(57)【要約】【課題】動力伝達効率がよく、かつ小型・軽量な動力伝達装置を提供する。【解決手段】動力源１から動力が伝達される入力部材２と、その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ二組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して二つの入力要素および一つの出力要素ならびに一つの反力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構３と、いずれかの前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第１連結機構Ｃ１と、他の前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第２連結機構Ｃ２と、前記出力要素と前記出力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構Ｃ３と、前記出力部材に連結された可変容量型の第１流体圧ポンプモータ４と、前記反力要素に連結され、かつ前記第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように第１ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータ５とを備えている。【選択図】  図１
2008039017.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、
前記動力源から動力が伝達される入力部材と、
その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ二組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して二つの入力要素および一つの出力要素ならびに一つの反力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、
いずれかの前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第１連結機構と、
他の前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第２連結機構と、
前記出力要素と前記出力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、
前記出力部材に連結された可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、
前記反力要素に連結され、かつ前記第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと
を備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項２】
前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする請求項１に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項３】
前記第２流体圧ポンプモータは、前記複合遊星歯車機構を挟んで前記入力部材とは反対側でかつ前記入力部材および複合遊星歯車機構と同一軸線上に配置されており、また前記出力部材および前記第１流体圧ポンプモータは前記第２流体圧ポンプモータと平行に配置されていることを特徴とする請求項１または２に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項４】
前記出力要素から前記出力部材に動力を伝達する伝動機構が設けられるとともに、その伝動機構は前記出力要素から出力部材に向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする請求項３に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項５】
前記複合遊星歯車機構は、二つのサンギヤと、一つのキャリヤと、一つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている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流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項６】
前記リングギヤが前記入力要素とされるとともに、そのリングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤが他の入力要素とされ、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他のサンギヤが前記反力要素とされ、さらに前記キャリヤが前記出力要素とされていることを特徴とする請求項５に記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項７】
前記第２流体圧ポンプモータの外周側に前記第１流体圧ポンプモータが配置されていることを特徴とする請求項３ないし６のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項８】
前記第１流体圧ポンプモータは、前記第２流体圧ポンプモータに対して軸線方向にずれて配置されていることを特徴とする請求項３ないし６のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項９】
前記第３連結機構は、前記出力部材と同一軸線上に配置され、かつ前記伝動機構と出力部材とを選択的に連結する機構を含むことを特徴とする請求項４ないし８のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項１０】
前記第３連結機構は、前記複合遊星歯車機構と同一軸線上に配置され、かつ前記伝動機構と前記出力要素とを選択的に連結する機構を含むことを特徴とする請求項４ないし８のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項１１】
前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で３段、後進側で１段であることを特徴とする請求項１ないし１０のいずれかに記載の流体圧機械式動力伝達装置。
【請求項１２】
動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、
二つの入力要素および一つの出力要素ならびに一つの反力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、
前記各入力要素に選択的に動力を伝達する入力部材と、
前記出力部材に連結された可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、
前記反力要素に連結され、かつ前記第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、
前記各流体圧ポンプモータを同方向に回転させて所定の変速比を設定する際に前記第１流体圧ポンプモータの押出容積を前記第２流体圧ポンプモータの押出容積とは反対方向の容積に設定することにより、第１流体圧ポンプモータで発生させた圧力流体を第２流体圧ポンプモータに供給して該第２流体圧ポンプモータをモータとして機能させるように制御する制御手段と
を備えていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、動力源が出力した動力を出力部材に伝達する伝達経路やその伝達の状態を油圧などの流体の圧力によって変化させるように構成した動力伝達装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
動力源から伝達される動力を、回転数やトルクを変化させて出力するように構成した動力伝達装置の一例として、車両用の変速機が知られている。車両用の変速機には、他の一般的な産業用動力伝達装置におけるのと同様に、小型であることや動力伝達効率が良好であることなどの要請があり、またこれに加えて設定可能な変速比の数が多いことや、変速比を連続的に変化させることができることなどの要請がある。
【０００３】
変速機におけるこのような要請に応える変速機として、ツインクラッチ式有段変速機が知られており、その一例が特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された変速機は、第１クラッチを介してエンジンに連結される第１入力軸と、第２クラッチを介してエンジンに連結される第２入力軸と、出力軸と、第１入力軸にギヤ対を介して連結されている副軸と、第１入力軸と副軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とする複数のギヤ対と、第２入力軸と出力軸との間に設けられるとともに噛み合いクラッチ機構によって選択的に連結状態とされる複数のギヤ対とを有している。そして、この変速機は、いずれかの入力軸から所定のギヤ対を介して出力軸にトルクを伝達する変速段と、いずれかの入力軸から所定のギヤ対および副軸を介して出力軸にトルクを伝達する変速段とを設定するように構成され、その結果、後進段を含めて７段以上の変速段を設定するように構成されている。
【０００４】
【特許文献１】特開２００３−１２０７６４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記の特許文献１に記載されている変速機では、設定可能な変速段数が多いことにより、エンジンを燃費のよい状態で運転でき、また副軸を効果的に利用するように構成されているので、変速機が全体として小型軽量化され、その結果、車両の燃費を向上させることができる。しかしながら、所定の変速比を設定する場合、入力用のいずれかのクラッチを係合状態に維持することになる。そのクラッチはいわゆる発進クラッチとして機能するものであるから、回転数差を許容するように摩擦クラッチを使用することになり、そのため、その係合状態を維持するのに油圧などの動力を消費し、それに伴う動力損失が生じて車両の燃費が悪化する可能性がある。また、車両用の変速機における入力クラッチや歯車機構として各種の構成のものが従来知られているが、従来のいずれの構成であっても、燃費や車載性あるいは静粛性の向上などの点で未だ改善するべき余地が多分にあった。
【０００６】
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、動力の伝達効率に優れ、また小型化が容易であり、さらに車両に適用する場合には車両の前後方向に向けて搭載する際の車載性などに優れた動力伝達装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上記の目的を達成するために、この発明は、動力源から動力が入力されるとともに、可変容量型流体圧ポンプモータから反力を受けて所定の変速比を設定する動力伝達系統を、二組の遊星歯車機構もしくはこれを組み合わせた複合遊星歯車機構と三つの連結機構とを主体として構成したことを特徴とするものである。具体的には、請求項１の発明は、動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、前記動力源から動力が伝達される入力部材と、その入力部材と同一軸線上に配置され、かつ二組の遊星歯車機構の所定の回転部材を連結もしくは共用化して二つの入力要素および一つの出力要素ならびに一つの反力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、いずれかの前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第１連結機構と、他の前記入力要素と前記入力部材とを選択的に連結する第２連結機構と、前記出力要素と前記出力部材との間のトルク伝達を選択的に可能にする第３連結機構と、前記出力部材に連結された可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、前記反力要素に連結され、かつ前記第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータとを備えていることを特徴とするものである。
【０００８】
請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第１流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロを挟んで正負の両方向に変化させることができる両振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成され、かつ前記第２流体圧ポンプモータは、押出容積をゼロから正負のいずれか一方に変化させることのできる片振りタイプの流体圧ポンプモータによって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【０００９】
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２流体圧ポンプモータは、前記複合遊星歯車機構を挟んで前記入力部材とは反対側でかつ前記入力部材および複合遊星歯車機構と同一軸線上に配置されており、また前記出力部材および前記第１流体圧ポンプモータは前記第２流体圧ポンプモータと平行に配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１０】
請求項４の発明は、請求項３の発明において、前記出力要素から前記出力部材に動力を伝達する伝動機構が設けられるとともに、その伝動機構は前記出力要素から出力部材に向けて増速して動力を伝達する増速機構によって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１１】
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、前記複合遊星歯車機構は、二つのサンギヤと、一つのキャリヤと、一つのリングギヤとを有するラビニョ型遊星歯車機構によって構成されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１２】
請求項６の発明は、請求項５の発明において、前記リングギヤが前記入力要素とされるとともに、そのリングギヤと共にシングルピニオン型遊星歯車機構を構成する一方のサンギヤが他の入力要素とされ、前記リングギヤと共にダブルピニオン型遊星歯車機構を構成する他のサンギヤが前記反力要素とされ、さらに前記キャリヤが前記出力要素とされていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１３】
請求項７の発明は、請求項３ないし６のいずれかの発明において、前記第２流体圧ポンプモータの外周側に前記第１流体圧ポンプモータが配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１４】
請求項８の発明は、請求項３ないし６のいずれかの発明において、前記第１流体圧ポンプモータは、前記第２流体圧ポンプモータに対して軸線方向にずれて配置されていることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１５】
請求項９の発明は、請求項４ないし８のいずれかの発明において、前記第３連結機構は、前記出力部材と同一軸線上に配置され、かつ前記伝動機構と出力部材とを選択的に連結する機構を含むことを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１６】
請求項１０の発明は、請求項４ないし８のいずれかの発明において、前記第３連結機構は、前記複合遊星歯車機構と同一軸線上に配置され、かつ前記伝動機構と前記出力要素とを選択的に連結する機構を含むことを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１７】
請求項１１の発明は、請求項１ないし１０のいずれかの発明において、前記各流体圧ポンプモータの少なくとも一方の押出容積を最大にし、かつ他方の押出容積をゼロもしくは最大にして設定できる固定変速比が前進側で３段、後進側で１段であることを特徴とする流体圧機械式動力伝達装置である。
【００１８】
請求項１２の発明は、動力源から伝達された動力を遊星歯車機構に入力するとともに、その遊星歯車機構に対する反力を流体圧に応じて変化させて変速比を変化させ、その変速比に応じた動力を出力部材に出力する流体圧機械式動力伝達装置において、二つの入力要素および一つの出力要素ならびに一つの反力要素を有するように構成された複合遊星歯車機構と、前記各入力要素に選択的に動力を伝達する入力部材と、前記出力部材に連結された可変容量型の第１流体圧ポンプモータと、前記反力要素に連結され、かつ前記第１流体圧ポンプモータとの間で圧力流体を授受できるように第１流体圧ポンプモータに連通された可変容量型の第２流体圧ポンプモータと、前記各流体圧ポンプモータを同方向に回転させて所定の変速比を設定する際に前記第１流体圧ポンプモータの押出容積を前記第２流体圧ポンプモータの押出容積とは反対方向の容積に設定することにより、第１流体圧ポンプモータで発生させた圧力流体を第２流体圧ポンプモータに供給して該第２流体圧ポンプモータをモータとして機能させるように制御する制御手段とを備えていることを特徴とするものである。
【発明の効果】
【００１９】
請求項１の発明によれば、複合遊星歯車機構のいずれかの入力要素に動力源から動力が入力される。その状態で第２流体圧ポンプモータをポンプとして機能させると、その押出容積に応じた反力が反力要素に作用する。その結果、入力されたトルクおよび反力に応じたトルクが出力要素に現れる。また、第２流体圧ポンプモータで発生した圧力流体が第１流体圧ポンプモータに供給されてこれがモータとして機能し、その出力した動力が出力部材に加えられる。すなわち、複合遊星歯車機構を介した機械的な動力伝達と流体を介した動力伝達とが生じる。そのため、流体を介した動力伝達が行われている状態では、変速比が連続的に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。また、入力部材から動力を伝達する入力要素を切り換えることにより、少なくともいずれか一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定される固定変速比が三つとなり、最大固定変速比と最小固定変速比との間で連続的に変速比を変化させることができる。
【００２０】
そして、所定の固定変速比は、いずれか一方の流体圧ポンプモータが固定され、もしくは空転していて動力を伝達しないで、その固定変速比を設定するために特に動力を消費することがなく、もしくは動力の消費を抑制することができる。特に各連結機構を噛み合い式のものとすれば、その噛み合い状態もしくは係合状態を維持するために動力を消費しないので、固定変速比を設定するための動力の消費をほぼ皆無にすることができ、その結果、動力伝達効率を向上させることができる。また、請求項１の発明では、二組の遊星歯車機構もしくはこれらを組み合わせた一組の複合遊星歯車機構と三つの連結機構とを主体として動力の伝達経路を構成できるので、全体としての部品点数が少なく、小型化の容易な装置とすることができる。
【００２１】
さらに、動力源もしくは入力部材の延長軸線方向に出力部材から動力を出力するように配置することができ、その結果、車両に用いる場合には、エンジンなどの動力源を車両の前後方向に向けて搭載するＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車に適した構成とすることができる。
【００２２】
請求項２の発明によれば、第２流体圧ポンプモータの押出容積が正の容積であるのに対して第１流体圧ポンプモータの押出容積を負の容積とすれば、これらの流体圧ポンプモータが同方向に回転する場合でも、第１流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、その発生した圧力流体を第２流体圧ポンプモータに供給してこれをモータとして機能させることができる。このような機能により、各入力要素の回転数が同じになるように制御でき、したがって第１連結機構と第２連結機構との係合・解放の状態を切り換える場合に、いわゆる同期状態を形成して、切り換えに伴うショックを防止もしくは抑制することができる。また言い換えれば、これらの連結機構を噛み合い式の機構とすることができる。
【００２３】
請求項３の発明によれば、動力源および複合遊星歯車機構ならびに第２流体圧ポンプモータを同一軸線上に配列することになるので、上述したＦＲ車に、より適した構成とし、車載性の良好なものとすることができる。
【００２４】
請求項４の発明によれば、第１流体圧ポンプモータをポンプとして機能させる場合、その回転数が相対的に高回転数になるので、押出容量を増大させることができ、言い換えれば、必要とする押出容量を得るために相対的に小型のポンプモータを使用することが可能になり、それに伴って装置を全体として小型化することができる。
【００２５】
請求項５あるいは６の発明によれば、複合遊星歯車機構がラビニョ型遊星歯車機構によって構成されているので、回転要素同士の連結部材が不要になるなど、装置の全体としての構成を小型化でき、特に軸線方向での長さの短縮化に有利になる。
【００２６】
請求項７の発明によれば、流体圧ポンプモータの外径が複合遊星歯車機構の外径に対して小さいから、第１および第２の流体圧ポンプモータを半径方向に並べて、入力部材とは軸線方向で反対側に配置することにより、出力側の外径を小さくすることができ、特にＦＲ車に対する車載性の良好な構成とすることができる。また、これらの流体圧ポンプモータの間の流体流路の構成を簡素化することができる。
【００２７】
請求項８の発明では、各流体圧ポンプモータが軸線方向にずれて配置されるので、いずれかの流体圧ポンプモータを、空いているスペースを利用して配置し、装置の全体としての外径を小さくすることが可能になる。また、ＦＲ車に適した構成とする場合に、第１流体圧ポンプモータのロータ軸に出力部材を連結し、これらに対して前記出力要素から動力を伝達するように構成できるので、第１流体圧ポンプモータを回転軸が貫通することを回避でき、その結果、構成を簡素化し、車載性を向上させることができ、さらには第１流体圧ポンプモータの信頼性を向上させることができる。
【００２８】
請求項９の発明によれば、入力部材および複合遊星歯車機構と同一軸線上に配列される部材の数を少なくすることができるので、全長の短縮化を図ることができる。
【００２９】
請求項１０の発明によれば、出力要素から出力部材に向けた動力の伝達方向において、伝動機構より上流側（前段側）に第３連結機構が配置され、第３連結機構に掛かるトルクが相対的に小さくなるので、第３連結機構をトルク容量の小さいものとすることができ、ひいては装置を全体として小型軽量化することができる。また、動力の伝達効率を向上させることができる。
【００３０】
請求項１１の発明によれば、上述した各発明による効果と同様の効果に加えて、固定変速比が前進３段でかつ後進１段となるので、変速比幅を広くして実用に適した変速機として構成することができる。
【００３１】
請求項１２の発明によれば、各流体圧ポンプモータが同方向に回転する場合であっても、第１流体圧ポンプモータをポンプとして機能させ、その流体によって第２流体圧ポンプモータをモータとして機能させることができるので、制御の自由度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】
【００３２】
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図１に示す例は、車両用の変速機として構成した例であり、二組の遊星歯車機構を組み合わせて構成した複合遊星歯車機構と、二つの流体圧ポンプモータとを用いて、少なくとも一方の流体圧ポンプモータの押出容積を最大にして設定できるいわゆる固定変速比として三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る。ここで、複合遊星歯車機構は、二組の遊星歯車機構における回転要素同士を連結して構成したものであってもよく、あるいはそれらの回転要素を共用化した構成であってもよい。また、組み合わせる遊星歯車機構は、シングルピニオン型遊星歯車機構およびダブルピニオン型遊星歯車機構のいずれであってもよい。さらに、その複合遊星歯車機構は、二つの入力要素と、それぞれ一つの反力要素および出力要素とを備えた機構である。
【００３３】
そして、その入力要素に入力部材を選択的に連結し、また出力要素に出力部材を選択的に連結するための連結機構が三つ設けられている。これらの連結機構は、要は、選択的に二つの部材をトルク伝達可能に連結できるものであればよく、噛み合いクラッチや同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用できる。それらのうち、噛み合いクラッチや同期連結機構であれば、連結状態（係合状態）を維持するための動力を必要としないので、全体としての動力伝達効率を向上させるうえで有利である。
【００３４】
この発明における流体圧ポンプモータは、外部から動力を受けてポンプとして機能し、また外部から流体圧を供給されることによりモータとして機能する流体装置であり、特に押出容積を変化させることのできる可変容量型のものである。また、少なくとも一方の流体圧ポンプモータは、押出容積を正負の両方向に変化させることのできる両振りタイプのものである。これらの流体圧ポンプモータは圧力流体を相互に授受するように連通されている。この種の流体圧ポンプモータとしては、斜軸ポンプや斜板ポンプ、ラジアルピストンポンプなどの油圧ポンプモータを採用することができる。
【００３５】
図１に示す構成についてより具体的に説明すると、動力源１から動力が伝達される入力部材２と同一軸線上に、複合遊星歯車機構３が配置されている。その動力源１は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよく、その出力側にダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。
【００３６】
図１に示す複合遊星歯車機構３は、ラビニョ型遊星歯車機構によって構成されている。これは、広く知られた構成のものであって、原理的には、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とを組み合わせた構成の遊星歯車機構である。すなわち、それぞれ外歯歯車である第１サンギヤＳ１と第２サンギヤＳ２とが隣接して設けられており、これらのサンギヤＳ１，Ｓ２と同心円上に内歯歯車であるリングギヤＲが配置されている。その第２サンギヤＳ２に軸長の短いショートピニオンＰ１が噛み合っており、そのショートピニオンＰ１とリングギヤＲとに軸長の長いロングピニオンＰ２が噛み合っており、これらのピニオンＰ１，Ｐ２がキャリヤＣによって自転かつ公転自在に保持されている。そして、前記ロングピニオンＰ２に第１サンギヤＳ１が噛み合っている。
【００３７】
したがって、第１サンギヤＳ１とリングギヤＲとの間でシングルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成され、また第２サンギヤＳ２とリングギヤＲとの間でダブルピニオン型遊星歯車機構と同様の機構が構成されている。すなわち、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構とにおけるリングギヤと、キャリヤと、外周側のピニオンとを共用化した構成となっている。そのため、この複合遊星歯車機構３は、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルピニオン型遊星歯車機構との所定の回転要素を互いに連結して構成することもできる。
【００３８】
上記の第１サンギヤＳ１とリングギヤＲとが複合遊星歯車機構３における入力要素となっており、その第１サンギヤＳ１と入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第１連結機構Ｃ１が設けられ、またリングギヤＲと入力部材２との間に、これらを選択的に連結する第２連結機構Ｃ２が設けられている。これらの連結機構Ｃ１，Ｃ２は、要は、トルクを伝達できる状態と、トルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。これらのうち、トルク伝達する係合状態を維持するために動力を要しない点で噛み合いクラッチや同期連結機構が優れている。これに加えて、係合時に同期作用が生じてショックを回避もしくは軽減できる点では、同期連結機構が優れている。
【００３９】
上記の複合遊星歯車機構３を挟んで前記入力部材２とは反対側で、かつこれら複合遊星歯車機構３や入力部材２と同一軸線上に流体圧ポンプモータ５が配置されており、この流体圧ポンプモータ５（より詳しくはそのロータ）が前記第２サンギヤＳ２に連結されている。したがって、第２サンギヤＳ２が複合遊星歯車機構３における反力要素となっている。この流体圧ポンプモータ５は、押出容積をゼロから所定の正方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、斜板ポンプや斜軸ポンプあるいはラジアルピストンポンプなどの可変容量型油圧ポンプによって構成されている。ここで「正方向」とは、ロータが入力部材２と同方向に回転した場合に吸入ポート５Ｓから圧油を吸入し、かつ吐出ポート５Ｄから圧油を吐出する押出容積の設定状態である。なお、以下の説明では、この流体圧ポンプモータ５を第２ポンプモータ５と言い、図には「ＰＭ２」と併記する。また、その押出容積の変化方向がゼロから一方向の片振りタイプであるから、図には「片振」と記載してある。
【００４０】
この第２ポンプモータ５に隣接してその外周側に、他の流体圧ポンプモータ４が中心軸線を第２ポンプモータ５と平行にして配置されている。この流体圧ポンプモータ４は、押出容積をゼロから正負の両方向に変化させることのできる可変容量型のものであり、上記の第２ポンプモータ５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の可変容量型油圧ポンプによって構成されている。以下の説明で、この流体圧ポンプモータ４を第１ポンプモータ４と言い、図には「ＰＭ１」と併記する。この第１ポンプモータ４における「正」の押出容積とは、そのロータが入力部材２と逆方向に回転させられた場合に吸入ポート４Ｓから圧油を吸入し、吐出ポート４Ｄから圧油を吐出する方向である。したがって押出容積をいわゆる逆振りして負の押出容積を設定した状態でポンプとして機能すると、吐出ポート４Ｄから圧油を吸入して吸入ポート４Ｓから圧油を吐出する。したがって、この第１ポンプモータ４について図には「両振」と記載してある。
【００４１】
この第１ポンプモータ４と前記複合遊星歯車機構３における出力要素であるキャリヤＣとの間には、この発明における伝動機構に相当するカウンタギヤ対６と第３連結機構Ｃ３とが設けられている。カウンタギヤ対６は、キャリヤＣに連結されたドライブギヤ６Ａとこれに噛み合っているドリブンギヤ６Ｂとを備えており、そのドライブギヤ６Ａがドリブンギヤ６Ｂに対して大径であることにより、増速機構となっている。そして、このドリブンギヤ６Ｂと第１ポンプモータ４とが同一軸線上に配置されており、両者の間に第３連結機構Ｃ３が配置されている。この第３連結機構Ｃ３は、上述した第１および第２の連結機構Ｃ１，Ｃ２と同様に、要は、トルクを伝達する状態とトルクを伝達しない状態とに切り換えられる機構であり、噛み合いクラッチ（ドッグクラッチ）や同期連結機構（シンクロナイザー）あるいは摩擦クラッチ（多板クラッチ）などを使用することができる。
【００４２】
上記の第１ポンプモータ４のロータ軸（もしくは出力軸）に、この発明における出力部材に相当する出力軸７が連結されており、そのロータ軸は第１ポンプモータ４をその軸線方向に貫通して前後両方向に突出している。したがって、第３連結機構Ｃ３は、そのロータ軸と前記ドリブンギヤ６Ｂとを選択的に連結するように構成されている。そして、出力軸７は、入力部材２の中心軸線の延長方向（図１の左方向）にトルクを出力するようになっている。
【００４３】
上記の第１および第２のポンプモータ４，５は、いずれか一方が吐出した圧油を他方に供給することにより、両者の間で動力を伝達するように構成されている。具体的には、それぞれの吸入ポート４Ｓ，５Ｓ同士、および吐出ポート４Ｄ，５Ｄ同士が循環油路８によって連通されている。したがって、いずれか一方のポンプモータ４，５の押出容積をゼロにすると、循環油路８が遮断されて、他方のポンプモータ５，４で圧油が流動できなくなるので、他方のポンプモータ５，４が回転できないロック状態となるように構成されている。なお、油圧の不可避的な漏れがあるので、この循環油路８に圧油の補給のためのチャージポンプ（図示せず）を接続して設けてもよい。
【００４４】
つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図２は、各変速段を設定する際の各油圧ポンプモータ（ＰＭ１，ＰＭ２）４，５、および各連結機構Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３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４，５についての「Ｍ」は、いわゆる正方向での押出容積が最大（ＭＡＸ）であることを示し、「−Ｍ」はいわゆる負の方向での押出容積が最大であることを示し、さらに「０」は押出容積が最小もしくはゼロであることを示す。また、各連結機構Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３についての「○」はトルクを伝達する係合状態であることを示し、「×」はトルクを伝達しない解放状態を示す。さらに「Ｓ」は車速がゼロからの発進時であることを示し、数字は各固定変速比を設定している変速段を示し、「Ｒ」は車両が後退する後進段（リバース）を示し、さらに「Ｓ−１」のようにハイフンで繋いでいるのは、発進直後の各固定変速比に到るいわゆる中間変速比を設定している状態を示す。
【００４５】
ニュートラルポジションが選択されてニュートラル（Ｎ）状態では、各油圧ポンプモータ４，５は押出容積がゼロの「ＯＦＦ」状態とされ、また各連結機構Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３は解放状態とされる。これらの各連結機構Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３が同期連結機構（いわゆるシンクロ）で構成されている場合には、それぞれのスリーブが中央位置に設定される。なお、後述する発進状態に備えた係合・解放状態に設定することもできる。したがって、複合遊星歯車機構３に動力が入力されず、もしくは出力軸７に動力源１の動力が伝達されない。
【００４６】
シフトポジションがドライブポジションなどに切り換えられることによって車両が発進する場合には、先ず、第１連結機構Ｃ１と第３連結機構Ｃ３とが係合状態に切り換えられ、入力部材２と第１サンギヤＳ１とが連結されるとともに、出力軸７がカウンタギヤ対６におけるドリブンギヤ６Ｂに連結される。この状態を複合遊星歯車機構３についての共線図で示せば、図３における直線Ｌ１のとおりである。すなわち、入力部材２に連結されている第１サンギヤＳ１が動力源１あるいは入力部材２と同方向に回転（正回転）し、また出力軸７および第１ポンプモータ４にカウンタギヤ対６を介して連結されているキャリヤＣは、車両が未だ発進していないことにより停止したままとなっている。そのため、リングギヤＲが入力部材２とは反対方向に回転（逆回転）し、また第２ポンプモータ５が連結されている第２サンギヤＳ２が更に高速で逆回転（逆方向に空転）している。なお、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が最大に設定され、かつ第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2がゼロに設定されているので、圧油の流動は生じていない。
【００４７】
また、発進の際には、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が最大から次第にゼロに減少させられ、また第２ポンプモータ５の押出容積がゼロから最大に向けて次第に増大させられる。したがって、押出容積がゼロに設定されて逆回転方向に空転している第２ポンプモータ５の押出容積を次第に増大させると、第２ポンプモータ５が圧油を吐出し始め、その圧油を吐出するのに要するトルクが第２サンギヤＳ２に反力として作用する。これは、図３の共線図では、第２サンギヤＳ２およびこれに連結される第２ポンプモータ５（ＰＭ２）における上向きの力であり、したがって第２ポンプモータ５の回転数が次第に低下するとともに、キャリヤＣにこれを正回転させるトルクが作用してその回転数が次第に増大する。そして、このキャリヤＣから出力軸７に、カウンタギヤ対６および第３連結機構Ｃ３を介してトルクが伝達される。
【００４８】
また、第２ポンプモータ５は逆回転しているので、圧油はその吸入ポート５Ｓから吐出され、これが第１ポンプモータ４の吸入ポート４Ｓに供給される。そして、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が次第に低下させられていることと相まって、第１ポンプモータ４がモータとして機能して正回転し、そのロータ軸およびこれと一体の出力軸７に正回転方向のトルクが付与される。すなわち、第２ポンプモータ５から第１ポンプモータ４への圧油（流体）を介した動力の伝達が生じる。したがって、発進から固定変速比である第１速が設定されるまでのいわゆる中間段（中間変速比）の状態では、複合遊星歯車機構３やカウンタギヤ対６などを介して機械的な動力伝達と、圧油を介したいわゆる流体伝動とによって出力軸７に対して動力が伝達される。そして、その過程における変速比（出力軸７の回転数に対する入力部材２の回転数の比）は、これら二つの動力伝達の割合に応じて決まり、かつ流体伝動により伝達される動力を、各ポンプモータ４，５の押出容積ｑ1，ｑ2によって連続的に変化するから、変速比は連続的（無段階）に変化し、いわゆる無段変速が可能になる。
【００４９】
第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2が最大になると、第２ポンプモータ５の回転がほぼ止まり、その状態で第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1をゼロにすることにより、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ５が停止する。また、第１ポンプモータ４は正回転方向に空転する。この状態を図３の共線図に直線Ｌ２で示してある。この場合、流体伝動は生じずに、複合遊星歯車機構３やカウンタギヤ対６などの機械的手段（機構）を介して、入力部材２から出力軸７に対して動力が伝達される。したがって、変速比は、複合遊星歯車機構３におけるギヤ比（各サンギヤとリングギヤとの歯数の比）およびカウンタギヤ対６のギヤ比に応じた変速比となる。これが固定変速比である第１速である。
【００５０】
したがって、固定変速比である第１速では、各ポンプモータ４，５の間で圧油を循環流動させないから、この点で動力損失は、不可避的な圧油の漏れを除けば、殆ど生じない。また、各連結機構Ｃ１，Ｃ３を噛み合いクラッチや同期連結機構などによって構成することにより、動力源１からの動力を伝達するためにエネルギを消費することがなく、したがって動力の損失や消費の少ない、効率のよい動力伝達を行うことができる。
【００５１】
固定変速比である第１速から第２速に向けてアップシフトする場合、各連結機構Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３の係合・解放状態は変化させずに、また第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2を最大に維持したまま、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1をゼロから負の最大（−Ｍ）に向けて次第に変化させる。上述したように第１速では、第１ポンプモータ４は正回転方向（入力部材２の回転方向と同方向）に空転しているので、押出容積ｑ1を負方向に設定することにより、吐出ポート４Ｄから圧油を吸入し、かつ吸入ポート４Ｓから圧油を吐出する。その吸入ポート４Ｓが第２ポンプモータ５の吸入ポート５Ｓに連通されているので、第２ポンプモータ５には第１ポンプモータ４から圧油が供給され、その結果、第２ポンプモータ５がモータとして機能して正回転する。
【００５２】
したがって、第１速から第２速に向けてアップシフトする過程では、第１サンギヤＳ１に動力源１からトルクが使用している状態で、第２サンギヤＳ２およびこれと一体の第２ポンプモータ５の回転数が次第に増大させられる。すなわち、各ポンプモータ４，５の間における圧油（流体）を介した動力伝達によって中間変速比が設定され、またその伝達される動力が押出容積ｑ1の変化に応じて変化するので、変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速を行うことができる。こうして、カウンタギヤ対６のギヤ比が「１」の場合は第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が負方向で最大（−Ｍ）になると、キャリヤＣと第１サンギヤＳ１との回転数（各ポンプモータ４，５の回転数）が等しくなり、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転する。この状態を図３に直線Ｌ３で示してあり、変速比が「１」のいわゆる直結段となる。なお、カウンタギヤ対６のギヤ比が「１」でない場合は、そのギヤ比をＫとすると、Ｋ＝−ｑ1／ｑ2が成立するときに、複合遊星歯車機構３の全体が一体となって回転することとなる。この前進第２速は、各ポンプモータ４，５の押出容積を最大にして設定することになるので、前進第２速はこの発明における固定変速比の一つである。
【００５３】
この第２速（直結段）では、第１サンギヤＳ１の回転数とリングギヤＲの回転数とが一致しているから、第２連結機構Ｃ２における入力側の部材の回転数と出力側の部材の回転数とが一致している。すなわち、第２連結機構Ｃ２はいわゆる回転同期した状態となっているので、第１連結機構Ｃ１と第２連結機構Ｃ２との係合・解放状態を、回転数変化を生じさせることなく、切り換えることができる。第２速から第３速に向けてアップシフトする場合、先ず、第１連結機構Ｃ１が解放させられ、かつ第２連結機構Ｃ２が係合させられる。そして、第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2を最大に維持したまま、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が負方向の最大からゼロに向けて次第に変化させられる。
【００５４】
その場合、押出容積の大きいポンプモータが圧油を吐出し、押出容積の小さいポンプモータがその圧油を受けてモータとして機能するので、第２ポンプモータ５が油圧を発生させてポンプとして機能する。そのため、この第２ポンプモータ５に連結されている第２サンギヤＳ２の回転数が第２ポンプモータ５の回転数と共に次第に低下する。したがって、リングギヤＲが入力部材２もしくは動力源１と共に正回転している状態で、第２サンギヤＳ２の回転数を次第に低下させるので、キャリヤＣおよびこれに連結されている出力軸７の回転数が次第に増大する。その場合、第１ポンプモータ４は第２ポンプモータ５が吐出した圧油が供給されてモータとして機能するので、出力軸７にトルクが付加される。したがって、この場合も機械的な手段による動力伝達と流体伝動とが行われ、変速比が連続的に変化する。
【００５５】
そして、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1がゼロになると、圧油の流動が止まり、第２ポンプモータ５がいわゆるロック状態となって第２サンギヤＳ２が固定され、また第１ポンプモータ４が空転する。この状態を図３に直線Ｌ４で示してある。これは、固定変速比である第３速であって、図３に示すように出力軸７の回転数が入力部材２の回転数より大きくなるので、変速比が「１」より小さいいわゆるオーバードライブとなる。この場合も、流体伝動が生じずに、複合遊星歯車機構３やカウンタギヤ対６などの機械的手段による動力伝達のみが生じ、また各連結機構Ｃ２，Ｃ３を噛み合い式のクラッチや同期連結機構によって構成することにより、その伝達状態を維持するために特に動力を消費しないので、動力の伝達効率を向上させることができる。
【００５６】
つぎに後進段について説明すると、後進段を設定する場合には、第１および第２の連結機構Ｃ１，Ｃ２を係合させ、また第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1を最大に設定するとともに第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2をゼロから最大に向けて次第に増大させる。したがって、第１および第２の連結機構Ｃ１，Ｃ２が係合させることにより、複合遊星歯車機構３のリングギヤＲと第１サンギヤＳ１とが連結されるので、複合遊星歯車機構３の全体が一体化され、その全体が一体となって回転する状態になる。これは、第２ポンプモータ５を入力部材２に直結した状態であり、第２ポンプモータ５は入力部材２と同速度で正回転する。
【００５７】
そのため、第２ポンプモータ５の押出容積ｑ2をゼロから次第に増大させると、これがポンプとして機能して油圧を発生する。その圧油は、第２ポンプモータ５が正回転しているので、その吐出ポート５Ｄから吐出され、これが第１ポンプモータ４の吐出ポート４Ｄに供給される。そして、第１ポンプモータ４の押出容積ｑ1が正方向で最大に設定されているので、第１ポンプモータ４はその吐出ポート４Ｄから圧油が供給されることにより逆回転する。こうして第２ポンプモータ５から第１ポンプモータ４に圧油を介して動力が伝達され、その第１ポンプモータ４が逆回転することにより、これに連結されている出力軸７が逆回転して後進走行することになる。したがって、発進から後進段までの変速比は、流体伝動のみによって設定され、また無段変速となる。
【００５８】
上述したように図１に示す構成では、二組の遊星歯車機構を組み合わせた複合遊星歯車機構と三つの連結機構とによって、前進３段と後進１段との変速比を設定できるとともに、それらの変速比の間の変速をいわゆる無段変速とすることができる。しかも、互いに回転自在に嵌合させたいわゆる多重軸を使用することなく、互いに平行な二つの軸線上に回転軸を配置するいわゆる二軸構成とすることができるので、部品点数の少ないコンパクトな構成の流体圧機械式動力伝達装置とすることができる。さらに、図１に示す構成では、動力源１もしくは入力部材２の軸線を延長した方向に出力軸７を延ばし、これにプロペラシャフト（図示せず）などを連結して出力できるので、前述したＦＲ車への車載性が良好な装置とすることができる。さらに、固定変速比を設定する場合に特に動力を消費することがないので、動力の伝達効率を向上させることができる。
【００５９】
つぎにこの発明の他の例を説明する。図４に示す例は、上述した図１に示す構成のうち、第１ポンプモータ４の構成およびこれに関連する構成を変更した例である。すなわち、図４に示す構成では、第１ポンプモータ４は第２ポンプモータ５に対して軸線方向にずれて配置され、より具体的には複合遊星歯車機構３の外周側もしくは第１連結機構Ｃ１に寄った位置に配置されている。そのロータ軸は第２ポンプモータ５側（動力源１とは反対側）に延びており、これに出力軸７が一体化されている。したがってロータ軸は第１ポンプモータ４を貫通していずに、軸線方向で一方向にのみ突出している。そして、そのロータ軸もしくは出力軸７の外周側にカウンタギヤ対６におけるドリブンギヤ６Ｂが回転自在に嵌合しており、そのドリブンギヤ６Ｂとロータ軸もしくは出力軸７との間に第３連結機構Ｃ３が設けられている。他の構成は図１に示す構成と同様であるから、図４に図１と同じ符号を付してその説明を省略する。なお、図４およびそれ以降の図では、動力源１および循環油路８を省略してある。
【００６０】
図４に示す構成であっても、上述した図１に示す構成の装置と同様に、前進３段および後進１段の変速比を連続的に（無段で）設定することができる。また、部品点数の少ないコンパクトな構成で、ＦＲ車に対する車載性の良好な装置とすることができる。これに加えて、図４に示す構成では、第１ポンプモータ４として、ロータ軸が貫通しない構成のものを使用することができ、そのため第１ポンプモータ４を小型軽量化でき、またその信頼性を向上させることができる。また、二つのポンプモータを半径方向に並べて配置する必要がなく、第１ポンプモータ４をいわゆる空きスペースに配置でき、その結果、スペースの有効利用を図って全体としての構成をコンパクト化することができる。あるいは設計の自由度が向上する。
【００６１】
図５に示す例は、前述した図１に示す構成のうち、第３連結機構Ｃ３を、複合遊星歯車機構３および第２ポンプモータ５と同軸上で、これら複合遊星歯車機構３と第２ポンプモータ５との間に配置し、その第３連結機構Ｃ３によってキャリヤＣと前記ドライブギヤ６Ａとを選択的に連結するように構成し、それに伴ってドリブンギヤ６Ｂを第１ポンプモータ４のロータ軸に取り付けて構成し、他の構成は図１に示す構成と同様にしたものである。したがって図１と同様の構成には図１と同一の符号を付してその説明を省略する。
【００６２】
この図５に示す構成であれば、図１に示す動力伝達装置と同様に、前進３段・後進１段の変速比を無段階に設定することができるなど、図１に示す構成の動力伝達装置と同様の作用・効果を得ることができる。これに加えて、第３連結機構Ｃ３は、増速機構であるカウンタギヤ対６のいわゆる上流側（もしくは入力側）でトルクを伝達するから、第３連結機構Ｃ３に掛かるトルクが相対的に小さくなり、その結果、第３連結機構Ｃ３として必要トルク容量の小さいものを使用することが可能になり、ひいては動力伝動装置の全体としての構成を小型・軽量化し、また動力の伝達効率を高効率化することが可能になる。
【００６３】
図６に示す例は、上記の図５に示す構成のうち、第１ポンプモータ４を第２ポンプモータ５に対して軸線方向で動力源１側にずらして配置し、それに伴ってドリブンギヤ６Ｂを出力軸７もしくはこれに連結されている第１ポンプモータ４のロータ軸に取り付けて構成した例である。したがって、図６に示す構成のうち、図５と同様の構成には図５と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００６４】
図６に示す構成は、言い換えれば、図４に示す構成と図５に示す構成とを組み合わせたものであるから、図４および図５に示す構成の動力伝達装置と同様に作用し、かつ同様の効果を奏する。
【００６５】
上述した各具体例は、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。その例を図７に示してある。ここに示す例は、前述した図１に示す構成のうち、第１ポンプモータ４として、ロータ軸が一方向にのみ突出した構成のものを使用し、そのロータ軸が動力源１側に延びるように配置するとともにそのロータ軸に出力軸７を連結し、さらにその出力軸７に取り付けた出力ギヤ９をフロントデファレンシャル１０のリングギヤ１１に噛み合わせてここから動力を前輪（図示せず）に出力するように構成した例である。他の構成は、図１に示す構成と同様であるから、図１に示す構成と同様の構成には図１と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００６６】
したがって、図７に示す構成によれば、変速機あるいは動力伝達装置から外部への動力の出力箇所が、動力源１との連結箇所に寄った位置になる。そのため、動力源１およびこれに連結された上記の変速機もしくは動力伝達装置を、その中心軸線が車両の幅方向に向くように車両に搭載した場合、上記のデファレンシャル１０などの外部の機器に対する動力の出力位置が車両の幅方向での中心に近い位置になり、ＦＦ車に対する車載性が良好になる。また、図７に示す構成の変速機もしくは動力伝達装置では、出力箇所を図１に示す構成とは変更し、他の構成は図１と同様にしたので、図１に示す構成の変速機もしくは動力伝達装置と同様に作用し、また同様の効果を奏する。なお、図７に示す構成では、ロータ軸が第１ポンプモータ４を貫通しないので、第１ポンプモータ４を小型・軽量化でき、さらにはその信頼性を向上させることができる。
【００６７】
ＦＦ車に適するように構成する場合、前述した図１に構成に対して図４ないし図６に示す変更を加えたのと同様の変更を加えることができ、その例を以下に示す。図８に示す例は、図７の示す構成のうち、第１ポンプモータ４を第２ポンプモータ５に対して軸線方向にずらして配置した例である。すなわち、図８に示す第１ポンプモータ４は、そのロータ軸が軸線方向に貫通しており、その一方の端部（図８の左側の端部）が第３連結機構Ｃ３を介してカウンタギヤ対６（より具体的にはドリブンギヤ６Ｂ）に連結されている。したがって、第３連結機構Ｃ３が、ドリブンギヤ６Ｂよりも第１ポンプモータ４寄りに配置されている。また、他方の端部（図８での右側の端部）が出力軸７および出力ギヤ９を介して、もしくは直接、出力ギヤ９を介してデファレンシャル１０に連結されている。他の構成は図７に示す構成と同様であり、したがって図８に図７と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００６８】
図８に示す構成であれば、ＦＦ車に対する車載性が良好になり、特に第１ポンプモータ４や第３連結機構Ｃ３を、第２ポンプモータ５との干渉を避けて、空いているスペースに配置することが可能になり、そのため、変速機もしくは動力伝達装置の全体としての構成を小型化でき、また車載性が向上する。
【００６９】
図９に示す例は、上記の図８に示す構成のうち、第１ポンプモータ４としてロータ軸が一方向にのみ突出した構成のものを使用した例である。言い換えれば、図７に示す構成において、第３連結機構Ｃ３とドリブンギヤ６Ｂとの軸線方向での配置を入れ替え、第３連結機構Ｃ３を出力ギヤ９寄りに配置し、他の構成は図７に示す構成と同様にしたものである。したがって、図９に示す構成において図７と同様の構成には図７と同様の符号を付してその説明を省略する。
【００７０】
図９に示す構成によれば、第１ポンプモータ４を小型化し、またその信頼性を向上させることができ、さらに各ポンプモータ４，５が隣接して配置されるので、これらの間の油路の構成を簡素化でき、あるいはこれらのポンプモータ４，５を一体化した構造にユニット化することができるなど、上述した各具体例と同様の作用および効果が得られる。
【００７１】
さらに、図１０に示す例は、上述した図８に示す構成のうち第３連結機構Ｃ３を、複合遊星歯車機構３および第２ポンプモータ５と同一軸線上に配置して、前記キャリヤＣとドライブギヤ６Ａとを第３連結機構Ｃ３によって選択的に連結するように構成し、かつドリブンギヤ６Ｂを第１ポンプモータ４のロータ軸に取り付けた例である。また、図１１に示す例は、前述した図７に示す構成のうち第３連結機構Ｃ３を、複合遊星歯車機構３および第２ポンプモータ５と同一軸線上に配置して、前記キャリヤＣとドライブギヤ６Ａとを第３連結機構Ｃ３によって選択的に連結するように構成し、かつドリブンギヤ６Ｂを第１ポンプモータ４のロータ軸に取り付けた例である。
【００７２】
これら図１０および図１１に示すいずれの構成であっても、第３連結機構Ｃ３は、増速機構であるカウンタギヤ対６のいわゆる上流側（もしくは入力側）でトルクを伝達するから、第３連結機構Ｃ３に掛かるトルクが相対的に小さくなり、その結果、第３連結機構Ｃ３として必要トルク容量の小さいものを使用することが可能になり、ひいては動力伝動装置の全体としての構成を小型・軽量化し、また動力の伝達効率を高効率化することが可能になる。
【００７３】
なお、この発明は、上述した各具体例に限定されないのであり、この発明における伝動機構は上述したカウンタギヤ対６に替えて、ベルトやチェーンなどを使用した巻き掛け伝動機構によって構成してもよく、あるいは摩擦車などを使用した機構によって構成してもよい。
【図面の簡単な説明】
【００７４】
【図１】この発明に係る動力伝達装置の一例を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】固定変速比を設定する過程における各ポンプモータおよび各連結機構の動作状態をまとめて示す図表である。
【図３】各変速比を設定する際の動作状態を説明するための複合遊星歯車機構についての共線図である。
【図４】この発明に係る動力伝達装置の他の例を模式的に示すスケルトン図である。
【図５】この発明に係る動力伝達装置の更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。
【図６】この発明に係る動力伝達装置のまた更に他の例を模式的に示すスケルトン図である。
【図７】この発明に係る動力伝達装置の一例であってＦＦ車に適する構成とした例を模式的に示すスケルトン図である。
【図８】図７に示す構成のうち第３連結機構および第１ポンプモータの配置を変更した例を模式的に示すスケルトン図である。
【図９】図７に示す構成のうち第３連結機構の配置を変更した例を模式的に示すスケルトン図である。
【図１０】図８に示す構成のうち第３連結機構を複合遊星歯車機構側に配置した例を模式的に示すスケルトン図である。
【図１１】図７に示す構成のうち第３連結機構を複合遊星歯車機構側に配置した例を模式的に示すスケルトン図である。
【符号の説明】
【００７５】
１…動力源、  ２…入力部材、  ３…複合遊星歯車機構、  Ｓ１…第１サンギヤ、  Ｓ２…第２サンギヤ、  Ｒ…リングギヤ、  Ｃ…キャリヤ、  ４…流体圧ポンプモータ（第１ポンプモータ）、  ５…流体圧ポンプモータ（第２ポンプモータ）、  ６…カウンタギヤ対、  ７…出力軸。
【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】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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