JP2008039004A - 車両用変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】動力の伝達効率や車載性などに優れ、しかも無段変速の可能な変速機を提供する。
【解決手段】２本のドライブ軸１０，１１から複数の伝動機構および切換機構を介してドリブン軸１３に動力を伝達する車両用変速機であって、ドライブ軸と同一の軸線上に配置された第１遊星歯車機構７と、第１モータ９と、ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第２遊星歯車機構５と、第２モータ６とを備え、第１遊星歯車機構のサンギヤがいずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、第２遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくはいずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されている。
【選択図】 図１

Description

この発明は、ギヤ対などの複数の伝動機構を動力伝達系統に備え、トルク伝達に関与する伝動機構を切り替えることにより変速を行うように構成した車両用の変速機に関し、特に歯車機構などの機械的手段による動力伝達と油圧などの圧力流体あるいは電力などの他のエネルギ形態を介した動力伝達とを併用できる変速機に関するものである。

この種の変速機の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、遊星歯車機構におけるトルクの伝達経路を複数のクラッチ機構の係合・解放の状態に応じて切り替える機械式トランスミッション（ＭＴ）と、油圧ポンプで発生させた圧油を油圧モータに供給して動力を伝達し、その圧油の供給状態に応じて変速を行う静液圧式トランスミッション（ＨＳＴ）とを、入力部材と出力部材との間に並列に配置して構成されている。この特許文献１に記載された変速機では、機械式トランスミッションによってステップ的に変化する変速比が設定されるのに対して、静液圧式トランスミッションで設定される変速比は連続的に変化する変速比となるので、全体としての変速比を連続的に変化させることができ、したがっていわゆる無段変速機として機能させることができる。

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

特開平１１−５１１５０号公報 特開２０００−３２０６４４号公報

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

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

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

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることができ、しかも小型で車載性に優れた変速機を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドライブ軸の少なくともいずれかと同一の軸線上に配置された第１遊星歯車機構と、この第１遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第１遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第１モータと、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第２遊星歯車機構と、この第２遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第２遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第２モータとを備え、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記いずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくは前記いずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記各遊星歯車機構は互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っており、さらにこれらのリングギヤのいずれか一方に前記動力源からトルクが入力されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項３の発明は、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第１遊星歯車機構と、この第１遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第１モータと、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第２遊星歯車機構と、この第２遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第２モータとを備え、前記各遊星歯車機構が互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記第１遊星歯車機構よりもドライブ軸側に配置され、もしくは第２遊星歯車機構よりも前記ドリブン軸側に配置され、かつ前記いずれかの遊星歯車機構のサンギヤと一体の前記サンギヤ軸が前記第１モータもしくは第２モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする車両用変速機である。

請求項５の発明は、請求項１ないし３のいずれかの発明において、前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記第１遊星歯車機構もしくは第２遊星歯車機構を挟んで前記ドライブ軸もしくはドリブン軸とは反対側に配置され、かつ前記動力源の動力を前記いずれかの遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに伝達する入力軸が前記第１モータもしくは第２モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする車両用変速機である。

請求項６の発明は、請求項１または３ないし５のいずれかの発明において、前記第１モータは、前記第２モータの半径方向での外側に隣接して配置され、その第１モータが前記第１遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに連結されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項７の発明は、請求項６の発明において、前記第２モータは前記第２遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第１モータは前記第１遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第２遊星歯車機構のキャリヤと第１遊星歯車機構のキャリヤとがトルク伝達可能に連結され、前記入力軸はいずれかの遊星歯車機構のキャリヤに連結されていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項８の発明は、請求項１ないし７のいずれかの発明において、前記第２遊星歯車機構のサンギヤと一体のサンギヤ軸が前記ドリブン軸と同一軸線上で隣接して配置され、かつこれらのサンギヤ軸とドリブン軸とを選択的に連結する直結連結機構を更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。

請求項９の発明は、請求項１ないし８のいずれかの発明において、前記第１モータおよび第２モータは、相互に連結された流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項１０の発明は、請求項９の発明において、前記流体圧ポンプモータは、押出容積を変化させることのできる可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。

請求項１の発明によれば、各遊星歯車機構のサンギヤがドライブ軸にそれぞれ連結されて出力要素となっており、またそれぞれのキャリヤとリングギヤとのいずれか一方が動力源からの動力が入力される入力要素となり、また他方がモータに連結されて反力要素となっている。また、第１遊星歯車機構がドライブ軸と同一軸線上に配置され、第２遊星歯車機構がドリブン軸と同一軸線上に配置されている。いずれかのモータには、サンギヤ軸もしくは入力軸が貫通しているから、そのモータをいずれかの遊星歯車機構とドリブン軸もしくはドライブ軸との間に配置することができる。あるいはそのモータを、いずれかの遊星歯車機構と動力源との間に配置することができる。その結果、ドリブン軸と同一の軸線上とドライブ軸と同一の軸線上との二つの軸線上に、各遊星歯車機構およびモータを配置でき、全体としていわゆる二軸構成とすることができるので、外径が相対的に小さい変速機とすることができる。そのため、変速機を小型・軽量化でき、また車載性を向上させることができる。特に車両の前後方向に向けて搭載する場合の車載性を向上させることができる。また、サンギヤが出力要素となることに伴い、キャリヤもしくはリングギヤをモータに連結して反力要素とすることができ、こうすることにより、モータの回転数を相対的に低減し、その小型化を図ることができる。

また、請求項１の発明では、動力源が出力した動力が、各遊星歯車機構に伝達され、そのいずれかの遊星歯車機構からいずれかのドライブ軸に動力が伝達され、さらに切換機構の動作状態に応じたいずれかの伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その場合、いずれか一つの遊星歯車機構のみが、入力された動力をそのままドライブ軸に出力する状態になっていれば、その遊星歯車機構に連結され、かつ動力を伝達できる状態になっている伝動機構によって決まる変速比が設定される。これに対して、いずれかの遊星歯車機構に連結されたモータにおいて、入力された動力の一部がそのエネルギ形態を変換させられ、その動力が他のモータに伝達されると、該他のモータからこれに連結されている遊星歯車機構を介してドライブ軸に動力が伝達され、さらにそのドライブ軸から、所定の切換機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。

すなわち、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達が並行して行われ、そのエネルギ形態の変換を伴って伝達される動力を連続的に変化させることができるので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速が可能になる。その場合、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達は、動力源から入力された動力を、それぞれのドライブ軸を通る複数の動力伝達系統に分配するためのものであるから、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達で負担するトルクを抑制でき、それに伴って動力損失を防止もしくは抑制して全体としての動力伝達効率を向上させることができる。

請求項２の発明によれば、各遊星歯車機構のリングギヤが、それぞれの遊星歯車機構における入力要素となっており、しかもそれらのリングギヤが、各々の外周部に設けた歯車によって連結されているので、リングギヤがいわゆるカウンタギヤ対を兼ねることになり、それに伴って全体としての部品点数を少なくして、変速機の構成を簡素化し、かつ小型・軽量化することができる。

請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様に、各遊星歯車機構の入力要素であるリングギヤがいわゆるカウンタギヤ対を兼ねることになり、それに伴って全体としての部品点数を少なくして、変速機の構成を簡素化し、かつ小型・軽量化することができる。

請求項４の発明によれば、請求項１ないし３の発明による効果と同様の効果に加えて、第１モータが第１遊星歯車機構とドライブ軸との間に配置され、あるいは第２モータが第２遊星歯車機構とドリブン軸との間に配置されており、いずれかの遊星歯車機構のサンギヤ軸がいずれかのモータを貫通しているので、変速機の全体をいわゆる二軸構成とすることができる。そのため、変速機の外径が相対的に小さくなり、小型・軽量化に有利であるうえに、車載性を向上させることができる。

請求項５の発明によれば、請求項１ないし３の発明による効果と同様の効果に加えて、第１モータと第２遊星歯車機構、もしくは第２モータと第２遊星歯車機構とが同一軸線上に配置され、しかもいずれかの遊星歯車機構に対して動力を入力する入力軸がいずれかのモータを貫通しているので、変速機の全体をいわゆる二軸構成とすることができる。そのため、変速機の外径が相対的に小さくなり、小型・軽量化に有利であるうえに、車載性を向上させることができる。

請求項６あるいは７の発明によれば、上述した各請求項の発明による効果と同様の効果に加えて、各モータを軸線方向での一端部側にまとめて配置することができ、したがって車載性が向上するうえに、各モータとして流体圧モータを採用した場合には、流体圧回路の構成が容易になり、また変速機の製造性や組立性を向上させることができる。

請求項８の発明によれば、請求項１ないし７のいずれかの発明による効果と同様の効果に加えて、入力軸とドリブン軸との回転方向を同じにすることができるので、動力源から駆動輪に到る動力伝達系統の構成を簡素化することができ、もしくは変速機より出力側の動力伝達系統に既存のものを採用することができる。

請求項９あるいは１０の発明によれば、請求項１ないし８の発明と同様の効果に加えて、油圧ポンプなどの流体圧ポンプを、遊星歯車機構に対する反力を与える部材として使用するので、変速制御が容易であり、またモータを固定状態に維持するために動力を消費することがなく、動力の伝達効率を更に向上させることができる。

つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、伝達するべき動力（エネルギ）の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として四つの前進段および一つの後進段を設定するように構成した例であり、特にエンジンなどの動力源１を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ車（フロントエンジン・リヤドライブ車）に適するように構成した例である。すなわち、動力源１に連結されている入力部材２と同一の軸線上と、これに平行な軸線上とのそれぞれに、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。ここで、動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。なお、以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン（Ｅ／Ｇ）１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってもよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２と間に、ダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。

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

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

第２遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ２と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤＲ２と、これらのサンギヤＳ２とリングギヤＲ２とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリヤＣ２とを回転要素するシングルピニオン型のものである。そのリングギヤＲ２に入力軸２が連結されており、したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。またそのキャリヤＣ２に反力機構としての第２ポンプモータ６が接続されている。すなわち、キャリヤＣ２が反力要素となっている。

この第２ポンプモータ６は、押出容積を変更できる可変容量型であり、第２遊星歯車機構５を挟んで前記入力軸２とは反対側に、これら遊星歯車機構５および入力軸２と同一軸線上に配置されている。この種の第２ポンプモータ６としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

上記のように第２遊星歯車機構５では、リングギヤＲ２が入力要素、キャリヤＣ２が反力要素となっていることに伴って、サンギヤＳ２が出力要素となっており、そのサンギヤＳ２にサンギヤ軸５Ａが一体化されている。このサンギヤ軸５Ａは、第２ポンプモータ６をその中心軸線に沿って貫通して入力軸２や第２遊星歯車機構５と同一軸線上に延びている。

一方、第１遊星歯車機構７は、上記の第２遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリヤＣ１とを回転要素とし、これら三つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。そのリングギヤＲ１が入力要素となり、またサンギヤＳ１が出力要素となり、さらにキャリヤＣ１が反力要素となっている。すなわち、各遊星歯車機構７，５は互いに半径方向に隣接して配置されており、それぞれのリングギヤＲ２，Ｒ１の外周部に、互いに噛み合っている歯車８Ａ，８Ｂが設けられている。したがって、入力軸２から第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２に伝達された動力の一部が、そのリングギヤＲ２から第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１に伝達されるようになっている。これらの歯車８Ａ，８Ｂからなるカウンタギヤ対（以下、仮に第１カウンタギヤ対と記す）８は、いわゆる入力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。また、入力軸２は、第１遊星歯車機構７と同一軸線上に設け、かつ第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１に動力を入力するように構成することもできる。

さらに、第１遊星歯車機構７のキャリヤＣ１に反力機構としての第１ポンプモータ９が接続されている。この第１ポンプモータ９は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図１に示す例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、前記第１遊星歯車機構７に対してエンジン１とは反対側（図１の右側）に、第１遊星歯車機構７と同一軸線上に配置されている。また、この第１ポンプモータ９としては、上述した第２ポンプモータ６と同様に、斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。

上記のように第１遊星歯車機構７では、リングギヤＲ１が入力要素、キャリヤＣ１が反力要素となっていることに伴って、サンギヤＳ１が出力要素となっており、そのサンギヤＳ１にサンギヤ軸７Ａが一体化されている。このサンギヤ軸７Ａは、第１ポンプモータ９をその中心軸線に沿って貫通して第１遊星歯車機構７と同一軸線上に延びている。

上記の第１遊星歯車機構７および第１ポンプモータ９と同一の軸線上に第１ドライブ軸１０と第２ドライブ軸１１との二本のドライブ軸が配置されている。これらのうち一方のドライブ軸、例えば第２ドライブ軸１１は中空構造であって、第１ドライブ軸１０の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸１０，１１は第１ポンプモータ９を挟んで第１遊星歯車機構７とは軸線方向で反対側に配置されている。言い換えれば、第１遊星歯車機構７とドライブ軸１０，１１との間に第１ポンプモータ９が配置されている。それに伴ってサンギヤ軸７Ａが第１ポンプモータ９をその軸線方向に沿って貫通している。

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

各ドライブ軸１０，１１から動力が伝達されるドリブン軸１３は、各ドライブ軸１０，１１と平行になるように、前記入力軸２や第２遊星歯車機構５および第２ポンプモータ６と同一軸線上に配置されている。したがって、図１に示す変速機はいわゆる二軸構造になっている。これら各ドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸２とドリブン軸１３との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図１に示す例では、前進走行のための四つのギヤ対１４，１５，１６，１７と後進走行のためのギヤ対１８とが設けられている。

具体的に説明すると、前記の第１ドライブ軸１０は、中空構造の第２ドライブ軸１１の端部から突出しており、その突出した部分に第１速駆動ギヤ１４Ａと第３速駆動ギヤ１６Ａとリバース駆動ギヤ１８Ａとが取り付けられている。その配列順序は、第１ドライブ軸１０の先端（図１の右端）側から、第１速駆動ギヤ１４Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａ、リバース駆動ギヤ１８Ａの順である。また、第２ドライブ軸１１には、その先端側（図１の右側）から順に、第４速駆動ギヤ１７Ａおよび第２速駆動ギヤ１５Ａが取り付けられている。したがって、第１および第２のドライブ軸１０，１１の一方には、奇数段の駆動ギヤが取り付けられ、他方には偶数段の駆動ギヤが取り付けられている。言い換えれば、第１ドライブ軸１０に第２速および第４速の駆動ギヤを取り付け、第２ドライブ軸１１に第１速および第３速の駆動ギヤを取り付けてもよい。

上記の各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８における従動ギヤ１４Ｂ，１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂ，１８Ｂが、ドリブン軸１３に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、第１速従動ギヤ１４Ｂは上記の第１速駆動ギヤ１４Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合している。また、第３速従動ギヤ１６Ｂは、第３速駆動ギヤ１６Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１４Ｂに隣接して配置されている。さらに、第４速従動ギヤ１７Ｂは、第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ１８Ｂに隣接して配置されている。そして、第２速従動ギヤ１５Ｂは、第２速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１３に回転自在に嵌合し、ドリブン軸１３の前記サンギヤ軸５Ａ側の端部に配置されている。なお、リバース従動ギヤ１８Ｂとリバース駆動ギヤ１８Ａとの間にはアイドルギヤ１８Ｃが配置され、リバース駆動ギヤ１８Ａの回転方向とリバース駆動ギヤ１８の回転方向とが同じになるように構成されている。したがって、第１速ないし第４速のギヤ対１４，１５，１６，１７が前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対１８が後進速伝動機構に相当する。

これらのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対１４，１５，１６，１７，１８をいずれかのドライブ軸１０，１１とドリブン軸１３とに選択的に連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構（シンクロナイザー）を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）や摩擦式クラッチなどを使用することができる。また、上記の従動ギヤをドリブン軸１３に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤをドライブ軸に対して回転自在とし、その駆動ギヤをドライブ軸に対して選択的に連結するようにドライブ軸側に切換機構を設けることができる。

図１に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第１速従動ギヤ１４Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第１シンクロ１９が配置され、またリバース従動ギヤ１８Ｂと第４速従動ギヤ１７Ｂとの間に第２シンクロ２０が配置され、さらに第２速従動ギヤ１５Ｂに隣接して第３シンクロ２２が設けられている。

これらのシンクロ１９，２０，２２は、従来の手動変速機で用いられているものと同様に構成されたものであって、ドリブン軸１３に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。

したがって第１シンクロ１９は、そのスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させることにより、第１速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させることにより、第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ１９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１４Ｂ，１６Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。また、第２シンクロ２０は、そのスリーブ２０Ｓを図１の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１８Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させることにより、第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結し、さらにスリーブ２０Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ１８Ｂ，１７Ｂとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。さらに、第３シンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結し、またスリーブ２２Ｓを中央に位置させることにより、第２速従動ギヤ１５Ｂに係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。

上記の各スリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓは、図示しないリンケージを介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ２３，２４，２６によって切換動作させるように構成することができる。また、上記の各ポンプモータ６，９の押出容積を電気的に制御するため、また各アクチュエータ２３，２４，２６を電気的に制御するための電子制御装置（ＥＣＵ）２７が設けられている。この電子制御装置２７は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータや予め記憶しているデータおよびプログラムに従って演算を行い、押出容積を設定し、あるいはシンクロ１９，２０，２２を動作させるための指令信号を出力するようになっている。

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

さらに、前記各吸入ポート６Ｓ，９Ｓ同士を連通している油路２８における圧力が、各吐出ポート６Ｄ，９Ｄを連通している油路２９における圧力より所定値以上高い場合に開くリリーフ弁３０が、これらの油路２８，２９を連通させた状態に設けられている。また、前記各吐出ポート６Ｄ，９Ｄ同士を連通している油路２９における圧力が、各吸入ポート６Ｓ，９Ｓを連通している油路２８における圧力より所定値以上高い場合に開くリリーフ弁３１が、これらの油路２８，２９を連通させた状態に設けられている。そして、これらのリリーフ弁３０，３１は、そのリリーフ圧を電気的に制御でき、あるいは電気的に開弁できるように構成されている。

つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図３は、いずれかのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第１および第２のポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）６，９、および各シンクロ１９，２０，２２の動作状態をまとめて示す図表であって、この図３における各ポンプモータ６，９についての「０」は、ポンプ容量（押出容積）を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態（フリー）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「ＰＵＭＰ」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する第１あるいは第２のポンプモータ６，９はポンプとして機能している。また、「ＭＯＴＯＲ」は、一方のポンプモータ６（もしくは９）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ９（もしくは６）は軸トルクを発生している。

そして、各シンクロ１９，２０，２２についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓの図１での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「Ｎ」は該当するシンクロ１９，２０，２２をＯＦＦ状態（中立位置）に設定している状態を示し、斜体の「Ｎ」は引き摺りを低減するためＯＦＦ状態（中立位置）に設定していることを示す。

ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ６，９の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ１９，２０，２２が「ＯＦＦ」状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１９Ｓ，２０Ｓ，２２Ｓが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１４，１５，１６，１７，１８もドリブン軸１３に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ６，９がいわゆる空回り状態となる。したがって、各遊星歯車機構５，７のリングギヤＲ２，Ｒ１にエンジン１からトルクが伝達されても、キャリヤＣ２，Ｃ１に反力が作用しないため、出力要素であるサンギヤＳ２，Ｓ１に連結されている各ドライブ軸１０，１１にはトルクが伝達されない。

シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓが図１の右側に移動させられる。したがって、第１速従動ギヤ１４Ｂがドリブン軸１３に連結されるので、第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３とが第１速ギヤ対１４を介して連結される。すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第１速を設定する状態となる。

この状態では、車両が未だ停止しているので、各遊星歯車機構７，５では、サンギヤＳ１，Ｓ２が停止している状態でリングギヤＲ１，Ｒ２にエンジン１から動力が入力され、したがってキャリヤＣ１，Ｃ２がそれぞれのリングギヤＲ１，Ｒ２と同方向にリングギヤＲ１，Ｒ２より低速で回転する。この状態で、第１ポンプモータ９の押出容積を次第に大きくすると、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、油圧を発生する。その場合、前述した一方のリリーフ弁３０のリリーフ圧を所定の圧力に維持したままリリーフさせる。それに伴う反力が第１遊星歯車機構７におけるキャリヤＣ１に作用するので、サンギヤＳ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に動力が伝達される。したがってドリブン軸１３が出力部材もしくは出力軸となっている。そして、第１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大するとともに、前記リリーフ弁３０からの油圧の排出が止まることにより、第１ポンプモータ９の回転が停止し、固定変速比である第１速となる。

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

この第１速の状態で第３シンクロ２２をＯＦＦ状態に設定していれば、すなわちそのスリーブ２２Ｓを中立位置に設定していれば、ダウンシフト待機状態となる。また、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させたまま、第３シンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させて、第２速従動ギヤ１５Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、第２遊星歯車機構５の出力要素であるサンギヤＳ２がサンギヤ軸５Ａおよび第２カウンタギヤ対１２ならびに第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。

固定変速比である第１速が設定されている状態を図４の（ａ）に各遊星歯車機構５，７についての共線図で示してある。この状態では、第２ポンプモータ６およびこれに連結されているキャリヤＣ２がリングギヤＲ２と同じ方向に回転している。したがって第２ポンプモータ６の押出容積を正の方向に増大させると、第２ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤＣ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとキャリヤＣ２に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤＳ２に作用し、これがリングギヤＲ２とは反対方向に回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのサンギヤＳ２から第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３にトルクが伝達される。

上記の過程を図４の（ｂ）に共線図で示してあり、第２ポンプモータ６がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ９がモータとして機能してトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構７のキャリヤＣ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤＣ１に作用するトルクとが合成されてサンギヤＳ１から第１ドライブ軸１０に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達（図４の（ｂ）に「流体パス」と記してある）が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構５および第２速ギヤ対１５を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１４で決まる変速比から第２速ギヤ対１５で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第２速となる。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ６，９を連通させている閉回路が第１ポンプモータ９によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第２ポンプモータ６は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構５ではキャリヤＣ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるサンギヤＳ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２カウンタギヤ対１２および第２ドライブ軸１１ならびに第２速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１３に伝達される。こうして固定変速比である第２速が設定される。その状態を図４の（ｃ）に共線図で示してある。

この第２速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第３速へのアップシフト待機状態となる。一方、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の右側に移動させて第１速従動ギヤ１４Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第１速へのダウンシフト待機状態となる。

第２速から第３速へのアップシフト待機状態では第１ポンプモータ９およびこれに連結されているキャリヤＣ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ９の押出容積を正の方向に増大させると、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤＣ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとキャリヤＣ１に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤＳ１に作用し、そのトルクが第１ドライブ軸１０および第３速ギヤ対１６を介して出力軸であるドリブン軸１３に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第１ポンプモータ９がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート９Ｓから第２ポンプモータ６の吸入ポート６Ｓに供給される。そのため、第２ポンプモータ６がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２に作用する。第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤＣ２に作用するトルクとが合成されてサンギヤＳ２から第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第１ポンプモータ９の回転数が次第に低下することにより、第１遊星歯車機構７および第３速ギヤ対１６を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第２速ギヤ対１５で決まる変速比から第３速ギヤ対１６で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第１速に変化する場合や第１速から第２速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第１ポンプモータ９の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第３速となる。

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

この第３速の状態で第２シンクロ２０をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ２０Ｓを中立位置に設定すれば、第２ポンプモータ６を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを図１の左側に移動させて第４速従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１３に連結すれば、固定変速比である第４速へのアップシフト待機状態となる。一方、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓを中央の中立位置にすれば、第２速へのダウンシフト待機状態となる。

第３速から第４速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ６の押出容積を増大させると、第２ポンプモータ６がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤＣ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとキャリヤＣ２に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤＳ２に作用してこれが回転し、そのトルクが第２カウンタギヤ対１２を介して第２ドライブ軸１１に伝達され、さらに第４速ギヤ対１７を介して出力軸であるドリブン軸１３に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン１の回転数が次第に引き下げられる。

第２ポンプモータ６がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート６Ｓから第１ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。そのため、第１ポンプモータ９がモータとして機能してトルクを出力し、これが第１遊星歯車機構７のキャリヤＣ１に作用する。第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤＣ１に作用するトルクとが合成されてサンギヤＳ１から第１ドライブ軸１０に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸１３にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第２ポンプモータ６の回転数が次第に低下することにより、第２遊星歯車機構５および第４速ギヤ対１７を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第３速ギヤ対１６で決まる変速比から第４速ギヤ対１７で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第２ポンプモータ６の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第４速となる。

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

この第４速の状態で第１シンクロ１９をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１９Ｓを中立位置に設定すれば、第１ポンプモータ９を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第１シンクロ１９のスリーブ１９Ｓを図１の左側に移動させて第３速従動ギヤ１６Ｂをドリブン軸１３に連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。

つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、第２シンクロ２０のスリーブ２０Ｓが図１の右側に移動させられてリバース従動ギヤ１８Ｂがドリブン軸１３に連結される。

この状態で第１ポンプモータ９の押出容積を次第に増大させるとともに、リリーフ弁３０のリリーフ圧を所定圧力に維持したまま油圧をリリーフさせると、第１ポンプモータ９がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤＣ１に作用するので、出力要素であるサンギヤＳ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸１０に伝達される。この状態は、第１速で発進する場合と同様であって、いわゆるフリクションスタートである。この第１ドライブ軸１０とドリブン軸１３との間に配置されているリバースギヤ対１８は、アイドルギヤ１８Ｃを備えているので、第１ドライブ軸１０が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１３はこれとは反対方向に回転し、したがって後進走行することになる。

そして、第１ポンプモータ９の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、変速比はリバースギヤ対１８のギヤ比によって決まる変速比になる。そして、各ポンプモータ６，９の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。

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

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

ここで図１に示す構成でリングギヤに動力を入力し、かつサンギヤから出力するように構成したことによる利点について説明する。変速機の全体としての変速比γ’は
γ’＝｛−ρ（ｑ1・κ1’＋ｑ2・κ2’）｝／（ｑ1＋ｑ2）
である。ここで、ρは各遊星歯車機構５，７のギヤ比（サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比）、ｑ1は第１ポンプモータ９の押出容積、ｑ2は第２ポンプモータ６の押出容積、κ1’は第１速ギヤ対１４のギヤ比、κ2’は第２速ギヤ対１５のギヤ比である。なお、マイナス符号は、出力回転が逆回転となっていることによる。

一方、サンギヤに替えてキャリヤを出力要素とし、かつ入力要素はリングギヤとして構成した場合の変速機全体としての変速比γは、
γ＝｛（１＋ρ）（ｑ1・κ1＋ｑ2・κ2）｝／（ｑ1＋ｑ2）
となる。なお、κ1は第１速ギヤ対のギヤ比、κ2は第２速ギヤ対のギヤ比である。

変速機としての変速比は、出力要素が入れ替わっていても等しいことを条件に比較しているので、
γ＝−γ’
であるから、上記の二式をこの関係で整理すると、
ｑ1｛（１＋ρ）κ1−ρ・κ1’｝＋ｑ2｛（１＋ρ）κ2−ρ・κ2’｝＝０
この式に掛ける左辺第一項と左辺第二項とは、それぞれ「０」となるから、
κ1’＝κ1（１＋ρ）／ρ
κ2’＝κ2（１＋ρ）／ρ
となる。

図１に示す構成におけるポンプ回転数Ｎp’と入力回転数Ｎinとの関係は、
Ｎp’＝｛１＋（ρ・κ2’／γ’）｝Ｎin／（１＋ρ）
であり、これに対してリングギヤに動力を入力し、かつキャリヤから出力するように構成した場合のポンプ回転数Ｎpと入力回転数Ｎinとの関係は、
Ｎp＝［｛（１＋ρ）κ2／γ｝−１］Ｎin／ρ
となる。

上記のＮp’の式におけるγ’に（−γ）を代入し、またκ2’に（κ2（１＋ρ）／ρ）を代入して整理すると、
Ｎp’＝［１−｛（１＋ρ）κ2／γ｝］Ｎin／（１＋ρ）
となる。この式を利用してＮp’とＮpとの比を求めると、
Ｎp’／Ｎp＝−ρ／（１＋ρ）
となる。ここで、マイナス符号が付いているのは、キャリヤ出力した場合には、ポンプモータの回転方向と入力軸の回転方向とが反対になることによる。結局、図１の構成と、その出力要素をサンギヤからキャリヤに変更した構成とでは、ポンプモータの回転数の比が
Ｎp’／Ｎp＝ρ／（１＋ρ）
となり、遊星歯車機構のギヤ比が一般的には、０．３〜０．６程度であることを考慮すると、サンギヤを出力要素として図１に示す構成では、キャリヤ出力とした場合に比較して、ポンプモータをポンプとして機能させた場合の回転数を０．２３〜０．３８程度に抑制することができる。

なお、モータとして機能させた場合も同様の関係が成立するので、モータとして機能させた場合の回転数を、キャリヤ出力の構成とした場合に比較して０．２３〜０．３８程度に抑制することができる。

つぎに、この発明の他の例を説明する。図５に示す例は、上述した図１に示す構成における各遊星歯車機構５，７とポンプモータ６，９とを、その軸線方向で入れ替えて配置し、それに伴う変更を施した例である。すなわち、第２遊星歯車機構５よりも入力軸２側に第２ポンプモータ６が配置されており、その第２ポンプモータ６を中心軸線に沿って入力軸２が貫通しており、その入力軸２が第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２に連結されている。すなわち、キャリヤＣ２が入力要素となっている。そして、第２ポンプモータ６のロータ（図示せず）が第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ２が反力要素となっている。

また、第１遊星歯車機構７を挟んでドライブ軸１０，１１とは反対側に第１ポンプモータ９が配置されている。より具体的には、各ポンプモータ９，６が半径方向に隣接して配置されている。そして、そのロータ（図示せず）が第１遊星歯車機構７のリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ１が反力要素となっている。なお、この第１ポンプモータ９は、その中心部を軸が貫通する構造にはなっていない。

したがって、第１遊星歯車機構７においてはキャリヤＣ１が入力要素となっており、これが第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にトルク伝達可能に連結されている。すなわち、第２遊星歯車機構５のキャリヤＣ２にドライブギヤ８Ａが取り付けられ、これに噛み合っているドリブンギヤ８Ｂが第１遊星歯車機構７のキャリヤＣ１に取り付けられている。これらのドライブギヤ８Ａおよびドリブンギヤ８Ｂが第１カウンタギヤ対８を形成している。他の構成は、前述した図１に示す構成と同様であるから、図５に図１と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、図５にはエンジン１および各アクチュエータ２３，２４，２６および電子制御装置２７は省略してある。

図５に示す構成の変速機は、上述したように、図１に示す構成における各遊星歯車機構５，７とポンプモータ６，９との位置を軸線方向において入れ替えたものであるから、各ポンプモータ９，６およびシンクロ１９，２０，２２を前述した図３に示すように動作させることにより、前進４段・後進１段の変速比を無段階に設定することができる。各変速比を設定する場合の挙動は、回転方向が一部異なるものの、基本的には、図１に示す構成の変速機について説明したのと同様である。一例として、固定変速比である第１速および第２速、ならびにその中間の状態を図６の（ａ）、（ｂ）、（ｃ）に共線図で示してある。

第１速では、第２ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されてこれが空転するとともに、第１ポンプモータ９がロックされ、また第１シンクロ１９によって第１速従動ギヤ１４Ｂが出力軸としてのドリブン軸１３に連結される。したがって、図６の（ａ）に示すように、第１遊星歯車機構７では、リングギヤＲ１が第１ポンプモータ９によって固定された状態でキャリヤＣ１にエンジン１の動力が入力されるから、出力要素であるサンギヤＳ１がキャリヤＣ１より高速で同方向に回転する。このサンギヤＳ１のトルクがサンギヤ軸７Ａおよびドライブ軸１０ならびに第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に伝達され、ここから出力される。

第１速から第２速へのアップシフト待機状態では、第３シンクロ２２によって第２速従動ギヤ１５Ｂがドリブン軸１３に連結されている。したがって、この状態では、第２遊星歯車機構５のサンギヤＳ２がドリブン軸１３から伝達されるトルクによって回転しており、また入力要素であるキャリヤＣ２が回転しているので、リングギヤＲ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ６が低速で空転している。

この状態で、第２ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させると、図６の（ｂ）に示すように、これがポンプとして機能して油圧を発生するとともに、その回転数が次第に低下する。すなわち、第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２にその回転数を低下させるように反力が作用する。それに伴って、サンギヤＳ２およびこれに第２速ギヤ対１５を介して連結されているドリブン軸１３に正回転方向のトルクが作用する。一方、第２ポンプモータ６で発生した油圧が第１ポンプモータ９に供給されてこれがモータとして機能し、キャリヤＣ１とは反対方向に回転するようトルクを出力する。そして、そのトルクがリングギヤＲ１に反力として作用するために、出力要素であるサンギヤＳ１にはこれを増速回転させるようにトルクが作用し、これが第１速ギヤ対１４を介してドリブン軸１３に伝達される。すなわち、いわゆる機械的動力伝達と流体圧を介した動力伝達（図６の（ｂ）には「流体パス」と記してある）とによってドリブン軸１３に動力が伝達され、変速比が各動力伝達の割合に応じて連続的に変化する。

そして、第１ポンプモータ９の押出容積を次第に小さくして、ついにはゼロになると、第１ポンプモータ９が空転するとともに、第２ポンプモータ６がロックされる。これが図６の（ｃ）に示す状態であって、第２遊星歯車機構５のリングギヤＲ２が第２ポンプモータ６によって固定され、その状態でキャリヤＣ２にエンジン１から動力が入力されていることにより、サンギヤＳ２がキャリヤＣ２より高速で回転し、そのトルクが第２速ギヤ対１５を介してドリブン軸１３に伝達される。これに対して第１遊星歯車機構７では、キャリヤＣ１にエンジン１からトルクが作用してキャリヤＣ１が回転している状態でサンギヤＳ１がドリブン軸１３からトルクを受けて回転するので、リングギヤＲ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ９がキャリヤＣ１とは反対方向に空転する。

したがって、図５に示すように構成した場合であっても、前述した図１に示す構成の変速機と同様に作用させて前進４段・後進１段の変速比を連続的に設定することができる。また、いわゆる二軸構成として全体として小型化でき、また車載性を向上させることができる。さらに、図５に示すように構成した場合であっても、サンギヤを出力要素としていることにより、ポンプモータをポンプとして機能させた場合の回転数、およびモータとして機能させた場合の回転数を、いわゆるキャリヤ出力として構成した場合（比較例）と比較して低下させることができる。これを結論的に示せば、図５に示す構成のポンプ回転数をＮp’、モータ回転数をＮm’、ポンプモータのトルクをＴp’、比較例のポンプ回転数をＮp、モータ回転数をＮm、ポンプモータのトルクをＴpとすると、
Ｎp’／Ｎp＝（１＋ρ）ρ
Ｎm’／Ｎm＝（１＋ρ）ρ
Ｔp’／Ｔp＝１／（１＋ρ）ρ
となる。そのρに０．３〜０．６の値を入れると、ポンプとして機能した場合、およびモータとして機能した場合の回転数は、比較例の０．３９〜０．９６程度に低下する。

さらに、図５に示す構成では、エンジン１側（もしくは入力軸２側）にポンプモータ６，９をまとめて配置できるから、いわゆるポンプ部Iとギヤ部IIとを区画して構成することができる。そのため、各ポンプモータ６，９を連通させる油路の構成を簡素化することができるうえに、ポンプ部Iとギヤ部IIとを個別に組み立てた後に両者を組み合わせるなど、製造性や組立性を向上させることができる。さらには、各部I，IIのケーシングを別構成として、それぞれに適した材料および形状のケーシングとすることができる。

なお、上述した各具体例では、ドリブン軸１３を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸１３とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸１３から動力を伝達して変速機から出力するように構成してもよい。その場合、出力軸は前述したドライブ軸１０，１１と同一の軸線上に配置してもよい。また、この発明における入力軸は、第１遊星歯車機構５側あるいは第２遊星歯車機構７側のいずれに設けてもよい。さらに、この発明は、設定可能な固定変速比が４速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。

この発明に係る変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。 そのポンプモータの連通状態を説明するための模式図である。 各変速比を設定する際の各油圧ポンプモータおよび各シンクロの動作状態をまとめて示す図表である。 図１に示す変速機についての第１速および第２速ならびにその中間の変速比を設定している状態を説明するための共線図である。 この発明に係る変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。 図５に示す変速機についての第１速および第２速ならびにその中間の変速比を設定している状態を説明するための共線図である。

符号の説明

１…エンジン（動力源）、 ２…入力軸（入力部材）、 ５…遊星歯車機構（第２遊星歯車機構）、 ５Ａ…サンギヤ軸、 Ｓ２…サンギヤ、 Ｒ２…リングギヤ、 Ｃ２…キャリヤ、 ６…油圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、 ７…遊星歯車機構（第１遊星歯車機構）、 ７Ａ…サンギヤ軸、 Ｓ１…サンギヤ、 Ｒ１…リングギヤ、 Ｃ１…キャリヤ、 ８…カウンタギヤ対、 ９…油圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、 １０…第１ドライブ軸、 １１…第２ドライブ軸、 １２…カウンタギヤ対、 １３…ドリブン軸、 １４…第１速ギヤ対、 １５…第２速ギヤ対、 １６…第３速ギヤ対、 １７…第４速ギヤ対、 １８…リバースギヤ対、 １９…第１シンクロ、 ２０…第２シンクロ、 ２２…第３シンクロ。

Claims (10)

1. 動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
   外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドライブ軸の少なくともいずれかと同一の軸線上に配置された第１遊星歯車機構と、
   この第１遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第１遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第１モータと、
   外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第２遊星歯車機構と、
   この第２遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第２遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第２モータとを備え、
   前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記いずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、
   前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくは前記いずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されていることを特徴とする車両用変速機。
2. 前記各遊星歯車機構は互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っており、さらにこれらのリングギヤのいずれか一方に前記動力源からトルクが入力されていることを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
3. 動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも２本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
   外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第１遊星歯車機構と、
   この第１遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第１モータと、
   外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第２遊星歯車機構と、
   この第２遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第２モータとを備え、
   前記各遊星歯車機構が互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っていることを特徴とする車両用変速機。
4. 前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記第１遊星歯車機構よりもドライブ軸側に配置され、もしくは第２遊星歯車機構よりも前記ドリブン軸側に配置され、かつ前記いずれかの遊星歯車機構のサンギヤと一体の前記サンギヤ軸が前記第１モータもしくは第２モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の車両用変速機。
5. 前記第１モータと第２モータとの少なくともいずれか一方は、前記第１遊星歯車機構もしくは第２遊星歯車機構を挟んで前記ドライブ軸もしくはドリブン軸とは反対側に配置され、かつ前記動力源の動力を前記いずれかの遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに伝達する入力軸が前記第１モータもしくは第２モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の車両用変速機。
6. 前記第１モータは、前記第２モータの半径方向での外側に隣接して配置され、その第１モータが前記第１遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに連結されていることを特徴とする請求項１または３ないし５のいずれかに記載の車両用変速機。
7. 前記第２モータは前記第２遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第１モータは前記第１遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第２遊星歯車機構のキャリヤと第１遊星歯車機構のキャリヤとがトルク伝達可能に連結され、前記入力軸はいずれかの遊星歯車機構のキャリヤに連結されていることを特徴とする請求項６に記載の車両用変速機。
8. 前記第２遊星歯車機構のサンギヤと一体のサンギヤ軸が前記ドリブン軸と同一軸線上で隣接して配置され、かつこれらのサンギヤ軸とドリブン軸とを選択的に連結する直結連結機構を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれかに記載の車両用変速機。
9. 前記第１モータおよび第２モータは、相互に連結された流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項１ないし８のいずれかに記載の車両用変速機。
10. 前記流体圧ポンプモータは、押出容積を変化させることのできる可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項９に記載の車両用変速機。

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