(57)【要約】【課題】動力の伝達効率に優れるとともに、小型・軽量化が容易で、しかも無段変速の可能な変速機を提供する。【解決手段】第１差動機構５が第１ドライブ軸４と同一軸線上に配置されるとともに、第１モータ６が第１差動機構５の反力要素に連結され、第２差動機構８が第２ドライブ軸７と平行な軸線上に配置されるとともに、第２モータ９が第２差動機構８の反力要素に連結され、第１，第２差動機構５，８のいずれか一方の差動機構における入力要素と動力源１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、一方の差動機構における入力要素と固定部材１４とを選択的に連結して一方の差動機構における入力要素の回転を規制する発進用切換機構１２が設けられ、一方の差動機構における出力要素とドリブン軸１１とが、伝動機構１３を介して常時連結されている。【選択図】図１
2008039009.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源から選択的に動力が伝達される複数のドライブ軸と、それらの各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るとともに車両が走行するための複数の変速比を設定可能な複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
前記動力源から動力が入力される入力要素と前記複数のドライブ軸のうちの第１ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１差動機構が、前記第１ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１モータが前記反力要素に連結され、
前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記複数のドライブ軸のうちの第２ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２差動機構が、前記第２ドライブ軸と平行な軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２モータが前記他の反力要素に連結され、
前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、前記一方の差動機構における入力要素と固定部材とを選択的に連結して前記一方の差動機構における入力要素の回転を規制する発進用切換機構が設けられ、
前記一方の差動機構における出力要素と前記ドリブン軸とが、前記複数の伝動機構のうちのいずれか１つの伝動機構を介して常時連結されている
ことを特徴とする車両用変速機。
【請求項２】
前記伝動機構は、車両が走行するための前進３段および後進１段の変速比を設定可能な複数の機構を含むとともに、前記いずれか１つの伝動機構は、前記前進３段のうちの中間の変速比を設定可能な機構であることを特徴とする請求項１に記載の車両用変速機。
【請求項３】
前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方は、その一方の差動機構における入力要素が前記発進用切換機構によって前記固定部材と連結されてその回転が規制されている状態で、前記一方の差動機構における反力要素に前記第１モータもしくは第２モータから動力が入力された場合に減速機構として作用するように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用変速機。
【請求項４】
前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方は、サンギヤと、そのサンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリアとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されていて、そのリングギヤが前記動力源から動力が入力される前記一方の差動機構における入力要素を形成し、そのキャリアが前記第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸に連結された前記一方の差動機構における出力要素を形成し、そのサンギヤが前記第１モータもしくは第２モータに連結された前記一方の差動機構における反力要素を形成していることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用変速機。
【請求項５】
前記発進用切換機構は、車両が発進する際に駆動トルクを増大する要求がある場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材とを連結し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達不可能な状態にするとともに、前記駆動トルクの増大要求がない場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材との連結を解消して前記一方の差動機構における入力要素の回転を許容し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達可能な状態にする、もしくは前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態にす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４のいずれかに記載の車両用変速機。
【請求項６】
前記発進用切換機構は、前記伝動機構により車両が走行するための最も小さい変速比が設定される場合に、前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態にするように構成されていることを特徴とする請求項５に記載の車両用変速機。
【請求項７】
前記第１モータは、前記第１差動機構および第１ドライブ軸と同一軸線上に配置されているとともに、
前記第２モータは、前記第２差動機構および第２ドライブ軸と同一軸線上で、かつ前記第１モータに対してその半径方向で外側に隣接して配置されていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の車両用変速機。
【請求項８】
前記各モータは、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし７いずれかに記載の車両用変速機。
【請求項９】
いずれか少なくとも一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方に変更できる両振り型ポンプモータを含むことを特徴とする請求項８に記載の車両用変速機。
【請求項１０】
前記各モータは、発電機としての機能と電気モータとしての機能を備えているモータ・ジェネレータを含む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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【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、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。
【０００３】
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。
【０００４】
【特許文献１】特開平１１−５１１５０号公報
【特許文献２】特開２０００−３２０６４４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
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。
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【０００８】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることができる変速機を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
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複数のドライブ軸と、それらの各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るとともに車両が走行するための複数の変速比を設定可能な複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、前記動力源から動力が入力される入力要素と前記複数のドライブ軸のうちの第１ドライブ軸に連結された出力要素と反力要素とを有する第１差動機構が、前記第１ドライブ軸と同一軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第１モータが前記反力要素に連結され、前記動力源から動力が入力される他の入力要素と前記複数のドライブ軸のうちの第２ドライブ軸に連結された他の出力要素と他の反力要素とを有する第２差動機構が、前記第２ドライブ軸と平行な軸線上に配置されるとともに、エネルギの回収と駆動力の出力とが可能でかつその回収容量および出力容量が可変な第２モータが前記他の反力要素に連結され、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、前記一方の差動機構における入力要素と固定部材とを選択的に連結して前記一方の差動機構における入力要素の回転を規制する発進用切換機構が設けられ、前記一方の差動機構における出力要素と前記ドリブン軸とが、前記複数の伝動機構のうちのいずれか１つの伝動機構を介して常時連結されていることを特徴とする車両用変速機である。
【００１０】
また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記伝動機構が、車両が走行するための前進３段および後進１段の変速比を設定可能な複数の機構を含むとともに、前記いずれか１つの伝動機構が、前記前進３段のうちの中間の変速比を設定可能な機構であることを特徴とする車両用変速機である。
【００１１】
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、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方が、その一方の差動機構における入力要素が前記発進用切換機構によって前記固定部材と連結されてその回転が規制されている状態で、前記一方の差動機構における反力要素に前記第１モータもしくは第２モータから動力が入力された場合に減速機構として作用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である。
【００１２】
また、請求項４の発明は、請求項１または２の発明において、前記第１差動機構もしくは第２差動機構のいずれか一方が、サンギヤと、そのサンギヤに対して同心円上に配置されたリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとに噛み合っているピニオンギヤを保持しているキャリアとを有するシングルピニオン型遊星歯車機構により構成されていて、そのリングギヤが前記動力源から動力が入力される前記一方の差動機構における入力要素を形成し、そのキャリアが前記第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸に連結された前記一方の差動機構における出力要素を形成し、そのサンギヤが前記第１モータもしくは第２モータに連結された前記一方の差動機構における反力要素を形成していることを特徴とする車両用変速機である。
【００１３】
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、前記発進用切換機構が、車両が発進する際に駆動トルクを増大する要求がある場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材とを連結し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達不可能な状態にするとともに、前記駆動トルクの増大要求がない場合に、前記一方の差動機構における入力要素と前記固定部材との連結を解消して前記一方の差動機構における入力要素の回転を許容し、かつ前記一方の差動機構における入力要素と前記動力源との間をトルク伝達可能な状態にする、もしくは前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態に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である。
【００１４】
また、請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記発進用切換機構が、前記伝動機構により車両が走行するための最も小さい変速比が設定される場合に、前記一方の差動機構における入力要素をいずれの部材とも連結しない状態に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である。
【００１５】
また、請求項７の発明は、請求項１ないし６のいずれかの発明において、前記第１モータが、前記第１差動機構および第１ドライブ軸と同一軸線上に配置されているとともに、前記第２モータが、前記第２差動機構および第２ドライブ軸と同一軸線上で、かつ前記第１モータに対してその半径方向で外側に隣接して配置されていることを特徴とする車両用変速機である。
【００１６】
また、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、前記各モータが、押出容積を変更できる可変容量型流体圧ポンプモータを含み、これらの可変容量型流体圧ポンプモータを相互に連通させる流体回路を更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。
【００１７】
また、請求項９の発明は、請求項８の発明において、いずれか少なくとも一つの前記可変容量型流体圧ポンプモータが、押出容積を正負の両方に変更できる両振り型ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。
【００１８】
そして、請求項１０の発明は、請求項１ないし７のいずれかの発明において、前記各モータが、発電機としての機能と電気モータとしての機能を備えているモータ・ジェネレータを含むことを特徴とする車両用変速機である。
【発明の効果】
【００１９】
したがって、請求項１の発明によれば、動力源が出力した動力が、各差動機構の入力要素に入力されるので、それぞれの反力要素に対する各モータからの反力に応じて、出力要素から動力が出力される。例えば、いずれかのモータが反力要素を固定するようにトルクを出力し、かつ他のモータが空転すれば、動力源が出力した動力は、反力要素が固定されている差動機構を介していずれかのドライブ軸に伝達される。そして、そのドライブ軸とドリブン軸との間の所定の伝動機構により、もしくは所定の伝動機構がいずれかの切換機構によってトルク伝達可能な状態とされることにより、その伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その結果、その伝動機構による回転数比に応じた変速比が設定される。これに対して、いずれかのモータが回転しつつ反力要素に反力を与えると、動力源が出力した動力の一部がそのモータによってエネルギ回収される。そのエネルギが他のモータに供給されて該他のモータが動力を出力するので、該他のモータが連結されている差動機構を介して他のドライブ軸に動力が伝達される。すなわち、機械的な動力伝達とエネルギの変換を伴う動力の伝達とが生じ、二つのドライブ軸および伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その場合、各差動機構の差動作用により、各々の動力伝達系統での動力の伝達割合が連続的に変化するので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化し、無段変速が可能になる。
【００２０】
また、請求項２の発明によれば、複数の伝動機構のうちのいずれか１つの伝動機構が、第１速ないし第３速の前進３段のうち第２速の変速比を設定する機構となっていて、その第２速を設定する伝動機構を介して、第１の差動機構もしくは第２の差動機構における出力要素とドリブン軸とが常時トルク伝達可能な状態となるように連結される。そのため、第２速を設定するための切換機構が不要になり、変速機の構造を簡素化し、変速機の体格を小型・軽量化することができる。
【００２１】
また、請求項３の発明によれば、いずれか一方の差動機構における入力要素を固定することで、その一方の差動機構における反力要素に入力された第１モータもしくは第２モータの出力トルクの回転数を減速して、すなわち第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して、第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができる。
【００２２】
また、請求項４の発明によれば、シングルピニオン型遊星歯車機構により構成されたいずれか一方の差動機構における入力要素となっているリングギヤを固定することで、前記一方の差動機構における反力要素となっているサンギヤの回転数に対して、前記一方の差動機構における出力要素となっているキャリアの回転数が減速される。すなわち、前記一方の差動機構のサンギヤに入力された第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して、前記一方の差動機構のキャリアを介して第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができる。
【００２３】
また、請求項５の発明によれば、車両が前進もしくは後進方向へ発進する際に大きな駆動力が要求される場合に、発進用切換機構を、前記一方の差動機構における入力要素を固定し、かつその入力要素と動力源との間をトルク伝達不可能な状態にすることで、第１モータもしくは第２モータの出力トルクを増幅して第１ドライブ軸もしくは第２ドライブ軸へ伝達することができ、発進時に、駆動力を必要十分に大きくすることができる。
【００２４】
また、請求項６の発明によれば、伝動機構による最小の変速比が設定された場合、すなわち高速走行時に、いずれか一方の差動機構における入力要素がいずれの部材とも連結されない状態、言い換えると発進用切換機構がニュートラルの状態にされることにより、高速走行時に、いわゆる引き摺りトルクが生じないので、動力損失を低減できる。
【００２５】
また、請求項７の発明によれば、第１モータおよび第２モータを隣接して配置できるので、各モータ同士の間でのエネルギの授受のための構成が簡素化され、さらには二つのモータをユニット化して変速機の製造性や組立性を向上させることができる。
【００２６】
また、請求項８および９の発明によれば、流体圧ポンプモータによって各差動機構に対する反力を発生させることによりドリブン軸に伝達されるトルクを制御でき、そのため動力損失を低減できるうえに、無段変速を容易に行うことができる。
【００２７】
そして、請求項１０の発明によれば、電気的に変速制御を行うことができるので、制御が容易になる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２８】
（第１の実施例）
つぎにこの発明による車両用変速機を具体例に基づいて説明する。図１はこの発明による車両用変速機の第１の実施例を示しており、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３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、もしくはこれに平行な軸線上に、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。
【００２９】
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。以下の説明では、動力源１を仮にエンジン１と記す。また、入力部材２はエンジン（Ｅ／Ｇ）１の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってよい。以下の説明では、入力部材２を入力軸２と記す。これらエンジン１と入力軸２と間に、ダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。なお、符号３はサブポンプあるいはチャージポンプなどと称されるオイルポンプで、変速機内部の各部への潤滑油の供給や、後述する各油圧ポンプモータとの間に形成されている油路への圧油の補給などのために使用されるものである。
【００３０】
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に示す第１の実施例では、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。
【００３１】
図１に示す第１の実施例では、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および入力軸２に平行な第１ドライブ軸４と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第１遊星歯車機構５と記し、また油圧ポンプモータを仮に第１ポンプモータ６と記す。さらに、第１遊星歯車機構５と同様に、エンジン１および入力軸２に平行な第２ドライブ軸７と同一軸線上に配置された遊星歯車機構を仮に第２遊星歯車機構８と記し、また油圧ポンプモータを第２ポンプモータ９と記す。なお、第１ポンプモータ６を図にはＰＭ１と記し、第２ポンプモータ９を図にはＰＭ２と記すことがある。
【００３２】
第１遊星歯車機構５は、外歯歯車であるサンギヤＳ１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Ｒ１と、これらのサンギヤＳ１とリングギヤＲ１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アＣ１とを回転要素するシングルピニオン型の遊星歯車機構である。前記の入力軸２に第１カウンタギヤ対１０のカウンタドライブギヤ１０Ａが取り付けられており、これに噛み合っている一方のカウンタドリブンギヤ１０Ｂが、リングギヤＲ１に連結されている。すなわち、リングギヤＲ１に入力軸２が第１カウンタギヤ対１０を介して連結されている。したがってリングギヤＲ１が入力要素となっている。
【００３３】
また、サンギヤＳ１に反力機構としての第１ポンプモータ６のロータ軸６Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ１が反力要素となっている。そして、キャリアＣ１に第１ドライブ軸４が接続されている。そして、この第１ドライブ軸４は、後述する複数の伝動機構および切換機構により、この変速機の出力軸となっているドリブン軸１１との間で選択的にトルク伝達可能な状態にされる構成となっている。すなわち、キャリアＣ１が第１ドライブ軸４および各伝動機構ならびに切換機構を介してドリブン軸１１に連結されるようになっている。したがってキャリアＣ１が出力要素となっている。なお、上記の第１ドライブ軸４は、この第１遊星歯車機構５を挟んで第１ポンプモータ６とは軸線方向で反対側に配置されている。
【００３４】
第１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、図１に示す第１の実施例では、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、第１遊星歯車機構５に対してエンジン１側（図１の左側）に、第１遊星歯車機構５と同一軸線上に配置されている。この種の第１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。
【００３５】
一方、第２遊星歯車機構８は、上記の第１遊星歯車機構５と同様の構成であって、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２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アＣ２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。
【００３６】
そして上記の第１遊星歯車機構５と同様に、入力軸２に取り付けられたカウンタドライブギヤ１０Ａに噛み合っている他方のカウンタドリブンギヤ１０Ｃが、スタート（Ｓ）シンクロ１２を介してリングギヤＲ２に連結されている。このスタートシンクロ１２は、この発明の発進用切換機構に相当し、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ２の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ２を固定することができるように構成されている。したがってリングギヤＲ２が入力要素となっている。
【００３７】
また、サンギヤＳ２に反力機構としての第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａが接続されている。したがってサンギヤＳ２が反力要素となっている。そして、キャリアＣ２に第２ドライブ軸７が接続されている。そして、この第２ドライブ軸７に第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられており、このカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂがドリブン軸１１に連結されている。すなわち、キャリアＣ２が第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対１３を介してドリブン軸１１に連結されている。したがってキャリアＣ２が出力要素となっている。
【００３８】
なお、上記の第２ドライブ軸７は、この第２遊星歯車機構８を挟んで第２ポンプモータ９とは軸線方向で反対側に配置されている。また第２ドライブ軸７は、第１ドライブ軸４あるいはドリブン軸１１と比較してその全長が短い軸であり、変速機全体の一部分、具体的には変速機のエンジン１側の一部の範囲に配置されている。また、上記の第１カウンタギヤ対１０および第２カウンタギヤ対１３は、それぞれ、いわゆる入力用伝動機構および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も可能である。
【００３９】
第２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、この図１に示す第１の実施例では、特に押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできるいわゆる両振り型のものであり、第２遊星歯車機構８と同一軸線上で、かつ上述した第１ポンプモータ６の半径方向で外側に隣接して配置されている。この種の第２ポンプモータ９としては、第１ポンプモータ６と同様に、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。
【００４０】
ここで、発進用切換機構としてのスタートシンクロ１２について説明すると、このスタートシンクロ１２は、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図１には同期連結機構からなるスタートシンクロ１２が記載されている。このスタートシンクロ１２は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ１２Ｓを備えており、このスリーブ１２Ｓを挟んだ両側に、前述の第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃおよび例えば変速機のケーシング（図示せず）に固定された固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。
【００４１】
具体的には、スリーブ１２Ｓの図１の左側に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ１２Ｓの図１の右側に、固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ１２は、そのスリーブ１２Ｓを図１の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結し、スリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させることにより、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定部材１４に連結してリングギヤＲ２の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ２を固定し、さらにスリーブ１２Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドリブンギヤ１０Ｃあるいは固定部材１４とも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【００４２】
前述のように、この第１の実施例における第２遊星歯車機構８は、リングギヤＲ２およびサンギヤＳ２およびキャリアＣ２を、それぞれ、入力要素および反力要素および出力要素とする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。そのため、上記のようにスタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させてリングギヤＲ２を固定することで、サンギヤＳ２に入力されたトルクの回転数に対してキャリアＣ２から出力されるトルクの回転数を減速することができる。すなわち、第２遊星歯車機構８は、スタートシンクロ１２を動作させて第２遊星歯車機構８の入力要素となっているリングギヤＲ２を固定することで、第２遊星歯車機構８の反力要素となっているサンギヤＳ２に第２ポンプモータ９の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ２のトルクを増幅して第２遊星歯車機構８の出力要素となっているキャリアＣ２から出力する減速機構として作用する構成となっている。
【００４３】
したがって、例えば車両が前進もしくは後進方向へ発進する際に大きな駆動力が要求される場合に、上記のようにスタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させてリングギヤＲ２を固定することで、第２ポンプモータ９の出力トルクを増幅して第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対１３を介してドリブン軸１１へ伝達することができ、発進時に、駆動力を必要十分に大きくすることができる。
【００４４】
また、この図１に示す第１の実施例では、第１遊星歯車機構５と第２遊星歯車機構８とは、互いの軸線方向が平行で、かつ互いに並列して配置されている。すなわち、第１ドライブ軸４と同一の軸線上に配置されている第１遊星歯車機構５に対して、第２遊星歯車機構８が、第１ドライブ軸４と平行な第２ドライブ軸７と同一の軸線上で、かつ第１遊星歯車機構５の半径方向で外側に隣接して配置されている。そのため、２つの遊星歯車機構５，８を軸線方向に互いにずらして配置した場合と比較して、軸線方向の長さを短くして変速機の体格を小型化することができる。また、それに伴って変速機の車載性を向上させることができ、特に、ＦＲ車に搭載する場合の車載性を向上させることができる。
【００４５】
各ドライブ軸４，７から動力が伝達されるドリブン軸１１は、各ドライブ軸４，７と平行になるように、また入力軸２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、その主要部分が、特に第１ドライブ軸４およびドリブン軸１１の２本の軸からなるいわゆる２軸構造になっている。そして、第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸７とドリブン軸１１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１１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に示す第１の実施例では、前進走行のための３つのギヤ対１５，１３，１６と後進走行のためのギヤ対１７とが設けられている。
【００４６】
具体的には、第１ドライブ軸４に第１速ギヤ対１５の第１速駆動ギヤ１５Ａと、第３速ギヤ対１６の第３速駆動ギヤ１６Ａと、リバースギヤ対１７のリバース駆動ギヤ１７Ａ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４の先端（図１の右端）側から、リバース駆動ギヤ１７Ａ、第１速駆動ギヤ１５Ａ、第３速駆動ギヤ１６Ａの順であり、これは、ギヤ比の大きい順（ピット円半径の小さい順、もしくは歯数の少ない順）である。このような配列とすることにより、第１ドライブ軸４の先端部を支持する軸受（図示せず）に掛かる荷重を相対的に低荷重とし、軸受を小型化することができる。
【００４７】
上記の第１ドライブ軸４に取り付けられた各ギヤ対１５，１６，１７における従動ギヤ１５Ｂ，１６Ｂ，１７Ｂが、ドリブン軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、リバース従動ギヤ１７Ｂは、このリバース従動ギヤ１７Ｂとリバース駆動ギヤ１７Ａとの間に配置されたアイドルギヤ１７Ｃに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、リバース従動ギヤ１７Ｂの回転方向とリバース駆動ギヤ１７Ａの回転方向とが同じになるように構成されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂは、第１速駆動ギヤ１５Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して配置されている。さらに、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１１に回転自在に嵌合し、かつ第１速従動ギヤ１５Ｂに隣接して配置されている。
【００４８】
これらのギヤ対１５，１６，１７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１５，１６，１７をいずれかの第１ドライブ軸４とドリブン軸１１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１１に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して回転自在とし、その駆動ギヤを第１ドライブ軸４に対して選択的に連結するように第１ドライブ軸４側に切換機構を設けることができる。
【００４９】
図１に示す第１の実施例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記のリバース従動ギヤ１７Ｂに隣接して第１シンクロ１８が配置されている。また、第１速従動ギヤ１５Ｂと第３速従動ギヤ１６Ｂとの間に第２シンクロ１９が配置されている。これらのシンクロ１８，１９は、従来の手動変速機で用いられているものと同様であって、ドリブン軸１１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。
【００５０】
したがって第１シンクロ１８は、そのスリーブ１８Ｓを図１の左側に移動させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ１８Ｓを中央に位置させることにより、リバース従動ギヤ１７Ｂとは係合しない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１５Ｂをドリブン軸１１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１１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１５Ｂ，１６Ｂにも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【００５１】
上記の各シンクロ１８，１９、および前述のスタートシンクロ１２の各スリーブ１８Ｓ，１９Ｓ、およびスリーブ１２Ｓは、リンケージ（図示せず）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（図示せず）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、前述の各ポンプモータ６，９の押出容積、あるいは各アクチュエータの動作は、電子制御装置（ＥＣＵ）（図示せず）によって電気的に制御される。この電子制御装置は、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、あるいは各シンクロ１２，１８，１９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。
【００５２】
また、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間には、前述のように、第２カウンタギヤ対１３が配置されている。すなわち第２ドライブ軸７の図１での右側の先端に、第２カウンタギヤ対１３のカウンタドライブギヤ１３Ａが取り付けられていて、そのカウンタドライブギヤ１３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ１３Ｂが、ドリブン軸１１の図１での左側の先端に取り付けられている。そして、この図１に示す第１の実施例では、上記の第２カウンタギヤ対１３が、固定変速比としての第２速の変速比を設定するための第２速ギヤ対１３を兼用している。したがってカウンタドライブギヤ１３Ａが第２速駆動ギヤ１３Ａを兼ねていて、カウンタドリブンギヤ１３Ｂが第２速従動ギヤ１３Ｂを兼ねた構成となっている。
【００５３】
このように、第２速ギヤ対１３が、第２カウンタギヤ対１３と兼用されていることで、すなわち第２速ギヤ対１３と第２カウンタギヤ対１３とが共用化されていることで、その第２速ギヤ対１３によって、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間は、常にトルク伝達可能な状態で連結されている。すなわち、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２に接続されている第２ドライブ軸７とドリブン軸１１とが、この発明の伝動機構の１つであって、固定変速比としての第２速を設定するための第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介して、常時トルク伝達可能に連結されている。したがって、他の固定変速比すなわち第１速および第３速ならびにリバースを設定するために、第１速従動ギヤ１５Ｂおよび第３速従動ギヤ１６Ｂならびにリバース従動ギヤ１７Ｂとドリブン軸１１との間にそれぞれ第１シンクロ１８および第２シンクロ１９が設けられているのに対して、第２速を設定するために、特にはシンクロ（切換機構）を設ける必要がない。そのため、変速機を構成するギヤ対の数を低減することで、変速機の軸方向の長さを短縮することができ、また、第２速を設定するためのシンクロなどの切換機構が不要になることで、変速機の構成を簡素化することができる。
【００５４】
ここで、各ポンプモータ６，９に関する油圧回路について簡単に説明すると、図２に示すように、これらのポンプモータ６，９は閉回路によって連通されている。すなわち、各ポンプモータ６，９の吸入ポート６Ｓ，９Ｓ同士が油路２０によって連通され、また吐出ポート６Ｄ，９Ｄ同士が油路２１によって連通されている。その吸入ポートとは、前進走行する際に遊星歯車機構に対して反力を与えるように押出容積を設定した場合に、相対的に低圧となるポートであり、これとは反対に相対的に高圧となるポートが吐出ポートである。なお、上記のように構成される油圧の閉回路では、圧油の不可避的な漏洩が生じるから、圧油の補給を行うために前述のチャージポンプ３を上記の閉回路に接続してもよい。
【００５５】
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１５，１３，１６，１７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１２，１８，１９の動作状態をまとめて示す図表（作動表）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（ロックしている）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。
【００５６】
そして、各シンクロ１２，１８，１９についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓ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１２，１８，１９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。
【００５７】
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１２，１８，１９がＯＦＦ状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ１２Ｓ，１８Ｓ，１９Ｓが中央位置に設定される。したがって、第１シンクロ１８および第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定されることで、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているギヤ対１５，１６，１７は、いずれもドリブン軸１１に連結されていない状態となり、エンジン１もしくは第１ポンプモータ６から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。
【００５８】
また、スタートシンクロ１２がＯＦＦ状態に設定されることで、第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９にはエンジン１からの動力が伝達されない状態となり、そのためエンジン１もしくは第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７を経由してドリブン軸１１に至る動力伝達経路からはドリブン軸１１へ動力が伝達されない状態となる。したがって、ドリブン軸１１にはいずれの経路からも動力が伝達されないニュートラル状態となる。
【００５９】
このとき、第１ポンプモータ６はいわゆる空回り状態となるため、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１にエンジン１からトルクが伝達されても、サンギヤＳ１に反力が作用しないため、出力要素であるキャリアＣ１に連結されている第１ドライブ軸４にはトルクが伝達されない。そして、第２遊星歯車機構８へはエンジン１からのトルクは伝達されず、また第２ポンプモータ９はトルクが入力されることも出力することもなく停止しているため、第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２に連結されている第２ドライブ軸７にはトルクが伝達されない。その結果、上記のように変速機はニュートラルの状態になる。
【００６０】
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１８をＯＦＦ状態に設定したままで、第２シンクロ１９のスリーブ１９Ｓ、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが、それぞれ、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１５Ｂがドリブン軸１１に連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結される。その結果、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１とが第１速ギヤ対１５を介して連結され、また第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定される。
【００６１】
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。そして、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定されるので、第２遊星歯車機構８は、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２の回転数に対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２の回転数が減速される減速機構、言い換えると、サンギヤＳ２にロータ軸９Ａを介して第２ポンプモータ９の出力したトルクが入力された場合にそのサンギヤＳ２のトルクに対して第２遊星歯車機構８の出力要素であるキャリアＣ２のトルクが増幅される減速機構として機能する状態となる。
【００６２】
したがって、車両の発進時に、シフトポジションが走行ポジションに切り替えられることで、エンジン１の動力が第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびに第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路と、第２ポンプモータ９の出力したトルクが第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成されることになる。
【００６３】
この状態では、車両が未だ停止しているので、第１遊星歯車機構５では、キャリアＣ１が停止している状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力され、したがってサンギヤＳ１がリングギヤＲ１の回転方向とは反対の方向に回転する。この状態で、各ポンプモータ６，９の押出容積を次第に大きくし、先ず、第１ポンプモータ６をポンプとして機能させて油圧を発生させる。すると、それに伴う反力が第１遊星歯車機構５におけるサンギヤＳ１に作用するので、キャリアＣ１にこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に動力が伝達される。
【００６４】
上記の第１ポンプモータ６はいわゆる逆回転してポンプとして機能しているから、その吸入ポート６Ｓから圧油を吐出し、これが第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その結果、第２ポンプモータ９がモータとして機能し、そのロータ軸９Ａからいわゆる正回転方向のトルクが出力され、そのトルクが第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２に入力される。このとき、第２遊星歯車機構８は、上記のようにリングギヤＲ２が固定されてキャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１１へ伝達される。
【００６５】
このように、車両の発進時には、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構５および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９から第２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが増幅されて伝達される。このように発進時には、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１１に出力される。すなわち、発進時には、第２ポンプモータ９が出力するトルクを増幅して変速機が出力するトルクに付加することができる。言い換えると、車両の発進時に、第２ポンプモータ９の出力トルクを増幅してドリブン軸１１へ伝達することができ、第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介してドリブン軸１１へ動力が伝達される動力伝達系統と併せて、２つの動力伝達系統を成立させることができる。その結果、大きな駆動力が要求される車両の発進時に、より大きな駆動トルクを得ることができ、車両の発進加速性を向上することができる。また、第２ポンプモータ９を小型化することができ、それに伴って変速機の全体としての構成を小型・軽量化することが可能になる。
【００６６】
上記のような動力の伝達状態では、ドリブン軸１１に現れるトルクは、第１速ギヤ対１５を介した機械的伝達のみの場合のトルクより大きくなり、したがって変速機の全体としての変速比は、第１速ギヤ対１５によって決まるいわゆる固定変速比より大きくなる。また、その変速比は、流体を介した動力の伝達割合に応じて変化する。そのため、第２遊星歯車機構８におけるサンギヤＳ２およびこれに連結されている第２ポンプモータ９の回転数が次第にゼロに近づくのに従って流体を介した動力伝達の割合が低下し、変速機の全体としての変速比は第１速の固定変速比に近づく。そして、第１ポンプモータ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１速となる。
【００６７】
この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１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２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１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１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４および第１速ギヤ対１５を介して、出力軸としてのドリブン軸１１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。
【００６８】
この第１速の状態でスタートシンクロ１２をＯＦＦ状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ１２Ｓを中立位置に設定すれば、第２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２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、また第１シンクロ１８をＯＦＦ状態に設定したまま、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の左側に移動させて、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃを第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２に連結すれば、入力軸２が、第１カウンタギヤ対１０および第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に連結されるので、固定変速比である第２速へのアップシフト待機状態となる。一方、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の右側に移動させて第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定して、第２遊星歯車機構８をサンギヤＳ２への入力に対してキャリアＣ２から出力する場合の減速機構として機能する状態にしておけば、第１速より大きい変速比を設定するダウンシフト待機状態となる。
【００６９】
第１速から第２速へのアップシフト待機状態では、第２ポンプモータ９およびこれに連結されているサンギヤＳ２がリングギヤＲ２とは反対の方向に回転している。したがって第２ポンプモータ９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９がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ２に作用する。その結果、リングギヤＲ２に入力されたトルクとサンギヤＳ２に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ２に作用し、これが正回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン１の回転数が次第に引き下げられる。そのキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１にトルクが伝達される。
【００７０】
第２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１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１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１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１に作用する。第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ１に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ１から第１ドライブ軸４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１１にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。
【００７１】
そして、第２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２遊星歯車機構８および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３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１５で決まる変速比から第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３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２速となる。
【００７２】
この状態で第１ポンプモータ６の押出容積がゼロに設定されるので、第１ポンプモータ６が空転するとともに、第２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１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２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２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第２遊星歯車機構８ではサンギヤＳ２を固定した状態でリングギヤＲ２に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ２にはこれをリングギヤＲ２と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介して、出力軸としてのドリブン軸１１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。
【００７３】
この第２速の状態で第２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１１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２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１５Ｂをドリブン軸１１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。
【００７４】
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６およびこれに連結されているサンギヤＳ１がリングギヤＲ１とは反対の方向に回転している。したがって第１ポンプモータ６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６がポンプとして機能し、それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用する。その結果、リングギヤＲ１に入力されたトルクとサンギヤＳ１に作用する反力とを合成したトルクがキャリアＣ１に作用してこれが正回転し、そのトルクが第１ドライブ軸４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１１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。
【００７５】
第１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２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２ポンプモータ９がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２に作用する。第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２にはエンジン１から動力が入力されているので、そのトルクとサンギヤＳ２に作用するトルクとが合成されてキャリアＣ２から第２ドライブ軸７および第２カウンタギヤ対（第２速ギヤ対）１３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１１にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。
【００７６】
そして、第１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１遊星歯車機構５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（第２カウンタギヤ対）１３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３速となる。
【００７７】
この状態で第２ポンプモータ９の押出容積がゼロに設定されるので、第２ポンプモータ９が空転するとともに、第１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２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１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１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第１遊星歯車機構５ではサンギヤＳ１を固定した状態でリングギヤＲ１に動力が入力されるので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれをリングギヤＲ１と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４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１１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。
【００７８】
つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓが図１の右側に移動させられて、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定部材１４に連結され、リングギヤＲ２が固定された状態にされる。また、第１シンクロ１８のスリーブ１８Ｓが図１の左側に移動させられて、リバース従動ギヤ１７Ｂがドリブン軸１１に連結され、さらに、第２シンクロ１９がＯＦＦ状態に設定される。すなわち、入力軸２から第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸４ならびにリバースギヤ対１７を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路と、第２ポンプモータ９のロータ軸９Ａから第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７ならびに第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を経由してドリブン軸１１に到る動力伝達経路との２つの動力伝達経路が形成される。
【００７９】
この状態で第１ポンプモータ６の押出容積を次第に増大させる。また、第２ポンプモータ９の押出容積を、上述した前進段（前進走行）の場合とは反対の負の方向に次第に増大させる。車両が停止している状態ではドリブン軸１１は回転していないから、これに連結された第２ポンプモータ９は停止している。これに対して、第１遊星歯車機構５では第１ドライブ軸４に連結されているキャリアＣ１が固定されている状態でリングギヤＲ１にエンジン１から動力が入力されるから、サンギヤＳ１およびこれに連結されている第１ポンプモータ６がリングギヤＲ１とは反対方向に回転している。
【００８０】
したがって、第１ポンプモータ６のトルク容量を次第に増大させると、第１ポンプモータ６がポンプとして機能し、油圧を発生する。それに伴う反力がサンギヤＳ１に作用するので、出力要素であるキャリアＣ１にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第１ドライブ軸４に伝達される。この第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置されているリバースギヤ対１７は、アイドルギヤ１７Ｃを備えているので、第１ドライブ軸４が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸１１はこれとは反対に方向に回転し、したがって後進走行することになる。
【００８１】
また、第１ポンプモータ６がポンプとして機能して発生した圧油が、その吸入ポート６Ｓから第２ポンプモータ９の吸入ポート９Ｓに供給される。その第２ポンプモータ９の押出容積は上述したように負側に設定されるから、第２ポンプモータ９は、圧油が吸入ポート９Ｓに供給されることにより、前進走行時とは反対方向に回転し、すなわち第２ポンプモータ９がモータとして機能し、トルクを発生する。そしてその第２ポンプモータ９の出力したトルクが、第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸７ならびに第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される。
【００８２】
このとき、第２遊星歯車機構８は、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２が固定されているため、前述の発進時と同様に、キャリアＣ２を出力要素とする減速機構として機能するので、サンギヤＳ２に入力されたトルクは、第２遊星歯車機構８で増幅されて第２ドライブ軸７および第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）１３を介してドリブン軸１１に伝達される。すなわち第２ポンプモータ９から出力されたトルクが増幅されてドリブン軸１１へ伝達される。
【００８３】
したがって、エンジン１から入力された動力の一部が第１遊星歯車機構５およびリバースギヤ対１７を介してドリブン軸１１に伝達され、また他の動力が圧油の流動の形にエネルギ変換され、これが第２ポンプモータ９に伝達され、さらにこの第２ポンプモータ９からドリブン軸１１に、トルクが増幅されて伝達される。すなわち、後進時においても、前進方向への発進時と同様に、いわゆる機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達が行われ、しかも流体を介した動力伝達の際にはトルクが増幅されて、これらの動力を合算した動力がドリブン軸１１に出力される。そのため、前進方向への発進時と同様、大きな駆動力が要求される車両の後進方向への発進時においても、より大きな駆動トルクを得ることができる。
【００８４】
そして、第１ポンプモータ６の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、それに伴って流体を介した動力伝達の割合が次第に低下するので、変速比はリバースギヤ対１７のギヤ比によって決まる変速比に次第に低下する。すなわち、変速比が連続的に変化する。そして、各ポンプモータ６，９の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。
【００８５】
以上のように、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３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。そして、固定変速比としての第２速を設定するための第２速ギヤ対１３が、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間で常時連結されているため、その第２速ギヤ対１３の第２速従動ギヤ１３Ｂをドリブン軸１１に選択的に連結するための切換機構（シンクロ）が不要になり、それに関連する部分の構成を簡素化し、変速機全体としての体格を小型化および軽量化することができる。しかも、第２速ギヤ対１３は、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間の動力伝達を行うための第２カウンタギヤ対１３を兼用している、すなわち第２速ギヤ対１３と第２カウンタギヤ対１３とが共用化されているため、その分のギヤ対およびそれに関連する各部材等の部品点数を低減することができ、このことからも変速機を小型・軽量化することができる。
【００８６】
また、各遊星歯車機構５，８および各ポンプモータ６，９は、それぞれ、互いに隣接して、すなわち軸線方向で互い違いになることなく配置されているため、変速機の軸線方向の長さを短くして変速機全体としての構成を小型化できる。また、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、特に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。
【００８７】
また、前進方向および後進方向への発進時に、上記のスタートシンクロ１２によって第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２を固定し、第２遊星歯車機構８を減速機構として機能させることで、第２ポンプモータ９が出力したトルクが増幅されてドリブン軸１１へ伝達される。そのため、機械的な動力伝達に加えて、流体を介した動力伝達によって、しかもそのトルクを増幅してドリブン軸１１に動力を伝達することができる。スタートシンクロ１２すなわち発進用切換機構がこのように動作させられるため、発進時の変速比が、ギヤ比の大きい第１速ギヤ対１５やリバースギヤ対１７によって決まる変速比よりも一層大きくなり、その結果、発進時の駆動トルクを相対的に大きくして発進加速性を良好なものとすることができる。
【００８８】
そして、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。
【００８９】
さらに、図１に示す第１の実施例では、各ポンプモータ６，９が、そのロータ軸６Ａ，９Ａがいずれも軸線方向の一方向にのみ突き出たいわゆる片出し構造となっている。したがって、各ポンプモータ６，９を、簡単な構成で、そのため小型で信頼性の高いものとすることができる。
【００９０】
（第２の実施例）
つぎにこの発明の第２の実施例を説明する。この第２の実施例は、前述の第１の実施例で示す変速機において、その発進用切換機構（スタートシンクロ１２）の変速時の動作状態を一部変更した例である。したがって、その構成は図１に示す構成と同じである。そしてこの第２の実施例における変速機の作用について説明するための作動表が、前述の第１の実施例における図３の作動表に対して一部が変更されている。すなわち、この第２の実施例でも、前述の第１の実施例と同様に、固定変速比として前進３段・後進１段を設定することができる。それらの固定変速比およびその中間の変速比を設定するための各シンクロ１２，１８，１９の動作状態、および各ポンプモータ６，９の動作状態を図４にまとめて示してある。なお、この図４における各符号の意味は前述した図３における各符号の意味と同じである。
【００９１】
図４において、前述の第１の実施例と異なる部分は、固定変速比としての第３速が設定される場合のスタートシンクロ１２の動作状態が異なっている。すなわち、図４においてスタートシンクロ１２の第３速（３ｒｄ）の欄が、図３におけるスタートシンクロ１２の第３速（３ｒｄ）の欄の動作状態と異なっている。なお、図４の他の欄は図３と同様である。
【００９２】
すなわち、この第２の実施例においては、固定変速比としての第３速が成立した状態で、スタートシンクロ１２がＯＦＦ状態に設定される。すなわちそのスリーブ１２Ｓが中立位置に設定される。そうすることで、第２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、スタートシンクロ１２のスリーブ１２Ｓを図１の左側に移動させて、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｃと第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２とを連結しておけば、第３速へのダウンシフト待機状態となる。
【００９３】
したがって、この第２の実施例では、前述の図１に示す第１の実施例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第２の実施例では、固定変速比である第３速が設定された場合に、第２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が低減され、特に高速走行時の動力の伝達効率を向上させることができる。
【００９４】
（第３の実施例）
つぎにこの発明の第３の実施例を説明する。この第３の実施例における変速機の構成は、上述した図１に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図１の構成と異なる部分を説明し、図１に示す構成と同様の部分には、図１に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００９５】
図５に示すこの発明の第３の実施例における変速機の構成は、前述の図１に示す第１の実施例において第２遊星歯車機構８および第２ポンプモータ９と同一の軸線上に配置されていたスタートシンクロ１２を、第１遊星歯車機構５および第１ポンプモータ６と同一の軸線上に配置した例である。すなわち図５に示す例では、この発明の発進用切換機構に相当するスタートシンクロ２２が、第１遊星歯車機構５および第１ポンプモータ６と同一の軸線上すなわち第１ドライブ軸４と同一軸線上で、第１遊星歯車機構５と第１ポンプモータ６との間に配置されている。
【００９６】
スタートシンクロ２２は、前述のスタートシンクロ１２と同様の構成であり、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ１の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ１を固定することができるように構成されている。具体的には、このスタートシンクロ２２は、前述のスタートシンクロ１２と同じく、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図５には同期連結機構からなるスタートシンクロ２２が記載されている。このスタートシンクロ２２は、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ２２Ｓを備えており、このスリーブ２２Ｓを挟んだ両側に、固定部材１４に一体化させたスプラインと第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインとが配置されている。
【００９７】
すなわち、スリーブ２２Ｓの第１遊星歯車機構５側（図５の右側）に、固定部材１４に一体化させたスプラインが配置され、スリーブ２２Ｓのエンジン１側（図５の左側）に、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０Ｂに一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ２２は、そのスリーブ２２Ｓを図５の右側に移動させることにより、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１を固定部材１４に連結してリングギヤＲ１の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ１を固定し、スリーブ２２Ｓを図５の左側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対１０のカウンタドリブンギヤ１０ＢをリングギヤＲ１に連結し、さらにスリーブ２２Ｓを中央に位置させることにより、固定部材１４あるいはカウンタドリブンギヤ１０Ｂとも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【００９８】
したがって、この図５に示す第３の実施例における第１遊星歯車機構５は、スタートシンクロ２２のスリーブ２２Ｓを図６の右側に移動させて第１遊星歯車機構５の入力要素となっているリングギヤＲ１を固定することで、第１遊星歯車機構５の反力要素となっているサンギヤＳ１に第１ポンプモータ６の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ１のトルクを増幅して第１遊星歯車機構５の出力要素となっているキャリアＣ１から出力する減速機構として作用する構成となっている。
【００９９】
そして、スタートシンクロ２２が第１遊星歯車機構５および第１ポンプモータ６と同一の軸線上に配置されることに伴い、第２遊星歯車機構８の配置が変更されている。すなわち、第２遊星歯車機構８が、第２ドライブ軸７と同一の軸線上で、かつスタートシンクロ２２の半径方向で外側に隣接して配置されている。すなわち、第２遊星歯車機構８の配置位置が、前述の第１の実施例における構成と比較して、第２ドライブ軸７と同一の軸線上でエンジン１側（図５の左側）に寄って配置され、なおかつ２つの遊星歯車機構５，８が軸線方向で互い違いに配置されている。そのため、各遊星歯車機構５，８を、軸線方向で同じ位置に並列させて配置した場合と比較して、径方向における長さを短くして変速機の体格を小型化することができる。
【０１００】
また、スタートシンクロ２２が第１遊星歯車機構５および第１ポンプモータ６と同一の軸線上に配置されることに伴い、この発明の伝動機構としての各ギヤ対の配置あるいは構成が変更されている。すなわち、第１速ギヤ対２３が、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１との間に配置されている。すなわち第２ドライブ軸７の図５での右側の先端に、第１速ギヤ対２３の第１速駆動ギヤ２３Ａが取り付けられていて、その第１速駆動ギヤ２３Ａに噛み合っている第１速従動ギヤ２３Ｂが、ドリブン軸１１の図５での左側の先端に取り付けられている。また、第２速ギヤ対２４の第２速駆動ギヤ２４Ａが、第１ドライブ軸４の先端側（図５の右側）に取り付けられている。
【０１０１】
そして、第１ドライブ軸４の外周側に相互に回転自在に嵌合している第３ドライブ軸２５が配置されている。すなわちこの第３ドライブ軸２５は第１遊星歯車機構５を挟んで第１ポンプモータ６とは軸線方向で反対側に配置されている。そしてこの第３ドライブ軸２５には、その先端側（図５の右側）から順に、リバースギヤ対２６のリバース駆動ギヤ２６Ａおよび第３速ギヤ対２７の第３速駆動ギヤ２７Ａが取り付けられている。なお、前記の第１ドライブ軸４は、この中空構造の第３ドライブ軸２５の端部から突出しており、その突出した部分に前記の第２速駆動ギヤ２４Ａが取り付けられている。
【０１０２】
この図５に示す第３の実施例では、上記の第１速ギヤ対２３が、第２ドライブ軸７とドリブン軸１１および第３ドライブ軸２５との間の動力伝達を行うための第２カウンタギヤ対２３と共用化されている、すなわち第１速ギヤ対２３と第２カウンタギヤ対２３とが兼用されている。ここで第２カウンタギヤ対２３は、第２ドライブ軸７の図５での右側の先端に取り付けられたカウンタドライブギヤ２３Ａと、ドリブン軸１１の図５での左側の先端に取り付けられてカウンタドライブギヤ２３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ２３Ｂと、第３ドライブ軸２５の図５での左側の先端に取り付けられてカウンタドリブンギヤ２３Ｂに噛み合っているカウンタドライブギヤ２３Ｃとから構成されるギヤ対である。
【０１０３】
したがって、第２カウンタギヤ対２３のカウンタドライブギヤ２３Ａが第１速駆動ギヤ２３Ａを兼ねていて、第２カウンタギヤ対２３のカウンタドリブンギヤ２３Ｂが第１速従動ギヤ２３Ｂを兼ねた構成となっている。このように、第１速ギヤ対２３と第２カウンタギヤ対２３とが１つのギヤ対で共用化されることで、カウンタギヤ対の数が低減され、その結果ギヤの噛み合い損失あるいは変速機全体としての摩擦損失等を低減し、動力の伝達効率を向上させることができる。
【０１０４】
第３ドライブ軸２５に取り付けられている各ギヤ対２６，２７の駆動ギヤ２６Ａ，２７Ａの配列順序に対応して、各従動ギヤ２６Ｂ，２７Ｂが、ドリブン軸１１に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、ドリブン軸１１の先端側（図６の右側）から順に、リバース従動ギヤ２６Ｂ、第３速従動ギヤ２７Ｂが、それぞれ対応する各駆動ギヤ２６Ａ，２７Ａに噛み合った状態でドリブン軸１１に回転自在に嵌合されている。
【０１０５】
そして、第２速ギヤ対２４は、第１遊星歯車機構５の出力要素であるキャリアＣ１と連結している第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間を常時トルク伝達可能な状態に連結するために、第１ドライブ軸４とドリブン軸１１との間に配置された伝動機構であって、第１ドライブ軸４の図５での右側の先端に、上記のように第２速ギヤ対２４の第２速駆動ギヤ２４Ａが取り付けられていて、その第２速駆動ギヤ２４Ａに噛み合っている第２速従動ギヤ２４Ｂが、ドリブン軸１１の図５での右側の先端に取り付けられている。
【０１０６】
上記のように各ギヤ対２６，２７，２３が配置されていることに伴い、各シンクロの配置が変更されている。すなわち、図５において、第１シンクロ２８が、リバース従動ギヤ２６Ｂに隣接して配置されている。そして、第３速従動ギヤ２７Ｂと第１速従動ギヤ２３Ｂとの間に第２シンクロ２９が配置されている。これらの各シンクロ２８，２９の構成は、前述の各シンクロ１２，１８，１９と同様である。したがって第１シンクロ２８は、そのスリーブ２８Ｓを図５の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ２６Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ２８Ｓを中央に位置させることにより、リバース従動ギヤ２６Ｂとは係合しない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２９は、そのスリーブ２９Ｓを図５の右側に移動させることにより、第３速従動ギヤ２７Ｂをドリブン軸１１に連結し、またスリーブ２９Ｓを図５の左側に移動させることにより、第１速従動ギヤ２３Ｂをドリブン軸１１に連結し、さらにスリーブ２９Ｓを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ２７Ｂ，２３Ｂにも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【０１０７】
この図５に示す第３の実施例においても、固定変速比として前進３段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸４，７とドリブン軸１１との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ２２，２８，２９を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸４，７とドリブン軸１１との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ２２，２８，２９を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対２３もしくはリバースギヤ対２６がドリブン軸１１に対してトルクを伝達できるように各シンクロ２２，２８，２９を動作させる。したがって、それらの各シンクロ２２，２８，２９および各ポンプモータ６，９の動作状態をまとめて示せば、図６のとおりである。この図６における各符号の意味は前述した図３あるいは図４における各符号の意味と同じである。
【０１０８】
したがって、図５に示す第３の実施例では、前述の図１に示す第１の実施例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第３の実施例では、第２遊星歯車機構８を変速機のエンジン１側（図５の左側）にずらして配置し、２つの遊星歯車機構６，８を軸線方向で互い違いに配置しているため、それら各遊星歯車機構６，８を軸線方向で同じ位置に並列させて配置した場合と比較して、第２遊星歯車機構８を収容するためのスペースが変速機の中央部近傍に設けた場合に変速機の外周部の中央部分に生じるいわゆる出っ張りを低減することができ、変速機を小型・軽量化することができ、また、変速機の車両搭載性を向上させることができる。
【０１０９】
（第４の実施例）
上述した各実施例は、ＦＲ車への搭載性を向上させた例であるが、この発明はＦＦ車（フロントエンジン・フロントドライブ車）に適するよう構成することもできる。その一例を第４の実施例として図７に示してある。この第４の実施例における変速機の構成は、前述した図１，図２に示す構成に対して、エンジン１および入力軸２および各遊星歯車機構５，８ならびに各ポンプモータ６，９の配置や、第１ドライブ軸４および第２ドライブ軸７の構成などが異なっている。以下の説明では、図１，図２の構成と異なる部分を説明し、図１，図２に示す構成と同様の部分には、図１，図２に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。
【０１１０】
図７に示す第４の実施例における変速機は、エンジン１および入力軸２と同一の軸線上に第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸３０ならびに第１ポンプモータ６が配置されている。それらの配列順序は、エンジン１側（図７の右側）から、第１遊星歯車機構５、第１ドライブ軸３０、第１ポンプモータ６となっている。すなわち第１遊星歯車機構５のエンジン１と反対側（図７の左側）に、第１遊星歯車機構５のサンギヤＳ１にロータ軸６Ａが一体に連結された第１ポンプモータ６が配置されていて、それら第１遊星歯車機構５と第１ポンプモータ６との間に、第１遊星歯車機構５のキャリアＣ１の一端が連結された第１ドライブ軸３０が配置されている。したがってこの第４の実施例では、第１ドライブ軸３０はロータ軸６Ａの外周側に相互に回転自在に嵌合している中空軸となっている。
【０１１１】
また、第１ドライブ軸３０と平行な軸線上に第２ドライブ軸３１が配置されている。そして、その第２ドライブ軸３１のエンジン１側（図７の右側）の端部にキャリアＣ２が連結された第２遊星歯車機構８が配置され、第２ドライブ軸３１のエンジン１と反対側（図７の左側）に、第２遊星歯車機構８のサンギヤＳ２にロータ軸９Ａが一体に連結された第２ポンプモータ９が配置されている。したがってこの第４の実施例では、第２ドライブ軸３１も、上記の第１ドライブ軸３０と同様に、ロータ軸９Ａの外周側に相互に回転自在に嵌合している中空軸となっている。
【０１１２】
そして、第１ドライブ軸３０と、これに平行な軸線上に配置されているドリブン軸３２との間の動力伝達を行うための第２カウンタギヤ対３３が、それら第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２との間に配置されている。すなわち、第１ドライブ軸３０の図７での左側の先端に、第２カウンタギヤ対３３の一方のカウンタドライブギヤ３３Ａが取り付けられていて、そのカウンタドライブギヤ３３Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ３３Ｂが、ドリブン軸３２の図７での左側の先端に取り付けられている。また、第２カウンタギヤ対３３は、カウンタドリブンギヤ３３Ｂに噛み合っている他方のカウンタドライブギヤ３３Ｃを更に備えていて、そのカウンタドライブギヤ３３Ｃが、第２ドライブ軸３１の図７での左側の先端に、後述する第１シンクロ３８により第２ドライブ軸３１に対して選択的に連結されるように取り付けられている。
【０１１３】
そして、この図７に示す第４の実施例では、上記の第２カウンタギヤ対３３が、固定変速比としての第２速の変速比を設定するための第２速ギヤ対３３を兼用している。すなわち、カウンタドライブギヤ３３Ａが第２速駆動ギヤ３３Ａを兼ねていて、カウンタドリブンギヤ３３Ｂが第２速従動ギヤ３３Ｂを兼ねた構成となっている。さらに、この図７に示す第４の実施例では、第２カウンタギヤ対３３は、固定変速比としての第１速の変速比を設定するための第１速ギヤ対３３を兼用している。すなわち、カウンタドライブギヤ３３Ｃが第１速駆動ギヤ３３Ｃを兼ねていて、カウンタドリブンギヤ３３Ｂが第１速従動ギヤ３３Ｂを兼ねた構成となっている。要するに、第２カウンタギヤ対３３は、第２速ギヤ対３３および第１速ギヤ対３３の両方を兼用する構成となっていて、その第２カウンタギヤ対３３のカウンタドリブンギヤ３３Ｂは、第２速従動ギヤ３３Ｂおよび第１速従動ギヤ３３Ｂの両方を兼用している。
【０１１４】
このように、第２速ギヤ対３３が、第２カウンタギヤ対３３と兼用されていることで、すなわち第２速ギヤ対３３と第２カウンタギヤ対３３とが共用化されていることで、その第２速ギヤ対３３によって、第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２との間は、常にトルク伝達可能な状態で連結されている。すなわち、第１遊星歯車機構５の出力要素であるキャリアＣ１に接続されている第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２とが、この発明の伝動機構の１つであって、固定変速比としての第２速を設定するための第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）３３を介して、常時トルク伝達可能に連結されている。したがって、第２速を設定するために、特にシンクロ（切換機構）を設ける必要がなく、また、変速機を構成するギヤ対の数を低減することができるため、変速機の構成を簡素化し、また変速機の軸方向の長さを短縮することができ、変速機の体格を小型・軽量化することができる。
【０１１５】
また、前述の各実施例における変速機の構成では、固定変速比としての変速比を設定するための各ギヤ対の駆動ギヤが、第１ドライブ軸４もしくは第３ドライブ軸２５に一体的に取り付けられるとともに、前記各ギヤ対の従動ギヤが、ドリブン軸１１に対して選択的に連結されるように、各切換機構（シンクロ）がドリブン軸１１側に設けられているのに対して、この図７に示す第４の実施例では、固定変速比としての変速比を設定するための各ギヤ対の従動ギヤが、ドリブン軸３２に一体的に取り付けられるとともに、前記各ギヤ対の駆動ギヤが、第２ドライブ軸３１に対して選択的に連結されるように、各切換機構（シンクロ）が第２ドライブ軸３１側に設けられている。
【０１１６】
すなわち、ドリブン軸３２には、エンジン１と反対側の先端側（図７の左側）から順に、前述の第２速従動ギヤ（第１速従動ギヤ，カウンタドリブンギヤ）３３Ｂ、第３速ギヤ対３４の第３速従動ギヤ３４Ｂ、リバースギヤ対３５のリバース従動ギヤ３５Ｂが取り付けられている。なお、ドリブン軸３２のエンジン１側の先端側（図７の右側）には、歯車機構あるいはベルトやローラーチェーンなどによる巻き掛け伝動機構などの伝動手段３６を介してフロントデファレンシャル３７が連結され、ここから左右の車輪（図示せず）に動力を出力するように構成されている。そして、上記のようにドリブン軸３２に取り付けられている各従動ギヤ３４Ｂ，３５Ｂの配列順序に対応して、各駆動ギヤ３４Ａ，３５Ａが、第２ドライブ軸３１に回転自在に嵌合して支持されている。
【０１１７】
上記のように配置された各ギヤ対３３，３４，３５の配列順序に対応して、各シンクロ（切換機構）が第２ドライブ軸３１上に設けられている。すなわち、図７において、第１速駆動ギヤ３３Ｃと第３速駆動ギヤ３４Ａとの間に第１シンクロ３８が配置されている。そして、リバースシンクロ３９が、リバース駆動ギヤ３５Ａに隣接して配置されている。これらの各シンクロ３８，３９の構成は、前述の各シンクロ１２，１８，１９，２２，２８，２９と同様である。したがって第１シンクロ３８は、そのスリーブ３８Ｓを図７の右側に移動させることにより、第３速駆動ギヤ３４Ａを第２ドライブ軸３１に連結し、またスリーブ３８Ｓを図７の左側に移動させることにより、第１速駆動ギヤ３３Ｃを第２ドライブ軸３１に連結し、さらにスリーブ３８Ｓを中央に位置させることにより、いずれの駆動ギヤ３４Ａ，３３Ｃにも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。また、リバースシンクロ３９は、そのスリーブ３９Ｓを図７の左側に移動させることにより、リバース駆動ギヤ３５Ａを第２ドライブ軸３１に連結し、またスリーブ３９Ｓを中央に位置させることにより、リバース駆動ギヤ３５Ａとは係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【０１１８】
そして、この発明の発進用切換機構に相当するスタートシンクロ４０が、第１遊星歯車機構５および第１ポンプモータ６と同一の軸線上すなわち第１ドライブ軸３０および入力軸２と同一軸線上で、エンジン１と第１遊星歯車機構５との間に、より具体的には、入力軸２と第１遊星歯車機構５および第２遊星歯車機構８との間の動力伝達を行うための第１カウンタギヤ対４１のカウンタドライブギヤ４１Ａと第１遊星歯車機構５との間に配置されている。なお、第１カウンタギヤ対４１は、上記のカウンタドライブギヤ４１Ａと、これに噛み合っているアイドルギヤ４１Ｂと、そのアイドルギヤ４１Ｂに噛み合っていて、第２遊星歯車機構８のリングギヤＲ２と接続されているカウンタドライブギヤ４１Ｃとから構成されている。
【０１１９】
スタートシンクロ４０は、前述のスタートシンクロ１２，２２と同様の構成であり、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１とエンジン１との間を選択的にトルク伝達可能な状態にするとともに、リングギヤＲ１の回転を規制すること、すなわちリングギヤＲ１を固定することができるように構成されている。具体的には、このスタートシンクロ４０は、前述のスタートシンクロ１２，２２と同じく、例えば同期連結機構（シンクロナイザー）や噛み合いクラッチ（ドグクラッチ）もしくは摩擦式クラッチからなるものであって、図７には同期連結機構からなるスタートシンクロ４０が記載されている。このスタートシンクロ４０は、第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１に一体のハブにスプライン嵌合したスリーブ４０Ｓを備えており、このスリーブ４０Ｓを挟んだ両側に、固定部材１４に一体化させたスプラインと第１カウンタギヤ対４１のカウンタドライブギヤ４１Ａに一体化させたスプラインとが配置されている。
【０１２０】
すなわち、スリーブ４０Ｓのエンジン１側（図７の右側）に、第１カウンタギヤ対４１のカウンタドライブギヤ４１Ａに一体化させたスプラインが配置され、スリーブ４０Ｓの第１遊星歯車機構５側（図７の左側）に、固定部材１４に一体化させたスプラインが配置されている。したがって、スタートシンクロ４０は、そのスリーブ４０Ｓを図７の右側に移動させることにより、第１カウンタギヤ対４１のカウンタドライブギヤ４１Ａを第１遊星歯車機構５のリングギヤＲ１に連結し、スリーブ４０Ｓを図７の左側に移動させることにより、リングギヤＲ１を固定部材１４に連結してリングギヤＲ１の回転を規制する、すなわちリングギヤＲ１を固定し、さらにスリーブ４０Ｓを中央に位置させることにより、カウンタドライブギヤ４１Ａあるいは固定部材１４とも係合しないニュートラル状態となるように構成されている。
【０１２１】
したがって、この図７に示す第４の実施例における第１遊星歯車機構５は、スタートシンクロ４０のスリーブ４０Ｓを図７の左側に移動させて第１遊星歯車機構５の入力要素となっているリングギヤＲ１を固定することで、第１遊星歯車機構５の反力要素となっているサンギヤＳ１に第１ポンプモータ６の出力トルクが入力された場合に、そのサンギヤＳ１のトルクを増幅して第１遊星歯車機構５の出力要素となっているキャリアＣ１から出力する減速機構として作用する構成となっている。
【０１２２】
この図７に示す第４の実施例においても、固定変速比として前進３段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸３０，３１とドリブン軸３２との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ３８，３９，４０を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸３０，３１とドリブン軸３２との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ３８，３９，４０を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対３３もしくはリバースギヤ対３５がドリブン軸３２に対してトルクを伝達できるように各シンクロ３８，３９，４０を動作させる。したがって、それらの各シンクロ３８，３９，４０および各ポンプモータ６，９の動作状態をまとめて示せば、図８のとおりである。この図８における各符号の意味は前述した図３，図４，図６における各符号の意味と同じである。
【０１２３】
したがって、図７に示す第４の実施例では、前述の第１ないし第３の実施例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第４の実施例では、第２カウンタギヤ対３３のカウンタドライブギヤ３３Ａが第２速ギヤ対３３の第２速駆動ギヤ３３Ａを兼ねているとともに、第２カウンタギヤ対３３のカウンタドリブンギヤ３３Ｂが第２速ギヤ対３３の第２速従動ギヤ３３Ｂを兼ねていて、さらにカウンタドリブンギヤ３３Ｂは第１速ギヤ対３３の第１速従動ギヤ３３Ｂを兼ねているとともに、第２カウンタギヤ対３３のカウンタドライブギヤ３３Ｃが第１速ギヤ対３３の第１速駆動ギヤ３３Ｃを兼ねている構成となっている。このように、第１速ギヤ対３３および第２速ギヤ対３３と第２カウンタギヤ対３３とが１つのギヤ対で共用化されることで、カウンタギヤ対の数が低減され、変速機を小型・軽量化することができる。また、ギヤの噛み合い損失あるいは変速機全体としての摩擦損失等を低減し、動力の伝達効率を向上させることができる。
【０１２４】
（第５の実施例）
つぎにこの発明の第５の実施例を説明する。なお、この第５の実施例は、上述した図７に示す構成の一部を変更したものであるから、以下の説明では、図７の構成と異なる部分を説明し、図７に示す構成と同様の部分には、図７に付した符号と同様の符号を付してその説明を省略する。
【０１２５】
図９に示すこの発明の第５の実施例は、前述の図７に示す第４の実施例において第１遊星歯車機構５および第１ドライブ軸３０と同一の軸線上に配置されていたエンジン１および入力軸２を、第２遊星歯車機構８および第２ドライブ軸３１と同一の軸線上に配置するとともに、第２カウンタギヤ対３３と兼用され、さらに従動ギヤが第１速ギヤ対３３と兼用されていた第２速ギヤ対３３を、第２速ギヤ対４２として第２カウンタギヤ対４２および第３速ギヤ対４２と兼用するように構成した例である。
【０１２６】
すなわちこの図９に示す例では、第２速ギヤ対４２と第３速ギヤ対４２とが第２カウンタギヤ対４２として１つのギヤ対で共用化されている。具体的には、第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２との間の動力伝達を行うための第２カウンタギヤ対４２が、それら第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２との間に配置されている。すなわち、第１ドライブ軸３０の図９での左側の先端に、第２カウンタギヤ対４２の一方のカウンタドライブギヤ４２Ａが取り付けられていて、そのカウンタドライブギヤ４２Ａに噛み合っているカウンタドリブンギヤ４２Ｂが、ドリブン軸３２の図９での左側の先端に取り付けられている。また、第２カウンタギヤ対４２は、カウンタドリブンギヤ４２Ｂに噛み合っている他方のカウンタドライブギヤ４２Ｃを更に備えていて、そのカウンタドライブギヤ４２Ｃが、第２ドライブ軸３１に、第１シンクロ３８により第２ドライブ軸３１に対して選択的に連結されるように取り付けられている。
【０１２７】
一方、カウンタドライブギヤ４２Ａとカウンタドリブンギヤ４２Ｂとからなるギヤ対が第２速ギヤ対４２となっていて、カウンタドライブギヤ４２Ｃとカウンタドリブンギヤ４２Ｂとからなるギヤ対が第３速ギヤ対４２となっている。すなわち、カウンタドライブギヤ４２Ａが第２速駆動ギヤ４２Ａを兼ねていて、カウンタドリブンギヤ４２Ｂが第２速従動ギヤ４２Ｂを兼ねた構成となっている。さらに、カウンタドライブギヤ４２Ｃが第３速駆動ギヤ４２Ｃを兼ねていて、カウンタドリブンギヤ４２Ｂが第３速従動ギヤ４２Ｂを兼ねた構成となっている。したがって、カウンタドリブンギヤ４２Ｂは第２速従動ギヤ４２Ｂと第３速従動ギヤ４２Ｂとの両方を兼用した構成となっている。
【０１２８】
この第５の実施例においても、第２速ギヤ対４２が、第２カウンタギヤ対４２と兼用されていることで、すなわち第２速ギヤ対４２と第２カウンタギヤ対４２とが共用化されていることで、その第２速ギヤ対４２によって、第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２との間は、常にトルク伝達可能な状態で連結されている。すなわち、第１遊星歯車機構５の出力要素であるキャリアＣ１に接続されている第１ドライブ軸３０とドリブン軸３２とが、この発明の伝動機構の１つであって、固定変速比としての第２速を設定するための第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）４２を介して、常時トルク伝達可能に連結されている。したがって、第２速を設定するために、特にシンクロ（切換機構）を設ける必要がなく、また、変速機を構成するギヤ対の数を低減することができるため、変速機の構成を簡素化し、また変速機の軸方向の長さを短縮することができ、変速機の体格を小型・軽量化することができる。
【０１２９】
また、第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）４２を、第１速ギヤ対４３よりもエンジン１側（図９の右側）に配置されている第３速ギヤ対４２と共用化することで、第２速ギヤ対４２の配置をよりエンジン１側すなわち第１遊星歯車機構５に近い側にずらすことができ、中空構造の第１ドライブ軸３０の全長を短くすることができる。そのため、第１ドライブ軸３０とロータ軸６Ａもしくはサンギヤ軸とからなる二重軸構造の構成を簡素化することができるとともに、第１ドライブ軸３０の全長を短くした分、第１ポンプモータ６をエンジン１側（図９の右側）にずらして配置し、第１ポンプモータ６と第２速ギヤ対４２との間の空きスペースを減らすことができ、変速機の小型・軽量化、あるいは低コスト化を図ることができる。
【０１３０】
この図９に示す第５の実施例でも、固定変速比として前進３段・後進１段を設定でき、またそれらの変速比の間の変速比を無段階に設定することができる。そして、各固定変速比を設定する場合には、それぞれの固定変速比に対応するギヤ対を、いずれかのドライブ軸３０，３１とドリブン軸３２との間でトルク伝達可能な状態にするように各シンクロ３８，３９，４０を動作させる。また、いわゆる中間の変速比は、その中間変速比に対して低速側の固定変速比と高速側の固定変速比とを設定する両方のギヤ対を、各ドライブ軸３０，３１とドリブン軸３２との間でトルク伝達可能な状態とするように各シンクロ３８，３９，４０を動作させることで設定され、さらに前進発進時あるいは後進発進時には、第１速ギヤ対４３もしくはリバースギヤ対３５がドリブン軸３２に対してトルクを伝達できるように各シンクロ３８，３９，４０を動作させる。したがって、それらの各シンクロ３８，３９，４０および各ポンプモータ６，９の動作状態をまとめて示せば、前述の第４の実施例における図８と同じになる。
【０１３１】
したがって、図９に示す第５の実施例では、前述の図７に示す第４の実施例と同様に動作させることができ、また同様の効果を得ることができる。これに加えてこの第５の実施例では、第２速ギヤ対（第２カウンタギヤ対）４２と第３速ギヤ対４２とを共用化することで、第２速ギヤ対４２の配置をより第１遊星歯車機構５に近い側にずらし、中空構造の第１ドライブ軸３０の全長を短くすることができる。そのため、第１ドライブ軸３０とロータ軸６Ａもしくはサンギヤ軸とからなる二重軸構造の構成を簡素化することができる。また、第１ドライブ軸３０の全長を短くした分、第１ポンプモータ６をエンジン１側（図９の右側）にずらして配置することで、第１ポンプモータ６と第２速ギヤ対４２との間の空きスペースを減らすことができ、変速機の体格を小型・軽量化して、変速機の車両搭載性を向上させることができる。
【０１３２】
なお、上述した各具体例では、ドリブン軸を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸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、出力軸は前述した各ドライブ軸と同一の軸線上に配置してもよい。
【図面の簡単な説明】
【０１３３】
【図１】この発明に係る変速機の第１の実施例を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】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。
【図３】図１に示す第１の実施例におけ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４】この発明に係る変速機の第２の実施例におけ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５】この発明に係る変速機の第３の実施例を模式的に示すスケルトン図である。
【図６】図５に示す第３の実施例におけ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７】この発明に係る変速機の第４の実施例を模式的に示すスケルトン図である。
【図８】図７および図９に示す第４および第５の実施例におけ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９】この発明に係る変速機の第５の実施例を模式的に示すスケルトン図である。
【符号の説明】
【０１３４】
１…エンジン（動力源）、  ２…入力軸（入力部材）、  ４，３０…第１ドライブ軸、  ５…第１遊星歯車機構（第１差動機構）、  Ｓ１…サンギヤ、  Ｒ１…リングギヤ、  Ｃ１…キャリア、  ６…第１ポンプモータ（第１モータ）、  ７，３１…第２ドライブ軸、  ８…第２遊星歯車機構（第２差動機構）、  Ｓ２…サンギヤ、  Ｒ２…リングギヤ、  Ｃ２…キャリア、  ９…第２ポンプモータ（第２モータ）、  １０，４１…第１カウンタギヤ対、  １１，３２…ドリブン軸、  １２，２２，４０…スタートシンクロ（発進用切換機構）、  １３，２４，３３，４２…第２速ギヤ対（伝動機構）、  １４…固定部材、  １５，２３，３３，４３…第１速ギヤ対、  １６，２７，３４，４２…第３速ギヤ対、  １７，２６，３５…リバースギヤ対、  １８，２８，３８…第１シンクロ（切換機構）、  １９，２９…第２シンクロ（切換機構）、  ２０，２１…油路、  ２３，３３，４２…第２カウンタギヤ対、  ２５…第３ドライブ軸、  ３９…リバースシンクロ（切換機構）。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2008039009.tif 000009
【図８】
2008039009.tif 000010
【図９】
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