(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
オペレータ速度命令を受取るトランスミッションコントローラ(70)を備えるタイプの車両用のマルチレンジの流体力学的トランスミッションであって、
主たる駆動部への接続を推進する第１の機械的入力(22)と一方向の油圧出力を持つ油圧伝導ユニット(4)であって、前記トランスミッションコントローラによる制御のための動作が可能なように接続されて、前記第１の機械的入力の速度と油圧出力の速度との間に、１：０から１：１までの連続する範囲にわたる無段変速のトランスミッション比を提供する油圧伝導ユニット(4)と、
主たる駆動部(6)への接続を推進する第２の機械的入力(26)(92)と負荷(12)への接続のためのトランスミッション出力(10)とを持つ機械的パワーユニットであって、
第１の歯車比で前記第２の機械的入力に接続された第１の歯車要素(S1)と、第２及び第３の歯車要素(R1,C1)とを備える第１の衛星歯車の組(14)(102)と、
該第１の衛星歯車の組の第３の歯車要素(C1)に接続された第４の歯車要素(C2)と、前記油圧出力に接続された第５の歯車要素(S2)と、第２の歯車比で前記第２の機械的入力に接続可能な第６の歯車要素(R3)(S3)と、前記トランスミッション出力に接続された第７の歯車要素(C3)とを持つ第２及び第３の相互結合された衛星歯車の組(16,18)(104,106)を含む組合せ歯車機構と、
オペレータ入力速度命令に応答して前記トランスミッションコントローラ(70)によって作動されて、第１、第２及び第３の衛星歯車の組(14,16,18)(102,104,106)の内の選択された歯車要素にブレーキをかけ、さらに／又はその歯車要素をクラッチでつなぎ、それにより、少なくとも１つの逆方向レンジ及び少なくとも第１、第２及び第３の前進方向レンジの各々の中で、トランスミッション出力に、無段変速の出力を生じさせるレンジシフト手段とを備える車両用の多数レンジの流体力学的トランスミッションにおいて、
前記レンジシフト手段が第１のブレーキ(B1)、(B7)を備えており、該第１のブレーキが前記トランスミッションコントローラ(70)によって作動されて前記第２及び第３の衛星歯車の組(16,18)(104,106)の前記第６の歯車要素(R3)、(S3)を接地し、それにより、前記油圧伝導ユニットのトランスミッション比が前記トランスミッションコントローラによって１：０に設定されている間、前記トランスミッション出力にトランスミッションニュートラル状態を確立し、さらに、１：０以外のトランスミッション比の油圧出力の無段階可変速度に正方向に関係して前記第１の前進方向レンジにおいてトランスミッション出力に無段階変速の出力を生じさせる車両用多数レンジの流体力学的トランスミッション。
【請求項２】
請求項１のトランスミッションにおいて、
前記レンジシフト手段は、さらに、
前記コントローラ(70)によって作動され、前記第１の衛星歯車の組(14)の前記第３の歯車要素(C1)及び前記第２及び第３の衛星歯車の組(16,18)の前記第４の歯車要素(C2)を接地し、それにより、１：０以外のトランスミッション比の前記油圧出力の無段階可変速度に正方向に関係して前記逆方向レンジにおいて前記トランスミッション出力に無段変速の出力を生じさせる第２のブレーキ(B3)と、
前記コントローラ(70)によって作動され、前記第１の衛星歯車の組(14)の前記第２の歯車要素(R1)を接地し、それにより、前記油圧出力の無段階可変速度に逆方向に関係して前記第２の前進方向レンジにおいて前記トランスミッション出力に無段変速の出力を生じさせる第３のブレーキ(B2)と、
前記コントローラ(70)によって作動され、第２の歯車比で前記第６の歯車要素(R3)を前記第２の機械的入力に結合し、それにより、前記油圧出力の無段階可変速度に正方向に関係して前記第３の前進方向レンジにおいて前記トランスミッション出力に無段階変速の出力を生じさせる第１のクラッチと、
を備え、
前記第１及び第２の歯車比並びに前記第１、第２及び第３の衛星歯車の組(14,16,18)の歯車比が整合された値を持っており、それにより、前記コントローラ(70)が、前記主たる駆動部の入力速度及び前記油圧伝導ユニットのトランスミッション比に関連するタイミングで、前記第１及び第３のブレーキ(B1,B2)並びに第１のクラッチ(CL1)を係合及び係合の解除を行うことができ、それにより、第１及び第２の前進方向レンジの間と、前記第２及び第３の前進方向レンジの間とで同期シフトを達成するトランスミッション。
【請求項３】
請求項２のトランスミッションにおいて、
前記第１の歯車要素は第１の太陽歯車(S1)で、前記第２の歯車要素は第１のリングギヤ(R1)で、前記第３及び第４の歯車要素はそれぞれ第１及び第２の衛星歯車キャリア(C1,C2)で、前記第５の歯車要素は第２の太陽歯車(S2)で、前記第６の歯車要素は第２のリングギヤ(R3)で、前記第７の歯車要素は第３の衛星歯車キャリア(C3)であり、
前記第２の衛星歯車キャリア(C2)は前記第２の衛星歯車の組(16)に含まれており、該第２の衛星歯車の組は、さらに、前記第３の衛星歯車(18)の組に含まれた第３の衛星歯車キャリア(C3)に固定的に接続されている第３のリングギヤ(R2)を含み、
前記第３の衛星歯車の組(18)は、前記第２の衛星歯車の組(16)に含まれた第２の太陽歯車(S2)に固定的に接続されている第３の太陽歯車(S3)を含む、
トランスミッション。
【請求項４】
請求項１のトランスミッションにおいて、
前記第１の歯車要素は第１の太陽歯車(S1)で、前記第２の歯車要素が第１のリングギヤ(R1)で、前記第３及び第４の歯車要素はそれぞれ第１及び第２の衛星歯車の組(14,16)の第１及び第２の衛星歯車キャリア(C1,C2)で、前記第５の歯車要素は第２の衛星歯車の組(16)の第２の太陽歯車(S2)で、前記第６の歯車要素は第３の衛星歯車の組(18)の第３の太陽歯車(S3)で、前記第７の歯車要素は第３の衛星歯車の組の第３の衛星歯車キャリア(C3)であり、
前記第２の衛星歯車の組(16)は、第３の衛星歯車キャリア(C3)に固定的に接続された第２のリングギヤ(R2)を含み、前記第３の衛星歯車の組(18)は、前記第１及び第２の衛星歯車キャリアに共通して固定的に接続された第３のリングギヤを含む
トランスミッション。
【請求項５】
請求項１のトランスミッションにおいて、前記第１の歯車要素は第１の太陽歯車(S1)で、前記第２の歯車要素は第１のリングギヤ(R1)で、前記第３及び第４の歯車要素は、それぞれ、前記第１の衛星歯車の組(14)の第１の衛星歯車キャリア(C1)及び前記第２及び第３の衛星歯車の組の第２のリングギヤ(R3')で、前記第５の歯車要素は前記第２の衛星歯車の組の第２の太陽歯車(S2)で、前記第６の歯車要素は前記第３の衛星歯車の組の第３の太陽歯車(S3')で、前記第７の歯車要素は前記第２及び第３の衛星歯車の組の複合衛星歯車キャリア(C2-C3')との組合せであるトランスミッション。
【請求項６】
請求項２のトランスミッションにおいて、
前記レンジシフト手段は、さらに、
前記コントローラ(70)によって作動され、第３の歯車比で前記第２の歯車要素(R1)を前記第２の機械的入力に結合し、それにより、油圧入力の無段階可変速度に逆方向に関係して第４の前進方向のトランスミッションレンジにおいてトランスミッション出力に無段階可変出力速度を生じさせる第２のクラッチ(CL2)と、
前記コントローラ(70)によって作動され、第４の歯車比で前記第６の歯車要素(R3)を前記第２の機械的入力に結合し、それにより、油圧出力の無段階可変速度に正方向に関係して第５の前進方向のトランスミッションレンジにおいてトランスミッション出力に無段階可変出力速度を生じさせる第３のクラッチ(CL3)と、
を備え、
前記第１から第４までの歯車比並びに前記第１から第３までの衛星歯車の組の歯車比が整合された値を持っており、それにより、前記コントローラが、前記主たる駆動部の入力速度及び前記油圧伝導ユニットのトランスミッション比に関連するタイミングで、前記第１から第３までのブレーキ(B1-B3)並びに第１から第３までのクラッチ(CL1-CL3)を作動させることができ、それにより、第１から第５までの前進方向レンジを通じて加速を行う間に同期レンジシフトを達成するトランスミッション。
【請求項７】
請求項２のトランスミッションにおいて、油圧伝導ユニット(4)は、
前記第１の機械的入力を接続状態にする入力シャフト(22,74)と、
軸線を持っていて油圧出力が引き起こされる出力シャフト(20,76)と、
前記入力シャフトによって駆動される油圧ポンプユニット(72)と、
固定の油圧モータユニット(78)と、
くさび状の斜板(84)であって、該斜板のポート(84a)を通って作動流体が前記流体力学的ポンプとモータユニットとの間で大量に循環するのを調整するために、該斜板が動作可能に配置されており、該斜板は前記出力シャフトとトルク結合関係に接続されていて、さらに、該斜板の角度の連続範囲にわたって、前記出力シャフトと直交するように横切る旋回軸線の周りに、その角度が調整可能であるくさび状の斜板(84)と、
前記トランスミッションコントローラ(70)から操作されて前記斜板の角度の範囲の中で前記斜板を旋回し、それにより、１：０から１：１までのトランスミッション比の範囲にわたって前記油圧伝導ユニットにストロークを与える比率制御器と、
を備えるトランスミッション。
【請求項８】
請求項１のトランスミッションにおいて、前記第１及び第２の衛星歯車の組(14,16)の歯車比は等しく、前記第３の衛星歯車の組(18)の歯車比よりも＋１まで大きいトランスミッション。
【請求項９】
請求項１のトランスミッションにおいて、
前記機械的パワーユニットは、さらに、前記第１の衛星歯車の組の第１の歯車要素(S1)とともに第１の歯車比で第２の機械的入力に接続された第８の歯車要素(C4)と、第９及び第１０の歯車要素とを含む第４の衛星歯車の組(100)を備え、
前記組合せ歯車機構は、さらに、前記第１(102)及び第２(104)の衛星歯車の組相互に連結された第３(C1)及び第４(C2)の歯車要素に接続された第１１の歯車要素(R3)と、第７の歯車要素(C3)とともにトランスミッションの出力に接続された第１２の歯車要素(R2)とを備え、
さらに、前記レンジシフト手段は、
前記第１のブレーキ(B7)と協調して前記トランスミッションコントローラ(70)によって作動される第１のクラッチ(CL5)であって、前記第４の衛星歯車の組(100)の第８(C4)及び第９(R4)の歯車要素を相互に連結し、それにより、前記トランスミッションコントローラによって設定された油圧伝導ユニットのトランスミッション比が１：０である間にトランスミッションのニュートラルを達成してゼロの油圧出力速度を生じさせ、さらに、１：０以外のトランスミッション比に対し前記第１の出力シャフトにおける無段階可変の油圧出力速度と正方向に関係して第１の前進方向のトランスミッションのレンジにおいて前記トランスミッション出力(10)に無段階可変の出力速度を生じさせる第１のクラッチと、
前記トランスミッションコントローラによって前記第１のクラッチ(CL5)と協調して作動される第２のブレーキ(B5)であって、前記第１の衛星歯車の組(102)の第２の歯車要素(R1)を設置するとともに、前記第４の衛星歯車の組(100)の前記第８(C4)及び第９(R4)の歯車要素を相互に連結し、それにより、前記油圧伝導ユニット(4)の無段階の可変な油圧出力速度と逆方向に関係して第２の前進方向レンジにおいて前記トランスミッション出力に無段階の可変出力速度を生じさせる第２のブレーキ(B5)と、
前記トランスミッションコントローラによって協調して作動される第３(B4)及び第４(B6)のブレーキであって、第９の歯車要素(R4)と結合された第３(C1)、第４(C2)、及び第７(R3)の歯車要素とをそれぞれ接地し、それにより、前記油圧伝導ユニット(4)の無段階の可変な油圧出力速度と正方向に関係して第１の逆方向レンジにおいて前記トランスミッション出力(10)に無段階の可変出力速度を生じさせる第３(B4)及び第４(B6)のブレーキと、
前記トランスミッションコントローラによって前記第３のブレーキ(B4)とと協調して作動される第２のクラッチ(CL4)であって、前記第６の歯車要素(S3)を第２の歯車比で第２の機械的入力に接続するとともに、前記第９の歯車要素(R4)を接地し、それにより、前記油圧伝導ユニット(4)の無段階の可変な油圧出力速度と逆方向に関係して第２の逆方向レンジにおいて前記トランスミッション出力(10)に無段階の可変出力速度を生じさせる第２のクラッチ(CL4)と、
を備え、
前記トランスミッションコントローラ(70)は、
前記第１及び第２のクラッチ(CL5,CL4)を協調して作動して前記油圧伝導ユニット(4)の無段階の可変な油圧出力速度と正方向に関係して第３の前記方向レンジにおいて前記トランスミッション出力(10)に無段階の可変出力速度を生じさせ、さらに、
前記第２(B5)及び第３(B4)のブレーキを協調して作動して前記油圧伝導ユニット(4)の無段階の可変な油圧出力速度と正方向に関係して第３の逆方向レンジにおいて前記トランスミッション出力(10)に無段階の可変出力速度を生じさせる、トランスミッション。
【請求項１０】
請求項９のトランスミッションにおいて、
前記第１(S1)、第２(R1)、及び第３(C1)の歯車要素は、それぞれ、前記第１の衛星歯車の組(102)の太陽歯車、リングギヤ、及び衛星歯車キャリアであり、
前記第４(C2)、第５(S2)、及び第６(S3)の歯車要素は、それぞれ、衛星歯車キャリア、前記第２の衛星歯車の組(104)の太陽歯車、及び前記第３の衛星歯車の組(106)の太陽歯車であり、
前記第７(C3)、第８(C4)、及び第９(R4)の歯車要素は、それぞれ、前記第３の衛星歯車の組(106)の衛星歯車キャリア並びに第４の衛星歯車の組(100)の衛星歯車キャリア及びリングギヤであり、
前記第１０(S4)、第１１(R3)、及び第１２(R2)の歯車要素は、それぞれ、前記第４の衛星歯車の組(100)の太陽歯車、前記第３の衛星歯車の組(106)のリングギヤ及び前記第２の衛星歯車の組(104)のリングギヤであり、
前記油圧伝導ユニット(4)は、
前記第１の機械的入力への接続を推進する入力シャフト(22,74)と、
軸線を有し、油圧出力が引き起こされる出力シャフト(20,74)と、
前記入力シャフトによって駆動される流体力学的ポンプユニット(72)と、
固定された流体力学的モータユニット(78)と、
くさび状の斜板(83)であって、該斜板のポート(84a)を通って作動流体が前記流体力学的ポンプとモータユニットとの間で大量に循環するのを調整するために、該斜板が動作可能に配置されており、該斜板は前記出力シャフトとトルク結合関係に接続されていて、さらに、該斜板の角度の連続範囲にわたって、前記出力シャフトと直交するように横切る旋回軸線の周りに、その角度が調整可能であるくさび状の斜板(84)と、
前記トランスミッションコントローラ(70)によって操作されて前記斜板の角度の範囲の中で前記斜板を旋回し、それにより、１：０から１：１までのトランスミッション比の範囲にわたって前記流体力学的パワーユニットにストロークを与える比率制御器と、
を備えるトランスミッション。
【発明の詳細な説明】
発明の技術分野
本願発明は流体力学的トランスミッションに関し、特に、車道を走る自動車用の動力伝達経路に含まれたものに適用可能なマルチレンジの流体力学的トランスミッションに関する。
発明の背景
エンジントルクを増加させて自動車を静止状態から加速するための流体トランスミッションを用いた自家用車及び軽量な商業用自動車用のトランスミッションの多数の設計が何年にもわたって提案されている。しかし、そのような設計の努力の結果、トルクの大きさには満足できるが、大きすぎて重過ぎるという望ましくない流体力学的トランスミッションを得ることしかができていない。さらに、そのようなトランスミッションは最適な効率もより小さいものしか発揮せず、したがって、燃費及び／又は性能は良くなかった。
単なる流体トランスミッションの代わりとして、上述のとおり、流体力学的トランスミッションが、大型のオフロードタイプの構造のもの及び軍用のもの用のトランスミッションに用いられている。そのようなトランスミッションは分割パワー入力タイプで、そこでは、油圧伝導ユニット及び機械的パワーユニットが、自動車エンジンによって並列に駆動されている。その油圧伝導ユニットは、エンジンから分割されたその機械的入力パワーを油圧の出力パワーに変換するが、その速度及びトルクは、特定の静水圧ストロークの範囲にわたって無段階で変えることができる。その静水圧出力パワーは、機械的パワーユニット内で、エンジンから分割された機械的入力パワーを組み合わされて、多数のパワーの範囲内で、流体力学的出力パワーを生じさせる。機械的パワーユニットの歯車比により最初に設定された各パワー範囲における速度及びトルクは、油圧伝導ユニットのストロークを変えることによって無段階で変えることができる。
最も関連する従来技術は、米国特許第3,596,535号に開示されている。特に、図１は、正方向パワーユニット(81)、油圧ユニット(43,48)及び機械的ユニットを備えるパワー分割トランスミッションを開示する。その機械的ユニットは、第２入力(81)に結合された第１の歯車要素(87)と第2(92)及び第3(91)の歯車要素とを備える第1の衛星歯車の組を含む。その機械的ユニットは第２(55)及び第３(56)の相互結合された衛星歯車の組を備える組合せ要素も含んでおり、第２(55)及び第３(56)の相互結合された衛星歯車の組は、第３の歯車要素に接続された第４の歯車の組(68)と、油圧モータに接続された第5の歯車要素(52,53)と、第2の比率で第2の入力に接続可能な第6の歯車要素(70)と、出力に接続された第７の歯車要素(66,71)とを持つ。それらの４つの前進方向の比率は同期してシフトすることができる。
適切に設計された流体力学的トランスミッションは、自動車が静止状態から最大速度まで加速されるときに、エンジンから駆動車輪に円滑かつ連続的なパワー流れを提供する同期レンジシフトを都合よく提供することができる。別の利点は、トランスミッションの出力の速度とは無関係に、エンジンをその最大効率の出力速度で又はその近くで作動させることができる点にある。しかし、加速、速度及び燃費の観点から車道用車両に要求される性能を達成するために、機械的パワーユニットは、平歯車及ピニオンギアの組ならびに衛星歯車の組のような非常に多くの歯車比を長い間伝統的に要求していた。従って、そのような流体力学的トランスミッションは、寸法、重量、効率等の点から、それらに似た流体トランスミッションと同じ欠点を有している。
発明の概要
本願発明の目的は、既知の流体力学的伝導装置の欠点を解消することにあり、上記のものを含み、オペレータ速度命令を受取るトランスミッションコントローラと、主たる駆動部への接続を推進する第１の機械的入力と一方向の油圧出力を持つ油圧伝導ユニットを備える車両用の多数レンジの流体力学的トランスミッションを提供する。その流体力学的トランスミッションは、トランスミッションコントローラによる制御のために機能的に接続されて、第1の機械的入力の速度と油圧出力の速度との間に、１：０から１：１までの連続する範囲の無段変速のトランスミッション比率を提供する。最初の駆動部への接続を推進する第２の機械的入力と負荷への接続のためのトランスミッション出力とを持つ機械的パワーユニットも含まれている。
その流体力学的トランスミッションは、第1の歯車比で第2の機械的入力に接続された第1の歯車要素と、第2及び第3の歯車要素とを備える第1の衛星歯車の組と、第1の衛星歯車の組の第3の歯車要素に接続された第4の歯車要素と、液圧出力に接続された第5の歯車要素と、第2の歯車比で前記第2の機械的入力に接続可能な第6の歯車要素と、トランスミッション出力に接続された第7の歯車要素とを持つ第2及び第3の相互結合された衛星歯車の組を含む組合せ歯車機構とを備える。
さらに、本願発明に係る流体力学的トランスミッションは、オペレータ入力速度命令に応答してトランスミッションコントローラによって作動されて、第1、第2及び第3の衛星歯車の組の内の選択された歯車要素にブレーキをかけ、さらに／又はその歯車要素をクラッチでつなぎ、それにより、少なくとも１つの逆方向レンジ及び少なくとも第１、第２及び第３の前進方向レンジの各々の中で、トランスミッション出力に、無段階変速可能速度の出力を生じさせるレンジシフト手段とを備える。
本願発明の別の目的及び利点は以下の説明で部分的に述べており、一部はその説明から自明であるか、本願発明の実施例から学であろう。本願発明の目的及び利点は、添付の請求の範囲特に指摘した要素及び組合せにより実現及び達成することができるであろう。以上の一般的な説明及び以下の詳細な説明は例示及び説明のためのものであり、請求の範囲の本願発明を限定するものではないということは理解すべきである。
【図面の簡単な説明】
この明細書の一部を構成する添付図面は、本願発明の様々な実施例を図示しており、また、この明細書とともに本願発明の原理を説明するものである。
図１Ａは、本願発明の１つの実施例にしたがって構成された流体力学的トランスミッションの概略図である。
図１Ｂ及び１Ｃは、図１Ａのトランスミッションにおける３つの衛星歯車の組を表すレバー分析図である。
図２Ａないし２Ｇは、多数のトランスミッションレンジの各々における図１Ａのトランスミッションの実施例の３つの衛星歯車の組の動作の図面上の分析を提供するレバー分析図である。
図３は、図１Ａのトランスミッションの実施例の多数のブレーキ及びクラッチのどれが各トランスミッションレンジにおいて係合されているかを示すとともに、各トランスミッションレンジに関する例示的作動パラメータを示す表である。
図４は図１Ａのトランスミッションの実施例の多数のトランスミッションのレンジを通じて作動するために用いることができるトランスミッションコントローラのブロック図である。
図５は、図１Ａのトランスミッションの実施例において用いることができる油圧伝導ユニットの概略を示す側面図である。
図６及び図７は、本願発明の別の流体力学的トランスミッションの実施例の概略図である。
図８及び図９は、本願発明のさらに別の流体力学的トランスミッションの実施例の概略図である。
図１０は、図８及び図９のトランスミッションの実施例の多数のブレーキ及びクラッチのどれが各トランスミッションレンジにおいて係合されているかを示すとともに、各トランスミッションレンジに関する例示的作動パラメータを示す表である。
同様な参照番号はいくつかの図面を通じて同様な要素を示す。
望ましい実施例の詳細な説明
本願発明に係る流体力学的伝導ユニットは、油圧伝導ユニットと機械的パワーユニットとの間で原動機のパワー出力を分割するための分割入力を含む。油圧伝導ユニットは1対０から1対1までのレンジの連続的な可変速度比率で分割入力パワーを油圧出力パワーに変換するように機能する。機械的出力パワーユニットは分割入力パワーと油圧伝導ユニットからの油圧出力パワーとを結合して車両の1又は2以上の駆動ホイールのような負荷に応用するために油圧出力パワーを提供する。
また、本願発明の機械的パワーユニットは多数のパワー流れの経路の中で分割入力パワーを変えることができるもので、その流れの経路には、様々な比率のトルク及び速度における多様な機械的パワー出力に対応するために機械的歯車の組の独特な組合せが設けられている。機械的パワーユニットは、次に個別に各機械的出力を油圧伝導ユニットの出力と結合してマルチレンジの速度及びトルクの液圧出力パワーを作る。各レンジ内では、油圧伝導ユニットの比率を1対0と1対1との間で変えることによって、無段階変速可能速度のパワー比率を達成する。
図1の概略図を参照すると、本願発明の第1の実施例を示しており、2で概略を示すマルチレンジの油圧伝導（ハイドロメカニカル・トランスミッション）ユニットが、入力シャフト22を備えていて、内燃機関6のような原動機からの入力パワーを受け取る。この入力パワーは、油圧伝導ユニット4と、8で概略を示す機械的パワーユニットに含まれているカウンタシャフト26との間で分割される。図1の例を用いて示すように、油圧伝導ユニット4は入力シャフト22から直接にエンジン6からの分割入力を受け取るが、機械的パワーユニット8は入力シャフト22から駆動される平歯車24を経由してその分割入力を受取る。その平歯車はカウンタシャフト26の左側端部に固定された平歯車25と噛み合っている。このカウンタシャフトから離れて駆動されるのは一組の4つの平歯車28、30、32及び34である。平歯車28はスリーブシャフト36に保持された平歯車29と噛み合っており、そのシャフトは入力遊星歯車セット14の太陽歯車S1を駆動するように接続されている。平歯車30はスリーブシャフト38に固定された平歯車31と噛み合っており、そのシャフトは、クラッチCL2によって、入力遊星歯車セット14のリングギヤR1に接続されたスリーブシャフト40に、選択的に接続される。ブレーキB2がスリーブシャフト40を41で示すトランスミッションのハウジングと結合して、その結果そのスリーブシャフト及びリングギヤR1の回転運動を止める。この場合、リングギヤR1は「接地された」(grounded)と呼ばれる。
また、図1を参照すると、カウンタシャフトの平歯車32がスリーブシャフト42に固定された平歯車33と噛み合っており、そのシャフトはクラッチCL1によってスリーブシャフト44に選択的に接続される。カウンタシャフト26へのエンジンの分割パワー入力は、また、平歯車34にも供給される。その平歯車はスリーブ46に取付けられた平歯車35と噛み合っている。クラッチCL3はスリーブシャフト46を選択的にスリーブシャフト44に接続する。スリーブシャフト44は衛星歯車の組18のリングギヤR3に接続されている。ブレーキB1が選択的にスリーブシャフト44の回転運動を止めてリングギヤR3を接地する。
出力シャフト20上の油圧伝導ユニット4の無段階可変速度の油圧出力は、遊星歯車の組16の太陽歯車S2に供給され、さらに、遊星歯車の組18の太陽歯車にも供給される。トランスミッション2の説明を完全にすると、遊星歯車の組14及び16の遊星歯車のキャリアC1及びC2が、スリーブシャフト48によって相互に連結されており、スリーブシャフト48はブレーキB3によって選択的に制動されてキャリアC1及びC2をトランスミッションのハウジング41に接地する。遊星歯車の組16のリングギヤR2が、シャフト50によって遊星歯車の組18の遊星歯車キャリアC3に接続されている。スリーブシャフト50はトランスミッションの出力シャフト10にも接続されている。
以下の説明から明らかなように、平歯車24及び25の比率によるエンジン6の分割パワー入力は、噛み合う平歯車の組28-29、30-31、32-33及び34-35の比率によって決定される速度及びトルクの様々な大きさでカウンタシャフト26から分岐されて、様々なブレーキ及びクラッチの選択的な係合に応じて、トランスミッション2のために5つの正方向へのレンジのものと1つ逆方向へのレンジのものとを確立する。より詳しくは、全てのレンジにおいて、カウンタシャフト26への分割の機械的入力パワーは、噛み合っている平歯車28、29を通じて遊星歯車の組14の太陽歯車S1に供給される。しかし、第2及び第4の正方向のレンジにおけるもののみが、機械的パワーユニット8を通じて出力シャフト10へのパワーの流れの経路に含まれるパワー入力である。トランスミッション2が第3の正方向レンジにおいて作動すると、カウンタシャフト26への機械的入力パワーは、噛み合った平歯車32、33及び遊星歯車の組16、18を含む経路を通じて出力シャフト10まで伝わるが、カウンタシャフトの入力パワーは、平歯車28-29、30-31及び3つの遊星歯車の組を含む経路を通じて第4のレンジにおいて出力シャフトに伝わる。第5のレンジのパワー（速度及びトルク）は、カウンタシャフト26から噛み合った平歯車34、35及び遊星歯車の組16、18を通る経路を通じて出力シャフトに伝わる。
第2から第5までのレンジは液圧レンジであるが、第1の正方向のレンジは純粋に液圧レンジであり、従って、トランスミッションの出力パワーは、無段可能トルク及び無段階変速可能速度で、整数力学的パワーユニット4によって単独で供給される。4つのより速い正方向の速度の各レンジ内では、油圧伝導ユニット4から供給された無段可変の液圧出力パワーは、カウンタシャフト26から分岐して上述の経路を流れた機械的入力パワーと結合されて、第2から第5までの各レンジ内で無段可変出力パワー(速度及びトルク)を達成する。明らかなように、トランスミッション2は、パワーに関し、第1の正方向のレンジに匹敵するような無段階可変速度の逆方向レンジにおける作動の可能性も備えており、その際には、入力パワーは油圧伝導ユニット4から単独で供給される。
トランスミッション2の動作の説明を容易にするために、以下の説明では、Benford他による論文「Lever Analogy−A New Tool In Transmission Analysis」、自動車工学学会、刊行物番号810102号(1981)に説明されている分析技術を利用する。
その技術によると、遊星歯車の組は静止状態では垂直ライン（レバー(lever)）によって類推することができ、その際には、太陽歯車、リングギヤ及び遊星歯車キャリアはそのライン上の点で表されており、その点は、太陽歯車及びリングギヤの歯数、つまり、歯車比に応じて相対的に配置される。
図1Bは、このレバー分析技術にしたがって、図1Aの3つの遊星歯車の組14、16及び18を3つの垂直方向のレバー14’、16’及び18’というように図形的に表現したものである。また、図1Bには、スリーブシャフト48及び50によって提供される遊星歯車の組14、16及び18の歯車要素間の相互結合状態と、スリーブシャフト36、40、44への様々なカウンタシャフト入力と、トランスミッション出力シャフト10への出力とも表されている。図1Bは、そのレバー分析にしたがい、遊星歯車の組14、16及び18の間の相互接続によって、それらの3つの遊星歯車の組の図形的な表現が簡略化できるが、その際には、遊星歯車の組16及び18を単一のレバー16’、18’によって表現できるように、それらを結合する。
図3に示す表によると、ブレーキB1は、トランスミッション2を第1の正方向レンジに移行させるように係合された、様々なブレーキ及びクラッチの内の唯一のものである。図1Aから、ブレーキB1の作動により、遊星歯車の組18のリングギヤR3が接地されることがわかる。従って、遊星歯車の組への入力は、平歯車28、29の比率とシャフト20を経由して太陽歯車S2及びS3に供給された油圧伝導ユニット4からの液圧出力とによって決定される速度で太陽歯車S1に供給されるカウンタシャフト26への機械的入力となる。
図2Aは図1におけるトランスミッション2をレバー分析にしたがって表示した図であるが、油圧伝導ユニット4はゼロ（０％）ストローク、つまり、１：０の比率（ニュートラル）の状態にあり、その結果、太陽歯車S2、S3に供給されるその液圧出力はゼロとなる。それにより、それらの歯車要素を表す点S2、S3'の位置が効果的に固定されることになる。ブレーキB1はリングギヤR3を表す点R3'の位置を固定するので、レバー16、18'は垂直方向に固定されていると考えることができる。さらに、遊星歯車キャリアC1及びC2はスリーブシャフト48によって相互に結合されているので、レバー14'上のキャリアC1を表す点C1'も適切な位置に固定されている。したがって、レバー14'は、太陽歯車S1への機械的な入力に応答して、単純に、点C1'の周りを反時計方向に旋回することなる。ベクトルV1（右方向を向く）は、太陽歯車S1が、その入力に応じて、平歯車の組24−25及び28−29の比率にしたがうエンジン速度と等しい速度で前進方向に駆動されることを表す。ベクトルV2（左方向を向く）は、リングギヤR1が、遊星歯車組14のギヤ比によって決定される太陽歯車S1の速度に比例する速度で単に逆方向に回転することを表す。遊星歯車の組14から結合された遊星歯車の組16及び18にはパワーは伝達されず、したがって、図2Aに図示するように、トランスミッションの出力シャフト10には出力は現れない。
このトランスミッションのニュートラル状態（エンジンの入力パワーに関わらずトランスミッションの出力がない状態）が達成されるだけなのは、油圧伝導ユニット４が０％のストローク状態にあり、その結果シャフト20に出力パワーを生じさせないからであるということを認識するであろう。しかし、ブレーキB1が噛み合っている場合には、自動車の設計的な意味の「真のニュートラル」は達成されないが、それは、トランスミッションの出力シャフト10が自由に回転できないからである。むしろ、図2Aに示されたニュートラル状態は、シフト選択装置がドライブポジションにあり、さらに、車両のブレーキがかけられた状態でエンジンがアイドル速度にある従来の自動車の自動トランスミッションに相当する。
本願発明に係るトランスミッション2に「真のニュートラル」を生じさせるために、本願の出願人の同時継続出願第08/543,545に開示されているように、油圧伝導ユニットの出力シャフト20が回転自在になるように油圧伝導ユニットを減圧したり、トランスミッションの出力シャフトが自由に回転できるように、分離クラッチをエンジン6とトランスミッション入力シャフト22との間に配置してブレーキB1とともに切り離すようにしても良い。
図2Bは第1の前進方向への速度レンジ内でのトランスミッション作動をレバー分析技術にしたがって表示した図である。ブレーキB1が係合しているので、リングギヤR3を表す点R3'の位置は固定され、その結果、衛星歯車組16及び18の結合されたレバー16、18'で表されたものは、油圧伝導ユニット4を０％ストロークから上方に向けて（１：０から１：１に向けて）ストロークさせることによって生じたシャフト20への油圧出力に応答して、点R3'を中心にスイングしなければならない。点R3'の周りのそのレバーのスイング動作は、その仮想線の位置（図1Aにおけるその実線の位置に対応するもの）から、図2Bにおけるその実線の位置までの動作である。ベクトルV3、V4及びV5は、それぞれ、太陽歯車S2、S3の前進方向の速度、衛星歯車キャリアC2及びリングギヤR2−衛星歯車キャリアC3−出力シャフト10の前進方向への速度を表す。衛星衛星歯車キャリアC1は衛星歯車キャリアC2と連結されているので、それは、キャリアC2（ベクトルV4）と同じ前進方向への速度（ベクトルV6）で回転し、さらに、衛星歯車組14を表すレバー14'太陽歯車の位置S1'を中心に単にスイングするので、キャリアC1はキャリアC2の早くなる速度に追従することができる。リングギヤR1の反対方向の速度（ベクトルV7）は、空転し、その結果どのような作用も発揮しないので、レバー14'がその仮想線の位置（図2Aにおけるその実線の位置に対応するもの）から図2Bにおけるその実線の位置までスイングするにつれて、その速度はだんだんと減少する。しかし、作動中には、衛星歯車の組14を経由して衛星歯車の組16へはどのような機械的入力もされない。
従って、第1の前進方向へのレンジは、純粋な液圧駆動レンジであるとともに、油圧伝導ユニット4のストロークにより無段変速できるものであるということが解るであろう。図2Bは、実線によってレバーの方位を図示しており、また、ベクトルは、第1の前進方向レンジの上方端部を達成したときの油圧伝導ユニットの所定の最大ストロークでの衛星歯車の組14、16及び18の要素の方向及び速度を示す。
第1の前進方向レンジを第2の前進方向レンジにシフトするには、図3に示すように、ブレーキB2が係合するときにブレーキB1の係合を解除する。図2Cは、レバー分析技術によって、第2のレンジの油圧的及び機械的入力駆動に応答する衛星歯車の組の要素の動作を図示する。ブレーキB2が係合しているときには、リングギヤR1が接地され、その結果、レバー14'上のR1'の点の位置が固定されるということが解るであろう。次に、レバー14'の位置（及びキャリアC'の位置）が、太陽歯車S1の前進方向の速度（ベクトルV1）によって確立される。その速度は、エンジンから中間シャフト26を経由して太陽歯車S1に供給された歯車比の割合による入力パワーによって決定される。キャリアC1及びC2は互いに連結されているので、キャリアC1の前進方向速度（ベクトルV6）は、キャリアC2をレバー16、18'の旋回点C2'として確立する。点C1'及びC2'の位置はエンジン速度とともに変化するが、どのような所定のエンジン速度でも、点C2'は立体旋回点として考えることができるということが認識されるであろう。
図2B及び2Cを比較すると、図2Cにおけるレバー14'の向きは、図2Bにおける実線で示された第1の前進方向レンジの上端部におけるその向きと同じであるということが解る。図2Cにおいて仮想線で示されているレバー16、18'は、（図2Bにおいて実線で示されているものと）同じ向きであるが、それは、第1の前進方向レンジの上端部で達成される。ここで、油圧伝導ユニット4の速度は、第1のレンジ−第2のレンジのシフト点におけるその最大ストロークから第2のレンジの上端部における最少ストロークまでダウンストロークするので、レバー16、18'はキャリアの点C2'を中心に時計周りに第2のレンジの上端部におけるその実線のレバー位置（図2C）に向かって旋回する。その結果、R2、C3'の前進方向速度が、ベクトルV9で表されているように無段変速するように増加することが解る。
次に、第2のレンジから第3のレンジにシフトするためには、クラッチCL1が係合するときにブレーキB2の係合を解除する（図3の表参照）。図1Aから、クラッチCL1の係合により、機械的な入力パワーが、平歯車の組24−25及び32−33の歯車比率で分けられたエンジン速度で、中間シャフト26から衛星歯車組18に供給されるということが解る。図2Dは、第3のレンジにおける衛星歯車要素の動作を図示する。図2Dにおける、レバー14'及び16、18'の仮想線の位置は、第2のレンジの上端部におけるそれらのレバー分析位置（図2C参照）を表す。ベクトルV10は、リングギヤR3の前進方向速度も表しており、それは、第2のレンジの上端部における図2Cにおける速度ベクトルV10の歯車R3も表している。クラッチCL1が第3のレンジにシフトするために係合したときには、リングギヤR3へのエンジンから歯車比で割り当てられた速度が旋回点R3'を確立し、太陽歯車S2、S3への液圧入力速度V11が、油圧伝導ユニット4をアップストロークさせることによって増加するにつれて、旋回点R3'の周りをレバー16、18'がその仮想線の位置から実線の位置に向かうように反時計方向にスイングする。同時に、ベクトルV1で表されているような、太陽歯車S1へのエンジンの歯車比で割り当てられた速度が旋回点S1'を確立し、油圧伝導ユニットが第3のレンジを通じてアップストロークされたときに、旋回点S1'の周りをレバー14'が旋回することができ（ブレーキB2が解除されているので）それにより、相互に連結されたキャリアC1及びC2（点C1、C2'）の増加する速度に合わせる。
従って、油圧伝導ユニットのストロークが増加するにつれて、衛星歯車レバー14'及び16、18'は、第3のレンジの下方端部におけるそれぞれの仮想線の位置から第3のレンジの上方端部におけるそれぞれの実線の位置（図2D）まで、それぞれの旋回点を中心にスイングする。ベクトルV12は、第3のレンジの上方端部におけるリングギヤR2、キャリアC3（点R2、C3）へのより速い出力シャフトの前進方向の速度を表す。ベクトルV13は、第3のレンジの上方端部におけるリングギヤR1の前進方向の速度を表す。
図3に示すように、第3から第4のレンジにシフトするときには、クラッチCL1の係合を解除して、クラッチCL2を係合する必要がある。衛星歯車組14のリングギヤR1は、ここでは、平歯車の組24−25及び30−31の比率によって割り当てられたエンジン速度で、中間シャフト26の機械的入力によって駆動される。さらに、太陽歯車S1は中間シャフト26を離れて駆動され続けるので（ベクトルV1）、レバー14'の向きが、図2Eに示すように、それらの機械的入力によって固定され、さらに、キャリアC1が、衛星歯車の組16の相互結合されたキャリアC2とともに、ベクトルV15で表された前進方向の速度で駆動される。従って、キャリアの点C2'がレバー16、18'の旋回点として機能することができる。
図2Eから明らかなように、油圧入力の速度（ベクトルV16）が油圧伝導ユニット4をダウンストロークさせることによって減少すると、レバー16、18'が、その仮想線の位置からその実線位置まで旋回し、また、リングギヤR3前進方向の速度が増加し（ベクトルV17）、さらに、相互結合されたリングギヤR2、キャリアC3（点R2、C3'）及び出力シャフト10の速度が、第4のレンジを通じて加速される間に（ベクトルV18）、増加する。
図3の表は、第4のレンジから第5のレンジにシフトするために、クラッチCL3が係合するときにクラッチCL2の係合が解除されることを示す。図1Aに示すように、衛星歯車の組18のリングギヤR3は、ここでは、平歯車の組24−25及び34−35の歯車比で割り当てられたエンジン速度で、中間シャフト26への機械的入力から駆動される。
図2Fは第5のレンジにおける衛星歯車要素の動作を図示する。前の図示のように、仮想線は第4のレンジと第5のレンジとの間のシフト点における、レバー14'及び16、18'の向きを示す。リングギヤR3がベクトルV19で表された前進方向速度で中間シャフト26を離れて駆動されると、点R3'が旋回点として確立され、油圧伝導ユニットをアップストロークすることによって（ベクトルV20）がトランスミッションが第5のレンジを通じて加速されるにつれて、点R3'の周りをレバー16、18'が反時計方向にスイングする。それにより、太陽歯車S2、S3の速度が無段変速するように増加し、そして、リングギヤR2及びキャリアC3の接続（点R2、C3'）の前進方向速度が、比例的に増加し（ベクトルV21）、同様に、シャフト10への伝導速度が増加する。衛星の組の太陽歯車S1はベクトルV1で表された前進方向速度で駆動され続けるので、点S1'はレバー14'の旋回点として機能する。リングギヤR1は空転するので、レバー14はその破線の位置からその実線の位置までスイング自在である。その結果、キャリアC1の速度は増加することができ、それとともに、それに相互連結されたキャリアC2も第5のレンジを通じて加速される間に増加する。
図2Gは、逆方向(後退方向)のレンジにおけるトランスミッションの動作を図示する。図3に示すように、油圧伝導ユニット4において０％のストロークを設定することによって、第1のレンジのニュートラル状態から逆方向のレンジにシフトすることは、ブレーキB1の係合を解除するとともに、ブレーキB3を係合することによって達成される。図1Aに示すように、ブレーキB3は衛星歯車の組14及び16のキャリアC1及びC2を設置する。図2G及び2Aからわかるように、レバー14'の方向は第1のレンジのニュートラル状態及び逆方向のレンジの両方と同じであり、さらに、図2Gにおけるレバー16、18'の仮想線の配向は、第1のレンジのニュートラルでの図2Aにおけるその配向に相当する。キャリアC1及びC2の両方ともがブレーキB3によって接地されているので、キャリアC2は旋回点C2'を提供する（第1の前進方向における旋回点R3'ではない）。油圧伝導ユニット4が逆方向のレンジを通じてアップストロークされるにつれて、レバー16、18'が旋回点C2'の周りをその仮想線からその実線の位置へと旋回する。そのレバーの動きは反時計方向なので、相互に連結されたリングギヤR2−キャリアC3の速度ベクトルV22はここでは左（逆）方向であり、それは、前進方向のレンジの動作に関する図2B−2Fに示された前進方向のベクトルの方向とは反対であるということがわかる。従って、出力シャフト10は油圧伝導ユニット4のストロークを設定することによって決定される無段階変速可能速度で逆方向に駆動される。
本願発明の特徴によると、エンジンと衛星歯車の組との間のさまざまなパワーの流れの経路に含まれている衛星歯車の組14、16及び18の歯車比ならび平歯車の歯車比を適当に選択することによって、トランスミッションの多数のレンジの間のトランスミッションの同期シフトを都合よく達成することができる。この同期的シフトは図2B−2Gを再度参照することによって認識することができるであろう。
図2Bから明らかなように、トランスミッション2が第1のレンジを通じて選択されると、リングギヤR1の逆方向速度（ベクトルV7）が減少する。適切な歯車比の設計によって、シャフト10に所望の第1のレンジの出力速度をもたらす約１００％（１：１の比率）における適切なストロークの設定が、リングギヤR1が回転を停止するときに確立することができるであろう。その動作点において、ブレーキB1の係合が解除され、ブレーキB2が係合されると、トランスミッションは、エンジンの速度又はトランスミッション出力の分裂を招くことなく、滑らかに、第1のレンジから第2のレンジへとシフトすることができる。したがって、第1のレンジから第2のレンジへのシフトは同期的である。
その第1−第2のレンジのシフト点における例示的な最大ストロークは、図3に示すように、９５％となることがある。１００％未満のストロークでその最大ストロークを選び、それにより、特定のストロークの設定における理論上の出力速度より小さなその特定のストロークの設定における実際の静圧出力速度となるような、損失（流体の流出のようなもの）、負荷、運転特性等を補うことが望ましい。
ここで、図2C及び2Dを比較すると、ベクトルV10で表されたリングギヤR3の前進方向速度が、クラッチCL1の係合によってリングギヤR3に結合さた機械的な入力の前進方向速度と等しいときに、第2のレンジと第3のレンジとの間に同期シフト点が現れる。また、平歯車の組32−33の比率は容易に選択できるので、望ましい第2のレンジの最大速度でのリングギヤR3の前進方向が機械的入力速度と等しくなる。その機械的入力速度は、クラッチCL1によってリングギヤR3に結合されることにより同期シフト点を第3のレンジに提供することになる。シャフト20には静圧出力速度が掛かるが、その機械的入力速度はエンジン速度の割り当てであるので、油圧伝導ストロークの設定は容易に決定することができ、それにより、リングギヤR3と、平歯車の組32−33の比率によって割り当てられた中間シャフト26からの機械的入力との間にその前進方向速度の同一性があることを明らかになる。その既定のストロークの設定（実際には、低ストローク設定、例えば、９％ストローク）が、第2のレンジの上端部に到達したときには、ブレーキB2の係合が解除されたときにクラッチCL1が係合して第2のレンジから第3のレンジへの同期シフトを達成する。
ここで、図2D及び図2Eを比較すると、第3のレンジから第4のレンジへの同期シフトが、平歯車の組30−31の比率を選択することによって達成することができ、それにより、その機械的入力の前進方向速度が、所望の最大ストロークの約１００％、例えば、９５％ストローク（図3）において、リングギヤR1の前進方向の速度と等しくなる（ベクトルV13がベクトルV14と等しい）。次に、クラッチCL2が係合してクラッチCL1の係合が解除されて、第3から第4のレンジへの同期シフトが達成される。
図2Eに図示する第4のレンジから図2Fに図示する第5のレンジまでの同期シフトは、平歯車の組34−35の比率の選択によって達成され、それにより、中間シャフト26からの機械的入力の前進方向速度が、第4のレンジの上端部における油圧伝導ユニットの適切な最少のストロークの設定、例えば、９％（図3）におけるリングギヤR3の前進方向速度に匹敵する（ベクトルV17がベクトルV19に等しい）。次に、クラッチCL3が係合する一方、クラッチCL2の係合が解除されて、第4のレンジから第5のレンジまで同期的にシフトが行われる。パワートランスミッションユニット4を１００％ストローク（１：１の比率）の最大トランスミッションまでアップストロークすると、第4のレンジを通じての加速が達成される。
図2A及び図2Gから、ブレーキB3が係合されてブレーキB1の係合が解除されると、キャリアC1が静止し、それにより、第1のレンジのニュートラルから逆方向への同期シフトが達成されるということもわかるであろう。油圧伝導ユニット4をアップストロークすることによって達成されるような逆方向のレンジを通じての加速はベクトル22によって表されている。同様に、リングギヤR3は、０％の油圧伝導ユニットのストロークにおける逆方向のレンジの下方端部に静止し、その結果、ブレーキB1が係合してブレーキB3の係合が解除されると逆方向のレンジから第1のレンジのニュートラルに、同期してシフトバックすることができる。
図3の表は、上述のとおり、ブレーキ及びクラッチのどれが第5の前進方向のトランスミッションのレンジ及び単一の逆方向のレンジの各々において係合するのかを明らかにする。また、その表は、レンジ、ストロークの方向、及びレンジシフト点におけるストロークの設定の各々を通じて加速するために、油圧伝導（HSP）ユニット4の典型的なストロークのレンジも示す。さらに、その表は、各レンジにおける入力シャフト22へのエンジン速度（Vin）及びシャフト10へのトランスミッション出力速度（Vout）の速度の比率の典型的な範囲も示す。トランスミッション2は第4のレンジの上端部においてはオーバードライブまで行き、さらに、第5のレンジはフルオーバードライブのレンジであることに注目すべきである。
トランスミッションの技術に関する当業者は、例えば、第4のレンジに似た第6のレンジと第5のレンジに似た第7のレンジのような別の前進方向レンジを追加できることを認識するであろう。しかし、それらのようなより高いレンジを実行するには、トランスミッションはより複雑になり、図1に開示された第5のレンジのトランスミッション2と同様に効果的には車両力学及び実用性の問題を解決しないことがある。特に、第4及び第5のレンジの伝達動作は、高エンジン速度では用いることができないであろう。それは、主に、エンジンのパワーが十分に高まらないと、車両のパワーは制限されるからである。第4及び第5のレンジの基本的な価値は、燃料の経済性を最高にし、さらに、安定した状態での雑音、振動及びざらつき(harshness)を減少させる点にある。例えば、図1のトランスミッション2を備える車両は、１２００rpmのエンジン速度により６０mphで走行することができ、さらに、エンジンのパワーを高めたときに伝達比率を小さくすることによって通過のために直ちにかつ滑らかに加速することができる。
上述の説明は、出力速度を多数の前進方向速度のレンジのニュートラルから最大のトランスミッションの出力速度まで連続的に増加することを取り扱ったが、最大からニュートラルに出力速度を減少させることは逆方向の方法で達成することができる。つまり、奇数の前進方向のレンジを通じて加速するために油圧伝導ユニットをアップストロークするとともに、ニュートラルから最大速度まで加速するために偶数の前進方向のレンジの間にダウンストロークを行う代わりに、油圧伝導を、奇数レンジの間にはダウンストロークするとともに、最大速度からニュートラルまで減速するために偶数レンジの間にアップストロークを行う。減速中のレンジからレンジへの同期シフトは、レンジを通じての加速のための上述の方法により達成することができる。トランスミッションの技術分野における当業者は、上記の説明を考慮することによって、例えば、第4のレンジから第3のレンジへのダウンシフト及び図1Aのトランスミッションの実施例は、確実なブレーキ操作の間に必要かもしれないが、クラッチC3を開放するとともに、油圧伝導ユニットのストロークを適切に変えると同時にクラッチC1を適用することによって容易に達成できるということを理解するであろう。
上記の説明は、すべてのレンジにおいて無段変速の出力速度及び第1のレンジのニュートラルから第5のレンジの上端部における最大速度までの前進方向の速度レンジを通じての加速を達成する観点から、トランスミッション2の速度比の面に焦点を合わせた。他の同様なトランスミッション2の重要な面は、トルク比である。当業者は良く理解しているように、どのような所定のトランスミッションの作動点に関しても、エンジンの入力パワーはそのトランスミッションに生じた出力負荷に等しくなる。エンジンの出力パワーは、エンジン速度とトランスミッションの入力シャフトに生じたエンジントルクとの積の関数である。出力負荷は、トランスミッションの出力速度とトランスミッションの出力シャフトに生じた負荷トルクとの積の関数である。その関数により、トランスミッションは、速度及びトルクの値をその多数のレンジにわたって変える。パワーに関わらず、速度及びトルクの積は常に釣り合いが取れている。上で引用したBenford他の論文に述べられているように、レバー分析技術を用いて図1のトランスミッション2の衛星歯車の組14、16及び18の各々へのパワーの平衡を決定することもできる。当業者は、そのBenford他による論文を研究することにより、本願発明に従って構成された多数レンジの油圧伝導装置に関するパワーの釣り合いのためにレバー類推分析を実行する方法を理解するであろうから、そのような分析は簡潔さのためにここでは説明しない。
しかし、油圧伝導ユニット4及び機械的パワーユニット8のパワー流れに関するさまざまな観察には注目すべきである。上述の説明から、第1の前進方向及び逆方向のレンジにおいて、パワー流れの方向は、シャフト10まで油圧伝導ユニット4及び衛星歯車の組16、18を通じて前進方向であることを認識するであろう。しかし、第1−第2のレンジのシフト点では、パワー流れは機械的パワーユニット8を含むことによって変えられる。そのシフトは同期的であるので、すべての衛星歯車用度の速度は、油圧伝導ユニット4が下方に向けてストロークを移動して機械的パワーユニット8を通じて機械的パワーの流れの導入が開始されるまで、変えられずにそのまま維持される。油圧伝導ユニットのストロークは、第2のレンジを通じて加速するために下方に向けて移動されるので、その油圧伝導ユニットを通過するパワー流れは逆転される。その油圧伝導ユニット内でのパワー流れの逆転は第4のレンジでも起こる。したがって、衛星歯車の比率を選択する際に重要な考慮すべき点は、それらのパワー流れの逆転の間に油圧伝導ユニットへのトルクをほぼ一定に維持する点にある。それを実施することは、効率を変えてしまい、かつ、パワーの大きさの急峻な変化を調整するためにストロークのオフセットを必要とするような油圧伝導ユニットにおける液圧の変化を最少にすることである。実際には、いくつかのストロークのオフセットが必要とされて、機械的損失を補償するために、液圧を増加させることをしなければならないであろう。レンジのシフト点において、「パワー整合」が改善されるにしたがって、トランスミッションを経由するパワー流れはより滑らかになるということが認識されるであろう。パワー整合を考慮することは、油圧伝導ユニット4における液圧は最高であるときには、下方のレンジのシフト点（第1のレンジから第2のレンジまで）で最も重要になる。
第2及び第4のレンジにおけるパワー流れは逆転されて、その結果、油圧伝導ユニットの第1、第3及び第5のレンジにおける入力から出力までというよりも、油圧伝導ユニットの出力から入力まで流れるので、そのようなパワー流れの逆転は同期シフトを達成するためにも考慮されなければならない。上述のとおり、どのようなトルクの急激な変化も油圧伝導ユニットにおける液圧の対応する急激な変化を引き起こす。作動流体は実質的に圧縮されないが、そのような突然の圧力の変化は、典型的には過剰な液漏れのような、油圧伝導ユニットの効率を変えることになる。従って、急激なトルク変化を相殺するために、各レンジのシフトと同時に油圧ストロークのシフトオフセットの調整を行わなければならない。適切なシフトオフセットは通常は各シフト点ごとに異なり、また、負荷によっても影響を受ける。また、シフトオフセットを用いて様々なレンジにおける機械的パワーユニットの効率の変化を補償することもできる。実際には、シフトオフセットは通常５％ストロークより小さいので、どのようなシフトオフセットも実行できるようにするため、シフト点にいくらかのストロークのマージンを残すことが望ましい。
本願発明の他の重要な特徴によると、衛星歯車の組14及び16の比率は同一であり、そのため、再生パワーが衛星歯車の組18に均等に移動することになる。論理上、衛星歯車の組14及び16の同一の比率が衛星歯車の組18の比率よりも＋１だけ大きいときには、完全なパワー整合が達成される。
図1の油圧伝導ユニット2の様々なレンジにおけるその動作及びレンジ間の同期シフトは、図4に示すトランスミッションコントローラ70によって制御される。そのトランスミッションコントローラは、加速器ペダル位置信号としてのオペレータ速度入力命令と、駆動(D)、ニュートラル(N)又は後退(R)のいずれかの位置にあるようなシフト選択レバーの位置としてのレンジ選択信号とを受取る。トランスミッションコントローラ70は、また、入力シャフト22の回転数(RPM)を表すエンジン速度センサー信号と、トランスミッションの出力シャフト10の回転数(RPM)を表す出力速度センサー信号とを受取る。それらの信号に応答して、トランスミッションコントローラ70は、ブレーキB1−B3及びクラッチCL1−CL3の内の選択したものを操作するために信号を出力する。そのトランスミッションコントローラは、また、図5にＲＣとして概略を示すように、比率制御信号を比率制御器に出力して、油圧伝導ユニット4のストローク制御する。そのような比率制御信号は、本願出願人の同時継続出願である米国特許第5,540,046号及び第5,542,336号に開示されているような、パルス幅変調(ＰＷＭ)信号の形状とすることができる。また、図4に示すように、トランスミッションコントローラ70は、油圧伝導ユニット2に「真のニュートラル」状態を確立するための信号を出力する。その信号は、比率制御器及び油圧伝導ユニット4が上で引用した米国特許第5,642,617号に開示されている減圧特徴を備えている場合に、用いることができる。他には、ニュートラル信号を供給して、エンジン6とトランスミッション入力シャフト20との間の駆動列に含まれている入力クラッチ(図示せず)の係合を解除することができる。
トランスミッションコントローラ70にはアナログまたは流体回路系を用いることができるが、デジタルによる実行が望ましい。したがって、トランスミッションコントローラへの全ての入力信号がアナログ−デジタル変換器によってデジタル化され、そして、マイクロプロセッサによって処理される。
トランスミッションコントローラ70の主な２つの特徴は、適切な時間にクラッチ及びブレーキの係合を行って同期レンジシフトを達成することと、油圧伝導ユニット4のストローク制御によって効果的にエンジンパワーを出力負荷に整合させることとである。エンジンパワーを出力パワーに整合させるためには、様々なエンジン速度におけるエンジン出力パワー及び燃料効率を予め決定する必要がある。それを行ったとすると、どのようなペダル位置（速度命令）でも最適なエンジンパワー・燃料の経済性のある操作点を決定することができる。
「スケジュール曲線」と呼ばれるそのような関係はトランスミッションコントローラのマイクロプロセッサに関連するメモリにアルゴリズムとして記憶することができる。
車両の作動の間、そのマイクロプロセッサは連続的にオペレータ速度命令とエンジン速度とを比較してそのスケジュール曲線に一致させるようにトランスミッションの比率（油圧伝導ユニットのストローク）を調整する。車両が勾配に出くわすと、出力負荷は増加し、エンジン減速は減少する。しかし、オペレータがペダル位置を維持すると（一定速度命令）、トランスミッションコントローラ70は油圧伝導ユニットを駆動してスケジュール曲線が再び整合するまでトランスミッションの比率を減少させる。その点で、エンジン速度及びパワーは回復したが、車両速度は減少した。オペレータが加速器のペダルの位置を再調整して勾配上の車両速度を支援すると、エンジン速度は増加してより大きな出力負荷に適合するようになる。どのエンジンも、トランスミッションコントローラのマイクロプロセッサに容易にプログラムすることができてトランスミッション2をどのような車両エンジンでも適応することができるような唯一の最適なスケジュール曲線を持つ。
油圧伝導ユニットの変更は本願発明の油圧伝導ユニットにおいて実行できるが、Folsomの米国特許第5,423,183号に開示された種類の油圧伝導ユニットの特有な性能により、それは本願発明の応用に特に適合できる。その特許の完全な開示を特にここに参考として組み入れる。その開示の概念は図5に図示されている。その図面に示されているように、油圧伝導ユニット4は油圧ポンプユニットを備えており、それは72として概要が表されていて、図1のトランスミッションの入力シャフト22に相当する入力シャフト74によって駆動されている。出力シャフト76は図1の出力シャフト20に相当するもので、78で概略が示されている油圧モータユニットの中央開口を通って延在しており、その油圧モータユニットは、79として示されたようなユニットハウジングに接地されている。被駆動ポンプユニット72のシリンダーブロック80及び接地されたモータユニット78のシリンダーブロック82は、くさび形状の斜板84とインターフェーシャル接触の形態をとるように、それぞれ旋回できるように取付けられている。斜板84は86で表された枢軸的接続によって出力シャフト76にトルク結合されている。入力シャフト74は図1のエンジン6によって駆動されているので、斜板のポート(84a)を通って加圧された流体が油圧ポンプ７２とモータ７８ユニットとの間で大量に循環することは、カップリング86によって出力シャフト76に結合されている斜板84に、油圧によるトルク出力として、合成トルクを生じさせる。シャフト76への出力速度に対するシャフト74への入力速度の比率を変えるには、比率制御器RCを87で示すように接続して、出力シャフト76の軸線76aと交差するカップリング86の軸線の周りを斜板84が旋回するようにする。この斜板の向き(角度)の角度の調整は、１：０（０％ストローク）又はニュートラルから少なくとも１：１（１００％ストローク）までの範囲の比率で、一方向で無段変速の油圧出力をシャフト76に生じさせる。
米国特許第5,423,183号に開示されている種類の油圧伝導ユニットは、低速度で、約５：１のトルク増加性能を持っており、それは、トランスミッション2の油圧の第1の前進方向及び後退方向レンジにおいてスタンディングスタートから車両を加速する程度のトルクより大きなものである。その種類の油圧伝導ユニットの他の特異で有益な特性は、本願発明の油圧伝導ユニットに与えられるものであり、それらのものは引用したFolsom特許に開示されている。
図6Aは、本願発明の他の実施例の概略図を示しており、それは図1の実施例と比べると、衛星歯車の組16及び18からなる組合せ歯車機構が「単純な複合品」に構成されているが、図1Aの衛星歯車の組16及び18は単純な「シンプソン(Simpson)」構成にされている。図6Bは衛星歯車の組16及び18を単一のレバー16、18'として組み合わされたように示す適切なレバー分析図である。
図7Aは本願発明の他の実施例を示しており、そこでは、組合せ歯車の組16及び18を「Ravigneaux」構成に配置されている。その構成では、キャリアC2及びC3は衛星歯車と噛み合う複合キャリアの形状にされており、リングギヤR2は取り除かれている点に注意すべきである。図7Bは、図7Aの衛星歯車の組のレバー分析図を示しており、衛星歯車の組16及び18はまた単一のレバー16、18'として組み合わされている。
レンジの間で同期シフトを行うような５つの前進方向レンジ及び１つの後退方向レンジにおける図6A及び図7Aのトランスミッションの実施例の作動は図1Aのトランスミッション2に関して上述のとおり説明した。
図6A及び図7Aのトランスミッションの実施例の概略図は、衛星歯車要素及びスリーブシャフトの下方の対称的な半分の部分を省略することによって簡略化しているということを認識すべきである。
図8は、マルチレンジの流体力学的トランスミッション90に関連する本願発明のさらに別の実施例を示しており、それは、ホイールローダータイプの構造の車両のような建設車両において特別な実用性を持つ。そのような車両は一般的に後退方向の場合と同様に前進方向においてしばしば加速されるので、本願発明に係るその実施例のトランスミッション90は、３つの前進方向レンジと３つの後退方向レンジとを提供する。
その性能を達成するために、４つの衛星歯車の組、つまり、概略100で示す逆転複合歯車の組、概略102で示す入力衛星歯車の組、並びに概略104及び106で示す複合衛星歯車の組を備える。上述のトランスミッションの実施例に示すように、トランスミッションの入力シャフト22は油圧伝導（HSP）ユニット4を駆動する。中間シャフト92が平歯車93及び94を経由してトランスミッション入力シャフトを外れて駆動される。この中間シャフトから、逆転衛星歯車の組100の太陽歯車S4が、平歯車95及び96を経由して中間シャフトから外れて駆動される。衛星歯車の組100の複合衛星歯車キャリアC4は平歯車の組97−98を経由して第2の中間シャフト99に接続されている。また、その第2の中間シャフトはクラッチCL4駆動及び平歯車の組107−108を経由して衛星歯車の組106の太陽歯車S3を駆動するように接続されている。衛星歯車の組100のリングギヤF4はブレーキB4に選択的に接地され、また、クラッチCL5を経由してキャリアC4にも選択的に結合される。複合キャリアC4はまた衛星歯車の組102の太陽歯車S1にも結合される。ブレーキB5はその衛星歯車の組のリングギヤR1を選択的に接地するが、キャリアC1は衛星歯車の組104のキャリアC2と衛星歯車の組106のリングギヤR3との両方に結合される。ブレーキB6はキャリアC1、C2の相互連結及びリングギヤR3を選択的に接地する。衛星歯車の組102のリングギヤR2は衛星歯車の組106のキャリアC3及びトランスミッションの出力シャフト10と接続される。ブレーキB7は衛星歯車の組106の太陽歯車S3を選択的に接地する。
図10は、トランスミッション90の3つの前進方向レンジ及び3つの逆方向レンジの各々におけるトランスミッション90を作動するように係合する様々なブレーク及びクラッチを示すとともに、各トランスミッションを経由して加速するための油圧伝導ユニット4のストロークと各トランスミッションのレンジにおける対応する速度比率とを示す。
簡潔さのために、図1Aのトランスミッション2を規定するようなレバー類推分析図は省略した。それは、当業者は上記のように図2A−図2Gに示す方法でトランスミッション90に対してその分析を実行することができるからである。
図８からは、逆方向の衛星歯車の組100の太陽歯車S4は中間シャフト92及び平歯車の組95−96を経由して前進方向に連続的に駆動されるということがわかるであろう。図10に示すように、トランスミッション90をその第1の前進方向レンジにシフトするために、クラッチCL5及びブレーキB7が係合する。クラッチCL5は逆転衛星歯車の組100のキャリアC4及びリングギヤR4を相互接続していることがわかる。そのため、それらの2つの歯車要素は同一の前進方向の速度で太陽歯車S4によって駆動される。その前進方向の速度での駆動は平歯車の組97−98を経由して第2の中間シャフト99を駆動するように供給される。しかし、クラッチCL4の係合は解除されているので、機械的な入力は衛星歯車の組106の太陽歯車S3には供給されない。むしろ、その太陽歯車はブレーキB7によって第1の前進方向レンジに接地される。衛星歯車の組102の太陽歯車S1も逆転衛星歯車の組100のキャリアC4に結合されているので、それらの2つの歯車要素は同一の前進方向速度で駆動される。衛星歯車の組104の太陽歯車S2は、油圧伝導ユニット4の出力によって駆動され、次に、油圧伝導ユニットがアップストロークされるにつれて、キャリアC1、C2及び衛星歯車の組106のリングギヤR3を増加した前進方向速度で駆動する。
衛星歯車の組106の太陽歯車S3はブレーキB7によって接地されているので、その歯車要素は旋回点として機能し、その周りを、衛星歯車の組104及び106を表す組み合わせられたレバー（図示せず）が、油圧伝導ユニットの出力の増加速度に応答してスイングする。一般的に接続されたリングギヤR2、キャリアC3及び出力シャフト10の前進方向の速度は、油圧伝導ユニットがゼロパーセントから典型的な９５％の最大ストロークに向かってストロークされて第1の前進方向レンジを通じて加速されるようになるにつれて、増加する。
第1のレンジから第2のレンジにシフトするためには、図10に見られるように、ブレーキB5が係合するときにブレーキB7の係合を解除する一方、クラッチCL5を係合された状態に保持する。図8からわかるが、太陽歯車S3は解放され、リングギヤR1にはブレーキが掛けられる。太陽歯車S1は、続けて、衛星歯車の組100を経由する中間シャフト92からの機械的入力によって、前進方向に駆動されるので、キャリアC1の前進方向の速度は、衛星歯車の組104及び106を表す組み合わされたレバー上にキャリアC2点を支点として確立する。油圧伝導ユニットが、９５％から０％に向けてダウンストロークされるにつれて、組合せレバー（図示せず）は、その支点を中心に旋回し、それにより、結合されたリングギヤR2、キャリアC3、及び出力シャフト10の前進方向速度は、第2の前進方向速度レンジを通じて加速されることになる。その第2の前進方向レンジでの動作は、図2Cに図示したような図1Aのトランスミッションの第2のレンジに関して上で説明した動作に相当するということがわかるであろう。
第3の歯車へのシフトには、ブレーキB5の係合の解除と、クラッチCL4の係合とが含まれる（図10）。第1及び第2の前進方向レンジの間も係合されたクラッチCL5を経由して中間シャフト99に供給された前進方向への駆動は、係合されたクラッチCL4を経由して太陽歯車S3に入力される機械的として供給される、ということがわかるであろう。その結果、太陽歯車S3は、衛星歯車の組104及び106を表す組合せレバーに対する旋回点を効果的に確立するような前進方向速度で駆動される。従って、油圧伝導ユニット4のストロークが０％から最大ストローク、例えば、１００％に向かって増加するときには、その組合せレバーは、その確立された旋回点の周りを、リングギヤR2及びキャリアC3の前進方向速度をさらに増加させる方向にスイングし、それにより、出力シャフト10は第3の前進方向レンジを通じて車両を加速する。
3つの逆方向レンジに対するトランスミッション90の調整をするためには、ブレーキB4を係合して逆方向衛星歯車の組100のリングギヤR4を接地する。第1の逆方向レンジにシフトするには、ブレーキB6をブレーキB4と同時に係合させて結合されたキャリアC1、C2及びリングギヤR3を接地する。3つの前進方向の構成の場合と同様に、逆方向衛星歯車の組100の太陽歯車S4は、中間シャフト92から供給された機械的入力によって前進方向に続けて駆動される。しかし、リングギヤR4を接地すると、太陽歯車S4への前進方向への駆動により、キャリアC4を逆方向に駆動し、さらに、その逆方向の駆動は、平歯車の組97−98を経由して中間シャフト99に供給される。複合キャリアC4は、衛星歯車の組102の太陽歯車S1も逆方向に駆動する。ブレーキB6によって、結合されているキャリアC1、C2及びリングギヤR3を接地すると、キャリアC2を表す点が確立され、衛星歯車の組104及び106を表す組合せレバー上のリングギヤR3は支点として確立される。太陽歯車S2への油圧入力の速度が、油圧伝導ユニット4を０％ストロークから上方に向けてストロークすることによって高められると、その組合せレバーが、結合されたキャリアC3及びリングギヤR2を逆方向に回転駆動するような方向に、その支点の周りにロックされ、その結果、出力シャフト10が、油圧伝導ユニット4をストロークすることによって決定される無段階変速可能速度で逆方向に駆動される。この説明は、図1Aにおけるトランスミッションの単一の逆方向レンジでの操作及び図2Gのレバー図解の説明に対応するということに気がつくであろう。
ブレーキBの係合を解除するとともにクラッチCL4を係合することによってトランスミッション90の第2の逆方向レンジが確立されるが、ブレーキB4は係合されたままである。これは、図8に示されており、それにより、中間シャフト99への逆方向の機械的駆動が太陽歯車S3に供給される。それにより、太陽歯車S3が、衛星歯車の組104及び106を表す組合せレバー上の旋回点として確立され、油圧伝導ユニット4が０％ストロークに向けて下方にストロークされるときに、その旋回点の周りを、そのレバーが、結合された歯車R2、キャリアC3及び出力シャフト10の逆転方向の速度を増加する方向にスイングする。
最後に、第3の逆方向レンジにおいては、ブレーキB5がブレーキB4と同時に係合する。図8からわかるように、ブレーキB5はリングギヤR1を接地する。太陽歯車S1は逆方向に続けて駆動される一方、リングギヤR1は接地されるので、キャリアC1は、旋回点として、キャリアC2及びリングギヤR3を表す組合せレバー点を確立する。次に、油圧伝導ユニット4が太陽歯車S2へのその前進方向駆動の速度を増加するように上方に向けてストロークされると、組合された衛星歯車の組104、106のレバーは、その点の周りを、リングギヤR2、キャリアC3及び出力シャフト10に生じた逆方向の速度を増加する方向、つまり、第3の逆方向レンジを通じて加速する方向に旋回される。
逆転衛星歯車の組100の複合衛星歯車キャリアC4によって、各前進方向レンジにおける速度及びトルクは、図10に示すように、各対応する逆方向レンジにおける速度及びトルクと本質的に等しくなるように設定することができる。
図9のトランスミッションの概略は、図8のトランスミッション90に相当するが、図9のトランスミッションは、機械的入力パワーを逆転衛星歯車の組100の太陽歯車S4に供給するために用いられる短い中間シャフト92を除くように再構成されている点が異なる。したがって、図9の別の実施例は、図8のトランスミッション90に関して説明したのと同様な方法で3つの前進方向及び3つの逆方向速度のレンジを持つように改良されている。
上記の説明から、本願発明は、エンジンパワーを正確に出力負荷に整合させるように、トランスミッション比を変えることによって、最も効果的な方法で、自動車を推進させることができるような、連続的に変更できる多数レンジの同期シフトトランスミッションを提供する。実際には、車両が停止状態から最大速度まで加速されるときに、エンジンパワーを最大の作動効率のエンジン点に保持することができる。さらに、本願発明に係るトランスミッションの実施例は、全体的な作動レンジにわたって、滑らかでかつ無段階のパワー流れを、車両の駆動装置に循環させることなくかつ衝撃的な負荷を与えることなく供給する。従って、本願発明は、エンジンパワーを正確に可変出力負荷に整合させて、最適な燃費、加速及び総合的な車両性能を達成するような可能性を提供する。
【図１Ａ】
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【図１Ｂ】
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【図１Ｃ】
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【図２Ａ】
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【図２Ｂ】
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【図２Ｃ】
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【図２Ｄ】
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【図２Ｅ】
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【図２Ｆ】
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【図２Ｇ】
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【図３】
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【図１０】
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【図４】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図８】
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【図９】
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