(57)【要約】【課題】最高速段での変速機の動力伝達効率を向上できる可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置を提供すること。【解決手段】動力源に並列に連結された２つの差動機構と、反力トルクもしくは駆動トルクを付与する２つの可変容量型ポンプモータと、出力部材に対して切替機構により選択的に動力伝達可能な状態にされる複数の変速段用伝動機構とを備えた可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、変速比が最小の最高速段用伝動機構が設けられている側と反対側の他方の前記差動機構の反力要素と出力要素とを選択的に連結する直結段用切替機構と、前記最高速段用伝動機構が前記出力部材に対して動力伝達可能な状態にされかつ前記他方の差動機構の反力要素の回転数と出力要素の回転数とが同期した場合に、前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する直結段形成手段（ステップＳ４〜Ｓ７）とを設けた。【選択図】図６
2010014264.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源に対して並列に連結されるとともに該動力源の出力トルクが入力される入力要素を有する２つの差動機構と、該各差動機構の反力要素にそれぞれ連結されて反力トルクもしくは駆動トルクを選択的に付与する２つの可変容量型ポンプモータと、該各可変容量型ポンプモータの吐出口同士および吸入口同士を相互に連通する２つの油路から形成される閉回路と、前記各差動機構の出力要素と出力部材との間に設けられかつ切替機構を制御することにより選択的に動力伝達可能な状態に制御されるとともにそれぞれ変速比が異なる複数の変速段用伝動機構とを備えた可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、
前記複数の変速段用伝動機構のうち変速比が最も小さい最高速段用伝動機構が設けられている側の一方の前記差動機構とは反対側の他方の前記差動機構の反力要素と出力要素とを選択的に連結する直結段用切替機構と、
前記最高速段用伝動機構を前記出力部材に対して動力伝達可能な状態にして最高速段への変速が行われかつ前記他方の差動機構の反力要素の回転数と出力要素の回転数とが同期もしくはほぼ同期した場合に、前記直結段用切替機構を制御して前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する直結段形成手段と
を備えていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【請求項２】
前記閉回路内の油圧の上限を規定するリリーフ圧を設定するとともに開放状態に制御されることにより前記閉回路内の油圧を排圧する調圧弁を備え、
前記直結段形成手段は、前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する場合に、前記調圧弁を開放状態に制御する手段を含む
ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【請求項３】
前記直結段形成手段は、前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する場合に、前記一方の差動機構側に設けられている前記切替機構をいずれの前記変速段用伝動機構とも係合しない中立状態に制御する手段を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【請求項４】
少なくとも前記他方の差動機構は、リングギヤおよびサンギヤならびにキャリアをそれぞれ前記入力要素および前記反力要素ならびに前記出力要素とする遊星歯車装置により構成されていて、
前記リングギヤと前記サンギヤとのギヤ比ρと、前記最高速段用伝動機構の変速比κ１および該最高速段用伝動機構とは反対側に設けられた前記変速段用伝動機構のうち前記直結段形成手段により前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する際に動力伝達可能な状態にされる中高速段用伝動機構の変速比κ２とが、
κ１×κ２≦｛１／（１＋ρ）｝
の関係を満たすように、前記他方の差動機構および前記最高速段用伝動機構ならびに前記中高速段用伝動機構が構成されている
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可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【請求項５】
前記動力源の出力トルクが直接伝達される入力部材と前記他方の差動機構の入力要素とが一体回転可能に連結されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【請求項６】
前記動力源の出力トルクが直接伝達される入力部材と前記一方の差動機構の入力要素とが一体回転可能に連結されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、内燃機関などの動力源を差動機構および変速用伝動機構を介して出力部材に伝達し、かつその差動機構に対して可変容量型ポンプモータで反力トルクを与えることにより出力部材のトルクを制御できる変速機の制御装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
この種の変速機の一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、２組の差動機構における入力要素のそれぞれにエンジンを連結する一方、各差動機構における反力要素に可変容量型の油圧ポンプモータを連結するとともに、いずれかの油圧ポンプモータは押出容積を正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型とし、さらに各差動機構における出力要素と出力部材との間に、同期連結機構（例えばシンクロナイザ）を介して選択的にトルク（動力）伝達可能とされる複数の変速段用ギヤ対を設けて構成されている。さらに、それらの油圧ポンプモータは、いわゆる正回転状態で圧油を吐出する吐出口同士、および圧油を吸入する吸入口同士を連通させる油圧閉回路によって接続されている。
【０００３】
したがって、特許文献１に記載されている変速機では、それぞれの油圧ポンプモータの押出容積を所定の容積に設定するとともに、隣接する変速段を設定するための変速段用ギヤ対を出力部材に対してトルク伝達が可能な状態にすることにより、一方の油圧ポンプモータがポンプとして機能して油圧を発生し、それに伴う反力が一方の差動機構における反力要素に作用する。その差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが作用し、反力要素には油圧ポンプモータによる反力トルクが作用しているので、これらのトルクを合成したトルクが出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力される。そして、その変速段用ギヤ対のギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。
【０００４】
これに対して、他方の油圧ポンプモータは油圧閉回路を介して圧油が供給されることによりモータとして機能し、そのトルクが他方の差動機構における反力要素に伝達される。その他方の差動機構では、入力要素に動力源からのトルクが入力されているので、そのトルクと反力要素に伝達されたトルクとが合成されて出力要素から所定の変速段用ギヤ対に出力される。そして、その変速段用ギヤ対のギヤ比に応じて増幅されたトルクが出力部材に伝達される。すなわち、出力部材には２組の変速用ギヤ対を介して伝達されたトルクを合成したトルクが現れる。そして、そのトルクは、油圧を介して伝達されるトルクの割合すなわちポンプモータの押出容積に応じて変化し、したがって変速比を連続的に変化させることができる。
【０００５】
さらに、特許文献１に記載された変速機では、いずれか一方のポンプモータの押出容積を“０”にすれば、閉油圧回路での圧油の流動が阻止されるので、他方のポンプモータがロックされる。その結果、そのポンプモータが連結されている差動機構の反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達される。そして、その変速用ギヤ対のギヤ比に応じた固定段変速比（固定変速段）が設定される。したがってこの場合、油圧を介した動力の伝達が生じないので、動力伝達効率が相対的に良好になる。
【０００６】
【特許文献１】特開２００７−６４２６９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
上述したように、上記の特許文献１に記載されている変速機では、一方のポンプモータの押出容積を“０”にして他方のポンプモータをロックすれば、他方の差動機構における反力要素が固定されるので、動力源が出力した動力は、その差動機構および所定の変速段用ギヤ対を介して出力部材に伝達される。これは、動力を油圧の流動に変換することのないいわゆる機械的な動力伝達になるので、変速機の動力伝達効率が相対的に良好になる。この動力伝達効率が良好な油圧を介さない機械的な動力伝達状態、すなわち固定段変速比（固定変速段）を設定した状態で、動力源の出力トルクを、油圧ポンプモータから反力トルクを得ることなく直接出力軸側に伝達すること、すなわちいわゆる直結状態で出力軸側に伝達することができれば、変速機の動力伝達効率は一層良好なものになる。
【０００８】
しかしながら、上記の特許文献１に記載されている変速機は、動力源の出力トルクを直結状態で出力軸側に伝達できる構成にはなっておらず、変速機の、特に高速段での動力伝達効率を向上させるためには、未だ改良の余地があった。
【０００９】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、油圧を介した動力伝達を伴わない直結状態を設定することができ、かつその状態での変速機の動力伝達効率を向上させることができる可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、動力源に対して並列に連結されるとともに該動力源の出力トルクが入力される入力要素を有する２つの差動機構と、該各差動機構の反力要素にそれぞれ連結されて反力トルクもしくは駆動トルクを選択的に付与する２つの可変容量型ポンプモータと、該各可変容量型ポンプモータの吐出口同士および吸入口同士を相互に連通する２つの油路から形成される閉回路と、前記各差動機構の出力要素と出力部材との間に設けられかつ切替機構を制御することにより選択的に動力伝達可能な状態に制御されるとともにそれぞれ変速比が異なる複数の変速段用伝動機構とを備えた可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置において、前記複数の変速段用伝動機構のうち変速比が最も小さい最高速段用伝動機構が設けられている側の一方の前記差動機構とは反対側の他方の前記差動機構の反力要素と出力要素とを選択的に連結する直結段用切替機構と、前記最高速段用伝動機構を前記出力部材に対して動力伝達可能な状態にして最高速段への変速が行われかつ前記他方の差動機構の反力要素の回転数と出力要素の回転数とが同期もしくはほぼ同期した場合に、前記直結段用切替機構を制御して前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する直結段形成手段とを備えていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【００１１】
また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記閉回路内の油圧の上限を規定するリリーフ圧を設定するとともに開放状態に制御されることにより前記閉回路内の油圧を排圧する調圧弁を備え、前記直結段形成手段が、前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する場合に、前記調圧弁を開放状態に制御する手段を含むことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【００１２】
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、前記直結段形成手段が、前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する場合に、前記一方の差動機構側に設けられている前記切替機構をいずれの前記変速段用伝動機構とも係合しない中立状態に制御する手段を含むことを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【００１３】
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、少なくとも前記他方の差動機構が、リングギヤおよびサンギヤならびにキャリアをそれぞれ前記入力要素および前記反力要素ならびに前記出力要素とする遊星歯車装置により構成されていて、前記リングギヤと前記サンギヤとのギヤ比ρと、前記最高速段用伝動機構の変速比κ１および該最高速段用伝動機構とは反対側に設けられた前記変速段用伝動機構のうち前記直結段形成手段により前記他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結する際に動力伝達可能な状態にされる中高速段用伝動機構の変速比κ２とが、『κ１×κ２≦｛１／（１＋ρ）｝』の関係を満たすように、前記他方の差動機構および前記最高速段用伝動機構ならびに前記中高速段用伝動機構が構成されていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【００１４】
また、請求項５の発明は、請求項１ないし４のいずれかの発明において、前記動力源の出力トルクが直接伝達される入力部材と前記他方の差動機構の入力要素とが一体回転可能に連結されていることを特徴とする可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【００１５】
そして、請求項６の発明は、前記動力源の出力トルクが直接伝達される入力部材と前記一方の差動機構の入力要素とが一体回転可能に連結されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかの発明において、可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置である。
【発明の効果】
【００１６】
請求項１の発明によれば、変速機の最高速段を設定する場合、すなわち最高速段にアップシフトする場合に、最高速段用伝動機構が設置されていない側の他方の差動機構の反力要素の回転数と出力要素の回転数とが比較され、それらの回転数が一致もしくはほぼ一致した場合すなわち他方の差動機構の反力要素と出力要素との回転が同期もしくはほぼ同期した場合に、直結段用切替機構が制御され、それら他方の差動機構の反力要素と出力要素とが一体回転するように連結される。その結果、他方の差動機構の各回転要素全てが一体回転する状態になる。すなわち、他方の差動機構の入力要素と出力要素とが一体回転することになり、動力源と出力部材とが直結された状態になる。そのため、変速機の最高速段を設定する場合に、最高速段用伝動機構により設定される最高速段と併せて、動力源と出力部材とを直結したいわゆる直結段を形成することができ、動力源の出力トルクを直接出力部材に伝達することができる。言い換えると、変速機の最高速段を設定する場合に、可変容量型ポンプモータからの反力トルクを必要とせずに動力源の出力トルクを他方の差動機構を介して出力部材に直接伝達することができる。
【００１７】
したがって、最高速段を設定した状態における動力源から出力部材への動力の伝達を、各可変容量型ポンプモータ間での圧油の流動や可変容量型ポンプモータで反力トルクを発生させるための油圧を必要とせずに、他方の差動機構および変速段用伝動機構だけを介して行うことができ、また、圧油の流動や反力トルクを発生させるための油圧を必要としないことにより閉回路での油圧漏れなどの損失を低減することができ、その結果、変速機の最高速段における動力伝達効率を向上させることができる。
【００１８】
また、直結段用切替機構による他方の差動機構の反力要素と出力要素との連結は、それら反力要素と出力要素との回転が同期もしくはほぼ同期した状態で行われるため、直結段用切替機構に要求される同期連結機能が不要になりもしくは少なくて済み、直結段用切替機構として、例えば動力伝達効率の良いドグクラッチや、あるいは小容量のシンクロナイザを採用することが可能になる。そして、最高速段で上記のように直結段を形成することにより、最高速段で直結段を設定した状態であっても、出力部材側から入力されるトルクを直接動力源へ伝達することができる。
【００１９】
また、請求項２の発明によれば、変速機の最高速段を設定し、動力源と出力部材とが直結状態にされる場合に、調圧弁が開放されて各可変容量型ポンプモータを互いに連通している閉回路内の油圧が排圧される。その結果、最高速段で直結段を設定した場合に、各可変容量型ポンプモータに対して油圧が作用しない状態、すなわち各可変容量型ポンプモータを空転可能なフリーの状態にすることができる。そのため、直結段で動力源から他方の差動機構および変速段用伝動機構を経由して出力部材に至る動力伝達経路と、いずれかの可変容量型ポンプモータに油圧を作用させて反力トルクを発生させる場合の通常の動力伝達経路との干渉を回避することができる。
【００２０】
また、請求項３の発明によれば、変速機の最高速段を設定し、動力源と出力部材とが直結状態にされる場合に、一方の差動機構側すなわち最高速変速段用伝動機構が設けられている側の切替機構が、いずれの変速段用切替機構とも係合しないいわゆるニュートラルの状態にされる。すなわち、一方の差動機構側に配置されたいずれの変速段用伝動機構も、動力源および差動機構ならびに出力部材に対して動力伝達を遮断した状態にされる。そのため、最高速段で直結段を設定した状態で、動力源と一方の差動機構側すなわち最高速変速段用伝動機構側の可変容量型ポンプモータとの間の動力伝達を遮断することができ、可変容量型ポンプモータを引き摺ることによる損失の発生を回避することができる。
【００２１】
また、請求項４の発明によれば、変速機の最高速段で直結段を設定する場合に、変速機の変速比が最高速段用伝動機構の変速比κ１に基づいて設定される変速比に等しくもしくはほぼ等しくなったときに、他方の差動機構の反力要素と出力要素との回転が同期もしくはほぼ同期する。そのため、最高速段用伝動機構による変速機の最高速段を設定した状態で、他方の差動機構の反力要素と出力要素とを連結して直結段を形成することができる。言い換えると、変速機の変速比が最高速段用伝動機構による最高速段での変速比もしくはそれにほぼ等しい変速比になるのと同時に、他方の差動機構の反力要素と出力要素との回転を同期もしくはほぼ同期させて、それら反力要素と出力要素とを連結して直結段を形成することができる。
【００２２】
また、請求項５の発明によれば、直結段を形成する際に動力が入力される他方の差動機構側に直接動力源の出力トルクが伝達されるため、直結段を設定した状態での変速機の動力伝達効率を向上させることができる。
【００２３】
そして、請求項６の発明によれば、最高速段用伝動機構による最高速段を形成する際に動力が入力される一方の差動機構側すなわち最高速段用伝動機構が設けられている側に直接動力源の出力トルクが伝達されるため、最高速段用伝動機構による最高速段を設定した状態での変速機の動力伝達効率を向上させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２４】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。先ず、この発明で対象とする変速機について説明すると、この発明で対象とする変速機は、少なくとも２つの動力伝達系統を備えており、それら両方の動力伝達系統を介して、動力源から出力部材にトルクを伝達できるように構成され、その結果、動力源と出力部材との回転数の比である変速比を連続的に変化させることのできる変速機である。より具体的には、各動力伝達系統は、ポンプおよびモータの両方として機能する可変容量型油圧ポンプモータを備えており、その押出容積に応じたトルクを伝達するように構成され、さらにそれぞれの可変容量型油圧ポンプモータが圧油を相互に授受できるように連通されている。したがって、一方の可変容量型油圧ポンプモータがポンプとして機能することにより、その押出容積に応じたトルクが動力源から出力部材に伝達され、同時に、一方の可変容量型油圧ポンプモータから他方の可変容量型油圧ポンプモータに圧油が供給されて他方の可変容量型油圧ポンプモータがモータとして機能する。すなわち、圧油を介した動力伝達が、並行して行われる。そのトルクが他方の動力伝達系統を経由して出力部材に伝達される。その結果、出力部材に伝達されるトルクは、各動力伝達系統を経由して伝達されるトルクの合計になり、しかも圧油を介して伝達されるトルクは、各押出容積に応じて変化するので、結局は、変速比が連続的に変化することになる。
【００２５】
各動力伝達系統は、それぞれ変速比の異なるギヤ対や巻き掛け伝動機構などの変速段用伝動機構を備えることができ、一方の動力伝達系統のみを経由させて出力部材にトルクを伝達する場合には、変速機の全体としての変速比は、その動力伝達系統における変速段用伝動機構の変速比で決まる。このような変速比を仮に固定変速比と称すると、固定変速比を設定している状態では、圧油を介した動力の伝達が生じないので、動力の損失が生じにくく、効率のよい伝動状態となる。なお、いずれかの変速段用伝動機構のみをトルク伝達に関与させるようにするために、クラッチ機構などの切替機構を各変速段用伝動機構に含ませることが好ましく、あるいは動力源もしくは出力部材と変速段用伝動機構との間に切替機構を設けることが好ましい。
【００２６】
この発明で対象とする変速機は、圧油を介して動力を伝達するように構成されているので、上述したように機械的な動力伝達によって変速比を設定する機能を兼ね備えたハイドロスタティック・メカニカル・トランスミッション（ＨＭＴ）として構成されたものであることが好ましい。そのメカニカルトランスミッションの部分は、必要に応じて適宜の構成とすることができ、常時噛み合っているギヤ対をクラッチ機構もしくは同期連結機構などの切替機構によって選択する構成の機構や、複数の遊星歯車機構もしくは複合遊星歯車機構によって複数の変速比を設定できる構成などを採用することができる。また、可変容量型油圧ポンプモータは、動力源と出力部材との間に直列に介在させる構成以外に、反力手段として可変容量型油圧ポンプモータを用いる構成とすることもできる。
【００２７】
つぎに、差動機構を動力分配機構として使用するとともに、変速段用伝動機構として複数のギヤ対を使用し、したがって可変容量型油圧ポンプモータが反力機構となっている具体例を説明する。図１に示す例は、車両用の変速機ＴＭとして構成した例であり、作動油を介さずにトルクを伝達して設定できるいわゆる固定変速比（もしくは固定変速段）として４つの前進段および１つの後進段を設定するように構成した例である。すなわち、動力源としてガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの内燃機関（以下、エンジンと記す）１に入力部材２が連結されており、この入力部材２からこの発明における差動機構に相当する第１遊星歯車機構３および第２遊星歯車機構４にトルクを伝達するように構成されている。そのエンジン１と入力部材２との間にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段等を介在させてもよい。
【００２８】
この図１に示す例では、第２遊星歯車機構４が入力部材２と同一軸線上に配置され、第１遊星歯車機構３が第２遊星歯車機構４の半径方向で外側に離隔し、それぞれの中心軸線を平行にした状態で並列に配置されている。これらの遊星歯車機構３，４は、シングルピニオン型やダブルピニオン型などの適宜の形式の遊星歯車機構を用いることができる。図１に示す例はシングルピニオン型遊星歯車機構によって構成した例であり、外歯歯車であるサンギヤ３Ｓ，４Ｓと、そのサンギヤ３Ｓ，４Ｓと同心円状に配置された、内歯歯車であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒと、これらサンギヤ３Ｓ，４Ｓとリングギヤ３Ｒ，４Ｒとに噛み合っているピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持したキャリア３Ｃ，４Ｃとを備えている。そして、第２遊星歯車機構４におけるリングギヤ４Ｒに前述の入力部材２が連結され、このリングギヤ４Ｒが入力要素となっている。
【００２９】
また、入力部材２にはカウンタドライブギヤ５が取り付けられており、このカウンタドライブギヤ５にアイドルギヤ６が噛み合っているとともに、そのアイドルギヤ６にカウンタドリブンギヤ７が噛み合っている。このカウンタドリブンギヤ７は、第１遊星歯車機構３と同一軸線上に配置され、かつ第１遊星歯車機構３のリングギヤ３Ｒに、一体となって回転するように連結されている。したがって、第１遊星歯車機構３においては、そのリングギヤ３Ｒが入力要素となっている。各遊星歯車機構３，４の入力要素であるリングギヤ３Ｒ，４Ｒは、カウンタギヤ対がアイドルギヤ６を備えた構成であるから、同方向に回転するようになっている。
【００３０】
各遊星歯車機構３，４のうち、一方の第１遊星歯車機構３におけるキャリア３Ｃは出力要素となっており、そのキャリア３Ｃに回転軸としての第１中間軸８が、一体になって回転するように連結されている。この第１中間軸８は中空軸であって、その内部をモータ軸９が回転自在に挿入されており、このモータ軸９の一端部が、第１遊星歯車機構３における反力要素であるサンギヤ３Ｓに、一体となって回転するように連結されている。
【００３１】
これに対して、他方の第２遊星歯車機構４も同様な構成であって、そのキャリア４Ｃが出力要素となっており、そのキャリア４Ｃに他の回転軸としての第２中間軸１０が、一体になって回転するように連結されている。この第２中間軸１０は中空軸であって、その内部にモータ軸１１が回転自在に挿入されており、このモータ軸１１の一端部が、第２遊星歯車機構４における反力要素であるサンギヤ４Ｓに、一体となって回転するように連結されている。
【００３２】
上記のモータ軸９の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ１２の出力軸に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１２は、斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量（もしくは押出容積）を変更可能な油圧ポンプであって、その出力軸にトルクを与えて回転させることによりポンプとして機能して圧油を吐出し、また吐出ポートもしくは吸入ポートから圧油を供給することにより、モータとして機能するようになっている。なお、この可変容量型ポンプモータ１２を以下の説明では、第１ポンプモータ１２と記し、図にはＰＭ１と表示する。
【００３３】
この第１ポンプモータ１２には、その押出容積を制御するための容量変更機構が設けられている。この容量変更機構は、斜軸もしくは斜板の傾斜角度を変更し、あるいはラジアルピストンポンプにおけるロータの相対的な偏心量を変更する機能を備えた機構であり、例えばデューティー比に応じた油圧を吐出するソレノイドバルブ（図示せず）を主体として構成されている。
【００３４】
一方、モータ軸１１の他方の端部が、可変容量型ポンプモータ１３の出力軸（ロータ）に連結されている。この可変容量型ポンプモータ１３は、上記のモータ軸９側の第１ポンプモータ１２と同様の構成のものであり、したがって斜軸ポンプや斜板ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの吐出容量を変更可能な油圧ポンプを採用することができる。なお、この可変容量型ポンプモータ１３を以下の説明では、第２ポンプモータ１３と記し、図にはＰＭ２と表示する。
【００３５】
この第２ポンプモータ１３には、上記の第１ポンプモータ１２と同様に、その押出容積を制御するための容量変更機構が設けられている。この容量変更機構は、斜軸もしくは斜板の傾斜角度を変更し、あるいはラジアルピストンポンプにおけるロータの相対的な偏心量を変更する機能を備えた機構であり、例えばデューティー比に応じた油圧を吐出するソレノイドバルブ（図示せず）を主体として構成されている。
【００３６】
各ポンプモータ１２，１３は、圧力流体である圧油を相互に受け渡すことができるように、２つの油路１４，１５によって連通されている。すなわち、それぞれの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓ同士が油路１４によって連通され、また吐出ポート１２Ｄ，１３Ｄ同士が油路１５によって連通されている。したがって各油路１４，１５によって閉回路ＣＣが形成されている。この閉回路ＣＣでの油圧制御のための機構については後述する。なお、この図１に示す例では、図１に示す変速機ＴＭが搭載された車両がエンジン１の動力で走行する場合に一方のポンプモータ１２（もしくは１３）が逆回転し、その吸入ポート１２Ｓ（もしくは１３Ｓ）から圧油を吐出するように構成されている。
【００３７】
上記の各中間軸８，１０と平行に、この発明の出力部材に相当する出力軸１６が配置されている。そして、この出力軸１６と各中間軸８，１０との間のそれぞれに、所定の変速比を設定する変速段用伝動機構が設けられている。この発明における変速段用伝動機構としては、固定された回転数比（変速比）で動力を伝達する機構に限らず、変速比が可変な機構を採用することができ、図１に示す例では、固定された変速比で動力を伝達する複数のギヤ対１７，１８，１９，２０が採用されている。
【００３８】
具体的に説明すると、前述の第１中間軸８には、第１遊星歯車機構３側から順に、第４速駆動ギヤ１７Ａと第２速駆動ギヤ１８Ａとが配置されており、これら第４速駆動ギヤ１７Ａおよび第２速駆動ギヤ１８Ａは第１中間軸８に対して回転自在に嵌合している。そして、第４速駆動ギヤ１７Ａに噛み合っている第４速従動ギヤ１７Ｂと、第２速駆動ギヤ１８Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ１８Ｂとが、出力軸１６に一体回転するように取り付けられている。
【００３９】
また、上記の第４速従動ギヤ１７Ｂに噛み合っている第３速駆動ギヤ１９Ａと、第２速従動ギヤ１８Ｂに噛み合っている第１速駆動ギヤ２０Ａとが、第２中間軸１０に回転自在に嵌合させられている。したがって、第４速従動ギヤ１７Ｂが第３速従動ギヤを兼ねており、また第２速従動ギヤ１８Ｂが第１速従動ギヤを兼ねている。ここで、各ギヤ対１７，１８，１９，２０の回転数比もしくは変速比（それぞれの駆動ギヤの歯数に対する従動ギヤの歯数の比）について説明すると、その回転数比は、第１速用ギヤ対２０、第２速用ギヤ対１８、第３速用ギヤ対１９、第４速用ギヤ対１７の順に小さくなるように構成されている。したがって、この発明における変速段用伝動機構としての各ギヤ対２０，１８，１９，１７のうち、変速比が最も小さい第４速用ギヤ対１７が、この発明における最高速段用伝動機構に相当している。
【００４０】
さらに、発進用ギヤ対２１が設けられている。この発進用ギヤ対２１は、第１速用ギヤ対２０と併せて出力軸１６に動力を伝達することにより、発進時の駆動力を必要十分に大きくするためのものであって、第１ポンプモータ１２側のモータ軸９に一体回転するように取り付けられた発進駆動ギヤ２１Ａと、出力軸１６に回転自在に取り付けられた発進従動ギヤ２１Ｂとを備えている。
【００４１】
上述した各ギヤ対１７，１８，１９，２０，２１を、いずれかの中間軸８，１０と出力軸１６との間でトルク伝達可能な状態とするための切替機構が設けられている。この切替機構は、要は、選択的にトルクを伝達する連結機構であって、従来知られているドグクラッチ機構や同期連結機構（シンクロナイザ、あるいはシンクロメッシュ機構）などの機構を採用することができ、図１にはシンクロナイザを採用した例を示してある。
【００４２】
シンクロナイザは、基本的には、回転軸と共に回転するスリーブと、その回転軸に対して相対回転する他の回転部材に設けられたスプラインと、前記スリーブに押されて他の回転部材側に移動するシンクロナイザリングとを有している。そして、スリーブを他の回転部材のスプライン側に移動させる過程でシンクロナイザリングが回転部材に次第に摩擦接触することにより回転軸と回転部材とを同期させ、その状態でスリーブがスプラインに係合することにより、回転軸と回転部材とを連結するように構成されている。前述の出力軸１６上で、発進従動ギヤ２１Ｂに隣接する位置に発進用のシンクロナイザ（以下、Ｓシンクロと記す）２２が設けられている。このＳシンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、発進従動ギヤ２１Ｂを出力軸１６に連結し、発進用ギヤ対２１がモータ軸９と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、スリーブ２２Ｓを図１の右側に移動させることにより解放状態となって、発進従動ギヤ２１Ｂと出力軸１６との連結を解くように構成されている。
【００４３】
また、前述の第２中間軸１０上で、第３速駆動ギヤ１９Ａと第１速駆動ギヤ２０Ａとの間に第１のシンクロナイザ（以下、第１シンクロと記す）２３が設けられている。この第１シンクロ２３は、そのスリーブ２３Ｓを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第１速駆動ギヤ２０Ａを第２中間軸１０に連結し、第１速用ギヤ対２０が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブ２３Ｓを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結し、第３速用ギヤ対１９が第２中間軸１０と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、スリーブ２３Ｓを中央に位置させることにより解放状態となって、第３速駆動ギヤ１９Ａおよび第１速駆動ギヤ２０Ａと第２中間軸１０との連結を解くように構成されている。
【００４４】
さらに、前述の第１中間軸８上で、第２速駆動ギヤ１８Ａと第４速駆動ギヤ１７Ａとの間に第２のシンクロナイザ（以下、第２シンクロと記す）２４が設けられている。この第２シンクロ２４は、そのスリーブ２４Ｓを図１の左側に移動させることにより係合状態となって、第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結し、第２速用ギヤ対１８が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。また、反対にそのスリーブ２４Ｓを図１の右側に移動させることにより他の係合状態となって、第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結し、第４速用ギヤ対１７が第１中間軸８と出力軸１６との間でトルクを伝達するように構成されている。そして、スリーブ２４Ｓを中央に位置させることにより解放状態となって、第２速駆動ギヤ１８Ａおよび第４速駆動ギヤ１７Ａと第１中間軸８との連結を解くように構成されている。
【００４５】
またさらに、第２ポンプモータ１３側のモータ軸１１上で、第２中間軸１０の軸端に隣接する位置に後進段用のシンクロナイザ（以下、Ｒシンクロと記す）２５が設けられている。このＲシンクロ２５は、そのスリーブ２５Ｓを図１の右側に移動させることにより係合状態となって、モータ軸１１と第２中間軸１０、すなわち第２遊星歯車機構４におけるサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとを連結して、第２遊星歯車機構４の全体を一体回転させるように構成されている。したがって、このＲシンクロ２５は、前述の第４速用ギヤ対１７すなわちこの発明における最高速段用伝動機構が設けられている側の第１遊星歯車機構３とは反対側の第２遊星歯車機構４の反力要素（サンギヤ４Ｓ）と出力要素（キャリア４Ｃ）とを選択的に連結するように構成されていて、この発明における直結段用切替機構に相当している。言い換えると、このＲシンクロ２５は、後進段を設定する際に動作させられる後進段用のシンクロと、後述する直結段を設定する際に動作させられるこの発明における直結段用切替機構に相当するシンクロとの両方を兼ねている。したがって、この発明における直結段用切替機構としては、後進段用に設けられているＲシンクロ２５を兼用すればよく、直結段用のシンクロ等を特別に設ける必要がない。そのため、変速機ＴＭの構造を複雑にすることなく簡単な構成で直結段用切替機構を構成することができる。
【００４６】
上記の各シンクロ２２，２３，２４，２５は、手動操作によって切り替え動作するように構成することができるが、これに替えていわゆる自動制御するように構成することもできる。その場合は、例えば前述した各スリーブ２２Ｓ，２３Ｓ，２４Ｓ，２５Ｓをそれぞれ軸線方向に移動させる適宜のアクチュエータ（図示せず）を設け、そのアクチュエータを電気的に制御するように構成すればよい。
【００４７】
上述したように、図１に示す変速機ＴＭは、エンジン１が出力したトルクが、いずれかの中間軸８，１０もしくはモータ軸９，１１を介して出力軸１６に伝達されるように構成されている。そして、その出力軸１６には、歯車伝動機構あるいはチェーンとスプロケットとによる巻き掛け伝動機構などの伝動装置２６を介してデファレンシャル２７が連結され、ここから左右の車軸２８に動力を出力するようになっている。
【００４８】
さらに、変速機ＴＭの動作状態を検出するためのセンサが設けられている。具体的には、前述した入力部材２もしくはこれと一体のカウンタドライブギヤ５の回転数Ｎin（もしくはエンジン回転数Ｎe）を検出する入力回転数センサ２９、上記の車軸３１の回転数Ｎoutを検出する出力回転数センサ３０、第１ポンプモータ１２の出力軸（ロータ）すなわちモータ軸９の回転数Ｎpm1を検出する第１ポンプモータ回転数センサ３１、第２ポンプモータ１３の出力軸（ロータ）すなわちモータ軸１１の回転数Ｎpm2を検出する第２ポンプモータ回転数センサ３２などが設けられている。
【００４９】
つぎに、上記の各ポンプモータ１２，１３を制御するための油圧回路について説明する。各ポンプモータ１２，１３を連通させている閉回路ＣＣにはオイル（作動油）を補給するためのチャージポンプ（ブーストポンプと称されることもある）３３が設けられている。このチャージポンプ３３は、上記の閉回路ＣＣからの漏れなどによるオイルの不足を補うためのものであって、前述したエンジン１や図示しないモータなどによって駆動されて、オイルパン３４からオイルを汲み上げて閉回路ＣＣに供給するようになっている。
【００５０】
そのチャージポンプ３３の吐出口は、閉回路ＣＣにおける油路１４と油路１５とにそれぞれチェック弁３５，３６を介して連通されている。なお、これらのチェック弁３５，３６は、チャージポンプ３３からの吐出方向に開き、これとは反対方向に閉じるように構成されている。さらに、チャージポンプ３３の吐出圧を調整するためのリリーフ弁３７が、チャージポンプ３３の吐出口に連通されている。このリリーフ弁３７は、スプリングによる弾性力とソレノイドバルブ（図示せず）の出力圧による押圧力との和より高い圧力（設定圧すなわちリリーフ圧超過する圧力）が作用した場合に開いてオイルをオイルパン３４に排出するように構成されており、したがってチャージポンプ３３の吐出圧をパイロット圧に応じた圧力に設定するように構成されている。
【００５１】
さらに、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓと油路１５との間に、リリーフ弁３８が設けられている。言い換えれば、第１ポンプモータ１２と並列に、各油路１４，１５を連通させるようにリリーフ弁３８が設けられている。このリリーフ弁３８は、第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓまたは第２ポンプモータ１３の吸入ポート１３Ｓから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。すなわち、リリーフ弁３８は、これに付設されたソレノイド（図示せず）によって調圧値（すなわち設定圧，リリーフ圧）を設定するように構成されており、いずれかの吸入ポート１２Ｓ，１３Ｓからの吐出圧がそのリリーフ圧を超過した場合には、リリーフ弁３８が開いて排圧することにより、吐出圧すなわち高圧側の油路１４の圧力を、リリーフ圧以下に維持するようになっている。さらにこのリリーフ弁３８は、上記のリリーフ圧を維持する機能とは別に、開放状態（ＯＦＦ状態）に制御されることにより閉回路ＣＣ内の油圧を強制的に排圧する機能も兼ね備えている。
【００５２】
一方、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄと油路１４との間に、リリーフ弁３９が設けられている。言い換えれば、第２ポンプモータ１３と並列に、各油路１４，１５を連通させるようにリリーフ弁３９が設けられている。このリリーフ弁３９は、第２ポンプモータ１３の吐出ポート１３Ｄまたは第１ポンプモータ１２の吐出ポート１２Ｄから圧油を吐出する場合に、その吐出圧を予め設定した圧力に維持するように構成されている。すなわち、リリーフ弁３９は、これに付設されたソレノイド（図示せず）によって調圧値（すなわち設定圧，リリーフ圧）を設定するように構成されており、いずれかの吐出ポート１２Ｄ，１３Ｄからの吐出圧がそのリリーフ圧を超過した場合には、リリーフ弁３９が開いて排圧することにより、吐出圧すなわち油路１５の圧力をリリーフ圧以下に維持するようになっている。さらにこのリリーフ弁３９は、前述のリリーフ弁３８と同様に、上記のリリーフ圧を維持する機能とは別に、開放状態（ＯＦＦ状態）に制御されることにより閉回路ＣＣ内の油圧を強制的に排圧する機能も兼ね備えている。
【００５３】
したがって、前述のリリーフ弁３８およびこのリリーフ弁３９は、閉回路ＣＣ内の油圧の上限を規定するリリーフ圧を設定するとともに、開放状態に制御されることによりその閉回路ＣＣ内の油圧を排圧するこの発明における調圧弁に相当している。
【００５４】
この変速機ＴＭは、上記の各ポンプモータ１２，１３の押出容積や各シンクロ２２，２３，２４，２５あるいは各リリーフ弁３８，３９を電気的に制御できるように構成されており、そのための電子制御装置（ＥＣＵ）４０が設けられている。この電子制御装置４０は、マイクロコンピュータを主体にして構成されたものであって、所定の回転部材の回転数や他の検出信号が入力され、それらの入力された信号および予め記憶している情報ならびにプログラムに基づいて演算を行い、その演算結果に応じて指令信号を出力するように構成されている。例えば、前述の各回転数センサ２９，３０，３１，３２の検出信号がこの電子制御装置４０に入力され、それらの検出信号に基づく演算結果に基づいて、各ポンプモータ１２，１３、各シンクロ２２，２３，２４，２５、各リリーフ弁３８，３９等の運転状態や動作状態を制御する指令信号がこの電子制御装置４０から出力される。
【００５５】
そして、この変速機ＴＭは、エンジン１の動力を出力軸１６に伝達する動力伝達系統として、第１ポンプモータ１２によって反力が与えられる第１遊星歯車機構３および第４速用ギヤ対１７もしくは第２速用ギヤ対１８を介して出力軸１６に動力を伝達する経路と、第２ポンプモータ１３によって反力が与えられる第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９もしくは第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に動力を伝達する経路との２つの経路を備えている。そして、それぞれの動力伝達経路を介して伝達されるトルクは、それぞれに設けられているポンプモータ１２，１３の押出容積に応じて変化するようになっている。
【００５６】
つぎに、上述した変速機ＴＭ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）１２，１３、および各シンクロ２２，２３，２４，２５の動作状態をまとめて示す図表であって、この図２における各ポンプモータ１２，１３についての「０」は、ポンプ容量を最小もしくは実質的に“０”（ゼロ）とし、その出力軸（ロータ）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（フリー状態もしくは空転状態）を示し、「ＬＯＣＫ」はそのロータの回転が止まっている状態を示している。また、「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ポンプモータ１２（もしくは１３）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１２（もしくは１３）が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当するポンプモータ１３（もしくは１２）は軸トルクを発生し、対応するモータ軸１１（もしくは９）および中間軸１０（もしくは８）に駆動トルクを伝達している。さらに、「ＦＲＥＥ」は、各リリーフ弁３８，３９をＯＦＦ状態にして閉回路ＣＣ内の油圧を排圧することにより、各ポンプモータ１２，１３のロータがフリーな（空転可能な）状態を示している。
【００５７】
そして、各シンクロ２２，２３，２４，２５についての「右」、「左」は、それぞれのシンクロ２２，２３，２４，２５における各スリーブ２２Ｓ，２３Ｓ，２４Ｓ，２５Ｓ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、また、「Ｎ」は該当するシンクロ２２，２３，２４，２５をＯＦＦ状態（中立位置，ニュートラル）に設定した中立状態、斜体の「Ｎ」は該当するシンクロ２２，２３，２４，２５をＯＦＦ状態に設定することにより引き摺りを低減している状態を示す。
【００５８】
ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（Ｎ）状態を設定する際には、各ポンプモータ１２，１３がＯＦＦ状態とされ、また各シンクロ２２，２３，２４，２５のスリーブ２２Ｓ，２３Ｓ，２４Ｓ，２５Ｓがいずれも中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対１７，１８，１９，２０，２１も出力軸１６に連結されていないニュートラル状態となる。すなわち、各ポンプモータ１２，１３が、押出容積（ポンプ容量）が実質的にゼロとなるように制御される。その結果、いわゆる空回り状態となるので、各遊星歯車機構３，４のリングギヤ３Ｒ，４Ｒにエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤ３Ｓ，４Ｓに反力が作用しない。そのため、出力要素であるキャリア３Ｃ，４Ｃに連結されている各中間軸８，１０にはトルクが伝達されない。
【００５９】
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、Ｓシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられるとともに、第１シンクロ２３のスリーブ２３Ｓが、図１の左側に移動させられる。したがって、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９に連結されて第１ポンプモータ１２と出力軸１６とが連結されるとともに、第１速駆動ギヤ２０Ａが第２中間軸１０に連結されて第２遊星歯車機構４の出力要素であるキャリア４Ｃと出力軸１６とが連結される。すなわち、固定変速比である第１速を設定する状態となる。また、これと併せて各ポンプモータ１２，１３の押出容積がゼロより大きい容積に制御される。
【００６０】
したがって、この場合の第２ポンプモータ１３は、第２遊星歯車機構４によって分配されたエンジン１の動力により駆動されてポンプとして機能する。したがって、第２ポンプモータ１３は、油圧を発生させることに伴う反力トルクをモータ軸１１およびサンギヤ４Ｓに与える。この状態を図２には「ＰＯＭＰ」と記載してある。そのため、第２遊星歯車機構４の差動作用によってキャリア４Ｃにトルクが伝達され、そのトルクが第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。
【００６１】
一方、第２ポンプモータ１３で発生した油圧がその吸入ポート１３Ｓから吐出されて第１ポンプモータ１２の吸入ポート１２Ｓに供給される。その結果、第１ポンプモータ１２がモータとして機能する。これを図２には「ＭＯＴＯＲ」と記載してある。このようにして第１ポンプモータ１２に伝達される動力が発進用ギヤ対２１を介して出力軸１６に伝達される。したがって発進から第１速までの駆動状態では、第２遊星歯車機構４を介したいわゆる機械的な動力の伝達と、油圧を介した動力の伝達との両方が生じ、これらの動力を合成した動力が出力軸１６に現れる。また、この過程での変速比は、固定変速比である第１速より大きい値となり、その変速比は連続的に、あるいは無段階に変化する。
【００６２】
こうしてエンジン１の回転数や車速が変化して第１速の変速比になると、第１ポンプモータ１２の押出容積がゼロに設定されてＯＦＦ状態となり（図２に「０」と記してある）、また第２ポンプモータ１３の押出容積が最大に設定され、その結果、実質上、第２ポンプモータ１３の回転がロックされる（図２に「ＬＯＣＫ」と記してある）。すなわちモータ軸１１およびこれに連結されている第２ポンプモータ１３が固定される。その結果、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓが固定され、また第１遊星歯車機構３は出力軸１６に対する動力の伝達に関与しなくなるので、エンジン１が出力した動力は、第２遊星歯車機構４および第１速用ギヤ対２０を介して出力軸１６に伝達される。すなわち、第１速用ギヤ対２０のギヤ比で決まる固定変速比が設定される。なお、この場合、第１ポンプモータ１２およびこれに連結されているモータ軸９が空転するので、第１中間軸８にトルクは現れない。なお、この固定変速比である第１速でＳシンクロ２２のスリーブ２２Ｓおよび第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを解放状態（ＯＦＦ状態）とすれば、第１ポンプモータ１２および第２ポンプモータ１３を連れ回すことがないので、動力損失を防止できる。また、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを図１の左側に移動させておけば、第２速へのアップシフト待機状態となる。
【００６３】
固定変速比である第１速からアップシフトする場合、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを図１の左側に移動させて第２速駆動ギヤ１８Ａを第１中間軸８に連結しておく。なお、Ｒシンクロ２５は中立状態にしておく。また、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを第２速駆動ギヤ１８Ａに係合させる場合、第２シンクロ２４のスリーブ２４の回転数と第２速駆動ギヤ１８Ａの回転数とを一致させる同期制御を行う。その同期制御は、シンクロ２２，２３，２４，２５の各スリーブ２２Ｓ，２３Ｓ，２４Ｓ，２５Ｓを相手部材に係合させる場合にも同様に行われる。
【００６４】
この状態で、第１ポンプモータ１２の押出容積を最大に向けて次第に増大させる。第２速へのアップシフト待機状態では、第１ポンプモータ１２は逆回転しているから、その押出容積を次第に増大させることによりポンプとして機能する。すなわち、油圧を発生し（図２に「ＰＵＭＰ」と記してある）、同時に、それに伴う反力トルクがモータ軸９に現れる。その結果、第１遊星歯車機構３および第２速用ギヤ対１８を介した動力の伝達が次第に行われる。また、第１ポンプモータ１２で発生した油圧が第２ポンプモータ１３に供給されてこれがモータとして機能する（図２に「ＭＯＴＯＲ」と記してある）ので、第２ポンプモータ１３および第２遊星歯車機構４ならびに第１速用ギヤ対２０を介した動力の伝達が生じる。そのため、第１速から第２速への変速の過程での変速比は、第１速の変速比と第２速の変速比との間の値となり、かつ連続的に変化する変速比となる。すなわち、変速比が連続的に変化する無段変速状態となる。これは、上述した発進から第１速の変速比に到るまでの間、および各固定変速比の間でも同様であり、したがって上述した変速機ＴＭは、無段変速機ＴＭとして機能させることができる。
【００６５】
上記のようにして第１ポンプモータ１２の押出容積をほぼ最大にしてその回転が停止し、もしくは停止に近い状態になることにより、モータ軸９が実質的に固定される。また、併せて第２ポンプモータ１３がＯＦＦ状態に設定される。したがって、第１遊星歯車機構３では、そのサンギヤ３Ｓが固定されるので、リングギヤ３Ｒに入力された動力がキャリア３Ｃから中間軸８を経て第２速駆動ギヤ１８Ａに出力される。一方、第２ポンプモータ１３はＯＦＦ状態となっており、これと同軸上に配置されているＲシンクロ２５および第１シンクロ２３はＯＦＦ状態であって、それらのスリーブ２５Ｓおよびスリーブ２３Ｓが中立位置にあるので、第２ポンプモータ１３や第２遊星歯車機構４は動力の伝達に関与しない。したがって、第２速用ギヤ対１８のギヤ比で決まる固定変速比である第２速が設定される。
【００６６】
以下、同様にして、第３速は第１シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを図１の右側に移動させて第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結する係合状態とし、また第２ポンプモータ１３の押出容積を最大にすることにより、上記の第１速の場合と同様に、モータ軸１１および第２ポンプモータ１３を固定し、さらに他のシンクロ２２，２４，２５は解放状態にする。したがって、第３速用ギヤ対１９を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速比である第３速が設定される。また、第４速は第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを図１の右側に移動させて第４速駆動ギヤ１７Ａを第１中間軸８に連結する係合状態とし、また第１ポンプモータ１２の押出容積を最大にすることにより、上記の第２速の場合と同様に、モータ軸９および第１ポンプモータ１２を固定し、さらに他のシンクロ２２，２３，２５は解放状態にする。したがって、第４速用ギヤ対１７を介して出力軸１６に動力が伝達され、固定変速比であってこの変速機ＴＭにおける最高速段である第４速が設定される。
【００６７】
そして、この発明の特徴であるいわゆる直結段について説明すると、この変速機ＴＭにおける直結段とは、最高速段すなわち第４速での変速比と同等の変速比で、第２遊星歯車機構４および第３速ギヤ対１９だけを介して、すなわち各ポンプモータ１２，１３間での圧油の流動や反力トルクを発生させるための油圧を必要とすることなく、エンジン１の出力トルクを直接出力軸１６に伝達する状態である。
【００６８】
すなわち、この変速機ＴＭにおける直結段は、上記のようにして最高速段である第４速を設定した状態から、第１シンクロ２３のスリーブ２３Ｓを図１の右側に移動させて第３速駆動ギヤ１９Ａを第２中間軸１０に連結する係合状態とし、さらにＲシンクロ２５のスリーブ２５Ｓを図１の右側に移動させて第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとを連結することによって設定される。このようにして第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとを連結することにより、第２遊星歯車機構４の全体が実質的に一体化され、すなわち第２遊星歯車機構４がいわゆる直結状態になり、その結果、図３に太線の矢印で示すように、エンジン１から第２遊星歯車機構４および第３速ギヤ対１９を経由して出力軸１６へ至る動力伝達経路が形成される。
【００６９】
なお、上記のように第１シンクロ２３およびＲシンクロ２５を動作させて直結段を設定する際に、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓを中央位置に設定して第２シンクロ２４をＯＦＦ状態にすることにより、第１遊星歯車機構３側の動力伝達系統に設けられている第２シンクロ２４を、同じく第１遊星歯車機構３側の動力伝達系統に設けられているいずれの変速段用伝動機構、すなわち第２速用ギヤ対１８および第４速用ギヤ対１７のいずれにも係合しない中立状態にして、その第１遊星歯車機構３側の動力伝達系統およびそれに連結している第１ポンプモータ１２における引き摺り損失を低減することができる。
【００７０】
また、上記のように第１シンクロ２３およびＲシンクロ２５を動作させて直結段を設定する際に、閉回路ＣＣ内の各リリーフ弁３８，３９をそれぞれ開放状態（ＯＦＦ状態）に制御して閉回路ＣＣ内の油圧を強制的に排圧することにより、各ポンプモータ１２，１３に対して油圧が作用しない状態して、各ポンプモータ１２，１３を空転可能なフリーの状態にすることができる（図２に「ＦＲＥＥ」と記してある）。そうすることにより、エンジン１から第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９を経由して出力軸１６に至る動力伝達経路と、いずれかのポンプモータ１２，１３に油圧を作用させて反力トルクを発生させる場合の通常の動力伝達経路とが干渉してしまうことを回避することができる。
【００７１】
ここで、上記のように、第４速を設定する際に出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされる第４速用ギヤ対１７の変速比（第４速従動ギヤ１７Ｂの歯数を第４速駆動ギヤ１７Ａの歯数で割った値）をκ１、第３速を設定する際に出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされるとともに、直結段を設定する際にも出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされる第３速用ギヤ対１９の変速比（第３速従動ギヤ１９Ｂの歯数を第３速駆動ギヤ１９Ａの歯数で割った値）をκ２、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとリングギヤ４Ｒとのギヤ比（サンギヤ４Ｓの歯数をリングギヤ４Ｒの歯数で割った値）をρとすると、理論的には、以下の(1)式を満たすようにそれら第４速ギヤ対１７および第３速ギヤ対１９が構成される。
κ１×κ２＝｛１／（１＋ρ）｝                  ・・・・・・・・・・(1)
この(1)式を満たすように、各変速比κ１，κ２を設定して第４速ギヤ対１７および第３速ギヤ対１９をそれぞれ構成することにより、図４の各遊星歯車機構３，４に関する共線図に示すように、第３速もしくは第３速と第４速との間の変速比から第４速の固定変速比にアップシフトする場合に、変速機ＴＭの変速比が第４速の固定変速比になるのと同時に、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転とキャリア４Ｃの回転とが同期するようになる。
【００７２】
ただし、実際には、変速機ＴＭに負荷が掛かっている状態で固定変速比が設定される場合、閉回路ＣＣ内での不可避的な油圧の漏れなどの影響により、図５の共線図にΔＮで示すように、モータ軸１１すなわち第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数が若干低下する。したがって、このようなサンギヤ４Ｓの回転数が低下する現象を考慮して、実際には、以下の(2)式を満たすようにそれら第４速ギヤ対１７および第３速ギヤ対１９が構成される。
κ１×κ２≦｛１／（１＋ρ）｝                  ・・・・・・・・・・(2)
すなわち、閉回路ＣＣ内の油圧漏れなどによるサンギヤ４Ｓの回転数の低下を考慮したこの(2)式を満たすように、各変速比κ１，κ２を設定して第４速ギヤ対１７および第３速ギヤ対１９をそれぞれ構成することにより、実際に、第３速もしくは第３速と第４速との間の変速比から第４速の固定変速比にアップシフトする場合に、変速機ＴＭの変速比が第４速の固定変速比になるのと同時に、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転とキャリア４Ｃの回転とを同期させることができる。
【００７３】
実際に上記の(2)式を満たす各変速比κ１，κ２については、例えば、理論的もしくは設計的に最大負荷時の閉回路ＣＣ内における油圧の漏れを推定し、あるいは実験的に最大負荷時の閉回路ＣＣ内における油圧の漏れを計測して、その油圧漏れの推定値あるいは計測値に基づいて、上記の(2)式を満たす各変速比κ１，κ２を適宜に求めることができる。
【００７４】
なお、この変速機ＴＭの第３速ギヤ対１９は、上述したように、第４速ギヤ対１７とは反対側の動力伝達系統に設けられ、Ｒシンクロ２５により第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが連結される際に出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされる変速段用伝動機構であって、この発明における中高速段用伝動機構に相当している。
【００７５】
さらに、後進段について説明すると、シフト装置によってリバースポジションが選択された場合には、Ｓシンクロ２２のスリーブ２２Ｓが図１の左側に移動させられ、またＲシンクロ２５のスリーブ２５Ｓが図１の右側に移動させられ、さらに他のシンクロ２３，２４がＯＦＦ状態に設定される。したがって、Ｒシンクロ２５によって第２中間軸１０とモータ軸１１とが連結されることにより、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが連結されて第２遊星歯車機構４の全体が実質的に一体化される。また、発進駆動ギヤ２１Ａがモータ軸９すなわち第１ポンプモータ１２のロータに連結される。
【００７６】
したがって、エンジン１から第２遊星歯車機構４に伝達された動力がそのまま第２ポンプモータ１３に伝達されてこれが駆動され、第２ポンプモータ１３によって油圧が発生する。なお、第１シンクロ２３がＯＦＦ状態であるから、第２遊星歯車機構４あるいは第２中間軸１０から出力軸１６に動力が伝達されることはない。一方、第１ポンプモータ１２の押出容積がゼロより大きい容積、例えば最大容積に制御される。その結果、第２ポンプモータ１３から供給された油圧によって第１ポンプモータ１２がモータとして機能し、モータ軸９にトルクを出力する。その場合、第１ポンプモータ１２にはその吐出ポート１２Ｄから油圧が供給されるので、第１ポンプモータ１２が逆回転する。そして、そのトルクが発進用ギヤ対２１を介して出力軸１６に伝達されるので、後進状態となる。すなわち後進段が設定される。
【００７７】
このように、この発明で対象とする変速機ＴＭは、４つの前進段と１つの後進段とを設定することができるように構成されている。そして、この変速機ＴＭの前進の最高速段である第４速では、前述したように、第２ポンプモータ１３の押出容積が“０”にされ、一方の第１ポンプモータ１２の回転がロックされて、その第１ポンプモータ１２側に設けられた一方の第１遊星歯車機構３のサンギヤ３Ｓの回転が固定される。その結果、エンジン１の出力トルクは、第１遊星歯車機構３および第４速用ギヤ対１７を介して出力軸１６へ伝達される。したがって、最高速段であって固定変速段である第４速では、動力を油圧の流動に変換することのないいわゆる機械的な動力伝達になるので、変速機ＴＭの動力伝達効率が相対的に良好になる。この状態で、エンジン１の出力トルクを、第１ポンプモータ１２から反力トルクを得ることなく直接出力軸１６側に伝達すること、すなわちエンジン１の出力トルクをいわゆる直結状態で出力軸１６へ伝達することができれば、変速機ＴＭの最高速段における動力伝達効率を一層向上させることができる。
【００７８】
そこで、この発明に係る制御装置は、上述した図１に示す変速機ＴＭにおける最高速段すなわち第４速への変速制御を図６に示すように実行し、最高速段もしくはそれと同等の変速比の状態でいわゆる直結段を形成して、最高速段における動力伝達効率を向上することができるように構成されている。
【００７９】
図６に示す制御ルーチンは、前述した電子制御装置４３によって、所定の短い時間間隔で繰り返し実行されるようになっており、先ず、アクセル開度θやエンジン回転数Ｎeならびに車速Ｖなどの走行状態を示すデータが読み込まれ（ステップＳ１）、それに基づいて目標変速比が算出され、その算出結果として最高速段へのアップシフト（具体的に第４速へのアップシフト）の指令が出力される（ステップＳ２）。
【００８０】
続いて、第２ポンプモータ１３の回転、具体的にはモータ軸１１すなわち第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数Ｎpm2、および、第２遊星歯車機構４のキャリア４Ｃの回転数Ｎc2が読み込まれ（ステップＳ３）、それら第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期したか否かが判断される（ステップＳ４）。この同期もしくはほぼ同期したか否かの判断は、例えば、第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2との偏差の絶対値が、閾値として設定した“０”（ゼロ）に近い所定値（正の数）を下回った場合に、それら第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期したと判断することができる。
【００８１】
未だ第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期していないことにより、このステップＳ４で否定的に判断された場合は、上記のステップＳ３へ戻り、従前の制御が繰り返される。すなわち、第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期するまで、このステップＳ３およびステップＳ４の制御が繰り返し実行される。
【００８２】
そして、第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期したことにより、ステップＳ４で肯定的の判断された場合には、ステップＳ５へ進み、Ｒシンクロ２５のスリーブ２５Ｓが図１の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが連結される。すなわち、第２遊星歯車機構４の各回転要素が一体回転する直結状態になり、エンジン１から第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９を経由して出力軸１６へ至る動力伝達経路が形成されたいわゆる直結段が設定される。
【００８３】
このとき、前述したように、変速機ＴＭを第４速へアップシフトさせる場合、その変速比が第４速の固定変速比になるのと同時期に第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが同期もしくはほぼ同期するように第４速用ギヤ対１７の変速比κ１と第３速用ギヤ対１９の変速比κ２とが設定されているので、上記のようにして第２ポンプモータ１３の回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2との同期が判断されて、第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが連結された状態すなわち直結段が設定された状態では、変速機ＴＭの変速比は最高速段である第４速の固定変速比と同等もしくはほぼ同等の値になる。
【００８４】
上記のようにして直結段を設定するためにＲシンクロ２５のスリーブ２５Ｓが動作させられるのと併行してもしくはそれに続いて、閉回路ＣＣ内の各リリーフ弁３８，３９がそれぞれ開放状態（ＯＦＦ状態）に制御されて、閉回路ＣＣ内の油圧が排圧される（ステップＳ６）。このように直結段を設定する際に各リリーフ弁３８，３９をそれぞれ開いて閉回路ＣＣ内の油圧を強制的に排圧することにより、各ポンプモータ１２，１３に対して油圧が作用しない状態、すなわち各ポンプモータ１２，１３を空転可能なフリーの状態にすることができる。そのため、直結段を設定した場合に、エンジン１から第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９を経由して出力軸１６に至る動力伝達経路と、いずれかのポンプモータ１２，１３に油圧を作用させて反力トルクを発生させる場合の通常の動力伝達経路とが干渉してしまうことを回避することができる。
【００８５】
また併せて、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓが中央位置に移動させられて、第２シンクロ２４がＯＦＦ状態すなわち中立（ニュートラル）状態にされる（ステップＳ７）。このように直結段を設定する際に第２シンクロ２４をニュートラルの状態にすることにより、第１遊星歯車機構３側に配置されたいずれの変速段用伝動機構、すなわち第４速用ギヤ対１７および第２速用ギヤ対１８のいずれも、エンジン１および第１遊星歯車機構３ならびに出力軸１６に対して動力伝達を遮断した状態にされる。そのため、直結段を設定した状態で、エンジン１と第１ポンプモータ１２との間の動力伝達を遮断することができ、その状態で第１ポンプモータ１２を引き摺ることによる損失の発生を回避することができる。
【００８６】
上記のようにして最高速段の変速比で直結段が設定されると、再度、アクセル開度θやエンジン回転数Ｎeならびに車速Ｖなどの走行状態を示す最新のデータが読み込まれ（ステップＳ８）、それに基づいて目標変速比が算出され、その算出結果として、直結段から第４速以下の変速段へダウンシフトする必要があるか否かが判断される（ステップＳ９）。別の言い方をすると、第４速以下の変速段へのダウンシフトの指令が出力されたか否かが判断される。
【００８７】
未だ第４速以下の変速段へのダウンシフトの必要がないこと、あるいは未だ第４速以下の変速段へのダウンシフト指令が出力されていないことにより、このステップＳ９で否定的に判断された場合は、上記のステップＳ８へ戻り、従前の制御が繰り返される。すなわち、第４速以下の変速段へのダウンシフトの必要が生じるまで、あるいは第４速以下の変速段へのダウンシフト指令が出力されるまで、このステップＳ８およびステップＳ９の制御が繰り返し実行される。
【００８８】
そして、第４速以下の変速段へのダウンシフトの必要が生じたこと、あるいは第４速以下の変速段へのダウンシフト指令が出力されたことにより、ステップＳ９で肯定的に判断された場合には、ステップＳ１０へ進み、第２シンクロ２４のスリーブ２４Ｓが図１の右側に移動させられて、第４速ギヤ対１９が出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされる。
【００８９】
続いて、開放状態（ＯＦＦ状態）に制御されていた閉回路ＣＣ内の各リリーフ弁３８，３９がそれぞれ通常の制御状態（ＯＮ状態）に戻されて、閉回路ＣＣ内の油圧が復帰させられ、各ポンプモータ１２，１１３に油圧が作用する状態に戻される（ステップＳ１１）。それと併行してもしくはそれに続いて、Ｒシンクロ２５のスリーブ２５Ｓが中央位置に移動させられて、Ｒシンクロ２５がＯＦＦ状態すなわち中立（ニュートラル）状態にされる（ステップＳ１２）。
【００９０】
上記のように第４速ギヤ対１９が出力軸１６に対して動力伝達可能な状態にされ、閉回路ＣＣ内の油圧が復帰させられ、そしてＲシンクロ２５がニュートラルにされることにより、第４速の固定変速比を設定することが可能な状態になり、したがって、第４速以下の変速段へのダウンシフトが開始される（ステップＳ１３）。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
【００９１】
このように、この発明に係る可変容量型ポンプモータ式変速機の制御装置によれば、変速機ＴＭの最高速段すなわち第４速へアップシフトする場合に、第４速用ギヤ対１７が設置されていない側の第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓの回転数Ｎpm2とキャリア４Ｃの回転数Ｎc2とが比較され、それらの回転数が一致もしくはほぼ一致した場合すなわち第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとの回転が同期もしくはほぼ同期した場合に、この発明における直結段用切替機構を兼ねているＲシンクロ２５が制御され、それら第２遊星歯車機構４のサンギヤ４Ｓとキャリア４Ｃとが一体回転するように連結される。その結果、第２遊星歯車機構４の各回転要素全てが一体回転する状態になる。すなわち、第２遊星歯車機構４の入力要素と出力要素とが一体回転することになり、エンジン１と出力軸１６とが直結された状態になる。そのため、変速機ＴＭの最高速段を設定する場合に、最高速の固定変速比である第４速用ギヤ対１７により設定される最高速段と併せて、エンジン１と出力軸１６とを直結したいわゆる直結段を形成することができ、エンジン１の出力トルクを直接出力出力軸１６に伝達することができる。
【００９２】
したがって、最高速段を設定した状態におけるエンジン１から出力軸１６への動力の伝達を、各ポンプモータ１２，１３間での圧油の流動や各ポンプモータ１２，１３で反力トルクを発生させるための油圧を必要とせずに、第２遊星歯車機構４および第３速用ギヤ対１９だけを介して行うことができ、また、圧油の流動や反力トルクを発生させるための油圧を必要としないことにより閉回路ＣＣでの油圧漏れなどの損失を低減することができ、その結果、変速機ＴＭの最高速段における動力伝達効率を向上させることができる。
【００９３】
ここで、上述した具体例とこの発明との関係を簡単に説明すると、図６のフローチャートにおけるステップＳ４ないしステップＳ７を実行する機能的手段が、この発明における直結段形成手段に相当する。そのうち、ステップＳ６を実行する機能的手段が、請求項２の発明におけるリリーフ弁を開放状態に制御する手段に相当し、ステップＳ７を実行する機能的手段が、請求項３の発明における一方の差動機構側に設けられている切替機構を中立状態に制御する手段に相当する。
【００９４】
なお、この発明は上記の具体例に限定されないのであって、対象とする変速機ＴＭは、図１に示す構成以外のものであってもよく、要は、少なくとも２つの動力伝達系統で伝達するトルクを油圧ポンプモータの押出容積に応じて変更でき、したがっていずれか一方の動力伝達系統のみを経由してトルクを伝達して変速比を設定し、また両方の動力伝達系統を経由してトルクを伝達することにより変速比を設定できる変速機ＴＭであればよい。また、固定変速比を設定できるように構成する場合、固定変速比は４速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。
【００９５】
また、上記の図１では、この発明の特徴である直結段を設定した際の動力伝達効率を重視し、エンジン１を第１遊星歯車機構３および第１ポンプモータ１２側の動力伝達系統に直接接続した構成、すなわち第１遊星歯車機構３のリングギヤ３Ｒとエンジン１とを入力部材２およびカウンタドライブギヤ５を介して直接連結した構成を例示しているが、図７に示すように、固定変速比である第４速を設定した際の動力伝達効率を重視し、エンジン１を第２遊星歯車機構４および第２ポンプモータ１３側の動力伝達系統に直接接続した構成、すなわち第２遊星歯車機構４のリングギヤ４Ｒとエンジン１とを入力部材２およびカウンタドライブギヤ５（図１の構成とはカウンタドライブギヤ５とカウンタドリブンギヤ７との配置が入れ替わっている）を介して直接連結した構成であってもよい。
【００９６】
すなわち、この変速機ＴＭの各固定変速比（ここでは第４速と第３速）における動力伝達効率は、エンジン１を第１遊星歯車機構３および第１ポンプモータ１２側すなわち直結段（第３速）側の動力伝達系統に直接接続した場合は、入力部材２から出力軸１６までの間の噛み合い数が少ない分、図８の線Ｌ1（実線）で示すように、第４速よりも第３速の方が動力伝達効率が良くなっている。これに対して、エンジン１を第２遊星歯車機構４および第２ポンプモータ１３側すなわち最高速段（第４速）側の動力伝達系統に直接接続した場合は、反対に、図８の線Ｌ2（破線）で示すように、第３速よりも第４速の方が動力伝達効率が良くなっている。したがって、上述したように第３速用ギヤ対１９を介して直結段を形成するこの発明で対象とする変速機ＴＭの構成では、図８の点Ｐ1（○）で示すように、第３速側の動力伝達系統に直接エンジン１を接続した場合の方が、第４速側の動力伝達系統に直接エンジン１を接続した場合よりも、直結段を設定した状態での動力伝達効率が良好になる。
【００９７】
一方、図８の点Ｐ2（●）で示すように、第４速側の動力伝達系統に直接エンジン１を接続した場合は、上記の第３速側の動力伝達系統に直接エンジン１を接続した場合よりも、直結段を設定した状態での動力伝達効率は若干低下するが、上記のように、第３速よりも第４速の方が動力伝達効率が良くなるため、固定変速比である第４速を設定した際の動力伝達効率を重視する場合は、第４速側の動力伝達系統に直接エンジン１を接続した構成にすることも有効である。
【００９８】
そして、この発明では、ギヤ対に替えてベルトやチェーンなどの機構を用いてもよい。また、この発明で差動作用のある歯車機構を用いる場合、シングルピニオン型遊星歯車機構に替えて例えばダブルピニオン型遊星歯車機構を用いることができ、あるいは更に他の構成の差動歯車機構によって構成することもできる。
【図面の簡単な説明】
【００９９】
【図１】この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の一例を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】図１に示す変速機の動作状態をまとめて示す図表である。
【図３】図１に示す変速機で直結段を設定した状態での動力の流れを模式的に示す図である。
【図４】第３速から第４速で運転する場合における第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構についての共線図である。
【図５】第４速で運転する場合における第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構についての共線図であって、無負荷時（理論値）に対して有負荷時に回転数が低下する状態を説明するための図である。
【図６】この発明に係る制御装置で実行される制御の一例を説明するためのフローチャートである。
【図７】この発明で対象とする可変容量型ポンプモータ式変速機の他の例を模式的に示すスケルトン図である。
【図８】図１に示す変速機の構成と図７に示す変速機の構成との動力伝達効率の差異を説明するための模式図である。
【符号の説明】
【０１００】
１…動力源（エンジン，Ｅｎｇ）、  ２…入力部材、  ３…差動機構（第１遊星歯車機構）、  ４…差動機構（第２遊星歯車機構）、  ３Ｒ，４Ｒ…入力要素（リングギヤ）、  ３Ｓ，４Ｓ…反力要素（サンギヤ）、  ３Ｃ，４Ｃ…出力要素（キャリア）、  １２…可変容量型ポンプモータ（第１ポンプモータ，ＰＭ１）、  １３…可変容量型ポンプモータ（第２ポンプモータ，ＰＭ２）、  １４，１５…油路、  １６…出力部材（出力軸）、  １７，〜２０…変速段用伝動機構（ギヤ対）、  １７…最高速段用伝動機構（第４速用ギヤ対）、  １９…中高速段用伝動機構（第３速用ギヤ対）、  ２２，〜２５…切替機構（シンクロナイザ）、  ２５…直結段用切替機構（Ｒシンクロ）、  ３８，３９…調圧弁（リリーフ弁）、  ４０…電子制御装置（ＥＣＵ）、  ＣＣ…閉回路、  ＴＭ…可変容量型ポンプモータ式変速機。
【図１】
2010014264.tif 000003
【図２】
2010014264.tif 000004
【図３】
2010014264.tif 000005
【図４】
2010014264.tif 000006
【図５】
2010014264.tif 000007
【図６】
2010014264.tif 000008
【図７】
2010014264.tif 000009
【図８】
2010014264.tif 000010