JP4872515B2 - Fluid pressure mechanical power transmission device - Google Patents

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Description

この発明は、動力源が出力した動力を出力部材に伝達する伝達経路やその伝達の状態を油圧などの流体の圧力によって変化させるように構成した動力伝達装置に関するものである。   The present invention relates to a power transmission device configured to change a transmission path for transmitting power output from a power source to an output member and a state of the transmission according to a pressure of fluid such as hydraulic pressure.

動力源から伝達される動力を、回転数やトルクを変化させて出力するように構成した動力伝達装置の一例として、車両用の変速機が知られている。車両用の変速機には、他の一般的な産業用動力伝達装置におけるのと同様に、小型であることや動力伝達効率が良好であることなどの要請があり、またこれに加えて設定可能な変速比の数が多いことや、変速比を連続的に変化させることができることなどの要請がある。   2. Description of the Related Art A vehicle transmission is known as an example of a power transmission device configured to output power transmitted from a power source by changing a rotation speed and torque. As with other general industrial power transmission devices, there are demands for vehicle transmissions such as small size and good power transmission efficiency. There are demands for a large number of gear ratios and for the gear ratios to be continuously changed.

変速機におけるこのような要請に応える変速機として、ツインクラッチ式有段変速機が知られており、その一例が特許文献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、第１クラッチを介してエンジンに連結される第１入力軸と、第２クラッチを介してエンジンに連結される第２入力軸と、出力軸と、第１入力軸にギヤ対を介して連結されている副軸と、第１入力軸と副軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とする複数のギヤ対と、第２入力軸と出力軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とされる複数のギヤ対とを有している。そして、この変速機は、いずれかの入力軸から所定のギヤ対を介して出力軸にトルクを伝達する変速段と、いずれかの入力軸から所定のギヤ対および副軸を介して出力軸にトルクを伝達する変速段とを設定するように構成され、その結果、後進段を含めて７段以上の変速段を設定するように構成されている。   A twin-clutch stepped transmission is known as a transmission that meets such demands in a transmission, and an example thereof is described in Patent Document 1. The transmission described in Patent Document 1 includes a first input shaft connected to the engine via a first clutch, a second input shaft connected to the engine via a second clutch, an output shaft, A counter shaft connected to the first input shaft via a gear pair, a plurality of gear pairs provided between the first input shaft and the counter shaft and selectively connected by a meshing clutch mechanism; And a plurality of gear pairs which are provided between the two input shafts and the output shaft and are selectively connected by the meshing clutch mechanism. The transmission includes a gear stage that transmits torque from any one of the input shafts to the output shaft through a predetermined gear pair, and any output shaft from the input shaft to the output shaft through the predetermined gear pair and the sub shaft. It is configured to set a gear stage for transmitting torque, and as a result, it is configured to set seven or more gear stages including the reverse gear.

特開２００３−１２０７６４号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-120764

上記の特許文献１に記載されている変速機では、設定可能な変速段数が多いことにより、エンジンを燃費のよい状態で運転でき、また副軸を効果的に利用するように構成されているので、変速機が全体として小型軽量化され、その結果、車両の燃費を向上させることができる。しかしながら、所定の変速比を設定する場合、入力用のいずれかのクラッチを係合状態に維持することになる。そのクラッチはいわゆる発進クラッチとして機能するものであるから、回転数差を許容するように摩擦クラッチを使用することになり、そのため、その係合状態を維持するのに油圧などの動力を消費し、それに伴う動力損失が生じて車両の燃費が悪化する可能性がある。また、車両用の変速機における入力クラッチや歯車機構として各種の構成のものが従来知られているが、従来のいずれの構成であっても、燃費や車載性あるいは静粛性の向上などの点で未だ改善するべき余地が多分にあった。   In the transmission described in Patent Document 1 described above, since the number of shift speeds that can be set is large, the engine can be operated in a state with good fuel efficiency, and the auxiliary shaft is effectively used. The transmission is reduced in size and weight as a whole, and as a result, the fuel consumption of the vehicle can be improved. However, when setting a predetermined gear ratio, one of the input clutches is maintained in the engaged state. Since the clutch functions as a so-called starting clutch, a friction clutch is used so as to allow a difference in rotational speed. Therefore, power such as hydraulic pressure is consumed to maintain the engaged state, There is a possibility that the power loss accompanying this will occur and the fuel efficiency of the vehicle will deteriorate. Also, various configurations of input clutches and gear mechanisms in vehicle transmissions are conventionally known. However, in any conventional configuration, in terms of improvement in fuel consumption, in-vehicle performance, or quietness, etc. There was still plenty of room for improvement.

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、動力の伝達効率に優れ、また小型化が容易であり、さらに車両に適用する場合には車両の前後方向に向けて搭載する際の車載性などに優れた動力伝達装置を提供することを目的とするものである。   The present invention has been made paying attention to the above technical problem, is excellent in power transmission efficiency, is easy to be miniaturized, and is mounted in the front-rear direction of the vehicle when applied to a vehicle. An object of the present invention is to provide a power transmission device that is excellent in on-vehicle performance.

上記の目的を達成するために、この発明は、動力源から動力が入力されるとともに、可変容量型流体圧ポンプモータから反力を受けて所定の変速比を設定する動力伝達系統を、２組の遊星歯車機構を組み合わせた複合遊星歯車機構と４つの連結機構とを主体として構成したことを特徴とするものである。具体的には、請求項１の発明は、動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、前記動力源から動力が伝達される入力部材と、その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ２組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して２つの入力要素および１つの反力要素ならびに前記出力部材に連結された１つの出力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、前記一方の入力要素と前記入力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、前記他方の入力要素と前記入力部材とを選択的に連結するとともに、前記他方の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第２連結機構と、前記出力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、前記反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構とを備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   In order to achieve the above object, the present invention provides two sets of power transmission systems that receive power from a power source and set a predetermined gear ratio by receiving a reaction force from a variable displacement fluid pressure pump motor. It is characterized in that it is mainly composed of a compound planetary gear mechanism combining four planetary gear mechanisms and four coupling mechanisms. Specifically, the invention according to claim 1 inputs the power transmitted from the power source to the planetary gear mechanism, changes the reaction force against the planetary gear mechanism according to the fluid pressure, and changes the gear ratio, In a fluid pressure mechanical power transmission device that outputs power corresponding to the gear ratio to an output member, between the variable displacement type first fluid pressure pump motor that generates the fluid pressure and the first fluid pressure pump motor A variable displacement type second fluid pressure pump motor communicated with the first fluid pressure pump motor so as to be able to exchange pressure fluid, an input member to which power is transmitted from the power source, and the same shaft as the input member A predetermined rotating member of two sets of planetary gear mechanisms is connected or shared so as to have two input elements, one reaction force element, and one output element connected to the output member. A combined planetary gear mechanism formed, a first coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the one input element and the input member, and the other input element and the input member selectively. A second connection mechanism that selectively enables torque transmission between the other input element and the second fluid pressure pump motor, and the output element and the first fluid pressure pump motor. A third coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the second force coupling element and a fourth coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the reaction force element and the first fluid pressure pump motor. It is a fluid pressure mechanical power transmission device.

また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the first fluid pressure pump motor is a single swing type fluid pressure pump motor capable of changing the extrusion volume from zero to either positive or negative. The fluid pressure machine is characterized in that the second fluid pressure pump motor is constituted by a double swing type fluid pressure pump motor capable of changing the extrusion volume in both positive and negative directions across zero. Type power transmission device.

また、請求項３の発明は、請求項１または２の発明において、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに動力を伝達する第１伝動機構と、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに動力を伝達する第２伝動機構とが設けられるとともに、前記第１伝動機構は、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成され、前記第２伝動機構は、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the first transmission mechanism for transmitting power from the output element to the first fluid pressure pump motor, and the second fluid pressure pump from the input member. A second transmission mechanism for transmitting power to the motor, and the first transmission mechanism is configured by a speed increasing mechanism for transmitting power by increasing the speed from the output element toward the first fluid pressure pump motor. The second transmission mechanism is constituted by a speed increasing mechanism that transmits power by increasing the speed from the input member toward the second fluid pressure pump motor. Device.

また、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、前記複合遊星歯車機構が、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとが相互に連結されて、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のリングギヤおよび第２遊星歯車機構のキャリアが前記他方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のキャリアおよび前記第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力要素となり、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the composite planetary gear mechanism according to any one of the first to third aspects, wherein the carrier and the ring gear of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism are connected to each other. The sun gear of the first planetary gear mechanism serves as the one input element, the ring gear of the first planetary gear mechanism and the carrier of the second planetary gear mechanism serve as the other input element, and the carrier of the first planetary gear mechanism and The fluid pressure mechanical power transmission device is configured such that a ring gear of the second planetary gear mechanism serves as the output element, and a sun gear of the second planetary gear mechanism serves as the reaction force element.

また、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、前記複合遊星歯車機構が、２つのサンギヤと、１つのキャリアと、１つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているとともに、前記リングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記リングギヤが前記他方の入力要素となり、前記キャリアが前記出力要素となり、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他方のサンギヤが前記反力要素となるように構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   According to a fifth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to third aspects, the compound planetary gear mechanism is a Ravigneaux type planetary gear mechanism having two sun gears, one carrier, and one ring gear. And one sun gear constituting a single pinion type planetary gear mechanism together with the ring gear serves as the one input element, the ring gear serves as the other input element, the carrier serves as the output element, and together with the ring gear. A fluid pressure mechanical power transmission device is characterized in that the other sun gear constituting the double pinion type planetary gear mechanism is configured as the reaction force element.

また、請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   According to a sixth aspect of the present invention, in any one of the first to fifth aspects, the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor are arranged adjacent to each other and on the same axis. It is a fluid pressure mechanical power transmission device.

そして、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、前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で４段、後進側で１段であることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。   The invention of claim 7 can be set to maximize the extrusion volume of at least one of the fluid pressure pump motors and set the other extrusion volume to zero or maximum in the invention of any one of claims 1 to 6. The hydrodynamic mechanical power transmission device is characterized in that the fixed gear ratio is four stages on the forward side and one stage on the reverse side.

したがって、請求項１の発明によれば、複合遊星歯車機構のいずれかの入力要素に動力源から動力が入力される。その状態で第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させると、その押出容積に応じた反力が反力要素に作用する。その結果、入力されたトルクおよび反力に応じたトルクが出力要素に現れる。また、第２流体圧ポンプモータで発生した圧力流体が第１流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして機能し、その出力した動力が出力部材に加えられる。すなわち、複合遊星歯車機構を介した機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達とが生じる。そのため、流体を介した動力伝達が行われている状態では、変速比が連続的に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。また、入力部材から動力を伝達する入力要素を切り換えることにより、少なくともいずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定される固定変速比が４つとなり、最大固定変速比と最小固定変速比との間で連続的に変速比を変化させることができる。   Therefore, according to the first aspect of the present invention, power is input from the power source to any one of the input elements of the compound planetary gear mechanism. When the second fluid pressure pump motor functions as a pump in this state, a reaction force corresponding to the extrusion volume acts on the reaction force element. As a result, torque corresponding to the input torque and reaction force appears in the output element. In addition, the pressure fluid generated by the second fluid pressure pump motor is supplied to the first fluid pressure pump motor, which functions as a motor, and the output power is applied to the output member. That is, mechanical power transmission via the complex planetary gear mechanism and power transmission via the fluid occur. Therefore, in a state where power is transmitted via the fluid, the gear ratio is continuously changed, and so-called continuously variable transmission is possible. In addition, by switching the input element that transmits power from the input member, there are four fixed speed ratios that are set to maximize the extrusion volume of at least one of the fluid pressure pump motors, the maximum fixed speed ratio and the minimum fixed speed ratio. The gear ratio can be continuously changed between the gear ratio.

そして、所定の固定変速比は、いずれか一方の流体圧ポンプモータが固定され、もしくは空転していて動力を伝達しないで、その固定変速比を設定するために特に動力を消費することがなく、もしくは動力の消費を抑制することができる。特に各連結機構を噛み合い式のものとすれば、その噛み合い状態もしくは係合状態を維持するために動力を消費しないので、固定変速比を設定するための動力の消費をほぼ皆無にすることができ、その結果、動力伝達効率を向上させることができる。また、請求項１の発明では、２組の遊星歯車機構を組み合わせた１組の複合遊星歯車機構と４つの連結機構とを主体として動力の伝達経路を構成できるので、全体としての部品点数が少なく、小型化の容易な装置とすることができる。   And, the predetermined fixed speed ratio is such that either one of the fluid pressure pump motors is fixed or idling and does not transmit power, and does not consume power in particular to set the fixed speed ratio, Or power consumption can be suppressed. In particular, if each coupling mechanism is of a meshing type, power is not consumed to maintain the meshed state or engaged state, so that power consumption for setting the fixed gear ratio can be almost eliminated. As a result, power transmission efficiency can be improved. Further, in the invention of claim 1, since the power transmission path can be constituted mainly by one set of the planetary gear mechanism in which two sets of planetary gear mechanisms are combined and four coupling mechanisms, the number of parts as a whole is small. Thus, the device can be easily miniaturized.

さらに、動力源もしくは入力部材の延長軸線方向に出力部材から動力を出力するように配置することができ、その結果、車両に用いる場合には、エンジンなどの動力源を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車に適した構成とすることができる。   Furthermore, the power source or the input member can be arranged so as to output power from the output member in the direction of the extension axis of the input member. As a result, when used in a vehicle, the power source such as an engine is directed in the longitudinal direction of the vehicle. A configuration suitable for a mounted FR (front engine / rear drive) vehicle can be obtained.

また、請求項２の発明によれば、第１流体圧ポンプモータの押出容積が正の容積であるのに対して第２流体圧ポンプモータの押出容積を負の容積とすれば、これらの流体圧ポンプモータが同方向に回転する場合でも、第１流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、その発生した圧力流体を第２流体圧ポンプモータに供給してこれをモータとして機能させることができる。このような機能により、各入力要素の回転数が同じになるように制御でき、したがって第１連結機構と第２連結機構との係合・解放の状態を切り換える場合に、いわゆる同期状態を形成して、切り換えに伴うショックを防止もしくは抑制することができる。また言い換えれば、これらの連結機構を噛み合い式の機構とすることができる。   According to the invention of claim 2, if the extrusion volume of the first fluid pressure pump motor is a positive volume while the extrusion volume of the second fluid pressure pump motor is a negative volume, these fluids Even when the pressure pump motor rotates in the same direction, the first fluid pressure pump motor can function as a pump, and the generated pressure fluid can be supplied to the second fluid pressure pump motor to function as a motor. With such a function, the rotation speed of each input element can be controlled to be the same. Therefore, when switching the engagement / release state between the first coupling mechanism and the second coupling mechanism, a so-called synchronization state is formed. Thus, the shock associated with switching can be prevented or suppressed. In other words, these coupling mechanisms can be meshing mechanisms.

また、請求項３の発明によれば、第１流体圧ポンプモータもしくは第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させる場合、その回転数が相対的に高回転数になるので、押出容量を増大させることができ、言い換えれば、必要とする押出容量を得るために相対的に小型のポンプモータを使用することが可能になり、それに伴って装置を全体として小型化することができる。   According to the invention of claim 3, when the first fluid pressure pump motor or the second fluid pressure pump motor is functioned as a pump, the rotational speed thereof is relatively high, so that the extrusion capacity is increased. In other words, it becomes possible to use a relatively small pump motor in order to obtain the required extrusion capacity, and accordingly, the apparatus can be miniaturized as a whole.

また、請求項４の発明によれば、複合遊星歯車機構が、第１および第２の遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとを相互に連結したいわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合の２組のシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成されているので、それぞれの遊星歯車機構を互いに接近させて配置することができる。そのため、装置全体としての構成を小型化でき、またダブルピニオン型遊星歯車機構を用いた場合と比較して径方向での長さの短縮化に有利になる。   According to the invention of claim 4, the compound planetary gear mechanism has two sets of so-called “CR-CR” couplings in which the carrier and the ring gear of the first and second planetary gear mechanisms are connected to each other. Since the planetary gear mechanism is configured, the planetary gear mechanisms can be arranged close to each other. Therefore, it is possible to reduce the size of the entire apparatus, and it is advantageous for shortening the length in the radial direction as compared with the case where a double pinion type planetary gear mechanism is used.

また、請求項５の発明によれば、複合遊星歯車機構がラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているので、回転要素同士の連結部材が不要になるなど、装置の全体としての構成を小型化でき、特に軸線方向での長さの短縮化に有利になる。   Further, according to the invention of claim 5, since the compound planetary gear mechanism is constituted by a Ravigneaux type planetary gear mechanism, the entire configuration of the apparatus can be reduced in size, such as eliminating the need for a connecting member between rotating elements. In particular, it is advantageous for shortening the length in the axial direction.

また、請求項６の発明によれば、第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとが、互いに同一軸線上に隣接して配列される。そのため、上述したＦＲ車に、より適した構成とし、車載性の良好なものとすることができる。また、これらの流体圧ポンプモータの間の流体流路の構成を簡素化することができる。   According to the invention of claim 6, the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor are arranged adjacent to each other on the same axis. Therefore, it can be set as the structure more suitable for the FR vehicle mentioned above, and it can be set as a thing with favorable in-vehicle property. Moreover, the structure of the fluid flow path between these fluid pressure pump motors can be simplified.

そして、請求項７の発明によれば、上述した各発明による効果と同様の効果に加えて、固定変速比が前進３段でかつ後進１段となるので、変速比幅を広くして実用に適した変速機として構成することができる。   According to the invention of claim 7, in addition to the effects similar to the effects of the above-described inventions, since the fixed gear ratio is three forward speeds and one reverse speed, the gear ratio width is widened and put into practical use. It can be configured as a suitable transmission.

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、車両用の変速機として構成した例であり、２組の遊星歯車機構を組み合わせて構成した複合遊星歯車機構と、２つの流体圧ポンプモータとを用いて、少なくとも一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定できるいわゆる固定変速比として４つの前進段および１つの後進段を設定するように構成した例である。ここで、複合遊星歯車機構は、２組の遊星歯車機構における回転要素同士を連結して構成したものであってもよく、あるいはそれらの回転要素を共用化した構成であってもよい。また、組み合わせる遊星歯車機構は、シングルピニオン型遊星歯車機構およびダブルピニオン型遊星歯車機構のいずれであってもよい。さらに、その複合遊星歯車機構は、２つの入力要素と、それぞれ１つの反力要素および出力要素とを備えた機構である。   Next, the present invention will be described based on specific examples. The example shown in FIG. 1 is an example configured as a transmission for a vehicle, and includes at least one of a planetary gear mechanism configured by combining two planetary gear mechanisms and two fluid pressure pump motors. This is an example in which four forward speeds and one reverse speed are set as a so-called fixed speed ratio that can be set to maximize the extrusion volume of the fluid pressure pump motor. Here, the compound planetary gear mechanism may be configured by connecting the rotating elements in the two sets of planetary gear mechanisms, or may be configured to share these rotating elements. The planetary gear mechanism to be combined may be either a single pinion type planetary gear mechanism or a double pinion type planetary gear mechanism. Further, the compound planetary gear mechanism is a mechanism including two input elements, and one reaction force element and an output element, respectively.

そして、その入力要素に入力部材を選択的に連結するため、あるいは、入力要素もしくは出力要素もしくは反力要素と、２つの流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にするための連結機構が４つ設けられている。これらの連結機構は、要は、選択的に２つの部材をトルク伝達可能に連結できるものであればよく、噛み合いクラッチや同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用できる。それらのうち、噛み合いクラッチや同期連結機構であれば、連結状態（係合状態）を維持するための動力を必要としないので、全体としての動力伝達効率を向上させるうえで有利である。   In order to selectively connect an input member to the input element, or to selectively enable torque transmission between the input element or output element or reaction element and the two hydraulic pump motors. Four coupling mechanisms are provided. In short, these coupling mechanisms may be any mechanism that can selectively couple two members so that torque can be transmitted, and a meshing clutch, a synchronous coupling mechanism (synchronizer), a friction clutch (multi-plate clutch), or the like can be used. . Among them, a meshing clutch or a synchronous coupling mechanism is advantageous in improving power transmission efficiency as a whole because it does not require power for maintaining the coupled state (engaged state).

この発明における流体圧ポンプモータは、外部から動力を受けてポンプとして機能し、また外部から流体圧を供給されることによりモータとして機能する流体装置であり、特に押出容積を変化させることのできる可変容量型のものである。また、少なくとも一方の流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方向に変化させることのできる両振りタイプのものである。これらの流体圧ポンプモータは圧力流体を相互に授受するように連通されている。この種の流体圧ポンプモータとしては、斜軸ポンプや斜板ポンプ、ラジアルピストンポンプなどの油圧ポンプモータを採用することができる。   The fluid pressure pump motor according to the present invention is a fluid device that functions as a pump by receiving power from the outside, and also functions as a motor by being supplied with fluid pressure from the outside, and in particular, a variable that can change the extrusion volume. It is a capacitive type. At least one of the fluid pressure pump motors is of a double swing type that can change the extrusion volume in both positive and negative directions. These fluid pressure pump motors communicate with each other so as to exchange pressure fluid with each other. As this type of fluid pressure pump motor, a hydraulic pump motor such as an oblique shaft pump, a swash plate pump, or a radial piston pump can be employed.

図１に示す構成についてより具体的に説明すると、動力源１から動力が伝達される入力部材２と同一軸線上に、複合遊星歯車機構３が配置されている。その動力源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く、その出力側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。   The configuration shown in FIG. 1 will be described more specifically. A compound planetary gear mechanism 3 is disposed on the same axis as the input member 2 to which power is transmitted from the power source 1. The power source 1 may be a general power source used in a vehicle such as an internal combustion engine, an electric motor, or a combination thereof, and an appropriate transmission such as a damper, a clutch, or a torque converter is provided on the output side thereof. Means can be interposed.

図１に示す複合遊星歯車機構３は、第１遊星歯車機構３Ａと第２遊星歯車機構３Ｂとの２組の遊星歯車機構によって構成されている。これら第１および第２遊星歯車機構３Ａ，３Ｂは、この具体例では、いずれも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。すなわち、第１遊星歯車機構３Ａは、外歯車であるサンギヤＳ１が設けられていて、そのサンギヤＳ１と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ１が配置されている。そして、それらサンギヤＳ１およびリングギヤＲ１のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ１が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ１がキャリアＣ１によって自転かつ公転自在に保持されている。   The compound planetary gear mechanism 3 shown in FIG. 1 is composed of two sets of planetary gear mechanisms, a first planetary gear mechanism 3A and a second planetary gear mechanism 3B. The first and second planetary gear mechanisms 3A and 3B are both configured by a single pinion type planetary gear mechanism in this specific example. That is, the first planetary gear mechanism 3A is provided with a sun gear S1 that is an external gear, and a ring gear R1 that is an internal gear is disposed concentrically with the sun gear S1. A plurality of pinion gears P1 are engaged with each of the sun gear S1 and the ring gear R1, and the pinion gears P1 are held by the carrier C1 so as to rotate and revolve freely.

一方、第２遊星歯車機構３Ｂは、外歯車であるサンギヤＳ２が設けられていて、そのサンギヤＳ２と同心円上に内歯車であるリングギヤＲ２が配置されている。そして、それらサンギヤＳ２およびリングギヤＲ２のそれぞれに複数のピニオンギヤＰ２が噛み合っており、それらピニオンギヤＰ２がキャリアＣ２によって自転かつ公転自在に保持されている。   On the other hand, the second planetary gear mechanism 3B is provided with a sun gear S2 that is an external gear, and a ring gear R2 that is an internal gear is arranged concentrically with the sun gear S2. A plurality of pinion gears P2 are engaged with each of the sun gear S2 and the ring gear R2, and these pinion gears P2 are held by a carrier C2 so as to rotate and revolve freely.

そして、第１遊星歯車機構３ＡのリングギヤＲ１と第２遊星歯車機構３ＢのキャリアＣ２とが連結され、かつ第１遊星歯車機構３ＡのキャリアＣ１と第２遊星歯車機構３ＢのリングギヤＲ２とが連結されることにより、複合遊星歯車機構３が構成されている。すなわち、複合遊星歯車機構３は、第１および第２の遊星歯車機構３Ａ，３ＢのキャリアＣ１，Ｃ２とリングギヤＲ２，Ｒ１とを相互に連結したいわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合された２組の遊星歯車機構により構成されている。   Then, the ring gear R1 of the first planetary gear mechanism 3A and the carrier C2 of the second planetary gear mechanism 3B are connected, and the carrier C1 of the first planetary gear mechanism 3A and the ring gear R2 of the second planetary gear mechanism 3B are connected. Thus, the compound planetary gear mechanism 3 is configured. That is, the compound planetary gear mechanism 3 includes two sets of so-called “CR-CR” coupled planets in which the carriers C1 and C2 of the first and second planetary gear mechanisms 3A and 3B and the ring gears R2 and R1 are connected to each other. It is constituted by a gear mechanism.

上記のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１（すなわちキャリアＣ２）とが、複合遊星歯車機構３における２つの入力要素となっており、このうちサンギヤＳ１と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第１連結機構４が設けられ、またリングギヤＲ１と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構５が設けられている。これら第１および第２の連結機構４，５は、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。   The sun gear S1 and the ring gear R1 (that is, the carrier C2) are two input elements in the compound planetary gear mechanism 3. Among these, the sun gear S1 and the input member 2 are selectively connected. A first connection mechanism 4 is provided, and a second connection mechanism 5 is provided between the ring gear R1 and the input member 2 for selectively connecting them. The first and second coupling mechanisms 4 and 5 are basically mechanisms that can be switched between a state of transmitting torque and a state of not transmitting torque, and a meshing clutch (dog clutch) and a synchronous coupling mechanism (synchronizer). Alternatively, a friction clutch (multi-plate clutch) can be used.

また、リングギヤＲ２が、複合遊星歯車機構３における出力要素となっていて、そのリングギヤＲ２に、この発明における出力部材に相当する出力軸６が連結されている。そして、出力軸６は、入力部材２の中心軸線の延長方向（図１の左方向）にトルクを出力するようになっている。   The ring gear R2 is an output element in the compound planetary gear mechanism 3, and an output shaft 6 corresponding to the output member in the present invention is connected to the ring gear R2. The output shaft 6 outputs torque in the extending direction of the central axis of the input member 2 (left direction in FIG. 1).

出力軸６および複合遊星歯車機構３の外周側に、流体圧ポンプモータ７が出力軸６と平行にして配置されている。この流体圧ポンプモータ７は、押出容積をゼロから所定の正方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、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の可変容量型油圧ポンプによって構成されている。ここで「正方向」とは、ロータが入力部材２と同方向に回転した場合に吸入ポート７Ｓから圧油を吸入し、かつ吐出ポート７Ｄから圧油を吐出する押出容積の設定状態である。なお、以下の説明では、この流体圧ポンプモータ７を第１ポンプモータ７と言い、図には「ＰＭ１」と併記する。また、その押出容積の変化方向がゼロから一方向の片振りタイプであるから、図には「片振」と記載してある。   A fluid pressure pump motor 7 is arranged in parallel with the output shaft 6 on the outer peripheral side of the output shaft 6 and the compound planetary gear mechanism 3. The fluid pressure pump motor 7 is of a variable displacement type capable of changing the extrusion volume from zero to a predetermined positive direction, and is driven by a variable displacement hydraulic pump such as a swash plate pump, a slant shaft pump, or a radial piston pump. It is configured. Here, the “forward direction” is a setting state of the extrusion volume for sucking the pressure oil from the suction port 7S and discharging the pressure oil from the discharge port 7D when the rotor rotates in the same direction as the input member 2. In the following description, the fluid pressure pump motor 7 is referred to as a first pump motor 7 and is also described as “PM1” in the drawing. Further, since the change direction of the extrusion volume is a one-way swing type from zero, it is described as “one swing” in the figure.

この第１ポンプモータ７と、出力軸６および複合遊星歯車機構３における出力要素であるリングギヤＲ２との間には、この発明における第１伝動機構に相当するカウンタギヤ対８が設けられている。カウンタギヤ対８は、出力軸６の外周に設けられ、出力軸６と相対回転可能なドライブギヤ８Ａと、これに噛み合っているドリブンギヤ８Ｂとを備えており、そのドライブギヤ８Ａがドリブンギヤ８Ｂに対して大径であることにより、増速機構となっている。   A counter gear pair 8 corresponding to the first transmission mechanism in the present invention is provided between the first pump motor 7 and the ring gear R2 which is an output element in the output shaft 6 and the compound planetary gear mechanism 3. The counter gear pair 8 is provided on the outer periphery of the output shaft 6 and includes a drive gear 8A that can rotate relative to the output shaft 6 and a driven gear 8B that meshes with the drive gear 8A. The drive gear 8A is connected to the driven gear 8B. Because of its large diameter, it has a speed increasing mechanism.

ドリブンギヤ８Ｂは、第１ポンプモータ７のロータ軸（もしくは出力軸）に連結されていて、ドライブギヤ８Ａと出力軸６との間には、第３連結機構９が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７と出力軸６およびリングギヤＲ２とがカウンタギヤ対８および第３連結機構９を介して連結されている。言い換えると、出力軸６と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構９が設けられている。   The driven gear 8B is coupled to the rotor shaft (or output shaft) of the first pump motor 7, and a third coupling mechanism 9 is disposed between the drive gear 8A and the output shaft 6. That is, the first pump motor 7, the output shaft 6, and the ring gear R <b> 2 are connected via the counter gear pair 8 and the third connection mechanism 9. In other words, the third coupling mechanism 9 that selectively enables torque transmission between the output shaft 6 and the first pump motor 7 is provided.

また、ドライブギヤ８Ａと複合遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤＳ２との間には、第４連結機構１０が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７とサンギヤＳ２とがカウンタギヤ対８および第４連結機構１０を介して連結されている。言い換えると、サンギヤＳ２と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構１０が設けられている。   A fourth coupling mechanism 10 is disposed between the drive gear 8 </ b> A and the sun gear S <b> 2 that is a reaction force element in the compound planetary gear mechanism 3. That is, the first pump motor 7 and the sun gear S <b> 2 are connected via the counter gear pair 8 and the fourth connection mechanism 10. In other words, the fourth coupling mechanism 10 that selectively enables torque transmission between the sun gear S2 and the first pump motor 7 is provided.

これら第３および第４の連結機構９，１０は、上述した第１および第２の連結機構４，５と同様に、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。それら各種の連結機構のうち、トルク伝達する係合状態を維持するために動力を要しない点で噛み合いクラッチや同期連結機構が優れている。これに加えて、係合時に同期作用が生じてショックを回避もしくは軽減できる点では、同期連結機構が優れている。   The third and fourth coupling mechanisms 9 and 10 are, as in the case of the first and second coupling mechanisms 4 and 5 described above, basically a mechanism that can be switched between a state that transmits torque and a state that does not transmit torque. A meshing clutch (dog clutch), a synchronous coupling mechanism (synchronizer), a friction clutch (multi-plate clutch), or the like can be used. Among these various coupling mechanisms, the meshing clutch and the synchronous coupling mechanism are excellent in that no power is required to maintain the engaged state for transmitting torque. In addition to this, the synchronous coupling mechanism is excellent in that a synchronous action occurs during engagement and a shock can be avoided or reduced.

第１ポンプモータ７に隣接し、かつ互いの中心軸線が同一となるように、他の流体圧ポンプモータ１１が配置されている。この流体圧ポンプモータ１１は、上記の第１ポンプモータ７と同様に、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可変容量型のものであり、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の可変容量型油圧ポンプによって構成されている。以下の説明で、この流体圧ポンプモータ１１を第２ポンプモータ１１と言い、図には「ＰＭ２」と併記する。この第２ポンプモータ１１における「正」の押出容積とは、そのロータが入力部材２と逆方向に回転させられた場合に吸入ポート１１Ｓから圧油を吸入し、吐出ポート１１Ｄから圧油を吐出する方向である。したがって押出容積をいわゆる逆振りして負の押出容積を設定した状態でポンプとして機能すると、吐出ポート１１Ｄから圧油を吸入して吸入ポート１１Ｓから圧油を吐出する。したがって、この第２ポンプモータ１１について図には「両振」と記載してある。   Another fluid pressure pump motor 11 is arranged so as to be adjacent to the first pump motor 7 and have the same center axis. The fluid pressure pump motor 11 is a variable displacement type that can change the extrusion volume from zero to both positive and negative directions, similar to the first pump motor 7 described above, and is a swash plate pump, a slant shaft pump, or a radial pump. It is composed of a variable displacement hydraulic pump such as a piston pump. In the following description, the fluid pressure pump motor 11 is referred to as a second pump motor 11 and is also described as “PM2” in the drawing. The “forward” extrusion volume in the second pump motor 11 means that when the rotor is rotated in the opposite direction to the input member 2, the pressure oil is sucked from the suction port 11S and the pressure oil is discharged from the discharge port 11D. Direction. Therefore, when the pump volume is functioned as a pump in a state where the extrusion volume is reversed so as to set a negative extrusion volume, the pressure oil is sucked from the discharge port 11D and the pressure oil is discharged from the suction port 11S. Therefore, the second pump motor 11 is described as “both vibrations” in the drawing.

そして、この第２ポンプモータ１１と複合遊星歯車機構３における入力要素であるリングギヤＲ１との間には、この発明における第２伝動機構に相当するカウンタギヤ対１２が設けられている。カウンタギヤ対１２は、リングギヤＲ１に連結されたドライブギヤ１２Ａとこれに噛み合っているドリブンギヤ１２Ｂとを備えており、上記のカウンタギヤ対８と同様に、そのドライブギヤ１２Ａがドリブンギヤ１２Ｂに対して大径であることにより、増速機構となっている。   A counter gear pair 12 corresponding to the second transmission mechanism in the present invention is provided between the second pump motor 11 and the ring gear R1 which is an input element in the compound planetary gear mechanism 3. The counter gear pair 12 includes a drive gear 12A connected to the ring gear R1 and a driven gear 12B meshing with the drive gear 12A. Like the counter gear pair 8, the drive gear 12A is larger than the driven gear 12B. Due to the diameter, it is a speed increasing mechanism.

上記の第１および第２のポンプモータ７，１１は、いずれか一方が吐出した圧油を他方に供給することにより、両者の間で動力を伝達するように構成されている。具体的には、それぞれの吸入ポート７Ｓ，１１Ｓ同士、および吐出ポート７Ｄ，１１Ｄ同士が循環油路１３によって連通されている。したがって、いずれか一方のポンプモータ７，１１の押出容積をゼロにすると、循環油路１３が遮断されて、他方のポンプモータ１１，７で圧油が流動できなくなるので、他方のポンプモータ１１，７が回転できないロック状態となるように構成されている。なお、油圧の不可避的な漏れがあるので、この循環油路１３に圧油の補給のためのチャージポンプ（図示せず）を接続して設けてもよい。   Said 1st and 2nd pump motors 7 and 11 are comprised so that power may be transmitted between both by supplying the pressure oil which one discharges to the other. Specifically, the suction ports 7S and 11S and the discharge ports 7D and 11D are communicated with each other through the circulation oil passage 13. Therefore, when the extrusion volume of one of the pump motors 7 and 11 is set to zero, the circulating oil passage 13 is blocked, and the pressure oil cannot flow in the other pump motors 11 and 7. 7 is configured to be in a locked state where it cannot rotate. Since there is an unavoidable leakage of hydraulic pressure, a charge pump (not shown) for replenishing pressure oil may be connected to the circulating oil passage 13.

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図２は、各変速段を設定する際の各ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）７，１１、および各連結機構４，５，９，１０の動作状態をまとめて示す作動表であって、この図２における各ポンプモータ７，１１についての「Ｍ」は、いわゆる正方向での押出容積が最大（Ｍａｘ）であることを示し、「−Ｍ」はいわゆる負の方向での押出容積が最大であることを示し、さらに「０」は押出容積が最小もしくはゼロであることを示す。また、各連結機構４，５，９，１０についての「○」はトルクを伝達する係合状態であることを示し、「×」はトルクを伝達しない解放状態を示す。なお、「△」は少なくともいずれか一方の連結機構がトルクを伝達する係合状態であることを示す。さらに「Ｓ」は車速がゼロからの発進時であることを示し、数字は各固定変速比を設定している変速段を示し、「Ｒ」は車両が後退する後進段（リバース）を示し、さらに「Ｓ−１」のようにハイフンで繋いでいるのは、発進直後の各固定変速比に到るいわゆる中間変速比を設定している状態を示す。   Next, the operation of the transmission described above will be described. FIG. 2 is an operation table collectively showing the operation states of the pump motors (PM1, PM2) 7 and 11 and the coupling mechanisms 4, 5, 9, and 10 when setting the respective gear positions. “M” for each pump motor 7, 11 in 2 indicates that the so-called positive direction extrusion volume is the maximum (Max), and “−M” indicates the so-called negative direction extrusion volume is the maximum. Further, “0” indicates that the extrusion volume is minimum or zero. Further, “◯” for each of the coupling mechanisms 4, 5, 9, and 10 indicates an engaged state where torque is transmitted, and “x” indicates a released state where torque is not transmitted. “Δ” indicates that at least one of the coupling mechanisms is in an engaged state in which torque is transmitted. Furthermore, “S” indicates that the vehicle speed is starting from zero, the number indicates the gear position at which each fixed gear ratio is set, “R” indicates the reverse speed (reverse) in which the vehicle moves backward, Further, the connection with a hyphen such as “S-1” indicates a state in which a so-called intermediate speed ratio that reaches each fixed speed ratio immediately after starting is set.

ニュートラルポジションが選択されたニュートラル（Ｎ）状態では、各ポンプモータ７，１１は押出容積がゼロの「ＯＦＦ」状態とされ、また各連結機構４，５，９，１０は解放状態とされる。これらの各連結機構４，５，９，１０が同期連結機構（いわゆるシンクロ）で構成されている場合には、それぞれのスリーブが中央位置に設定される。なお、後述する発進状態に備えた係合・解放状態に設定することもできる。したがって、複合遊星歯車機構３に動力が入力されず、もしくは出力軸６に動力源１の動力が伝達されない。   In the neutral (N) state in which the neutral position is selected, the pump motors 7 and 11 are set to the “OFF” state in which the extrusion volume is zero, and the coupling mechanisms 4, 5, 9, and 10 are set to the released state. When each of these coupling mechanisms 4, 5, 9, and 10 is constituted by a synchronous coupling mechanism (so-called synchro), each sleeve is set at the center position. In addition, it can also set to the engagement / release state in preparation for the starting state mentioned later. Therefore, no power is input to the compound planetary gear mechanism 3, or the power of the power source 1 is not transmitted to the output shaft 6.

シフトポジションがドライブポジションなどに切り換えられることによって車両が発進する場合には、先ず、第１連結機構４と第３連結機構９とが係合状態に切り換えられ、入力部材２とサンギヤＳ１とが連結されるとともに、出力軸６がカウンタギヤ対８を介して第１ポンプモータ７に連結される。この状態を複合遊星歯車機構３についての共線図で示せば、図３における直線Ｌ１のとおりである。すなわち、入力部材２に連結されているサンギヤＳ１が動力源１あるいは入力部材２と同方向に回転（正回転）し、また出力軸６に連結されているリングギヤＲ２、および出力軸６にカウンタギヤ対８を介して連結されている第１ポンプモータ７は、車両が未だ発進していないことにより停止したままとなっている。そのため、カウンタギヤ対１２を介して第２ポンプモータ１１が連結されているリングギヤＲ１が入力部材２とは反対方向に回転（逆回転）し、またサンギヤＳ２が更に高速で逆回転（逆方向に空転）している。なお、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大（Ｍ）に設定され、かつ第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロ（０）に設定されているので、圧油の流動は生じていない。   When the vehicle starts by switching the shift position to the drive position or the like, first, the first coupling mechanism 4 and the third coupling mechanism 9 are switched to the engaged state, and the input member 2 and the sun gear S1 are coupled. At the same time, the output shaft 6 is connected to the first pump motor 7 via the counter gear pair 8. If this state is shown in a collinear diagram for the compound planetary gear mechanism 3, it is as shown by a straight line L1 in FIG. That is, the sun gear S1 connected to the input member 2 rotates (forward rotation) in the same direction as the power source 1 or the input member 2, and the ring gear R2 connected to the output shaft 6 and the counter gear to the output shaft 6 The first pump motor 7 connected via the pair 8 remains stopped because the vehicle has not yet started. Therefore, the ring gear R1 to which the second pump motor 11 is connected via the counter gear pair 12 rotates in the opposite direction to the input member 2 (reverse rotation), and the sun gear S2 further reversely rotates at the higher speed (reverse direction). Idling). Since the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 is set to the maximum (M) and the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is set to zero (0), no pressure oil flows. .

また、発進の際には、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大から次第にゼロに減少させられ、また第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロから最大に向けて次第に増大させられる。したがって、押出容積がゼロに設定されて逆回転方向に空転している第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が次第に増大することで、第２ポンプモータ１１が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがリングギヤＲ１に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ１１（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ１１の回転数が次第に低下するとともに、キャリアＣ１にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、このキャリアＣ１から出力軸６にトルクが伝達される。   At the time of starting, the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 is gradually reduced from the maximum to zero, and the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually increased from zero to the maximum. Therefore, when the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 which is set to zero and is idling in the reverse rotation direction gradually increases, the second pump motor 11 starts to discharge the pressure oil, and the pressure oil Torque required to discharge the air acts on the ring gear R1 as a reaction force. This is an upward force in the ring gear R1 and the second pump motor 11 (PM2) coupled to the ring gear R1 in the collinear diagram of FIG. 3, so that the rotational speed of the second pump motor 11 gradually decreases and the carrier A torque for positively rotating it acts on C1, and its rotational speed gradually increases. Torque is transmitted from the carrier C1 to the output shaft 6.

また、第２ポンプモータ１１は逆回転しているので、圧油はその吸入ポート１１Ｓから吐出され、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。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が次第に低下させられていることと相まって、第１ポンプモータ７がモータとして機能して正回転し、カウンタギヤ対８および第３連結機構９を介して出力軸６に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第２ポンプモータ１１から第１ポンプモータ７への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。したがって、発進から固定変速比である第１速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、複合遊星歯車機構３を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸６に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比（出力軸６の回転数に対する入力部材２の回転数の比）は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ７，１１の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。   Further, since the second pump motor 11 rotates in the reverse direction, the pressure oil is discharged from the suction port 11S and supplied to the suction port 7S of the first pump motor 7. The first pump motor 7 functions as a motor and rotates forward in combination with the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 being gradually reduced, via the counter gear pair 8 and the third connection mechanism 9. Torque in the forward rotation direction is applied to the output shaft 6. That is, power is transmitted from the second pump motor 11 to the first pump motor 7 via pressure oil (fluid). Therefore, in the state of the so-called intermediate stage (intermediate gear ratio) from the start to the setting of the first speed that is the fixed gear ratio, mechanical power transmission via the compound planetary gear mechanism 3 and pressure oil are performed. Power is transmitted to the output shaft 6 by so-called fluid transmission. The speed ratio in the process (the ratio of the rotational speed of the input member 2 to the rotational speed of the output shaft 6) is determined according to the ratio of these two power transmissions, and the power transmitted by the fluid transmission is determined by each pump. Since the motors 7 and 11 continuously change depending on the extrusion volumes q1 and q2, the gear ratio changes continuously (steplessly), and so-called continuously variable transmission becomes possible.

第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が最大になると、第２ポンプモータ１１の回転がほぼ止まり、その状態で第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ１１が停止する。また、第１ポンプモータ７は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ２で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、複合遊星歯車機構３での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸６に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、複合遊星歯車機構３におけるギヤ比（各サンギヤとリングギヤとの歯数の比）に応じた変速比となる。これが固定変速比である第１速である。   When the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is maximized, the rotation of the second pump motor 11 is substantially stopped, and in this state, the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 is made zero, thereby stopping the flow of pressure oil. Then, the second pump motor 11 is stopped. Further, the first pump motor 7 idles in the forward rotation direction. This state is indicated by a straight line L2 in the alignment chart of FIG. In this case, fluid transmission does not occur, and power is transmitted from the input member 2 to the output shaft 6 through mechanical means (mechanism) in the compound planetary gear mechanism 3. Therefore, the gear ratio is a gear ratio according to the gear ratio (ratio of the number of teeth of each sun gear and ring gear) in the compound planetary gear mechanism 3. This is the first speed which is the fixed gear ratio.

したがって、固定変速比である第１速では、各ポンプモータ７，１１の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構４，９を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。   Accordingly, at the first speed, which is a fixed gear ratio, the pressure oil is not circulated between the pump motors 7 and 11, so that no power loss occurs at this point except for the unavoidable leakage of pressure oil. . In addition, by configuring each of the coupling mechanisms 4 and 9 with a meshing clutch, a synchronous coupling mechanism, or the like, energy is not consumed to transmit power from the power source 1, and therefore power loss and consumption are small. Efficient power transmission can be performed.

固定変速比である第１速から第２速に向けてアップシフトする場合、第１および第２の連結機構４，５の係合・解放状態は変化させずに、第３および第４の連結機構９，１０の係合・解放状態を変化させる。すなわち、第３連結機構９が解放状態に、第４連結機構１０が係合状態に切り換えられる。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1がゼロから最大に向けて次第に増大させられ、また第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が最大から次第にゼロに減少させられる。   When upshifting from the first speed, which is the fixed gear ratio, toward the second speed, the third and fourth couplings are not changed without changing the engagement / release state of the first and second coupling mechanisms 4, 5. The engagement / release state of the mechanisms 9 and 10 is changed. That is, the third connecting mechanism 9 is switched to the released state, and the fourth connecting mechanism 10 is switched to the engaged state. Then, the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 is gradually increased from zero toward the maximum, and the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually decreased from the maximum to zero.

したがって、押出容積がゼロに設定されて正回転方向に空転している第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を次第に増大させると、第１ポンプモータ７が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクがサンギヤＳ２に反力として作用する。これは、図３の共線図では、リングギヤＲ１およびこれに連結される第２ポンプモータ１１（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ１１の回転数が次第に増大するとともに、キャリアＣ１にこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、このキャリアＣ１から出力軸６にトルクが伝達される。   Therefore, when the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 which is set to zero and is idling in the forward rotation direction is gradually increased, the first pump motor 7 starts to discharge the pressure oil, and the pressure oil is discharged. Torque required for discharging acts on the sun gear S2 as a reaction force. In the collinear diagram of FIG. 3, this is an upward force in the ring gear R1 and the second pump motor 11 (PM2) connected to the ring gear R1, and therefore the rotational speed of the second pump motor 11 gradually increases and the carrier A torque for positively rotating it acts on C1, and its rotational speed gradually increases. Torque is transmitted from the carrier C1 to the output shaft 6.

また、第１ポンプモータ７は正回転しているので、圧油はその吐出ポート７Ｄから吐出され、これが第２ポンプモータ１１の吐出ポート１１Ｄに供給される。そして、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が次第に低下させられていることと相まって、第２ポンプモータ１１がモータとして機能して逆回転し、カウンタギヤ対１２を介してリングギヤＲ１に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第１ポンプモータ７から第２ポンプモータ１１への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。   Further, since the first pump motor 7 is rotating forward, the pressure oil is discharged from the discharge port 7 </ b> D and supplied to the discharge port 11 </ b> D of the second pump motor 11. Then, coupled with the fact that the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually reduced, the second pump motor 11 functions as a motor and rotates in the reverse direction to the ring gear R1 via the counter gear pair 12 in the normal rotation direction. Torque is applied. That is, power is transmitted from the first pump motor 7 to the second pump motor 11 via pressure oil (fluid).

したがって、固定変速比である第１速から第２速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、複合遊星歯車機構３を介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸６に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比は、これら２つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力が、各ポンプモータ７，１１の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。   Therefore, in a so-called intermediate stage (intermediate gear ratio) from the first speed to the second speed, which is a fixed gear ratio, mechanical power transmission and pressure oil are transmitted via the compound planetary gear mechanism 3. Power is transmitted to the output shaft 6 by so-called fluid transmission. The speed ratio in the process is determined according to the ratio of these two power transmissions, and the power transmitted by the fluid transmission continuously changes depending on the extrusion volumes q1 and q2 of the pump motors 7 and 11. The gear ratio changes continuously (stepless), and so-called continuously variable transmission becomes possible.

第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が最大になると、第１ポンプモータ７の回転がほぼ止まり、その状態で第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第１ポンプモータ７が停止する。また、第２ポンプモータ１１は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ３で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、複合遊星歯車機構３での機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸６に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、複合遊星歯車機構３におけるギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第２速である。   When the extrusion volume q1 of the first pump motor 7 is maximized, the rotation of the first pump motor 7 is substantially stopped, and in this state, the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is made zero, thereby stopping the flow of pressure oil. The first pump motor 7 is stopped. In addition, the second pump motor 11 idles in the forward rotation direction. This state is indicated by a straight line L3 in the alignment chart of FIG. In this case, fluid transmission does not occur, and power is transmitted from the input member 2 to the output shaft 6 through mechanical means (mechanism) in the compound planetary gear mechanism 3. Therefore, the gear ratio is a gear ratio according to the gear ratio in the compound planetary gear mechanism 3. This is the second speed, which is the fixed gear ratio.

したがって、固定変速比である第２速では、各ポンプモータ７，１１の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構４，１０を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。   Therefore, at the second speed, which is a fixed gear ratio, pressure oil is not circulated between the pump motors 7 and 11, so that no power loss occurs at this point except for unavoidable leakage of pressure oil. . In addition, by configuring each coupling mechanism 4, 10 with a meshing clutch, a synchronous coupling mechanism, etc., energy is not consumed to transmit power from the power source 1, and therefore power loss and consumption are low. Efficient power transmission can be performed.

固定変速比である第２速から第３速に向けてアップシフトする場合、第１から第４の各連結機構４，５，９，１０の係合・解放状態はいずれも変化させずに、そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に維持したまま、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから負の最大（−Ｍ）に向けて次第に変化させる。
If upshift toward the second speed to the third speed is a fixed gear ratio, the first to fourth respective consolidated Organization 4, 5, 9, any 10 engagement and disengagement states of to change without, and their, while maintaining the discharging amount q1 of the first pump motor 7 to a maximum, gradually changing toward maximizing the discharging amount q2 from zero negative of the second pump motor 11 (-M).

上述したように、第２速では、第２ポンプモータ１１は正回転方向（入力部材２と同じ回転方向）に空転しているので、押出容積ｑ2を負方向に設定することにより、吐出ポート１１Ｄから圧油を吸入し、かつ吸入ポート１１Ｓから圧油を吐出する。その吸入ポート１１Ｓが第１ポンプモータ７の吸入ポート７Ｓに連通されているので、第１ポンプモータ７には第２ポンプモータ１１から圧油が供給され、その結果、第１ポンプモータ７がモータとして機能して正回転する。   As described above, at the second speed, since the second pump motor 11 is idling in the positive rotation direction (the same rotation direction as the input member 2), the discharge port 11D is set by setting the extrusion volume q2 to the negative direction. The pressure oil is sucked from the suction port and the pressure oil is discharged from the suction port 11S. Since the suction port 11S communicates with the suction port 7S of the first pump motor 7, pressure oil is supplied from the second pump motor 11 to the first pump motor 7, and as a result, the first pump motor 7 is driven by the motor. Functions as a forward rotation.

したがって、第２速から第３速に向けてアップシフトする過程では、リングギヤＲ１に動力源１からトルクが伝達されている状態で、サンギヤＳ２およびこれとカウンタギヤ対８を介して連結されている第１ポンプモータ７の回転数が次第に増大させられる。すなわち、各ポンプモータ７，１１の間における圧油（流体）を介した動力伝達によって中間変速比が設定され、またその伝達される動力が、押出容積ｑ2の変化に応じて変化するので、変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速を行うことができる。   Therefore, in the process of upshifting from the second speed to the third speed, the torque is transmitted from the power source 1 to the ring gear R1, and the sun gear S2 and the counter gear pair 8 are connected to each other. The rotation speed of the first pump motor 7 is gradually increased. That is, the intermediate transmission gear ratio is set by power transmission via the pressure oil (fluid) between the pump motors 7 and 11, and the transmitted power changes in accordance with the change in the extrusion volume q2. The ratio changes continuously. That is, continuously variable transmission can be performed.

こうして、カウンタギヤ対８とカウンタギヤ対１２とのギヤ比が等しい場合は、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2が負方向で最大（−Ｍ）になると、リングギヤＲ１とサンギヤＳ２との回転数（各ポンプモータ７，１１の回転数）が等しくなり、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転する。この状態を図３に直線Ｌ４で示してある。これは、固定変速比である第３速であって、図３に示すように変速比が「１」のいわゆる直結段となる。   Thus, when the gear ratios of the counter gear pair 8 and the counter gear pair 12 are equal, the rotational speed of the ring gear R1 and the sun gear S2 when the push-out volume q2 of the second pump motor 11 reaches the maximum (−M) in the negative direction. (The rotation speeds of the pump motors 7 and 11) become equal, and the entire compound planetary gear mechanism 3 rotates as a unit. This state is indicated by a straight line L4 in FIG. This is the third speed which is a fixed gear ratio, and is a so-called direct coupling stage having a gear ratio of “1” as shown in FIG.

この状態で第２連結機構５を係合状態とするとともに、第１連結機構４または第３連結機構９の少なくともいずれか一方を係合状態とすることで、この第３速を第２連結機構５と第１連結機構４および／または第３連結機構９との機械的手段による直結段とすることができる。またその場合、各連結機構４，５，９を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その連結状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。
In this state , the second connecting mechanism 5 is brought into an engaged state, and at least one of the first connecting mechanism 4 and the third connecting mechanism 9 is brought into an engaged state, whereby the third speed is changed to the second connecting mechanism. 5 and the first connecting mechanism 4 and / or the third connecting mechanism 9 can be directly connected by mechanical means. In this case, the coupling mechanisms 4 , 5, 9 are constituted by meshing clutches or synchronous coupling mechanisms, so that no particular power is consumed in order to maintain the coupled state, so that power transmission efficiency is improved. Can do.

なお、カウンタギヤ対８とカウンタギヤ対１２とのギヤ比が異なる場合には、そのギヤ比をそれぞれＫ8，Ｋ12とおくと、
Ｋ8：Ｋ12＝−ｑ1：ｑ2
が成立するときに、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転することになる。またこの前進第３速は、各ポンプモータ７，１１の押出容積を最大にして設定することになるので、前進第３速はこの発明における固定変速比の１つである。 If the gear ratios of the counter gear pair 8 and the counter gear pair 12 are different, the gear ratios are set as K8 and K12, respectively.
K8: K12 = -q1: q2
When is established, the entire compound planetary gear mechanism 3 rotates as a unit. The third forward speed is set by maximizing the extrusion volume of each of the pump motors 7 and 11, so the third forward speed is one of the fixed gear ratios in the present invention.

つぎに、第３速から第４速に向けてアップシフトする場合、第２および第４の各連結機構５，１０を係合状態とし、また第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に維持したまま、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2を負の最大（−Ｍ）からゼロに向けて次第に変化させる。
Next, when the up-shift toward the third speed to fourth speed, the second and fourth respective connecting Organization 5,10 and engaged, also maximizes the discharging amount q1 of the first pump motor 7 While maintaining, the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually changed from the negative maximum (-M) toward zero.

その場合、押出容積の大きいポンプモータが圧油を吐出し、押出容積の小さいポンプモータがその圧油を受けてモータとして機能するので、第１ポンプモータ７が油圧を発生させてポンプとして機能する。そのため、この第１ポンプモータ７に連結されているサンギヤＳ２の回転数が第１ポンプモータ７の回転数と共に次第に低下する。したがって、リングギヤＲ１が入力部材２もしくは動力源１と共に正回転している状態で、サンギヤＳ２の回転数が次第に低下することでキャリアＣ１およびこれに連結されている出力軸６の回転数が次第に増大する。その結果、第２ポンプモータ１１は第１ポンプモータ７が吐出した圧油が供給されてモータとして機能するので、出力軸６にトルクが付加される。したがって、この場合も機械的な手段による動力伝達と流体伝動とが行われ、変速比が連続的に変化する。   In that case, the pump motor having a large extrusion volume discharges the pressure oil, and the pump motor having a small extrusion volume receives the pressure oil and functions as a motor. Therefore, the first pump motor 7 generates hydraulic pressure and functions as a pump. . Therefore, the rotational speed of the sun gear S <b> 2 connected to the first pump motor 7 gradually decreases together with the rotational speed of the first pump motor 7. Therefore, in a state where the ring gear R1 is rotating forward together with the input member 2 or the power source 1, the rotational speed of the sun gear S2 gradually decreases, so that the rotational speed of the carrier C1 and the output shaft 6 connected thereto is gradually increased. To do. As a result, the second pump motor 11 is supplied with the pressure oil discharged from the first pump motor 7 and functions as a motor, so that torque is added to the output shaft 6. Therefore, also in this case, power transmission and fluid transmission are performed by mechanical means, and the gear ratio continuously changes.

第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2がゼロになると、圧油の流動が止まり、第１ポンプモータ７がいわゆるロック状態となってサンギヤＳ２が固定され、また第２ポンプモータ１１が空転する。この状態を図３に直線Ｌ５で示してある。これは、固定変速比である第４速であって、図３に示すように出力軸６の回転数が入力部材２の回転数より大きくなるので、変速比が「１」より小さいいわゆるオーバードライブとなる。この場合も、流体伝動が生じずに、複合遊星歯車機構３の機械的手段による動力伝達のみが生じ、また各連結機構５，１０を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その伝達状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。   When the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 becomes zero, the flow of pressure oil stops, the first pump motor 7 enters a so-called locked state, the sun gear S2 is fixed, and the second pump motor 11 runs idle. This state is indicated by a straight line L5 in FIG. This is the fourth speed, which is a fixed gear ratio, and the rotation speed of the output shaft 6 is larger than the rotation speed of the input member 2 as shown in FIG. It becomes. Also in this case, there is no fluid transmission, only power transmission by the mechanical means of the compound planetary gear mechanism 3 occurs, and each of the coupling mechanisms 5 and 10 is constituted by a meshing clutch or a synchronous coupling mechanism. Since power is not particularly consumed to maintain the transmission state, power transmission efficiency can be improved.

つぎに後進段について説明すると、後進段を設定する場合には、第２および第３の各連結機構５，９を係合させ、また第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1を最大に設定するとともに第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから最大に向けて次第に増大させる。したがって、第２および第３の各連結機構５，９が係合されることにより、複合遊星歯車機構３のリングギヤＲ１と入力部材２とが連結されるとともに、第２ポンプモータ１１がカウンタギヤ対１２を介して入力部材２に直結され、第１ポンプモータ７がカウンタギヤ対８を介して出力軸６に直結された状態になり、第２ポンプモータ１１は、入力部材２の回転速度がカウンタギヤ対１２のギヤ比に応じて増速されて正回転する。
Now it is described the reverse stage, to set the reverse gear, the second contact and the third of each consolidated Organization 5,9 engage and maximize the discharging amount q1 of the first pump motor 7 While being set, the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually increased from zero to the maximum. Therefore, since the second contact and the third of each consolidated Organization 5,9 is engaged, Rutotomoni coupled with the ring gear R1 of the compound planetary gear mechanism 3 and the input member 2, the second pump motor 1 1 It is directly linked to the input member 2 via a painter Untagiya pair 12, the first pump motor 7 is directly connected to the state on the output shaft 6 via the counter gear pair 8, the second pump motor 11, the input member The rotational speed of 2 is increased in accordance with the gear ratio of the counter gear pair 12 and rotates forward.

そのため、第２ポンプモータ１１の押出容積ｑ2をゼロから次第に増大させると、これがポンプとして機能して油圧を発生する。その圧油は、第２ポンプモータ１１が正回転しているので、その吐出ポート１１Ｄから吐出され、これが第１ポンプモータ７の吐出ポート７Ｄに供給される。そして、第１ポンプモータ７の押出容積ｑ1が正方向で最大に設定されているので、第１ポンプモータ７はその吐出ポート７Ｄから圧油が供給されることにより逆回転する。こうして第２ポンプモータ１１から第１ポンプモータ７に圧油を介して動力が伝達され、その第１ポンプモータ７が逆回転することにより、これにカウンタギヤ対８を介して連結されている出力軸６は、第１ポンプモータ７の回転速度がカウンタギヤ対８のギヤ比に応じて減速されて逆回転して後進走行することになる。したがって、発進から後進段までの変速比は、カウンタギヤ対１２，８で増減速される以外は流体伝動のみによって設定され、また無段変速となる。   Therefore, when the extrusion volume q2 of the second pump motor 11 is gradually increased from zero, this functions as a pump and generates hydraulic pressure. Since the second pump motor 11 is rotating forward, the pressure oil is discharged from the discharge port 11D and supplied to the discharge port 7D of the first pump motor 7. And since the extrusion volume q1 of the 1st pump motor 7 is set to the maximum in the positive direction, the 1st pump motor 7 reversely rotates by supplying pressure oil from the discharge port 7D. In this way, power is transmitted from the second pump motor 11 to the first pump motor 7 via the pressure oil, and the first pump motor 7 rotates in the reverse direction, so that the output connected to this via the counter gear pair 8 is output. The shaft 6 travels backward with the rotational speed of the first pump motor 7 decelerated in accordance with the gear ratio of the counter gear pair 8 and reversely rotating. Therefore, the gear ratio from the start to the reverse gear is set only by fluid transmission except for speeding up / down by the counter gear pairs 12 and 8, and is continuously variable.

このように、図１に示す構成では、２組の遊星歯車機構３Ａ，３Ｂを組み合わせた複合遊星歯車機構３と４つの連結機構５，４，９，１０とによって、前進４段と後進１段との変速比を設定できるとともに、それらの変速比の間の変速をいわゆる無段変速とすることができる。しかも、第１および第２のポンプモータ７，１１を、複合遊星歯車機構３の外周側に、互いに隣接させ、かつ同一軸線上に配置することで、空間を有効に利用したコンパクトな構成の流体圧機械式動力伝達装置とすることができる。さらに、図１に示す構成では、動力源１もしくは入力部材２の軸線を延長した方向に出力軸６を延ばし、これにプロペラシャフト（図示せず）などを連結して出力できるので、前述したＦＲ車への車載性が良好な装置とすることができる。さらに、固定変速比を設定する場合に特に動力を消費することがないので、動力の伝達効率を向上させることができる。   As described above, in the configuration shown in FIG. 1, the forward planetary gear stage 3 and the backward coupling stage 1 are achieved by the compound planetary gear mechanism 3 in which two sets of planetary gear mechanisms 3A and 3B are combined and the four coupling mechanisms 5, 4, 9, and 10. The gear ratio between these gear ratios can be set to a so-called continuously variable transmission. In addition, the first and second pump motors 7 and 11 are arranged adjacent to each other on the outer peripheral side of the compound planetary gear mechanism 3 and arranged on the same axis line, so that a fluid having a compact configuration that effectively uses space. It can be set as a pressure mechanical power transmission device. Further, in the configuration shown in FIG. 1, the output shaft 6 can be extended in the direction in which the axis of the power source 1 or the input member 2 is extended, and a propeller shaft (not shown) or the like can be connected to the output shaft. It can be set as the apparatus with the favorable vehicle mounting property. Furthermore, since no power is consumed particularly when the fixed gear ratio is set, power transmission efficiency can be improved.

つぎにこの発明の他の例を説明する。図４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、複合遊星歯車機構３の構成を変更した例である。すなわち、図１に示す複合遊星歯車機構３が、いわゆる“ＣＲ−ＣＲ”結合された２組の遊星歯車機構により構成された例であるのに対して、この図４に示す複合遊星歯車機構２０は、いわゆるラビニョ型遊星歯車機構によって構成された例である。これは、広く知られた構成のものであって、原理的には、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とを組み合わせた構成の遊星歯車機構である。したがって、図１に示す例と同様の構成については、図４に図１と同じ符号を付してその説明を省略する。なお、図４では、動力源１および循環油路１３を省略してある。   Next, another example of the present invention will be described. The example shown in FIG. 4 is an example in which the configuration of the compound planetary gear mechanism 3 is changed from the configuration shown in FIG. 1 described above. That is, the compound planetary gear mechanism 3 shown in FIG. 1 is an example constituted by two so-called “CR-CR” coupled planetary gear mechanisms, whereas the compound planetary gear mechanism 20 shown in FIG. Is an example constituted by a so-called Ravigneaux type planetary gear mechanism. This is a widely known configuration, and in principle, is a planetary gear mechanism configured by combining a single pinion type planetary gear mechanism and a double pinion type planetary gear mechanism. Therefore, about the structure similar to the example shown in FIG. 1, the same code | symbol as FIG. 1 is attached | subjected to FIG. 4, and the description is abbreviate | omitted. In FIG. 4, the power source 1 and the circulating oil passage 13 are omitted.

すなわち、図４において、それぞれ外歯歯車である第１サンギヤＳ３と第２サンギヤＳ４とが隣接して設けられており、これらのサンギヤＳ３，Ｓ４と同心円上に内歯歯車であるリングギヤＲ３が配置されている。その第２サンギヤＳ４に軸長の短いショートピニオンＰ３が噛み合っており、そのショートピニオンＰ３とリングギヤＲ３とに軸長の長いロングピニオンＰ４が噛み合っており、これらのピニオンＰ３，Ｐ４がキャリヤＣ３によって自転かつ公転自在に保持されている。そして、前記ロングピニオンＰ４に第１サンギヤＳ３が噛み合っている。   That is, in FIG. 4, the first sun gear S3 and the second sun gear S4, which are external gears, are provided adjacent to each other, and the ring gear R3, which is an internal gear, is disposed concentrically with the sun gears S3 and S4. Has been. A short pinion P3 with a short shaft length is engaged with the second sun gear S4, and a long pinion P4 with a long shaft length is engaged with the short pinion P3 and the ring gear R3. These pinions P3 and P4 are rotated by a carrier C3. And it is held revolving freely. The first sun gear S3 meshes with the long pinion P4.

したがって、第１サンギヤＳ３とリングギヤＲ３との間でシングルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成され、また第２サンギヤＳ４とリングギヤＲ３との間でダブルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成されている。すなわち、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とにおけるリングギヤと、キャリヤと、外周側のピニオンとを共用化した構成となっている。そのため、この複合遊星歯車機構２０は、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構との所定の回転要素を互いに連結して構成することもできる。   Accordingly, a mechanism similar to the single pinion planetary gear mechanism is configured between the first sun gear S3 and the ring gear R3, and a mechanism similar to the double pinion planetary gear mechanism is configured between the second sun gear S4 and the ring gear R3. It is configured. That is, the ring gear, the carrier, and the outer peripheral side pinion in the single pinion type planetary gear mechanism and the double pinion type planetary gear mechanism are shared. Therefore, the compound planetary gear mechanism 20 can also be configured by connecting predetermined rotating elements of a single pinion type planetary gear mechanism and a double pinion type planetary gear mechanism to each other.

上記のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３とが、複合遊星歯車機構２０における２つの入力要素となっており、このうちサンギヤＳ３と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第１連結機構２１が設けられ、またリングギヤＲ３と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構２２が設けられている。これら第１および第２の連結機構２１，２２は、それぞれ、図１に示す構成例における第１および第２の連結機構４，５と同様の構成である。   The sun gear S3 and the ring gear R3 are two input elements in the compound planetary gear mechanism 20. Among these, the first connecting mechanism 21 that selectively connects the sun gear S3 and the input member 2 is provided. And a second coupling mechanism 22 that selectively couples the ring gear R3 and the input member 2 to each other. The first and second coupling mechanisms 21 and 22 have the same configuration as the first and second coupling mechanisms 4 and 5 in the configuration example shown in FIG.

また、キャリアＣ３が、複合遊星歯車機構２０における出力要素となっていて、そのキャリアＣ３に出力軸６が連結されている。そして、図１に示す構成例と同様に、第１ポンプモータ７と連結されたカウンタギヤ対８のドライブギヤ８Ａと出力軸６との間に、第３連結機構２３が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７と出力軸６およびキャリアＣ３とがカウンタギヤ対８および第３連結機構２３を介して連結されている。言い換えると、出力軸６と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構２３が設けられている。   The carrier C3 is an output element in the compound planetary gear mechanism 20, and the output shaft 6 is connected to the carrier C3. As in the configuration example shown in FIG. 1, the third coupling mechanism 23 is disposed between the drive gear 8 </ b> A of the counter gear pair 8 coupled to the first pump motor 7 and the output shaft 6. That is, the first pump motor 7, the output shaft 6 and the carrier C <b> 3 are connected via the counter gear pair 8 and the third connection mechanism 23. In other words, the third coupling mechanism 23 that selectively enables torque transmission between the output shaft 6 and the first pump motor 7 is provided.

さらに、ドライブギヤ８Ａと複合遊星歯車機構２０における反力要素であるサンギヤＳ４との間には、第４連結機構２４が配置されている。すなわち、第１ポンプモータ７とサンギヤＳ４とがカウンタギヤ対８および第４連結機構２４を介して連結されている。言い換えると、サンギヤＳ４と第１ポンプモータ７との間に、その間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構２４が設けられている。これら第３および第４の連結機構２３，２４は、それぞれ、図１に示す構成例における第３および第４の連結機構９，１０と同様の構成である。   Further, a fourth coupling mechanism 24 is disposed between the drive gear 8 </ b> A and the sun gear S <b> 4 that is a reaction force element in the compound planetary gear mechanism 20. That is, the first pump motor 7 and the sun gear S4 are connected via the counter gear pair 8 and the fourth connecting mechanism 24. In other words, the fourth coupling mechanism 24 that selectively enables torque transmission between the sun gear S4 and the first pump motor 7 is provided. The third and fourth coupling mechanisms 23 and 24 have the same configuration as the third and fourth coupling mechanisms 9 and 10 in the configuration example shown in FIG.

この図４に示す構成の変速機の作用は、前述の図１に示す構成の変速機の作用と同じであり、図５に示す作動表、および図６に示す共線図を用いて同様に説明することができる。すなわち、図２に示す作動表の各連結機構４，５，９，１０を、それぞれ各連結機構２１，２２，２３，２４に読み替えたものが図５に示す作動表であり、図３に示す共線図のサンギヤＳ１をサンギヤＳ３に、サンギヤＳ２をサンギヤＳ４に、リングギヤＲ１およびキャリアＣ２をリングギヤＲ３に、リングギヤＲ２およびキャリアＣ１をキャリアＣ３に、それぞれ読み替えたものが図６に示す共線図であって、図１に示す構成の変速機の作用についての説明を、上記のように各連結機構および各回転要素を読み替えることにより、図４に示す構成の変速機の作用についての説明とすることができる。   The operation of the transmission having the configuration shown in FIG. 4 is the same as that of the transmission having the configuration shown in FIG. 1, and the operation table shown in FIG. 5 and the alignment chart shown in FIG. Can be explained. That is, the operation table shown in FIG. 5 is obtained by replacing the connection mechanisms 4, 5, 9, and 10 in the operation table shown in FIG. 2 with the connection mechanisms 21, 22, 23, and 24, respectively. The alignment chart shown in FIG. 6 is obtained by replacing the sun gear S1 with the sun gear S3, the sun gear S2 with the sun gear S4, the ring gear R1 and the carrier C2 with the ring gear R3, and the ring gear R2 and the carrier C1 with the carrier C3. Thus, the description of the operation of the transmission having the configuration shown in FIG. 1 will be made on the operation of the transmission having the configuration shown in FIG. 4 by replacing each coupling mechanism and each rotation element as described above. be able to.

したがって、図４に示す構成であっても、前述の図１に示す構成の装置と同様に、前進４段および後進１段の変速比を連続的に（無段で）設定することができる。また、部品点数の少ないコンパクトな構成で、ＦＲ車に対する車載性の良好な装置とすることができる。これに加えて、図４に示す構成では、ラビニョ型遊星歯車機構によりこの発明における複合遊星歯車機構２０を構成することで、２組の遊星歯車機構を連結して複合遊星歯車機構を構成する場合と比較して、特に軸方向の長さを短縮化することができ、その結果、全体としての構成をコンパクト化することができる。あるいは設計の自由度が向上する。   Therefore, even in the configuration shown in FIG. 4, the gear ratios of the four forward speeds and the first reverse speed can be set continuously (infinitely) as in the apparatus having the configuration shown in FIG. Moreover, it can be set as the apparatus with the favorable vehicle-mounted property with respect to FR vehicle by the compact structure with few number of parts. In addition to this, in the configuration shown in FIG. 4, the compound planetary gear mechanism 20 according to the present invention is configured by the Ravigneaux type planetary gear mechanism, so that two sets of planetary gear mechanisms are connected to configure the compound planetary gear mechanism. Compared to the above, the length in the axial direction can be shortened, and as a result, the overall configuration can be made compact. Or the freedom degree of design improves.

なお、この発明は、上述した各具体例に限定されないのであり、この発明における伝動機構は上述したカウンタギヤ対８，１２に替えて、ベルトやチェーンなどを使用した巻き掛け伝動機構によって構成してもよく、あるいは摩擦車などを使用した機構によって構成してもよい。   The present invention is not limited to the specific examples described above, and the transmission mechanism in the present invention is configured by a winding transmission mechanism using a belt, a chain, or the like, instead of the counter gear pairs 8 and 12 described above. Alternatively, a mechanism using a friction wheel or the like may be used.

この発明に係る動力伝達装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically an example of the power transmission device concerning this invention. 固定変速比を設定する過程における各ポンプモータおよび各連結機構の動作状態をまとめて示す図表である。It is a table | surface which shows collectively the operation state of each pump motor and each connection mechanism in the process of setting a fixed gear ratio. 各変速比を設定する際の動作状態を説明するための複合遊星歯車機構についての共線図である。It is a collinear diagram about a compound planetary gear mechanism for explaining an operating state when setting each gear ratio. この発明に係る動力伝達装置の他の例を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the other example of the power transmission device which concerns on this invention. この発明に係る動力伝達装置の他の例において、固定変速比を設定する過程における各ポンプモータおよび各連結機構の動作状態をまとめて示す図表である。In another example of the power transmission device according to the present invention, it is a chart collectively showing the operating state of each pump motor and each coupling mechanism in the process of setting a fixed gear ratio. この発明に係る動力伝達装置の他の例において、各変速比を設定する際の動作状態を説明するための複合遊星歯車機構についての共線図である。In another example of the power transmission device according to the present invention, it is a collinear diagram for a compound planetary gear mechanism for explaining an operation state when setting each gear ratio.

符号の説明Explanation of symbols

１…動力源、 ２…入力部材、 ３，２０…複合遊星歯車機構、 ３Ａ…第１遊星歯車機構、 ３Ｂ…第２遊星歯車機構、 Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４…サンギヤ、 Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３…リングギヤ、 Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３…キャリア、 ４，２１…第１連結機構、 ５，２２…第２連結機構、 ９，２３…第３連結機構、 １０，２４…第４連結機構、 ７…第１流体圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 １１…第２流体圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 ６…出力部材（出力軸）、 ８，１２…伝動機構（カウンタギヤ対）。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Power source, 2 ... Input member 3,20 ... Compound planetary gear mechanism, 3A ... 1st planetary gear mechanism, 3B ... 2nd planetary gear mechanism, S1, S2, S3, S4 ... Sun gear, R1, R2, R3 ... ring gear, C1, C2, C3 ... carrier, 4, 21 ... first connecting mechanism, 5, 22 ... second connecting mechanism, 9, 23 ... third connecting mechanism, 10, 24 ... fourth connecting mechanism, 7 ... first 1 fluid pressure pump motor (first pump motor) 11 second fluid pressure pump motor (second pump motor) 6 output member (output shaft) 8, 12 transmission mechanism (counter gear pair)

Claims (7)

動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、
前記流体圧を発生させる可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、
その第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように前記第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、
前記動力源から動力が伝達される入力部材と、
その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ２組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して２つの入力要素および１つの反力要素ならびに前記出力部材に連結された１つの出力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、
前記一方の入力要素と前記入力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第１連結機構と、
前記他方の入力要素と前記入力部材とを選択的に連結するとともに、前記他方の入力要素と前記第２流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第２連結機構と、
前記出力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、
前記反力要素と前記第１流体圧ポンプモータとの間のトルク伝達を選択的に可能にする第４連結機構と
を備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置。 The power transmitted from the power source is input to the planetary gear mechanism, the reaction force against the planetary gear mechanism is changed according to the fluid pressure, the gear ratio is changed, and the power corresponding to the gear ratio is output to the output member. In the hydraulic pressure mechanical power transmission device,
A variable displacement first fluid pressure pump motor for generating the fluid pressure;
A variable capacity type second fluid pressure pump motor communicated with the first fluid pressure pump motor so as to exchange pressure fluid with the first fluid pressure pump motor;
An input member to which power is transmitted from the power source;
An output arranged on the same axis as the input member and connected to or shared with a predetermined rotating member of two sets of planetary gear mechanisms and connected to the two input elements, one reaction force element, and the output member A compound planetary gear mechanism configured to have elements;
A first coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the one input element and the input member;
A second coupling mechanism that selectively couples the other input element and the input member and selectively enables torque transmission between the other input element and the second fluid pressure pump motor;
A third coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the output element and the first fluid pressure pump motor;
A hydraulic mechanical power transmission device comprising a fourth coupling mechanism that selectively enables torque transmission between the reaction force element and the first fluid pressure pump motor. 前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体圧機械式動力伝達装置。   The first fluid pressure pump motor is constituted by a single swing type fluid pressure pump motor capable of changing the extrusion volume from zero to either positive or negative, and the second fluid pressure pump motor has an extrusion volume. 2. The hydraulic mechanical power transmission device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure mechanical power transmission device is constituted by a double swing type fluid pressure pump motor which can be changed in both positive and negative directions with zero interposed therebetween. 前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに動力を伝達する第１伝動機構と、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに動力を伝達する第２伝動機構とが設けられるとともに、前記第１伝動機構は、前記出力要素から前記第１流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成され、前記第２伝動機構は、前記入力部材から前記第２流体圧ポンプモータに向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の流体圧機械式動力伝達装置。   A first transmission mechanism that transmits power from the output element to the first fluid pressure pump motor and a second transmission mechanism that transmits power from the input member to the second fluid pressure pump motor are provided. The first transmission mechanism is configured by a speed increasing mechanism that transmits power from the output element toward the first fluid pressure pump motor, and the second power transmission mechanism receives the second fluid pressure from the input member. 3. The hydraulic mechanical power transmission device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure mechanical power transmission device is configured by a speed increasing mechanism that transmits power by increasing the speed toward the pump motor. 前記複合遊星歯車機構は、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構のキャリアとリングギヤとが相互に連結されて、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のリングギヤおよび第２遊星歯車機構のキャリアが前記他方の入力要素となり、前記第１遊星歯車機構のキャリアおよび前記第２遊星歯車機構のリングギヤが前記出力要素となり、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが前記反力要素となるように構成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流体圧機械式動力伝達装置。   In the compound planetary gear mechanism, the carrier and the ring gear of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism are connected to each other, and the sun gear of the first planetary gear mechanism serves as the one input element, and the first planetary gear mechanism The ring gear of the gear mechanism and the carrier of the second planetary gear mechanism serve as the other input element, the carrier of the first planetary gear mechanism and the ring gear of the second planetary gear mechanism serve as the output element, and the second planetary gear mechanism 4. The hydro-mechanical power transmission device according to claim 1, wherein a sun gear is configured to be the reaction force element. 前記複合遊星歯車機構は、２つのサンギヤと、１つのキャリアと、１つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているとともに、前記リングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方の一方のサンギヤが前記一方の入力要素となり、前記リングギヤが前記他方の入力要素となり、前記キャリアが前記出力要素となり、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他方のサンギヤが前記反力要素となるように構成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流体圧機械式動力伝達装置。   The compound planetary gear mechanism is constituted by a Ravigneaux type planetary gear mechanism having two sun gears, one carrier, and one ring gear, and one of the one constituting the single pinion type planetary gear mechanism together with the ring gear. The sun gear serves as the one input element, the ring gear serves as the other input element, the carrier serves as the output element, and the other sun gear that forms a double pinion planetary gear mechanism together with the ring gear serves as the reaction force element. 4. The hydraulic mechanical power transmission device according to claim 1, wherein the hydraulic pressure mechanical power transmission device is configured as described above. 前記第１流体圧ポンプモータと第２流体圧ポンプモータとは、互いに隣接し、かつ同一軸線上に配置されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。   6. The hydraulic mechanical system according to claim 1, wherein the first fluid pressure pump motor and the second fluid pressure pump motor are disposed adjacent to each other and on the same axis. Power transmission device. 前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で４段、後進側で１段であ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流体圧機械式動力伝達装置。   The fixed gear ratio that can be set by maximizing the extrusion volume of at least one of the fluid pressure pump motors and setting the other extrusion volume to zero or maximum is four stages on the forward side and one stage on the reverse side. The fluid pressure mechanical power transmission device according to any one of claims 1 to 6.
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