JP2011522188A - 可逆可変変速機−ｒｖｔ - Google Patents

Abstract

本発明は自動車、バス、トラック、オフロード車、リフトトラック、伸縮ブーム式ハンドラ等のような車両用の新しいタイプの可逆可変変速機を提供する。代替的に、本変速機は風車等のようなシステムにおいて、また、動力を可変速度で伝達する必要がある他の工業用途において使用することができる。
【選択図】図２

Description

本発明は変速機（gearboxes/transmissions）の分野に関する。特に、本発明は自動車、バス、トラック、オフロード車、リフトトラック、伸縮ブーム式ハンドラ等のような車両用の新しいタイプの可逆可変（reversible variable）変速機を提供する。代替的に、本変速機は風車等のようなシステムにおいて、また、動力を可変速度で伝達する必要がある他の工業用途において使用することができる。

本発明の利点は、理想の自動車変速機と現在利用可能な自動車変速機の矛盾点を示すことによって最善に説明することができる。

理想の変速機
理論的には、理想の自動車変速機は、車速がどのようなものであれ、いかなる所要動力レベルに関してもエンジンがその最高効率点で稼動するようにエンジン動力を車輪に伝達する。

エンジンは、ディーゼルエンジンの燃料消費率を示す図１０のグラフに示されるように、スロットルを深く踏み込んだときにその最高効率で稼動する。動力は、スロットルを変えるのではなくエンジン速度を変えることによって調整される。例えば、ハイウェイでの１２０ｋｍ／ｈ定速走行には約２５ＨＰしか必要とされない。その場合、最適なエンジン速度は最新エンジンに関して約１３００ＲＰＭである。その場合、所要の伝達トルク比は０．４４１であり、実際の変速機の典型的な比は最大比が０．９０〜０．６５で様々である。結論として、現行の変速機の比は最適なエンジン効率に十分なほど高くはない。

図１０は上述の記載について示すものである。既知の変速機に関して、自動車は１２０ｋｍ／ｈ、２４００ＲＰＭ、エンジンからのトルク７３Ｎｍで走行する。その場合、燃料消費率（ＳＦＣ）は２６５ｇ／ｋＷｈである。（低トルクエンジンの）理想の場合では、最高効率を得るのにエンジン速度をもっぱら１７００ＲＰＭに下げねばならない。その場合、エンジンは１０３Ｎｍを生成し、ＳＦＣは２２５ｇ／ｋＷｈである。これは１５％の省燃費である。これは例えば６．５ｌ／１００ｋｍ〜５．５ｌ／１００ｋｍの省燃費であり、伝達効率を考慮しない、エンジン運転点の改善によってのみ得られる。

発進には、理想の変速機はトルク比が無限大である必要がある。

自動車が依然としてゼロ速度であり、エンジン速度が少なくともアイドル速度である場合、伝達比は無限大でなければならない。スリップクラッチ又はスリップトルクコンバータを用いる現行の解決策は、毎発進時に多量のエネルギーを浪費する。

上記のことは、スロットル位置の急変更時及び急変更後にも絶えず当てはまることである（実際にはスロットル位置の変更は所要のエンジン動力の変更である）。

これは、比が即座に変わることが可能であるべきであることを意味する。自動車は最適な消費では一定の適度な速度で８５％のスロットルで走行するものとする。エンジンは少量の利用可能なエンジン動力しかもたらさない。加速が要求される場合、比を変更しなければ、エンジンは残りの１５％のスロットルでしか加速することができず、そのため、低動力は１５％しか増大することができない。したがって、所要のエンジン動力を得るのに迅速なダウンシフトが必要とされる、すなわち、変速機は、エンジンが最適な効率で所要の動力をもたらすエンジン速度まで加速するように比を迅速に変えねばならない。

理想的な変換機は環境を考慮せねばならず、リサイクル不可能な又は有毒な物質又はオイルを含んでいないべきである。

理想的な効率は１００％であり、サイズ、重量及びコストができるだけ抑えられ、信頼性及び耐久性が申し分のないものであるべきである。

実際の自動車変換機の制約
ＭＴ＝手動変速機（乾式クラッチを使用）
ＡＴ＝自動変速機（トルクコンバータを使用、場合によってはロックアップクラッチを装備）
ＤＣＴ＝ダブルクラッチ（湿式クラッチ又は乾式クラッチを使用）
ベルト式ＣＶＴ＝ベルト式連続可変変速機（Continuously Variable Transmission：無段変速機）（２つの円錐プーリ間にベルトを使用）
トロイダル式ＣＶＴ＝トロイダル式連続可変変速機（ハーフトロイダル式又はフルトロイダル式であり、プーリを使用）
ＨＳＤ＝静油圧駆動装置。これは、可変軸方向ピストンポンプを使用する油圧システムであり、エンジンと、変速機を駆動する又は車輪を直接駆動する可変油圧モータとによって駆動される。出力速度はゼロから或る特定の速度まで可変であり、弁を切り換えることによって回転方向を逆にすることができる。

（表１）

効率（ハイウェイ） 問題事項

ＭＴ 高効率
およそ８８％〜９７％ 燃料経済性（１）を高めるのにより多くのギア及びより 大きな開き（spread：間隔）を必要とする。より多くの ギアにより、必要とされるシフトが多すぎるため、ドラ イバを混乱させる。
ＡＴ 中効率
およそ８８％〜９２％ 燃料経済性（１）を高めるのにより多くのギア及びより 大きな開きを必要とする。より多くのギアにより、コス トがより高くなる。シフト時に効率が低い。より多くの シフトにより、燃料消費の改善が妨げられる。
ＤＣＴ 高効率
８９％〜９５％ 燃料経済性（１）を高めるのにより多くのギア及びより 大きな開きを必要とする。より多くのギアにより、コス トがより高くなる。より多くのギア→より多くのシフト →クラッチのより多くの使用→より多くのエネルギー散 逸。
ベルト式ＣＶＴ
低効率
８５％よりも低いか？ ベルトはスリップせずにトルクを伝達すべきであるが、 比を変更するのにスリップせねばならない。そのため、 比を変更する際に低効率となるか又は比の変更が遅くな る。プーリに高圧が必要とされ、これが高い油圧損失に つながる。

トロイダル式ＣＶＴ
低効率
８５％よりも低いか？ プーリはドリル作用（drilling motion）で互いに転動 する。このドリル作用により余儀なくマクロスリップが 生じる。このスリップは効率を下げ、散逸すべき必要の ある熱を生じる。
ＨＳＤ
非常な低効率
およそ７０％〜８０％ オフハイウェイ用に使用される場合が多い重機（ホイー ルローダー．．．）又は小型トラック。変速機がなけれ ば、許容可能な効率範囲内の最大速度比は低い。

（１）乗用車におけるギア比の典型的な数値の記録を参照：

（表２）

ＭＴ ＡＴ ＤＣＴ 最大ギア比
７０年代初期 ４ ３ １
（＋キックダウンにおいてのみ用いられる１速ギア）
８０年代、
９０年代 ５ ４ 約０．９０〜０．９５

２０００年〜
２００７年 ５〜６ ５〜６〜７ ６〜７ 約０．６５〜０．９０

結論：
ＭＴ、ＡＴ、ＤＣＴ：燃料消費を改善するのにより多くのギアを通常必要とするが、それ以上改善が可能でない実用限界がどこかしらある。最大比が依然として最適な燃料経済性に十分なほど高くはない。
ＣＶＴ：低効率；同様に最大比が依然として最適な燃料経済性に十分なほど高くはない。

したがって、上記に示した制約及び不都合点を解消する、改良型の変速機（gearbox or transmission）が必要とされている。

本発明は、以下に定義するいわゆる遊星バリエータ（planetary variator）を含む可逆可変変速機を提供する。

本発明は、伝達比を連続的に変化させることが可能な、可変又は可逆変速機用のサブシステムとして機能する、遊星バリエータ１３であって、
リングホイール１と、中心軸１２の周りに取り付けられた２つ以上の遊星２と、サンホイール３とから構成され、それにより、各部材、すなわち、リングホイール、中心軸及びサンホイールが他の変速機部材との相互作用部（interface：界面部）を形成すること、
リングホイールは、トラクトリックス曲線に従った形状の転動面を有する、中心軸の周りの軸対称体であり、また、転動面は牽引力及び圧縮力に耐えるように好ましくは硬化又はコーティングされること、
サンホイールは主としてリングホイールと同じであるが、トラクトリックス曲線の内径及び外径はリングホイールの内径及び外径とは異なり得ること、
遊星は、ラジアル軸受及びアキシャル軸受又はブッシュ８によって遊星フォーク４の周りに自由に回転可能に取り付けられた、牽引力及び圧縮力を伝達するように好ましくは硬化又はコーティングされた基本的に円錐状の転動面を有する遊星ホイール５から成り、また、上記円錐体の仮想頂点が遊星２のヒンジの軸線との中心軸９の軸線の交点と一致すること、
１つの遊星バリエータ１３の各遊星フォーク４はヒンジ継手８の周りを自由に回転することができ、該ヒンジ継手８の軸線は中心軸の軸線に対して垂直であり、遊星ホイールの平面に対して平行であり、また、各遊星フォーク及び各遊星ホイールは、遊星の軸線と中心軸の軸線との間の適用可能な傾斜角全てに対して互いに干渉しないように設計されること、
リングホイール、遊星及びサンホイールは互いに押し付け合わせられ、それにより、転動面が互いに接触し、また、接触圧力が所要トルクを伝達するのに十分に高いこと、
中心軸は、伝達比を変えるように、押付け力及び伝達トルクに対して規定速度で軸方向（長手方向）に移動すること、
リングホイール及びサンホイールのトラクトリックス曲線は双方とも、遊星ホイールの転がり接触点から中心軸の軸線とのヒンジの軸線との交点にかけての長さと同じ長さパラメータＬ（その場合、Ｌはトラクトリックス方程式＋／−ｘ＋ｃ＝Ｌ^＊（ｃｏｓα＋Ｉｎ∣ｔａｎ（α／２）∣）で用いられ、ここで、ｃは任意の定数であり、αは接触点の接線と中心軸の軸線との間の傾斜角である）を有すること、及び
基本的に円錐状である、遊星ホイールの転動面の形状は、接触圧力分布を最適化するように凸状にこの理論形状から若干逸脱すること、
を特徴とする、遊星バリエータを提供する。

本発明は、本発明による第１及び第２の遊星バリエータを備える、可逆可変変速機であって、
第１の遊星バリエータ１３ａのリングホイール１ａは、回転することはできないが双方の遊星バリエータの転がり接触全てを圧縮する予圧力によって軸方向移動することができるようにハウジング１４に接続されること、
双方の遊星バリエータの中心軸は１つの主軸１２に組み合わせられ、該変速機の入力軸１１に回転可能に接続され、双方向のステアリング力によって軸方向に移動可能であるが、入力軸は軸方向に移動しないこと、
第１の遊星バリエータ１３ａのサンホイール３ａは、第２の遊星バリエータ１３ｂのリングホイール３ｂに接続され、それにより、組み合わせられたリングホイール−サンホイールが変速機の中心軸回りに回転することができること、及び
第２の遊星バリエータ１３ｂのサンホイール３ｂが該変速機の出力軸に接続され、また、予圧力の反力がアキシャル軸受を通じてハウジングに伝達されること、
を特徴とする、可逆可変変速機をさらに提供する。

本発明は、本発明による可逆可変変速機であって、
リングホイール、サンホイール及び遊星の相対寸法は自動車用途に好適に選択され、これは、最大速度比が、エンジンが常にその最良効率点近くでその動力を伝えることができるほど高いことを意味し、特に、伝達比に関連する寸法は、第１及び第２のリングホイールの外径、第１及び第２のサンホイールの内径、遊星ホイールの有効径及びトラクトリックス方程式の長さパラメータＬであり、図示の例の得られた伝達速度比は２．２６６（絶対値）であり、これは概念に典型的な比の範囲を示すこと（伝達速度比は出力速度を入力速度で除算したものであり、効率損失は無視する）、
リングホイール、サンホイール及び遊星の相対寸法は自動車用途に好適に選択され、これは、後進の最大速度比が、適度なエンジン速度及び低ノイズで自動車を後進走行させるのに十分に高いことを意味し、特に、後進の伝達比に関連する寸法は、第１及び第２のリングホイールの内径、第１及び第２のサンホイールの外径、遊星ホイールの有効径及びトラクトリックス方程式の長さパラメータＬであり、図示の例の得られた後進の伝達速度比は０．６９５であり、これは、この概念に典型的な比の範囲を示すこと、及び
変速機の主軸を移動させることによって、伝達比が前進最大速度比から停止を超えて後進最大伝達比まで連続的に変化すること、
をさらに特徴とする、可逆可変変速機をさらに提供する。

本発明は、本発明による可逆可変変速機であって、
各転がり接触にかかる法線力は一方の予圧力によって生成され、ハウジングから、回転していない第１のリングホイールに作用し、また、反力が１つの軸受を通じて第２のサンホイールからハウジングに伝達されること、及び
主軸の位置を画定し、したがって伝達比も画定する、正味のステアリング力が、双方向のうち一方向に一方の力によって生成され、双方とも同じ速度で回転する入力軸から主軸に作用し、また、反力が軸受を通じて入力軸からハウジングに伝達されること、
をさらに特徴とする、可逆可変変速機をさらに提供する。

本発明は、本発明による可逆可変変速機であって、
説明されるような予圧力は、ハウジング及び第１のリングホイール間の１つ又は複数のピストン及びシリンダシステムによって生成され、単一の空気圧圧力又は油圧圧力によって作動するか、又は機械的予圧システムによって生成され、該機械的予圧システムは、変速機が速度比ゼロとなったときに駐車ブレーキとして使用することもできること、
ステアリング圧力は、双方向に作動することが可能な、入力軸及び主軸に組み入れられる、油圧式又は空気圧式ピストンシリンダシステムによって生成されること、及び
請求項４に記載のステアリング圧力を生成する油圧圧力又は空気圧圧力は、ピストンリングによって、又は種々の回転速度で回転する部品をシールするように設計されたシールによって、固定ハウジング及び回転入力軸間でシールされること、
をさらに特徴とする、可逆可変変速機をさらに提供する。

本発明は、自動車、トラック又は他のオンハイウェイ車若しくはオフハイウェイ車における、本発明による可逆可変変速機を制御するように意図される、油圧システム（system）であって、
１つのエンジン駆動ポンプを用いて油圧圧力及び油圧流を送達すること、
高圧アキュムレータ及び低圧アキュムレータを該方式に組み入れることであって、予圧ピストン３０及びステアリングピストン２８の加圧に低圧アキュムレータからの流体を高圧アキュムレータよりも優先的に用いること、
高圧アキュムレータを低圧アキュムレータよりも優先的にポンプによって充填すること、
減圧弁を用いて、予圧圧力及び前進駆動方向及び後進駆動方向のステアリング圧力を制御すること、
場合によっては、安全特徴部を予圧圧力ラインの２つの遮断弁によって加え、また、該遮断弁の一方が前進ステアリング圧力によって切り換えられ、他方が後進ステアリング圧力によって切り換えられることで、能動的ステアリング圧力の一方が特定のバイアス圧力を下回るとすぐに予圧圧力を排するようにすること、及び
上記安全特徴部は該油圧方式（scheme）から安全遮断弁３７を外すことによって単純化することができること、
を特徴とする、油圧方式をさらに提供する。

本発明は、自動車、トラック又は他のオンハイウェイ車若しくはオフハイウェイ車における、本発明による油圧弁を用いて、本発明による可逆可変変速機を制御するように意図される、ソフトウェアプログラムであって、
全てのエンジン動力レベルに対する最小燃料消費量を表す（エンジントルク対エンジン速度の）曲線を制御装置のメモリに格納すること、
ＰＩＤ制御装置が、最小燃料消費量の曲線から計算される所要のエンジン速度に等しいエンジン速度を得るように、主軸に接続されたステアリングピストンの速度を求めること、
ＰＩＤ制御装置によって提案される、ステアリングピストンの速度を、計算手順に基づいてミクロスリップ（microslip：微小な滑り）範囲内にとどめるように低減することができること、及び
主軸の軸に対する遊星の角度を確定する、予圧圧力及びステアリング圧力を、長手方向及び横方向のミクロスリップの公の理論に基づいて計算すること、
を特徴とする、ソフトウェアプログラムをさらに提供する。

本発明は、種々の可変変速機レイアウトにおける、本発明による１つ又は複数の遊星バリエータの組合せの使用であって、
遊星バリエータの各相互作用部、すなわち、リングホイール、中心軸及びサンホイールを、変速機の入力部、出力部、ハウジング、別の遊星バリエータとの相互作用部、又はオフセットギア若しくは遊星歯車システム等の任意の他の変速機部材に接続することができること、又は
種々の可逆可変変速機レイアウトを上述したように作製することができ、「可逆」という表現は、ここでは、入力回転方向に対する可変変速機の出力回転方向を連続的に変えることができ、該可変変速機の速度比は、トルクコンバータ又は摩擦ディスククラッチにおいて使用されるように、部材を（マクロ）スリップさせることなく非常な低速及び出力速度ゼロであっても画定されることを意味すること、
を特徴とする、使用をさらに提供する。

本発明は、本発明による可逆可変変速機であって、
転がり接触点が移動する変速機内部が不活性ガスで充填されるか、又は通常の空気並びに冷却及び潤滑用のスプラッシュ流体、又は霧状冷媒を含むガスで充填されること、及び
上記内部は、軸受用の潤滑油及び変速機の外部からシールされること、
をさらに特徴とする、可逆可変変速機をさらに提供する。

本発明は、本発明による遊星バリエータであって、
遊星の内側の軸受又はブッシュ用の潤滑油流は、場合によっては、各遊星の閉回路によって達成され、また、潤滑油が、該潤滑油を外方に圧送する、遊星の内側のベーンによって周りに圧送され、軸受又はブッシュを介してさらに導かれること、
遊星の内側の軸受又はブッシュの代替的な潤滑油流が、入力軸及び出力軸の軸受全てが含む主要な潤滑油流に組み入れられることによって達成され、該潤滑油流は中心軸からヒンジの１つ（特にヒンジピンの１つ）を介して取り入れられ、遊星の軸受を通って導かれ、他方のヒンジ（すなわち特に他方のヒンジピン）を介して流れて中心軸に戻ること、及び
別の代替形態が、遊星の軸受がグリースで潤滑されるか、又は、いかなる潤滑も必要としないハイブリッド軸受が使用されることであること、
をさらに特徴とする、遊星バリエータをさらに提供する。

本発明は、自動車、トラック、バス、オフロード車、草刈機、風力タービン、伸縮ブーム式ハンドラ、リフトトラック、又は動力が可変速度で伝達される必要のある任意の他の工業用途において、可変速度で動力を伝達するための、本発明による変速機の使用をさらに提供する。

本発明は、本発明の変速機、本発明による油圧システム及び本発明によるソフトウェアプログラムを含む、（可逆）可変変速機システムをさらに提供する。

遊星２と相互作用するリングホイール１又はサンホイール３の概略図である。Ｌは転動する円錐体の頂点から転がり接触点までの長さを表す。図１ａは互いに転動する２つの円錐を示す。双方の円錐はそれらの頂点が一致しているときにのみ互いに（軸位置が固定されている場合）転動することができ、その場合、摺動せずに転動のみ行う。図１ｂはリングホイール又はサンホイールの断面と、曲線上の種々の点における接線とを表す。図１ｃでは、よりよい視覚化のためにそれらの３つの点に遊星が加えられている。なお、Ｌは一定である。 同上 同上 主軸９に接続されている遊星２を備える、遊星バリエータの概略図である。遊星２がリングホイール１及びサンホイール３の上を転動する結果、サンホイールが或る特定の出力速度で回転する。主軸９に対する遊星２の軸線の傾きを変えることで、主軸９、遊星フォーク４、遊星ホイール５、遊星ラジアル軸受６、遊星スラスト軸受７、ヒンジピン８、中心軸９及び圧力逃し弁１０の一定速度に対する、相互作用するサンホイール３の出力速度が変わる。 本発明の可逆可変変速機の概略図である。図３ａは変速機における第１の遊星バリエータのその位置での拡大図を示し、図３ｂは変速機における第２の遊星バリエータのその位置での拡大図を示す。なお、第２のサンホイール３ｂは、変速機の長手方向における遊星バリエータの位置決め（摺動）に応じて、可変速度で変速機の軸回りに回転し、それによって、主軸に対する遊星の軸線を変更し、その後、リングホイール１ａ及び１ｂとサンホイール３ａ及び３ｂとの相互作用を変更する。 同上 同上 遊星と、変速機の主軸へのその接続とを示す概略図である。 油圧方式の概略図である。 可逆可変変速機の代替的な実施形態の概略図である。 可逆可変変速機のさらに代替的な実施形態の概略図である。 可逆可変変速機のさらに代替的な実施形態の概略図である。 変速機を操作するのに必要とされるソフトウェアのソフトウェアブロック図である。 Brandstetter and Howard(1989）を適用した、ディーゼルエンジン及び従来の変速機の典型的な燃料消費率、すなわち、Ｆｏｒｄ２．５リットルＤ１ディーゼルエンジンに関する燃料消費率の従来技術の方式を示す図である。 停止からフルスロットル発進するシミュレーション結果を示す図である。 同上 同上 ５０ｋｍ／ｈ定速走行、その後のフルスロットルによる急加速のシミュレーション結果を示す図である。 同上 同上 遊星フォークの考えられ得る具現の三次元図である。

本発明の変速機はトロイダル式変速機と最良に比較することができる。ハーフトロイダル式又はフルトロイダル式変速機には、全開が制限されるという欠点がある。また、ハーフトロイダル式又はフルトロイダル式変速機は、トルクコンバータ又は別の発進用装置、並びにシフト機構及び逆駆動方向用ギアを必要とする。主要な欠点は遊星ホイール及びプーリがドリル作用を伴って互いに転動することであり、ドリル作用を伴うことは、それらの幾何学形状によって、駆動力の伝達中に転がり接触が余儀なくマクロスリップ（macro slip：過剰な滑り）となることを意味する。したがって、これらの転がり接触は、摩耗を低減すると共に熱を散逸させるために潤滑されねばならない。潤滑面は低摩擦係数を有する。接触面により駆動力を伝達するために、これらの面は互いに大きな力で押し付け合わされねばならず、そのため、大がかりな設計が必要とされる。マクロスリップの別の影響は、当然のことながら伝達効率がより低くなることである。

部材の説明
主として本発明の変速機は２つのいわゆる遊星バリエータから構成される。遊星バリエータは遊星歯車システムに匹敵する機械的サブシステムであるが、可変比を有し、ギアの代わりに転動面を有する。遊星バリエータは、転がり接触の際にドリル作用を伴わずに転動のみが行われるように設計される。本発明の変速機の用途では、転がり接触の接触圧力は、接触応力が許容可能な限界値内にとどまるように、また、接触圧力がマクロスリップを回避するのに十分なほど高いように制御される。

文献では、ミクロスリップは、２つの転動面が法線荷重を受けると共に（転動面に対して接線方向の）接線力を伝達することで接触領域においてそれらの２つの転動面が粘着するサブ領域が存在する状況として記載されている。このサブ領域外、ただし依然として接触領域内では、本体の弾性変形によりクリープが生じる。

マクロスリップは粘着接触（sticking contact）を有するこのサブ領域が存在しない状況である。マクロスリップ状況では、スリップの規模は制御可能ではない。

遊星バリエータ
遊星バリエータサブシステム（図２）は以下の部品から構成される：
リングホイール１
遊星２
遊星フォーク４
遊星ホイール５
ラジアル軸受６
スラスト軸受７
ヒンジピン８
中心軸９
サンホイール３

リングホイール１、サンホイール３及び中心軸９は全て、共通の回転軸線を有する。リングホイール１は予圧力５２により２つ以上の遊星２に軸方向に押し付けられる。遊星ホイール５はラジアル軸受６によって遊星フォーク４を中心に自由に回転することができる。遠心力と予圧力５２による力とがスラスト軸受７によって遊星フォーク４に伝わる。各遊星フォーク４は中心軸９と該遊星フォーク４とによって形成される平面内でヒンジピン８を中心に自由に回動することができる。各遊星２のヒンジ軸は同じ地点で中心軸９と交わる。遊星ホイール５はサンホイール３に押し付けられ、サンホイール３が予圧力５２に対する反力を伝える。

ホイールに対するヒンジの相対位置を変えることによって、伝達比が変わる。伝達比を変える際、横方向及び長手方向のクリープをミクロスリップ範囲に維持するために横方向の接触速度及び接触圧力を制御せねばならない。

リングホイール１及びサンホイール３
遊星２とのリングホイール１及びサンホイール３の双方の能動的な接触面は、特別な形状を有する軸対称面である。

２つの本体（遊星とリングホイール、遊星とサンホイール）の摺動のない転動を達成するために、それらの回転軸線とそれらの接触面における接線とが３つ全て一点で交わらねばならない。２つの円錐の頂点が一致している図１ａを参照のこと。接触面の一点が互いにスリップせずに転動する場合、全ての点が転動する。ドリル作用は生じない。

スリップのない転動を与える、サンホイール及びリングホイールの双方の曲線は、ｘｙ平面内でのその特性、すなわち、曲線のいかなる接線も中心のｘ軸と交わらねばならず、そのため、ｘ軸とのこの交点から接線点までの距離が定数Ｌであるようになっているという特性から解釈することができる。ｘ軸との交点はヒンジの位置である。したがって、曲線は以下の微分方程式の組によって得られる：
Ｌｓｉｎα＝ｙ
α＝ａｒｃｔａｎ（ｄｙ／ｄｘ）
式中：ｘは回転軸線を表す水平軸であり、
ｙはｘ軸に垂直な軸であり、
Ｌはヒンジから転がり接触点までの長さであり、
αはｘ軸との接線の角度である。

微分後：
＋／−ｘ＋ｃ＝√（Ｌ^２−ｙ^２）−Ｌ／２×Ｉｎ（（Ｌ＋√（Ｌ^２−ｙ^２））／（Ｌ−√（Ｌ^２−ｙ^２）））
又は：
＋／−ｘ＋ｃ＝Ｌ×（ｃｏｓα−１／２×Ｉｎ（（１＋ｃｏｓα））／（１−ｃｏｓα））
又は：
＋／−ｘ＋ｃ＝Ｌ×（ｃｏｓα＋Ｉｎ∣ｔａｎ（α／２）∣）
ここで、ｃは任意の積分定数である。

ｙ及びαを以下：
０≦ｙ≦Ｌ
０度≦α≦９０度
に限定することによって、ｘ軸回りの回転面を構成することができる。この面は、図１ｂに示し、曲線上の３つの任意の点における接線が接線点からｘ軸との交点までの長さＬでｘ軸と交わっている。図１ｃでは、これらの３つの点に遊星が加えられている。遊星のそのヒンジとの接触点の距離もまたＬであることで、ｘ軸に沿ったヒンジの全ての位置に関して転動のみの状況が果たされるようになっている。数学上、この曲線はトラクトリックス曲線として知られ、１６９３年にChristian Huygens及びClaude Perraultによって初めて記載されている。この曲線はたいてい別の数学的表現で定式化されるが、上記の式が本変速機における用途にはより実用的である。

実際には、上記面はその圧縮又は摩耗を補償するように理論上の面からは若干逸脱し得る。接触面の材料、硬度、粗さ、状態、コーティング及び潤滑流体又は潤滑ガスは、牽引及び摩耗を最適化するように選択される。そのような組成物は歯形技術及び加工工具の技術分野においてよく知られている。

リングホイール及びサンホイールは変速機内部でのそれらの機能及び変速機のタイプに応じて、回転を許可又は阻止、軸方向移動を許可又は阻止、また、部材を芯出しする特徴部を有する。リングホイール−遊星−サンホイールの組合せの種々の構成の幾つかの非限定的な例を図３及び図６〜図８に示す。これらの実施形態では、第１のリングホイールは回転不可能であるが、代替的な実施形態では、リングホイールは該リングホイールに対して転動する遊星を固定したまま回転することができる。さらなる代替的な実施形態では、リングホイール及び遊星は双方とも例えば種々の速度で互いに独立して回転することができる。実際には、上述に概説したようにリングホイール及びサンホイールとの遊星の軸対称接触面の概念が考慮される限り、いかなる構成も可能である。

使用する材料
好ましい実施形態では、回転部材（遊星及びホイール）は鋼又は焼入鋼（hardenedsteel：硬化鋼）から構成され、変速機のケーシングは例えばアルミニウムとすることができ、ベーン付きカバーを例えばアルミニウム又はプラスチックから構成することができる。必要とされる材料硬度、牽引要求及び耐摩耗性を維持することが可能な、当該技術分野において既知の任意の他の適した材料を用いることができる。

遊星及びホイールの相互作用面の表面のコーティングは例えばＡｌＴｉＮ（窒化チタンアルミニウム）、ＴｉＣＮ（炭窒化チタン）、ＴｉＮ（窒化チタン）又はＴｉＣｒＮ（窒化チタンクロム）から構成することができる。必要とされる材料硬度、牽引要求及び耐摩耗性を維持することが可能な、当該技術分野において既知の任意の他の適した材料を用いることができる。

遊星２
遊星バリエータは駆動力伝達用の２つ以上の遊星２を有する。好ましい実施形態では、図４に示すように１つの遊星バリエータにつき３つの遊星が存在する。転動面の接線がヒンジの中心と交わる。転がり接触点からヒンジまでの距離はＬに等しい、すなわち、この距離はホイール面の式におけるのと同じ長さＬである。
（ｉ）遊星ホイール５
遊星ホイール５の転動面は高いエッジの接触応力を回避するように頂部が凸状になっている（crowned）。リングホイール及びサンホイールの面の場合と同様に、接触面の材料、硬度、粗さ、状態及びコーティングは牽引及び摩耗に最適化される。
（ｉｉ）遊星フォーク４及びヒンジピン８
遊星フォーク４及びヒンジピン８は遠心力、予圧力５２及び駆動モーメントに対処するのに十分なほど強固に設計される。その一方で、遊星フォーク４は遊星２の傾斜角全てに対して互いの妨げとなることがないであろう。遊星フォークの設計は図２、図３及び図４に示す。三次元図は図１３に示す。１つの遊星バリエータの３つ全ての遊星フォークは全て同じである。遊星フォーク４の２つの脚部は遊星フォーク４の中心軸に対して互いに鏡像となる。
（ｉｉｉ）軸受及び潤滑
全ての軸受（６、７）はローラ軸受又は滑り軸受とすることができる。軸受を冷却及び潤滑するオイル流が遊星ホイール５内にベーンによって達成される。遊星ホイール５は常に、エンジンが稼動すると回転する。アイドル速度を下回ると圧力逃し弁１０が遠心力によって開き、エンジン停止前にばね力によって閉じる。この弁により、圧力増大することなくオイルが熱的に膨張することが可能となる。停止時、遊星２からのオイルにより、転がり接触する領域のうち概して別の潤滑を必要とするか又は潤滑を全く必要としない領域が汚染されることを回避せねばならない。当然のことながら代替的な潤滑システムが可能である。潤滑を用いないハイブリッドローラ軸受の使用も可能である。

遊星バリエータの用途
遊星バリエータは、遊星歯車システムと同様に、入力部、出力部、ハウジングとの接続部、別の遊星バリエータとの接続部、又は遊星歯車セット若しくはオフセットギア（offset gearing）等の他の変速機部材との接続部とすることができる３つの相互作用部を有する。１つ又は複数の遊星バリエータを用いる場合、場合によっては、他の変速機部材（遊星歯車又はオフセットギアセット等）と組み合わせて、可変変速機の種々のレイアウトを構築することができる。

可逆可変変速機
一般的なレイアウト
下記に説明すると共に図３及び図４に示す２つの遊星バリエータの組合せは、可逆変速機を達成する種々の方法の１つである。「可逆」とは、無段に、したがって速度比ゼロを超えて、出力回転方向を変えることができる変速機を意味する。

エンジンは変速機入力軸１１に直接接続されるか又はトーションダンパーシステムを介して接続される。この軸は、第１の遊星バリエータ１３ａの中心軸９ａに、双方の軸が互いに相対的に回転することができないように接続される。この中心軸９ａは入力軸１１に対して軸方向に摺動することができる。第１の遊星バリエータ１３ａの中心軸９ａ及び第２の遊星バリエータ１３ｂの中心軸９ｂは１つの変速機主軸１２に組み合わせられる。

第１の遊星バリエータのリングホイール１ａは、２つ以上のロケータピン３１によりハウジング１４に固定されることで回転することができないようになっているが、軸方向に移動することはできる。リングホイールは、制御された油圧圧力ｐＮによって第１の遊星バリエータの遊星２ａに押し付けられる。リングホイール１ａは伝達比が変わると軸方向に移動する。固定ロケータピン３１の代わりに、接線方向に作用すると共にハウジング１４と第１のリングホイール１ａとの間に取り付けられるばね及び減衰要素等の弾性要素とロケータピン３１を交換することによって、ねじり振動ダンパを組み入れることができる。その場合、これらの弾性要素は高い剛性により第１のリングホイール１ａの接線移動を可能にし、さらにより低い剛性により第１のリングホイール１ａの軸方向移動を可能にするものとする。

第１の遊星バリエータのサンホイール３ａは第２の遊星バリエータのリングホイール１ｂと一部品として接続される。この組み合わせられたサンホイール３ａ−リングホイール１ｂは、芯出しに軸受を用いずに第１の遊星バリエータ及び第２の遊星バリエータの遊星２ａ、２ｂによって芯出しされる。しかしながら、長い入力軸の振動を回避するために、又は「ニュートラル」（４．６．１を参照のこと）を形成するために、ラジアルブッシュ又はラジアル軸受１７をサンホイール３ａ−リングホイール１ｂと主軸１２との間に加えることができる。サンホイール３ａ−リングホイール１ｂは比が変わると軸方向に移動する。

第２の遊星バリエータの遊星２ｂもまた主軸１２に接続される。

第２の遊星バリエータのサンホイール３ｂは変速機の出力部である。サンホイール３ｂは軸受１８によって径方向に軸受１９によって軸方向に位置する。これらの軸受１８、１９は予圧力５２と、遊星２ａ、２ｂに作用するステアリング力５３、遠心力及びジャイロ力の軸方向成分とを伝達するように選択される。

用途分野
本変速機は乗用車用に考えられているが、その用途は以下に及び得る：
トラック：多くの比、低比（deep ratio）及び高比を高効率と共に必要とする。
オフハイウェイ
大型草刈機等の、登坂用の最低速（creeper speed）と、低速での良好な効率とが重要である用途
双方の駆動方向及び（前進２速ギアに匹敵する）比較的高速の後進にスムーズな低速の操作能力を必要とするリフトトラック
変化する接地抵抗とは独立して低速が制御可能でなければならない伸縮ブーム式ハンドラのような機械
変速機の「出力部」が非常に低速で回転するプロペラに接続され、「入力部」が発電機を駆動する風力タービン
動力が可変速度で伝達されねばならない他の工業用途。

本発明を以下の非限定的な実施例によって説明する。

本発明による変速機の一例の詳細
入力軸１１が軸受１５及び軸受１６によって支承される。軸受１５は遠心力と、ジャイロ力と、横クリープ力と、スプラインによる摩擦力とから生じる軸方向力に耐える。軸受１５、１６はオイル分配器２２に収容され、このオイル分配器２２はハウジング１４にボルトによって接続される。エンジンからの入力軸がスプライン軸要素によって変速機の主軸に連結され、並進軸方向移動を可能にするが、互いに対する回転は可能にしない。このように、入力軸１１からのトルクが長い内側スプラインを介して主軸１２の外側スプラインに伝達される。スプラインの代わりに、トルクを伝達すると共に（主軸の長手方向への）軸方向移動を可能にする代替物が可能である。主軸１２は入力軸１１の内側のブッシュ２０及び第２の遊星バリエータのサンホイール３ｂ内の別のブッシュ２１によって芯出しされる。これらのブッシュ２０、２１は径方向力によって負荷されず、主軸１２の芯出しのみを行って軸方向移動を可能にせねばならない。第１のブッシュ２０はスプラインに対して取り付けることを可能にするように分割される。第２の遊星バリエータのサンホイール３ｂは２つの軸受１８、１９に支承される。それらの一方は軸方向荷重を受ける。

軸受１５、１６、１８、１９及びブッシュ２０、２１用の潤滑油がハウジング１４からボアを介してオイル分配器２２に軸受１５及び軸受１６を通じて供給され、次にその流れが分流する。一部はブッシュ２０及びスプラインを流れ、次いで主軸１２の中央ボアを通る。他の部分はこれらの部材をオリフィスを通じて迂回し、中央ボア内の第１のオイル流と合流する。主軸１２の端部にて、ブッシュ２１及び２つのサンホイール軸受１８、１９を潤滑油流が流れる。潤滑油はハウジング１４内のボアを介して流れて油溜めに戻る。

各遊星の軸受６ａ、６ｂ、７ａ、７ｂの潤滑は閉回路として示されているが、代替的にヒンジピン８ａ、８ｂの内側の流路中のオイル流によって潤滑油回路内に組み入れられてもよい。この代替形態はヒンジピン８ａ、８ｂと遊星フォーク４ａ、４ｂとの間にシールを必要とする。閉回路設計では、流れが遊星ホイール５の内側のベーン３２によって生じ、オイルを外方に圧送する。入力軸が回転するとすぐに、遊星２もそれらの軸回りを回転し、したがって、オイルが軸受６及び７を循環する。潤滑の設計は、転がり接触点の潤滑流体又は潤滑ガスが軸受の潤滑油と混ざってはならないことを前提とする。この理由から、転がり接触を有する変速機内部は当然のことながら軸受用の潤滑油及び外部から完全にシールされる。

ハウジング１４及びオイル分配器２２もまたステアリング圧力ｐＳＦ及びｐＳＲのためにボアを２つ多く（2 more）含む。これらの圧力はオイル分配器２２と回転入力軸１１との間の３つのピストンリング２３によってシールされる。ステアリング圧力によってピストンリング２３を越えた漏洩オイルを潤滑油回路内に回収する。潤滑油回路はリップシール２４によって変速機の外側及び転動面の領域に対して完全にシールされる。シール管２５を介して、ステアリング圧力ｐＳＦ及びｐＳＲがシールされ、前進ステアリングシリンダ２６及び後進ステアリングシリンダ２７それぞれに送られる。

ブッシュ１７はドライ運転用、又は転がり接触のためのガス若しくは流体中での運転用の材料から作製される。通常運転ではこのブッシュ１７は主軸１２と接触しない。項目４．６．１を参照のこと。

本発明による変速機概念は以下の利点を有する：
接触面全てを互いに押し付け合わせる予圧力５２を生じさせるのに必要とされるピストン−シリンダシステム２９、３０が１つだけ存在する。このシリンダ３０は回転せず、そのため動的シールを必要としないことから油圧（又は空気圧）供給を容易にする。
ステアリングシリンダ２６、２７が主軸１２と同じ速度で回転する。そうでなければ、双方の軸方向に作用する大型軸受が必要とされるであろう。ステアリングピストン２８のシールは軸方向にのみ移動し、接線方向には移動しない。これらの大径及び高いエンジン速度では相対回転は不可能であろう。図３の図示のレイアウトでは、双方の遊星バリエータの中心軸９を移動させるのに、双方の軸方向に作用するステアリングピストン２８は１つしか必要とされない。
図３に示すように２つの遊星バリエータを組み合わせることによって、各遊星バリエータの伝達比は、前進駆動方向に非常に大きなオーバードライブ比が生じるように増幅される。別の利点は、後進駆動方向にも同様により高い伝達速度比が達成され、これにより後進駆動時に高いエンジン速度が回避されることである。
大きなトルク比（long torque ratio）（０．４４１）により、いかなる速度及びいかなる動力レベルでも最適なエンジン効率で自動車が走行することが可能となる。これにより、エンジンの燃料消費が１５％〜２０％低減する。図１０のエンジンのグラフも参照のこと。最新エンジンは低いエンジン速度で多量の動力を生成する。２５ＨＰ（約１１０ｋｍ／ｈ〜１２０ｋｍ／ｈ定速走行に十分である）が１３００ＲＰＭと低いエンジン速度に近い最適な効率で生成される。
この変速機概念のための制御のねらいはエンジンを常にその最適な効率で稼動させることである。これは、適度なエンジン動力でエンジンが非常に低速で稼動することを意味する。この状況はもっぱら、ドライバがスロットルを急に踏み込んだときに比を即座に変更することができる場合にドライバに受け入れられるであろう。比の変更は遊星ホイール５がリングホイール１及びサンホイール３に対して横移動（＝転動方向に対して垂直である）を行わねばならないことを意味する。これは、所与の比の変更のために克服すべき横方向距離が転動方向の長手方向距離に対して非常に短いためにこの横移動が十分に迅速になされ得ると同時に転がり接触がミクロスリップ状態内にとどまることから、問題はない。
トルク比は−１．４４（後進）から無限大に＋０．４４１（前進）に連続的に変化する。したがって、発進装置は必要とされない。発進時、スリップクラッチ又はトルクコンバータにおけるエネルギー散逸がない。この放熱がないことにより、燃料消費が０．１ｌ／１００ｋｍ〜０．１２ｌ／１００ｋｍ以上低減する。主クラッチ又はトルクコンバータがなければ、当然のことながらコスト及び重量も節減される。したがって、トルク比は無限大に連続的に変化するが、最大出力トルクはドライ表面での自動車のタイヤスリップ限界値に対応するトルクに制限される。速度比（＝出力速度を入力速度で除算したもの）に関して比を表すことはより容易である。その場合、速度比は、後進の−０．６９５からゼロを超えて最大ギア前進の＋２．２６８まで連続的に変化する。
発進装置（トルクコンバータ又はクラッチ）による、停止からの最大加速に関して、エンジンは最大トルク（又はタイヤスリップに差し迫るのに必要とされるトルク）を伝える速度にされねばならない。エンジンの加速には時間を要する。この時間中、最大駆動力は車輪では得られない。上記に説明したように速度比がゼロから変わる可変変速機を用いる場合、最大駆動力はエンジンのアイドル速度の時点で得られる。したがって、この最大駆動力はまさにスロットル踏み込み時にも得られる。下記のシミュレーションは、変速機が、エンジンがその最大動力に達する点まで最大駆動力を連続維持するのに十分なほど高速にエンジン速度を上げることができることを示す（最大駆動力はエンジン速度のこの点からスロットルペダルを床に完全に踏みつけている限り一定のままである）。
したがって、変速機は同様に待機状態にとどまることができ、部材のいかなるスリップもなく非常に低速に（前進又は後進）駆動することができる。効率は非常に低速でも高いままである。かかる低い比での走行は斜面、上り坂又は下り坂にほとんど影響を受けない（例えば斜面上での又は縁石につけての駐車時に非常に有用である）。この非常な低速度比はまた、滑りやすい表面又は雪に覆われた表面での発進時に実用的である。スリップクラッチを用いる従来の自動車では、駆動輪はトルク制御される。タイヤのグリップが駆動力を下回ると、駆動輪はクラッチが閉じるまで制御されずに加速する。雪に覆われた状態又は泥濘状態では、タイヤがピット内を自走し、そのため自動車が動かなくなる可能性がある。本発明の変速機を用いれば、駆動輪が速度制御され、所与の非常な低速で回転することができる。タイヤのグリップが下がっても、駆動輪が同じ低速で回転したままであることで、タイヤは接地グリップを回復することができる。この能力もまた、オフハイウェイ車又は四輪駆動車に非常に有用である。
変速機自体のシミュレーション効率は低い動力レベルでおよそ９９．４％である。この数字は機械的損失及び油圧損失を含む。フルスロットル加速時、この数字は９６％〜９７％に下がる。実際の変速機は最大トルクで最高効率を有するが、これは最新のハイパワー車では起こることが稀な状況である。本発明の変速機は低動力及びゼロ又は比の遅い変更時に最高効率を有すると考えられる。かかる駆動状況は何よりも燃料消費率の全体に寄与する。
高効率の結果、冷却システムが必要とされないか、又は稀な状況で小型のクーラーシステムを使用することになるにすぎない。ポンプ、クーラー、ファン、冷媒及び油圧制御部に限り、コスト及び重量が増え、環境におけるオイル漏れの危険性が高まる。さらに、クーラーポンプを駆動する動力が効率をさらに下げる。
シミュレーションは、（スロットルが急に踏み込まれたときに）伝達比が即座に変わることができるため、エンジントルク全体がエンジン自体の加速の際に消費されることを示す。当然のことながら、さらに迅速な比の変更は意味をなさない。これは、２００ｍｓ以内でエンジン動力をほぼゼロからフルパワーに増大させることを意味する（シミュレーションは１８００ｋｇの後輪駆動乗用車で３００ＨＰ、４００Ｎｍガソリンエンジンに対して行われた）。
要約すると、改善された全効率はおよそ１８％〜３０％であり、このうち
エネルギー効率の改善により１５％〜２０％、
ＭＴに対する本発明の伝達効率により２％〜７％
クラッチ又はトルクコンバータがないことにより１％〜３％である。
伝達速度比がゼロになると駐車ブレーキが容易に行われ得る（したがって、出力部が依然として待機状態にあると同時にエンジンが動力を伝えずに回転することができる）。機械的装置が予圧力５２として加えられると、この力はエンジンを切っても維持されることになる。このように、エンジンが稼動しているか否かにかかわらず、変速機出力部は回転することができない。
図１１は停止から発進のシミュレーションを示す。
図１２は５０ｋｍ／ｈ定速走行後の急加速をシミュレートしている。この図は、達成される自動車加速の程度を示す。

油圧制御
図５は、予圧力及びステアリング力を生成する油圧方法を示すが、これらの力は空気圧手段又は機械的手段によっても生成することができる。

油圧制御圧力が第１の遊星バリエータのリングホイール１ａの予圧力ピストン２９に作用して、遊星２ａ、２ｂとリングホイール１ａ、１ｂ及びサンホイール３ａ、３ｂとの間に法線力を生成する。予圧力ピストン２９及び予圧力シリンダ３０は回転しない。各接触面にかかる法線力は、接触ゾーンにおける長手方向及び横方向のクリープがミクロスリップ内にとどまるほど十分に大きくなければならない。持続的に、必要とされるよりもさらに高い圧力により、軸受及び接触面の寿命が短くなる。

比は、前進ステアリングシリンダ２６内のステアリングピストン２８に作用する前進ステアリング圧力ｐＳＦ、及び後進ステアリングシリンダ２７内のステアリングピストン２８のもう一方の側に作用する後進ステアリング圧力ｐＳＲによって制御される。このステアリングピストン２８及びステアリングシリンダ２６、２７は入力速度によって回転する。ステアリング圧力がなければ、遊星２ａ、２ｂにかかる遠心力が速度比ゼロの位置に主軸１２を引き寄せるため、伝達比は速度比ゼロになる。正味のステアリング力はソフトウェアによって制御される。遊星２ａ、２ｂにかかる遠心力が概して既に、前進ステアリング圧力ｐＳＦを単に低減するだけでシフトダウンするのに十分なほどの強さであるため、（前進駆動時の）迅速なダウンシフトはたいていの場合、ステアリング圧力からの油圧パワーを必要としない。遠心力が十分でない場合、迅速なダウンシフトは後進ステアリング圧力ｐＳＲによって支援される。

ソフトウェア制御
自動車用途の一例としてソフトウェアプログラムを説明する。

一般にＳＷは予圧力の圧力並びにステアリング圧力ｐＳＦ及びｐＳＲを制御せねばならない。安全性及び可制御性の理由から、ステアリングピストン２８の両側はいずれも常にゼロ圧とならず、一方の側のバイアス圧力が常に最小限となることが観察される。４．６．１を参照のこと。ＳＷの入力は、スロットル位置、必要とされる駆動方向、入力速度、出力速度、並びにエンジントルク及びエンジン効率マップである。場合によっては、ステアリングピストンの位置がフィードバック信号として用いられるであろう。

スロットル位置から所要エンジン動力レベルが分る。この所要エンジン動力レベルは効率マップと共に、所要エンジン速度を規定する。ＰＩＤ（又はＰＩＤ^２）制御装置を用いて、ＳＷは、エンジン速度が所要エンジン速度に向かって変わるようにステアリングピストン２８の速度の第１の提案を規定する。より詳細には、転がり接触の１つにマクロスリップが生じるのを防止すると共に自動車のスピン抑制制御が頻繁に干渉しすぎることを回避するように、伝送コンピュータが５つのステップで予圧力及びステアリング力を計算する。

ステップ１：
低車速時、所要動力をドライコンクリートでのタイヤのグリップの既知の値によって制限する。所要エンジン動力及びエンジンの燃料効率マップを用いて、所要のエンジン速度及びエンジントルクを計算する。次いで、ＰＩＤ制御装置がステアリングピストン２８の速度ｖＳを規定する。次いで、全ての幾何学パラメータ及び全ての（転動方向に関して長手方向及び横方向の）内部速度を計算する。実際の変速機入力トルクにより、転がり接触における長手方向力を計算する。

ステップ２：
予圧圧力ｐＮが最大であると仮定する。
ミクロスリップの理論により長手方向のクリープを計算する。全ての長手方向クリープがミクロスリップ内にある場合、制御装置は次のステップに移り、そうではない場合、入力トルクを低減せねばならない（後者は、変速機が過小設計であることを意味するため、起こってはならない）。

ステップ３：
ステアリング速度ｖＳが既に制御装置によって計算されており、予圧圧力ｐＮは最大であると仮定する。

既知の実際の入力トルク及び入力速度により、接触点の長手方向力が分る。ステアリング速度ｖＳにより転がり接触における全ての横方向速度も規定される。ミクロスリップの理論、既知の法線力及び横方向速度により、長手方向のミクロスリップを規定する。ミクロスリップの理論から、横方向のクリープも規定される。双方のクリープにより総クリープを規定する。

総クリープがミクロスリップ内にある場合、制御装置は次のステップに移り、そうではない場合、ステアリング速度ｖＳを新たなステアリング速度ｖＳに下げねばならない。

ステップ４：
ステアリング速度ｖＳの実際の提案及び実際の駆動力により、最小の予圧圧力ｐＮを得ることができ、これによりミクロスリップ限界をわずかに下回るミクロスリップとなる。

正確な予圧圧力ｐＮを計算する（この計算結果によれば、予圧圧力は最大限界値を超えることはないはずである）。ステアリングピストンの位置は出力速度対入力速度の比によって（又はピストンセンサから直接）分る。この位置は全ての幾何学状態を規定する。遠心力が入力速度から分り、駆動力がエンジン（＝入力）速度及びスロットル位置から分る。

ステアリング速度ｖＳを得るためにステアリング圧力も計算する。各転がり接触点にて横方向速度が分り、ミクロスリップの理論により横方向力を計算する。その結果、正味のステアリング力が得られる。

ステップ５：
ステアリング圧力が制限値よりも高い場合、ステアリング速度ｖＳを下げねばならず、制御装置がステップ１に戻り、そうではない場合、予圧圧力ｐＮ及び前進ステアリング圧力ｐＳＦが、ミクロスリップ内にとどまるように、また、所与の（変更中の）動力要求に対しその最高効率点に可能な限り近いエンジンを使用するように規定される。

油圧システム
油圧供給
好適な油圧パワー源を図５に示す。

安全性
前進ステアリング圧力ｐＳＦに比例弁を１つしか用いず、後進ステアリング圧力ｐＳＲに別の比例弁を用いる場合、自動車が前進走行中であるとしたときにｐＳＦ３３の比例弁がゼロ圧にならないと、不安全な状態が起こる可能性がある。この場合では、遠心力は伝達比を速度比ゼロに即座に変えることになり、そのため、エンジンが過速度となり、ホイールが遮断（block）することになる。これらの結果を回避するために、２つの安全遮断弁３６、３７を加え、減圧弁（「比例弁（props）」）３３、３４が常にステアリングピストン２８の両側のバイアス圧力を最小限（すなわち０．５バール）にする。このバイアス圧力は安全遮断弁（オン−オフ弁（on-offs））３６、３７を開いたまま維持する。１つの比例弁３３又は３４がゼロ圧にならないと、対応するオン−オフ弁３６又は３７が予圧圧力ｐＮを排し、変速機はいなかるトルクも伝達しない。自動車が滑走すると、エンジンはそれ自身の過速度防止によってセーブされる。変速機はこの状況では「ニュートラル」にある（この非常時にのみ、ブッシュ１７がサンホイール３ａ−リングホイール１ｂを支承する）。

油圧パワー
フルスロットル加速中、ほとんど流れのない状態で高圧（すなわち２０バール〜５０バール）が必要とされる。この状態では、必要とされる油圧パワーはおよそ５０ワットであるが、迅速な比の変更中、高圧及び高流量が一秒の何分の一の間に同時に必要とされる。油圧ピークパワーは１０ｋＷ近くに上がることができる。定速及び適度なエンジン動力での走行時、油圧圧力ｐＮ及びｐＳＦは低く（およそ１０バール）、必要とされる油圧パワーは５ワット未満である。

効率的な動力消費及び低コストでこれらの要件を満たすために、低圧アキュムレータ３８及び高圧アキュムレータ３９を用いる解決策が選択される。

油圧方式
小容積のオイルポンプ４０がエンジン駆動される。油圧ポンプスイッチ４１は、ポンプ４０がアキュムレータ３８又は３９の一方に動力を供給するのか又は全てのポンプ流を油溜めに戻すことでエンジンからほとんど全く動力を消費しないようにするのかを選択するオン−オフ弁である。油圧供給スイッチ４２が、どのアキュムレータを充填すべきなのかを選択する。高圧アキュムレータ３９が低圧アキュムレータ３８よりも優先される。油圧アキュムレータスイッチ４３はどのアキュムレータを３つの比例弁用の供給源として使用するかを選択する、すなわち、最小圧力が最大の所要圧力を超えるアキュムレータが使用される。変速機制御装置のための入力情報としてアキュムレータ圧を監視する圧力センサ４４が用いられる。圧力ｐＮ、ｐＳＦ及びｐＳＲが４．４に上述したように制御される。

冷却及び濾過
転動面でのミクロスリップにより熱が生じる。高いエンジン動力及び高いトルク比では、周囲ガス又は流体に伝達されるであろうよりも多くの熱が生じる。この過剰な熱により、遊星、サンホイール及びリングホイールの温度が上がることになる。より低い動力レベル又はより低いトルク比では、回転部材が周囲ガス又は流体に対する対流によって冷却される。場合によっては、遊星上並びにリングホイール及びサンホイールの内側に低温フィン（cool fin）を加えて伝熱を高めることができる。このガス又は流体は鋼部品の腐食を回避する不活性ガスとすることができるが、潤滑剤と組み合わせる通常の空気、又は霧状冷却流体を含むガスとすることもできる。ハウジングの内側の低温フィンは内部ガス又は内部流体の熱をハウジングに伝える。場合によっては、外側に冷却フィンを備えたハウジング自体が走行風によって冷却される。幾つかの用途又は状況では、上述の対流による冷却では不十分である可能性がある。その場合、ガスを送風するファン又は流体を循環させるポンプを加えることになる。ガス又は流体はハウジングの外側で冷却されることになる。同じ回路内で、転動面からの磨耗粒子がフィルタ内に回収されることになる。

代替的な変速機設計
遊星バリエータに関して、リングホイール１、サンホイール３及び中心軸９を他の遊星バリエータと、又は、遊星歯車システム若しくはオフセットギア等の他の変速機部材と接続することによって、種々の変速機レイアウトを作製することができる。以下に多くの種々の可能性から幾つかの例を挙げる：

図６は、２つの遊星バリエータから構成される可逆変速機の一例を示す。「可逆」とは、その比をゼロ出力速度に連続的に変えるだけでなく、出力回転方向を連続的に変えることができる変速機を意味する。図３のレイアウトに関して、この代替形態は、第１のバリエータの遊星ホイール５及び遊星フォーク４が中心軸９ａ回りに回転しないという利点を有する。このように、それらは高い遠心力を受けない。１つの欠点は、最大速度比が図３の設計におけるよりも低いことである。代替的な設計の２つの中心軸９は例えば伝達比を制御するように２つのステアリングピストンによって軸方向に動かされる必要があるが元の設計では１つのステアリングピストン２８しか必要とされない。

入力軸１１は第１のサンホイール３ａ及び第２のリングホイール１ｂを駆動する。第１の遊星２ａは元の設計におけるのと同じ方法で第１の中心軸９ａにヒンジピン８により接続される。第１の中心軸９ａは回転することはできないが、ステアリング力５３ａによって軸方向に動くことができる。これらの力は中心軸９ａの軸方向位置、しがたって伝達比も制御する。第１のリングホイール１ａはトルク伝達装置４７を介して第２のサンホイール３ｂに機械的に接続される。このトルク伝達装置４７は２つの部材間でトルクを伝達するが、これらの部材間に軸方向変位を与える。これはスプライン連結によって達成され得るが、代替的な機構も可能である。第２の中心軸９ｂが同様のトルク伝達装置４７により出力軸４６に接続される。同様にして、この第２の中心軸９ｂはステアリング力５３ｂによって、所要の伝達比を得るように軸方向に位置決めされる。

第１及び第２の遊星バリエータのリングホイール１、遊星２及びサンホイール３の接触面は全て、摩擦によってトルクを伝達するために互いに押し付け合わせられる。これは、第１のリングホイール１ａの軸受に対して作用する一方のみの予圧力５２によって達成される。反力が第２のサンホイール３ｂから軸受を通じてハウジングに伝えられる。

図７は、可逆変速機の別の代替的な設計を示す。ここでは、第２の遊星バリエータの代わりに従来の遊星歯車システム（一定の伝達比を有する）を用いる。この設計では、遊星バリエータの中心軸９ａは静止しており、そのため、遊星２の軸受に遠心力は作用しない。当然のことながら、この設計の双方の回転方向における最大伝達比は前の図６のレイアウトにおけるよりも低い。

第１の遊星バリエータは図６の遊星バリエータに等しい。この場合、第１のリングホイール１ａはトルク伝達装置４７を通じてリングギア４８に接続される。サンホイール３ａはサンギア５１に接続される。トルクは変速機出力部である遊星歯車キャリア５０を駆動する遊星歯車４９に伝達される。遊星バリエータ及び遊星歯車システム間には、歯車システム用の潤滑油が遊星バリエータのハウジングの内部に達する可能性を回避するようにシールが必要とされる。この変速機は「可逆」でもあるため、出力速度をゼロに連続的に変えることができ、出力の回転方向も連続的に変えることができる。

固定出力回転方向を有する可変変速機を図８に示す。この概念により、大きな比の開きを得るために任意の数量の遊星バリエータを組み合わせることができる。１つの遊星バリエータの伝達比がｒ〜１／ｒに変わる場合、ｎ個の遊星バリエータに対する比の開き全体はｒ^（２ｎ）（絶対値）となる。図示の例ではｒは約２に等しい。

入力軸１１は第１のサンホイール３ａを駆動する。各遊星バリエータの全ての中心軸９が接続される。中心軸９は回転することはできないが、１つの軸方向ステアリング力４５によって位置決めされることができる。全ての転がり接触は軸受を通じて出力リングホイール１ｂに一方のみの予圧力５２を印加することよって互いに押し付け合わせられる。反力が第１のサンホイール３ａから軸受を通じてハウジングに伝達される。中心軸９が回転しないため、遊星ホイール２の軸受に作用する遠心力は存在しない。

１ リングホイール
２ 遊星
３ サンホイール
４ 遊星フォーク
５ 遊星ホイール
６ 遊星ラジアル軸受
７ 遊星スラスト軸受
８ ヒンジピン
９ 中心軸
１０ 圧力逃し弁
１１ 入力軸
１２ 主軸
１３ 遊星バリエータ
１４ ハウジング
１５ 入力側のアキシャル軸受
１６ 入力側のラジアル軸受
１７ サンホイール−リングホイール用のブッシュ（bushing sun-ring wheel）
１８ 出力側のラジアル軸受
１９ 出力側のアキシャル軸受
２０ 入力側のブッシュ（input bushing）
２１ 出力側のブッシュ（output bushing）
２２ オイル分配器
２３ ピストンリング
２４ リップシール
２５ シール管
２６ 前進ステアリングシリンダ
２７ 後進ステアリングシリンダ
２８ ステアリングピストン
２９ 予圧力ピストン
３０ 予圧力シリンダ
３１ ロケータピン
３２ オイル圧送ベーン
３３ 前進ステアリング圧力用の減圧弁（ｐＳＦ比例弁）
３４ 後進ステアリング圧力用の減圧弁（ｐＳＲ比例弁）
３５ 法線圧力用の減圧弁（ｐＮ比例弁）
３６ 前進ステアリング圧力用の安全遮断弁
３７ 後進ステアリング圧力用の安全遮断弁
３８ 低圧アキュムレータ
３９ 高圧アキュムレータ
４０ オイルポンプ
４１ 油圧ポンプスイッチ
４２ 油圧供給スイッチ
４３ 油圧アキュムレータスイッチ
４４ 圧力センサ
４５ ステアリング力
４６ 出力軸
４７ トルク伝達装置（すなわちスプライン連結）
４８ リングギア
４９ 遊星歯車
５０ 遊星歯車キャリア
５１ サンギア
５２ 予圧力
５３ ステアリング力
添え字ａ：第１の遊星バリエータ
添え字ｂ：第２の遊星バリエータ

Claims (12)

1. 伝達比を連続的に変化させることが可能な、可変又は可逆変速機用のサブシステムとして機能する、遊星バリエータ（１３）であって、
   リングホイール（１）と、中心軸（１２）の周りに取り付けられた２つ以上の遊星（２）と、サンホイール（３）とから構成され、それにより、各部材、すなわち、該リングホイール、該中心軸及び該サンホイールが他の変速機部材との相互作用部を形成すること、
   該リングホイールは、トラクトリックス曲線に従った形状の転動面を有する、該中心軸の周りの軸対称体であり、また、該転動面は牽引力及び圧縮力に耐えるように好ましくは硬化又はコーティングされること、
   該サンホイールは主として該リングホイールと同じであるが、該トラクトリックス曲線の内径及び外径は該リングホイールの内径及び外径とは異なり得ること、
   該遊星は、ラジアル軸受及びアキシャル軸受又はブッシュ（８）によって遊星フォーク（４）の周りに自由に回転可能に取り付けられた、牽引力及び圧縮力を伝達するように好ましくは硬化又はコーティングされた基本的に円錐状の転動面を有する遊星ホイール（５）から成り、また、該円錐体の仮想頂点が該遊星（２）のヒンジの軸線との該中心軸（９）の軸線の交点と一致すること、
   １つの遊星バリエータ（１３）の各遊星フォーク（４）はヒンジ継手（８）の周りを自由に回転することができ、該ヒンジ継手（８）の軸線は該中心軸の軸線に対して垂直であり、該遊星ホイールの平面に対して平行であり、また、各遊星フォーク及び各遊星ホイールは、該遊星の軸線と該中心軸の軸線との間の適用可能な傾斜角全てに対して互いに干渉しないように設計されること、
   該リングホイール、該遊星及び該サンホイールは互いに押し付け合わせられ、それにより、該転動面が互いに接触し、また、接触圧力が所要トルクを伝達するのに十分に高いこと、
   該中心軸は、該伝達比を変えるように、該押付け力及び伝達トルクに対して規定速度で軸方向（長手方向）に移動すること、
   該リングホイール及び該サンホイールの該トラクトリックス曲線は双方とも、該遊星ホイールの転がり接触点から該中心軸の軸線との該ヒンジの軸線との交点にかけての長さと同じ長さパラメータＬ（その場合、Ｌはトラクトリックス方程式＋／−ｘ＋ｃ＝Ｌ^＊（ｃｏｓα＋Ｉｎ∣ｔａｎ（α／２）∣）で用いられ、ここで、ｃは任意の定数であり、αは該接触点の接線と該中心軸の軸線との間の傾斜角である）を有すること、及び
   基本的に円錐状である、該遊星ホイールの該転動面の形状は、接触圧力分布を最適化するように凸状にこの理論形状から若干逸脱すること、
   を特徴とする、遊星バリエータ。
2. 請求項１に記載の第１及び第２の遊星バリエータを備える、可逆可変変速機であって、
   該第１の遊星バリエータ（１３ａ）のリングホイール（１ａ）は、回転することはできないが双方の遊星バリエータの転がり接触全てを圧縮する予圧力によって軸方向移動することができるようにハウジング（１４）に接続されること、
   双方の遊星バリエータの中心軸は１つの主軸（１２）に組み合わせられ、該変速機の入力軸（１１）に回転可能に接続され、双方向のステアリング力によって軸方向に移動可能であるが、該入力軸は軸方向に移動しないこと、
   該第１の遊星バリエータ（１３ａ）のサンホイール（３ａ）は、該第２の遊星バリエータ（１３ｂ）のリングホイール（３ｂ）に接続され、それにより、該組み合わせられたリングホイール−サンホイールが該変速機の該中心軸回りに回転することができること、及び
   該第２の遊星バリエータ（１３ｂ）のサンホイール（３ｂ）が該変速機の出力軸に接続され、また、該予圧力の反力がアキシャル軸受を通じて該ハウジングに伝達されること、
   を特徴とする、可逆可変変速機。
3. リングホイール、サンホイール及び遊星の相対寸法は自動車用途に好適に選択され、これは、最大速度比が、エンジンが常にその最良効率点近くでその動力を伝えることができるほど高いことを意味し、特に、伝達比に関連する寸法は、該第１及び第２のリングホイールの外径、該第１及び第２のサンホイールの内径、該遊星ホイールの有効径及び該トラクトリックス方程式の長さパラメータＬであり、図示の例の得られた伝達速度比は２．２６６（絶対値）であり、これは概念に典型的な比の範囲を示すこと（伝達速度比は出力速度を入力速度で除算したものであり、効率損失は無視する）、
   該リングホイール、該サンホイール及び該遊星の該相対寸法は自動車用途に好適に選択され、これは、後進の最大速度比が、適度なエンジン速度及び低ノイズで自動車を後進走行させるのに十分に高いことを意味し、特に、後進の伝達比に関連する寸法は、該第１及び第２のリングホイールの内径、該第１及び第２のサンホイールの外径、該遊星ホイールの有効径及びトラクトリックス方程式の長さパラメータＬであり、図示の例の得られた後進の伝達速度比は０．６９５であり、これは、この概念に典型的な比の範囲を示すこと、及び
   該変速機の該主軸を移動させることによって、該伝達比が前進最大速度比から停止を超えて後進最大伝達比まで連続的に変化すること、
   を特徴とする、請求項１又は２に記載の可逆可変変速機。
4. 各転がり接触にかかる法線力は一方の予圧力によって生成され、該ハウジングから、回転していない該第１のリングホイールに作用し、また、該反力が１つの軸受を通じて該第２のサンホイールから該ハウジングに伝達されること、及び
   該主軸の位置を画定し、したがって該伝達比も画定する、正味の該ステアリング力が、双方向のうち一方向に一方の力によって生成され、双方とも同じ速度で回転する該入力軸から該主軸に作用し、また、該反力が軸受を通じて該入力軸から該ハウジングに伝達されること、
   を特徴とする、請求項２又は３に記載の可逆可変変速機。
5. 請求項４に説明されるような該予圧力は、該ハウジング及び該第１のリングホイール間の１つ又は複数のピストン及びシリンダシステムによって生成され、単一の空気圧圧力又は油圧圧力によって作動するか、又は機械的予圧システムによって生成され、該機械的予圧システムは、該変速機が速度比ゼロとなったときに駐車ブレーキとして使用することもできること、
   該ステアリング圧力は、双方向に作動することが可能な、該入力軸及び該主軸に組み入れられる、油圧式又は空気圧式ピストンシリンダシステムによって生成されること、及び
   請求項４に記載の該ステアリング圧力を生成する該油圧圧力又は空気圧圧力は、ピストンリングによって、又は種々の回転速度で回転する部品をシールするように設計されたシールによって、該固定ハウジング及び該回転入力軸間でシールされること、
   を特徴とする、請求項２〜４のいずれか一項に記載の可逆可変変速機。
6. 自動車、トラック又は他のオンハイウェイ車若しくはオフハイウェイ車における、請求項２〜５に記載の可逆可変変速機を制御するように意図される、油圧システム（system）であって、
   １つのエンジン駆動ポンプを用いて油圧圧力及び油圧流を送達すること、
   高圧アキュムレータ及び低圧アキュムレータを該方式に組み入れることであって、予圧ピストン（３０）及びステアリングピストン（２８）の加圧に該低圧アキュムレータからの流体を該高圧アキュムレータよりも優先的に用いること、
   該高圧アキュムレータを該低圧アキュムレータよりも優先的に該ポンプによって充填すること、
   減圧弁を用いて、予圧圧力及び前進駆動方向及び後進駆動方向のステアリング圧力を制御すること、
   場合によっては、安全特徴部を予圧圧力ラインの２つの遮断弁によって加え、また、該遮断弁の一方が前進ステアリング圧力によって切り換えられ、他方が後進ステアリング圧力によって切り換えられることで、該能動的ステアリング圧力の一方が特定のバイアス圧力を下回るとすぐに予圧圧力を排するようにすること、及び
   該安全特徴部は該油圧方式（scheme）から安全遮断弁（３７）を外すことによって単純化することができること、
   を特徴とする、油圧システム。
7. 自動車、トラック又は他のオンハイウェイ車若しくはオフハイウェイ車における、請求項６に記載の油圧弁を用いて、請求項２〜５に記載の可逆可変変速機を制御するように意図される、ソフトウェアプログラムであって、
   全てのエンジン動力レベルに対する最小燃料消費量を表す（エンジントルク対エンジン速度の）曲線を制御装置のメモリに格納すること、
   ＰＩＤ制御装置が、該最小燃料消費量の曲線から計算される所要のエンジン速度に等しいエンジン速度を得るように、主軸に接続されたステアリングピストンの速度を規定すること、
   該ＰＩＤ制御装置によって提案される、該ステアリングピストンの速度を、計算手順に基づいてミクロスリップ範囲内にとどめるように低減することができること、及び
   主軸の軸に対する遊星の角度を画定する、予圧圧力及びステアリング圧力を、長手方向及び横方向のミクロスリップの公の理論に基づいて計算すること、
   を特徴とする、ソフトウェアプログラム。
8. 種々の可変変速機レイアウトにおける、請求項１に記載の１つ又は複数の遊星バリエータの組合せの使用であって、
   該遊星バリエータの各相互作用部、すなわち、リングホイール、中心軸及びサンホイールを、該変速機の入力部、出力部、ハウジング、別の遊星バリエータとの相互作用部、又はオフセットギア若しくは遊星歯車システム等の任意の他の変速機部材に接続することができること、又は
   種々の可逆可変変速機レイアウトを上述したように作製することができ、「可逆」という表現は、ここでは、入力回転方向に対する可変変速機の出力回転方向を連続的に変えることができ、該可変変速機の速度比は、トルクコンバータ又は摩擦ディスククラッチにおいて使用されるように、部材を（マクロ）スリップさせることなく非常な低速及び出力速度ゼロであっても画定されることを意味すること、
   を特徴とする、使用。
9. 転がり接触点が移動する変速機内部が不活性ガスで充填されるか、又は通常の空気並びに冷却及び潤滑用のスプラッシュ流体、又は霧状冷媒を含むガスで充填されること、及び
   前記内部は、該軸受用の潤滑油及び該変速機の外部からシールされること、
   を特徴とする、請求項２〜５のいずれか１項に記載の可変変速機可変変速機。
10. 請求項１に記載の遊星バリエータ又は請求項２〜５のいずれか１項に記載の可変変速機であって、
    遊星の内側の軸受又はブッシュ用の潤滑油流は、場合によっては、各遊星の閉回路によって達成され、また、該潤滑油が、該潤滑油を外方に圧送する、該遊星の内側のベーンによって周りに圧送され、該軸受又は該ブッシュを介してさらに導かれること、
    該遊星の内側の該軸受又はブッシュの代替的な潤滑油流が、入力軸及び出力軸の軸受全てが含む主要な潤滑油流に組み入れられることによって達成され、該潤滑油流は中心軸からヒンジの１つ（特にヒンジピンの１つ）を介して取り入れられ、該遊星の該軸受を通って導かれ、他方のヒンジ（すなわち特に他方のヒンジピン）を介して流れて該中心軸に戻ること、及び
    別の代替形態が、該遊星の該軸受がグリースで潤滑されるか、又は、いかなる潤滑も必要としないハイブリッド軸受が使用されることであること、
    を特徴とする、請求項１に記載の遊星バリエータ又は請求項２〜５のいずれか一項に記載の可変変速機。
11. 自動車、トラック、バス、オフロード車、草刈機、風力タービン、伸縮ブーム式ハンドラ、リフトトラック、又は動力が可変速度で伝達される必要のある任意の他の工業用途において、可変速度で動力を伝達するための、請求項２〜５のいずれか一項に記載の変速機の使用。
12. 請求項２〜５のいずれか一項に記載の変速機、請求項６に記載の油圧システム及び請求項７に記載のソフトウェアプログラムを含む、（可逆）可変変速機システム。

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