JP4830702B2 - 車両用変速機 - Google Patents

Description

この発明は、ギヤ対などの複数の伝動機構を動力伝達系統に備え、トルク伝達に関与する伝動機構を切り替えることにより変速を行うように構成した車両用の変速機に関し、特に歯車機構などの機械的手段による動力伝達と油圧などの圧力流体あるいは電力などの他のエネルギ形態を介した動力伝達とを併用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、遊星歯車機構におけるトルクの伝達経路を複数のクラッチ機構の係合・解放の状態に応じて切り替える機械式トランスミッション（ＭＴ）と、油圧ポンプで発生させた圧油を油圧モータに供給して動力を伝達し、その圧油の供給状態に応じて変速を行う静液圧式トランスミッション（ＨＳＴ）とを、入力部材と出力部材との間に並列に配置して構成されている。この特許文献１に記載された変速機では、機械式トランスミッションによってステップ的に変化する変速比が設定されるのに対して、静液圧式トランスミッションで設定される変速比は連続的に変化する変速比となるので、全体としての変速比を連続的に変化させることができ、したがっていわゆる無段変速機として機能させることができる。

また、他の例が特許文献２に記載されている。この特許文献２に記載されたトランスミッションは、動力源が出力した動力を、複数のギヤ対と複数のクラッチ機構とを主体とする多段変速装置と、ＨＳＴ（静液圧式トランスミッション）とに分配して伝達し、これらの多段変速装置とＨＳＴとで変速された動力を遊星歯車機構によって合成した後、出力するように構成されている。したがって、この特許文献２に記載されたトランスミッションでは、多段変速装置とＨＳＴとのそれぞれで伝達する動力の割合をＨＳＴで変化させることにより、全体としての変速比を連続的に変化させることができる。

特開平１１−５１１５０号公報 特開２０００−３２０６４４号公報

上述したように特許文献１に記載されている変速機では、静液圧式トランスミッションを介して動力を伝達し、その伝達割合を変化させることにより、変速比を無段階に変化させることができる。しかしながら、その場合の流体を介した動力の伝達は、ポンプを動力源の動力で直接駆動し、それによって発生した流体圧をモータに送ってこれを駆動し、そのモータが出力した動力をそのまま出力側に伝達するようになっている。そのため、伝達するトルクに応じて流体圧が高くなるなど、動力損失が相対的に多くなって全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。

このような事情は特許文献２に記載されているトランスミッションにおいても同様であって、特許文献２に記載された構成は、多段変速装置とＨＳＴとを入力部材と出力部材との間に実質的に並列に配置した構成であるから、ＨＳＴを介した動力伝達を行う場合に動力損失が多くなるなどの全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。

さらに、各特許文献１，２に記載されたいずれの変速機であっても、エンジンなどの動力源が出力した動力を変速機に入力し、またその動力を遮断するための機構として多板クラッチなどのクラッチを使用することになり、そのため入力を維持するのに油圧などの動力を消費し、これが全体としての動力損失の増大もしくは動力伝達効率の悪化の要因になる可能性があった。

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って、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることができる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、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、前記各ドライブ軸が同心円上に互いに相対回転可能に嵌合した状態で配置されるとともに、これらのドライブ軸と前記ドリブン軸とが互いに平行な軸線上に配置され、前記動力源から動力が入力される入力要素と第１の前記ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１の差動機構が前記各ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１のモータが前記反力要素に連結され、前記動力源から動力が入力される他の入力要素と第２の前記ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２の差動機構が前記ドリブン軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２のモータのロータ軸が前記他の反力要素に連結され、その第２のモータのロータ軸を該ロータ軸と平行な軸線上に配置されている回転部材を経由して前記ドリブン軸に選択的に連結する発進用伝動機構が設けられていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記発進用伝動機構は、前記第２の差動機構における出力要素と前記第２のドライブ軸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、前記ロータ軸と前記ドリブン軸との間を選択的にトルク伝達可能な状態にする発進用切換機構を含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項３の発明は、請求項２の発明において、前記伝動機構は、前進方向に走行するための複数の変速比を設定可能な複数の機構を含み、前記発進用伝動機構は、前進方向への発進の際に駆動トルクを小さくすることが要求されている場合に、その要求がない場合に比較して小さい変速比を設定する伝動機構を介して前記ロータ軸から前記ドリブン軸に動力を伝達するように構成されていることを特徴とする請求項２に記載の車両用変速機である。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記第２のモータは、前記第２の差動機構および前記ドリブン軸と同一の軸線上でかつこれら第２の差動機構とドリブン軸との間に配置されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項５の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記第２のモータは、前記第２の差動機構および前記ドリブン軸が配置されている軸線に対して平行な軸線上で、かつ前記第１のモータに対してその半径方向で外側に隣接して配置されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記発進用伝動機構は、前記第２のモータのロータ軸を前記第２の差動機構における反力要素に連結し、かつ前記ロータ軸の回転数が前記第２の差動機構の反力要素の回転数に対して高回転数になる変速比を有する減速機構を含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、前記第２の差動機構は、サンギヤと、該サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構を含み、そのサンギヤが前記動力源から動力が入力される前記他の入力要素を形成し、そのキャリヤが前記第２のドライブ軸に連結された前記他の出力要素を形成し、そのリングギヤが前記第２のモータに連結された前記他の反力要素を形成していることを特徴とする車両用変速機である。

請求項８の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、前記第２の差動機構は、サンギヤと、該サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っているピニオンギヤと該ピニオンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っている他のピニオンギヤとを保持しているキャリヤとを有するダブルピニオン型遊星歯車機構を含み、そのサンギヤが前記動力源から動力が入力される前記他の入力要素を形成し、そのキャリヤが前記第２のモータに連結された前記他の反力要素を形成し、そのリングギヤが前記第２のドライブ軸に連結された前記他の出力要素を形成していることを特徴とする車両用変速機である。

請求項９の発明は、請求項１ないし８のいずれかの発明において、前記各モータは、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路を更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項１０の発明は、請求項９の発明において、いずれか少なくとも一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方に変更できる両振り型ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項１または２の発明によれば、動力源が出力した動力が、各差動機構の入力要素に入力されるので、それぞれの反力要素に対する各モータからの反力に応じて、出力要素から動力が出力される。例えば、いずれかのモータが反力要素を固定するようにトルクを出力し、かつ他のモータが空転すれば、動力源が出力した動力は、反力要素が固定されている差動機構を介していずれかのドライブ軸に伝達される。そして、そのドライブ軸とドリブン軸との間の所定の伝動機構が、いずれかの切換機構によってトルク伝達可能な状態とされることにより、該伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その結果、その伝動機構による回転数比に応じた変速比が設定される。これに対して、いずれかのモータが回転しつつ反力要素に反力を与えると、動力源が出力した動力の一部がそのモータによってエネルギ回収される。そのエネルギが他のモータに供給されて該他のモータが動力を出力するので、該他のモータが連結されている差動機構を介して他のドライブ軸に動力が伝達される。すなわち、機械的な動力伝達とエネルギの変換を伴う動力の伝達とが生じ、二つのドライブ軸および伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その場合、各差動機構の差動作用により、各々の動力伝達系統での動力の伝達割合が連続的に変化するので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化し、無段変速が可能になる。さらに、発進用伝動機構をトルク伝達可能な状態にして第２のモータからドリブン軸に直接動力を伝達すれば、発進時であっても二つの動力伝達系統を成立させることができるので、駆動力を必要十分に大きくすることができる。

請求項３の発明によれば、第２のモータからドリブン軸に伝達するトルクを相対的に小さくすることができるので、圧雪路などいわゆる低μ路での車両の発進時に、駆動トルクを相対的に小さくして安定した発進を行うことができる。

請求項４の発明によれば、第２のモータと第２の差動機構と併せて、ドリブン軸と同一の軸線上に配置できるので、変速機の全体としての外径を小さくでき、その結果、変速機の小型化に有利であり、また車載性を向上させることができる。

請求項５の発明によれば、各モータを隣接して配置できるので、各モータ同士の間でのエネルギの授受のための構成が簡素化され、さらには二つのモータをユニット化して変速機の製造性や組立性を向上させることができる。

請求項６ないし８の各発明によれば、第２モータが出力したトルクを増幅して第２の差動機構における反力要素に伝達できるので、発進時にその反力要素を介してドリブン軸に伝達されるトルクすなわち発進時の駆動トルクを大きくすることができる。

請求項９および１０の発明によれば、流体圧ポンプモータによって差動機構に対する反力を発生させることによりドリブン軸に伝達されるトルクを制御でき、そのため動力損失を低減できるうえに、無段変速を容易に行うことができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、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として四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に連結されている入力部材２と同一の軸線上と、これに平行な軸線上とのそれぞれに、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。なお、以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン（Ｅ／Ｇ）１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２と間に、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。

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

図１に示す例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構（この発明のモータに相当する）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と同軸上の遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構５と記し、また油圧ポンプモータを仮に第２ポンプモータ６と記す。さらに、これと平行に配置されている遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構７と記し、また油圧ポンプモータを第１ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ９を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ６を図にはＰＭ２と記すことがある。

第２遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ２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Ｒ２と、これらのサンギヤＳ２とリングギヤＲ２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ヤＣ２とを回転要素とするシングルピニオン型のものである。そのリングギヤＲ２に入力軸２が連結されており、したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。またそのサンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ６が接続されている。すなわち、サンギヤＳ２が反力要素となっている。

この第２ポンプモータ６は、押出容積を変更できる可変容量型であり、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第２遊星歯車機構５を挟んで前記入力軸２とは反対側に、これら遊星歯車機構５および入力軸２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６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１遊星歯車機構７は、上記の第２遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１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ヤＣ１とを回転要素とし、これら三つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。そのリングギヤＲ１が入力要素となり、またサンギヤＳ１が反力要素となり、さらにキャリヤＣ１が出力要素となっている。すなわち、前記入力軸２にカウンタドライブギヤ８Ａが取り付けられており、これに噛み合っているカウンタドリブンギヤ８Ｂが第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１に連結されている。なお、この第１遊星歯車機構７と前述した第２遊星歯車機構５とは、軸線方向に互いにずれて配置され、半径方向で重ならないようになっている。これらのカウンタドライブギヤ８Ａとカウンタドリブンギヤ８Ｂとからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第１カウンタギヤ対と記す）８は、いわゆる入力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。

さらに、第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ９が連結されている。この第１ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、前記第１遊星歯車機構７に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構７と同一軸線上に配置されている。また、この第１ポンプモータ９としては、上述した第２ポンプモータ６と同様に、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。

上記の第１遊星歯車機構７および第１ポンプモータ９と同一の軸線上に第１ドライブ軸１０と第２ドライブ軸１１との二本のドライブ軸が配置されている。これらのうち一方のドライブ軸、例えば第２ドライブ軸１１は中空構造であって、第１ドライブ軸１０の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸１０，１１は第１遊星歯車機構７を挟んで第１ポンプモータ９とは軸線方向で反対側に配置されている。

第１ドライブ軸１０は第１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に連結され、したがってサンギヤＳ１が出力要素となっている。また第２ドライブ軸１１は第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にトルク伝達可能に連結され、このキャリヤＣ２が出力要素となっている。すなわち、このキャリヤＣ２にカウンタドライブギヤ１２Ａが連結され、そのカウンタドライブギヤ１２Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１２Ｂが第２ドライブ軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。これらのカウンタドライブギヤ１２Ａおよびカウンタドリブンギヤ１２Ｂからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第２カウンタギヤ対と記す）１２は、いわゆる出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。

各ドライブ軸１０，１１から動力が伝達されるドリブン軸１３は、各ドライブ軸１０，１１と平行になるように、前記入力軸２や第２遊星歯車機構５および第２ポンプモータ６と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速機はいわゆる二軸構造になっている。これら各ドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３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とドリブン軸１３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、前進走行のための四つのギヤ対１４，１５，１６，１７と後進走行のためのギヤ対１８とが設けられている。

前記の第１ドライブ軸１０は、中空構造の第２ドライブ軸１１の端部から突出しており、その突出した部分に第１速駆動ギヤ１４Ａと第３速駆動ギヤ１６Ａとリバース駆動ギヤ１８Ａとが取り付けられている。その配列順序は、第１ドライブ軸１０の先端（図１の右端）側から、リバース駆動ギヤ１８Ａ、第１速駆動ギヤ１４Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａの順であり、これは、ギヤ比の大きい順（ピット円半径の小さい順、もしくは歯数の少ない順）である。このような配列とすることにより、第１ドライブ軸１０の先端部を支持する軸受（図示せず）に掛かる荷重を相対的に低荷重とし、軸受を小型化することができる。また、第２ドライブ軸１１には、その先端側（図１の右側）から順に、第２速駆動ギヤ１５Ａおよび第４速駆動ギヤ１７Ａが取り付けられている。したがって、第１および第２のドライブ軸１０，１１の一方には、奇数段の駆動ギヤが取り付けられ、他方には偶数段の駆動ギヤが取り付けられている。言い換えれば、第１ドライブ軸１０に第２速および第４速の駆動ギヤを取り付け、第２ドライブ軸１１に第１速および第３速の駆動ギヤを取り付けてもよい。

上記の各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８における従動ギヤ１４Ｂ，１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂが、ドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、第１速従動ギヤ１４Ｂは上記の第１速駆動ギヤ１４Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。また、第３速従動ギヤ１６Ｂは、第３速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１４Ｂに隣接して配置されている。さらに、第２速従動ギヤ１５Ｂは、第２速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第３速従動ギヤ１６Ｂに隣接して配置されている。そして、第４速従動ギヤ１７Ｂは、第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第２速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。一方、リバース従動ギヤ１８Ｂはドライブ軸１１に回転自在に嵌合しており、このリバース従動ギヤ１８Ｂとリバース駆動ギヤ１８Ａとの間にはアイドルギヤ１８Ｃが配置され、リバース駆動ギヤ１８Ａの回転方向とリバース駆動ギヤ１８の回転方向とが同じになるように構成されている。したがって、第１速ないし第４速のギヤ対１４，１５，１６，１７が前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対１８が後進速伝動機構に相当する。

これらのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８をいずれかのドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３とに選択的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。また、上記の従動ギヤをドリブン軸１３に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤをドライブ軸に対して回転自在とし、その駆動ギヤをドライブ軸に対して選択的に連結するようにドライブ軸側に切換機構を設けることができる。

図１に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第１速従動ギヤ１４Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、また第２速従動ギヤ１５Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が配置され、さらにリバース従動ギヤ１８Ｂに隣接してリバース（Ｒ）シンクロ２１が設けられている。これらのシンクロ１９，２０，２１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、ドリブン軸１３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。

したがって第１シンクロ１９は、そのスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ１９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１４Ｂ，１６Ｂ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２０は、そのスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ２０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１５Ｂ，１７Ｂ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。さらに、リバースシンクロ２１は、そのスリーブ２１Ｓを図１の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１３に連結するように構成されている。

さらに、車両の発進の際に第２ポンプモータ６とドリブン軸１３とを連結する発進用伝動機構が設けられている。すなわち、第２ポンプモータ６に対して動力を出し入れするロータ軸６Ａもしくはこれを第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２に連結している軸に、カウンタドライブギヤ３０Ａが取り付けられており、このカウンタドライブギヤ３０Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ３０Ｂが第２ドライブ軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。これらのカウンタドライブギヤ３０Ａとカウンタドリブンギヤ３０Ｂとからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第３カウンタギヤ対と記す）３０は、前述した第２カウンタギヤ対１２と軸線方向で隣接して配置されており、したがってそれぞれのドリブンギヤ１２Ｂ，３０Ｂが、第２ドライブ軸１１上で互いに隣接している。

これらのドリブンギヤ１２Ｂ，３０Ｂの間に第２ドライブ軸１１に対してこれらのドリブンギヤ１２Ｂ，３０Ｂを選択的に連結する切換機構が設けられている。この切換機構は、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（Ｓ）シンクロ２２が記載されている。このスタートシンクロ２２は、この発明の発進用切換機構に相当し、ドリブン軸１３に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ２２Ｓを備えており、このスリーブ２２Ｓを挟んだ両側に、各ドリブンギヤ１２Ｂ，３０Ｂ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、スリーブ２２Ｓを軸線方向に移動させることにより、そのスリーブ２２Ｓがいずれかのスプラインに嵌合して、いずれかのドリブンギヤ１２Ｂ，３０Ｂを第２ドライブ軸１１に連結するように構成されている。

上記の各スリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓは、図示しないリンケージを介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ２３，２４，２５，２６によって切換動作させるように構成することができる。また、上記の各ポンプモータ６，９の押出容積を電気的に制御するため、また各アクチュエータ２３，２４，２５，２６を電気的に制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２７が設けられている。この電子制御装置２７は、マ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、あるいはシンクロ１９，２０，２１，２２を動作させるための指令信号を出力するようになっている。

なおここで、各ポンプモータ６，９に関する油圧回路について簡単に説明すると、図２に示すように、これらのポンプモータ６，９は閉回路によって連通されている。すなわち、各ポンプモータ６，９の吸入ポート６Ｓ，９Ｓ同士が油路２８によって連通され、また吐出ポート６Ｄ，９Ｄ同士が油路２９によって連通されている。その吸入ポートとは、前進走行する際に遊星歯車機構に対して反力を与えるように押出容積を設定した場合に、相対的に低圧となるポートであり、これとは反対に相対的に高圧となるポートが吐出ポートである。なお、圧油の不可避的な漏洩が生じるから、圧油の補給を行うチャージポンプ（図示せず）を上記の閉回路に接続してもよい。

したがって上記の変速機は、互いに平行な二つの軸線上にドライブ軸やドリブン軸、各差動機構を配置した構成であるから、外径を小さくして車載性を向上させることができ、特に車両の前後方向に向けて配置する場合の車載性を向上させることができる。さらに、第２のモータのロータ軸は、第２の差動機構における反力要素とドリブン軸とに連結されるが、これと平行な軸線上に配置されている他の回転部材を介してドリブン軸に連結されるように構成されているので、第２のモータの配置の自由度が高くなり、またロータ軸が一方向にのみ突き出た構成のモータを使用できるので、その構成を簡素化して信頼性の高いものとすることができ、また小型化することができる。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図３は、いずれかのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第１および第２のポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各シンクロ１９，２０，２１，２２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６，９についての「０」は、ポンプ容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する第１あるいは第２のポンプモータ６，９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６（もしくは９）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ９（もしくは６）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１９，２０，２１，２２についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓ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１９，２０，２１，２２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。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ６，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１９，２０，２１，２２が「ＯＦＦ」状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２１Ｓ，２２Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８もドリブン軸１３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６，９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５，７のリングギヤＲ２，Ｒ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ２，Ｓ１に反力が作用しないため、出力要素であるキャリヤＣ２，Ｃ１に連結されている各ドライブ軸１０，１１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１シンクロ１９および第２シンクロ２０の各スリーブ１９Ｓ，２０Ｓが図１の右側に移動させられるとともに、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１４Ｂと第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３にそれぞれ連結され、その結果、第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３とが第１速ギヤ対１４を介して連結され、また第２ドライブ軸１１とドリブン軸１３とが第２速ギヤ対１５を介して連結される。すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速と第２速とを設定する状態となる。また、第３カウンタギヤ対３０のドリブンギヤ３０Ｂが第２ドライブ軸１１に連結されるので、第３カウンタギヤ対３０を介して前記ロータ軸６Ａと第２ドライブ軸１１がトルク伝達可能に連結される。なお、第２ドライブ軸１１は第２速ギヤ対１５および第２シンクロ２０によってドリブン軸１３に連結されているから、結局、ロータ軸６Ａはドリブン軸１３に連結される。

この状態では、車両が未だ停止しているので、各遊星歯車機構７，５では、キャリヤＣ１，Ｃ２が停止している状態でリングギヤＲ１，Ｒ２にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ１，Ｓ２がそれぞれのリングギヤＲ１，Ｒ２の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ９，６の押出容積を次第に大きくすると、先ず、第１ポンプモータ９の回転数が第２ポンプモータ６の回転数より高回転数であることにより第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力が第１遊星歯車機構７におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリヤＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に動力が伝達される。

上記の第１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２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ６がモータとして機能し、そのロータ軸６Ａ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３カウンタギヤ対３０および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３に伝達される。すなわち、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構７および第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３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２ポンプモータ６に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ６からドリブン軸１３に伝達される。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、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が出力される。したがってドリブン軸１３が出力部材もしくは出力軸となっている。

このような動力の伝達状態では、ドリブン軸１３に現れるトルクは、第１速ギヤ対１４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、したがって変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１４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７におけるサンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機の全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第１速となる。

この状態で第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ９，６を連通させている閉回路が第２ポンプモータ６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９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７のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構７ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０および第１速ギヤ対１４を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第１速が設定される。

この第１速の状態で第２シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ６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２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させたまま、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させて、第２カウンタギヤ対１２のドリブンギヤ１２Ｂを第２ドライブ軸１１に連結すれば、第２遊星歯車機構５の出力要素であるキャリヤＣ２が第２ドライブ軸１１に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させてロータ軸６と第２ドライブ軸１１との間でトルクを伝達できる状態にしておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では第２ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ６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６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ２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。そのキャリヤＣ２から第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３にトルクが伝達される。

第２ポンプモータ６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６Ｓから第１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１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１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ１から第１ドライブ軸１０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、ドリブン軸１３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６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５および第２速ギヤ対１５を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１４で決まる変速比から第２速ギヤ対１５で決まる変速比に次第に低下する。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２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１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２ポンプモータ６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２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構５ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。

この第２速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１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１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第１ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ９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９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸１０および第３速ギヤ対１６を介して出力軸であるドリブン軸１３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２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ６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５のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ２から第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１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、ドリブン軸１３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９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７および第３速ギヤ対１６を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第２速ギヤ対１５で決まる変速比から第３速ギヤ対１６で決まる変速比に次第に低下する。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１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

この状態で第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ６が空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第２ポンプモータ６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９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７のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構７ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０および第３速ギヤ対１６を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第３速が設定される。

この第３速の状態で第２シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ６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２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第４速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させて第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第２速へのダウンシフト待機状態となる。

第３速から第４速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ６およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ６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６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリヤＣ２に作用してこれが正回転し、そのトルクが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して出力軸であるドリブン軸１３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６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６Ｓから第１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１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１遊星歯車機構７のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリヤＣ１から第１ドライブ軸１０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、ドリブン軸１３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６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５および第４速ギヤ対１７を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第３速ギヤ対１６で決まる変速比から第４速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第４速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１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２ポンプモータ６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２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構５ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリヤＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第４速が設定される。

この第４速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１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１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。

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２２のスリーブ２２Ｓが図１の右側に移動させられて第２カウンタギヤ対１２がロータ軸６Ａと第２ドライブ軸１１との間でトルク伝達可能な状態になり、また第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の右側に移動させられて、第２速従動ギヤ１６Ｂがドリブン軸１３に連結される。すなわち、第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａから第２ドライブ軸１１を経由してドリブン軸１３に到る動力伝達経路が形成される。またこれと併せて、リバースシンクロ２１のスリーブ２１Ｓが図１の左側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ６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ドリブン軸１３は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ６は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構７では第１ドライブ軸１０に連結されているキャリヤＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９がリングギヤＲ１とは反対方向に回転している。

したがって、第１ポンプモータ９のトルク容量を次第に増大させると、第１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Ｓ１に作用するので、出力要素であるキャリヤＣ１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１ドライブ軸１０に伝達される。この第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３との間に配置されているリバースギヤ対１８は、アイドルギヤ１８Ｃを備えているので、第１ドライブ軸１０が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１３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１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２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。その第２ポンプモータ６の押出容積は上述したように負側に設定されるから、第２ポンプモータ６は、圧油が吸入ポート６Ｓ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３カウンタギヤ対３０および第２ドライブ軸１１ならび第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３に伝達される。すなわち、ドリブン軸１３には、第１遊星歯車機構７およびリバースギヤ対１８を介した機械的な動力伝達と、各ポンプモータ６，９の間のいわゆる流体を介した動力伝達とによって動力が伝達される。

そして、第１ポンプモータ９の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、それに伴って流体を介した動力伝達の割合が次第に低下するので、変速比はリバースギヤ対１８のギヤ比によって決まる変速比に次第に低下する。すなわち、変速比が連続的に変化する。そして、各ポンプモータ６，９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。

上述したように図１に示す変速機では、流体伝動を伴わずに設定できるいわゆる固定変速比として前進４段・後進１段の変速比を設定でき、またそれらの固定変速比の間の変速比を連続的に設定でき、したがって全体として変速比幅の広い無段変速を行うことができる。また、各ドライブ軸１０，１１やドリブン軸１３、各遊星歯車機構７，５およびポンプモータ９，６などの回転部材を配置する軸線が二本のいわゆる二軸構成となるので、外径を小さくして全体としての構成を小型化でき、しかもエンジン１の回転中心軸線の延長線上もしくはこれと平行な軸線上で動力を出力できるから、外径の制約が大きくかつ軸長の制約が相対的に小さいＦＲ車に対する車載性に優れた変速機とすることができる。

また、前進方向への発進時および後進方向への発進時に上記のスタートシンクロ２２によって第２ポンプモータ６をドリブン軸１３に連結することにより、機械的な動力伝達に加えて流体を介した動力伝達によってドリブン軸１３に動力を伝達できる。スタートシンクロ２２がこのように動作させられるため、発進時の変速比が、ギヤ比の大きい第１速ギヤ対１４やリバースギヤ対１８によって決まる変速比より大きくなり、その結果、発進時の駆動トルクを相対的に大きくして発進加速性を良好なものとすることができる。

さらに、上記の変速機で前進段としての各固定変速比を設定する場合、いずれかのポンプモータ６，９の押出容積をゼロにし、それに伴って他のポンプモータ９，６をロックするから、これらの固定変速比では流体伝動が行われない。すなわち、エネルギ形態の変換を行うことなく動力を伝達することができ、かつ動力の伝達経路を動力伝達可能な状態に維持するために特にエネルギを必要としないので、動力の伝達効率を従来になく向上させることができる。

さらに、図１に示す構成では、第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａからドリブン軸１３にトルクを伝達する機構として、第３カウンタギヤ対３０および第２ドライブ軸１１ならび第２シンクロ２０と第２速ギヤ対１５からなる機構を備えている。すなわち、この機構がこの発明における発進用伝動機構に相当し、ロータ軸６Ａと平行な軸線上の回転部材を介して、ロータ軸６Ａからドリブン軸１３にトルクを伝達するようになっている。そのため、第２ポンプモータ６がドリブン軸１３と同一の軸線上でかつ第２遊星歯車機構５とドリブン軸１３との間に配置されていても、ロータ軸６Ａは第２ポンプモータ６を貫通してその両側に突き出ている必要はない。すなわち、第２ポンプモータ６は第１ポンプモータ９と同様に、ロータ軸６Ａが軸線方向の一方向にのみ突き出たいわゆる片出しの構造のものでよい。したがって第２ポンプモータ６を構成が簡単であり、そのため小型で信頼性の高いものとすることができる。

ここで、第３カウンタギヤ対３０の変速比（そのドリブンギヤ３０Ｂの回転数とドライブギヤ３０Ａの回転数との比）について説明すると、ロータ軸６からドリブン軸１３にトルクを伝達する場合、第３カウンタギヤ対３０が変速作用を行うとともに、第２ドライブ軸１１とドリブン軸１３との間でトルクを伝達するギヤ対が変速作用を行う。後者のギヤ対として前述した第４速ギヤ対１７を使用するなど、後者のギヤ対が増速作用を行う場合、第３カウンタギヤ対３０の変速比は、前記増速作用を行うギヤ対の変速比より大きいことが好ましい。このように構成すれば、第２ポンプモータ６が出力したトルクを増大させてドリブン軸１３に伝達でき、その結果、発進時の駆動トルクを大きくすることが可能になる。

なお、図１に示す構成の変速機において、前進方向への発進時および後進方向への発進時に、第２速ギヤ対１５に替えて、第４速ギヤ対１７をトルク伝達可能な状態とすることにより第２ドライブ軸１１からドリブン軸１３に動力を伝達してもよい。そのように構成した場合の各ポンプモータ９，６およびシンクロ１９，２０，２１，２２の動作状態を図４にまとめて示してある。この図４で前述した図３と異なる部分は、○を付して「左」と記してある部分であり、前進方向への発進時および後進段を設定する場合のそれぞれで、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の左側に移動させられて、第４速従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１３に連結される。

このように構成した場合、発進時に流体伝動を伴ってドリブン軸１３に伝達されるトルクが、第２速ギヤ対２０を使用する場合に比較して小さくなる。その結果、発進時の駆動トルクが小さくなるから、圧雪路や泥濘路などのいわゆる低μ路での発進を安定して行うことができる。したがって、発進時におけるいわゆるトルクアシスト側の変速比もしくはギヤ対の選択は、路面状況に応じて行うことが好ましく、例えば運転者がスノーモードスイッチをオン操作した場合、トラクションコントロールシステムが動作して駆動トルクを一時的に低下させた場合、カメラなどを使用した路面センサーが低μ路であることを検出した場合などにいわゆるトルクアシスト側の変速比を小さくするように制御する。この発明の発進用伝動機構は、このように変速比の切り替えを行う構成を含む。

つぎにこの発明の他の具体例を説明する。なお、以下に説明する各具体例は、上述した図１に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１の構成と異なる部分を説明し、図１に示す構成と同様の部分には、図１に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。また、以下に説明する図では、エンジン１および各アクチュエータ２３，２４，２５，２６ならびに電子制御装置２７は省略してある。

図５に示す例は、第２カウンタギヤ対１２のドリブンギヤ１２Ｂを第２ドライブ軸１１に取り付けて、第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２と第２ドライブ軸１１とを常時連結した構成とし、またスタートシンクロ２２とドリブン軸１３との間にスタートギヤ対３１を設けることにより、スタートシンクロ２２はロータ軸６Ａとドリブン軸１３とを選択的に連結するように構成した例である。すなわち、スタートギヤ対３１は、ドリブン軸１３に取り付けられたドリブンギヤ３１Ｂと、このドリブンギヤ３１Ｂに噛み合うとともに第２ドライブ軸１１に回転自在に嵌合して支持されたドライブギヤ３１Ａとから構成されている。なお、スタートギヤ対３１は、そのドライブギヤ３１Ａの歯数が、ドリブンギヤ３１Ｂの歯数より少ない減速機構として構成されている。そのドライブギヤ３１Ａは、第２ドライブ軸１１上で前記第３カウンタギヤ対３０のドリブンギヤ３０Ｂと隣接して配置されており、これらのドリブンギヤ３０Ｂとドライブギヤ３１Ａとの間に、切換機構としてのスタートシンクロ２２が配置されている。

このスタートシンクロ２２は、前記ドリブンギヤ３０Ｂとドライブギヤ３１Ａとの一方（図５ではカウンタドリブンギヤ３０Ｂ）に設けられているハブにスプライン嵌合しているスリーブ２２Ｓと、このスリーブ２２Ｓが係合するように他方（図５ではドライブギヤ３１Ａ）に設けられたスプラインとを備えており、スリーブ２２Ｓを軸線方向に移動させることにより、これらドリブンギヤ３０Ｂとドライブギヤ３１Ａとを選択的に連結するように構成されている。

図５に示すように構成した場合であっても、固定変速比として前進４段・後進１段を設定することができる。それらの固定変速比およびその中間の変速比を設定するための各シンクロ１９，２０，２１，２２の動作状態、および各ポンプモータ９，６の動作状態を図６にまとめて示してある。なお、この図６における各符号の意味は前述した図３における各符号の意味と同じである。

図５に示す構成で図１に示す例と異なる部分は、スタートシンクロ２２が中立位置と図５での右側の係合位置との二位置に切り換えられ、左側の係合位置が無い点であり、したがって図６に示す図表では、図３の図表におけるスタートシンクロの欄の「左」が「Ｎ」に置き換えられており、図６の他の欄は図３と同様である。

図６に示すように、図５に示す構成の変速機では、各ポンプモータ９，６が図１に示す構成の変速機と同様に動作して各変速比が設定され、したがって各ポンプモータ９，６の動作に伴う各遊星歯車機構７，５の動作も図１に示す構成の変速機と同様であるから、図５に示す変速機で各変速比を設定する際の動作についての説明は省略する。そして、図５に示すように構成した場合であっても、図１に示す構成の変速機と同様に、全体としての構成を小型化して車載性を向上させることができ、また発進加速性を向上させることができるとともに、動力の伝達効率を向上させることができる。さらに、各ポンプモータ９，６をロータ軸が軸方向の一方向にのみ突き出したいわゆる片出し構造にすることができるので、その構成を簡素化して小型化を図り、またその信頼性を向上させることができる。

上記の図５に示す構成では切換機構（シンクロ）が四つ使用されており、これを三つにした例を図７に示してある。具体的に説明すると、第１ドライブ軸１０にはその先端側から順に、第１速駆動ギヤ１４Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａ、リバース駆動ギヤ１８Ａが取り付けられており、また中空軸である第２ドライブ軸１１にはその先端側から順に、第４速駆動ギヤ１７Ａ、第２速駆動ギヤ１５Ａが取り付けられている。さらに、その第２速駆動ギヤ１５Ａよりも第１遊星歯車機構７側に、スタートギヤ対３１におけるドライブギヤ３１Ａが配置され、第２ドライブ軸１１の外周側に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、エンジン１に遠い方から順に、第１速ギヤ対１４、第３速ギヤ対１６、リバースギヤ対１８，第４速ギヤ対１７、第２速ギヤ対１５、スタートギヤ対３１が配置されている。そして、それぞれの従動ギヤ１４Ｂ，１６Ｂ，１８Ｂ，１７Ｂ，１５Ｂ，３１Ｂがドリブン軸１３上に配列され、かつドリブン軸１３に対して回転自在に嵌合して支持されている。

これらの従動ギヤ１４Ｂ，１６Ｂ，１８Ｂ，１７Ｂ，１５Ｂ，３１Ｂのうち、互いに隣接する従動ギヤ同士の間に、それらをドリブン軸１３に対して選択的に連結する切換機構が設けられている。すなわち、第１速従動ギヤ１４Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、リバース従動ギヤ１８Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が設けられ、さらに第２速従動ギヤ１５Ｂとスタートドリブンギヤ３１Ｂとの間にスタートシンクロ２２が設けられている。なお、第２ドライブ軸１１に回転自在に嵌合させられている第３カウンタギヤ対１２におけるドリブンギヤ１２Ｂとスタートギヤ対３１におけるドライブギヤ３１Ａとが、一体となって回転するように互いに連結されている。

図７に示すように構成した場合であっても、固定変速比として前進４段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３との間でトルク伝達可能な状態にするようにシンクロ１９，２０，２２を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、ドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３との間でトルク伝達可能な状態とするようにシンクロ１９，２０，２２を動作させて設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対１４もしくはリバースギヤ対１８とスタートギヤ対３１とがドリブン軸１３に対してトルクを伝達できるようにシンクロ１９，２０，２２を動作させる。したがって、それらのシンクロ１９，２０，２２および各ポンプモータ９，６の動作状態をまとめて示せば、図８のとおりである。この図８における各符号の意味は前述した図３あるいは図６における各符号の意味と同じである。

したがって、図７に示すように構成した場合には、図１や図５に示すように構成した場合と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えて図７に示す構成では、この発明の切換機構に相当するシンクロが三つあればよく、それに伴ってシンクロを動作させるアクチュエータの数も少なくなるので、変速機の全体としての構成を小型化でき、また車載性を向上させることができる。

つぎに、図９に示す例は、前述した図１に示す構成におけるリバースギヤ対１８の構成をスライドギヤの構成に変更し、それに伴ってリバースシンクロ２１を廃止した例である。すなわち、第１シンクロ１９におけるスリーブ１９Ｓには、リバース従動ギヤ１８Ｂが一体的に形成されており、その外周側には、第１ドライブ軸１０に一体化させたリバース駆動ギヤ１８Ａが配置されている。そして、これらリバース駆動ギヤ１８Ａとリバース従動ギヤ１８Ｂとの間に選択的に挿入されて各ギヤ１８Ａ，１８Ｂに噛み合うアイドルギヤ１８Ｃが軸線方向に移動可能に配置されている。このアイドルギヤ１８Ｃを前後動させるためのアクチュエータとしては、例えば前述した図１に示すリバースシンクロ２１のスリーブ２１Ｓを移動させるアクチュエータを使用することができる。

図９に示すように構成した場合であっても、固定変速比として前進４段・後進１段を設定することができる。それらの固定変速比およびその中間の変速比を設定するための各シンクロ１９，２０，２２の動作状態、およびリバースギヤ対１８におけるアイドルギヤ（Ｒギヤ）１８Ｃの動作位置、ならびに各ポンプモータ９，６の動作状態を図１０にまとめて示してある。なお、この図１０における各符号の意味は前述した図３における各符号の意味と同じである。

図９に示す構成で図１に示す例と異なる部分は、リバースシンクロ１９に替えて前記アイドルギヤ１８Ｃが軸線方向にスライドする点であり、したがって図１０に示す図表では、図３の図表におけるリバースシンクロ（Ｒシンクロ）の欄が「Ｒギヤ」に置き換えられており、図１０の他の欄は図３と同様である。

図１０に示すように、図９に示す構成の変速機では、各ポンプモータ９，６が図１に示す構成の変速機と同様に動作して各変速比が設定され、したがって各ポンプモータ９，６の動作に伴う各遊星歯車機構７，５の動作も図１に示す構成の変速機と同様であるから、図９に示す変速機で各変速比を設定する際の動作についての説明は省略する。そして、図９に示すように構成した場合であっても、図１に示す構成の変速機と同様に、全体としての構成を小型化して車載性を向上させることができ、また発進加速性を向上させることができるとともに、動力の伝達効率を向上させることができる。さらに、各ポンプモータ９，６をロータ軸が軸方向の一方向にのみ突き出したいわゆる片出し構造にすることができるので、その構成を簡素化して小型化を図り、またその信頼性を向上させることができる。

上述したように各ポンプモータ９，６は、圧油を相互に授受できるように連通されているから、油路を簡素化するために以下に説明するように構成することが好ましい。図１１はその一例を示しており、ここに示す例は、前述した図７に示す構成の一部を変更したものである。すなわち、第１ポンプモータ９の半径方向で外側に第２ポンプモータ６が配置されている。その第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａは、第２遊星歯車機構５の中心軸線や各ドライブ軸１０，１１と平行であって、第２遊星歯車機構５の外周側を通ってドリブン軸１３側に延びている。そして、このロータ軸６と第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２とが、第４カウンタギヤ対３２を介して連結されている。すなわち、ロータ軸６Ａにドライブギヤ３２Ａが取り付けられ、これに噛み合っているドリブンギヤ３２Ｂが、前記サンギヤＳ２と一体のサンギヤ軸５Ａに取り付けられている。そのサンギヤ軸５Ａはドリブン軸１３の端部に接近する位置まで延びている。そして、スタートシンクロ２２は、前述したスタートギヤ対３１に替えてサンギヤ軸５Ａをドリブン軸１３に選択的に連結し、かつ第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に選択的に連結するように構成されている。他の構成は、図７に示す構成と同様であるから、図１１に図７と同様の符号を付してその説明を省略する。

図１１に示す構成におけるスタートシンクロ２２は、要は、第２ポンプモータ６からドリブン軸１３に対するトルクの伝達と、第２速ギヤ対１５を介したドリブン軸１３に対するトルクの伝達とを選択的に可能にするものであるから、これは、図７に示すスタートシンクロ２２と機能の点では替わるところがない。したがって、図１１に示す構成の変速機における各シンクロ１９，２９，２２およびポンプモータ９，６を前述した図８に示すように動作させることにより、前進４段・後進１段の固定変速比とこれの中間の変速比とを無段階に設定することができる。

また、図１１に示す構成であっても、第２ポンプモータ６のロータ軸６Ａをこれと平行な軸線上の他の回転部材であるサンギヤ軸５Ａを経由してドリブン軸１３に連結するから、第２ポンプモータ６はそのロータ軸６Ａが軸線方向での一方向にのみ突き出たいわゆる片出し構造のものでよい。そのため、前述した各具体例と同様に、第２ポンプモータ６の構造を簡素化してその小型化や信頼性の向上を図ることができる。また、各ポンプモータ９，６を隣接して配置できるので、これらの間の油路を短くし、またその構成を簡素化することができる。さらには、各ポンプモータ９，６をその油路を含めてユニット化することが容易であり、そのため、変速機の全体としての製造性や組立性を向上させることができる。なお、変速機の全体としての構成を小型化し、また車載性を向上させることができるなどの作用・効果は前述した各具体例と同様である。

各ポンプモータ９，６を半径方向に並べて配置する構成は、前述した図１に示す構成の変速機にも適用することができる。図１に示す構成における第２ポンプモータ６を第１ポンプモータ９に隣接して配置した例を図１２に示してある。図１２に示す構成では、第２ポンプモータ６が第１ポンプモータ９の外周側に隣接してかつ平行に配置されている。そのロータ軸６Ａには、ドライブギヤ３２Ａが取り付けられ、このドライブギヤ３２Ａが前述した第３カウンタギヤ対３０におけるドライブギヤ３０Ａに噛み合っている。したがって、これらのドライブギヤ３２Ａ，３０Ａによって第４カウンタギヤ対３２が形成されている。他の構成は、図１に示す構成と同様であり、したがって図１２に示す構成のうち図１に示す構成と同様の部分には図１と同様の符号を付してある。

なお、図１２に示す構成の変速機は、第２ポンプモータ６の配置位置および第２ポンプモータ６とサンギヤＳ２との連結機構が図１に示す構成の変速機とは異なるだけであるから、各シンクロ１９，２０，２１，２２および各ポンプモータ９，６を前述した図３に示すように動作させることにより、前進４段・後進１段の変速比を無段階に設定することができる。したがって、図１に示す構成の変速機と同様に、小型化して車載性を向上させることができ、またいわゆるＦＲ車への車載性が良好になる。さらには動力の伝達効率が良好になって燃費を向上させることができる。これに加えて図１２に示すように構成すれば、各ポンプモータ９，６の油路構成が簡単になり、またこれらをユニット化できるなどの利点がある。

前述した図１１に示す構成における各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８の配列を図１２に示す配列とすることができる。その例を図１３に示してある。また、この図１３に示す構成の変速機で前進４段・後進１段の変速比を無段階に設定するための各シンクロ１９，２０，２１，２２および各ポンプモータ９，６の動作状態を図１４に図表にまとめて示してある。したがって、図１３に示すように構成した場合であっても、図１１や図１２に示すように構成した場合と同様の作用・効果を得ることができる。

図１１における各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８の配列を変更した他の例を図１５に示してある。図１５に示す構成の変速機では、エンジン１に遠い方からエンジン１側に向けて、第３速ギヤ対１６、第１速ギヤ対１４、リバースギヤ対１８、第４速ギヤ対１７、第２速ギヤ対１５の順に配列されている。その第３速ギヤ対１６における第３速駆動ギヤ１６Ａは第１ドライブ軸１０に回転自在に嵌合して支持されており、その第３速駆動ギヤ１６Ａを第１ドライブ軸１０に選択的に連結する第２シンクロ２０が、第１ドライブ軸１０上に配置されている。

第１速駆動ギヤ１４Ａは第１ドライブ軸１０に取り付けられ、これに噛み合っている第１速従動ギヤ１４Ｂはドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。その第１速従動ギヤ１４Ｂに隣接して第４速従動ギヤ１７Ｂが配置され、この第４速従動ギヤ１７Ｂはドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。これら第１速従動ギヤ１４Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、これらの従動ギヤ１４Ｂ，１７Ｂをドリブン軸１３に選択的に連結するようになっている。なお、第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第４速駆動ギヤ１７Ａは第２ドライブ軸１１に取り付けられている。

その第１シンクロ１９におけるスリーブ１９Ｓにリバース従動ギヤ１８Ｂが一体に形成されており、その外周側に、前記第１ドライブ軸１０に取り付けられたリバース駆動ギヤ１８Ａが配置されている。そして、このリバース駆動ギヤ１８Ａとリバース従動ギヤ１８Ｂとの間に挿入されてそれぞれに噛み合うスライド式のアイドルギヤ１８Ｃが軸線方向に前後動するように配置されている。

上記の第４速ギヤ対１７よりもエンジン１側に第２速ギヤ対１５が配置されており、その駆動ギヤ１５Ａは第２ドライブ軸１１に取り付けられ、これに噛み合っている第２速従動ギヤ１５Ｂはドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。したがって、スタートシンクロ２２は、サンギヤ軸５Ａと第２速従動ギヤ１５Ｂとをドリブン軸１３に選択的に連結するように構成されている。

つぎに前進３段・後進１段の変速比を無段階に設定できるように構成した例を説明する。図１６はその一例を示し、これは前述した図３に示す第４速ギヤ対１７を廃止し、また第２シンクロ２０を廃止してその機能をスタートシンクロ２２が受け持つように構成した例である。したがって図１６に示す構成の変速機では、設定できる前進側の固定変速比が３速になる以外は、図１１もしくは図１３に示す構成と同様の作用・効果を得ることができる。

また、前進２段・後進１段の変速比を無段階に設定できるように構成した例を図１７に示す。ここに示す例は、図１６に示す構成における第３速ギヤ対１６を廃止し、またリバースシンクロ２２を廃止してその機能を第１シンクロ１９が受け持つように構成した例である。したがって図１７に示す構成の変速機では、設定できる前進側の固定変速比が２速になる以外は、図１１もしくは図１３あるいは図１６に示す構成と同様の作用・効果を得ることができる。

上述したいずれの具体例においても第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２にエンジン１から動力を入力してリングギヤＲ２を入力要素とし、またサンギヤＳ２を第２ポンプモータ６に連結してサンギヤＳ２を反力要素としたが、これらを入れ替えた構成とすることができる。その例を図１８に示してある。ここに示す例は、入力軸２が第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２に連結され、またリングギヤＲ２に第４カウンタギヤ対３２を介して第２ポンプモータ６が連結されている。他の構成は、図１１に示す構成と比較して第１カウンタギヤ対８と第２カウンタギヤ対１２との配置位置が異なるだけで、それ以外は図１１に示す構成と同様であり、したがって図１８に図１１と同様の符号を付してその説明を省略する。また、図１８に示す構成は、図１１における第２遊星歯車機構５の入力要素と反力要素とを入れ替えたものであるから、各変速比を設定するためには各シンクロおよびポンプモータを前述した図８に示すように動作させればよい。

図１８に示す構成では、図１１に示すように構成した変速機と同様に、前進４段・後進１段の変速比を無段階に設定でき、また小型化が容易で車載性（特にＦＲ車に対する車載性）を向上させることができ、さらには動力伝達効率を向上させることができるなど、図１１に示す構成の変速機と同様の作用・効果を得ることができる。これに加えて、図１８に示すように構成した場合には、発進時に第２ポンプモータ６のトルクを充分に大きく増幅することができる。

すなわち、通常走行時における第２ポンプモータ６の付加トルクＴpm2は、
Ｔpm2＝（κ12／ρ2）・Ｔin
である。ここで、κ12は第２カウンタギヤ対１２のギヤ比、ρ2は第２遊星歯車機構５のギヤ比（サンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した値）、Ｔinは入力軸２に入力される入力トルクである。一方、発進時の出力トルクＴoは、
Ｔo＝κ8・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin＋Ｔpm2／κ12
である。なお、κ8は第１カウンタギヤ対８のギヤ比である。さらに、通常走行時における入力軸２から第２ポンプモータ６に向けた減速比κpm2は、
κpm2＝ρ2・κ12
である。これは、ポンプモータの性能限界が求めることができ、具体的には第２ポンプモータ６の許容最大トルクと許容最大回転数とが決めることができる。

発進時には上記の出力トルクＴoの式における右辺第二項のＴpm2／κ12を大きくする必要がある。すなわち、第２カウンタギヤ対１２のギヤ比κ12を小さくする必要がある。そこで、このギヤ比κ12を求めると、第２遊星歯車機構５のギヤ比ρ2は機構上、０．３程度以上でかつ０．６程度以下に制約されるので、これを仮にρ2＝０．５とし、また第２ポンプモータ６に許容されるトルクＴpm2は入力トルクＴinの６割程度以下であるから仮に（κ12／ρ2）＝０．５とすれば、第２カウンタギヤ対１２のギヤ比κ12は、
κ12＝０．５×０．５＝０．２５
となる。したがって、発進時の出力トルクＴoは、
Ｔo＝κ8・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin＋Ｔpm2／κ12
＝κ8・（１＋ρ1）・κ1・Ｔin＋４．００×Ｔpm2
となり、第２ポンプモータ６のトルクを充分に大きくして出力トルクを増大させることができる。そのため、第２ポンプモータ６を小型化し、それに伴って変速機の全体としての構成を小型・軽量化することが可能になる。

第２遊星歯車機構５における入力要素と反力要素とを入れ替える構成の変更は、前述した図１２に示す構成にも適用することができ、その例を図１９に示してある。ここに示す例は、第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２に入力軸２を連結するとともに、リングギヤＲ２を第２カウンタギヤ対１２のドライブギヤ１２Ａに連結し、他の構成は図１２に示す構成と同様にしたものである。したがって、図１９に示すように構成した変速機では、その各シンクロおよびポンプモータを前述した図３に示すように動作させることにより各変速比を無段階に設定することができる。また、第２ポンプモータ６のトルクを増幅する増幅率が大きくなり、相対的に小型もしくは小容量のポンプモータを使用することが可能になって、変速機の全体としての構成を小型・軽量化することができる。

さらに、この発明では、動力の分配を行う遊星歯車機構としてダブルピニオン型のものを使用することができる。その例を図２０に示してあり、ここに示す例は、前述した図１８に示す構成における第２遊星歯車機構５をシングルピニオン型遊星歯車機構に替えてダブルピニオン型遊星歯車機構によって構成し、それに伴ってリンクギヤＲ２を出力要素とするとともに、キャリヤＣ２を反力要素としたものである。すなわち、サンギヤＳ１に第１のピニオンギヤが噛み合っており、その第１ピニオンギヤとリングギヤＲ２とに第２のピニオンギヤが噛み合っており、これらのピニオンギヤがキャリヤＣ２によって自転および公転自在に保持されている。そのリングギヤＲ２が第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に連結されており、またキャリヤＣ２に第４カウンタギヤ対３２を介して第２ポンプモータ６が連結されている。

図２０に示すように構成した場合であっても、その各シンクロおよびポンプモータを前述した図８に示すように動作させることにより各変速比を無段階に設定することができる。また、第２ポンプモータ６のトルクを増幅する増幅率が大きくなり、相対的に小型もしくは小容量のポンプモータを使用することが可能になって、変速機の全体としての構成を小型・軽量化することができる。

なお、上述した各具体例では、ドリブン軸１３を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸１３とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸１３から動力を伝達して変速機から出力するように構成してもよい。その場合、出力軸は前述したドライブ軸１０，１１と同一の軸線上に配置してもよい。また、この発明では、第２ポンプモータ６をいわゆる両振り型のものとする構成に替えて、第１ポンプモータ９をいわゆる両振り型のものにして構成することができ、要は、少なくともいずれか一方が両振り型のものであればよい。

この発明に係る変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。 そのポンプモータの連通状態を説明するための模式図である。 各変速比を設定する際の各油圧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。 図１に示す変速機で、発進時に第４速ギヤ対を介してトルクを伝達するようにした場合の各変速比を設定する各油圧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。 この発明に係る変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。 図５に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧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。 この発明に係る変速機の更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。 図７に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧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。 この発明に係る変速機のまた更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。 図９に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧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。 各ポンプモータを隣接して配置したこの発明の一例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置したこの発明の他の例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置したこの発明の更に他の例を示すスケルトン図である。 図１３に示す構成の変速機で各変速比を設定する際の各油圧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。 各ポンプモータを隣接して配置したこの発明のまた更に他の例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置しかつ前進第３速を設定する構成としたこの発明の一例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置しかつ前進第２速を設定する構成としたこの発明の一例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置しかつ第２ポンプモータのトルクの増幅率を増大させる構成としたこの発明の一例を示すスケルトン図である。 各ポンプモータを隣接して配置しかつ第２ポンプモータのトルクの増幅率を増大させる構成としたこの発明の他の例を示すスケルトン図である。 第２遊星歯車機構としてダブルピニオン型遊星歯車機構を使用したこの発明の一例を示すスケルトン図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、 ２…入力軸（入力部材）、 ５…遊星歯車機構（第２遊星歯車機構）、 Ｓ２…サンギヤ、 Ｒ２…リングギヤ、 Ｃ２…キャリヤ、 ６…油圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 ７…遊星歯車機構（第１遊星歯車機構）、 ８…カウンタギヤ対（第１カウンタギヤ対）、 ９…油圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 １０…第１ドライブ軸、 １１…第２ドライブ軸、 １２…カウンタギヤ対（第２カウンタギヤ対）、 １３…ドリブン軸、 １４…第１速ギヤ対、 １６…第３速ギヤ対、 １８…リバースギヤ対、 １５…第２速ギヤ対、 １７…第４速ギヤ対、 １９…第１シンクロ、 ２０…第２シンクロ、 ２１…リバースシンクロ、 ２２…スタートシンクロ、 ２７…電子制御装置（ＥＣＵ）、 ２８…油路、 ２９…油路、 ３０…第３カウンタギヤ対、 ３１…スタートギヤ対、 ３２…第４カウンタギヤ対。

Claims (10)

1. 動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
   前記各ドライブ軸が同心円上に互いに相対回転可能に嵌合した状態で配置されるとともに、これらのドライブ軸と前記ドリブン軸とが互いに平行な軸線上に配置され、
   前記動力源から動力が入力される入力要素と第１の前記ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１の差動機構が前記各ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１のモータが前記反力要素に連結され、
   前記動力源から動力が入力される他の入力要素と第２の前記ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２の差動機構が前記ドリブン軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２のモータのロータ軸が前記他の反力要素に連結され、
   その第２のモータのロータ軸を該ロータ軸と平行な軸線上に配置されている回転部材を経由して前記ドリブン軸に選択的に連結する発進用伝動機構が設けられている
   ことを特徴とする車両用変速機。
2. 前記発進用伝動機構は、前記第２の差動機構における出力要素と前記第２のドライブ軸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、前記ロータ軸と前記ドリブン軸との間を選択的にトルク伝達可能な状態にする発進用切換機構を含むことを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
3. 前記伝動機構は、前進方向に走行するための複数の変速比を設定可能な複数の機構を含み、
   前記発進用伝動機構は、前進方向への発進の際に駆動トルクを小さくすることが要求されている場合に、その要求がない場合に比較して小さい変速比を設定する伝動機構を介して前記ロータ軸から前記ドリブン軸に動力を伝達するように構成されていることを特徴とする請求項２に記載の車両用変速機。
4. 前記第２のモータは、前記第２の差動機構および前記ドリブン軸と同一の軸線上でかつこれら第２の差動機構とドリブン軸との間に配置されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の車両用変速機。
5. 前記第２のモータは、前記第２の差動機構および前記ドリブン軸が配置されている軸線に対して平行な軸線上で、かつ前記第１のモータに対してその半径方向で外側に隣接して配置されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の車両用変速機。
6. 前記発進用伝動機構は、前記第２のモータのロータ軸を前記第２の差動機構における反力要素に連結し、かつ前記ロータ軸の回転数が前記第２の差動機構の反力要素の回転数に対して高回転数になる変速比を有する減速機構を含むことを特徴とする請求項５に記載の車両用変速機。
7. 前記第２の差動機構は、サンギヤと、該サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構を含み、そのサンギヤが前記動力源から動力が入力される前記他の入力要素を形成し、そのキャリヤが前記第２のドライブ軸に連結された前記他の出力要素を形成し、そのリングギヤが前記第２のモータに連結された前記他の反力要素を形成していることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の車両用変速機。
8. 前記第２の差動機構は、サンギヤと、該サンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、前記サンギヤに噛み合っているピニオンギヤと該ピニオンギヤおよび前記リングギヤに噛み合っている他のピニオンギヤとを保持しているキャリヤとを有するダブルピニオン型遊星歯車機構を含み、そのサンギヤが前記動力源から動力が入力される前記他の入力要素を形成し、そのキャリヤが前記第２のモータに連結された前記他の反力要素を形成し、そのリングギヤが前記第２のドライブ軸に連結された前記他の出力要素を形成していることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の車両用変速機。
9. 前記各モータは、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし８のいずれかに記載の車両用変速機。
10. いずれか少なくとも一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方に変更できる両振り型ポンプモータを含むことを特徴とする請求項９に記載の車両用変速機。

Images