(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
マルチレンジ連続可変変速機であって、
エンジンから加えられる入力動力を受け取るように接続された入力シャフトと、
被動体へ出力動力を送出するように接続された出力シャフトと、
ベルト型変速機ユニットであり、前記入力シャフトへ加えられた前記入力動力の一部分を受け取るように前記入力シャフトへ接続された入力と、速度比上限と速度比下限との間で前記変速機ユニットをストロークさせることにより連続可変速度比を生成する出力とを有する変速機ユニットと、
前記入力シャフトへ加えられた前記入力動力の残りの部分を受け取るように前記入力シャフトへ接続された第１の入力と、前記変速機ユニットの出力へ接続された第２の入力と、前記出力シャフトへ接続された出力と、第１と第２の入力と前記出力との間の歯車システムを通じて動力流を伝達する複数の歯車セットとを含む歯車系と、
シフト手段であり、前記歯車系と前記変速機ユニットを通じて動力流を変える歯車セットの歯車要素を選択的に起動し、マルチレンジの間で前記伝達をシフトさせ、少なくとも第１、第２、及び第３の前進速度レンジの各々について、前記変速機ユニットのストロークに応答して前記出力シャフトに連続的可変速度を導くと共に、前記シフト手段は、前記複数の歯車セットの一つのうちの歯車要素を第３の前進速度レンジへシフトさせるように働くクラッチを含み、加速は前記変速機ユニットを第３の前進速度レンジにおける低速度比限界へ下降ストロークさせることにより達成されるシフト手段とを備えると共に、
前記歯車セットが、前記上限速度比と下限速度比レンジとの中間で前記変速機ユニットの中間速度比における歯車系統出力におけるゼロ駆動を導くように選択された歯車比を有するマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項２】
請求項１のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、前記歯車セットが複数の遊星歯車セットを有するマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項３】
請求項１のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記シフト手段がブレーキを含み、このブレーキは、前記遊星歯車セットの一つの歯車を選択的に係止し、前記変速機ユニットが前記中間速度比から離間する一方向へストロークしたとき前記出力シャフトにおける前進速度駆動の増大を導き、前記変速機ユニットが前記中間速度比から離間する他方向へストロークしたとき前記出力シャフトにおける増大する後退速度駆動を導くマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項４】
請求項１のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記歯車セットが、第１と第２と第３の遊星歯車セットを含むマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項５】
請求項４のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
第１の遊星歯車セットが、第１の太陽歯車と、前記歯車系出力へ接続された第１の遊星歯車キャリアと、第１の内歯車とを含み、
第２の遊星歯車セットが、第２の歯車系入力としての前記変速機ユニット出力へ接続された第２の太陽歯車と、第１の内歯車に接続された第２の遊星歯車キャリアと、第１の遊星歯車キャリアに接続された第２の内歯車とを含み、
第３の遊星歯車セットが、第１の歯車系入力としての前記入力シャフトへ接続された第３の太陽歯車と、第２の遊星歯車キャリアに接続された第３の遊星歯車キャリアと、第３の内歯車とを含むマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項６】
請求項５のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
第１と第２と第３の遊星歯車セットが、前記上限速度比と下限速度比との中間で前記変速機ユニットの中間速度比における歯車系出力におけるゼロ駆動を導くように選択された歯車比を有するマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項７】
請求項６のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記ブレーキは、第３の内歯車を係止するように作動自在であることにより、前記変速機ユニットが前記中間速度比から前記下限速度比へ向かって下方へストロークしたときに前記出力シャフトに第１の前進レンジ連続可変速度駆動を導き、前記変速機ユニットが前記中間速度比から前記上限速度比へ向かって上方へストロークしたときに前記出力シャフトに後退レンジ連続可変速度駆動を導くマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項８】
請求項７のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記シフト手段が、第１の太陽歯車を係止するように作動自在である更なるブレーキを更に含むことにより、前記変速機ユニットが前記低速度比限界から高速度比限界へ向かって上方へストロークしたときに前記出力シャフトに第２の前進レンジ連続可変速度駆動が導かれるマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項９】
請求項８のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記シフト手段が第３の内歯車を前記入力シャフトへ接続するように係合自在なクラッチを更に含むことにより、前記変速機ユニットが前記高速度比限界から前記低速度比限界へ向かって下方へストロークしたときに前記出力シャフトに第３のレンジ連続可変速度駆動を導くマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項１０】
請求項９のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
制御器を更に備え、この制御器は、同期レンジシフトを達成するように、前記ブレーキと前記更なるブレーキおよび前記クラッチの前記変速機ユニットのストローク位置との係合および係合解除とを調整するマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項１１】
請求項７のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
被動体が車輛であり、前記マルチレンジ連続可変変速機ユニットが、車輌の走行開始時に前記ブレーキの係止を調整する制御器を更に備えるマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【請求項１２】
請求項７記載のマルチレンジ連続可変変速機ユニットであり、
前記入力シャフトと前記歯車系の第１の入力との間に接続された増速継手を更に備えるマルチレンジ連続可変変速機ユニット。
【発明の詳細な説明】
発明の背景
発明の分野
本発明は、マルチレンジでベルト型の連続可変変速機に関する。更に詳しくは、本発明は、自動車輌の動力伝達経路への適用に適したマルチレンジ・ベルト型連続可変変速機に関する。
関連技術の説明
従来、多くの車輌変速機は、車輌を停止状態からの走行開始から最大走行速度まで加速する多重エンジントルクを与えるベルト型連続可変変速機（belt-type continuously variable transmission）（ベルト型ＣＶＴ）を用いるように設計されてきた。ベルト型ＣＶＴは、何年も前にオランダのDr.Hub Van Doorneにより創案された分割金属圧縮ベルト（segmented metal compression）の発明に始まり、現在では軽自動車に適用されている。しかしながら多くのベルト型ＣＶＴは単比レンジ変速機であり、これは約１００ｋＷ性能の車輌に適するのみである。
更に、ベルト型ＣＶＴには、車輌変速機へ適用するには複雑さを増さねばならないという他の制約もある。先ずベルト型ＣＶＴは、それらの最小のシーブ（sheave）の必要性に起因して、変速機ニュートラル、即ち０：１の速度比を与えることができない。従って、ニュートラル状態を達成するために接続解除デバイス、例えばクラッチをエンジンと変速機との間に組み込まねばならない。クラッチは車輌を停止状態からの走行開始から円滑に加速するように漸進的に係合する。また始動トルクを増大するためにトルク変換器が用いられているならば、始動加速を保証するために流体継手デバイスをエンジンとベルト型ＣＶＴとの間に組み込んでもよい。
次に、ベルト型ＣＶＴは、後退出力能力を持たない。従って、ＣＶＴに対する入力回転方向を後退させて、ひいてはＣＶＴ出力回転方向を後退させるために、エンジンとＣＶＴとの間に内歯車ブレーキを有する複合遊星歯車組を組み込むことがしばしばある。更にベルト型ＣＶＴは、一般に高出力速度比能力を有する。例えば、ベルト型ＣＶＴの速度比は概ね１：０．４から１：２．５のレンジにできる。しかしながら、自動車の変速機出力の最大速度比は僅かに１：１．５を僅かに越え、これは０．６６：１オーバードライブ速度比である。ベルト型ＣＶＴの最大出力速度比ポテンシャルの適合と利用との目的で、最適性能のために付加的な速度減少を変速機出力または車輌最終駆動へ適用する必要がある。
本発明の概要
本発明の目的は、上述したベルト型ＣＶＴの制約を含めて、ベルト型ＣＶＴの制約を解消し、ベルト型ＣＶＴの望ましい性能特性の利点をとる改良された自動車変速機を与えることである。本発明のベルト型ＣＶＴは、同期、または近似的同期、レンジシフトを自動車の停止状態から最大速度への加速を達成するようにエンジンから駆動輪への円滑で連続した動力流と共に都合よく与えるマルチレンジ、ベルト型ＣＶＴである。本発明の変速機の付加的な利点は、変速機出力速度に関係なく、エンジンをその最大効率速度またはその近傍で連続的に作動し得ることである。
本発明の付加的な目的と利点は部分的に以下に説明されており、部分的には説明から明らかになり、または本発明の実践により教示される。本発明の利点と目的とは添付の請求の範囲に詳細に指摘した要素およびその組み合わせにより実現且つ達成される。
本発明の目的による利点を実現するために、本明細書に具現して広く説明したように、本発明は、動力を駆動機（prime mover）から被動機（driven load）へ伝達するマルチレンジ連続可変変速機を備える。このマルチレンジ連続可変変速機はエンジンからの入力動力を受ける接続のための入力シャフトと、被動機へ出力動力を送出する接続のための出力シャフトとを備える。ベルト型変速機ユニットは、入力シャフトへ接続された入力
速度比の上限と下限との間の変速機ユニットのストロークにより生成される連続可変速度比の出力とを有する。歯車系は、入力シャフトへ接続された第１の入力と、変速機ユニットの出力へ接続された第２の入力と、出力シャフトへ接続された出力、第１と第２の入力と出力との間の歯車系を通じて動力流を伝達する複数の歯車セットとを備える。シフト手段は歯車系と変速機ユニットを通じて動力流を変えるように歯車セットの歯車要素を選択的に起動させて、マルチレンジの間で変速機をシフトさせるシフト要素を含み、その各々のシフト要素は変速機ユニットのストロークに応答して出力シャフトにおける連続的可変速度を生成する能力がある。
上述の一般的な説明と以下の詳細な説明とは単に例示的および説明的なものであって、請求された発明を限定するものではないことを理解されたい。
【図面の簡単な説明】
添付図面は本明細書に組み込まれてその一部を構成し、本発明の幾つかの実施例を説明と共に図示し、本発明の原理を説明するのに役立つ。
図１は本発明の好適実施例による自動車マルチレンジ、ベルト型ＣＶＴの側面図である。
図２は図１のＣＶＴの模式的ダイアグラムである。
図３は図１のＣＶＴに用いられる遊星歯車セットを示すレバー類推法（Lever Analogy）ダイアグラムである。
図４乃至１２は図１のＣＶＴの各変速機レンジにおける速度および動力流特性のグラフ解析を与えるレバー類推法ダイアグラムである。
図１３は多重ブレーキとクラッチが図１のＣＶＴをその各変速機レンジで作動させるように係合することを各変速機レンジにおける性能パラメータと共に示す表である。
図１４は商業的に入手可能な自動車エンジンへ適用した図１のＣＶＴの最大トルクおよび動力容量のグラフ解析を与えるレバー類推法ダイアグラムである。
図１５は図１のＣＶＴを公知の代替的な自動車駆動輪へ適用する様々な形態を示す。
好適実施例の説明
添付図面に例が示された本発明の好適実施例について詳細に説明する。可能な限り、同一の参照符号を複数の添付図面に亘って同一または類似部分を示すのに用いられる。
図１および２に示された実施例において、マルチレンジＣＶＴは全体的に符号２０で示されており、ベルト型変速機ユニット２２を含み、このベルト型変速機ユニット２２は、駆動機（（図示せず）により駆動される入力２４と、出力２６と、最小比と最大比との間の無限可変入力／ユニット速度比とを有する。ベルト型変速機ユニット２２は当技術分野で公知の通常の設計とすることができるので、その構造の詳細を本明細書で説明する必要はない。動力伝達歯車系統は、全体的に符号２８で示されており、入力継手３９を通じてこれまた駆動機により駆動される第１入力３０と、変速機ユニット２２の出力２６により駆動される第２の入力３４と、被動機（（図示せず）との接続のための変速機出力出力３６と、少なくとも二つの前進レンジ、即ち各々が変速機ユニット２２の速度比を変化（ストローク）させることにより生成された無限可変入力対出力速度比の間でシフトされる能力とを含む。図示のように、変速機３６が１：１速度比出力継手５０を通じて最終変速機出力シャフト５２へ送出される。この出力継手は、平歯車セット、ベルトおよびプーリーセット、またはチェーンおよびスプロケットセットを含んでもよい。
図１および２を更に詳細に検討すると、本発明のマルチレンジＣＶＴ２０は分割入力形態を有する。駆動機により変速機出力シャフト３２へ加えられた動力の一部はベルト型変速機ユニット２２へ流れ、、この入力動力の残りは動力伝達歯車系２８へ流れる。変速機２０を適用可能な駆動機は、任意の動車の内燃エンジンとすることができる。
ベルト型変速機ユニット２２は、二つの可変径プーリー２２ｂと２２ｃとの間を走行する三角形部分のベルト２２ａを含む。プーリー２２ｂは変速機入力シャフト３８に固定され、一方、プーリー２２ｃはシャフト４０に固定され、ここへ変速機ユニット出力２６が導かれる。各プーリーの半分の間の間隔は、ベルト２２ａが走行する径を定める。従って入力／出力速度比は、各プーリーの半分の間の間隔と、一つまたは双方のプーリーの径とを変化させることにより連続的に可変とすることができる。ベルト型変速機ユニット２２の入力／出力速度比は、例えば１：０．４から１：２．５の範囲とすることができる。ベルト型変速機ユニット２２がニュートラル状態、即ち１：０ユニット−入力／ユニット−出力速度比を達成できないが、比較的に高いオーバードライブ出力速度比を達成できる。
継手３９は、変速機入力シャフト３８から駆動されない入力駆動要素３９ａと、駆動歯車系入力３０に接続された出力駆動要素３９ｂとを含む。これらの駆動要素は噛合平歯車、チェーンで相互接続されたスプロケット、またはベルトで相互接続されたプーリーとし得る。本発明の特徴によれば、これらの駆動要素は、歯車系入力３０への適用に応じて、エンジン速度Ｎｅの僅かな増大、例えば１．１Ｎｅを与えるように設計されている。
図１および２に示すように、動力伝達歯車系２８は、全体的に符号４２，４４および４６で示される三つの遊星歯車セットを含む。この歯車系は、１９９８年３月２４日発行の米国特許第５，７３０，６７８号（発明の名称”Multi-Range,Hydoromechanical Transmission For Motor Vehicles”）に開示されたものと同様であり、その開示事項は本明細書に引用により組み込まれている。その米国特許における遊星歯車セットは、三つの前進レンジと、レンジの間で同期シフトする一つの後退レンジとを与える方式で選択的に相互接続されている。本発明の効果によれば、マルチレンジＣＶＴ２０の包含する速度／トルクは、様々な自動車駆動輪への適用に必要な始動トルクおよび走行速度に適合するように拡張できる。
歯車系２８を詳細に検討すると、遊星歯車セット４２は、太陽歯車Ｓ１と、変速機出力シャフト３６へ接続された遊星歯車キャリアＣ１、内歯車Ｒ１とを含む。遊星歯車セット４４も、遊星歯車セット４２の遊星歯車キャリアＣ１へ接続された内歯車Ｒ２と、シャフト４０上の変速機ユニット出力２６へ接続された太陽歯車Ｓ２とを有する。遊星歯車セット４６は、内歯車Ｒ３、遊星歯車セット４２の内歯車Ｒ１と遊星歯車セット４４のキャリアＣ２とへ接続された遊星歯車キャリアＣ３と、歯車系入力３０により駆動される太陽歯車Ｓ３とを含む。遊星歯車セット４２，４４および４６についての例示的な歯車比を図２に示す。
更に図２に示すように、第１の遊星歯車セット４２はシフト能力を有し、好ましくは太陽歯車Ｓ１を選択的に係止するブレーキＳ１を含み、キャリアＣ１を内歯車Ｒ１により駆動し得るようにする。ブレーキＢ２は遊星歯車セット４６の内歯車Ｒ３のを選択的に留めて、太陽歯車Ｓ３が、相互に接続されたキャリアＣ３，Ｃ２および内歯車Ｒ１を駆動し得るようにする。最後に、クラッチＣＬ１は、第１の歯車系入力３０の内歯車Ｒ３への接続を与え、キャリアＣ３を入力３０の速度で駆動し得るようにする。
マルチレンジＣＶＴ２０の操作の説明を容易にするために、以下の説明は，論文「”Lever Analogy-A New Tool In Transmission Analysis”by Benford et al.,Society of Automotive Engineers, Pub. No.810102（1981）」に説明された解析技術の利点をとる。この技術によれば、遊星歯車セットは、静止において垂直線（レバー）として類推され、その太陽歯車、内歯車、および遊星歯車キャリアは、垂直線上の点として示される。これらの点は太陽歯車と内歯車歯との数、即ち歯車比に応じて相対位置にある。
図３は図２の三つの遊星歯車セット４２，４４および４６をレバー類推法（Lever Analogy）技術によりそれぞれ三つの垂直レバー４２’，４４’および４６’として示すグラフ表示である。この解析形式はしばしば変速機性能の計算のために用いられている。図３にも遊星歯車セット４２，４４および４６の間の相互接続が示されている。点Ｓ１’，Ｃ１’およびＲ１’は、第１の遊星歯車セット４２の太陽歯車Ｓ１、キャリアＣ１、内歯車Ｒ１をそれぞれ示す。点Ｓ２’，Ｃ２’およびＲ２’は、第２の遊星歯車セット４４の太陽歯車Ｓ２、キャリアＣ２、内歯車Ｒ２をそれぞれ示す。最後に、点Ｓ３’，Ｃ３’およびＲ３’は、第３の遊星歯車セット４６の太陽歯車Ｓ３、キャリアＣ３、内歯車Ｒ３をそれぞれ示す。
図４はレバー類推法に従って遊星歯車セット４２および４４の組み合わせにより単純化し、一つのレバー４２’４４’により表示できるグラフ表示を可能とする遊星歯車セット４２および４４の間の接続を示す。点Ｃ１’Ｒ２’は遊星キャリアＣ１および内歯車Ｒ２を示し、これらは相互接続されているので常に同一の速度を有する。同様に、点Ｃ２’Ｒ１’は相互接続された遊星キャリアＣ２および内歯車Ｒ１を示し、これらは常に同一の速度を有する。また、図４は図３のレバー類推法の補強であり、ここでは様々な変速機要素のの速度を示すベクトルがそれらの振幅と回転の方向としてグラフ表示し得る。
図１３の表に示すように、ブレーキＢ１，Ｂ２およびクラッチＣＬ１の何れもシフト変速機２０をニュートラルへ適用しない。このニュートラルは「回転ニュートラル」と称されており、通常の自動車変速機上の「ニュートラル」歯車選択位置に等しい。
図４に示されているように、変速機ニュートラル状態は係合ブレーキＢ１により達成できる。このニュートラルは、「通常走行」位置およびブレーキペダル押し下げにおける歯車セレクタを有する通常の自動車変速機を備える自動車に等しい。ブレーキＢ２の係合は遊星歯車セット４６の内歯車Ｒ３を留め、キャリアＣ３が太陽歯車Ｓ３により駆動される。図２に示すように、太陽歯車Ｓ３は、継手３９の存在により常に１．１０回エンジン速度Ｎｅで駆動される。図４に見られるように、太陽歯車Ｓ３が１．１０Ｎｅで駆動されるとき、レバー４６’が、停止された内歯車旋回点Ｒ３’に関して、図５に見られるように、その垂直向きからその角度付け（傾斜）方向へ反時計方向に旋回する。遊星歯車セット４６について示された例示的な歯車比の効果により太陽歯車Ｓ３は、ブレーキＢ２が係合したときに遊星キャリアＣ２を０．３２５Ｎｅで駆動する。キャリアＣ３は遊星キャリアＣ２および内歯車Ｒ２を同じ速度で駆動する。次いで遊星歯車セット４２，４４について示された例示的な歯車比の効果を用いることにより、ベルト型変速機ユニット２２の比（ストローク）が太陽歯車Ｓ２を１．２４１Ｎｅで駆動するように設定されているならば、エンジン速度に関係なく、出力速度はキャリアＣ１（および変速機出力３６）上に導入されない。これは、車輛の移動または変速機内の滑りの必要な補償を引き起こすことのないように適合された様々なエンジン速度、例えばエンジンウォームアップの高アイドリングを可能とする。更に、このニュートラル状態は、車輛に働く外力がブレーキＢ２の保持力に起因して車輛の動作を引き起こさない「坂道保持（hill hold）」特徴を与える。従って二つの異なる変速機ニュートラルはブレーキＢ２の係合または解除により達成される。
図５に示すように、ブレーキＢ２が係合したとき、太陽歯車Ｓ２の速度を１．２４１Ｎｅから減少するダウンストローク変速機ユニット２２は、第１の前進速度レンジで車輛を推進する。このことは次の事実から明らかである。即ち、相互接続されたキャリアＣ２および内歯車Ｒ１へキャリアＣ３を通じて伝達された入力駆動は、旋回点として点Ｃ２’Ｒ１’を確立し、変速機ユニット２２が太陽歯車Ｓ２上の前進速度を減少するようにダウンストロークするにつれて、この点Ｃ２’Ｒ１’の周りでレバー４２’４４’が時計方向に図６におけるその点線位置から旋回する。その結果、キャリアＣ１、内歯車Ｒ２、および変速機出力シャフト３６の前進速度は、図５における点Ｃ２’Ｒ２’の右方向シフトにより示されるように減少する。
変速機ユニット２２が、太陽歯車Ｓ２の速度を０．６２４Ｎｅへ減速するストローク設定へダウンストロークするとき、レバー４２’４４’は、図６に明らかなように、その実線の向きへ旋回する。太陽歯車Ｓ１が停止し、変速機出力３６の速度が第１の前進レンジにおける０．２１８Ｎｅの最大速度に到達することが明らかである。
図１３に明らかなように、第１の前進レンジから第２の前進レンジへシフトすると、ブレーキＢ２が解除されるのに応じて、ブレーキＢ１が係合する。Ｂ１が係合したとき、太陽歯車Ｓ１は停止するので、第１の前進レンジと第２の前進レンジとの間でシフトするとき、何れの歯車要素の速度の変化はなく、従ってこれは同期シフトである。
しかしながら、正確な同期シフトを達成するためには、このレンジ変速点における動力流も変化させずに保たねばならない。動力が速度とトルクとの関数であるので、この変速点における一様な速度は、トルクも一様でない限り、同期シフトももたらさない。従って、これらの二つのパラメータは変化することなく保たねばならない。これは動力整合（power match）と称される。
第１の前進レンジから第２の前進レンジへの変速点における動力整合は図６において達成されることが示されている。速度とトルクとの積は動力に等しく、次式で示される。
（１．０Ｎ）（１．０Ｔ）＝１．０Ｐ、ここでＮは速度、Ｔはトルク、Ｐは動力である。
内部損失がないものとみなせば、入力動力および出力動力は常に定義上は一致する。
図６に示されるように、第１の前進レンジから第２の前進レンジへの変速点における出力動力は好ましくは次式で示され、
（０．２１８Ｎｅ）（４．５９Ｔ）＝１．０Ｐ
反力、即ち点Ｃ１’Ｒ２’に働く負荷として示される。点Ｃ２’Ｒ２の周りに、第１および第２太陽歯車セットレバー４２’および４４’のレバー４２’４４’に働くモーメントの和をとると、太陽歯車Ｓ２のトルクは１．６３Ｔと計算できる。従って、０．６４２Ｎｅの速度において、太陽歯車Ｓ２における動力は１．０２Ｐである。しかしながら、変速機出力３６および太陽歯車Ｓ２におけるトルクが同一方向にあるならば、これらは、点Ｃ２’Ｒ１’において同じ大きさのトルクにより抗され、且つ反対方向であり、これは図６において右方向トルク６．２２として示されている。点Ｃ２’Ｒ１’速度が０．３２５Ｎｅであるので、その出力は２．０２Ｐである。従ってレバー４２’４４’は平衡である。
点Ｃ２’Ｒ１’に働く２．０２Ｐは太陽歯車セット４６により反力を受けねばならない。同様にレバー類推法を図６に適用すると、全ての歯車要素のトルクの大きさと方向とは、平衡状態の下で計算される。太陽歯車Ｓ３は点Ｃ２’Ｒ１’において２．０２Ｐを平衡させる目的で２．０２Ｐを受け取らねばならない。この動力は、エンジンから直接に受け取られた１．０Ｐと太陽歯車Ｓ２により生成された１．０２Ｐとを付加することにより獲得されて、回生式にベルト型を通じて伝達される。この変速機ユニット２２によりＣＶＴ２０内で生成した動力は、回生動力と考えることができる。
第１の前進レンジから第２の前進レンジへＣＶＴ２０がシフトするにつれて、ブレーキＢ２の解除とブレーキＢ１との起動とは同時に実行される。変速点において、歯車要素の入力および出力パラメータとは変化せずにとどまる。しかしながら、ブレーキＢ２で現れるトルク反力はないので、太陽歯車セット４６で生成できる動力はなく、点Ｃ２’Ｒ１’に伝達される動力はない。従って、全ての入力動力はベルト型変速機ユニット２２を通じて太陽歯車Ｓ２へ移送される。レバー４２’４４’上の点Ｓ１’の周りのモーメントの計算により、太陽歯車Ｓ２のトルクおよび速度は、それぞれ１．６１Ｔおよび０．６２４Ｎｅとして与えられる。同様に、太陽歯車Ｓ１における反力トルクは２．９１Ｔとして決定することができる。
第１の前進レンジから第２の前進レンジへのシフトにおいて、太陽歯車Ｓ２における動力は１．０２Ｐ回生から１．０Ｐ直接へ変化する。変速点において約２％の動力不整合が生じる。しかしながら、この場合のように、僅かに下回る不整合は、通常は整合を超える場合に対して好ましく、これは内部伝達損失は通常は第２の前進レンジで僅かに大きいためである。そこで、下回る動力不整合は、このような損失を補償する。このような一時的な状態の正確な決定には慎重なシュミレーションが必要であり、これらの損失効果を無効にするように歯車比を変化させる結果をもたらし得る。
第２の前進レンジにおいて、変速機出力シャフト３６上のＣＶＴ２０出力速度は、ベルト型変速機ユニット２２が上昇ストロークするにつれて、太陽歯車Ｓ２における速度の増速に比例して増速する。従って第２の前進レンジもＣＶＴの特性を表す。
図７は第２の前進レンジと第３の前進レンジとの間の変速点における図２の変速機のレバー類推法によるグラフ表示である。ブレーキＢ１が太陽歯車Ｓ１を係止するように係合すると、点Ｓ１’がレバー４２’４４’についての旋回点として確立される。従って太陽歯車Ｓ２上の増速は、レバー４２’４４’を点Ｓ１’周りに図７における点線向きから実線向きへ反時計方向へ旋回する。点Ｃ１’Ｒ２’における速度は太陽歯車Ｓ２における増速に比例して増速し、点Ｃ１’Ｒ１’における速度となる。第２の前進レンジにおける太陽歯車Ｓ２の最大速度が２．１１Ｎｅに限定され、変速機出力シャフト３６は、太陽歯車セット４２，４４の比の効果により第２の前進レンジの上端における。０．７４０Ｎｅに到達する（図７におけるレバー４２’４４’の実線向き）。同様な理由のために、点Ｃ１’Ｒ１’における速度は１．１０Ｎｅである。ブレーキＢ２が第２の前進レンジにおいて解除されるので、太陽歯車Ｓ３における１．１０Ｎｅ入力に対する反力力はない。しかしながら、キャリアＣ３は、キャリアＣ２および内歯車Ｒ１へ束縛されているので、これも１．１０Ｎｅで回転せねばならない。従って、レバー４６’は図７に明らかな垂直向きとみなせ、内歯車Ｒ３（点Ｒ３’）も１．１０Ｎｅで回転する。
図１３の表に示されるように、クラッチＣＬ１が、変速機２０を第３の前進レンジへシフトさせるように係合するとブレーキＢ１は解除される。クラッチＣＬ１の係合は、歯車系入力３０における１．１０Ｎｅ入力を太陽歯車セット４６の内歯車Ｒ３へ加えることが明らかである。内歯車Ｒ３の速度は第２の前進レンジの上端における１．１０Ｎｅであることに留意されたい。従って第３の前進レンジへのシフトは同期である。
太陽歯車Ｓ３も１．１０Ｎｅで駆動されるので、レバー４６’は図９に明らかな垂直向きに固定されて、キャリアＣ３も１．１０Ｎｅで駆動される。これは、相互接続されたキャリアＣ２および内歯車Ｒ１を１．１０Ｎｅで回転させるので、固定された旋回点としてレバー４２’４６’上に点Ｃ２’Ｒ１’が確立される。
変速機ユニット２２が太陽歯車Ｓ２における速度を第２の前進レンジの上端における２．１１Ｎｅから減少させるように下降ストロークするとき、レバー４２’４４’は点Ｃ２’Ｒ１’の周りで図９における点線位置から実線位置へ向かって旋回する。このシャフト３６における変速機出力は第３の前進レンジを通じて最大速度へ、例えば太陽歯車Ｓ２似おける速度が既に０．４５Ｎｅに下降ストロークされているときに、１．３３Ｎｅへ加速される。
図８に示されるように、変速機出力は、
（０．７４０Ｎ）（１．３５Ｔ）＝１．０Ｐ
として表され、
太陽歯車Ｓ２における出力は、
（２．１１Ｎ）（０．４７３Ｔ）＝１．０Ｐ
第３の前進レンジにおいて、太陽歯車Ｓ３における出力は反対方向であり、点Ｃ１’Ｒ２’において必要とされる動力の効果に起因する回生となる。しかしながら、太陽歯車Ｓ２における回生動力は、
（２．１１Ｎ）（０．４７９Ｔ）＝１．０１Ｐ
であり、これは約１％の動力過剰整合である。しかしながら、この僅かな不整合は、車輛の慣性により、運転者には感知されるほどのものではない。また、太陽歯車セット４６は、内歯車Ｒ３と太陽歯車Ｓ３との間の動力比を分割することにより２．０１Ｐを伝達する。図８にグラフ表示さｓれているように、ＣＶＴ２０にける全ての要素は平衡状態に到達する。
本発明の変速機２０のような回生ＣＶＴの独特な特徴は、特定の操作状態の下にベルト型変速機ユニットに負荷を外す能力があり、この特徴は図１０に明瞭に示されている。変速機出力速度が第３の前進速度へ増速するにつれて、変速機システムを平衡させるのに必要な回生動力が減少する。図１０に示されるように、太陽歯車Ｓ２において生成されてベルト型変速機ユニット２２を通じて回生式に伝達された動力は、最大変速機出力速度における０．１２Ｐのみへ減少する。この低動力レベルは圧力レベルと摩損とを低減させ、ベルト型変速機ユニット２２の耐用寿命のみならず、ＣＶＴ２０を全体的に向上させる。更に，第３の前進レンジの高端における操作は、最大全変速機効率へ到達し、これは最も通常の自動車変速機操作状態、即ちハイウェイ速度における走行を都合よく同時に引き起こす。走行速度における変速機ユニット２２における動力レベルを減少させる能力は、エンジン動力が常に伝達１００％である既存の単レンジベルト駆動ＣＶＴを越える相当な改良である。
図１１は後退レンジにおける変速機２０のレバー類推法によるグラフ表示である。図１３に示すように、ブレーキＢ２が後退レンジにシフトするように係合する。既に説明したように、ブレーキＢ２の係合は内歯車Ｒ３を留め、ニュートラル状態は太陽歯車Ｓ２の速度が１．２４１Ｎｅである限り勝る。上述した第１の前進レンジを通じての加速は、１．２４１Ｎｅから下方へ太陽歯車Ｓ２における速度を減速するように変速機ユニット２２の下降ストロークを含む。逆に、後退レンジを通じての加速は、１．２４１Ｎｅから上方へ太陽歯車Ｓ２における速度を増速するように変速機ユニット２２の上昇ストロークを含む。この場合、図１１に明らかなように、レバー４２’４４’は点Ｃ１’Ｒ２’の周りで点線位置から実線位置へ向かって反時計方向に旋回する。太陽歯車Ｓ２上の速度は１．２４１Ｎｅから２．１０Ｎｅへ上昇ストロークするとき、Ｃ２’に現れる変速機出力速度は、零から０．３０５Ｎｅの最大速度へ反対方向へ増速する。
全ての前進レンジにおいて、後退レンジにおける出力速度は、連続可変速度太陽歯車Ｓ２に比例し、ひいては連続可変である。
図１３に示すように、後退レンジにおける動力流は、回生式でありながら、第１または第３の前進レンジにおけるものとは異なる。点Ｃ１’Ｒ２’における出力負荷後退は点Ｃ２’Ｒ１’における回生動力を生成し、この回生動力は、点Ｃ３’即ち太陽歯車セット４６のキャリアの点Ｃ３へ連続的に伝達されたラック（rack）である。１．４３Ｐの最大の大きさを有するこの回生動力は１．０Ｐのエンジン動力出力へ加えられ、２．４３Ｐの大きさにおけるベルト型変速機ユニット２２を通じて太陽歯車Ｓ２へ送出される。この高い動力流はベルト型変速機ユニット２２の能力を上回るように見える。しかしながら、任意の与えられた動力について、動力が速度とトルクの関数であるので、トルクは速度に関して逆比例する。太陽歯車Ｓ２における動力が２．４３であるとき、太陽歯車Ｓ２のトルクは１．１６Ｔのみであり、これは太陽歯車Ｓ２の速度が２．１０Ｎｅのためである。トルク性能が歯車歯強度とベルト型変速機ユニット２２とにより定まるため、２．４３Ｐ動力をＣＶＴ２０に適合させることができる。基本的に、この回生動力はベルト型変速機ユニット２２のコーナー馬力等級（即ち最大トルク性能を最大速度性能に乗じたものがコーナー馬力に等しい）に近づく。
最大トルクは、２．４３Ｐの最大動力がベルト型変速機ユニット２２を通じて送出されたときは生成されない。むしろ、最大トルクは、変速機ユニット２２が図４に示すように前進および後退方向の何れかにおける係合ニュートラル状態から離れるようにストロークするにつれて生じる。この結果、出力トルクが非常に低い出力速度で大きさが無限大に近くなる。明らかに、これは車輛の車輪を回動させて、停止状態からの走行開始特性が不充分である容認しがたい伝達状態である。従って、停止状態からの車輛の円滑で予想可能な加速を達成する制御された滑り能力を与えることが好ましい。
このような制御された滑り能力は、ブレーキＢ２の単純な調整、即ちスロットル位置に依存する車輛速度の関数としてブレーキＢ２をフェザリング（feathering）することにより、変速機２０内で達成し得る。車輛が移動を開始すると、ブレーキＢ２は既に説明したように実行される変速機性能を達成するように完全に適用される。従って、円滑な停止状態からの走行開始性能特性を達成するのに現在用いられている付加的なベルト型ＣＶＴ変速機要素、例えば流体継手または磁性クラッチは、変速機２０には必要ない。
図１４は制御された滑りデバイスとしてのブレーキＢ２の操作を示す。この最大停止負荷の極端な状態において、ブレーキＢ２は、入力シャフト３２に加えられたエンジン馬力の全てを吸収して、これを熱エネルギへ変換せねばならない。しかしながら、１，０００ｌｂ−ｆｔ以上の出力トルクが変速機出力において依然として利用可能であり、これは殆どの軽自動車への適用に充分であるよりも更に大きい。
好ましくは、ブレーキＢ２の調整のみならず、変速機ユニット２２ストロークおよびレンジシフトは全て、電子制御器６０により制御される。制御器６０は、ディジタルプロセッサを含み、これは様々な信号源、例えば入力速度センサ、入力速度センサ、スロットル位置センサから信号を受け取る。これらの信号の処理に基づいて、制御器６０は、変速機ユニット２２をストローク調整させるのに利用される様々なアクチュエータ（図示せず）への制御信号を発生し、レンジシフトを同期させ、車輛の始動の間にブレーキＢ２を調整して、変速機潤滑を制御する。車輛特性、例えばエンジン能力およびＧＶＷに基づいて、制御器６０は、適切なディジタルプロセッサソフトウェアをインスツールすることにより車輛性能を最適化するように適合させることができる。
図１５ａ−１５ｃに示されるように本発明のマルチレンジＣＶＴ２０は様々な自動車へ再構成することができる。図１５ａ−１５ｃは三つの最も通常の形態、即ち後輪駆動、全輪駆動、前輪駆動をそれぞれ示す。これらの変速機の柔軟性および性能の潜在性は多くの適用に見い出せる。
当業者には、本発明の目的または要旨から逸脱することなく様々な変更例および変形例（例えば特定の歯車比）を本発明のマルチレンジベルト型変速機へなせることが明白であろう。本発明の他の実施例は、当業者には本明細書の検討とここに開示された本発明の実践とから明白であろう。本明細書と例とは例示としてのみに考えられるように意図されており、本発明の実際の目的と要旨とは以下の請求の範囲により示されている。
【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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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５ａ】
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【図１５ｂ】
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【図１５ｃ】
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