"複数の第1入力軸14A~14Cを直列に配置した第1入力軸14A~14C群と、前記第1入力軸14A~14C群と平行に配置した出力軸12と、原動機Eのトルクを前記第1入力軸14A~14C群の軸B14Aに伝達する第1クラッチCmと、前記複数の第1入力軸14A~14Cの軸A14Bにトルク抜けを防止するためのアシストトルクを伝達するアシスト機構と、前記軸A14Bに相対回転可能に支持した変速ギヤA32と、前記軸B14Aに相対回転可能に支持した変速ギヤB33と、前記軸A14Bの外スプライン56および前記軸B14Aの外スプライン57に噛合可能な内スプライン55a,55bを有する第1噛合切換機構DS23と、前記軸B14Aに前記変速ギヤB33を結合可能な第2噛合切換機構S34とを備え、前記第1噛合切換機構DS23は、前記軸A14Bおよび前記軸B14Aを結合する第1状態と、前記軸A14Bおよび前記軸B14Aを分離するとともに、前記軸A14Bに前記変速ギヤB33を凹凸係合部55c,58を介して結合する第2状態と、前記軸A14Bおよび前記軸B14Aを分離するとともに、前記軸B14Aに前記変速ギヤA32を同期機構を介して結合する第3状態とを切換可能であることを特徴とする変速機。第1噛合切換機構DS23は、前記軸A14Bに相対回転可能に支持されたシンクロハブ59と、前記シンクロハブ59の外スプライン61に噛合する内スプライン55dが形成されたスリーブ55とを備え、前記同期機構は、前記スリーブ55に形成された前記内スプライン55dと、前記シンクロハブ59および前記変速ギヤA32間に相対回転可能に支持したブロッキングリング60に形成されたドグ62と、前記変速ギヤA32に形成されたドグ63とを備えることを特徴とする、請求項1に記載の変速機。前記アシスト機構は、前記第1入力軸14A~14C群の内部に同軸に配置した第2入力軸13と、前記原動機Eのトルクを前記第2入力軸13に伝達する第2クラッチCaと、前記第2入力軸13のトルクを前記第1入力軸14A~14C群に伝達する伝動機構Pおよびワンウェイクラッチ19とを備え、前記ワンウェイクラッチ19は前記第1入力軸14A~14C群の回転数が前記第2入力軸12の回転数を下回ったときに係合することを特徴とする、請求項1または請求項2に記載の変速機。前記伝動機構Pは、前記第2入力軸13の回転数を減速して前記第1入力軸14A~14C群に伝達することを特徴とする、請求項3に記載の変速機。上述したように、エンジンからトランスミッションを経て駆動輪に至る動力伝達経路にアシスト用の電動モータを接続すればAMTのトルク抜けを防止することが可能であるが、電動モータを設けたことによって重量やコストが増加してしまう問題がある。そこで、トルク抜けを防止するための電動モータを設ける代わりに、トランスミッションの変速中に通常の動力伝達経路とは別系統の動力伝達経路を確立し、エンジンのトルクを前記別系統の動力伝達経路で駆動輪に伝達することでトルク抜けを防止することが考えられる。しかしながら、この場合には、トランスミッションの入力軸を複数に分割し、これらの入力軸どうしの結合関係や、入力軸と変速ギヤとの結合関係を複雑に切り換える必要があり、それを実行するために多くの噛合切換機構が必要になって部品点数やコストが増加することが懸念される。本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、AMTのトルク抜けを防止するための噛合切換機構の構造を簡素化して小型化およびコストダウンを図ることを目的とする。上記目的を達成するために、請求項1に記載された発明によれば、複数の第1入力軸を直列に配置した第1入力軸群と、前記第1入力軸群と平行に配置した出力軸と、原動機のトルクを前記第1入力軸群の軸Bに伝達する第1クラッチと、前記複数の第1入力軸の軸Aにトルク抜けを防止するためのアシストトルクを伝達するアシスト機構と、前記軸Aに相対回転可能に支持した変速ギヤAと、前記軸Bに相対回転可能に支持した変速ギヤBと、前記軸Aの外スプラインおよび前記軸Bの外スプラインに噛合可能な内スプラインを有する第1噛合切換機構と、前記軸Bに前記変速ギヤBを結合可能な第2噛合切換機構とを備え、前記第1噛合切換機構は、前記軸Aおよび前記軸Bを結合する第1状態と、前記軸Aおよび前記軸Bを分離するとともに、前記軸Aに前記変速ギヤBを凹凸係合部を介して結合する第2状態と、前記軸Aおよび前記軸Bを分離するとともに、前記軸Bに前記変速ギヤAを同期機構を介して結合する第3状態とを切換可能であることを特徴とする変速機が提案される。また請求項2に記載された発明によれば、請求項1の構成に加えて、第1噛合切換機構は、前記軸Aに相対回転可能に支持されたシンクロハブと、前記シンクロハブの外スプラインに噛合する内スプラインが形成されたスリーブとを備え、前記同期機構は、前記スリーブに形成された前記内スプラインと、前記シンクロハブおよび前記変速ギヤA間に相対回転可能に支持したブロッキングリングに形成されたドグと、前記変速ギヤAに形成されたドグとを備えることを特徴とする変速機が提案される。また請求項3に記載された発明によれば、請求項1または請求項2の構成に加えて、前記アシスト機構は、前記第1入力軸群の内部に同軸に配置した第2入力軸と、前記原動機のトルクを前記第2入力軸に伝達する第2クラッチと、前記第2入力軸のトルクを前記第1入力軸群に伝達する伝動機構およびワンウェイクラッチとを備え、前記ワンウェイクラッチは前記第1入力軸群の回転数が前記第2入力軸の回転数を下回ったときに係合することを特徴とする変速機が提案される。また請求項4に記載された発明によれば、請求項3の構成に加えて、前記伝動機構は、前記第2入力軸の回転数を減速して前記第1入力軸群に伝達することを特徴とする変速機が提案される。尚、実施の形態のカウンタシャフト12は本発明の出力軸に対応し、実施の形態のインナーシャフト13は本発明の第2入力軸に対応し、実施の形態の第1アウターシャフト14Aは本発明の第1入力軸あるいは軸Bに対応し、実施の形態の第2アウターシャフト14Bは本発明の第1入力軸あるいは軸Aに対応し、実施の形態の第3アウターシャフト14Cは本発明の第1入力軸に対応し、実施の形態の2速ドライブギヤ32は本発明の変速ギヤAに対応し、実施の形態の3速ドライブギヤ33は本発明の変速ギヤBに対応し、実施の形態のドグ孔55cおよびドグ58は本発明の凹凸係合機構に対応し、実施の形態のメインクラッチCmは本発明の第1クラッチに対応し、実施の形態のアシストクラッチCaは本発明の第2クラッチに対応し、実施の形態の2速-3速間スリーブDS23は本発明の第1噛合切換機構に対応し、実施の形態の3速-4速間スリーブS34は本発明の第2噛合切換機構に対応し、実施の形態のエンジンEは本発明の原動機に対応し、実施の形態の遊星歯車機構Pは本発明の伝動機構に対応し、実施の形態のアシストクラッチCa、インナーシャフト13、遊星歯車機構Pおよびワンウェイクラッチ19は本発明のアシスト機構に対応する。請求項1の構成によれば、第1噛合切換機構は、第1入力軸の軸Aおよび第1入力軸の軸Bを結合する第1状態と、軸Aおよび軸Bを分離するとともに、軸Aに軸Bの変速ギヤBを凹凸係合部を介して結合する第2状態と、軸Aおよび軸Bを分離するとともに、軸Bに軸Aの変速ギヤAを同期機構を介して結合する第3状態とを切換可能なので、所定の変速段が確立している非変速中には原動機のトルクを第1クラッチを介して出力軸に伝達することができ、変速中には第1クラッチを係合解除して原動機のトルクが上記経路で出力軸に伝達されなくなっても、第1噛合切換機構でアシスト機構からのアシストトルクを出力軸に伝達することで、変速中のトルク抜けを防止してドライブフィールをの低下を防止することができる。そして単一の第1噛合切換機構で軸A、軸B、変速ギヤAおよび変速ギヤBの結合関係を第1~第3の状態に切り換えることができるので、噛合切換機構の構造を簡素化して小型化およびコストダウンを図ることができる。また請求項2の構成によれば、第1噛合切換機構のスリーブに形成した内スプラインと、ブロッキングリングに形成したドグと、変速ギヤAに形成したドグとによって同期機構を構成したので変速ギヤAと軸Bとの間に差回転が存在してもスムーズに結合することができる。このとき、第1噛合切換機構のスリーブの内スプラインを、軸Aに相対回転可能に支持したシンクロハブの外スプラインに噛合させたので、シンクロハブによってスリーブの姿勢を安定させ、スリーブの内スプラインをブロッキングリングおよび変速ギヤAのドグに確実に噛合させることができる。また請求項3の構成によれば、アシスト機構は、第1入力軸群の内部に同軸に配置した第2入力軸と、原動機のトルクを第2入力軸に伝達する第2クラッチと、第2入力軸のトルクを第1入力軸群に伝達する伝動機構およびワンウェイクラッチとを備えるので、変速中に第2クラッチを係合すると、原動機のトルクが第2クラッチ→第2入力軸→伝動機構→ワンウェイクラッチ→第1入力軸群の経路で伝達されトルク抜けを防止することができる。ワンウェイクラッチは第1入力軸群の回転数が第2入力軸の回転数を下回ったときに係合するので、変速のために第1クラッチが係合解除して第1入力軸群の回転数が低下すると、ワンウェイクラッチが自動的に係合してアシストトルクを第1入力軸群に伝達することができる。そして既存の原動機のトルクをアシストトルクとして使用するので、電動モータのような他の特別の駆動源が不要になって重量およびコストを更に削減することができる。また請求項4の構成によれば、アシスト機構の伝動機構は第2入力軸の回転数を減速して第1入力軸群に伝達するので、第1、第2クラッチが共に係合して所定の変速段が確立しているときに、ワンウェイクラッチを係合解除して第1入力軸のトルクを出力軸に伝達することができる。以下、図1~図22に基づいて本発明の実施の形態を説明する。図1に示すように、前進4段の自動車用のトランスミッションTはいわゆるAMTオートマチックマニュアルトランスミッションであり、平行軸式のマニュアルトランスミッションの変速スリーブをアクチュエータで操作することで自動変速を行うものである。トランスミッションTは、相互に平行に配置されたメインシャフト11およびカウンタシャフト12を備えており、メインシャフト11は径方向内側に位置するインナーシャフト13と、軸方向に3分割されてインナーシャフト13の外周に相対回転可能に嵌合する第1~第3アウターシャフト14A,14B,14Cよりなるアウターシャフト群とで構成される。エンジンEのクランクシャフト15とメインシャフト11の一端側との間には、一体化されたメインクラッチCmおよびアシストクラッチCaが配置されており、メインクラッチCmを係合するとクランクシャフト15が第1アウターシャフト14Aに結合され、アシストクラッチCaを係合するとクランクシャフト15がインナーシャフト13に結合される。尚、メインクラッチCmおよびアシストクラッチCaは、それらが共に係合する状態と、それらが共に係合解除する状態と、アシストクラッチCaが係合してメインクラッチCmが係合解除する状態とを切換可能であり、メインクラッチCmが係合してアシストクラッチCaが係合解除する状態は発生しない。メインシャフト11の他端側には、インナーシャフト13および第3アウターシャフト14Cを接続するダブルピニオン型の遊星歯車機構Pが配置される。遊星歯車機構Pは、インナーシャフト13に固設されたサンギヤ16と、ケーシング17に固設されたキャリヤ18と、第5アウターシャフト14Eにワンウェイクラッチ19を介して接続されたリングギヤ20と、キャリヤ18に回転自在に支持されてサンギヤ16に噛合する複数のインナーピニオン21...と、キャリヤ18に回転自在に支持されてインナーピニオン21...およびリングギヤ20に同時に噛合する複数のアウターピニオン22...とを備える。遊星歯車機構Pは、インナーシャフト13および第3アウターシャフト14Cが同方向に回転するように接続し、かつインナーシャフト13の回転数に対して第3アウターシャフト14Cの回転数が僅かに低くなるように例えば、1.00回転:0.99回転に接続する。ワンウェイクラッチ19は、遊星歯車機構Pに接続されたアウターレース側の回転数が、第3アウターシャフト14Cに接続されたインナーレース側の回転数を上回った場合に係合し、それ以外の場合に係合解除する。従って、インナーシャフト13および第3アウターシャフト14Cが同速度で回転する場合には、アウターレース側の回転数が遊星歯車機構Pで減速されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数以下になってワンウェイクラッチ19が係合解除する。またインナーシャフト13が回転して第3アウターシャフト14Cが停止する場合には、アウターレース側の回転数が遊星歯車機構Pで減速されてもインナーレース側が停止しているため、ワンウェイクラッチ19が係合する。第3アウターシャフト14Cが回転してインナーシャフト13が停止するとワンウェイクラッチ19は係合解除するが、本実施の形態ではそのような状況は発生しない。第3アウターシャフト14Cに1速ドライブギヤ31が固設され、第2アウターシャフト14Bに2速ドライブギヤ32が相対回転自在に支持され、第1アウターシャフト14Aに3速ドライブギヤ33および4速ドライブギヤ34が相対回転自在に支持される。カウンタシャフト12に1速ドライブギヤ31に噛合する1速ドリブンギヤ37が相対回転自在に支持されるとともに、2速ドライブギヤ32に噛合する2速ドリブンギヤ38、3速ドライブギヤ33に噛合する3速ドリブンギヤ39、4速ドライブギヤ34に噛合する4速ドリブンギヤ40が固設される。カウンタシャフト12に固設したファイナルドライブギヤ43がディファレンシャルギヤDのケースに固設したファイナルドリブンギヤ44に噛合し、ディファレンシャルギヤDから左右に延びるドライブシャフト45,45に左右の駆動輪W,Wが接続される。図1および図2から明らかなように、1速スリーブS1は1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12に結合可能であり図1参照、3速-4速間スリーブS34は3速ドライブギヤ33あるいは4速ドライブギヤ34を第1アウターシャフト14Aに結合可能である。1速スリーブS1および3速-4速間スリーブS34は、何れもシンクロメッシュ機能を持つ周知のスリーブで構成される。第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bの間には1速-2速間スリーブD12が配置され、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aの間には2速-3速間スリーブDS23が配置される。二つの状態を切り換え可能な2ウエイ機能を有する1速-2速間スリーブD12は、ドグクラッチの機能を持つスリーブで構成され、また三つの状態を切り換え可能な3ウエイ機能を有する2速-3速間スリーブDS23は、ドグクラッチの機能およびシンクロメッシュ機能を併せ持つスリーブで構成される。図2および図3に示すように、1速-2速間スリーブD12は、第1内スプライン51aおよび第2内スプライン51bが形成されたスリーブ51を備えており、第1、第2内スプライン51a,51bは第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bにそれぞれ形成した外スプライン52,53に係合可能である。またスリーブ53の右側の端面にはドグ孔51cが形成され、2速ドライブギヤ32の左側の端面には前記ドグ孔51cが係合可能なドグ54が形成される。従って、図3Aに示すスリーブ51の左動状態では、第1内スプライン51aと外スプライン52とが係合し、かつ第2内スプライン51bと外スプライン53とが係合することで、第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bがスリーブ51によって結合されるとともに、ドグ54がドグ孔51cから外れることで、2速ドライブギヤ32が第3アウターシャフト14Cから分離される。図3Bに示すスリーブ53の右動状態では、第2内スプライン51bと外スプライン53との係合が外れることで、第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bが分離され、ドグ54がドグ孔51cに係合することで、2速ドライブギヤ32が第3アウターシャフト14Cに結合される。図2および図4に示すように、2速-3速間スリーブDS23は、第1内スプライン55aおよび第2内スプライン55bが形成されたスリーブ55を備えており、第1、第2内スプライン55a,55bは第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aにそれぞれ形成した外スプライン56,57に係合可能である。またスリーブ55の右側の端面にはドグ孔55cが形成され、3速ドライブギヤ33の左側の端面には前記ドグ孔55cが係合可能なドグ58が形成される。2速ドライブギヤ32とスリーブ55との間には、第2アウターシャフト14Bの外周に相対回転自在に支持されたシンクロハブ59が配置されるとともに、シンクロハブ59と2速ドライブギヤ32との間にはブロッキングリング60が配置される。スリーブ55に形成された第3内スプライン55dは、シンクロハブ59に形成された外スプライン61と、ブロッキングリング60に形成されたドグ62と、2速ドライブギヤ32に形成されたドグ63とに係合可能である。従って、図5Aに示すスリーブ55の左動状態では、第2内スプライン55bが外スプライン57に係合したまま第1内スプライン55aと外スプライン56との係合が外れることで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aが分離されるとともに、第3内スプライン55dがブロッキングリング60のドグ62および2速ドライブギヤ32のドグ63に係合することで、2速ドライブギヤ32が第1アウターシャフト14Aに結合される。図5Bに示すスリーブ55の中立状態では、第1、第2内スプライン55a,55bがそれぞれ外スプライン56および外スプライン57に係合することで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aが結合されるとともに、第3内スプライン55dがブロッキングリング60のドグ62および2速ドライブギヤ32のドグ63から離脱することで、2速ドライブギヤ32が第1アウターシャフト14Aから分離される。図5Cに示すスリーブ55の右動状態では、第1内スプライン55aが外スプライン56に係合したまま第2内スプライン55bと外スプライン57との係合が外れることで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aが分離されるとともに、ドグ孔55cが3速ドライブギヤ33のドグ58に係合することで、3速ドライブギヤ33が第2アウターシャフト14Bに結合される。以上のように、単一の2速-3速間スリーブDS23で第2アウターシャフト14B、第1アウターシャフト14A、2速ドライブギヤ32および3速ドライブギヤ33の結合関係を上記三つの状態に切り換えることができるので、各々の切り換えに対して専用の噛合切換機構を設ける場合に比べて、噛合切換機構の小型化およびコストダウンを図ることができる。ところで、2速-3速間スリーブDS23のスリーブ55の内スプライン55a,55bを第2アウターシャフト14Bの外スプライン56および第1アウターシャフト14Aの外スプライン57に噛合させるだけでは、スリーブ55の軸方向の摺動をスムーズに行わせることが難しく、かつ2速ドライブギヤ32および3速ドライブギヤ33からのトルクを充分に支持することが難しくなる。しかしながら、本実施の形態によれば、第2アウターシャフト14Bの外周に相対回転可能に支持したシンクロハブ59の外スプライン61にスリーブ55の内スプライン55dを噛合させたので、スリーブ55の軸方向のスムーズな摺動を可能にするとともに、2速ドライブギヤ32および3速ドライブギヤ33から伝達されるトルクに対する剛性を確保することができる。次に、図6~図20に基づいてトランスミッションTの変速時の作用を説明する。本実施の形態のトランスミッションTは変速時にトルク伝達が一時的に途絶えるトルク抜けを解消する機能を有するものである。各変速段が確立している間は、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1~第3アウターシャフト14A~14Cを介して駆動輪W,Wに伝達されるが、メインクラッチCmが係合解除してトルク伝達が途絶える変速中は、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa、インナーシャフト13および第1~第3アウターシャフト14A~14Cの一部を介して駆動輪W,Wに伝達されることで、変速中のトルク抜けを防止することができる。図6は、図7、図9、図11...図19の作用説明図で使用されるトランスミッションTの動力伝達経路を模式的に示すもので、メインクラッチCm、アシストクラッチCa、ワンウェイクラッチ19が黒く塗り潰されているときは係合状態にあり、白抜きになっているときは非係合状態にあることを示している。また1速スリーブS1、1速-2速間スリーブD12、2速-3速間スリーブDS23、3速-4速間スリーブS34が実線で描かれているときには動力伝達可能に接続された状態にあり、破線で描かれているときには動力伝達不能に切り離された状態にあることを示している。図8、図10、図12...図20はメインクラッチCm、アシストクラッチCaおよび各スリーブの係合表であり、ステップa~ステップfは変速過程の各ステップを示し、○印は当該ステップでの各スリーブの位置を示し、右向きおよび左向きの矢印は当該ステップでの各スリーブの移動方向を示している。[ニュートラル→1速変速段のインギヤ時の作用]図7および図8参照図7Aに示すように、ニュートラル時には、1速スリーブS1は右動状態にあって1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12から分離し、1速-2速間スリーブD12は左動状態にあって第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bを結合し、2速-3速間スリーブDS23は中立状態にあって第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを結合している。この状態からメインクラッチCmおよびアシストクラッチCaは共に係合解除した後にステップa参照、図7Bに示すように、1速スリーブS1を左動して左動状態にすることでステップb参照、1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12に結合する。続いて、図7Cに示すように、メインクラッチCmおよびアシストクラッチCaは共に係合するとステップc参照、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1~第3アウターシャフト14A~14C→1速ドライブギヤ31→1速ドリブンギヤ37→1速スリーブS1の経路でカウンタシャフト12に伝達され、更にカウンタシャフト12→ファイナルドライブギヤ43→ファイナルドリブンギヤ44→ディファレンシャルギヤD→ドライブシャフト45,45の経路で左右の駆動輪W,Wに伝達されるようになり、1速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。[1速変速段→2速変速段のシフトアップ時の作用]図9および図10参照図9Aに示す1速変速段の確立状態から、図9Bに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップa参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速ドライブギヤ31→1速ドリブンギヤ37→1速スリーブS1の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。このとき、アシストクラッチCa側から伝達される回転数は遊星歯車機構Pで1ほど減速されるが、その量は微小であるために乗員によって体感されることはない。続いて、図9Cに示すように、トルク循環を防止するために2速-3速間スリーブDS23を左動して左動状態にすることで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを切り離すとともに、2速ドライブギヤ32を第1アウターシャフト14Aに結合するステップb参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図9Dに示すように、メインクラッチCmを係合するステップc参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→2速-3速間スリーブDS23→2速ドライブギヤ32→2速ドリブンギヤ38の経路でカウンタシャフト12に伝達され、2速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。続いて、図9Eに示すように、後処理として1速スリーブS1を右動して1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12から切り離すステップd参照。[2速変速段→3速変速段のシフトアップ時の作用]図11および図12参照図11Aに示す2速変速段の確立状態から、図11Bに示すように、1速-2速間スリーブD12を右動して右動状態にすることで、第3アウターシャフト14Cを第2アウターシャフト14Bから切り離すとともに、2速ドライブギヤ32を第1アウターシャフト14Aに結合するステップa参照。続いて、図11Cに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップb参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速-2速間スリーブD12→2速ドライブギヤ32および2速ドリブンギヤ38の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。続いて、図11Dに示すように、トルク循環を防止するために2速-3速間スリーブDS23を右動して中立状態にすることで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを結合するとともに、2速ドライブギヤ32を第1アウターシャフト14Aから切り離すステップc参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図11Eに示すように、3速-4速間スリーブS34を左動して左動状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第1アウターシャフト14Aに結合するした後ステップd参照、図11Fに示すように、メインクラッチCmを係合するステップe参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→3速-4速間スリーブS34→3速ドライブギヤ33→3速ドリブンギヤ39の経路でカウンタシャフト12に伝達され、3速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。続いて、図11Gに示すように、後処理として1速-2速間スリーブD12を左動して左動状態にすることで2速ドライブギヤ32を第3アウターシャフト14Cから切り離すとともに、第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bを結合するステップf参照。[3速変速段→4速変速段のシフトアップ時の作用]図13および図14参照図13Aに示す3速変速段の確立状態から、図13Bに示すように、2速-3速間スリーブDS23を右動して右動状態にすることで、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを切り離すとともに、3速ドライブギヤ33を第2アウターシャフト14Bに結合するステップa参照。続いて、図13Cに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップb参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速-2速間スリーブD12→第2アウターシャフト14B→2速-3速間スリーブDS23→3速ドライブギヤ33および3速ドリブンギヤ39の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。続いて、図13Dに示すように、3速-4速間スリーブS34を左動状態から2段階右動して右動状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第1アウターシャフト14Aから切り離して4速ドライブギヤ34を第1アウターシャフト14Aに結合するステップc参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図13Eに示すように、メインクラッチCmを係合するステップd参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→3速-4速間スリーブS34→4速ドライブギヤ34→4速ドリブンギヤ40の経路でカウンタシャフト12に伝達され、4速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。続いて、図13Fに示すように、後処理として2速-3速間スリーブDS23を左動して中立状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第2アウターシャフト14Bから切り離すとともに、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを結合するステップe参照。[4速変速段→3速変速段のシフトダウン時の作用]図15および図16参照図15Aに示す4速変速段の確立状態から、図15Bに示すように、トルク循環を防止するために2速-3速間スリーブDS23を右動して右動状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第2アウターシャフト14Bに結合するとともに、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを切り離すステップa参照。続いて、図15Cに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップb参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速-2速間スリーブD12→第2アウターシャフト14B→2速-3速間スリーブDS23→3速ドライブギヤ33および3速ドリブンギヤ39の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。続いて、図15Dに示すように、3速-4速間スリーブS34を右動状態から2段階左動して左動状態にすることで、4速ドライブギヤ34を第1アウターシャフト14Aから切り離して3速ドライブギヤ33を第1アウターシャフト14Aに結合するステップc参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図15Eに示すように、メインクラッチCmを係合するステップd参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→3速-4速間スリーブS34→3速ドライブギヤ33→3速ドリブンギヤ39の経路でカウンタシャフト12に伝達され、3速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。続いて、図15Fに示すように、後処理として2速-3速間スリーブDS23を左動して中立状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第2アウターシャフト14Bから切り離すとともに、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを結合するステップe参照。[3速変速段→2速変速段のシフトダウン時の作用]図17および図18参照図17Aに示す3速変速段の確立状態から、図17Bに示すように、トルク循環を防止するために1速-2速間スリーブD12を右動して右動状態にすることで、2速ドライブギヤ32を第3アウターシャフト14Cに結合するとともに、第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bを切り離すステップa参照。続いて、図17Cに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップb参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速-2速間スリーブD12→2速ドライブギヤ32および2速ドリブンギヤ38の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。続いて、図17Dに示すように、3速-4速間スリーブS34を右動して中立状態にすることで、3速ドライブギヤ33を第1アウターシャフト14Aから切り離すとともにステップc参照、図17Eに示すように、2速-3速間スリーブDS23左動して左動状態にすることで第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを切り離すとともに、2速ドライブギヤ32を第1アウターシャフト14Aに結合するステップd参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図17Fに示すように、メインクラッチCmを係合するステップe参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→2速-3速間スリーブDS23→2速ドライブギヤ32→2速ドリブンギヤ38の経路でカウンタシャフト12に伝達され、2速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。続いて、図17Gに示すように、後処理として1速-2速間スリーブD12を左動して左動状態にすることで、2速ドライブギヤ32を第3アウターシャフト14Cから切り離すとともに、第3アウターシャフト14Cおよび第2アウターシャフト14Bを結合するステップf参照。[2速変速段→1速変速段のシフトダウン時の作用]図19および図20参照図19Aに示す2速変速段の確立状態から、図19Bに示すように、1速スリーブS1を左動して左動状態にすることで、1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12に結合するステップa参照。続いて、図19Cに示すように、メインクラッチCmを係合解除するとステップb参照、第1~第3アウターシャフト14A~14Cに対するトルク伝達が遮断されるため、アウターレース側の回転数がインナーレース側の回転数を上回ることでワンウェイクラッチ19が係合し、エンジンEのトルクがアシストクラッチCa→インナーシャフト13→遊星歯車機構P→ワンウェイクラッチ19→第3アウターシャフト14C→1速ドライブギヤ31→1速ドリブンギヤ37および1速スリーブS1の経路でカウンタシャフト12に伝達されるようになり、メインクラッチCm側からのトルク伝達が遮断されても、アシストクラッチCa側からのトルク伝達を継続して変速中のトルク抜けを防止することができる。続いて、図19Dに示すように、2速-3速間スリーブDS23を右動して中立状態にすることで、2速ドライブギヤ32を第1アウターシャフト14Aから切り離すとともに、第2アウターシャフト14Bおよび第1アウターシャフト14Aを結合するステップc参照。その間も、アシストクラッチCa側から伝達されるトルクでトルク抜けは防止されている。続いて、図19Eに示すように、メインクラッチCmを係合するステップd参照。その結果、エンジンEのトルクはメインクラッチCmから第1アウターシャフト14A→2速-3速間スリーブDS23→第2アウターシャフト14B→1速-2速間スリーブD12→第3アウターシャフト14C→1速ドライブギヤ31→1速ドリブンギヤ37→1速スリーブS1の経路でカウンタシャフト12に伝達され、1速変速段が確立する。このとき、エンジンEのトルクはアシストクラッチCaからインナーシャフト13および遊星歯車機構Pを介してワンウェイクラッチ19に伝達されるが、インナーレース側の回転数がアウターレース側の回転数を上回ることで、ワンウェイクラッチ19は係合解除してトルク伝達が遮断される。尚、1速変速段からニュートラルに変速するには、図19Eの状態から、1速スリーブS1を左動して1速ドリブンギヤ37をカウンタシャフト12から切り離すだけで良い。ニュートラルになったとき、メインクラッチCmおよびアシストクラッチCaは係合状態にしても係合解除状態にしても良く、それはクラッチアクチュエータの特性ノーマルオープンあるいはノーマルクローズにより適宜設定される。以上、隣接する変速段間での変速の過程を説明したが、本実施の形態によれば、隣接しない変速段間での飛び変速も可能である。飛び変速は、メインクラッチCmを係合解除してアシストクラッチCaを介してアシストトルクを伝達している間に、所望の飛び変速段の動力伝達経路を確立しておき、この状態からメインクラッチCmを係合することで達成される。図22のタイムチャートは、トルクアシスト機能を持たない従来のAMTのシフトアップ時のトルク伝達特性を示すものである。時刻t1にクラッチの係合解除が開始されて時刻t2に係合解除が完了し、時刻t3にクラッチの係合が開始されて時刻t4に係合が完了する。シフトアップ前のエンジン回転数に比べてシフトアップ後のエンジン回転数は低くなるため、時刻t1から時刻t3までの領域でエンジン回転数が低下するが、クラッチの係合解除によりメインシャフトの回転数がエンジン回転数の低下を超えて低下することで、トランスミッションの出力トルクは時刻t1~時刻t4の領域で大きく落ち込んでトルク抜けが発生する。図21のタイムチャートは、トルクアシスト機能を持つ本実施の形態のAMTのシフトアップ時のトルク伝達特性を示すものである。変速中にメインクラッチCmが係合解除するために第1~第5アウターシャフト14A~14Eの回転数は大きく落ち込むが、アシストクラッチCaは係合状態にあるためにインナーシャフト13の回転数はエンジン回転数に追従して漸減する。従って、変速中に第1~第5アウターシャフト14A~14Eにより伝達されるトルクが大きく落ち込んでも、その間にインナーシャフト13によりアシストトルクが伝達されることで、トランスミッションの出力トルクの落ち込みが解消されてトルク抜けが防止されることが分かる。以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。例えば、実施の形態ではアシスト機構の動力源としてエンジンEを用いているが、エンジンE以外に電動モータ等の任意の動力源を用いることができる。また実施の形態では2速-3速間スリーブDS23と2速ドライブギヤ32との間に同期機構を配置しているが、この同期機構は必ずしも必要ではなく、ドグクラッチで置き換えることも可能である。"