動させられてキャリア８Ｃ側の所定の回転部材に押し付けられていた直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「ＣＶ」の位置で係合させられる。すなわち、キャリア軸１３に対してキャリア８Ｃが動力伝達可能に連結される。

また、第２シンクロ２２のスリーブ２２が、「Ｎ」の位置から「２nd」の位置に移動させられて係合させられる（ステップＳ２１１）。さらに、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御されて、各電磁リリーフ弁２６，２７が開状態から閉状態に移行させられる（ステップＳ２１２）。

そして、トルクダウン制御されていたエンジン１を通常の状態に復帰させる復帰制御が行われる（ステップＳ２１３）。すなわち、例えば、閉方向に制御されていたエンジン１のスロットル開度が通常の開度に戻され、また遅角制御されていたエンジン１の点火時期が通常のタイミングに戻される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。すなわち、第４速から第３速へのダウンシフトが完了する。

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、図３の「Ｒev発進」の欄に示すように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置に移動させられて、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃがキャリア軸１３に連結させられ、また、第１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓが「Ｎ」の位置に移動させられてニュートラルの状態にされる。

そして、第２シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「Ｒ」の位置（図１の左側）に移動させられて、リバース従動ギヤ１９Ｂが出力軸１７に連結される。このように、後進段での発進時には、入力軸２から第２遊星歯車機構８および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸５ならびにリバースギヤ対１９を経由して出力軸１７に到る動力伝達経路が形成される。なお、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓの位置は、この場合「Ｓ」、「Ｎ」、「Ｄ」のいずれでもよいが、後進発進した後に前進で発進することを考慮して、ここではスリーブ１１Ｓを「Ｓ」（もしくは「Ｎ」）に位置に移動しておくのが好ましい。

この状態で第１ポンプモータ７の押出容積が“０”にされ、第２ポンプモータ９の押出容積が最大にされる。したがって、第２ポンプモータがロックされて閉回路内に油圧が発生する。この油圧が第２遊星歯車機構８における反力となり、第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒに入力されたエンジン１のトルクが増幅されて第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃから第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸５に出力される。すなわち、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリア８Ｃ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１４およびカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸５に伝達される。

このとき、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃから第２ドライブ軸５へのトルクの伝達をスムーズに行うために、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が適宜制御される。具体的には、上記のように第１ポンプモータ７の押出容積が“０”の状態で第２ポンプモータ９がロックされることにより閉回路内に発生した油圧による反力が、第２遊星歯車機構８のサンギヤ８Ｓに徐々に作用するように、すなわち閉回路内の油圧が徐々に増大するように各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御される。

このようにして第２ドライブ軸５にトルクが伝達されると、第２ドライブ軸５と出力軸１７との間に配置されているリバースギヤ対１９は、アイドルギヤ１９Ａ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１７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。すなわち、固定変速比としての後進段が設定される。

（第２の実施形態）
図６にこの発明に係る変速機ＴＭの第２の実施形態の一例を示す。この第２の実施形態では、変速機ＴＭの最高速段を設定する際すなわち固定変速比としての第３速から第４速にアップシフトする際の直結用シンクロ１２における回転同期を補助するために、前述の第１の実施形態で示した構成に対してエンジン１の回転を制動するブレーキ機構を付加した構成の例を示している。したがって、そのブレーキ機構に関連する部分以外の他の構成は、図１に示した第１の実施形態における構成と同じであるので、図６に図１と同じ参照符号を付けてその詳細な説明は省略する。

図６において、この第２の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、図１に示した第１の実施形態の場合と同様に、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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ＴＭのケーシング（図示せず）などに固定された固定部１６に一体化させたスプラインが配置されている。さらに、この第２の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、カウンタドリブンギヤ１０Ｂの側に、そのカウンタドリブンギヤ１０Ｂとハブすなわちリングギヤ６Ｒとを制動するブレーキ機構３３が設けられている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図６の右側に、固定部１６に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図６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ている。そして、スリーブ１１Ｓの図６の更に左側に、スリーブ１１Ｓの図６での左端面側に形成されたスリーブ側摩擦部材３３Ａと、例えば固定部１６に一体化させた固定側摩擦部材３３Ｂとから構成されるブレーキ機構３３が配置されている。

すなわち、この第２の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図６の右側（「Ｓ」の位置）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６Ｒを固定部１６に連結してリングギヤ６Ｒの回転を規制し、すなわちリングギヤ６Ｒを固定し、スリーブ１１Ｓを図６の左側（「Ｄ」の位置）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６Ｒに連結し、さらに、スリーブ１１Ｓを図６の「Ｄ」の位置よりも左側（「Ｂ」の位置）に移動させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂとリングギヤ６Ｒとを連結した状態でブレーキ機構３３を係合してそれらカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転を制動するように構成されている。そして、スリーブ１１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）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１６のいずれとも係合せず、またブレーキ機構３３が解放されているニュートラル状態となるように構成されている。

したがって、この第２の実施形態におけるスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図６の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてスリーブ１１Ｓのスリーブ側摩擦部材３３Ａを固定側摩擦部材３３Ｂに当接させることにより、ブレーキ機構３３を係合もしくは半係合状態にして、カウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転数を低下させること、すなわちカウンタドライブギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することができる。言い換えると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図６の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することにより、カウンタドライブギヤ１０Ａを介してカウンタドライブギヤ１０Ｂと連結しているエンジン１および第４速駆動ギヤ１５Ａと噛み合っている第４速従動ギヤ１５Ｂの回転を制動することができる。

上記のように、この第２の実施形態では、スタートシンクロ１１と、そのスタートシンクロ１１に設けられたブレーキ機構３３とによって、前述のこの発明における直結段用伝動機構によりエンジン１と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、エンジン１の回転を制動することができる。したがって、上記のスタートシンクロ１１とブレーキ機構３３とが、この発明における同期補助機構に相当している。

つぎに、この第２の実施形態における変速機ＴＭの作用について説明する。前述したように、この第２の実施形態における変速機ＴＭは、第３速から最高速段の第４速にアップシフトする際の直結用シンクロ１２における回転同期を補助するために、上記のようにエンジン１の回転を制動することが可能なブレーキ機構３３を、前述の第１の実施形態における変速機ＴＭに付加した構成となっている。したがって、ここでは第３速から第４速へのアップシフトの場合について説明する。

この第２の実施形態での変速機ＴＭにおける第３速から第４速へのアップシフトでは、第３速の各ポンプモータ７，９の状態、すなわち第１ポンプモータ７の押出容積が“０”にされて第２ポンプモータ９がロックされた状態のまま、また第１シンクロ２１のスリーブ２１Ｓを「３rd」の位置に設定したまま、第２シンクロ２２がＯＦＦ状態にされる。すなわち第２シンクロ２２のスリーブ２２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。また直結用シンクロ１２が一旦ＯＦＦ状態とされる。すなわち直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「Ｎ」の位置に設定される。

そして、その状態から直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを「４th」の位置（図６の左側）に設定することにより、この第２の実施形態での変速機ＴＭの最高速段である第４速が設定されるが、このとき、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置に移動させられて押し付けられることによりキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａと第４速従動ギヤ１５Ｂとの回転同期が行われるのに併せて、図３の「３→４変速」の欄の括弧内に示すように、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｂ」の位置に移動させられて押し付けられることにより、その回転同期が補助される。

すなわち、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置に移動させられると、第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａとの間の動力伝達が遮断されるとともに、第４速従動ギヤ１５Ｂがキャリア軸１３に連結される。したがって、直結用シンクロ１２の同期連結機構によって第４速従動ギヤ１５Ｂの回転とキャリア軸１３すなわち第３速駆動ギヤ１４Ａの回転とが同期させられるが、この場合は第３速から第４速へのアップシフトであるため、エンジン１の回転数が第３速での回転数に対して低下させられることになる。このとき、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを「Ｂ」の位置に移動して押し付けることにより、カウンタギヤ対１０の回転すなわちエンジン１の回転が制動されてエンジン１の回転数が低下させられる。すなわち、第３速から第４速へのアップシフトの際の直結用シンクロ１２における回転同期が促進される。

そして、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「４th」の位置で係合されることにより、入力軸２を介してエンジン１の動力が直接伝達される第４速ギヤ対１５が、キャリア軸１３および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７に対して動力伝達可能な状態になる。その結果、エンジン１の動力が各ポンプモータ７，９および各遊星歯車機構６，８に伝達されることなく、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して直接出力軸１７に伝達される状態、すなわち直結段である第４速が設定される。

ここで、この第２の実施形態での第３速から第４速へのアップシフトにおける変速機ＴＭの変速制御例をフローチャートを用いて説明する。図７は、上記の第３速から第４速へのアップシフトにおける変速制御例を説明するためのフローチャートであって、この図７のフローチャートにおけるステップＳ１０１からステップＳ１０７までの制御内容は、前述の第２の実施形態での図４のフローチャートにおけるステップＳ１０１からステップＳ１０７までの制御内容と同一であるので、詳細な説明は省略する。

ステップＳ１０６で直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置から「Ｎ」の位置に移動させられ、さらに、ステップＳ１０７で直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「Ｎ」の位置から「４th」の位置に移動させられると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、「Ｄ」の位置から「Ｂ」の位置に移動させられ、スリーブ１１Ｓに形成されているブレーキ機構３３のスリーブ側摩擦部材３３Ａが固定側摩擦部材３３Ｂに押し付けられて摩擦接触させられる（ステップＳ３０１）。すなわち、カウンタギヤ対１０を介してエンジン１の回転および第４速ギヤ対１５の回転が制動される。

直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「Ｎ」の位置から「４th」の位置に移動させられる場合、スリーブ１２Ｓは「４th」の位置に移動させられるのに伴い、第４速従動ギヤ１５Ｂ側の所定の回転部材に押し付けられて摩擦接触させられ、第４速従動ギヤ１５Ｂの回転とキャリア軸１３の回転との同期が行われる。この場合は、第３速から第４速へのアップシフトであるので、第４速従動ギヤ１５Ｂの回転とキャリア軸１３の回転との同期に伴ってエンジン１の回転数が低下させられることになるが、同時に、上記のように、スタートシンクロ１１とブレーキ機構３３とによってエンジン１の回転が制動されることにより、エンジン１の回転数を所定の回転数まで速やかに低下させること、あるいはエンジン１の回転数が速やかに所定の回転数付近になるように調整することができる。

そして、それら第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了したか否かが判断される（ステップＳ３０２）。第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が未だ完了していないことにより、このステップＳ３０２で否定的に判断された場合は、以降の制御は実行されず、このルーチンを一旦終了する。これに対して、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了したことにより、ステップＳ３０２で肯定的に判断された場合には、ステップＳ３０３へ進む。すなわち、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との回転同期が完了するまで、上記のステップＳ１０１ないしＳ１０７，Ｓ３０１，Ｓ３０２の制御が繰り返される。

ステップＳ３０３では、「Ｄ」の位置から「Ｂ」の位置に移動させられてブレーキ機構３３の固定側摩擦部材３３Ｂに押し付けられていたスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが、「Ｄ」の位置に戻されて係合させられる。すなわち、エンジン１の回転に対する制動が終了させられる。また、「Ｎ」の位置から「４th」の位置に移動させられて第４速従動ギヤ１５Ｂ側の所定の回転部材に押し付けられていた直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、「４th」の位置で係合させられる（ステップＳ３０４）。すなわち、キャリア軸１３に対して第４速従動ギヤ１５Ｂが動力伝達可能に連結される。さらに、各電磁リリーフ弁２６，２７のリリーフ圧が制御されて、各電磁リリーフ弁２６，２７が開状態から閉状態に移行させられる（ステップＳ３０５）。

そして、トルクダウン制御されていたエンジン１を通常の状態に復帰させる復帰制御が行われる（ステップＳ３０６）。すなわち、例えば、閉方向に制御されていたエンジン１のスロットル開度が通常の開度に戻され、また遅角制御されていたエンジン１の点火時期が通常のタイミングに戻される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。すなわち、第３速から第４速へのアップシフトが完了する。

（第３の実施形態）
図８にこの発明に係る変速機ＴＭの第３の実施形態の一例を示す。前述の第１，第２の実施形態が、ＦＲ車に適するように構成した例であるのに対して、この図８に示す第３の実施形態の例は、特にエンジン１を車両の幅方向（左右方向）に向けて搭載するＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ車）に適するように構成した例である。そして、設定できる固定変速比（固定変速段）は、前述の第１，第２の実施形態の構成と同様に、４つの前進段および１つの後進段を設定することが可能な構成となっている。この図８に示す第３の実施形態の構成において、図１，図６に示した前述の第１，第２の実施形態と同じ構成の部分あるいは同様に機能する部分は、図８に図１，図６と同じ参照符号を付けてある。なお、この図８では電子制御装置（ＥＣＵ）２３の記載は省略してある。

図８において、エンジン１と入力軸２との間に、サブポンプ（チャージポンプ）３が設けられている。そして、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、すなわち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が配置されている。この図８に示す例では、差動機構としてダブルピニオン型の遊星歯車機構３５，３７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は、前述の第１，第２の実施形態と同様、可変容量型油圧ポンプモータ７，９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３４と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を第１遊星歯車機構３５と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ（ＰＭ１）７と記す。さらに、第１ドライブ軸３４とは別のエンジン１および入力軸２に平行な第２ドライブ軸３６と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を第１遊星歯車機構３７と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ（ＰＭ２）９と記す。

第１ドライブ軸３４と第２ドライブ軸３６とはこの発明における中間軸に相当するものであって、第１ドライブ軸３４は、第１遊星歯車機構３５を挟んで第１ポンプモータ７とは軸線方向で反対側（図８の左側）に配置されていて、第２ドライブ軸３６は、第２遊星歯車機構３７を挟んで第２ポンプモータ９とは軸線方向で反対側（図８の左側）に配置されている。

第１遊星歯車機構３５は、外歯歯車であるサンギヤ３５Ｓ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３５Ｒと、これらのサンギヤ３５Ｓとリングギヤ３５Ｒとにそれぞれ噛み合っている２つの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３５Ｃとを回転要素とするダブ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３５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、スタートシンクロ１１を介してリングギヤ３５Ｒに連結されている。

ここで、スタートシンクロ１１は、いわゆる発進用切替機構であり、第１遊星歯車機構３５のリングギヤ３５Ｒ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３５Ｒの回転を規制すること、すなわちリングギヤ３５Ｒ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３５Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ３５Ｓ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３５Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア３５Ｃに第１ドライブ軸３４が連結されている。したがって、キャリア３５Ｃが出力要素となっている。このスタートシンクロ１１の詳細については後述する。

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８に示す例では、特に押出容積を“０”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１遊星歯車機構３５に対してエンジン１側（図８の右側）に、第１遊星歯車機構３５と同一軸線上に配置されている。

一方、第２遊星歯車機構３７は、上記の第１遊星歯車機構３５と同様の構成であって、サンギヤ３７Ｓと、リングギヤ３７Ｒと、これらにそれぞれ噛み合っている２つの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３７Ｃとを回転要素とし、これら３つの回転要素によって差動作用を行うダブ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３５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３７Ｒに連結されている。すなわち、リングギヤ３７Ｒ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３７Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ３７Ｓ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３７Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア３７Ｃに、直結用シンクロ１２を介してこれらと同一軸線上にあるキャリア軸１３上に配置された第３速ギヤ対１４の第３速駆動ギヤ１４Ａおよび第１速ギヤ対１８の第１速駆動ギヤ１８Ａが連結されている。したがってキャリア３７Ｃが出力要素となっている。

上記のキャリア軸１３には、第４速ギヤ対１５の第４速従動ギヤ１５Ｂ（もしくは第４速遊転ギヤ１５Ｂ）が回転自在に嵌合されており、その第４速従動ギヤ１５Ｂにカウンタギヤ１５Ｃ，１５Ｄを介して噛み合っている第４速駆動ギヤ１５Ａが、入力軸２に一体となって回転するように設けられている。すなわち、第４速従動ギヤ１５Ｂには、キャリヤ軸１３に平行なカウンタ軸１５Ｓの両端部分に一体の左右のカウンタギヤ１５Ｃ，１５Ｄのうちの一方のカウンタギヤ１５Ｃが噛み合っていて、他方のカウンタギヤ１５Ｄに、入力軸２に一体の第４速駆動ギヤ１５Ａが噛み合っている。

また、直結用シンクロ１２は、いわゆる直結段形成用の切替機構であり、第２遊星歯車機構３７のキャリア３７Ｃと上記のキャリア軸１３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、第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすること、すなわち第４速駆動ギヤ１５Ａと第４速従動ギヤ１５Ｂとカウンタギヤ１５Ｃ，１５Ｄおよびカウンタ軸１５Ｓとからなる第４速ギヤ対１５を介して入力軸２とキャリア軸１３との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすることができるように構成されている。

そして、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８に示す例では、押出容積を“０”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３７に対してエンジン１側（図８の右側）に、第２遊星歯車機構３７と同一軸線上に配置されている。

ここで、発進用切替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８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３５のリングギヤ３５Ｒ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および固定部１６に一体化させたスプラインが配置されている。さらに、この第３の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、前述の第２の実施形態と同様、カウンタドリブンギヤ１０Ｂの側に、そのカウンタドリブンギヤ１０Ｂとハブすなわちリングギヤ３５Ｒとを制動するブレーキ機構３３が設けられている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図８の左側に、固定部１６に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図８の右側に、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ている。そして、スリーブ１１Ｓの図８の更に左側に、スリーブ１１Ｓの図８での右端面側に形成されたスリーブ側摩擦部材３３Ａと、例えば固定部１６に一体化させた固定側摩擦部材３３Ｂとから構成されるブレーキ機構３３が配置されている。

すなわち、この第３の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図８の左側（「Ｓ」の位置）に移動させることにより、第１遊星歯車機構３５のリングギヤ３５Ｒを固定部１６に連結してリングギヤ３５Ｒの回転を規制し、すなわちリングギヤ３５Ｒを固定し、スリーブ１１Ｓを図８の右側（「Ｄ」の位置）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３５のリングギヤ３５Ｒに連結し、さらに、スリーブ１１Ｓを図８の「Ｄ」の位置よりも右側（「Ｂ」の位置）に移動させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂとリングギヤ３５Ｒとを連結した状態でブレーキ機構３３を係合してそれらカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ３５Ｒの回転を制動するように構成されている。そして、スリーブ１１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）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１６のいずれとも係合せず、またブレーキ機構３３が解放されているニュートラル状態となるように構成されている。

したがって、この第３の実施形態におけるスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図８の最も右側（「Ｂ」の位置）に移動させてスリーブ１１Ｓのスリーブ側摩擦部材３３Ａを固定側摩擦部材３３Ｂに当接させることにより、ブレーキ機構３３を係合もしくは半係合状態にして、カウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ３５Ｒの回転数を低下させること、すなわちカウンタドライブギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することができる。言い換えると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図８の最も右側（「Ｂ」の位置）に移動させてカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ１５Ａの回転を制動することにより、カウンタドライブギヤ１０Ａを介してカウンタドライブギヤ１０Ｂと連結しているエンジン１およびカウンタギヤ１５Ｃ，１５Ｄを介して第４速駆動ギヤ１５Ａと噛み合っている第４速従動ギヤ１５Ｂの回転を制動することができる。

上記のように、この例における第１遊星歯車機構３５は、リングギヤ３５Ｒおよびサンギヤ２５Ｓおよびキャリア３５Ｃ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ダブルピニオン型の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８の左側に移動させてリングギヤ３５Ｒを固定することにより、サンギヤ３５Ｓの回転数に対してキャリア３５Ｃの回転数を反転してかつ減速することができる。すなわち、第１遊星歯車機構３５は、スタートシンクロ１１を動作させて第１遊星歯車機構３５の入力要素となっているリングギヤ３５Ｒを固定することにより、第１遊星歯車機構３５の反力要素となっているサンギヤ３５Ｓ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３５Ｓのトルクを増幅し、かつその回転方向を反転させて第１遊星歯車機構３５の出力要素となっているキャリア３５Ｃ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３４，３６から動力が伝達される出力軸１７が、各ドライブ軸３４，３６および入力軸２と平行になるように配置されている。これら各ドライブ軸３４，３６と出力軸１７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。この図８に示す例では、前述の第１，第２の実施形態の場合と同様に、前進走行のための３つのギヤ対１４，１８，２０と後進走行のためのギヤ対１９とが設けられている。

すなわち、出力軸１７上には、エンジン１側から順に、第２速従動ギヤ２０Ｂ、リバース従動ギヤ１９Ｂ、第１速従動ギヤ１８Ｂ、第３速従動ギヤ１４Ｂ、が配置されるとともに、これら各従動ギヤ２０Ｂ，１９Ｂ，１８Ｂ，１４Ｂは、出力軸１７に対して回転自在に嵌合している。

これに対して、キャリア軸１３上には、上記の第３速従動ギヤ１４Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ１４Ａと、上記の第１速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ１８Ａとが、それぞれキャリア軸１３に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１８Ａは、第１速従動ギヤ１８Ｂより歯幅の広い歯車であって、第１速従動ギヤ１８Ｂに隣接して配置されているリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に設けられたアイドルギヤ１９Ａにも噛み合っている。したがって、第１速駆動ギヤ１８Ａはリバース駆動ギヤを兼ねている。また、第２速従動ギヤ２０Ｂと噛み合う第２速駆動ギヤ２０Ａは、第１ドライブ軸３４の先端（図８の左側）部分に、その第１ドライブ軸３４に一体となって回転するように設けられている。

なお、前述の第１，第２の実施形態の場合と同様に、上述した各ギヤ対１４，１８，１９，２０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３速の各ギヤ対１８，２０，１４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１８，２０，１４の順に小さくなっている。すなわち、「第１速ギヤ対１８のギヤ比」＞「第２速ギヤ対２０のギヤ比」＞「第３速ギヤ対１４のギヤ比」となっている。

そして、上記の各ギヤ対１４，１８，１９，２０を選択的に動力伝達可能な状態にするための切替機構が設けられている。図８に示す例では、切替機構として同期連結機構が使用されており、上記の出力軸１７上で、第３速従動ギヤ１４Ｂと第１速従動ギヤ１８Ｂとの間に第１シンクロ２１が配置され、また同様に出力軸１７上で、リバース従動ギヤ１９Ｂと第２速従動ギヤ２０Ｂとの間に第２シンクロ２２が配置されている。

第１シンクロ２１は、そのスリーブ２１Ｓを図８の右側（「１st」の位置）に移動させることにより、第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ２１Ｓを図８の左側（「３rd」の位置）に移動させることにより、第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結し、さらにスリーブ２１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１４Ｂ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２２は、そのスリーブ２２Ｓを図８の右側（「２nd」の位置）に移動させることにより、第２速従動ギヤ２０Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ２２Ｓを図８の左側（「Ｒ」の位置）に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂを出力軸１７に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ２０Ｂ，１９Ｂ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。

そして、出力軸１７の出力側の先端（図８の右側）部分には、カウンタギヤ３８が出力軸１７に一体となって回転するように設けられていて、そのカウンタギヤ３８にリングギヤ３９Ｒが噛み合っているデファレンシャル３９を介して、左右の駆動軸４０と出力軸１７との間が動力伝達可能に連結されている。

ここで、前述の直結用シンクロ１２について説明すると、この直結用シンクロ１２は、キャリア軸１３に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第２遊星歯車機構３７のキャリア３７Ｃおよび第４速従動ギヤ１５Ｂ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１２Ｓの図８の右側に、第２遊星歯車機構３７のキャリア３７Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図８の左側に、第４速従動ギヤ１５Ｂ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、直結用シンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図８の右側（「ＣＶ」の位置）に移動させることにより、第２遊星歯車機構３７のキャリア３７Ｃを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、スリーブ１２Ｓを図８の左側（「４th」の位置）に移動させることにより、第４速従動ギヤ１５Ｂを第３速駆動ギヤ１４Ａが一体化されているキャリア軸１３に連結し、さらにスリーブ１２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、キャリア８Ｃあるいは第４速従動ギヤ１５Ｂ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。

このように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図８の右側（「ＣＶ」の位置）に移動させて第２遊星歯車機構３７のキャリア３７Ｃとキャリア軸１３とを連結することにより、変速機ＴＭを、前述した複数の伝動機構すなわち第１速ないし第３速の各ギヤ対１８，２０，１４のギヤ比に応じた第１速ないし第３速の各変速段を設定する状態、およびそれら第１速ないし第３速の各変速段の間で変速比を連続的に変化させる無段変速状態にすることができる。

そして、この発明の変速機ＴＭは、前述の第１速ないし第３速の各ギヤ対１８，２０，１４のギヤ比に応じて設定されるいずれの変速比よりも小さな、すなわち第３速の変速比よりも小さなこの変速機ＴＭの最高速段としての第４速を設定できるように構成されている。すなわち、第３速ギヤ対１４を出力軸１７に対してトルク伝達可能な状態にするとともに、上記のように直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図８の左側（「４th」の位置）に移動させて第４速従動ギヤ１５Ｂとキャリア軸１３とを連結することにより、入力軸２に伝達されたエンジン１の出力トルクを、第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７に伝達すること、すなわちエンジン１の出力トルクを第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構３７を経由させずに出力軸１７に直接伝達するができる。言い換えると、第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構３７と出力軸１７との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１７との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることができる。

さらに、上記の第４速ギヤ対１５のギヤ比が、エンジン１の出力トルクが第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を経由して出力軸１７へ伝達される際の変速比が“１”もしくは“１”よりも小さい所定値となるように設定されている。したがって、この変速機ＴＭは、直結用シンクロ１２によって第２ポンプモータ９および第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１７との間を第４速ギヤ対１５および第３速ギヤ対１４を介して動力伝達可能な状態にすることにより、変速比が“１”となるいわゆる直結段、もしくは変速比が“１”よりも小さな増速段を設定することができる。

なお、第３速駆動歯車１４Ａと第３速従動歯車１４Ｂと、および第４速駆動ギヤ１５Ａとカウンタギヤ１５Ｄと、ならびに第１速駆動ギヤ１８Ａと第１速従動ギヤ１８Ｂおよびアイドルギヤ１９Ａとは、図８の図面上ではそれぞれ互いに離れた位置に記載されているが、実際には、上記の説明のように、それぞれ互いに噛み合う位置に配置されている。すなわち、この図８に示すように構成した変速機ＴＭは、入力軸２、キャリア軸１３、出力軸１７、第１ドライブ軸３４、第２ドライブ軸３６、カウンタ軸１５Ｓ等は、図９に示すように、それら各軸２，１３，１７，３４，３６の軸線方向の直角な平面上における配置が設計上適切な位置に設定されていて、上記の各ギヤ対１４，１５，１８等は、いずれも互いに直接噛み合っている。

上記のように、この第３の実施形態では、第１速ギヤ対１８および第２速ギヤ対２０および第３速ギヤ対１４ならびにリバースギヤ対１９の各伝動機構と、第１シンクロ２１および第２シンクロ２２の各切替機構とによって、各ドライブ軸３４，３６と出力軸１７との間を選択的に動力伝達可能な状態にすることができる。したがって、上記の各ギヤ対１８，２０，１４，１９と各シンクロ２１，２２とが、この発明における変速段用伝動機構に相当している。

また、この第３の実施形態では、第４速駆動ギヤ１５Ａと第４速従動ギヤ１５Ｂとカウンタギヤ１５Ｃ，１５Ｄおよびカウンタ軸１５Ｓとからなる第４速ギヤ対１５と、直結用シンクロ１２とによって、選択的に、エンジン１と出力軸１７との間を動力伝達可能な状態にしかつ第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態にすることができる。したがって、上記の第４速ギヤ対１５と直結用シンクロ１２とが、この発明における直結段用伝動機構に相当している。

そして、この第３の実施形態では、前述の第２の実施形態と同様に、スタートシンクロ１１と、そのスタートシンクロ１１に設けられたブレーキ機構３３とによって、この発明における直結段用伝動機構によりエンジン１と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、エンジン１の回転を制動することができる。したがって、上記のスタートシンクロ１１とブレーキ機構３３とが、この発明における同期補助機構に相当している。

この第３の実施形態での変速機ＴＭにおける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）については、前述の第１の実施形態で図２に示して説明した構成と同じであるので、ここではその流体圧回路（油圧回路）についての説明を省略する。また、この第３の実施形態での変速機ＴＭの作用についても、前述の図３を基に第１，第２の実施形態の場合と同様の説明ができるため、ここではその作用についての説明を省略する。

（第４の実施形態）
図１０にこの発明に係る変速機ＴＭの第４の実施形態の一例を示す。前述の第１，第２の実施形態が、ＦＲ車に適する構成であって、４つの前進段および１つの後進段を設定することが可能なように構成した例であるのに対して、この図１０に示す第４の実施形態の例は、ＦＲ車に適する構成であって、５つの前進段および１つの後進段を設定することが可能なように構成した例である。すなわち、いわゆる直結段であって変速機ＴＭの最高速段として第５速を設定できるように構成した例である。この図１０に示す第４の実施形態の構成において、図１，図６に示した前述の第１，第２の実施形態と同じ構成の部分あるいは同様に機能する部分は、図１０に図１，図６と同じ参照符号を付けてある。なお、この図１０では電子制御装置（ＥＣＵ）２３の記載は省略してある。

図１０において、エンジン１と入力軸２との間に、サブポンプ（チャージポンプ）３が設けられている。そして、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、すなわち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が配置されている。この図１０に示す例では、前述の第１，第２の実施形態の場合と同様に、差動機構としてシングルピニオン型の遊星歯車機構６，８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は、可変容量型油圧ポンプモータ７，９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４１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４２と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を第１遊星歯車機構６と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ（ＰＭ１）７と記す。さらに、これらと平行に配置されている遊星歯車機構を第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（ＰＭ２）９と記す。

上記の第１ドライブ軸４１と第２ドライブ軸４２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４２）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、これらの各ドライブ軸４１，４２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（図１０の右側）に配置されている。

第１遊星歯車機構６は、前述の第１，第２の実施形態と同様、サンギヤ６Ｓとリングギヤ６Ｒとキャリア６Ｃとを回転要素とし、これら３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。

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、スタートシンクロ１１を介してリングギヤ６Ｒに連結されている。

スタートシンクロ１１は、いわゆる発進用切替機構であり、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｒの回転を規制すること、すなわちリングギヤ６Ｒ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６Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ６Ｓ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６Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア６Ｃに、直結用シンクロ１２を介してこれらと同一軸線上にある第１ドライブ軸４１がキャリア軸４１として連結されている。

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１０に示す例では、特に押出容積を“０”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に対してエンジン１側（図１０の左側）に、第１遊星歯車機構６と同一軸線上に配置されている。

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８Ｓとリングギヤ８Ｒとキャリア８Ｃとを回転要素とし、これら３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８Ｒに連結されている。すなわち、リングギヤ８Ｒ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８Ｒが入力要素となっている。また、サンギヤ８Ｓ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８Ｓが反力要素となっている。そして、キャリア８Ｃに第３ドライブ軸４３が連結されていて、その第３ドライブ軸４３に第３速ギヤ対１４の第３速駆動ギヤ１４Ａが連結されている。したがってキャリア８Ｃが出力要素となっている。

前記の第１ドライブ軸（キャリア軸）４１には、第５速ギヤ対４５の第５速従動ギヤ４５Ｂ（もしくは第５速遊転ギヤ４５Ｂ）が回転自在に嵌合されており、その第５速従動ギヤ４５Ｂに噛み合っている第５速駆動ギヤ４５Ａが、入力軸２に一体となって回転するように設けられている。また、直結用シンクロ１２は、いわゆる直結段形成用の切替機構であり、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃと上記のキャリア軸（第１ドライブ軸）４１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、第５速従動ギヤ４５Ｂとキャリア軸４１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすること、すなわち第５速ギヤ対４５を介して入力軸２とキャリア軸４１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にすることができるように構成されている。

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１０に示す例では、押出容積を“０”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１０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。

ここで、発進用切替機構としてのスタートシンクロ１１について説明すると、この第４の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、前述の第２の実施形態の場合と同様に、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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および固定部１６に一体化させたスプラインが配置されている。さらに、この第４の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、カウンタドリブンギヤ１０Ｂの側に、そのカウンタドリブンギヤ１０Ｂとハブすなわちリングギヤ６Ｒとを制動するブレーキ機構３３が設けられている。

具体的には、スリーブ１１Ｓの図１０の右側に、固定部１６に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１１Ｓの図１０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ている。そして、スリーブ１１Ｓの図１０の更に左側に、スリーブ１１Ｓの図１０での左端面側に形成されたスリーブ側摩擦部材３３Ａと、例えば固定部１６に一体化させた固定側摩擦部材３３Ｂとから構成されるブレーキ機構３３が配置されている。

すなわち、この第４の実施形態におけるスタートシンクロ１１は、そのスリーブ１１Ｓを図１０の右側（「Ｓ」の位置）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６Ｒを固定部１６に連結してリングギヤ６Ｒの回転を規制し、すなわちリングギヤ６Ｒを固定し、スリーブ１１Ｓを図１０の左側（「Ｄ」の位置）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６Ｒに連結し、さらに、スリーブ１１Ｓを図１０の「Ｄ」の位置よりも左側（「Ｂ」の位置）に移動させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｂとリングギヤ６Ｒとを連結した状態でブレーキ機構３３を係合してそれらカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転を制動するように構成されている。そして、スリーブ１１Ｓを中央（「Ｎ」の位置）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１６のいずれとも係合せず、またブレーキ機構３３が解放されているニュートラル状態となるように構成されている。

したがって、この第４の実施形態におけるスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１０の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてスリーブ１１Ｓのスリーブ側摩擦部材３３Ａを固定側摩擦部材３３Ｂに当接させることにより、ブレーキ機構３３を係合もしくは半係合状態にして、カウンタドリブンギヤ１０Ｂおよびリングギヤ６Ｒの回転数を低下させること、すなわちカウンタドライブギヤ１０Ｂおよび第４速駆動ギヤ４４Ａの回転を制動することができる。言い換えると、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを図１０の最も左側（「Ｂ」の位置）に移動させてカウンタドリブンギヤ１０Ｂおよび第５速駆動ギヤ４５Ａの回転を制動することにより、カウンタドライブギヤ１０Ａを介してカウンタドライブギヤ１０Ｂと連結しているエンジン１および第５速駆動ギヤ４５Ａと噛み合っている第５速従動ギヤ４５Ｂの回転を制動することができる。

上記のように、この例における第１遊星歯車機構６は、前述の第１，第２の実施形態の場合と同様に、リングギヤ６Ｒおよびサンギヤ６Ｓおよびキャリア６Ｃ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１０の右側に移動させてリングギヤ６Ｒを固定することにより、サンギヤ６Ｓの回転数に対してキャリア６Ｃ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６Ｒ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６Ｓ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６Ｓ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６Ｃ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４１，４２，４３から動力が伝達される出力軸１７が、各ドライブ軸４１，４２，４３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。そして、これら各ドライブ軸４１，４２，４３と出力軸１７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。この図１０に示す例では、前進走行のための４つのギヤ対１４，１８，４４，２０と後進走行のためのギヤ対１９とが設けられている。

すなわち、出力軸１７上には、エンジン１側から順に、第３速従動ギヤ１４Ｂ、第１速従動ギヤ１８Ｂ、リバース従動ギヤ１９Ｂ、第４速従動ギヤ４４Ｂ、第２速従動ギヤ２０Ｂが配置されている。これら各従動ギヤ１４Ｂ，１８Ｂ，１９Ｂ，４４Ｂ、２０Ｂのうち、第３速従動ギヤ１４Ｂおよび第１速従動ギヤ１８Ｂならびにリバース従動ギヤ１９Ｂは、出力軸１７に対して回転自在に嵌合している。そして、第４速従動ギヤ４４Ｂおよび第２速従動ギヤ２０Ｂは、出力軸１７に一体となって回転するように設けられている。

これに対して、第２ドライブ軸４２上には、上記の第３速従動ギヤ１４Ｂに噛み合っているカウンタギヤ１４Ｃと、上記の第１速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ１８Ａとが、それぞれ第２ドライブ軸４２に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１８Ａは、第１速従動ギヤ１８Ｂより歯幅の広い歯車であって、第１速従動ギヤ１８Ｂに隣接して配置されているリバース従動ギヤ１９Ｂとの間に設けられたアイドルギヤ１９Ａにも噛み合っている。したがって、第１速駆動ギヤ１８Ａ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４１は、その外周側の第２ドライブ軸４２からその先端側（図１０の右側）に突出しており、その突出部分には、上記の第４速従動ギヤ４４Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ４４Ａと、上記の第２速従動ギヤ２０Ｂに噛み合っている第２速駆動ギヤ２０Ａとが、それぞれ第１ドライブ軸４１に対して回転自在に嵌合している。さらに、第３ドライブ軸４３の先端（図１０の右側）部分には、上記の第３速従動ギヤ１４Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ１４Ａが一体となって回転するように設けられている。

上述した各ギヤ対１４，４４，１８，１９，２０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速の各ギヤ対１８，２０，１４，４４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１８，２０，１４，４４の順に小さくなっている。すなわち、「第１速ギヤ対１８のギヤ比」＞「第２速ギヤ対２０のギヤ比」＞「第３速ギヤ対１４のギヤ比」＞「第４速ギヤ対４４のギヤ比」となっている。

そして、上記の各ギヤ対１４，４４，１８，１９，２０を選択的に動力伝達可能な状態にするための切替機構が設けられている。この図１０に示す例では、切替機構として同期連結機構が使用されており、上記の出力軸１７上で、第３速従動ギヤ１４Ｂと第１速従動ギヤ１８Ｂとの間に第１シンクロ４６が配置され、またリバース従動ギヤ１９Ｂに隣接して（図１０の右側に）第２シンクロ４７が配置されている。さらに、上記の第１ドライブ軸（キャリア軸）４１上で、第４速駆動ギヤ４４Ａと第２速駆動ギヤ２０Ａとの間に第３シンクロ４８が配置されている。

したがって第１シンクロ４６は、そのスリーブ４６Ｓを図１０の右側（「１st」の位置）に移動させることにより、第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ４６Ｓを図１０の左側（「３rd」の位置）に移動させることにより、第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結し、さらにスリーブ４６Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１４Ｂ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４７は、そのスリーブ４７Ｓを図１０の左側（「Ｒ」の位置）に移動させることにより、リバース従動ギヤ１９Ｂを出力軸１７に連結し、またスリーブ４７Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１９Ｂ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。

そして、第３シンクロ４８は、そのスリーブ４８Ｓを図１０の右側（「２nd」の位置）に移動させることにより、第２駆動ギヤ２０Ａを第１ドライブ軸（キャリア軸）４１に連結し、またスリーブ４８Ｓを図１０の左側（「４th」の位置）に移動させることにより、第４速駆動ギヤ４４Ｂを第１ドライブ軸（キャリア軸）４１に連結し、さらにスリーブ４８Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、いずれの駆動ギヤ２０Ａ，４４Ａ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。

ここで、前述した直結段形成用の切替機構としての直結用シンクロ１２について説明すると、この直結用シンクロ１２は、キャリア軸（第１ドライブ軸）４１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃおよび第５速従動ギヤ４５Ｂ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１２Ｓの図１０の左側に、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図１０の右側に、第５速従動ギヤ４５Ｂ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、直結用シンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図１０の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させることにより、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃをキャリア軸（第１ドライブ軸）４１に連結し、スリーブ１２Ｓを図１０の右側（「４th」の位置）に移動させることにより、第５速従動ギヤ４５Ｂをキャリア軸４１に連結し、さらにスリーブ１２Ｓを中央（「Ｎ」の位置）に位置させることにより、キャリア６Ｃあるいは第５速従動ギヤ４５Ｂ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。

このように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１０の左側（「ＣＶ」の位置）に移動させて第２遊星歯車機構８のキャリア８Ｃとキャリア軸４１とを連結することにより、変速機ＴＭを、前述した複数の伝動機構すなわち第１速ないし第４速の各ギヤ対１８，２０，１４，４４のギヤ比に応じた第１速ないし第４速の各変速段を設定する状態、およびそれら第１速ないし第４速の各変速段の間で変速比を連続的に変化させる無段変速状態にすることができる。

そして、この第４の実施形態における変速機ＴＭは、前述の第１速ないし第４速のギヤ対１８，２０，１４，４４のギヤ比に応じて設定されるいずれの変速比よりも小さな、すなわち第４速の変速比よりも小さなこの変速機ＴＭの最高速段としての第５速を設定できるように構成されている。すなわち、第４速ギヤ対４４を出力軸１７に対してトルク伝達可能な状態にするとともに、上記のように直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１０の右側に移動させて第５速従動ギヤ４５Ｂとキャリア軸４１とを連結することにより、入力軸２に伝達されたエンジン１の出力トルクを、第５速ギヤ対４５および第４速ギヤ対４４を介して出力軸１７に伝達すること、すなわちエンジン１の出力トルクを第１ポンプモータ９および第１遊星歯車機構６を経由させずに出力軸１７に直接伝達することができる。言い換えると、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１０の右側に移動させて第５速従動ギヤ４５Ｂとキャリア軸４１とを連結することにより、第１ポンプモータ９および第１遊星歯車機構６と出力軸１７との間の動力伝達を遮断しかつエンジン１と出力軸１７との間を第５速ギヤ対４５および第４速ギヤ対４４を介して動力伝達可能な状態にすることができる。

上記のように、この第４の実施形態では、第１速ギヤ対１８および第２速ギヤ対２０および第３速ギヤ対１４および第４速ギヤ対４４ならびにリバースギヤ対１９の各伝動機構と、第１シンクロ４６および第２シンクロ４７ならびに第３シンクロ４８の各切替機構とによって、各ドライブ軸４１，４２，４３と出力軸１７との間を選択的に動力伝達可能な状態にすることができる。したがって、上記の各ギヤ対１８，２０，１４，４４，１９と各シンクロ４６，４７，４８とが、この発明における変速段用伝動機構に相当している。

また、この第４の実施形態では、第５速ギヤ対４５と、直結用シンクロ１２とによって、選択的に、エンジン１と出力軸１７との間を動力伝達可能な状態にしかつ第１遊星歯車機構６と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態にすることができる。したがって、上記の第５速ギヤ対４５と直結用シンクロ１２とが、この発明における直結段用伝動機構に相当している。

そして、この第４の実施形態では、前述の第２，第３の実施形態と同様に、スタートシンクロ１１と、そのスタートシンクロ１１に設けられたブレーキ機構３３とによって、この発明における直結段用伝動機構によりエンジン１と出力軸１７との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、エンジン１の回転を制動することができる。したがって、上記のスタートシンクロ１１とブレーキ機構３３とが、この発明における同期補助機構に相当している。

この第４の実施形態での変速機ＴＭにおける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）については、前述の第１の実施形態で図２に示して説明した構成と同じであるので、ここではその流体圧回路（油圧回路）についての説明を省略する。

つぎに、第４の実施形態での変速機ＴＭの作用について説明する。図１１は、いずれかのギヤ対１８，２０，１４，４４，４５，１９のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，９、および各シンクロ１１，１２，４６，４７，４８、ならびに各電磁リリーフ弁２６，２７の動作状態をまとめて示す図表である。この図１１の記載を基に、この第４の実施形態での変速機ＴＭの作用について説明する。

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“０”とされ、また各シンクロ１１，１２，４６，４７，４８がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１１Ｓ，１２Ｓ，４６Ｓ，４７Ｓ，４８Ｓが「Ｎ」の位置（図１１の中央位置）に設定される。したがって、いずれのギヤ対１８，２０，１４，４４，１９，４４も出力軸１７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６Ｒ，８Ｒにエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤ６Ｓ，８Ｓに反力が作用しないため、出力要素であるキャリア６Ｃ，８Ｃに連結されている各ドライブ軸４１，４２，４３にはトルクが伝達されない。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、開状態すなわちリリーフ圧が“０”となるように制御されるのが好ましい。

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、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｓ」の位置（図１０の右側）に、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「ＣＶ」の位置（図１０の左側）に、第１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓが「１st」の位置（図１０の右側）に、そして第３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓが「２nd」（図１０の右側）の位置に、それぞれ移動させられる。なお、第２シンクロ４７のスリーブ４７Ｓは「Ｎ」の位置に維持される。

したがって第１速従動ギヤ１８Ｂが出力軸１７に連結され、また第２速駆動ギヤ２０Ａが第１ドライブ軸（キャリア軸）４１に連結される。その結果、第２ドライブ軸４２と出力軸１７とが第１速ギヤ対１８を介して連結され、第１ドライブ軸（キャリア軸）４１と出力軸１７とが第２速ギヤ対２０を介して連結される。また、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃとキャリア軸４１とが連結される。そして、第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒがスタートシンクロ１１を介して固定される。

すなわち、各変速段を設定する伝動機構すなわち各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６Ｒが固定されるので、第１遊星歯車機構６は、サンギヤ６Ｓ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６Ｓ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６Ｃの回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤ６Ｓ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６Ｓ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６Ｃのトルクが増幅されるトルク増幅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１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸４２ならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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で増幅されてキャリア軸すなわち第１ドライブ軸４１および第２速ギヤ対２０を介して出力軸１７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８Ｃが停止している状態でリングギヤ８Ｒにエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤ８Ｓがリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するので、キャリア８Ｃにこれをリングギヤ８Ｒ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１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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６Ｓ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６Ｒが固定されてキャリア６Ｃ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６Ｓ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２０を介して出力軸１７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１７へ伝達される。なお、この場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、上記の各ポンプモータ７，９間での圧油の給排制御と併せてそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御される。

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１４およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第１速ギヤ対１８を介して出力軸１７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１７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１７に出力される。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１７に現れるトルクは、第１速ギヤ対１８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、したがって変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１８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６Ｓ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“０”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ＴＭ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８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これがキャリア軸４１および第３速ギヤ対１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸４２ならびに第１速ギヤ対１８を介して、出力軸１７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。なお、この第１速から後述する第４速を設定するまで間は、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

第１速から第２速へのアップシフトでは、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６Ｓがリングギヤ６Ｒ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６Ｓに作用する。その結果、リングギヤ６Ｒに入力されたトルクとサンギヤ６Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア６Ｃ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６Ｃから第１ドライブ軸４ならびに第２速ギヤ対２０を介して出力軸１７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８Ｓに作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア８Ｃからキャリア軸４１および第３速ギヤ対１４ならびにカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸４２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１７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２０を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第１速ギヤ対１８で決まる変速比から第２速ギヤ対２０で決まる変速比に次第に連続的に低下する。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“０”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、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６Ｓ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６Ｓを固定した状態でリングギヤ６Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア６Ｃにはこれをリングギヤ６Ｒ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２０を介して、出力軸１７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。

なお、この第２速の状態で第１シンクロ４６をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ４６Ｓ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１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓを「３rd」の位置（図１０の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結しておけば、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１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓを「１st」の位置（図１０の右側）に移動させて第１速従動ギヤ１８Ｂを出力軸１７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８Ｓがリングギヤ８Ｒとは反対の方向に回転している。そのため、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８Ｓに作用する。したがって、リングギヤ８Ｒに入力されたトルクとサンギヤ８Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア８Ｃに作用してこれが正回転し、第１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓを「３rd」の位置（図１０の左側）に移動させて第３速従動ギヤ１４Ｂを出力軸１７に連結することにより、キャリア８Ｃに作用するトルクがキャリア軸４１および第３速ギヤ対１４を介して出力軸１７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６Ｓに作用する。第１遊星歯車機構６のリングギヤ６Ｒ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６Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア６Ｃからキャリア軸４１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１７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およびキャリア軸４１ならびに第３速ギヤ対１４を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第２速ギヤ対２０で決まる変速比から第３速ギヤ対１４で決まる変速比に次第に低下する。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“０”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、第２ポンプモータ９がロックされて、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８Ｓ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８Ｓを固定した状態でリングギヤ８Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア８Ｃにはこれをリングギヤ８Ｒ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４２およびカウンタギヤ１４Ｃならびに第３速従動ギヤ１４Ｂを介して、出力軸１７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。

なお、この第３速の状態で第３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓを「４th」の位置（図１０の左側）に移動させて第４速駆動ギヤ４４Ａをキャリア軸４１に連結しておけば、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３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓを「２nd」の位置（図１０の右側）に移動させて第２速駆動ギヤ２０Ａをキャリア軸４１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３速から第４速へのアップシフトでは、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６Ｓがリングギヤ６Ｒとは反対の方向に回転している。そのため、第２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６Ｓに作用する。したがって、リングギヤ６Ｒに入力されたトルクとサンギヤ６Ｓに作用する反力とを合成したトルクがキャリア６Ｃに作用してこれが正回転し、第３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓを「４th」の位置（図１０の左側）に移動させて第４速駆動ギヤ４４Ａをキャリア軸４１に連結することにより、キャリア６Ｃに作用するトルクがキャリア軸４１および第４速ギヤ対４４を介して出力軸１７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８Ｓに作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤ８Ｒ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８Ｓに作用するトルクとが合成されてキャリア８Ｃから第３ドライブ軸４３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１７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およびキャリア軸４１ならびに第４速ギヤ対４４を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機ＴＭの全体としての変速比は、第３速ギヤ対１４で決まる変速比から第４速ギヤ対４４で決まる変速比に次第に低下する。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“０”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、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４速となる。

すなわち、第１遊星歯車機構６のサンギヤ６Ｓ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６Ｓを固定した状態でリングギヤ６Ｒに動力が入力されるので、出力要素であるキャリア６Ｃにはこれをリングギヤ６Ｒと同方向に回転させるトルクが生じ、これがキャリア軸４１および第４速従動ギヤ対４４Ｂを介して、出力軸１７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。

なお、この第４速の状態で第１シンクロ４６をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ４６Ｓ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１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓを「Ｎ」の位置に移動させて第１シンクロ４６をＯＦＦ状態に設定しておけば、この変速機ＴＭの最高速段の固定変速比である第５速へのアップシフト待機状態となる。

第４速から第５速へのアップシフトでは、第２ポンプモータ９の押出容積が“０”にされ、第１ポンプモータ７がロックされた状態のまま、また第３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓを「４th」の位置に設定したまま、さらに第１シンクロ４６および第２シンクロ４７のスリーブ４６Ｓ，４７Ｓをいずれも「Ｎ」の位置に設定したまま、直結用シンクロ１２およびスタートシンクロ１１が一旦ＯＦＦ状態にされる。すなわち直結用シンクロ１２およびスタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓ，１２Ｓが、いずれも、一旦「Ｎ」の位置に設定される。

そして、その状態から直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓを「５th」の位置（図１０の右側）に設定することにより、この第４の実施形態での変速機ＴＭの最高速段である第５速が設定されるが、このとき、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「５th」の位置に移動させられて押し付けられることによりキャリア軸４１と第５速従動ギヤ４５Ｂとの回転同期が行われるのに併せて、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓが「Ｂ」の位置に移動させられて押し付けられることにより、その回転同期が補助される。

すなわち、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「５th」の位置に移動させられると、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃとキャリア軸４１すなわち第１ドライブ軸４１との間の動力伝達が遮断されるとともに、第５速従動ギヤ４５Ｂがキャリア軸４１に連結される。したがって、直結用シンクロ１２の同期連結機構によって第５速従動ギヤ４５Ｂの回転とキャリア軸４１の回転とが同期させられるが、この場合は第４速から第５速へのアップシフトであるため、エンジン１の回転数が第４速での回転数に対して低下させられることになる。このとき、スタートシンクロ１１のスリーブ１１Ｓを「Ｂ」の位置に移動して押し付けることにより、カウンタギヤ対１０の回転すなわちエンジン１の回転が制動されてエンジン１の回転数が低下させられる。すなわち、第４速から第５速へのアップシフトの際の直結用シンクロ１２における回転同期が促進される。

そして、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「５th」の位置で係合されることにより、入力軸２を介してエンジン１の動力が直接伝達される第５速ギヤ対４５が、キャリア軸４１および第４速ギヤ対４４を介して出力軸１７に対して動力伝達可能な状態になる。その結果、エンジン１の動力が各ポンプモータ７，９および各遊星歯車機構６，８に伝達されることなく、第５速ギヤ対４５および第４速ギヤ対４４を介して直接出力軸１７に伝達される状態になる。すなわち、この第４の実施形態での変速機ＴＭの最高速段である第５速が設定される。

上記のように、直結用シンクロ１２のスリーブ１２Ｓが「５th」の位置に移動させられると、第１遊星歯車機構６のキャリア６Ｃとキャリア軸４１との間の動力伝達が遮断されるとともに、第５速従動ギヤ４５Ｂがキャリア軸４１に連結される。したがって、入力軸２を介してエンジン１の動力が直接伝達される第５速ギヤ対４５が、キャリア軸４１および第４速ギヤ対４４を介して出力軸１７に対して動力伝達可能な状態になる。その結果、エンジン１の動力が各ポンプモータ７，９および各遊星歯車機構６，８に伝達されることなく、第５速ギヤ対４５および第４速ギヤ対４４を介して直接出力軸１７に伝達されることになる。なお、このとき、各ポンプモータ７，９は、上記のようにいずれも動力の伝達に関与しないので、押出容積が最大にされてロックされていた状態の第１ポンプモータ７の押出容積が、第２ポンプモータ９の押出容積と共に“０”にされる。

この第５速の状態でスタートシンクロ１１をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１１Ｓ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、この第５速へのアップシフトを実行する場合、あるいはこの第５速から第４速へのダウンシフトを実行する場合、閉回路の各電磁リリーフ弁２６，２７は、第１ポンプモータ７のロック状態を維持するようにそれらのリリーフ圧が所定の圧力に適宜に制御されるとともに、固定変速段である第５速もしくは第４速が設定される際に、所定のリリーフ圧となる閉状態に制御される。

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「Ｓ」の位置（図１０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６Ｒが固定部１６に連結され、リングギヤ６Ｒが固定された状態になる。また、第１シンクロ４６のスリーブ４６Ｓが「Ｎ」の位置に移動させられてニュートラルの状態にされ、第２シンクロ４７のスリーブ４７Ｓが「Ｒ」の位置（図１０の左側）に移動させられてリバース従動ギヤ１９Ｂが出力軸１７に連結され、リバースギヤ対１９がトルク伝達可能な状態になる。さらに、第３シンクロ４８のスリーブ４８Ｓが「２nd」（図１０の右側）に移動させられて第２速駆動ギヤ２０Ａが第１ドライブ軸（キャリア軸）４１に連結され、第２速ギヤ対２０がトルク伝達可能な状態になる。

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１４およびカウンタギヤ１４Ｃおよび第２ドライブ軸４２ならびにリバースギヤ対１９を経由して出力軸１７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４１ならびに第２速ギヤ対２０を経由して出力軸１７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、両振り型である第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１７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４２に連結されているキャリア８Ｃが固定されている状態でリングギヤ８Ｒにエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤ８Ｓ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８Ｒ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８Ｓに作用するので、出力要素であるキャリア８Ｃ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１４およびカウンタギヤ１４Ｃを介して第２ドライブ軸４２に伝達される。この第２ドライブ軸４２と出力軸１７との間に配置されているリバースギヤ対１９は、アイドルギヤ１９Ａを備えているので、第２ドライブ軸４２が前進走行時と同方向に回転すると、出力軸１７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４１ならびに第２速ギヤ対２０を介して出力軸１７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６Ｒが固定されているため、前述の発進時と同様に、キャリア６Ｃ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６Ｓ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４１ならびに第２速ギヤ対２０を介して出力軸１７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１７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１９を介して出力軸１７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１７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１７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１９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。

以上のように、この発明の可変容量型ポンプモータ式変速機ＴＭによれば、第４速ギヤ対１５もしくは第５速ギヤ対４５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間を動力伝達可能な状態にするとともにエンジン１と出力軸１７との間の動力伝達を遮断し、かつ第１ポンプモータ７もしくは第２ポンプモータ９で油圧を発生させることにより第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８に対して反力トルクを与えている状態では、エンジン１が出力したトルクと反力トルクとが第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８で合成され、そのトルクが各ギヤ対１８，２０，１４，４４，１９からなる所定の変速段用伝動機構を介して出力軸１７に伝達される。

一方、上記の第４速ギヤ対１５もしくは第５速ギヤ対４５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第１遊星歯車機構６もしくは第２遊星歯車機構８と出力軸１７との間の動力伝達を遮断するとともにエンジン１と出力軸１７との間を動力伝達可能な状態にすることによって、エンジン１の出力トルクがそのまま出力軸１７に伝達されて、いわゆる直結段となる。その場合、各ポンプモータ７，９が反力を出力する必要がなく、またエンジン１から出力軸７への動力伝達経路と各ポンプモータ７，９との間の動力伝達が遮断されている。そのため、油圧の漏れやギヤでの摩擦などによる動力損失あるいは各ポンプモータ７，９の引き摺り損失の発生を回避もしくは抑制し、変速機ＴＭの動力伝達効率を向上させることができる。

また、上記の第４速ギヤ対１５もしくは第５速ギヤ対４５と直結用シンクロ１２とからなるこの発明における直結段用伝動機構により、第４速もしくは第５速へのアップシフトを実行するためにエンジン１と出力軸１７との間を動力伝達を遮断した状態から動力伝達可能な状態へ切り替える際に、スタートシンクロ１１とブレーキ機構３３とからなるこの発明における同期補助機構でエンジン１の回転を制動することにより、入力側の回転部材の回転数を低下させることができる。そのため、第４速もしくは第５速へのアップシフトの際の直結用シンクロ１２における回転同期を促進して、エンジン１と出力軸１７との間の動力伝達状態の切り替えをスムーズに行うことができる。また、その際の直結用シンクロ１２による同期を、上記の同期補助機構によって補助することができるので、直結用シンクロ１２を小容量の小型のものとすることができる。

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、この発明における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。また、各ポンプモータ７，９から排圧する手段として上述した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。

この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の第１の実施形態における構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図１に示す変速機の各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，図２に示す変速機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等の動作状態をまとめて示す図表である。 図１，図２に示す変速機おいて第３速から第４速へのアップシフトする場合の変速制御例を説明するためのフローチャートである。 図１，図２に示す変速機おいて第４速から第３速へのダウンシフトする場合の変速制御例を説明するためのフローチャートである。 この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の第２の実施形態における構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図６に示す変速機おいて第３速から第４速へのアップシフトする場合の変速制御例を説明するためのフローチャートである。 この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の第３の実施形態における構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図８に示す変速機の各回転軸および回転部材の位置関係を説明するための模式図である。 この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の第４の実施形態における構成例を模式的に示すスケルトン図である。 図１０に示す変速機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等の動作状態をまとめて示す図表である。

符号の説明

１…エンジン（動力源，ＥＮＧ）、 ２…入力軸、 ４，３４，４１…第１ドライブ軸、 ５，３６，４２…第２ドライブ軸、 ６，３５…第１遊星歯車機構、 ７…第１ポンプモータ（ＰＭ１）、 ８，３７…第２遊星歯車機構、 ９…第２ポンプモータ（ＰＭ２）、 １１…スタートシンクロ、 １２…直結用シンクロ、 １３，４１…キャリア軸、 １４…第３速ギヤ対、 １５，４４…第４速ギヤ対、 １７…出力軸、 １８…リバースギヤ対、 １９…第１速ギヤ対、 ２０…第２速ギヤ対、 ２１，４６…第１シンクロ、 ２２，４７…第２シンクロ、 ２３…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ３３…ブレーキ機構、 ４３…第３ドライブ軸、 ４５…第５速ギヤ対、 ４８…第３シンクロ、 ＴＭ…可変容量型ポンプモータ式変速機。

Claims (4)

1. 流体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、それら中間軸と出力部材との間を選択的に動力伝達可能な状態にす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機において、
   前記動力源および前記差動機構と前記出力部材との間に設けられ、選択的に、前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達可能な状態にしかつ前記差動機構と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態にする直結段用伝動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機。
2. 前記直結段用伝動機構により前記動力源と前記出力部材との間を動力伝達不可能な状態から動力伝達可能な状態に切り替える際に、前記動力源の回転を制動する同期補助機構を更に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機。
3. 前記直結段用伝動機構は、前記動力源からのトルクを前記出力部材へ伝達する場合の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が前記変速段用伝動機構のいずれの変速段の変速比よりも小さく設定された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機。
4. 前記直結段用伝動機構は、前記変速比が“１”以下の所定値に設定された機構を含むことを特徴とする請求項３に記載の可変容量型ポンプモータ式変速機。

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