(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも１個の変速機構を備えた変速装置であって、
ケーシング要素（16、156）と、
入力要素（７）と、
出力要素（4;62）と、
前記入力要素と前記出力要素との間に設けられ、ハスバ歯車を含む歯車組（５、49、94、139）を１つ以上含む動力伝達要素群（１、３）と、
少なくとも前記要素の幾つかを選択的に連結し連結状態か非連結状態かに応じて２つの異なる変速比を決定する選択的連結手段（９、59、109、119、149）と、
前記歯車組の相互に噛み合う２つのハスバ歯車（１、２、51、52、101、141、142）に関連して設けられ、ハスバ歯車の伝達トルクに応じた軸方向の推力（FAP、FAC）を受けて軸方向に摺動可能となっている伝達トルク応答手段と、
前記２つのハスバ歯車の軸方向変位を前記選択的連結手段（９、59、109、119、149）へ少なくとも間接的に伝えて前記選択的連結手段を制御する手段（17、57、82、83）と、
少なくとも前記選択的連結手段が非連結状態のときに、前記伝達トルク応答手段とは逆方向の力を前記選択的連結手段に及ぼす付勢手段（18、73、89、158、169、224）と、
前記ケーシング要素（16、156）と前記動力伝達要素群中の１つの要素との間に設けられ、前記選択的連結手段が非連結状態のときに、該１つの要素の逆方向回転を防止するフリーホイール手段（14、64、154、229）とを具備し、
前記歯車組（５、49、94、139）は、前記選択的連結手段が連結状態か非連結状態かに応じて異なった動作をするように構成されており、これによって、変速比の変更中に、新規の優勢な変速比を安定させる方向に前記軸方向の推力が変化するようになっており、
前記選択的連結手段（９、59、109、119、149）は、伝達トルクに限界値があり、伝達トルクが限界値を超えると連結状態から非連結状態への遷移が開始することを特徴とする変速装置。
【請求項２】
前記選択的連結手段（９、59、109、119、149）のトルク伝達容量は作用するスラストと共に増加するようになっていることを特徴とすることを特徴とする請求項１に記載の変速装置。
【請求項３】
付勢手段（18、73、169、224）が前記選択的連結手段（９、59、109、119、149）を連結状態へ付勢し、前記選択的連結手段（９、59、119、149）は、連結状態において、前記歯車組（１、２、51、52、101、102、141、142）の２つのハスバ歯車間の噛合を機械的にバイパスすることを特徴とすることを特徴とする請求項１に記載の変速装置。
【請求項４】
前記選択的連結手段（９、59、109、149）が摩擦手段であることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項５】
前記入力要素（７）と中間伝達要素（12、12a）の間に前記少なくとも１つの変速機構が入力機構（133、140）として配設されており、
前記付勢手段が前記連結手段を前記２つの変速比のうち高い変速比に対応した状態へ付勢し、
前記変速装置が、更に、前記中間伝達要素（12、12a）と前記出力要素（62）の間に設けられた第２の変速機構（136、180）を具備し、
前記第２の変速機構は、伝達すべきトルクおよび回転速度に応答して、トルクが高くかつ回転速度が低い場合に、相対的に低い変速比を自動的に選択し、かつ、トルクが低くかつ回転速度が高い場合に、相対的に高い変速比を自動的に選択することを特徴とする請求項１〜４の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項６】
前記２つの変速機構（133、136;140、180）の一方（133、140）が、入力機構として前記入力要素（７）と中間伝達要素（12、12a）の間に配設されており、前記付勢手段（18、158）が、相対的に高い変速比に対応した状態に前記連結手段を付勢する実質的に一定のスラストを発生し、
前記２つの変速機構（133、136;140、180）の他方（136、180）が中間伝達要素（12、12a）と出力要素（62）の間に配設されており、
前記付勢手段（18、158）が、前記第２の機構の回転速度と共に増加するスラストを発生して、前記第２の機構において相対的に高い変速比に対応した状態に前記連結手段を付勢するようにしたことを特徴とする請求項５に記載の変速装置。
【請求項７】
前記入力機構の付勢手段（18、158）が弾性手段を具備することを特徴とする請求項５または６に記載の変速装置。
【請求項８】
前記入力機構の付勢手段が、弾性手段（158）に関して平行に設けられた遠心手段（169）を具備することを特徴とする請求項７に記載の変速装置。
【請求項９】
前記付勢手段が、前記変速機構の回転速度の関数として変化するスラストを発生する遠心手段を具備することを特徴とする請求項１〜５の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項１０】
少なくとも１個の変速機構を備えた変速装置であって、
ケーシング要素（16、156）と、
入力要素（７）と、
出力要素（4;62）と、
前記入力要素と前記出力要素との間に設けられ、ハスバ歯車を含む歯車組（49、94、139）を１つ以上含む動力伝達要素群（１、３）と、
少なくとも前記要素の幾つかを選択的に連結し連結状態か非連結状態かに応じて２つの異なる変速比を決定する選択的連結手段（９、59、109、119、149）と、
前記歯車組の相互に噛み合う２つのハスバ歯車（１、２、51、52、101、141、142）に関連して設けられ、ハスバ歯車の伝達トルクに応じた軸方向の推力（FAP、FAC）を受けて軸方向に摺動可能となっている伝達トルク応答手段と、
前記２つのハスバ歯車の軸方向変位を前記選択的連結手段（９、59、109、119、149）へ少なくとも間接的に伝えて前記選択的連結手段を制御する手段（17、57、82、83）と、
前記伝達トルク応答手段の推力とは逆方向で、変速装置の回転速度に応じた推力を発生する遠心式の付勢手段（73、89、169、224）とを具備し、
前記選択的連結手段は、前記伝達トルク応答手段の推力と、これとは逆方向の前記遠心式の付勢手段の推力の双方の作用を受けることを特徴とする変速装置。
【請求項１１】
前記付勢手段は、前記回転速度で駆動されて遠心力を発生する遠心式の手段であって、前記遠心力は少なくとも間接的に前記連結手段に伝達され、前記前記連結手段には、軸方向のスラストの作用と反対の作用が生じるようになっていることを特徴とする請求項９または10に記載の変速装置。
【請求項１２】
更に、前記遠心手段（73）と前記連結手段（59）の間に弾性手段（243）が配設されていることを特徴とする請求項９〜11の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項１３】
前記入力要素（７）が前記変速装置の遠心クラッチ（24）の被駆動面（23）に連結されていることを特徴とする請求項９〜12の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項１４】
前記被駆動面（23）は、被駆動プレートの速度が所定の閾値を超えたときに、前記被駆動面（23）と前記遠心クラッチの駆動プレート（26）との間を連結するよう設けられた遠心システム（34、36）と共に回転するように連結されていることを特徴とする請求項13に記載の変速装置。
【請求項１５】
前記歯車組（49、180）は、前記２つの変速比の一方および他方を提供するために異なって作動し、変速比を変更する間、新たな変速比を安定させる方向に前記軸方向のスラストが変化するようにしたことを特徴とする請求項10〜14の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項１６】
前記変速機構（136、180）が中間変速要素（12、12a）と、前記出力要素（62）との間に配設されており、前記変速装置は、更に、入力機構（133、140）を具備し、該入力機構は少なくとも２つの変速比を提供すると共に、前記入力要素（７）と前記中間変速要素（12）との間に配設されていることを特徴とする請求項10〜15の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項１７】
前記入力機構（133、140）が、前記入力要素（７）に作用するトルクが高い閾値を越えたときに、該入力要素に作用するトルク応答して、相対的に低い変速比へ自動的にシフトし、また、前記入力要素に作用するトルクが低い閾値を越えたときに、該入力要素に作用するトルク応答して、相対的に高い変速比へ自動的にシフトすることを特徴とする請求項16に記載の変速装置。
【請求項１８】
前記入力要素の回転速度と共に、前記入力要素の回転速度に従って、前記高い閾値（181）を僅かに高くする手段（196）を具備することを特徴とする請求項17に記載の変速装置。
【請求項１９】
前記付勢手段（73、169）は、前記付勢手段が発生した軸方向のスラストが、前記ハスバ歯車によって発生した軸方向のスラストよりも大きくなったときに、前記変速装置が相対的に低い変速比から高い変速比へシフトするようになっていることを特徴とする請求項１〜18の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２０】
前記連結手段は、前記付勢手段によりハスバ歯車（142）の歯への負荷を解除する直結駆動状態へ付勢され、トルクが前記クラッチの伝達容量を超えるまで、前記軸方向に反対向きのスラスト（FAP、FAC）を相殺し、かつ、再び軸方向のスラストを発生させて、相対的に低い変速比の確立を促進するようにした請求項19に記載の変速装置。
【請求項２１】
前記入力要素（７）に作用する駆動トルクを伝達する間に発生する軸方向のスラスト（FAP、FAC）の作用の下で、前記２つの歯車を、相互変位方向と反対の方向に互いに軸方向に当接させるスラスト支承手段（57、157、112、86）を具備することを特徴とする請求項10〜20の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２２】
変速比が相対的に低く、かつ、軸方向に相互変位可能な前記歯車が噛合してトルクを伝達可能な解除位置と、変速比が一層高く、前記軸方向に相互変位可能な歯車が噛合することによって伝達されるトルクが少なくとも部分的に総裁される連結位置との間で移動自在の摩擦装置（９、59、149）を前記連結手段が具備し、前記軸方向に相互変位可能な歯車が、その軸方向のスラストによって、付勢手段（73、169）に対抗して摩擦装置（９、59、149）を解除位置に選択的に保持することを特徴とする請求項１〜21の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２３】
前記変速装置が、更に、一連の連続する複数の２速モジュール（180）から成る変速装置を前記入力要素（７）と前記出力要素（62）との間に具備して構成され、
該モジュール（180）の各々が、モジュール（７、12a、12b）の要素の１つの回転速度に応答して、各モジュールの歯車組（139）の２つのハスバ歯車（141、142）の軸方向のスラスト（FAC、FAP）に対抗して、該モジュールを低い変速比から高い変速比へシフトするための遠心手段を前記付勢手段として具備し、
前記組合せ体がハスバ歯車を有して成ることを特徴とする請求項１〜22の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２４】
前記モジュール（180）に先行してモジュール（140）が配置されており、
前記付勢手段が、前記入力要素におけるトルクが所定の閾値（181）よりも低い間、前記モジュール（140）内を直結駆動する弾性手段（158）であることを特徴とする請求項23に記載の変速装置。
【請求項２５】
前記歯車組（49）が前記入力要素（７）と、前記選択的連結手段の少なくとも一部を構成する摩擦要素（119）との間に配設されており、
前記歯車組の２つの歯車（51、52）は、
その軸方向のスラスト（FAP、FAC）が前記摩擦要素（119）を締結し、それによって第１の変速比が達成され、
更に、前記摩擦連結装置に摩擦を起こすための手段を具備し、
前記遠心式の付勢手段手段（89）が摩擦要素（119）を選択的に解除すると共に、他の連結手段（109）を起動して第２の変速比を達成するように構成されていることを特徴とする請求項10〜12の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２６】
前記摩擦を起こすための手段が油槽を具備し、該油槽内において前記摩擦連結装置（119）が作動することを特徴とする請求項25に記載の装置。
【請求項２７】
更に、前記変速装置が、ハスバ歯車を有する第１の遊星歯車装置（49）と、第２の遊星歯車装置（94）とを具備し、
該装置の軸（７）が、
ａ）前記第１の遊星歯車装置（49）の太陽歯車（51）に取着され、
ｂ）前記軸（７）と前記第２の遊星歯車装置（94）の太陽歯車（101）との間を、選択的に連結するための要素（227）に固定され、
ｃ）軸方向に動作可能になっており、以て前記第１の遊星歯車装置（49）の太陽歯車（51）のハスバにより発生する軸スラスト（FAP）が、遠心式の付勢手段（224、244）に対抗して、前記第２の遊星歯車装置の太陽歯車が解除される位置に配置すべく連結要素（227）を付勢し、
前記付勢手段は、前記第２の遊星歯車装置（94）を介して前記軸（７）と前記第１の遊星歯車装置（49）のリング歯車（52）との間に動力が伝達される位置に配置すべく前記的連結要素を付勢することを特徴とする請求項９〜12の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項２８】
前記遠心式付勢手段が、前記軸（７）の回転速度に応動することを特徴とする請求項27に記載の装置。
【請求項２９】
前記遊星歯車装置（49、94）の双方のリング歯車（52、102）が、フリーホイール（64、229）に取り付けられていることを特徴とする請求項27または28に記載の変速装置。
【請求項３０】
前記選択連結手段が、前記遠心装置（73）の作用の下で、前記遊星歯車装置（49、94）の一方（49）を直結駆動で作動させるための選択的連結手段を具備し、
前記遠心装置が、前記遊星歯車装置（49、94）のリング歯車（52、102）を、そのハスバにより発生した軸スラスト（FAC）に対抗して、軸方向に付勢することを特徴とする請求項27〜29の何れか１項に記載の変速装置。
【請求項３１】
前記選択的連結装置が軸方向に移動可能な軸（７）に固定されたクラッチ要素（221）を具備し、前記軸方向に移動可能な軸（７）には軸スラストを発生するハスバ歯車（51）の一方が取着されており、
前記遠心式付勢手段が、前記軸（７）により回転駆動されるように前記クラッチ要素（221）と傾斜（226）との間に設けられ中実のローラー（224）を具備し、前記傾斜は、前記クラッチ要素と共に半径方向外方に収斂するように形成されており、前記ローラー（224）に作用する遠心力によって、該ローラーが半径方向外方に移動し、以て、前記クラッチ要素（221）が軸スラストに対抗して連結位置に押圧されることを特徴とする請求項９〜12の何れか１項に記載の変速装置。
【発明の詳細な説明】
技術分野
本発明は、少なくとも２つの変速比を備えた変速装置に関し、特に自動車用変速装置に関する。
背景技術
マニュアル操作する変速装置に加えて、所謂「自動変速装置」が公知となっている。該装置では、「エピサイクリック」と評される遊星歯車装置が油圧回路により制御される。該油圧回路は、モータかつ／または車両の駆動トルクおよび回転速度の測定値に従って油圧制御回路または電子制御回路により制御される。駆動トルクの測定はアクセルペダルの位置を検知することにより間接的に実施される。自動変速装置への入力は、トルクコンバーターと呼ばれる油圧装置を介して行われる。該装置においてエンジンからの動力は、エンジンの回転速度が無負荷回転速度を超過する場合に、加圧された流体により伝達される。自動変速装置では振動やノイズを低減するために通常ハスバ歯車が用いられる。
古典的な自動変速装置を改良するために50年以上もの時間が掛けられてきたが、自動変速装置には当初からの大きな欠点がある。すなわち、マニュアル操作するギアボックスに比べて、非常に重量があること、コストが掛かること、効率が良くないこと、自動車の性能が低いこと等である。
発明の開示
本発明の目的は、公知の自動変速装置の欠点を改善する、特に自動車用の、部分的に或いは完全に自動的に動力を伝達する種々の装置を提案することにある。
本発明によれば上記変速装置は、
フレーム要素と、
入力要素と、
出力要素と、
前記入力要素と前記出力要素との間で動力を伝達し、少なくとも１つのハスバ歯車の歯車組み合わせ体を具備する動力伝達要素と、
前記要素少なくとも複数の要素間を連結するための選択的連結要素であって、該選択的連結要素が連結状態にあるか解除状態にあるかに従って異なる減速比を実現するための選択的連結要素と、
前記選択的連結手段に伝達されるトルクに応答するトルク応答手段とを具備し、
前記トルク応答手段が、前記組み合わせ体のハスバ歯車の２つの歯車間に軸方向にスライド自在に設けられた組体であって、前記組み合わせ体の前記歯車の係合により伝達されるトルクに従って軸方向の力の作用を受ける組体と、
前記２つの歯車の軸方向の変位を少なくとも間接的に前記連結手段に伝達するための手段とを具備している。
前記２つのハスバ歯車間の係合により、これら歯車に軸方向に反対の力が発生し、該力は、所定の軸方向の負荷容量を有する軸受により共通に支持される。
本発明によれば、伝達されるトルクの測定に上記軸方向のスラストが利用される。これには重大な利点がある。つまり、伝達されるトルクの測定が、変速装置の中心部において特別の手段を必要とせずに得られる。更に該測定は、通常複数のディスクを具備したクラッチまたはブレーキにより構成される連結手段を直接制御するのに略充分な大きさの力の形で得られる。本発明によれば、従来自動変速装置の遊星歯車装置を制御するために必要であった制御回路および油圧動力回路の少なくとも一部が排除可能となる。
本発明の１つの実施例では、前記歯車の組み合わせ体が前記入力要素と、前記連結手段の少なくとも一部を構成する摩擦連結装置との間に設けられ、該組み合わせ体の２つの歯車は、その軸スラストにより前記摩擦連結装置が締結されるように配置される。前記摩擦連結手段を選択的に解除し、他の連結手段を起動して第２の減速比に変速するための手段が具備される。また、油槽等の手段が具備され、その中で前記摩擦連結装置が作動して前記摩擦連結装置に摩擦を発生させる。
上記装置によれば、通常モータと自動車のギアボックスとの間に備えられるクラッチまたはトルクコンバーターが排除される。モータが無負荷運転しているとき前記摩擦連結装置は滑っている。該装置の前記入力軸の回転速度が高くなると、オイルの存在により生じる僅かな摩擦が、軸方向にスライドする歯車により伝達されるトルクに一致し、軸方向の力が僅かに相互に発生する。これにより、前記摩擦連結装置が更に締結されて、摩擦力と軸方向の力とが増加し、ついには前記摩擦連結装置が完全に係合する。
前記連結手段は、２つの減速比から選択された減速比で選択的に係合させるための手段と、均衡応力手段とを具している。前記係合手段は前記２つのハスバ歯車を相互に変位させる軸方向の力により作動し、前記歯車の組み合わせ体が個別に作動して上記２つの減速比の一方と他方を達成する。これにより減速比が変化するとき、減速比の変化を安定化させる方向に前記軸方向の力が変化する。
こうして、自動車の変速装置の自動制御に非常に好ましいヒステリシス効果が達成される。所定のトルクに対して高い減速比へのシフトが4000rpmで行われるとすると、高い減速比へシフトすることにより２つのハスバ歯車が異なる作動をして軸方向の力を低減または相殺し、エンジンの回転速度が、例えば3000rpmにおいてのみ低い減速比へ復帰させる他の類似する状況が生じる。これは、頻繁に減速比が変化することを排除するために非常に好ましい。
均衡応力の手段は、例えば遠心手段等のタコメトリック手段により構成可能である。該手段は選択的連結手段を直接作動させることが可能である。こうして、それが望ましい場合には変速装置を制御するための制御回路や油圧動力回路が必要なくなる。
本発明の実施例の利点によれば、高い減速比への変更は、軸方向にスライドする歯車の軸スラストを相殺する直結駆動クラッチを作動させることにより行なわれる。伝達されるトルクが該直結駆動クラッチの伝達容量を超過すると該クラッチが先ず滑り出し、そしてシフトダウンが行われる。その結果、軸スラストが部分的に再び発生して低い減速比への復帰を加速し、特に直結駆動クラッチを完全に解除する。
本発明の１つの態様では、歯車の組み合わせ体が、中間伝達要素と出力要素との間に設けられた複減速比装置の一部を構成し、そして少なくとも２つの減速比で作動する入力装置が入力要素と中間伝達要素との間に配置される。
こうして、入力装置の減速比に従い複減速比装置に伝達されるトルクが高く或いは低くなる。入力装置が低い減速比で作動してる場合、複減速比装置に伝達されるトルクはエンジンのトルクに応じて増加する。そして高い減速比へのシフトは複減速比装置において遅れる。これにより「スポーツ」走行、つまり「低い」減速比と高いエンジンrpmが得られる。
好ましくは、前記入力要素のトルクが高敷居値を超過するとき、前記入力装置は、前記入力要素のトルクに応動して相対的に低い減速比に、そして前記入力要素のトルクが低敷居値に低下すると、相対的に高い減速比に自動的にシフトする。
本発明の他の特徴は、伝達されるトルクが逆転すると、ハスバ歯車により発生する軸スラストが逆転する点である。モータが駆動トルクを発生しているか、或いは減速トルクを発生している（モータが自動車を減速してる場合）かにより異なる制御が可能なように構成できる。
例えば、遊星歯車装置において太陽歯車と遊星歯車とリング歯車の３つの歯車により構成する場合、太陽歯車とリング歯車とに生じる反作用は相互に反対方向を向いており、遊星歯車には２つの同じ大きさで反対方向の力が作用して釣り合う。駆動トルク伝達するために、歯車の１つをギアケースに押接して、他の歯車に変速装置を制御するために好ましい方向に軸方向の反作用を作用させることが可能である。伝達されるトルクが抵抗トルクである場合に、上記軸方向の力が逆転し、そして前記太陽歯車と前記リング歯車との間に相互スラストのための手段を設けることにより上記軸方向の力が相殺される。
最後に、本発明の実施例の利点によれば、前記変速装置は、前記入力要素と前記出力要素との間に、２つの減速比を提供する一連のモジュールを具備している。各モジュールは、その要素の１つの回転速度に応動し、各モジュールのハスバ歯車により発生する軸スラストに対抗して低い減速比から高い減速比にシフトする。
これにより非常に単純なデザインが得られる。そして前記モジュールの個数を増やすことにより、減速比の個数を増やすことができる。好ましい場合には、セッティングはもちろん厳格に同一のものとする。
起動時において、全てのモジュールは低い減速比で作動する。そして各モジュールの回転速度は、前記入力要素に隣接するモジュールから前記出力要素に隣接するモジュールに向かって低くなる。これに対して、トルクは前記入力要素から前記出力要素へ増加する。従って、前記入力要素（低トルク、高回転）が先ず高い減速比にシフトされる。これにより第２のモジュールのトルクは低下するが、その回転速度は変化しない。と言うのは、該回転速度は出力要素の回転速度および該モジュールの変化していない減速比により決定されるためである。こうして第２のモジュールの入力要素において、トルクはシフトアップした第１のモジュールのトルクと略同一であるが、回転速度はシフトアップした第１のモジュールよりも低くなる。従って駆動速度は、第２のモジュールが次に高い減速比にシフトする前に増加し、そしてそれが繰り返される。
本発明の他の特徴、利点は、以下の説明から明らかとなる。
【図面の簡単な説明】
実施例を制限しない添付図において、
図１は、公知の遊星歯車装置の斜視断面図であり、該遊星歯車装置が作動中に発生する力を示す図である。
図２および図３は、図１の遊星歯車装置の太陽歯車とリング歯車の各々の歯の部分断面図である。
図４は、熱機関の回転速度に対するトルク曲線の例を、ガスバタフライ弁の異なる開度で示す図である。
図５は、本発明の２速装置の軸方向の断面図である。
図６および図７は、各々図５の装置が高い減速比と低い減速比にあるときの軸方向の断面図である。
図８は、本発明の第２の装置の軸方向の断面図である。
図９から図12は、図８の装置の遠心クラッチの４つの作動段階での各々の断面図である。
図13は、図８と同様の図であり、同図の右側が直結駆動で作動し、左側が第２の減速比で作動している場合を示す図である。
図14は、図８の詳細図であり、第１の減速比で作動する間の当接を示している。
図15は、図11の詳細図であり、第２の減速比で作動する間の当接を示している。
図16は、本発明の第３の実施例の図８と同様の図である。
図17は、係合するクラッチを示す図16の詳細図である。
図18および図19は、本発明の他の２つの実施例の軸方向の断面図である。
図20は、本発明の他の実施例の分解斜視図である。
図21から図24は、図20の変速装置の軸方向断面図であり、異なる４つの作動状態を示す図である。ケーシングは図20にのみ示されている。
図25は、図20の実施例の逆転装置の断面図である。
発明を実施する最良の態様
図１を参照すると遊星歯車装置は、外ハスバを有する太陽歯車１と、内ハスバを有すると共に太陽歯車１の外歯よりも大きな直径を有するリング歯車２と、太陽歯車１とリング歯車２との間に設けられた遊星歯車３とを有している。
遊星歯車は、遊星保持部４により回転可能に支持されている。該遊星保持部は外形線のみで示されている。太陽歯車１が固定されている回転軸６を例えば入力軸とすると、リング歯車２を固定して遊星保持部４を回転軸６よりも低速に、かつ同回転軸６と同軸に回転させることが可能である。遊星歯車装置は、相対的に高い減速比を有する減速歯車装置として作用する。然しながら、太陽歯車１を固定してリング歯車２を入力軸に連結すると共に、遊星保持部４を出力軸に連結すると、該歯車装置は上記の場合よりも小さな減速比を有する減速装置として作用する。更に、リング歯車２と遊星保持部４とを相互に連結する、或いは遊星保持部４を回転軸６に連結する、或いはリング歯車２を回転軸６に連結すると、遊星歯車装置全体が単一のブロックとして回転して直結駆動装置が構成される。また、遊星保持部４を固定すると回転軸６とリング歯車２とは反対方向に回転して逆転駆動が得られる。そしてこのとき、回転軸を入力軸に連結すると減速され、リング歯車２を入力軸と連結すると増速される。
減速または逆転モード運転のために、例えばリング歯車２を固定すると共に太陽歯車１に矢印Ｇで示すトルクを伝達すると、太陽歯車１およびリング歯車２には各々矢印FP、FCで示される力が作用する。遊星歯車３の歯により太陽歯車１の歯に付与される反力FPは、該遊星歯車装置の中心軸を中心として矢印Ｇの反対の方向を有している。遊星歯車３はトルクＨを受け、これによりリング歯車２に該装置の中心軸に対して力FPと同じ方向の力FCを伝達する。
力FP、FCは、各々太陽歯車１の歯のフランクと、リング歯車２の歯のフランクに作用する。上記フランクは装置の中心軸に対して傾斜しているので力FP、FCは該装置の中心軸に対して傾斜する（図２、３参照）。つまり歯と歯の間の接触面に対して垂直となる（摩擦の効果は無視する）。接触力FP、FCは、従って、トルクを有効に伝達する周方向成分FCP、FCCと、本発明で利用される軸方向成分FAP、FACとを有している。
図１に示すように、太陽歯車１の歯は、該装置の中心軸に対してリング歯車２の歯の反対方向に傾斜しており、太陽歯車１に作用する軸方向の力FAPは、図３に示すように、リング歯車２に作用する軸方向の力FACに対して反対方向となっている。従って、図１に示す実施例において、太陽歯車１により伝達されるトルクがＧで示される方向である場合には、太陽歯車１は図１の手前側に向かう軸方向に付勢される。これに対してリング歯車２は反対の軸方向に付勢される。遊星歯車３は、噛み合い点において２つの対向する軸方向に付勢され全体として力が釣り合っている。
クラッチで遊星歯車装置の入力軸を出力軸に連結することにより直結駆動すると歯車による連結はトルクを伝達せず、従って上記軸方向力は発生しない。然しながら、前記リング歯車を前記遊星保持部に連結すると共に、前記太陽歯車を入力軸に連結して直結駆動すると、該太陽歯車および遊星保持部には軸方向の力が存在し続ける。
図４に一例としてm.Nで表す駆動トルクCm曲線をエンジンの回転速度rpmで示す。理解されるように、エンジンが最大負荷で回転するとき、駆動トルクは中間速度、つまり3000rpmのオーダーで最大値となり、その後6000rpmまでトルクが低下する。
こうして、駆動トルクは運転者によりエンジンに要求される作用力の測定のみならず、少なくとも約1500rpm以上の回転速度において、エンジンの回転速度の測定をも構成する。言い換えれば、例えば駆動トルクが水平な直線で示す160m.Nより大きい場合には、駆動回転速度が4500rpmより高くなり得ないことが理解される。
次に図５から図25を参照して、上述した発見を利用する本発明の様々な実施例を説明する。図５から図25において、軸方向の遊びとストロークは理解し易いように誇張されている。実際の上記遊びおよびストロークは肉眼で確認困難である。
図５に図示する装置は、出力軸７のトルクにより自動的にシフトする２速式の装置である。出力軸７および多板式油槽クラッチの第１の要素８は遊星歯車装置５のリング歯車２に固定されている。該遊星歯車装置の遊星保持部４は、一方においてクラッチ９の他の要素11に固定されており、他方において該装置の出力軸12に固定されている。該遊星歯車装置の太陽歯車１は、出力軸12に「ダイレクト」方向に、つまり軸７、12の通常の回転方向に回転自在に設けられている。他方、太陽歯車１はフリーホイール14により反対方向へは回転不能となっている。フリーホイール14は、太陽歯車１と該装置のケーシング16との間に配置されている。ケーシング16は部分的に図示されている。
太陽歯車１と、リング歯車２および遊星保持部４は、他の２つに対して軸方向に摺動自在に設けられている。軸方向のスラスト軸受17が太陽歯車１と遊星保持部４との間に配置されており、遊星保持部４に軸方向に対抗してクラッチ９の解除方向に押しつける。該遊星歯車装置のハスバ歯車の歯は、太陽歯車１が遊星歯車３に対して相対的に回転するとき、太陽歯車１に作用する軸方向の反作用FAPが、スラスト軸受17を介して太陽歯車１を遊星保持部４に軸方向に対抗して押し込む方向を向いている。
遊星保持部４は、リング歯車２と一体をなす壁部19と、プッシャ21との間に配置された圧縮バネ18を具備し、付勢された均衡手段と接触する。プッシャ21は壁部19に対して軸方向にスライド可能に設けられており、スラスト軸受22を介して遊星保持部４を押接し、バネ18の付勢力を遊星保持部４に軸方向の反作用FAPに対して反対方向に作用する。
図６に示すように、休止状態においてバネ18の付勢力は太陽歯車１の反作用と釣り合っていない。これによりプッシャ21が遊星保持部４をリング歯車２に対して最も左方位置に押接し、クラッチ９が係合することとなる。このときスラスト軸受22は付勢されているが、スラスト軸受17は付勢されていない。始動に際して、バネ18により締結された状態のクラッチ９の伝達容量に一致する所定の敷居値を超過しないトルクが伝達されると、クラッチ９によりリング歯車２と遊星歯車９が強固に締結され、遊星歯車装置が直結駆動する。つまり、出力軸12が入力軸７と同じ回転速度で回転する。トルクが、言わば歯車の連結を入れ換えるクラッチ９を介して伝達され、歯車を介して伝達されないので伝達されるトルクにより太陽歯車１には何らの軸スラストは発生しない。
クラッチ９の伝達容量を超過するトルクが軸７にかかると、クラッチ９は滑りを生じ、遊星歯車装置を構成する歯車間に相対的な回転動作が発生する。該相対的な回転動作により、リング歯車２に軸スラストFAC（図７参照）が、そして遊星歯車３に反対方向の軸スラスト（図示せず）が発生し、この反対方向の軸スラストは遊星キャリア４に伝達される。上記２つの軸スラストにより、クラッチ９がバネ18に対抗して解除され、そして更にクラッチ９の滑りが増加して対にはクラッチ９は完全に解除される。ある段階において、クラッチ９の滑りは太陽歯車１が逆転するような滑りとなるが、然しながら、フリーホイール14によりこれは防止される。このときから遊星歯車３への軸スラストが消滅して図７に示す状態となる。太陽歯車１がフリーホイール14により固定されると、遊星保持部４および出力軸12は、入力軸７の回転速度よりも低い回転速度でダイレクト方向に回転する。上記装置は、このとき、減速装置として作動する。フリーホイール14を備えていない場合、駆動される負荷により軸12が固定され、太陽歯車１は通常逆転する。
軸スラストFAPがバネ18の付勢力よりも小さくなるまで入力軸７にかかるトルクが減少すると、バネ18により再び図６の状態に復帰する。これが生じるトルクの敷居値は、クラッチ９が滑り出す高敷居値よりも低く設定する。上記２つの敷居値を異なる値に設定することは実際上可能である。高敷居値は前記クラッチの伝達容量により決定され、そして低敷居値は中心軸およびバネ18の付勢力に対する歯車の歯の傾斜により決定される。従って、２つの敷居値は該変速装置を設計する段階において独立して決定可能である。バネ18により直結駆動に復帰するとき、伝達されるトルクは低敷居値よりも低く、従って、同トルクは前記クラッチの伝達容量に一致する高敷居値よりも非常低いので、クラッチ９は過大に滑ることなく充分に係合する。
実際上、例えば追越しやヒルクライムに際して運転者が急激にエンジンに最大出力を与える場合等、160m.Nを越えるトルクにおいて、つまり図４においてエンジンが1400rpmより高く4500rpmよりも低い回転速度においてクラッチ９が滑るとき、上記装置は制動装置として作動し、モータにより出力されるトルクよりも高いトルクを自動車の車輪に伝達する。エンジンの回転速度は増加して、駆動トルクが高敷居値よりも低く、かつ低敷居値よりも高い領域に入る。運転者がアクセルペダルを放すと直ちに、軸７のトルクが大きく低下し、バネ18により上記装置は直結駆動に復帰する。
160m.Nの敷居値に到達またはこれを通過する最大回転速度（例えば4500rpm）は既知であるので、入力軸７のトルクにより自動的に減速切換されてもモータが過回転することはなく、上記装置により導入される減速比は、モータの最大回転速度と高敷居値が有効な回転速度との間の比よりも低い減速比となる。例えば、高敷居値が4500rpmまでで選定され、かつ最大回転速度が6000rpmの場合、6000/4500＝1.33なので、上記装置の減速比は約1.3よりも低くしなければならない。
エンジンが減速する間、太陽歯車１とリング歯車２に伝達されるトルクは反対方向のトルクであり、バネ18がクラッチ９を係合状態に保持するので変速装置は直結駆動で作動する。
図８の実施例において、入力軸７は、遠心クラッチ24の受動プレート23と共に回転する。遠心クラッチ26は駆動プレート26を更に具備している。図９から図12に図示するように、円筒ブラケット27が駆動プレート26に固定されている。板バネ28の一方端部が、前記クラッチの円周上に配設された取着点において前記円筒ブラケットに取着されている。前記板バネ28の他方端部はシュー31と摩擦ライニング32とを有するスキッド29に取着されている。
受動プレート23は、駆動プレートのブラケット27よりも明らかに小さな直径を有する円筒ブラケット33を支持している。同様に、板バネ34の一方端部がブラケット33に取着され、他方端部が、リング39の反対側にシュー37と摩擦ライニング38とを有するスキッド36に取着されている。リング39はそれらを取り囲むと共に、ブラケット27の内壁に半径方向に取着されている。
図９から理解されるように、２つのプレート26、23に固定されたブラケット27、53が、所定の低敷居値、例えば1200rpmを超過しない回転速度では、板バネ28、34がスキッド29、36を、各々受動プレートの内円筒面41とリング39の内円筒面から離隔して保持する。
この状態から前記駆動プレートの回転速度が増加すると、板バネ28およびスキッド29は、板バネ28の弾性力に対抗して遠心力により展開してスッキド29が内壁41に係合し、板バネ28に支持力を与える。
プレート23は次第に駆動プレート26と同じ方向に回転し始める。従って、次に板バネ34およびスキッド36はいうに及ばずブラケット33が回転を開始する。そして所定回転速度となると受動プレート23は、リング39に対して接触し始め２つのプレート間の摩擦が増加する。
受動プレート23に取着されたブラケット33と、リング39に組み合わせられたスキッド36の目的は、遠心クラッチが解除されているときにモータが停止するとクラッチが再係合できなくなるという、遠心クラッチの周知の欠点を排除することである。これは自動車が下り坂を走行するとき危険である。図12に示すようにこうした場合に、本発明によるクラッチのブラケット33とスキッド36が回転駆動されると共にスキッド36がリング39と摩擦係合し、以てプレート26が動作して自動車のモータが再始動する。これが達成され或いはほぼ達成されると、スキッド29は次いで内壁41と接触し図１の状態に再び到達する。
図８に示す例において、入力軸７は、軸方向のスプラインを介して遊星歯車装置49の太陽歯車51と係合している。遊星歯車装置51の遊星保持部は、逆転歯車装置63を介して出力軸62と連結可能である。
逆転歯車装置63は本質的に遊星歯車装置から成り、該遊星歯車装置のリング歯車66は前記遊星保持部54と、太陽歯車67は前記出力軸62と一体的に構成されている。遊星保持部68は、ドグカップリングスライダーを手操作することにより歯車装置49の遊星保持部54と71で示す位置において係合可能であり、これにより、図８に示すように、遊星保持部54と出力軸62との間の直結駆動が達成される。また、遊星保持部68は72で指示する位置においてケーシング16と係合して遊星保持部68が回転することが防止され、歯車装置49の遊星保持部54と出力軸62との間の反対方向の動作が達成され、自動車が後退可能となる。
遊星保持部54と太陽歯車51とリング歯車52は、他の２つの要素に対して軸方向に滑動可能に構成されている。
遊星歯車装置49のリング歯車52は、クラッチ59の第１の要素58に固定されている。クラッチ59の他の要素61は遊星保持部54に固定されている。フリーホイール64が、リング歯車52とケーシング16との間に嵌合されており、リング歯車52がクラッチ59により解除されたときに、同リング歯車が逆転しないように構成されている。
クラッチ59は多板式のクラッチであり、かつ遊星保持部54に対して垂直軸74の回りで半径方向外方に回動自在に関節取着された複数のウェイト73により制御される。ウェイト73の耳部76はプッシャ77を介してクラッチの摩擦板を圧着する。ウェイト73は（図８には１つのウェイトのみ示す）板状の金属から適宜に一体的に打ち抜き加工されると共に、クラッチ要素61の対応するスリット内で装置の軸方向の平面内に保持されている。各ウェイト73は足部81により装置の軸方向に延長されている。足部81は遊星保持部54と共に回転するリング82に支持され、またスラスト軸受83を介してケーシング16に軸方向に付勢されている。リング82を考慮すると、前記ウェイトは、図13に図示するように歯車装置49の遊星保持部が図８において軸方向左方にシフトするときのみ半径方向内側に回動可能である。然しながら、図14に示すように上記変位は、太陽歯車51が遊星歯車装置49の遊星歯車53にトルクを伝達するとき、太陽歯車51の軸方向の反作用FAPにより阻害される。この軸方向の反作用は軸方向のスラスト軸受57を介して遊星保持部54に伝達される。この場合、リング歯車52に作用する反対方向の軸方向の反作用FACは、スラスト軸受84と停止リング86を介して軸７に伝達される。
軸７は他の停止リング87を介してディスク88に当接する。ディスク88はスプラインにより軸７に取着されている。ディスク88は、また外周付近に複数のウェイト89を支持している。該ウェイト88は、前記ディスクの軸線91を中心として関節取着されており、装置の中心軸の回りに回転可能に設けられている。上記ウェイトの耳部92は従動プレート23を軸方向に付勢する。これにより、ディスク88に対向するリング歯車52の反作用FACに対して反対方向のスラスト力が軸７に伝達される。リング歯車52と太陽歯車51との間にフリーホイール93が配置されており、太陽歯車51が少なくともリング歯車52と同じ速度で回転することを防止する。従って、エンジンが減速するとき、遊星歯車装置49は、軸７の回転速度が少なくとも出力軸62と同じ速度で回転するように作動する。
上記ギアボックスには他の遊星歯車装置94が設けられている。遊星歯車装置94は、スプラインを介して軸７により回転駆動され軸方向にスライド可能に構成された太陽歯車101と、フリーホイール96を介して歯車装置49のリング歯車52に連結された遊星保持部104と、多板式クラッチ109を介して選択的にケーシング16と連結するリング歯車102とを具備している。フリーホイール96は、遊星保持部104がリング歯車52よりも速く回転することを防止する。上記全ての要素101、102、104は、各々他の２つの要素に対して軸方向に滑動可能に構成されている。歯車装置94のハスバの傾斜は、歯車装置49のハスバの傾斜と反対方向に形成されている。従って、リング歯車102の軸スラストはクラッチ109が係合する方向、つまり図において右方に作用する。太陽歯車101の軸スラストは、従って、図において左方に作用する。そしてそれは、遊星保持部104と軸方向のスラスト軸受97、98を介してケーシング16に伝達される。言い換えれば、太陽歯車101およびリング歯車102は、その顎部の間にクラッチ109と、ケーシング16の一部と、スラスト軸受98と、遊星保持部104の一部と、スラスト軸受97を挟持するプライヤとして作用する。上記「サンドイッチ」に遊星保持部104が存在するのは、単に、遊星保持部104をフリーホイール96に係合させるためである。
軸７は、更に、カラー111を支持している。カラー111は、スラスト軸受112を介してリング歯車102をクラッチ109が係合する方向に付勢する。つまり、リング歯車102の軸スラストと同じ方向に付勢する。太陽歯車101は、軸７の停止リング86に対して同じ方向に付勢可能と成っている。
該歯車装置の作用を以下に説明する。
始動時に図８に示す状態となる。つまり、全てのクラッチが解除されている。
モータが空動速度よりも高い回転速度で回転すると、先ず、遠心クラッチ24が閉鎖して、入力軸７および太陽歯車51が駆動する。
遊星保持部54に駆動、伝達されれる負荷が遊星保持部54を保持しようとするのでリング歯車52が逆転しようとする。リング歯車52はフリーホイール64により逆転が防止されるので、リング歯車は動作しないで保持され、遊星保持部54は、例えば軸７に対して４倍を越えない減速比で減速され回転を開始する。ドグ71の係合により逆転装置が直結駆動として機能し、従って、軸62は該回転速度で駆動される。
この間、太陽歯車101は同様に軸７により駆動され、遊星歯車装置94を介してリング歯車102の回転方向に対して逆転方向に急速回転する。そして、フリーホイール96により遊星歯車装置94の遊星保持部104がリング歯車52よりも高速で回転することを防止するので、リング歯車52はそれ自体停止し遊星保持部104が停止する。遊星歯車装置94は何らの駆動力も伝達しないので大きな軸反作用は発生しない。
遊星歯車装置49において、太陽歯車51の軸方向の反作用FAP（図14参照）により、遊星保持部54が充分強く右方に付勢されて、同遊星保持部54が非常に低速なので、ウェイト73が半径方向に展開することが防止される。従って、クラッチ59は解錠状態で保持される。
その間、軸７に伝達されるリング歯車52の反作用FACは、ディスク88の反対方向のスラストと均衡する。該スラストは軸７の回転速度に依存している。この回転速度が充分なレベルとなると、軸７の対応するスラストがスラストFACを超過し、軸７が図13の左部分に図示するように右方にスライドする。すると、カラー111がスラスト軸受112を介してリング歯車102をクラッチ109の係合位置に押接する。係合が開始されるとリング歯車102の軸方向の反作用が増加し、クラッチ109が完全に係合するまで締結される。この段階において、クラッチ59は図８の右側部分に図示するように解除状態にある。
クラッチ109の係合により、遊星保持部104および歯車装置49んぼリング歯車52は、軸７の回転速度よりも低速で駆動される。つまり、クラッチ109が係合することにより、歯車装置94が軸７と歯車装置49のリング歯車52との間の減速装置として動作する。歯車装置49の遊星保持部54は、そのとき、軸７の回転速度とリング歯車52の回転速度との間の回転速度を有している。これは、上記ギアボックスにより許容される第２の減速比に一致する。出力軸62の回転速度は、従って、ウェイト73に作用する遠心力が充分大きくなり、同ウェイトが図13に示すように回動可能となるまで増加し続け、遊星保持部54は歯車装置49の太陽歯車51と共に左方に付勢される。これによりクラッチ59が係合して遊星歯車装置49が直結駆動となる。すなわち、入力軸７と出力軸62が太陽歯車51と、遊星保持部54と選択的逆転装置63との間が直結される。リング歯車52は、そのとき歯車装置94の遊星叙事部104よりも高速かつフリーホイール96により許容される回転速度で回転を開始する。
図13に図示する直結駆動状態から開始して、運転者がアクセルペダルを踏み込むと、ウェイト73の遠心力に依存してクラッチ59が滑り出して漸次的に第２の減速比に復帰可能となり、これにより出力軸62に出力されるトルクが増加する。
エンジンが制動装置として機能するときは、既述のように上記ギアボックスは自発的に直結駆動となる。然しながら、フリーホイール96をマニュアル操作して固定して、遊星保持部104がリング歯車52と同じ速度で回転することを防止し、これによりリング歯車102を固定して太陽歯車101および軸７を出力軸よりも高い速度で回転させ、摩擦を伴ってクラッチ59、109の少なくとも一方を機械的に制動することもできる。
この状態において、図15に図示するように、リング歯車102および太陽歯車101の反作用は反対方向に作用して相互に相殺し合う。と言うのは、上記２つの反作用は、各々カラー111と停止リング86を介して軸７に反対方向に作用するためである。
図16に示す実施例では図８の実施例との差異のみ説明する。この実施例では、リング歯車52とケーシング16との間に配置されるフリーホイール64と遠心クラッチ24が除去されている。その代わりにリング歯車52とケーシング16との間に多板式クラッチ119が配置される。リング歯車52に左方の反作用FACが作用するとき、前記クラッチの多板が同リング歯車により相互に締結されると共にケーシング16に締結される。
該ギアボックスの作用を以下に説明する。
モータが無負荷速度で回転するとき、従って、軸７が該モータのフライホイール124により駆動されるとき、出力軸62の負荷により遊星保持部54が停止し、リング歯車52が低減された速度で逆転する。この回転は、除去されたフリーホイール64により妨害されることはない。これによりクラッチ119に僅かに摩擦が生じてオイルが流動し、隣合うディスク間が粘性により接触する。上記摩擦により僅かな負のトルクが発生する。このトルクはリング歯車52に小さな力FACを生じさせる。そして力FACは反対の軸スラストを付勢する図示しない小さなバネにより相殺される。
運転者が軸７の回転速度を増加すると、クラッチ119の摩擦が増加し反作用FACも同様に増加する。リング歯車52はクラッチ119を締結させる方向にシフトする。これにより、上記クラッチが漸次的にかつ完全に係合するまで、軸反作用は更に増加し続ける。これによりリング歯車52が停止し、従って遊星保持部54および出力軸62が、該出力軸62に減速比約１から４を以て、前記ダイレクト方向に回転を開始する。危険無くこのプロセスを許容するために、2500rpmの始動時のみに軸７を右方に付勢可能とするように、ウェイト89を後方に保持するバネを設けてもよい。
前進駆動の操作シーケンスは、軸７をシフトさせてクラッチ109を係合させ、リング歯車52の後方を押接するスラスト軸受84を介してクラッチ119を解除することを除いて、図８から図15を参照して既に説明した通りである。
然しながら、エンジンが制動装置として作動するときは、軸力、特にリング歯車52の軸力が逆転しクラッチ119が解除される。これは問題とはならない。と言うのは、出力軸62からの動作はフリーホイール96を介してリング歯車52により軸７に伝達されるためである。
クラッチ119が係合するときの状況を図17に示す。クラッチ59が係合するとき、図示するように太陽歯車51は遊星保持部54（図17には示されていない）により押し戻され、スラスト軸受60を介してリング歯車52を軸方向に押接する。そしてこれによりクラッチ119の締結力が増加する。
自動車を制動するためにエンジンを作動させるとき、太陽歯車51とリング歯車52の全ての反作用は、軸７に作用するトルクが駆動トルクである場合に対して反対方向であり、そしてそれはスラスト軸受60の対向面に伝達されるので相互に均衡している。
図18に図示する実施例では、図８のギアボックスにおいて新規な隔壁132と密封された壁部131との間に、図５を参照して説明した入力装置133が配置されている。前記壁部は、一方においてディスク88と遠心クラッチ24を、そして他方において該ギアボックスの他の部品を離隔する。隔壁132は、図５に図示するケーシング16の部分に対応している。図18のギアボックスの部分は、以下、「複減速比装置」と記載する図８のギアボックスの部分と一致している。
図18の装置では、図５の装置の出力軸12が中間軸12となっている。該中間軸12は遊星歯車装置49、94の方に延設され、かつそれらを貫通して図８の実施例の軸７と正確に同じ方法でそれらに連結されている。
図18の入力軸７は、入力装置133が減速歯車として作動するとき、中間軸12に対して相対的に回転可能に構成されている。然しながら、スラスト軸受134が、軸７と軸12との間に配置されており、図８を参照して説明したように、軸７が軸12を複減速比装置136の内側に押接可能に構成されている。
入力装置133が、図５から図７を参照して説明したように、軸７に作用するトルクにより直結駆動されるとき、複減速比装置136は、図８から図15を参照して説明したのと同様に作動する。
然しながら、図５から図７を参照して再び説明すると、入力装置133は減速歯車として作用し、３つの例外を除いて複減速比装置136は図８から図15を参照して通りに作用する。
−軸12に作用するトルクが増加するので、第１から第２へのシフトはウェイト82の部分により大きな力を必要とし、そしてそれはエンジンのより高い回転速度において達成される。
−同様の理由から第２から第３へのシフトは、ウェイト73の部分により大きな力を必要とし、そしてそれは出力軸62のより高い回転速度において達成される。
−第２から第３へのシフトが実施されると、エンジンの回転速度は駆動トルクが負荷されたバネに対して充分減少して、入力装置133が直結駆動され、第４の減速比を構成するまで増加する。
こうして自動車用自動変速装置が達成され、そしてそれは３速で通常の運転においてエンジンが比較的低速で作動するか、或いは、スポーツ走行用の上記通常の運転用の３速の最初の２つとは異なる最初の３つの減速比を有する４速で最大出力付近で作動して性能を最適化する。
図19に図示する実施例において、変速装置は図８の遠心クラッチと同様の遠心クラッチ24により構成され、更に、遊星歯車装置139を具備するモジュール140および、例えば２つのモジュール180を具備している。遊星歯車装置139の各太陽歯車141は、図５の太陽歯車と同様に、出力軸12a、12b、62において各々回転自在に、かつフリーホイール154によりケーシング156に対する逆転が各々防止されている。リング歯車142が入力軸７、12a、12bおよび多板式クラッチ149の第１の要素に各々連結されている。多板式クラッチ149の他の要素151は、遊星保持部144に連結されている。遊星保持部144は、出力軸12a、12b、62に各々連結されている。太陽歯車141とリング歯車142と遊星保持部144は、他の２つに対して軸方向にスライド自在に設けられている。
各入力軸７、12a、12bには、スプラインによりディスク168が取着されている。該ディスクは、回動軸171を中心としてウェイト169を回動自在に支持している。ウェイト169は上記回動軸171を中心として半径方向に動作して上記装置の軸線から離隔する。そして該ウェイト169の耳部172が、クラッチ149を解除するように作用する前記リング歯車142の軸方向の力FACに対抗して、リング歯車142および軸７をクラッチ149を締結する方向に軸方向に押し戻す。太陽歯車141の反対方向に作用する軸スラストFAPは、スラスト軸受162を介してケーシング156に作用する。スラスト軸受157は、遊星保持部144と太陽歯車141との間に配置され、エンジンが自動車を制動するように作用するとき、その間に相互作用するスラストによりクラッチ149の係合を許容する。
クラッチ24に最も近く配置されたモジュール140の入力軸７は上記変速装置全体の入力軸を構成する。伝達軸12aは該モジュールの出力軸を構成すると共に、これに続くモジュール180の入力軸を構成する。また、伝達軸12bは第１のモジュール180の出力軸を構成すると共に、第２のモジュール180の入力軸をも構成する。第２のモジュール180の出力軸62は上記変速装置全体の出力軸を構成する。然しながら、逆転歯車手段（図示せず）を軸62と変速装置全体の出力との間に配置してもよい。
２つのモジュール180は厳格に同一であり、機能的セッティングも同一である。更に、２つよりも多くのモジュール装置180を軸方向に１列に配列して、変速装置の減速比を増加することも可能である。
モジュール140は、ウェイト169が、例えば30から40ではなく３または４と非常に少ない点において２つのモジュール180と相違している。モジュール140のウェイトの間には圧縮バネ158が具備されている。該圧縮バネ158は、遊星保持部144に対してリング歯車142をクラッチ149が係合する方向に付勢する。遊星保持部144はスラスト軸受162を介してケーシング156を押接する。モジュール140は、図18の装置133と同様の入力装置として作用する。そして上記複数のモジュール180は一体として複減速比装置を構成する。
以下に上記装置の動作を説明する。先ず、モジュール140のクラッチ149がバネ158により係合すると共に、複数のモジュール180のクラッチ149が解除され、全てのモジュール180が減速歯車として作用する。３つのモジュールの第１のモジュールは回転速度が最も高く伝達されるトルクが最も小さい。従って、該モジュールにおいて、先ずウェイト169がクラッチ149を係合させると共に、該モジュールが直結駆動にシフトされる。これにより次のモジュール180に伝達されるトルクが減少するが、回転速度は出力軸62により決定され減少しない。従って、トルクが一定であると仮定すると、この速度は増加し、モジュール180のウェイトにより該モジュールが直結駆動にシフトし、変速装置は第３の減速比、つまり直結駆動比で作動する。
入力軸７のトルクが、バネ158およびモジュール140の少ない個数のウェイト169により決定される敷居値よりも小さい場合、モジュール140は減速歯車として動作する。このとき、静かに運転するときの相対的に長い３つの比ではなく、スポーツ走行用の相対的に「低い」４つの減速比がある。ウェイト169の機能は、エンジンの回転速度が増加するとき、モジュール140が「シフトダウン」するトルクの敷居値を高めることである。この敷居値を図４の一転鎖線181で示す。
図20から図25に図示する実施例に関して、図８の実施例との相違点についてのみ説明する。同様の要素には同じ参照番号を付して指示する。
図20は、変速装置201の熱機関202の出力における結合を略示している。入力遠心クラッチ24の駆動ディスク26が熱機関202のフライホイールに具備されている。その歯203がスターターと係合している。
変速装置201の出力軸62が、一対のピニオン204により選択的逆転装置206に連結されている。逆転装置206は、その出力軸207の回転方向を選択的に逆転可能に構成されている。上記出力軸は、通常その入力軸208と同じ回転方向を有している。逆転装置206の出力軸207の動作は、太陽歯車212を有する従来の差動装置211のケージ209と係合して伝達される。上記太陽歯車は、各々従来と同様、自動車の２つの駆動輪213の一方に連結されている。
図21に図示するように、遠心クラッチ24の従動ディスク23が、摩擦ライニングを備えた２つの面を有するディスクにより構成されている。該ディスクは、駆動ディスク26と押接ディスク214との間に確実に挟持される。押接ディスク214は付勢バネ242に対抗して押接する。円筒ローラー219が上記押接ディスクの前記ディスク23から離隔する面215において半径方向に沿って回転するように設けられている。各ローラー219の軸216の各端部は傾斜220において転動する。傾斜220は、駆動ディスク26に固定されたベル218の円錐内面に支持されている。傾斜220と面215との間の距離は、変速装置の軸217からの距離が増加するとき減少する。更に、前記ローラー219は相当の重量物に形成され、ベル218と共に回転するときの遠心力により、該ローラーが半径方向外方に動作し、これにより押接ディスク214が、バネ242の作用に対抗して従動ディスク23を押接するように構成する。これにより、駆動ディスク26および軸７が摩擦係合する。この状態を図22に図示する。
軸７は、一方において遊星歯車装置49の太陽歯車51に取着されており、他方においてクラッチ109の押接ディスク221に取着されている。太陽歯車51のハスバの傾斜は、該ハスバにより発生する軸スラストFAP（図22参照）が図面上において左方に、つまり押接ディスク221を締結して解除状態にあるクラッチ109を係合させる方向に作用するような傾斜である。
クラッチ109は検診式のクラッチであり、入力クラッチ24と同様の構造を有している。然しながら、ベル222が、ベル218に関して反対に軸７を中心として回転自在に設けられており、スラスト軸受223によりベル218に軸方向に当接する。スラスト軸受223は重いローラー224に遠心力が作用するとき、同ローラーによりベル222に発生する軸方向の成分を受ける。ローラー224の遠心力が充分大きいとき、該ローラーは傾斜226に沿って半径方向外方に移動して、バネ224の付勢力および該スラストFAPに対抗して押接ディスク221を軸方向に押接する。図23において、太い実線で示す矢印はハスバにより発生する軸スラストを示しており、斜線の矢印は遠心力により発生するスラストを示している。
クラッチ109が締結状態にあるとき、その受承プレート227が押接ディスク221と中央支承ディスク228との間に挟持される。支承ディスク228はベル222に固定されている。受承ディスク227は、遊星歯車装置94の太陽歯車101と共に回転するように構成されている。遊星歯車装置94の遊星保持部104は、遊星歯車装置49のリング歯車52に取着されている。フリーホイール229がリング歯車102の逆転を防止する。リング歯車101の軸方向の動作は軸受246により防止される。
遊星歯車装置49の遊星保持部54により回転駆動されるウェイト73は、出力軸62が回転する間、その遠心力によりスラスト軸受231および皿形の座金243を介して、リング歯車52をクラッチ59が締結されるように軸方向に押接する。それに対して、リング歯車52が軸７から通常方向にトルクを出力軸62に伝達するとき、リング歯車52のハスバにより発生する軸スラストFACによりクラッチ59は解除される。
図８の逆転装置63は既述のように変速装置201の外部に配置される。つまり図20の逆転装置206により置換される。逆転装置206を図25に詳細に図示する。逆転装置は対向する２つの太陽歯車232、233を有する差動装置式の装置である。太陽歯車232、233には該装置の入力軸208と出力軸207とが各々連結されている。該差動装置のケージ234が２つの遊星歯車236を回転自在に支持しており、各遊星歯車が太陽歯車232、233の両方に連結されている。ケージ234はスプラインリング237に取着されており、該スプラインリング237にはドグクラッチスライダー238がスプライン取着されている。ドグクラッチスライダー238は、手動制御手段（図示せず）に連結されており、図において右方に移動させてリング237をスプラインリング239と連結させ、反対にドグクラッチスライダー238を図において左方に移動させてリング237をスプライン輪リング241に連結させる。スプラインリング239は入力軸208に固定されており、リング237がスプラインリング239と連結することにより、該装置は直結駆動される。リング237がスプラインリング241と連結するときは、ケージ234が静止すると共に、遊星歯車236が、入力側の太陽歯車232と出力側の太陽歯車233とを逆転駆動する。
図20から図25に図示した実施例の動作を以下に説明する。
エンジンが停止または無負荷運転するときの状態を図21に図示する。クラッチ24のローラー219に作用する遠心力は、バネ242の付勢スラストに打勝つほど充分に大きくはない。従って、クラッチ24は締結せず、自動車の車輪が静止しているときは軸７も静止している。軸62が静止しているのでウェイト73は遠心力を発生しない。然しながら、皿形の座金243がクラッチ59を締結状態に保持する。これに対してクラッチ109はバネ244により解除状態に保持されている。と言うのは、静止している軸７およびローラー224には遠心力が作用していないためである。
ディスク26の回転速度が増加すると、ローラー219がバネ242の付勢力に対抗してクラッチ24を締結させ、漸次的に軸７が回転駆動される（図22参照）。太陽歯車51に伝達されるトルクによりリング歯車52が逆転する。これによりリング歯車52は軸スラストFACを発生し、該軸スラストにより皿形の座金243の作用に対抗してクラッチ59が解除される。座金243は平坦に変形する。その結果、リング歯車52が遊星保持部54から解除され、そしてフリーホイール64により静止する。動作は非常に減速されてると共に、トルクが大きく増加して（例えば４倍に）駆動ディスク26と軸62との間で伝達される。二重線で示す矢印は該変速装置内のエネルギの経路を示している。太陽歯車51が軸スラストFACと反対方向の軸スラストFAPを発生させる。該軸スラストFAPが、軸７が回転するすることにより遠心力を発生するローラー224の作用に対抗して、押接ディスク221をクラッチ109が解除される方向に付勢する。ローラー224は軸７と共に該装置の回転軸を中心として回転する。クラッチ109が解除されると共に遊星保持部104が静止するので、遊星歯車装置94の太陽歯車101が静止する。
軸７の回転速度が増加し、伝達されるトルクに対してローラー224の遠心力が太陽歯車51のハスバにより発生する軸スラストFAPを克服すると、クラッチ109が締結されて太陽歯車101が軸７と同じ速度で回転する。フリーホイール229によりリング歯車102の逆転が防止されるので、太陽歯車101の回転により遊星保持部104およびリング歯車52は通常の回転方向に、減速された回転速度で回転を開始する。そしてこれにより軸７と、自動車の車輪を駆動する軸62との間の新たな減速比が決定される。第２の減速比は、例えば1.7であり、軸７と軸62との間の減速比および伝達されるトルクは小さくなる。
遊星歯車装置94は、ノイズを相殺するためにハスバを有している。然しながら、第２の減速比で作動する間、太陽歯車101に発生する軸スラストは軸受246により対抗される。太陽歯車101とクラッチ109のディスク227との間のスラスト連結247はにより、ディスク227は太陽歯車101に対して軸方向に移動可能となり静止状態に保持される。
図24に図示するように、軸62が所定の回転速度に到達すると、ウェイト73が反対方向の軸スラストFACにも拘わらず上記装置の軸線217から離隔するように動作する。上記軸62の所定の回転速度は、伝達されるトルクの関数として変化する。軸線217から離隔動作する間、ウェイト73がクラッチ59を締結させ、遊星歯車装置49は直結駆動となる。そのとき、リング歯車52は遊星保持部54および軸７と同じ回転速度、従って太陽歯車101と同じ回転速度で回転する。こうして、リング歯車102が上記の速度で回転し、全ての要素が一体的に回転する。減速比は１である。
エンジンが制動装置として作動するときは、伝達されるトルクの方向が逆転する。この状態（図示せず）において、リング歯車52のスラストFACは、図21から図24の左方に向き、皿形座金243の補助を受けてクラッチ59を締結する。軸７は、従って少なくとも軸62と同じ速度で回転する。フリーホイール248が軸７とディスク26との間に配置されて、軸７がディスク26よりも速く回転することを防止するときは、エンジンの回転速度は軸62の回転速度よりも低くなることは不可能となる。ウェイト73の力が減少してクラッチ59が滑ることが可能となるとき、リング歯車102を制動して上記ギアボックスを第２の減速比で作動させるための手段249（図21参照）を備えてもよい。これにより、変速装置が自動車を制動するときに、既述の通り、クラッチ59、109に制動を補強する摩擦が生じる。例えば自動車の制動装置が作動したときに制動手段249が起動されるように構成することが可能である。
本発明が図示し上述した実施例に限定されず、また既述した異なるシステムは相互に異なる組み合わせが可能であることは言うまでもない。
例えば、図５の装置をマニュアル操作するギアボックスに備えることが可能である。
【図２】
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【図３】
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【図１】
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【図６】
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【図４】
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【図５】
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【図７】
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【図９】
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【図１０】
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【図８】
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【図１１】
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【図１７】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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