JP2000505179A - 自動車用マルチレンジ流体力学的トランスミッション - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 流体力学的トランスミッションが自動車エンジンから分割入力を受取る。一方の分割入力は油圧パワーユニットを駆動し、他方の分割入力は機械的パワーユニットを駆動する。無段階可変の油圧パワーユニット出力は、機械的パワーユニットにおいてその分割入力パワーの多数の比率で組み合わされて流体力学的出力のパワーの多数の比率を達成し、それにより、多数のトランスミッションレンジを通じて自動車を静止状態から最大速度までなめからに加速することができる。それらのレンジの間には同期シフトが行われる。

Description

【発明の詳細な説明】 自動車用マルチレンジ流体力学的トランスミッション発明の技術分野 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。 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IＡ 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 導ユニツトは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様々な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R 1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CLI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、無段可変 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、Be nford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IB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R 3'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V 1（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1 A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、クラツ 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CL 1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CL 3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1 6、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１０ ０％（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、油圧伝導の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１ ００％、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出願第08／380,269号及び第0 8／423,069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出 願第08／543,545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、エンジン速度は減少する。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、油圧ポンプ72とモータ78ユニットの 間の斜板ポート84aを通る加圧された流体のポンピングされた交換分は、出力の 油圧トルクとして、カップリング86によって出力シャフト76に結合されるような 斜板84に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C 4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1 06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。 本願発明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、さらに、上 述した本願発明の実施例の構成において、本願発明の意図及び範囲を逸脱するこ となく、多大な改変及び多大な変更を行うことができるということを当業者は認 識するであろう。 本願明細書及びここに開示した本願発明の実施例を考慮すると、当業者には、 本願発明の他の実施例は明白であろう。明細書及び実施例は例示ためだけのもの であり、本願発明の真の範囲及び意図は請求の範囲から解釈されるべきであると 考える。

【手続補正書】特許法第１８４条の８第１項 【提出日】１９９８年３月１２日（１９９８．３．１２） 【補正内容】 明細書 自動車用マルチレンジ流体力学的トランスミッション発明の技術分野 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(5 6)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問に、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、無段可変 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カ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、Be nford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1 A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V1 0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。クラツチ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そ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それの実線の位置（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CL 1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CL 3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-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１０ ０％（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、油圧伝導の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１ ００％、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5,542,3 36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ツ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、エンジン速度は減少する。しかし、オペレータがぺ 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 、それそ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、油圧ポンプ72とモータ78ユニットの間の 斜板ポート84aを通る加圧された流体のポンピングされた交換分は、出力の油圧 トルクとして、カップリング86によって出力シャフト76に結合されるような斜板 84に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ツチ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CL 4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。 請求の範囲 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 よる制御のために機能的に接続されて、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(C 2)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(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(7 0)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)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の多数レンジの流体力学的トランスミッション。 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が、さらに 、前記コントローラ(70)によって作動される第２のブレーキ(B3)を備えていて、 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 じさせるトランスミッション。 3. 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が、さらに 、前記コントローラ(70)によって作動される第３のブレーキ(B2)を備えていて、 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トランスミッ ション。 4. 請求項３のトランスミッションにおいて、前記レンジシフト手段が、さらに 、前記コントローラ(70)によって作動される第１のクラッチを備えていて、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トラン スミッション。 5. 請求項４のトランスミッションにおいて、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。 6. 請求項４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)であるトランスミッショ ン。 7. 請求項６のトランスミッションにおいて、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の衛星歯車の組(18)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)を含むトランスミッション。 8. 請求項７のトランスミッションにおいて、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。 9. 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)であるトランスミッション。 10．請求項９のトランスミッションにおいて、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)を含ん でおり、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。 11．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)であるトラ ンスミッション。 12．請求項４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)によって作動される第２のクラッチ(CL2)を備えていて 、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 生じさせるトランスミッション。 13．請求項１２のトランスミッションにおいて、前記レンジシフトは、さらに、 前記コントローラ(70)によって作動される第３のクラッチ(CL3)を備えていて、 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 じさせるトランスミッション。 14．請求項１３のトランスミッションにおいて、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。 15．請求項４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、該斜板が、前記油圧ポンプとモータユニット との間で該斜板のポートを通る作動流体のポンピングされた交換分を収容するよ うに機能的に配置されており、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って、旋回軸線の周りに調整可能であるくさび状の斜板(8 4)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。 16．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。 17．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が、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)を備えており、 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)とを備えており、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(7 0)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)を接地するとともに、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(1 0)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)とを備えるトラン スミッション。 18．請求項１７のトランスミッションにおいて、 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の前進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、 前記トランスミッションコントローラ(70)は、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。 19．請求項１８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)のリングギヤであるトランスミッション 。 20．請求項１８のトランスミッションにおいて、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(20,76)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、該斜板が、前記流体力学的ポンプとモータユ ニットとの間で該斜板のポート(84a)を通る作動流体のポンピングされた交換分 を収容するように機能的に配置されており、該斜板は前記出力シャフトとトルク 結合関係(86)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って、旋回軸線の周りに調整可能 であるくさび状の斜板と、 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。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 1. 車両用の多数レンジの流体力学的トランスミッションであって、 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 ン比率を提供する油圧伝導ユニットと、 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、 該第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、前 記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、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、 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 ランスミッション。 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が第１のブ レーキを備えており、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 ラによって作動されて前記第２及び第３の衛星歯車の組の前記第６の歯車要素 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液圧出力の無段階変速可能速 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トランスミッション。 3. 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が、さらに 、前記コントローラによって作動される第２のブレーキを備えていて、前記第 １の衛星歯車の組の前記第３の歯車要素及び前記第２及び第３の衛星歯車の組 の前記第４の歯車要素を接地し、それにより、１：０以外のトランスミッショ ン比の前記液圧出力の無段階変速可能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階変速の出力を生じさせるトラ ンスミッション。 4. 請求項３のトランスミッションにおいて、前記レンジシフト手段が、さらに 、前記コントローラによって作動される第３のブレーキを備えていて、前記第 １の衛星歯車の組の前記第２の歯車要素を接地し、それにより、前記液圧出力 の無段階変速可能速度に正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階変速の出力を生じさせるトランスミッシ ョン。 5. 請求項４のトランスミッションにおいて、前記レンジシフト手段が、さらに 、前記コントローラによって作動される第１のクラッチを備えていて、前記第 ６の歯車要素を前記第２の機械的入力に結合し、それにより、前記液圧出力の 無段階変速可能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トランスミッショ ン。 6. 請求項５のトランスミッションにおいて、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及 び第３のブレーキ並びに第１のクラッチ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 。 7. 請求項５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 歯車で、前記第２の歯車要素は第１のリングギヤで、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で、前記第５の歯車要素は第 ２の太陽歯車で、前記第６の歯車要素は第２のリングギヤで、前記第７の歯車 要素は第３の衛星歯車キャリアであるトランスミッション。 8. 請求項７のトランスミッションにおいて、前記第２の衛星歯車キャリアは前 記第２の衛星歯車の組に含まれており、該第２の衛星歯車の組は、さらに、前 記第３の衛星歯車の組に含まれた第３の衛星歯車キャリアに固定的に接続され ている第３のリングギヤを含むトランスミッション。 9. 請求項８のトランスミッションにおいて、前記第３の衛星歯車の組は、前記 第２の衛星歯車の組に含まれた第２の太陽歯車に固定的に接続されている第３ の太陽歯車を含むトランスミッション。 10．請求項５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 歯車で、前記第２の歯車要素が第１のリングギヤで、前記第３及び第４の歯車 要素はそれぞれ第１及び第２の衛星歯車の組の第１及び第２の衛星歯車キャリ アで、前記第５の歯車要素は第２の衛星歯車の組の第２の太陽歯車で、前記第 ６の歯車要素は第３の衛星歯車の組の第３の太陽歯車で、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であるトランスミッション。 11．請求項１０のトランスミッションにおいて、前記第２の衛星歯車の組は、第 ３の衛星歯車キャリアに固定的に接続された第２のリングギヤを含んでおり、 前記第３の衛星歯車の組は、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。 12．請求項５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 歯車で、前記第２の歯車要素は第１のリングギヤで、前記第３及び第４の歯車 要素は、それぞれ、前記第１の衛星歯車の組の第１の衛星歯車キャリア及び前 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で、前記第５の 歯車要素は前記第３の衛星歯車の組の第２の太陽歯車で、前記第６の歯車要素 は前記第３の衛星歯車の組の第３の太陽歯車で、前記第７の歯車要素は前記第 ３の衛星歯車の組の第２のリングギヤと前記第２及び第３の衛星歯車の組の複 合衛星歯車キャリアとの組合せであるトランスミッション。 13．請求項５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 、前記コントローラによって作動される第２のクラッチを備えていて、第３の 歯車比で前記第２の歯車要素を前記第２の機械的入力に結合し、それにより、 油圧入力の無段階変速可能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 じさせるトランスミッション。 14．請求項１３のトランスミッションにおいて、前記レンジシフトは、さらに、 前記コントローラによって作動される第３のクラッチを備えていて、第４の歯 車比で前記第６の歯車要素を前記第２の機械的入力に結合し、それにより油、 圧出力の無段階変速可能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 させるトランスミッション。 15．請求項１４のトランスミッションにおいて、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までのブレーキ並びに第１から第３までのクラッチを作動させるこ 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。 16．請求項５のトランスミッションにおいて、油圧伝導ユニットは、 前記第１の機械的入力を接続状態にする入力シャフトと、 軸線を持っていて液圧出力が引き起こされる出力シャフトと、 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と、 固定の油圧モータユニットと、 くさび状の斜板であって、該斜板が、前記油圧ポンプとモータユニットとの 間で該斜板のポートを通る作動流体のポンピングされた交換分を収容するよう に機能的に配置されており、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って、旋回軸線の周りに調整可能であるくさび状の斜 板と、 前記トランスミッションコントローラ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。 17．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 の歯車比は等しく、前記第３の衛星歯車の組の歯車比よりも＋１まで大きいト ランスミッション。 18．車両用多数レンジの流体力学的トランスミッションであって、 オペレータ入力命令を受取るトランスミッションコントローラと、 車両エンジン及び第１の出力シャフトへの接続のための第１の入力シャフト を持つ油圧伝導ユニットであって、前記流体力学的トランスミッションが前記 トランスミッションコントローラに機能的に接続されて、第１の入力シャフト の速度と該第１のシャフトへの液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生じさせる油圧 伝導ユニットと、 最初の駆動部への接続を推進する第２の入力シャフトと出力パワーを少なく とも１つの車両駆動ホイールに分配するために接続される第２の出力シャフト とを備える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の入力シャフトに接続された第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、 該第１の衛星歯車の組の第２の歯車要素に接続された第４の歯車要素と第５ 及び第６の歯車要素と第２の衛星歯車の組と、 前記第１の出力シャフトへの液圧出力を受取るように接続された第７の歯車 要素と、前記第２の衛星歯車の組の第５の歯車要素に接続された第８の歯 車要素と、前記第２の出力シャフトに接続された第９の歯車要素と、第２の歯 車比で前記第１の衛星歯車の組の第２及び第３の歯車要素に接続可能な第１０ の歯車要素と、前記第９の歯車要素及び前記第２の出力シャフトに共通して接 続された第１１の歯車要素と、前記第２の衛星歯車の組の前記第８の歯車要素 及び第５の歯車要素に共通して接続された第１２の歯車要素とを持つ第３及び 第４の衛星歯車の組を含む組合せ歯車機構と、 オペレータ入力命令に応答して前記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から第４までの衛星歯車の組の内の選択された第１から第 １２までの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、複数の前進方向速度のレンジの各々及び対応する複数 の逆方向速度のレンジの各々において、前記第２の出力シャフトに、無段階変 速可能速度の出力を生じさせ、前記対応する複数の前進方向及び逆方向速度の レンジがトランスミッションのニュートラルで分離されているようなレンジシ 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。 19．請求項１８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、 協調して前記トランスミッションコントローラによって作動される第１のブ レーキ及び第１のクラッチであって、前記第１２の歯車要素を接地するととも に第１の衛星歯車の組の第２及び第３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 ルを達成して前記第１の出力シャフトにゼロの液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の前記第１の出力シャフトへの無段階 可変の液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第２の出力シャフトに無段階可変の出力速度を生じさせ る第１のブレーキ及び第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のクラッチと協調し て作動される第２のブレーキであって、前記第２の衛星歯車の組の第６の歯車 要素を接地するとともに、前記第１の衛星歯車の組の前記第２及び第３の歯車 要素を相互に連結し、それにより、前記第１の出力シャフトへの無段階の可変 な液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第２の 出力シャフトに無段階の可変出力速度を生じさせる第２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協調して作動される第３及び 第４のブレーキであって、結合された第４、第８、及び第１２の歯車要素と第 ３の歯車要素とをそれぞれ接地し、前記第１の出力シャフトへの無段階可変の 液圧出力速度と正方向に関係して第１の逆方向のトランスミッションレンジに おいて前記第２の出力シャフトに無段階可変の出力速度を生じさせる第３及び 第４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４のブレーキと協調し て作動される第２のクラッチであって、前記第１２の歯車要素と前記第２の歯 車要素とを相互連結するとともに、前記第３の歯車要素を接地し、それにより 、前記第１の出力シャフトへの無段階可変の液圧出力速度と逆方向に関係して 第２の逆方向のトランスミッションレンジにおいて前記第２の出力シャフトに 無段階可変の出力速度を生じさせる第２のクラッチとを備えるトランスミッシ ョン。 20．請求項１９のトランスミッションにおいて、 前記トランスミッションコントローラは、前記第１及び第２のクラッチを協 調して作動して前記第１の出力シャフトへの無段階可変の液圧出力速度と正方 向に関係して第３の前進方向速度レンジにおいて前記第２の出力シャフトに無 段階可変の出力速度を生じさせ、さらに、 前記トランスミッションコントローラは、前記第２及び第４のブレーキを協 調して作動して前記第１の出力シャフトへの無段階可変の液圧出力速度と正方 向に関係して第３の逆方向レンジにおいて前記第２の出力シャフトに無段階可 変の出力速度を生じさせるトランスミッション。 21．請求項２０のトランスミッションにおいて、 前記第１、第２、及び第３の歯車要素は、それぞれ、前記第１の衛星歯車の 組の太陽歯車、衛星歯車キャリア、及びリングギヤであり、 前記第４、第５、及び第６の歯車要素は、それぞれ、前記第２の衛星歯車の 組の太陽歯車、衛星歯車キャリア、及びリングギヤであり、 前記第７、第８、及び第９の歯車要素は、それぞれ、前記第３の衛星歯車の 組の太陽歯車、衛星歯車キャリア、及びリングギヤであり、 前記第１０、第１１、及び第１２の歯車要素は、それぞれ、前記第４の衛星 歯車の組の太陽歯車、衛星歯車キャリア、及びリングギヤであるトランスミッ ション。 22．請求項２１のトランスミッションにおいて、前記第１の衛星歯車の組の前記 衛星歯車キャリアは複合の衛星歯車キャリアであるトランスミッション。 23．請求項２０のトランスミッションにおいて、前記油圧伝導ユニットは、 前記第１の入力シャフトによって駆動される流体力学的ポンプと、 固定された流体力学的モータユニットと、 くさび状の斜板であって、該斜板が、前記流体力学的ポンプとモータユニッ トとの間で該斜板のポートを通る作動流体のポンピングされた交換分を収容す るように機能的に配置されており、該斜板は前記第１の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 記第１の出力シャフトと直交するように横切って、旋回軸線の周りに調整可能 であるくさび状の斜板と、 前記トランスミッションコントローラ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。