JPWO2004104449A1 - 変速装置 - Google Patents

Abstract

極めてコンパクトな装置構成で、低速域から高速域にわたる全ての速度域においてエネルギー効率を高めることができるとともに、トルク切れがなく操作性を向上させることを目的とし、入力軸３と、中間出力軸８と、遊星歯車機構９と、第１のポンプ／モータ７と、この第１のポンプ／モータ７に接続される第２のポンプ／モータ１５とを備え、入力軸３を遊星歯車機構９の第１要素（遊星キャリア１２）に連結し、第２のポンプ／モータ１５を遊星歯車機構９の第２要素（サンギア１９）に連結し、中間出力軸８を遊星歯車機構９の第３要素（リングギア１６）に連結し、第１ポンプ／モータ７を入力軸３または中間出力軸８のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構（シンクロメッシュ機構６）を設ける構成とする。

Description

本発明は、ポンプ／モータもしくはジェネレータ／モータと遊星歯車機構とを組み合わせてなる油圧−機械式もしくは電気−機械式変速装置に関するものである。

従来、油圧式の変速装置として、エンジンからの入力パワーの全部を油圧に変換して伝達する純油圧式の変速装置（ハイドロスタティックトランスミッション；ＨＳＴ）と、入力パワーの一部を油圧に伝達するとともに、残部を機械的に伝達する油圧−機械式（動力分割式）の変速装置（ハイドロメカニカルトランスミッション；ＨＭＴ）が知られている。このうち、後者の変速装置（ＨＭＴ）は、機械的動力の一部を油圧動力に変換すれば良く、機械的動力の伝達効率が高いことから、前者の変速装置（ＨＳＴ）に比べて高効率を達成することができるという利点を有しており、ブルドーザ、ホイールローダといった負荷変動の激しい車両に対して理想的な変速機と言われて一部車両で採用されている。
前記油圧−機械式変速装置（ＨＭＴ）の代表的なものとして、その無段変速特性を遊星歯車機構により達成するようにしたものがある。すなわち、遊星歯車機構のサンギア、プラネタリギアを備えたキャリアおよびリングギアの三要素のうちの第１要素を入力軸に、第２要素を出力軸にそれぞれ結合するとともに、第３要素を油圧ポンプもしくは油圧モータに結合し、この油圧ポンプもしくは油圧モータの回転速度を変化させて出力軸の回転速度を変化させるように構成されたものである。
このＨＭＴは、前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプもしくは油圧モータと油圧回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モータを、変速装置の入力軸と回転比一定で連結する出力分割型のものと、前記遊星歯車機構に連結した油圧ポンプもしくは油圧モータと油圧回路により接続される他の油圧ポンプもしくは油圧モータを、変速装置の出力軸と回転比一定で連結する入力分割型のものの２形式があり、さらに両形式共に、油圧ポンプ、油圧モータおよび入出力軸を遊星歯車機構の三要素のうちのいずれに結合するかによって各６タイプ、計１２タイプの基本的組み合わせがある。
なお、本発明に関連する先行技術として、特開２００１−２００９００号公報に開示されたものがある。この公報に開示されたトランスミッションは、油圧トランスミッションと、プラネタリギア機構（遊星歯車機構）を有する機械式トランスミッションとを含み、油圧トランスミッションが機械式トランスミッションにより駆動され、相互作用して、広い範囲の作動状態にわたって高効率で作動するように構成されたものである。
次に、前記従来の出力分割型ＨＭＴに関し、２つのポンプ／モータ（ポンプにもモータにもなるという意味）を用いた変速装置について図１８（ａ）を参照しつつ説明する。この変速装置１００においては、エンジン１０１からの動力が入力される入力軸１０２に第１ギア１０３が固定され、この第１ギア１０３に噛合される第２ギア１０４が第１のポンプ／モータ１０５の軸１０５ａに固定されている。また、前記入力軸１０２には遊星歯車機構１０６のサンギア１０７が固定され、このサンギア１０７の外周に複数のプラネタリギア１０８が噛合されるとともに、各プラネタリギア１０８が遊星キャリア１０９に軸支され、この遊星キャリア１０９に出力軸１１０が固定されている。さらに、前記プラネタリギア１０８群の外周にリングギア１１１が噛合され、このリングギア１１１の外周に第３ギア１１２が噛合され、この第３ギア１１２が第２のポンプ／モータ１１３の軸１１３ａに固定されている。ここで、第１のポンプ／モータ１０５と第２のポンプ／モータ１１３とは配管１１４により油圧接続されている。
このような構成において、第２のポンプ／モータ１１３の回転速度、言い換えればリングギア１１１の回転速度が０のときには、油圧により伝達される動力は０となり、動力は全て機械機構を介して伝達される。このときの出力軸１１０の回転速度を基準にすると、
（１）出力軸１１０が増速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は油圧を通して動力を受け取って出力軸１１０を増速する側に作動されることになる。このとき、第１のポンプ／モータ１０５はポンプの働きをし、第２のポンプ／モータ１１３はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５から第２のポンプ／モータ１１３へ油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図１８（ｂ）中の線分Ａ−Ｂで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はプラス（＋）側となって、油圧パワーは入力軸１０２から遊星歯車機構１０６へ向かう順方向の流れとなる。
（２）出力軸１１０が減速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は遊星歯車機構１０６より動力を受け取って前記（１）の場合と反対方向に回転することになる。このとき、この第２のポンプ／モータ１１３はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５には第２のポンプ／モータ１１３より油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図１８（ｂ）中の線分Ａ−Ｃで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はマイナス（−）側となって、油圧パワーは遊星歯車機構１０６から入力軸１０２側へ向かう逆方向の流れとなる。
一方、図１９（ａ）に示される入力分割型ＨＭＴ（変速装置２００）においては、入力軸１０２側に遊星歯車機構１０６が配置されるとともに、出力軸１１０側に第１のポンプ／モータ１０５が配置されている。なお、この図１９（ａ）において、図１８（ａ）に示される変速装置１００と同一部分および対応する部分には図に同一符号を付すに止めて、その詳細な説明を省略することとする。
この入力分割型の変速装置２００において、
（１）出力軸１１０が増速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５から第２のポンプ／モータ１１３へ油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図１９（ｂ）中の線分Ａ−Ｄで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はマイナス（−）側となって、油圧パワーは出力軸１１０から遊星歯車機構１０６へ向かう逆方向の流れとなる。
（２）出力軸１１０が減速されるときには、第２のポンプ／モータ１１３は遊星歯車機構１０６より動力を受け取って前記（１）の場合と反対方向に回転することになる。このとき、この第２のポンプ／モータ１１３はポンプの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５はモータの働きをし、第１のポンプ／モータ１０５には第２のポンプ／モータ１１３より油圧を介してエネルギーが流れる。このとき、図１９（ｂ）中の線分Ａ−Ｅで示されるように、油圧パワーの伝達馬力はプラス（＋）側となって、油圧パワーは遊星歯車機構１０６から出力軸１１０側へ向かう順方向の流れとなる。
このように、出力分割型または入力分割型のいずれの変速装置においても、増速側と減速側とで順方向のエネルギー流れと逆方向のエネルギー流れとが生じることになる。この場合のエネルギーの伝達効率について、図１８に示される出力分割型の変速装置１００を例にとって、以下に考察することとする。ここで、機械部の伝達効率を９５％、油圧部の伝達効率を８０％とする（一般に、ポンプ−モータを用いる場合の伝達効率は低い）。なお、比較を容易にするために、機械部での回転１に対して、油圧部で０．５増速して１．５の回転を出力する場合と、油圧部により０．５減速して０．５の回転を出力する場合とを対比して考える。
油圧パワーの流れが順方向の場合には、図２０（ａ）に示されるようになる。エンジン１０１から得られる１．０のエネルギーはその１／３（＝０．５／１．５）である０．３３３が増速のために油圧部へと流れる。出力軸１１０では、機械部から０．６３３（＝０．６６７×０．９５）のエネルギーが伝達されるとともに、油圧部から０．２６７（＝０．３３３×０．８）のエネルギーが伝達される。この結果、全体効率は０．９（０．６３３＋０．２６７）となる。これに対して、油圧パワーの流れが逆方向の場合には、図２０（ｂ）に示されるようになる。減速のために機械部から油圧部に伝達されるエネルギーをＥとすると、機械部出口側の分配前のエネルギーは２Ｅであり、次式が得られる。
（（１＋０．８Ｅ）×０．９５）＝２Ｅ・・・・・・（式１）
この式１よりＥ＝０．７６６が得られ、全体効率は０．７６６となる。
以上のように、油圧パワーの流れが逆方向である場合には、各要素に大きなエネルギーの流れが生じることになり、効率が悪化する。言い換えれば、油圧エネルギーの流れは順方向の方が優れていることになる。また、図２０（ａ）（ｂ）からも明らかなように、エネルギー流れが逆方向の部分を有していると、機械部の通過エネルギーが大きくなるために、遊星歯車機構を大型化する必要があって、コスト面においても不利になってしまう。
なお、本発明に関連する先行技術として挙げた前記特開２００１−２００９００号公報に開示されたものは、遊星歯車機構から出力軸への伝達経路を適宜切換えることによって前述のようなエネルギーの流れが逆方向となる状態を回避している。しかし、この公報に開示されたものは、遊星歯車機構の構成が複雑であり、さらに、エネルギー伝達に関与しない歯車も多数噛み合わさざるを得ないことにより空転ロスが大きくなり、機械部の伝達効率も悪くなってしまうという問題点がある。また、前記公報に開示されたものは、クラッチのつなぎ換えにより遊星歯車機構から出力軸への伝達経路を切換えて変速を行うが、このクラッチのつなぎ換えのタイミングが悪いと、出力軸のトルクが一瞬落ち込む所謂トルク切れを起したり、変速ショックが生じてしまうという問題点もある。
本発明は、このような問題点を解消するためになされたもので、極めてコンパクトな装置構成で、低速域から高速域にわたる全ての速度域においてエネルギー効率を高めることができるとともに、トルク切れがなく操作性を向上させることのできる変速装置を提供することを目的とするものである。

前記目的を達成するために、本発明による変速装置は、第１に、
入力軸と、出力軸と、これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、第１のポンプ／モータと、この第１のポンプ／モータに接続される第２のポンプ／モータとを備え、前記入力軸を前記遊星歯車機構の第１要素に連結し、前記第２のポンプ／モータを前記遊星歯車機構の第２要素に連結し、前記出力軸を前記遊星歯車機構の第３要素に連結してなる変速装置であって、
前記第１ポンプ／モータを前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構を設けることを特徴とするものである。
本発明によれば、出力軸が増速されるときには、切換え機構によって第１のポンプ／モータを入力軸側に連結するように切換えることで出力分割型の変速装置を得ることができ、出力軸が減速されるときには、切換え機構によって第１のポンプ／モータを出力軸側に連結するように切換えることで入力分割型の変速装置を得ることができる。したがって、出力軸の回転速度に拘わらず油圧パワーの伝達馬力を常に正値にすることができて油圧パワーの流れを常に順方向にすることができる。こうして、従来の入力分割型もしくは出力分割型のものに比べてパワーの流れが逆方向であることからくるロス馬力の増大という現象がなくパワー効率が良く、しかもトルク切れがなく操作性が良いといった優れた効果を有している。また、遊星歯車機構は一遊星方式であるので、この遊星歯車機構を極めて簡素な構成にすることができる。さらに、油圧パワーの流れが常に順方向であるので、遊星歯車機構の設計強度を低くすることができることになり、装置全体の小型化と低コスト化を図ることができる。
本発明において、前記切換え機構による切換え時（第２のポンプ／モータの回転が停止している時）に、前記第２のポンプ／モータからの圧油の流出を防止する流出防止手段が設けられるのが好ましい。こうすることで、前記切換え時に第１のポンプ／モータと第２のポンプ／モータとの間に油圧が立つのを防止することができ、これによって第２のポンプ／モータの回転停止時に第１のポンプ／モータからの圧油の漏れが発生して効率が低下するのを確実に防ぐことができる。
また、前記第１のポンプ／モータまたは前記第２のポンプ／モータの少なくともいずれか一方が、複数個のポンプ／モータにより分割して構成されるのが好ましい。このようにすれば、機械部のみにより動力が伝達されるダイレクトモードから、油圧部および機械部の双方により動力が伝達される油圧−機械トランスミッションモード（ＨＭＴモード）に移行した直後の小容量での運転時には１個のポンプ／モータのみを運転させ、大容量となったときには２個のポンプ／モータを運転するようにすることで、効率をより向上させることができる。
この場合、前記分割して構成される複数個のポンプ／モータのうちの少なくとも１つのポンプ／モータは、他のポンプ／モータと異なる減速比で前記遊星歯車機構に連結されるのが良い。こうすることで、各ポンプ／モータによりカバーされる速度範囲を変えることができ、ポンプ／モータの容量をより小さくすることができる。
また、前記分割して構成される複数個のポンプ／モータの一部がジェネレータ／モータに置き換えられ、所定の条件下で油圧−機械併用型に代えて電気−機械併用型で動力が伝達されるのが好適である。こうすることで、パワーデンシティが高く、低コストな油圧式動力伝達装置と、効率面で優れた電気式動力伝達装置のそれぞれの長所を有効活用して、より効率向上を図ることができる。
前記各発明において、前記第１のポンプ／モータとして一方向回転型のものが用いられ、この一方向回転型ポンプ／モータへの圧油の流れが常に一定方向になるように切換える切換え弁が設けられるのが好ましい。このようにすると、低コストである一方向回転型のポンプ／モータを効果的に利用して装置全体のコストダウンを図ることができる。
本発明において、前記切換え機構による切換え時に、前記第２のポンプ／モータの回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設けられるのが好ましい。このようにすれば、前記切換え時に全エネルギーは機械部を通過することとなって、第１のポンプ／モータ７の容量は０となり、この第１のポンプ／モータにはトルクがかかっていない状態になる。このため、第１のポンプ／モータの入出力軸との切換え部にエネルギーの流れがないので滑りクラッチ等を設ける必要がなく、その切換えを容易に行うことができる。
ここで、前記第２のポンプ／モータの回転が停止される車速領域は、エンジンの最大トルク点以上で定格トルク点以下の領域であるのが良い。こうすることで、エンジン回転の広い範囲で第２のポンプ／モータの回転を停止させることができるので、切換えをよりスムーズに行うことができるとともに、広い車速範囲で機械部のみの伝達を行うため、伝達効率が非常に良くなる。
また、前記制御手段は、前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記第１のポンプ／モータを前記出力軸に連結し、前記エンジンの定格トルク点を越える車速領域において第１のポンプ／モータを前記入力軸に連結するように前記切換え機構を制御するものであるのが良い。
さらに、前記制御手段は、エンジンの出力軸の回転信号と、当該変速装置の出力軸の回転信号とに基づいて前記切換え機構を制御するものであるのが良い。
次に、本発明による変速装置は、第２に、
入力軸と、出力軸と、これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、第１のジェネレータ／モータと、この第１のジェネレータ／モータに接続される第２のジェネレータ／モータとを備え、前記入力軸を前記遊星歯車機構の第１要素に連結し、前記第２のジェネレータ／モータを前記遊星歯車機構の第２要素に連結し、前記出力軸を前記遊星歯車機構の第３要素に連結してなる変速装置であって、
前記第１ジェネレータ／モータを前記入力軸または出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構を設けることを特徴とするものである。
本発明によれば、前記油圧−機械式変速装置と同様の作用効果を奏するほか、油圧−機械式のものに比べて、効率面でより有利な変速装置を得ることができる。
本発明において、前記切換え機構による切換え時に、前記第２のジェネレータ／モータの回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設けられるのが好ましい。これによって、前述したものと同様、切換え部にエネルギーの流れがなく、切換えを容易に行うことができる。

図１は、本発明の第１の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図２は、シンクロメッシュ機構の詳細構造を示す断面図である。
図３は、第１の実施形態による伝達馬力特性図である。
図４は、第１の実施形態の変形例に係る変速装置の概略構成図である。
図５は、第１の実施形態に係る変速装置の制御ブロック図である。
図６は、第１の実施形態における車両の牽引力−車速特性線図である。
図７は、第１の実施形態に係る変速装置の制御方法を示すフローチャートである。
図８は、本発明の第２の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図９は、本発明の第３の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１０は、本発明の第４の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１１は、本発明の第５の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１２は、本発明の第６の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１３は、本発明の第７の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１４は、本発明の第８の実施形態に係る変速装置の概略構成図である。
図１５は、本発明の第９の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。
図１６は、本発明の第１０の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。
図１７は、本発明の第１１の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図である。
図１８は、２つのポンプ／モータを用いた出力分割型ＨＭＴの概略構成図（ａ）およびその伝達馬力特性図（ｂ）である。
図１９は、２つのポンプ／モータを用いた入力分割型ＨＭＴの概略構成図（ａ）およびその伝達馬力特性図（ｂ）である。
図２０（ａ）（ｂ）は、エネルギー流れによる効率面での差を説明する図である。

次に、本発明による変速装置の具体的な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。
（第１の実施形態）
図１には、本発明の第１の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態は、ブルドーザ等の装軌式車両の変速装置に適用された例に関するものであるが、勿論、これに限定されるものではない。
本実施形態の変速装置１においては、エンジン２からの動力が入力される入力軸３に第１ギア４が固定され、この第１ギア４に第２ギア５が噛合され、この第２ギア５がシンクロメッシュ機構６を介して第１のポンプ／モータ７の軸７ａに結合できるようにされている。このシンクロメッシュ機構６は、切換え操作時に軸７ａの回転と第２ギア５の回転または後述の第５ギア１７の回転とを選択的に同期させるもので、これら第２ギア５と第５ギア１７との間に配されている。
前記入力軸３とその入力軸３と同一軸線上に並ぶ中間出力軸８との間には変速用遊星歯車機構９が配されている。そして、前記入力軸３には、この変速用遊星歯車機構９のサンギア１０が回転自在に支承されるとともに、複数のプラネタリギア１１を軸支する遊星キャリア１２が固定されている。また、前記サンギア１０には大径の第３ギア１３が一体結合され、この第３ギア１３の外周に第４ギア１４が噛合され、この第４ギア１４が第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａに固定されている。さらに、前記プラネタリギア１１群の外周にはリングギア１６が噛合され、このリングギア１６に中間出力軸８が固定されている。また、前記リングギア１６の外周には第５ギア１７が噛合され、この第５ギア１７が前記第１のポンプ／モータ７の軸７ａに回転自在に軸支されている。ここで、前記第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とは油圧配管１８を介して接続されている。
一方、前記中間出力軸８にはシングルプラネタリ型の後進用遊星歯車機構１９および前進用遊星歯車機構２０が設けられている。前記後進用遊星歯車機構１９は、中間出力軸８に固定されるサンギア２１と、このサンギア２１の外側に位置するリングギア２２と、これら両ギア２１，２２間に介在されて両ギア２１，２２に噛合される遊星ギア２３と、この遊星ギア２３のキャリアであって後進用油圧クラッチ２４により油圧制動可能な遊星キャリア２５とにより構成されている。また、前記前進用遊星歯車機構２０は、中間出力軸８に固定されるサンギア２６と、このサンギア２６の外側に位置して前進用油圧クラッチ２７により油圧制動可能なリングギア２８と、これら両ギア２６，２８間に介在されて両ギア２６，２８に噛合される遊星ギア２９と、この遊星ギア２９のキャリアであって後進用遊星歯車機構１９のリングギア２２と一体固定される遊星キャリア３０とにより構成されている。
また、前記遊星キャリア３０は出力軸３１に連結され、この出力軸３１はベベルギアを介して横軸に配された油圧操向方式の操向装置３２に連結されている。そして、この操向装置３２は左右の終減速装置３３に連結され、出力軸３１から横軸に伝達された動力は操向装置３２および終減速装置３３等を介して左右の履帯を駆動するスプロケットにそれぞれ伝達される。
次に、前記シンクロメッシュ機構６の詳細構造を図２によって説明する。このシンクロメッシュ機構６は、第２ギア５と第５ギア１７との間に配され、第２ギア５と一体に回転するクラッチギア３４ａと、第５ギア１７と一体に回転するクラッチギア３４ｂと、第１のポンプ／モータ７の軸７ａにスプライン嵌合されたボス部を有するクラッチハブ３５と、このクラッチハブ３５の外周面にスプライン嵌合され、軸７ａの軸線方向に移動できるスリーブ３６と、クラッチギア３４ａ，３４ｂとスリーブ３６との間にそれぞれ介挿されてクラッチギア３４ａ，３４ｂに摩擦係合するシンクロナイザリング３７ａ，３７ｂと、スリーブ３６とシンクロナイザリング３７ａ，３７ｂとの間に配されるシンクロナイザキー３８等を備えて構成されている。
このシンクロメッシュ機構６においては、前記スリーブ３６を軸７ａの軸線方向に矢印Ｐ方向に移動させると、シンクロナイザキー３８がシンクロナイザリング３７ａに押し付けられ、このシンクロナイザリング３７ａがクラッチギア３４ａに摩擦係合する。これによりシンクロナイザリング３７ａとクラッチギア３４ａとの回転速度が同期して両者は一体に回転する。この後、スリーブ３６を更に移動させると、このスリーブ３６のスプライン溝がシンクロナイザリング３７ａのドッグ歯に接触し始めてシンクロナイザリング３７ａとスリーブ３６との同期作用が開始し、スリーブ３６のスプライン溝がシンクロナイザリング３７ａのドッグ歯に完全に噛み合った時点でスリーブ３６と第２ギア５との同期が完了する。こうして、スリーブ３６と第２ギア５との回転速度差が解消され、このスリーブ３６がシンクロナイザリング３７ａのドッグ歯の間を通じてクラッチギア３４ａのドッグ歯と噛み合い、クラッチハブ３５と第２ギア５とがスリーブ３６を介して一体結合され、軸７ａの回転駆動力が第２ギア５に伝達される。なお、スリーブ３６を軸７ａの軸線方向に矢印Ｑ方向に移動させたときには、同様にしてクラッチハブ３５と第５ギア１７とがスリーブ３６を介して一体結合され、軸７ａの回転駆動力が第５ギア１７に伝達される。
本実施形態の変速装置１によれば、シンクロメッシュ機構６により第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側に連結したときには、入力軸３側に第１のポンプ／モータ７が配置されることになるので出力分割型の変速装置（図１８参照）となり、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第５ギア１７側に連結したときには、中間出力軸８側に第１のポンプ／モータ７が配置されることになるので入力分割型の変速装置（図１９参照）となる。
すなわち、中間出力軸８の回転速度が増速側のとき、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側に連結すると、この第１のポンプ／モータ７はポンプの働きをし、第２のポンプ／モータ１５はモータの働きをする。したがって、第１のポンプ／モータ７から第２のポンプ／モータ１５へ油圧を介してエネルギーが流れる、言い換えれば油圧パワーは入力軸３から中間出力軸８側へ向かう順方向の流れとなる。こうして、エンジン２からの動力が遊星キャリア１２に、モータの働きをする第２のポンプ／モータ１５からの動力がサンギア１０にそれぞれ入力され、遊星キャリア１２の回転動力がポンプの働きをする第１のポンプ／モータ７の入力軸（軸７ａ）へ出力され、リングギア１６の回転動力が中間出力軸８へ出力される。
一方、中間出力軸８の回転速度が減速側のとき、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第５ギア１７側に連結すると、この第１のポンプ／モータ７はモータの働きをし、第２のポンプ／モータ１５はポンプの働きをする。したがって、第２のポンプ／モータ１５から第１のポンプ／モータ７へ油圧を介してエネルギーが流れる、言い換えれば油圧パワーは入力軸３から中間出力軸８側へ向かう順方向の流れとなる。こうして、エンジン２からの動力が遊星キャリア１２に、モータの働きをする第１のポンプ／モータ７からの動力がリングギア１６にそれぞれ入力され、サンギア１０の回転動力がポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５の入力軸（軸１５ａ）へ出力され、リングギア１６の回転動力が中間出力軸８へ出力される。
以上のように、本実施形態の変速装置１によれば、中間出力軸８が増速側のときには出力分割型の変速装置となり、逆に減速側のときには入力分割型の変速装置になるので、図３に示されるように、油圧パワーの伝達馬力は、中間出力軸８の回転速度に拘わらず常にプラス（＋）側となり、油圧パワーの流れは常に順方向となる。したがって、従来の入力分割型もしくは出力分割型のものに比べて伝達効率を高くすることができるほか、機械部（遊星歯車機構）の設計強度を低くすることができて、装置全体の小型化と低コスト化を図ることができる。しかも、機械的な切換えを行う部分はシンクロメッシュ機構６のみであり、遊星歯車機構９も一遊星方式であるため、前記特開２００１−２００９００号公報のものと比較して、装置を極めて簡素な構造にできる上に、トルク切れなどが発生することがなく車両の操作性も良くなる。
ところで、第１のポンプ／モータ７の軸７ａとの結合を第２ギア５と第５ギア１７との間で切換えることにより、出力分割型と入力分割型との切換えが行われるが、第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５と第５ギア１７のいずれに結合しているかに関わらず、第２のポンプ／モータ１５の回転が停止している状態では動力はすべて機械部のみを通じて伝達される（以下、この状態（領域）を「ダイレクトモード（ダイレクト領域）」という。）。
本実施形態の遊星歯車機構９は、ダイレクトモードにおいて、入力軸３の回転数よりも中間出力軸８の回転数の方が高くなる高回転型であるため、中間出力軸８のトルクが比較的低く、前後進変速部を低トルクにして小型化を図ることができる。また、本実施形態の遊星歯車機構９によれば、ポンプ回転を高回転化してポンプの小型化を図ることができる。
また、本実施形態の変速装置１において、シンクロメッシュ機構６により第１のポンプ／モータ７の軸７ａとの結合を第２ギア５と第５ギア１７との間で切換える際には、動力はすべて機械部のみを通じて伝達される状態（ダイレクトモード）にあり、第２のポンプ／モータ１５は停止している。このとき、第１のポンプ／モータ７の容量は０になっていて、この第１のポンプ／モータ７の軸７ａにはトルクがかかっていない状態にある。このため、このギアの切換え時に切換え部にエネルギーの流れがないので滑りクラッチ等を設ける必要がなく、その切換えを容易に行うことができる。
なお、前述のギアの切換えは第２のポンプ／モータ１５の回転が停止したときに行われるが、このとき入力軸３と中間出力軸８の回転速度は遊星歯車機構９の歯数によって変わり、必ずしも一致していない。しかし、回転速度比は一定であるので、第２ギア５と第５ギア１７において切換え時に回転速度がほぼ一致するようにしておくのが好適である。なお、第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５と第５ギア１７に接続される際に、この第１のポンプ／モータ７の許容圧力および許容回転速度からギア比を変えられるように設定されている。
図４には、第１の実施形態に係る変速装置の変形例が示されている。この例では、第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａにメカニカルブレーキ３９を設けるように構成されている。これ以外の点については図１に示される第１の実施形態と同様であるので、図に同一符号を付すに止めてその詳細な説明を省略することとする。
第１のポンプ／モータ７の軸７ａが第２ギア５と第５ギア１７のいずれに結合しているかに関わらず、第２のポンプ／モータ１５の回転が停止しているダイレクト領域では動力はすべて機械部のみを通じて伝達される。ダイレクト領域においては第１のポンプ／モータ７の容量は０になっているが、この第１のポンプ／モータ７において油圧をブロックして第２のポンプ／モータ１５の回転を停止させようとすると、第１のポンプ／モータ７からの圧油の漏れ分だけ動力の損失が発生する。このため、本変形例では、前述のように第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａにメカニカルブレーキ３９を設けて、ダイレクトモード時にそのメカニカルブレーキ３９を作動させることで、両ポンプ／モータ７，１５間に油圧を立てないようにしたものである。なお、本変形例におけるメカニカルブレーキ３９が本発明における流出防止手段に対応する。
この流出防止手段としては、前述のようにメカニカルブレーキ３９を設ける代わりに、第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とを接続する油圧配管１８の途中にソレノイド式のシャットオフ弁を介挿し、ダイレクトモード時にそのシャットオフ弁を閉作動させることにより第１のポンプ／モータ７からの圧油の漏れを防止するようにしても良い。
次に、図５に示される制御ブロック図および図６に示される車両の牽引力−車速特性線図に基づき、本実施形態におけるシンクロメッシュ機構６による切換え制御の処理内容について説明する。
まず、図５に示される制御ブロック図において、エンジン２の出力軸にはその出力軸の回転数を検知するエンジン回転数検知器が設けられているとともに、差動部（遊星歯車機構９）の出力軸（中間出力軸８）にはその出力軸の回転数を検知する変速装置出力軸回転数検知器が設けられている。また、図示されないエンジンスロットルには、操作されるエンジンスロットルのスロットル位置を検知するスロットル位置検知器が設けられており、同様に図示されないチェンジレバーには、操作されるチェンジレバーのレバー位置が前進（Ｆ），中立（Ｎ），後進（Ｒ）のいずれにあるかと、最大スピードレバー指令信号とを検知するレバー位置検知器が設けられている。さらに、前記第１のポンプ／モータ７の軸７ａにはその軸７ａの回転数を検知する回転数検知器が、前記第２のポンプ／モータ１５の軸１５ａにはその軸１５ａの回転数を検知する回転数検知器がそれぞれ設けられている。これら各回転数検知器、スロットル位置検知器、レバー位置検知器からの各信号はコントローラ（制御手段）４０に与えられる。
前記コントローラ４０は、所定プログラムを実行する中央処理装置（ＣＰＵ）と、このプログラム、更には各種テーブルを記憶する読出し専用メモリ（ＲＯＭ）と、このプログラムを実行するに必要なワーキングメモリとしての書込み可能メモリとより構成されている。こうして、コントローラ４０は、前述されたエンジン回転信号、変速装置出力軸回転信号、スロットル信号、レバー指令信号およびポンプ／モータ回転信号に基づき、前記プログラムを実行することにより演算処理を行って、後進用油圧クラッチ２４および前進用油圧クラッチ２７のクラッチ切換えを行う変速バルブ４１に切換制御信号が与えられる。また、可変容量型の第１のポンプ／モータ７の斜板角度を制御するサーボ機構４２、および可変容量型の第２のポンプ／モータ１５の斜板角度を制御するサーボ機構４３には角度制御信号が与えられる。さらに、前記シンクロメッシュ機構６におけるスリーブ３６を移動させるための切換えバルブ４４に切換え信号が与えられる。
前記コントローラ４０による変速装置１の制御について説明する。
まず、図６の牽引力−車速特性線図に示されるように、車速領域は予め３つの領域に分けられている。第１の領域（領域（１））は、エンジン２の動力の伝達がすべて機械部のみを通して行われるダイレクト領域であり、エンジン２が最大トルク点Ｔ_Ｍ以上定格トルク点Ｔ_Ｎ以下の回転数で回転する車速領域とされている。第２の領域（領域（２））は、車速が領域（１）を上回る領域であり、第３の領域（領域（３））は、車速が領域（１）に満たない領域である。
図７は、第１の実施形態に係る変速装置の制御方法を示すフローチャートである。まず、ステップＳ１では、変速装置出力軸回転数検知器によって検知される車速が、領域（１）にあるか否かが判定される。ステップＳ１の判定結果がＹＥＳであれば、ステップＳ２に移行してメカニカルブレーキ３９が結合されて第２のポンプ／モータ１５が停止された後、ステップＳ４に移行する。ステップＳ１の判定結果がＮＯであれば、ステップＳ３に移行してメカニカルブレーキ３９が解放されて第２のポンプ／モータ１５が回転可能な状態とされ、その後ステップＳ４に移行する。ステップＳ４では、車速が領域（１）から領域（２）に移行したか否かが判定される。ステップＳ４の判定結果がＹＥＳであれば（すなわち車速が定格トルク点Ｔ_Ｎを越えたと判定されたら）、ステップＳ５に移行する。ステップＳ５では、第１のポンプ／モータ７が第２ギア５（入力軸３側）に結合されるように切換えバルブ４４を制御し（すなわち変速装置１を出力分割型に切換え）、その後ステップＳ１に戻る。ステップＳ４の判定結果がＮＯであれば、ステップＳ６に移行する。ステップＳ６では、車速が領域（１）から領域（３）に移行したか否かが判定される。ステップＳ６の判定結果がＹＥＳであれば（すなわち車速が定格トルク点Ｔ_Ｍに満たない速度に低下したと判定されたら）、ステップＳ７に移行する。ステップＳ７では、第１のポンプ／モータ７が第５ギア１７（中間出力軸８側）に結合されるように切換えバルブ４４を制御し（すなわち変速装置１を入力分割型に切換え）、その後ステップＳ１に戻る。ステップＳ６の判定結果がＮＯであれば、そのままステップＳ１に戻る。
なお、図１のように第２のポンプ／モータ１５の回転を止めるためのメカニカルブレーキがない場合には、上記ステップＳ１，Ｓ２，Ｓ３は不要となる。
前述したように、領域（１）は、エンジン２の動力の伝達がすべて機械部のみを通して行われるダイレクト領域であり、第２のポンプ／モータ１５を回転させない領域である。このとき、第１のポンプ／モータ７の容量は０であり、軸７ａはトルクを伝達せずにフリーの状態である。したがって、第１のポンプ／モータ７を第２ギア５（入力軸３側）に結合するときも第５ギア１７（中間出力軸８側）に結合するときも、切換えは容易に行うことができるという効果がある。
ところで、本実施形態においては、領域（１）と領域（３）との間の切換え点を最大トルク点Ｔ_Ｍとし、領域（１）と領域（２）との間の切換え点を定格トルク点Ｔ_Ｎとしたので、領域（１）がカバーする速度範囲が広く、シンクロメッシュ機構６の切換わりによるハンチングの問題は発生しない。すなわち、図６において、車両が加速していき、領域（３）から領域（１）を経由して領域（２）に至る状態を考えると、シンクロメッシュ機構６のスリーブ３６は車速が定格トルク点Ｔ_Ｎになるまでは移動しない。逆に車両が減速していき、領域（２）から領域（１）を経由して領域（３）に至る状態を考えると、シンクロメッシュ機構６のスリーブ３６は車速が最大トルク点Ｔ_Ｍになるまでは移動しない。したがって、ある特定の車速でシンクロメッシュ機構６が頻繁に切換わってしまうということはない。
これに対し、領域（１）での車速の幅が非常に狭く、特定の車速域でのハンチングが問題となるような場合には、加速時と減速時での切換えにヒステリシス特性を持たせておくことが有効である。例えば、図６を参照して説明すれば、領域（１）から領域（２）への移行時には実際の車速が切換え点（Ｔ_Ｎに相当する点）での車速を所定量上回ったときにシンクロメッシュ機構６を切換え、逆に領域（１）から領域（３）への移行時には実際の車速が最大トルク点Ｔ_Ｍでの車速を所定量下回ったときに切換えるようにすれば良い。このようにすることにより、変速ポイント付近の車速域においてもシンクロメッシュ機構６が頻繁に切換わることが防止できる。
（第２の実施形態）
図８には、本発明の第２の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。本実施形態の変速装置１Ａにおいては、変速用遊星歯車機構９Ａの構成が異なる以外は第１の実施形態と基本的に異なるところがない。したがって、第１の実施形態と共通する部分には図に同一符号を付すに止めてその詳細な説明を省略することとする（以下の各実施形態についても同様）。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ａにおいては、入力軸３にサンギア１０が回転自在に支承されるとともにリングギア１６が固定され、中間出力軸８にプラネタリギア１１を軸支する遊星キャリア１２が固定され、この遊星キャリア１２の外周に第５ギア１７が噛合されている。
本実施形態の変速装置１Ａにおいて、中間出力軸８の回転速度が増速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側に連結すると、エンジン２からの動力はリングギア１６に、モータの働きをする第２のポンプ／モータ１５からの動力はサンギア１０にそれぞれ入力され、サンギア１０とリングギア１６の動力が合わさって遊星キャリア１２の回転動力となり、中間出力軸８へ出力される。一方、中間出力軸８の回転速度が減速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第５ギア１７側に連結すると、エンジン２からの動力はリングギア１６に入力され、この動力はポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５の入力軸１５ａへ出力されるとともに遊星キャリア１２へも出力され、遊星キャリア１２を介して中間出力軸８に出力される。第２のポンプ／モータ１５へ出力された動力は油圧配管１８を介して第１のポンプ／モータ７に伝達され、この時シンクロメッシュ機構６により軸７ａと軸１７が接続されており遊星キャリア１２に軸７ａからギア１７を介して動力が伝達され中間出力軸８へ出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ａによれば、第１のポンプ／モータ７および第２のポンプ／モータ１５の回転を低回転にすることができる。
（第３の実施形態）
図９には、本発明の第３の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ｂにおいては、入力軸３にサンギア１０が固定されるとともに、中間出力軸８にリングギア１６が固定され、このリングギア１６の外周に第５ギア１７が噛合され、かつプラネタリギア１１を軸支する遊星キャリア１２が第３ギア１３に一体結合されている。
本実施形態の変速装置１Ｂにおいて、中間出力軸８の回転速度が増速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側に連結すると、エンジン２からの動力はサンギア１０に、モータの働きをする第２のポンプ／モータ１５からの動力は遊星キャリア１２にそれぞれ入力され、これらが合わさってリングギア１６の回転運動として出力され、更に中間出力軸８へ伝達される。一方、中間出力軸８の回転速度が減速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第５ギア１７側に連結すると、エンジン２からの動力はサンギア１０に入力され、この動力はポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５とリングギア１６に出力される。第２のポンプ／モータ１５へ伝達された動力は油圧配管１８を介して第１のポンプ／モータ７に伝達され、この動力は軸７ａ、ギア１７を介してリングギア１６に伝達され更に中間出力軸８に出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ｂによれば、第２の実施形態の変速用遊星歯車機構９Ａに比べて、第１のポンプ／モータ７および第２のポンプ／モータ１５の回転を更に低回転にすることができる。しかし、この反面、前後進変速部は高トルク化することになる。
（第４の実施形態）
図１０には、本発明の第４の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ｃにおいては、入力軸３にサンギア１０が固定されるとともに、中間出力軸８にプラネタリギア１１を軸支する遊星キャリア１２が固定され、この遊星キャリア１２の外周に第５ギア１７が噛合され、かつリングギア１６に第３ギア１３が一体結合されている。
本実施形態の変速装置１Ｃにおいて、中間出力軸８の回転速度が増速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第２ギア５側に連結すると、エンジン２からの動力はサンギア１０とギア５からシンクロメッシュ機構６を介して軸７ａに伝達され、軸７ａに接続された第１のポンプ／モータ７にポンプの働きをするよう動力が伝達される。そして、第１のポンプ／モータ７より油圧配管１８を介してモータの働きをする第２のポンプ／モータ１５へ動力が伝達され、軸１５ａおよびギア１４を介してリングギア１６に伝達される。また、エンジン２からの動力の一部が軸３を介してサンギア１０に伝達され、これとリングギア１６に伝達された動力がプラネタリギア１１に合成されて遊星キャリア１２を介して中間出力軸８に出力される。一方、中間出力軸８の回転速度が減速側のときには、第１のポンプ／モータ７の軸７ａを第５ギア１７側に連結すると、エンジン２からの動力はサンギア１０に入力され、この動力はリングギア１６を介してポンプの働きをする第２のポンプ／モータ１５と遊星キャリア１２に伝達される。そして、第２のポンプ／モータ１５に伝達された動力は油圧配管１８を介して第１のポンプ／モータ７に伝達される。この動力は軸７ａからシンクロメッシュ機構６を介してギア１７を通過して遊星キュリア１２に合流され、中間出力軸８へ出力される。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ｃによれば、出力トルクを大きくできるという特徴を有している反面、減速比が大きいため前後進変速部が大きくなる。
（第５の実施形態）
図１１には、本発明の第５の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態の変速用遊星歯車機構９Ｄにおいては、前記第４の実施形態に係る変速装置において、第３ギア１３およびリングギア１６を入力軸３（サンギア１０）に連結する直結クラッチ４５が設けられている。
本実施形態の変速装置１Ｄにおいて、直結クラッチ４５が解放状態にあるときには、前記第４の実施形態と同様に作動する。これに対して、直結クラッチ４５を結合したときには、サンギア１０とリングギア１６が同じ回転数で回転することになり、この結果それらサンギア１０およびリングギア１６に挟まれている遊星キャリア１２は公転運動だけを行ってサンギア１０およびリングギア１６と同じ回転数で回転することになる。こうして、エンジン２の回転がダイレクトに中間出力軸８に出力されることになる。このとき、油圧ポンプ／モータ７，１５を空転させておけば、これら油圧ポンプ／モータ７，１５間での油圧の受け渡しは行われないため、機械的伝達のみの状態となる。
本実施形態の遊星歯車機構９Ｄは、第２のポンプ／モータ１５を停止させるダイレクト領域において、入力軸３の回転数よりも中間出力軸８の回転数の方が低くなる減速タイプであるが、直結クラッチ４５を結合することにより、このダイレクト領域とは別に、より高回転側に、エンジン２の回転を減速せずにそのまま中間出力軸８に伝達する第２のダイレクト領域を得ることができ、さらに効率を高めることができる。
（第６の実施形態）
図１２には、本発明の第６の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態の変速装置１Ｅにおいては、前記第１の実施形態に係る変速装置１を、前後進１段変速装置５０の出力軸５１からベベルギア５２を介して伝達される横軸５３の左右のステアリング部に設けたものである。なお、図中符号５４にて示されるのはブレーキ装置である。本実施形態においても、先の実施形態と共通する部分には図に同一符号が付されている。
本実施形態においては、左右の各変速装置１によって左右のスプロケットの回転数を異ならせることで左右の各履帯の走行速度を調整して、車体を左右に旋回させるようにされている。なお、左右のステアリング部に設ける変速装置としては、第１の実施形態のものに限らず、第２〜第５の各実施形態の変速装置であっても良い（以下の各実施形態についても同様）。
（第７の実施形態）
図１３には、本発明の第７の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態は、前記第１の実施形態におけるポンプ／モータ７，１５をジェネレータ／モータ７Ａ，１５Ａに置き換えた電気−機械式変速装置１Ｆの例である。この場合、各ジェネレータ／モータ７Ａ，１５Ａはバッテリー５５に接続されたインバータ５６によってその駆動制御が行われる。本実施形態の変速装置１Ｆによれば、油圧−機械式のものに比べて効率面でより有利となる。
（第８の実施形態）
図１４には、本発明の第８の実施形態に係る変速装置の概略構成図が示されている。
本実施形態の変速装置１Ｇは、前記第１の実施形態における第１のポンプ／モータ７を２個のポンプ／モータ７Ｂ，７Ｃに分離し、これら２個のポンプ／モータ７Ｂ，７Ｃと第２のポンプ／モータ１５との油圧配管の接続を三方切換え弁５７によって切換えるように構成したものである。すなわち、中間出力軸８の回転速度が増速側のときには、三方切換え弁５７をＢ位置に切換えると、ポンプ／モータ７Ｃが第２のポンプ／モータ１５に接続され、ポンプ／モータ７Ｃがポンプの働きをするとともに、第２のポンプ／モータ１５がモータの働きをする。一方、中間出力軸８の回転速度が減速側のときには、三方切換え弁５７をＡ位置に切換えると、ポンプ／モータ７Ｂが第２のポンプ／モータ１５に接続され、ポンプ／モータ７Ｂがモータの働きをするとともに、第２のポンプ／モータ１５がポンプの働きをする。ここで、三方切換え弁５７がＮ位置にあるときには、第２のポンプ／モータ１５の吐出圧はその三方切換え弁５７にてブロックされ、ギア１６の回転は停止させられダイレクトモードとなる。
（第９の実施形態）
図１５には、本発明の第９の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示されている。
本実施形態の変速装置１Ｈは、第１のポンプ／モータ７に一方向回転型（片振り仕様）のポンプ／モータを用いた点を特徴としている。この第１のポンプ／モータ７は、入力側に連結される場合と、出力側に連結される場合においてその回転方向が逆方向になることがある。このため、通常は、この第１のポンプ／モータ７に両方向回転型（両振り仕様）のものを用いる必要がある。これに対して、本実施形態のように、第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とを接続する油圧配管１８の途中に三方切換え弁５８を配置し、第１のポンプ／モータ７の増速側と減速側との切換えに応じて、前記三方切換え弁５８をＡ位置またはＢ位置に切換えるようにすれば、第１のポンプ／モータ７として片振り仕様のものを用いることが可能となって、コスト低減を図ることができる。
なお、本実施形態において、三方切換え弁５８をＮ位置に切換えれば、第１のポンプ／モータ７と第２のポンプ／モータ１５とは油圧回路的に遮断され、第１の実施形態の変形例（図４）におけるメカニカルブレーキ３９を作動させたときと同じ状態を得ることができる。すなわち、三方切換え弁５８は、前述した流出防止手段としてのシャットオフ弁としても機能する。
（第１０の実施形態）
図１６には、本発明の第１０の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示されている。
本実施形態の変速装置１Ｉは、第１のポンプ／モータ７を２個のポンプ／モータ７Ｄ，７Ｅに分割し、小容量での運転時には１個のポンプ／モータのみを運転させるようにした点を特徴としている。この第１のポンプ／モータ７は、ダイレクトモードから油圧−機械トランスミッションモード（ＨＭＴモード）に移行するとき、その容量は０近傍から始まる。このとき、第１のポンプ／モータ７として１個の大容量のポンプ／モータを用いると、このポンプ／モータの最大容量に対してダイレクトモードからＨＭＴモードへの切換え時のポンプ／モータ容量が小さく、効率が悪化してしまう。このため、油圧による伝達馬力は小さいとはいえ、変速装置としてはかなりの効率ダウンとなってしまう。これに対して、本実施形態のように、第１のポンプ／モータ７を２個のポンプ／モータ７Ｄ，７Ｅに分割し、小容量のときには三方切換え弁５９をＡ位置にするとともに、三方切換え弁６０をＢ位置にして、一方のポンプ／モータ７Ｄのみで運転するようにし、大容量になれば、両方の三方切換え弁５９，６０ともにＡ位置に切換えて、２個のポンプ／モータ７Ｄ，７Ｅを使って運転するようにすれば、効率をより向上させることができる。
本実施形態において、ポンプ／モータ７Ｄ，７Ｅのそれぞれが遊星歯車機構９に接続される際の減速比を変更するようにすれば、各ポンプ／モータ７Ｄ，７Ｅがカバーする速度範囲を変えることができるので、ポンプ／モータの容量をより小さくすることができる。また、ポンプ／モータを２個にすれば、カバーする速度範囲を分担することができるので、入力分割と出力分割の切換え頻度も減らすことができる。
本実施形態においては、第１のポンプ／モータ７を２分割するものについて説明したが、第２のポンプ／モータを２分割することもでき、これによって前述と同様の作用効果を得ることができる。
（第１１の実施形態）
図１７には、本発明の第１１の実施形態に係る変速装置の部分概略構成図が示されている。
本実施形態の変速装置１Ｊは、２個のポンプ／モータ７，１５を用いて油圧により動力を伝達する部分と、２個のジェネレータ／モータ７Ａ，１５Ａを用いて電気により動力を伝達する部分とに分割し、これらを併用した点を特徴とするものである。油圧式動力伝達装置は、パワーデンシティが高く、低コストであるという利点を有しているが、効率面では電気式動力伝達装置に及ばない。したがって、これら両者の特性を考慮して、三方切換え弁６１の切換え、およびバッテリー５５に接続されたインバータ５６Ａ，５６Ｂによってそれら両方の動力伝達装置を適宜切換えて運転するようにするのが有効である。

Claims (13)

1. 入力軸と、出力軸と、これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、第１のポンプ／モータと、この第１のポンプ／モータに接続される第２のポンプ／モータとを備え、前記入力軸を前記遊星歯車機構の第１要素に連結し、前記第２のポンプ／モータを前記遊星歯車機構の第２要素に連結し、前記出力軸を前記遊星歯車機構の第３要素に連結してなる変速装置であって、
   前記第１ポンプ／モータを前記入力軸または前記出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構を設けることを特徴とする変速装置。
2. 前記切換え機構による切換え時に、前記第２のポンプ／モータからの圧油の流出を防止する流出防止手段が設けられる請求項１に記載の変速装置。
3. 前記第１のポンプ／モータまたは前記第２のポンプ／モータの少なくともいずれか一方が、複数個のポンプ／モータにより分割して構成される請求項１に記載の変速装置。
4. 前記分割して構成される複数個のポンプ／モータの一部がジェネレータ／モータに置き換えられ、所定の条件下で油圧−機械併用型に代えて電気−機械併用型で動力が伝達される請求項３に記載の変速装置。
5. 前記分割して構成される複数個のポンプ／モータのうちの少なくとも１つのポンプ／モータは、他のポンプ／モータと異なる減速比で前記遊星歯車機構に連結される請求項３に記載の変速装置。
6. 前記分割して構成される複数個のポンプ／モータの一部がジェネレータ／モータに置き換えられ、所定の条件下で油圧−機械併用型に代えて電気−機械併用型で動力が伝達される請求項５に記載の変速装置。
7. 前記第１のポンプ／モータとして一方向回転型のものが用いられ、この一方向回転型ポンプ／モータへの圧油の流れが常に一定方向になるように切換える切換え弁が設けられる請求項１に記載の変速装置。
8. 前記切換え機構による切換え時に、前記第２のポンプ／モータの回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設けられる請求項１〜６のいずれかに記載の変速装置。
9. 前記第２のポンプ／モータの回転が停止される車速領域は、エンジンの最大トルク点以上で定格トルク点以下の領域である請求項８に記載の変速装置。
10. 前記制御手段は、前記エンジンの最大トルク点未満の車速領域において前記第１のポンプ／モータを前記出力軸に連結し、前記エンジンの定格トルク点を越える車速領域において第１のポンプ／モータを前記入力軸に連結するように前記切換え機構を制御するものである請求項９に記載の変速装置。
11. 前記制御手段は、エンジンの出力軸の回転信号と、当該変速装置の出力軸の回転信号とに基づいて前記切換え機構を制御するものである請求項１０に記載の変速装置。
12. 入力軸と、出力軸と、これら入力軸と出力軸との間に介挿される遊星歯車機構と、第１のジェネレータ／モータと、この第１のジェネレータ／モータに接続される第２のジェネレータ／モータとを備え、前記入力軸を前記遊星歯車機構の第１要素に連結し、前記第２のジェネレータ／モータを前記遊星歯車機構の第２要素に連結し、前記出力軸を前記遊星歯車機構の第３要素に連結してなる変速装置であって、
    前記第１ジェネレータ／モータを前記入力軸または出力軸のいずれかに選択的に連結するように切換える切換え機構を設けることを特徴とする変速装置。
13. 前記切換え機構による切換え時に、前記第２のジェネレータ／モータの回転が停止される車速領域が形成されるように前記切換え機構を制御する制御手段が設けられる請求項１２に記載の変速装置。

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