JP2014035000A

JP2014035000A - 動力伝達機構及びギヤ式連続可変変速機構

Info

Publication number: JP2014035000A
Application number: JP2012175479A
Authority: JP
Inventors: Hideki Matsumura; 松村秀樹
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2012-08-07
Filing date: 2012-08-07
Publication date: 2014-02-24

Abstract

【課題】環境負荷を低減し、動力伝達効率のよい機械ミッションを実現する。
【解決手段】一のギヤであるピニオンギヤが回転しながら軸方向に暫時摺動移動し、それに合わせて他のギヤである円錐型ギヤの歯列は、円錐頂点側から見た場合、円錐状側面部にスパイラル状に延設され、歯は略歯すじ方向つまり軸方向に少しずつ変位させて並設され、噛み合い位置がピニオンギヤの移動とともに軸方向に移動することになり、この噛み合い位置が軸方向に移動する機構により、噛み合い位置が移動すると前記円錐型ギヤのピッチ円が連続的に変化し、通常のギヤの組み合わせの回転比が一定不変であるのに対し連続的に回転比を変えられることになる。ＣＶＴ無段変速機多段遊星歯車
【選択図】図２

Description

本発明は、連続的に回転速度比を変化できる、とくにギヤ機構による連続可変変速機構に関する。

内燃機関等を動力源として利用する、例えば車両移動等のため回転動力を車輪等に伝達して移動させる場合、低速から高速走行まで幅広い可変速運転が求められるため変速機が用いられ、効率の良い回転域を利用し大きい力で始動させて漸次力を小さく回転数を多くして動力伝達を達成している。従来の例えば車両用等の変速機として、ギヤ比の違う複数のギアの噛み合いを替え、段階的に変速比を変更する有段の変速機や、連続的に変速比を変化できる無段変速機あるいは連続可変変速機（Continuously Variable Transmission：ＣＶＴ）が知られているが、有段変速では変速時に変速ショックが発生してしまうため、またエネルギー効率の点からも無段変速機が望ましいものである。

現在の実用的な無段変速機としては、摩擦力による駆動力伝達方式としてスチールベルトと2つの可変径プーリーを組み合わせ無段階に変速を行うベルト式ＣＶＴや、ローラーとディスクを組み合わせたトロイダルＣＶＴ等が知られている。さらに油圧ポンプと油圧モーターを利用した静油圧式、油圧機械式の無段変速機、さらに電動機を利用したもの等が知られている。

ギヤ機構を用いた無段変速機としては、例えば、特許文献１には、突子付回転体と薄歯付回転体とを咬合させた無段変速装置が記載されている。また特許文献２のように中継歯車を介して二つの円錐ヘリカルギヤを逆向きに配置した円錐二軸式無段変速機のような方法がよく知られている。また無段変速とは別の方策として有段変速の多段化があり、例えば特許文献３では、遊星歯車機構を利用した変速段の多段化技術が開示されている。他に、自動変速式マニュアルトランスミッション（ＡＭＴ）における乗り越えセンサを用いた変速時間短縮化の技術が開示されている。(特許文献４)

特開昭５３−００４１５０公報特開平１−３０３３５８公報特開２０１０−００１９５７公報特開２０１１−１８５２９６公報

しかしながら、例えばベルト式のＣＶＴ等は基本的に摩擦を利用したものであるので、摩擦力維持のためのエネルギー損失があり、大きなトルクを扱うには不向きであり、また高速域等で不利である。油圧を利用したものでは、機械動力を一旦油圧に変換しその油圧を再び機械動力に変換して出力するものなので、直接的な機械的伝達に比べると根本的には効率が落ちる傾向にある。ＨＶやＥＶ等では重量、高コスト、容量の経時劣化の問題を抱える二次電池の開発がすすんではいるが現状主流になっているリチウムイオン電池に使用されるリチウム等のレアメタルは、電動モータに使用される磁石とともに資源偏在による資源ナショナリズムの問題を抱えている。

また特許文献１の無段変速装置では径は変化しても歯数が変わらないので回転は変わらない。また特許文献２の円錐二軸式無段変速機は二つの円錐ヘリカルギヤと噛合する中継歯車の移動速度が各々違ってくるので噛み合わないことになる。また特許文献３の多段化の技術では、発進段以降は断続装置やフリー回転がない状態で変速してしまうことになる。以上のように、従来の無段変速機等においては、動力伝達損失が大きく燃費が悪化する等の問題や資源の問題があり、また実用として成立しないものもあつた。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、本発明の目的は、伝統的機械ミッションによる、とくに、より動力伝達損失の少ない動力伝達装置であるギア式連続可変変速装置を提供し、伝統継承を可能とするための挑戦を試みることにある。

車両等のギヤ機構を用いた変速装置等では動力伝達を行う場合、前記したようにギヤ比の違う複数のギヤの噛み合いを替え段階的に変速させている。つまり一つのギヤを、エンジン回転数を上げて'引っ張る'よりも複数のギヤを使った方が引っ張りが少なくなり効率が良くなるわけであるが、さらにこれを連続的に変速させることができれば、さらに効率が良くなり、例えばエンジンが回転を保てる最低回転速度に近い速度であっても、徐々に速度を増し低回転速度を維持したまま加速させることが可能である。該連続可変変速機構(ギヤの場合、厳密にいえば有段変速と考えられる)を動力伝達効率のよい歯車(ギヤ)により達成する方法は、まず、
第１の回転軸を有するとともに、該回転軸の方向に沿って連続的に変化する断面形状を有する第１の歯車と、第２の回転軸を有し、前記第１の歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って摺動自在に設けられた第２の歯車と、を備え、前記第１の歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、または前記第１の歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、前記第１の歯車のピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とする動力伝達機構であり、より具体的には、前記第１の歯車は、円錐状外周(側面)部または内周部に、略均等な歯が、前記第２の歯車が前記第２の回転軸の方向に沿って移動可能に、等ピッチをもって並設された歯列がスパイラル状に延設されてなる円錐渦巻き列ギヤ(以下、トルネードギヤとする)であり、前記第２の回転軸は、前記トルネードギヤの円錐面(ピッチ円錐面)上での母線と平行に配置される、ことを特徴とする動力伝達機構を用いることである。
略均等な歯とは、各歯は歯幅等は同じだが歯低円の径が違ってくるという意味である。歯列がスパイラル状に延設とは、既存の歯車では噛合位置が移動するともとの位置に戻る、一列の繋がった歯列であるが、当該トルネードギヤでは、歯が円錐外周上を等ピッチをもってスパイラル状に並設されていくので噛合位置は軸方向に移動していきもとに戻ることはなく、歯列は連続した一つの列であるがスパイラル状に伸びている、ということである。

また好適には、前記第１の歯車(の噛合部分)と前記第２の歯車は、互いに噛合回転可能と成す歯を有するベベルギヤである。また前記第２の回転軸は軸自体が駆動側の伝動要素となることを特徴とするものであり、また好適には複段減速歯車列の軸であることを特徴とするものであってよい。また好適には該動力伝達機構において、前記第２の回転軸及び前記第２の歯車は複数併置され、夫々着脱手段により前記第１の歯車とは噛合・噛脱自在となすことを特徴とする動力伝達機構とすることが望ましい。また好適には前記トルネードギヤの内部は中空空間を有し、また、該内部中空空間には前記差動機構を内設することを特徴とすることが望ましい。

このような動力伝達機構を挟んで前後に減速機構と増速機構を配設することを特徴とし、ベルト式ＣＶＴのような全速域を網羅するような構成にすることも可能であるが、該方式の場合、軸方向の延伸には限度がありまたギヤの強度の問題もあるので、より実用的に考えられるのは、まず、
動力源の動力を、ギヤ機構を用い変速比を連続的に変化させ出力するギヤ式連続可変変速機構であって、少なくとも、前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、差動機構と、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構であり、また、少なくとも、前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、段階的にギヤ比を変える変速段機構と、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構である。
また、少なくとも、前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、前記動力を分配する動力分配機構と分配された動力を合成する動力合成機構の少なくとも一つと、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構であり、また、少なくとも、前記動力分配機構と、分配された動力を利用する前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、該ギヤ機構による連続可変変速機構から出力される動力を合成する動力合成機構と、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構であり、また、少なくとも、前記動力分配機構と、分配された動力を利用する前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、該ギヤ機構による連続可変変速機構から出力される動力を合成する動力合成機構と、前記変速段機構と、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構である。また、少なくとも、前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、電動機と、を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構も可能である。尚、前記ギヤ機構による連続可変変速機構とは、前記ギヤ式連続可変変速機構の一部を形成し、ギヤ機構を用いて変速比を連続的に変化させ出力しうるあらゆる機構を意味する。

また、上記において、ギヤ機構による連続可変変速機構は、第１の回転軸を有するとともに、該回転軸の方向に沿って連続的に変化する断面形状を有する第１の歯車と、第２の回転軸を有し、前記第１の歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って摺動自在に設けられた第２の歯車と、を備え、前記第１の歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、または前記第１の歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、前記第１の歯車のピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とする動力伝達機構、であることを特徴とするものであり、また、より具体的には、前記動力伝達機構は前記トルネードギヤであり、前記第２の回転軸は、前記トルネードギヤの円錐面(ピッチ円錐面)上での母線と平行に配置される、ことを特徴とする動力伝達機構であることを特徴とするものである。

さらに、第１の回転軸を有するとともに、該回転軸に直交する面に、円盤状表面に略均等な歯が、後記ピニオンギヤが移動可能に等ピッチをもって並設された歯列がスパイラル状に延設されてなる円盤状渦巻き列ギヤと、該円盤状渦巻き列ギヤの径方向に配置された第２の回転軸を有し、前記円盤状渦巻き列ギヤに噛み合うとともに前記第２の回転軸のの方向に沿って摺動自在に設けられたピニオンギヤと、を備え、前記円盤状渦巻き列ギヤに対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、または前記円盤状渦巻き列ギヤの回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、前記円盤状渦巻き列ギヤのピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とする動力伝達機構も同様である。

また、上記における差動機構とは、複数の回転体等がそれぞれ相互に相対回転可能となし差動作用が働く機構のことであり、遊星歯車機構または差動歯車機構等である。そして上記における動力合成機構は、相対回転可能な第１と第２と第３の３つの回転要素を有し、該３要素のうちの第１要素を入力軸に、第２要素を出力軸にそれぞれ結合するとともに、第３要素を前記ギヤ機構による連続可変変速機構に結合する、ことを特徴とするものである。尚、前記ギヤ式連続可変変速機構は、前記変速段機構と出力部材との間に介設することを特徴とするものであるが、前記動力源と前記変速段機構との間に介設することも可能である。

以上、上記の例のように、本方式のように限られた低回転域のギヤ式連続可変変速機構は、段階的に変速比を変える有段変速(以下、変速段機構)と組み合わせて、各段毎に当該ギヤ式連続可変変速機構を関与させるような方式にし、これに差動機構を組み合わせることにより、全速域の無段変速と同等の効果を生むことができる。つまり、現行ギヤ段から次変速段にシフトアップする過程で、該現行ギヤでエンジン回転数を上げて引っ張るよりも、エンジン回転数をそのままに連続的にギヤ比を変えて変速させ、車速を上げてシフトした方が効率がよいことは自明であり、該各段の工程を繋げば、若干のロスはあるものの全速域の無段変速と同等の効果となるのである。

上記のように、摩擦等を利用するようなものでなく、動力伝達効率のよいギヤによって連続的変速を可能にするので、車両等の場合、燃費性能をよくすることはもちろん、より大きなトルクを扱うことができ、加速等も向上し、大型車や高出力車への搭載も可能である。また、もう一つの効果は、本発明の特徴的な機構により、大容量、大重量である流体式断続装置等を具備しない変速段機構を有した機械ミッションながら、変速ショックを大幅に減少させられることがあげられる。通常、シフトチェンジにおけるギヤの接続(ギヤ列の確立)のための回転合わせは動力源とギヤ接続装置の間で行われ、ブリッピングやダブルクラッチ等、手間と無駄な燃料損失を要したが、本方式では、前記ギヤ接続装置と駆動輪との間に遊星歯車機構が設けられて、駆動輪からの慣性動力を利用して、あるいは簡易な制動により接続が行われるので、瞬時にシンクロが行われ、無駄な時間と燃料損失を無くすことができる。加速が良くなり、他方で燃費効率を上げられ、さらに変速ショックもない力強くかつ経済的な動力伝達装置として大きなアピール性を提供できる。

ところで、音や匂いや振動を有する内燃機関や機械ミッション等は、決して忌避されてきたものではなく、むしろそれ故の、一つの生命、愛玩の対象と捉えられてきた部分も多くあり、人と癒しなどの情を介するパートナーであり、例えるなら有機質愛玩物が無機質のそれに駆逐されるようなことがあってはならないのと同じ次元で捉えられるべきものであるとも考えられる。

情報化社会が決して自由で民主的とは限らない中、汚染等製造過程を考慮すれば、同じく純粋クリーンエネルギーではないにもかかわらず、あるエネルギーにはクリーンイメージを先行させ、他のそれに対してはとくに民のネットワーク等に介入して巧妙にネガティブイメージを捏造し、そのうえで純粋クリーンエネルギーには公然とそのための賦課を強制させる、といったようなことが可能である中、鉄塊を高速で移動させる輸送機関の中で、とくに私的輸送機関としては無音・無臭、無味・異様な動力機関と違い、有機的な適度な音と匂いの、極められた技術による内燃機関や機械ミッションこそ、鉄塊移動手段にふさわしいものであると言え、またそれ以上のものであるとも言える。最終形ミッションでありエコカーの最適解のひとつであるといえる本機構のような機械ミッションは、内燃機関等とともに、単純な価値基準で捉えるものとは違った、長い時間により培われてきた存続されるべき"文化"であるといえる。

本発明の第１実施形態に係る車両用自動変速機の概略構成図である。本発明の第１実施形態に係るギヤ式連続可変変速機構を示すスケルトン図である。本発明の第１実施形態に係るギヤ機構による連続可変変速機構であるトルネードギヤの概略的な正面図と側面図である。本発明の第１実施形態に係るギヤ式連続可変変速機構の変速動作を説明する説明図である。本発明の第１実施形態に係る変速段機構と多段化機構の変速動作を説明する説明図である。本発明の第１実施形態に係るギヤ式連続可変変速機構の加速時の動力伝達経路図である。本発明の第１実施形態に係るトルネードギヤとピニオンギヤの概観図である。本発明の第２実施形態に係る、後端部に「昇りピニオン型」のトルネードギヤ部を配置したギヤ式連続可変変速機構を示すスケルトン図である。本発明の第３実施形態に係る、遊星歯車式変速段機構のギヤ式連続可変変速機構を示すスケルトン図である。ベベルギヤ９に中間ギヤを介設して軸ギヤ１１を常時噛み合わせた図である。

以下、本発明をとくに車両に応用した場合の一実施例を図面に基づいて説明する。図１は、本発明の第１実施形態に係る車両用自動変速機の概略構成図で、内燃機関を構成するエンジン（駆動源）と、変速機と、電子制御装置ＥＣＵとを備えて構成され変速機から出力される回転トルクは、ディファレンシャルギアを介して駆動輪に伝達されるようになっている。

前記電子制御装置ＥＣＵは、ＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びバックアップＲＡＭなどを備え、ＲＯＭは、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵは、ＲＯＭに記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて演算処理を実行する。ＲＡＭは、ＣＰＵでの演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリであり、バックアップＲＡＭは、エンジンの停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。これらは、バスを介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース及び出力インターフェースと接続されている。ＥＣＵの入力インターフェースには、本トルネードギヤ上でのピニオンギヤの位置を検出するピニオンギヤ移動センサ、エンジン回転数センサ、スロットル開度センサ、入力軸回転数センサ、出力軸回転数センサ、戻り止め機構のディテント玉がディテント窪みから外れたことを検出する乗り越えセンサ、アクセルペダルの開度を検出するアクセル開度センサ、シフト装置のシフト位置を検出するシフトポジションセンサ、ブレーキペダルセンサ、車両の速度を検出する車速センサ、車両の加速度を検出する加速度センサ、などが接続されており、これらの各センサからの信号がＥＣＵに入力される。ＥＣＵの出力インターフェースには、変速機の変速操作装置やスロットルバルブを開閉するスロットルモータ(図示せず)などが接続されている。ＥＣＵは、上記した各種センサの出力信号に基づいて、エンジンのスロットルバルブの開度制御を含むエンジンの各種制御を実行したり、変速機の変速操作装置に制御信号（油圧指令値等）を出力して、後記変速機のギヤ段を切り換える変速制御やピニオンギヤの移動制御等を行う。(尚、変速機の変速操作装置の各センサは図上部に改めて並記されている。)

変速機は、本ギヤ式連続可変変速機構を有し、図２の骨子図で示すように、エンジンの出力軸の回転速度を変速して出力する前記変速段機構と、該変速段機構の各変速段の回転動力を連続的に変速し出力するトルネードギヤ部と、これらを制御する前記変速操作装置を備えている。

前記変速操作装置には、シフト操作を行うシフトアクチュエータや前記ピニオンギヤの操作等を行うトルネードアクチュエータと該アクチュエータや各摩擦断続装置等に供給する作動油の油圧を制御する油圧回路などを備え、該油圧回路にはＥＣＵからの制御信号が供給され、その制御信号に基づいて各アクチュエータ等が駆動制御されて、変速機シフト操作や前記ピニオンギヤ操作等が自動的に実行される構成となっている。

前記変速段機構は平行歯車式変速機などの一般的な自動変速式マニュアルトランスミッション（ＡＭＴ）と同様の構成を有するものであるが、トルクコンバータや動力断続装置を介することなく、エンジンから間にトルネードギヤ部を挟んで配設され、エンジンの出力軸と直結されている。該エンジンの出力軸である変速段機構の入力軸１にはギヤ列Ｇ１〜Ｇ４の駆動ギヤＧ１ａ〜Ｇ４ａが一体的に設けられている。また、入力軸１と平行に出力中間軸２が設けられ、該出力中間軸２の外周に出力中間軸２と相対回転可能に支承された中空軸状の第１中間軸３に、偶数番目のギヤ列である２速Ｇ２と４速Ｇ４の駆動ギヤＧ２ａ，Ｇ４ａと噛合する従動ギヤＧ２ｂ，Ｇ４ｂを軸支し、さらに前記第１中間軸３の外周に第１中間軸３と相対回転可能に支承された中空軸状の第２中間軸４には、奇数番目のギヤ列である１速Ｇ１と３速Ｇ３の駆動ギヤＧ１ａ，Ｇ３ａと噛合する従動ギヤのＧ１ｂ，Ｇ３ｂを軸支して、前記出力中間軸２とともに三重の軸を構成している。

そして前記第１中間軸３上に、回転速度を同期させて、２速従動ギヤＧ２ｂと４速従動ギヤＧ４ｂとを第１中間軸３に選択的に連結、一体回転させる第１同期装置Ｓ１を配置すると共に、前記第２中間軸４上には、１速従動ギヤＧ１ｂと３速従動ギヤＧ３ｂとを第２中間軸４に選択的に連結一体回転させる第２同期装置Ｓ２を配置している。該同期装置Ｓ１，Ｓ２は、図示しない前記シフトアクチュエータにより軸方向に移動自在な同期スリーブｓｌ１、ｓｌ２を備え、スリーブｓｌ２を中立位置から１速従動ギヤＧ１ｂ側又は３速従動ギヤＧ３ｂ側に移動させることで、１速従動ギヤＧ１ｂ又は３速従動ギヤＧ３ｂが第２中間軸４に連結(スプライン勘合)され、同様に、スリーブｓｌ１を２速従動ギヤＧ２ｂ側又は４速従動ギヤＧ４ｂ側に移動させることで、２速従動ギヤＧ２ｂ又は４速従動ギヤＧ４ｂが第１中間軸３に連結され、Ｇ１〜Ｇ４の各ギヤ列が選択的に確立されるものである。尚、ギヤ列が確立されるとは、入力軸１から前記Ｇ１〜Ｇ４の各ギヤ列を介して前記第１中間軸３と第２中間軸４に動力伝達される状態になることをいう。

尚、自動変速式マニュアルトランスミッション（ＡＭＴ）式の変速機の場合、戻り止め機構のため変速時間が長くなってしまうが、本実施形態では、前記文献４にあるような、ディテント玉の変位を検出する、例えば、ディテント玉がディテント窪みに嵌合しているときの位置からのディテント玉の変位をもって、ディテント玉がディテント窪みを乗り越え、窪みから外れたことや、図示しないシフトシャフトの平坦面に当たっている状態にあること等を検出する、変位センサである乗り越えセンサを備えることとし、後述するように変速操作の制御により変速操作時間の短縮化を図ることとする。

続いて前記中間軸３、４の前方(エンジン側、以下同じ)の空き空間には、多段化機構として遊星歯車機構３０と油圧クラッチＣ３が配置されている。遊星歯車機構３０は前記第１中間軸に固定されたサンギヤ３０ｓと、その外周に噛合される複数のプラネタリギヤ３０ｐｂと、さらにその外周に噛合される複数のプラネタリギヤ３０ｐａと、さらに該プラネタリギヤ３０ｐａの外周に噛合される内歯を有したリングギヤ３０ｒとからなるダブルピニオン式のものである。各プラネタリギヤ３０ｐａ、３０ｐｂは共通のキャリア３０ｃに回転可能に支持され、キャリア３０ｃは前記第２中間軸４に連結されている。リングギヤ30ｒはコーン状の管部を一体的に有し、該管部は外周に外歯を有してトルネードギヤ部の入力ギヤ８と噛合連結されている。さらにリングギヤ30ｒは第３の回転要素として、サンギヤ30ｓの回転速度とキャリア30ｃの回転速度との間の速度で回転可能と成し、本実施形態ではサンギヤ３０ｓとギヤ比２．０に設定され、サンギヤ３０ｓの回転速度とキャリア３０ｃの回転速度との中間速度（両回転速度の合計の１／２の速度）で回転し前記入力ギヤ８に出力されるように成している。

前記油圧クラッチＣ３は前記遊星歯車機構３０のさらに前方に位置し、摩擦係合要素としてサンギヤ３０ｓとキャリア３０ｃとを連結・分離可能と成し、さらに、前記クラッチＣ３の前方には、前記第１中間軸３そして前記サンギヤ３０ｓを、ハウジング１７に固定自在な摩擦係合要素たる第２ブレーキＢ２が設けられている。遊星歯車機構は三つの回転要素のうち二つを連結、同期させると残りの回転要素も同回転で同期するので、前記第１中間軸３と前記第２中間軸４のいずれか一方を、前記したようにしてギヤ列を確立させ、もう一方を遊転させて前記クラッチＣ３を係合しサンギヤ３０ｓとキャリア３０ｃとを連結させると、確立させたギヤ列のギヤ比でリングギヤ３０ｒから出力される。一方、前記第１中間軸３と前記第２中間軸４の両方で(連続する)ギヤ列を確立させて油圧クラッチＣ３を開放させると、前記したように確立された両ギヤ列の回転であるサンギヤ３０ｓとキャリア３０ｃの両回転速度の中間速度で回転し、リングギヤ30ｒ(の管部)から出力される。このようにして４つのギヤ列Ｇ１〜Ｇ４を用いて、０．５速、１速、１.５速、２速、２.５速、３速、３.５速、４速の８段の変速を行えるように成し、これを変速段の確立として前記ギヤ列の確立と区別する。

前記変速段機構の入力軸１の前方部の外周には中空軸状の第３の中間軸６が前記入力軸１と相対回転可能に支承され、該第３中間軸６の外周には同じく中空軸状の第４の中間軸５が前記第３中間軸６と相対回転可能に支承されていて、前記入力軸１とともに三重の軸を構成している。そして該入力軸１の前方部の外周側はさらに本トルネードギヤＴが同心状に配設されている。

前記第４の中間軸５の前方先端部にはサンギヤ1０ｓが固定され、その外周に噛合される複数のプラネタリギヤ１０ｐと、各プラネタリギヤを回転可能に支持するキャリア１０ｃと、プラネタリギヤ１０ｐの外周に噛合される内歯を有したリングギヤ１０ｒとからなる、前記差動機構たるフロント遊星歯車機構１０が形成され、該フロント遊星歯車機構１０の後方には同じく前記第４中間軸５の外周にサンギヤ２０ｓが固定され、その外周に噛合される複数のプラネタリギヤ２０ｐと、各プラネタリギヤを回転可能に支持するキャリア２０ｃと、プラネタリギヤ２０ｐの外周に噛合される内歯を有したリングギヤ２０ｒとからなる前記差動機構たるリア遊星歯車機構２０が形成されている。そして前記第４中間軸５の後端部にはさらに前記入力ギヤ８が固定され、前記リングギヤ30ｒ(の管部)からの動力を前記フロントとリア両遊星歯車機構１０、２０に分配伝動する。

前記フロント遊星歯車機構１０の前記リングギヤ１０ｒはハウジング１６等に固定され、前記フロントキャリア１０ｃは、近設された摩擦係合要素たる油圧クラッチ(乾式でもよい)Ｃ１の係合・開放により前記第３の中間軸６と連結・分離可能と成している。該第３の中間軸６の後端部にはベベルギヤ９が固定され、同じくベベルギヤである、後述する軸ギヤ１１と噛合・噛脱可能と成し、前記分配伝動された回転動力は、前記サンギヤ１０ｓから前記プラネタリギヤ１０ｐを経て前記フロントキャリア１０ｃに至り、前記クラッチＣ１の係合時には、前記フロントキャリア１０ｃと前記第３中間軸６が連結されて、前記第３中間軸６から前記ベベルギヤ９、前記軸ギヤ１１を経て前記ピニオンギヤＰに至り、さらに前記トルネードギヤＴに伝動されることになる。

このように前記トルネードギヤ部は、前記トルネードギヤＴと前記ピニオンギヤＰと、前記フロントとリア二つの遊星歯車機構１０、２０とにより構成され、本発明であるギヤ式連続可変変速機構を形成して連続的な変速を実現する。次に当該トルネードギヤＴとピニオンギヤＰについて図をもって説明する。

ーートルネードギヤＴとピニオンギヤＰの作動ーー
図３、７にあるように、前記トルネードギヤＴは、内部に中空空間を有した円錐状外周部に、略均等な歯が等ピッチをもって並設された歯列が、スパイラル状に延設されている。そして該トルネードギヤＴの円錐面(ピッチ円錐面)上での母線と平行に配置された回転軸であるピニオンギヤ軸Ｐｓの方向に沿って摺動自在に設けられた前記ピニオンギヤＰが噛合され、従ってトルネードギヤＴの歯はピニオンギヤＰが移動可能に形成されている。また内部空間には前記したように二つの遊星歯車機構が収容されており、前記トルネードギヤＴは、摩擦係合要素たるブレーキＢ１を介してハウジング１６に選択的に連結され固定可能と成し、摩擦係合要素たるクラッチＣ２の係合・開放により前記リアキャリア２０ｃと連結・分離可能と成している。

前記ピニオンギヤ軸Ｐｓは、前記トルネードアクチュエータにより操作されるアーム１５に回転自在に支持され、後端部には前記軸ギヤ１１が前記ベベルギヤ９と噛合・噛脱可能と成す位置に固定されている。前記ピニオンギヤＰは前記ピニオンギヤ軸Ｐｓの略全長に亘って、例えば軸心と略平行に設けられた複数条の凸条歯（歯形）により、ピニオンギヤ軸Ｐｓとの相対回転を阻止し、かつ軸方向移動自在と成すスプライン勘合として勘合されているが、好適には例えば前記トルネードギヤＴと前記ピニオンギヤＰの噛合する歯の歯すじを、スラスト力が生じるような歯すじにし、一方前記ピニオンギヤ軸Ｐｓに、軸心に平行ではなく角度をもたせた(螺旋状等)、スラストを阻止するような凸条歯として勘合させ、それらを調整して、ピニオンギヤＰがスムーズに移動可能としてピニオン移動手段に負担をかけないようにするとよい。また前記ピニオンギヤ軸Ｐｓを直接前記ベベルギヤ９に噛合・噛脱可能と成すようにしてもよい。

続けて、例えばピニオンギヤＰを一定回転させると、噛み合い位置は例えばトルネードギアＴの径の大きい底面側から径の小さい頂点側に移動し、それとともにトルネードギヤの回転速度を低回転から高速回転へと連続的に変移させることができる。前記したように通常のギヤが例えば円筒外周部に、歯が並設されているのに対し、本実施例であるトルネードギヤの組み合わせでは、一方のギヤであるピニオンギヤが軸方向に(回転しながら)暫時摺動移動し、それに合わせて他方のギヤであるトルネードギヤの歯列は、円錐頂点側から見た場合、円錐状側面部にスパイラル状に延設され、歯は略歯すじ方向つまり軸方向に少しずつ変位させて並設され、噛み合い位置がピニオンギヤの移動とともに軸方向に移動することになる。この場合、ギヤの組み合わせはトルネードギヤとピニオンギヤ双方の軸が交差する交差軸となるが、その交差点(頂点)は噛み合い位置が変わるたびに変化することになる。また夫々の歯の中心距離も変化することになる。

そしてこの噛み合い位置が軸方向に移動する機構により、噛み合い位置が移動するとトルネードギヤのピッチ円が連続的に変化し、通常のギヤの組み合わせの回転比が一定不変であるのに対し連続的に回転比を変えられることになる。

さて、本トルネードギヤによるギヤ式連続可変変速機構ではピニオンギヤとトルネードギヤとの噛み合い位置がトルネードギヤ端部側の最終地点まで到達すると開始地点まで戻さなければならないが、この場合常時噛み合いにより戻すためにはトルネードギヤを逆回転しなくてはならないので、常時噛み合いではなく、一旦トルネードギヤを停止させ、ピニオンギヤをトルネードギヤから噛脱させて開始地点に戻し、再び噛合させることとし、さらにこれを複数のピニオンギヤを用い、後述するシフトチェンジ時等では、基本的に各変速段毎に前記ピニオンギヤを交互に切り替えて制御されることとする。

図７を参照して、ピニオンギヤの噛脱及び噛合方法はトルネードギヤＴを停止あるいは略停止させて、前記トルネードアクチュエータにより、前記アーム１５を回動(または垂下)させて行い、同時に前記軸ギヤ１１と前記ベベルギヤ９を噛脱・噛合させる。この場合、図１０のようにベベルギヤ９にさらに中間ギヤを介設、噛合させてこれに軸ギヤ１１を常時噛み合わせ、前記中間ギヤの外周を、軸ギヤ１１そしてピニオンギヤ軸Ｐｓを回動させれば噛脱・噛合動作は一ヶ所だけで済むことになる。この場合もトルネードギヤ軸と中間ギヤ軸とは交差軸であり、中間ギヤと噛合回転する軸ギヤとも交差軸である。

ピニオンギヤの移動は、ピニオンギヤの位置をピニオンギヤ位置の検知手段であるピニオンギヤ位置センサ１３で検出し、この検出出力に基づき、トルネードギヤ操作装置のアクチュエータをフィードバック制御することにより、例えば公知のシフトフォーク１４で押圧させる等の方法によりピニオンギヤ位置を調整する。以上のトルネードギヤ操作装置を作動させるアクチュエータの詳細な構成は図示しないが、油圧手段や電動手段等と、ギヤ機構、リンク機構、カム機構やワイヤ等の手段を組み合わせて実行されることとする。

上記トルネードギヤとピニオンギヤの噛脱・噛合のタイミングや位置、ピニオンギヤの操作等は図示しないアクセルペダルの踏込み量や車速等の車両の情報と各種制御プログラムやマップに基づいて実現される。

さて、前記ピニオンギヤＰから前記トルネードギヤＴに伝動された分配動力は、前記クラッチＣ２を介して前記リアキャリア２０ｃを経てリアプラネタリギヤ２０ｐに至る。一方前記変速段機構からの動力は、前記リアサンギヤ２０ｓにも分配され、前記リアプラネタリギヤ２０ｐの分配回転動力と合成されて前記リングギヤ２０ｒから出力される。従って、本実施形態の場合、前記軸ギヤ１１乃至前記トルネードギヤＴにおける作動が前記ギヤ機構による連続可変変速機構であり、前記第４中間軸５と、前記フロントサンギヤ１０ｓと、前記リアサンギヤ２０ｓとが前記動力分配機構であり、前記差動機構たる前記リア遊星歯車機構２０が前記動力合成機構となる。

前記リングギヤ２０ｒから出力された合成動力は、該リングギヤ２０ｒが一体的に有し前記第４中間軸５の外周に相対回転可能に支承された管部の後端部外周に固定された出力ギヤ１２ａと、該出力ギヤ１２ａと噛合する前記出力中間軸２の前方先端部に固定された、コーン状の管部を一体的に有した出力ギヤ１２ｂを経て、前記出力中間軸２に至り、該出力中間軸２の後端のギヤ列を介して出力軸１８に伝達され、前記ディファレンシャルギアを介して駆動輪に伝達される。

因みにトルネードギヤとピニオンギヤは、どちらを駆動側あるいは従動側にするかによって「昇りピニオン型」と「降りピニオン型」に分けることができ、本実施形態においては、駆動側であるピニオンギヤを略一定回転とし、低速回転から高速回転へ従回転させるべく噛合位置はトルネードギヤの径の大から小へ移動する降りピニオン型となる。

次に、図４、５、６を参照して、本発明を車両に応用した場合の、車両の走行状態による制御工程を説明する。

ーー発進及び微速走行ーー
本実施形態においては、車両停止時、エンジン停止状態からブレーキペダル踏み込み、エンジン始動、アイドリングに至る工程中、前記変速段機構の前記第２中間軸４では前記１速Ｇ１ギヤ列が確立されており、一方の前記第１中間軸３は、前記スリーブｓｌ１がどちらのギヤ列とも係合しない中立(ニュートラルＮ)の位置にあってフリーの状態であり、該第１中間軸３に固定されている前記サンギヤ３０ｓもフリーの状態である。前記ブレーキＢ２と前記クラッチＣ３も開放状態とされ、従って、前記遊星歯車機構３０においては、前記１速Ｇ１ギヤ列の回転である前記キャリア３０ｃは遊転し、ニュートラル状態となってアイドリング回転可能と成している。

この状態から、ブレーキペダル踏み込みが解かれ、運転者の足がブレーキペダルから離れると、前記ブレーキＢ２の係合力を徐々に増加させて、前記第１中間軸３が固定され前記サンギヤ３０ｓが固定される。前記第２中間軸４では前記１速Ｇ１ギヤ列が確立されて前記キャリア３０ｃは１速ギヤ列Ｇ１の出力速度で回転しており、前記クラッチＣ３が開放状態なので、前記ブレーキＢ２の係合力が増加するのに伴い、前記キャリア３０ｃは零から、前記したように１速ギヤ列Ｇ１の出力速度と０の中間速度まで立ち上がり０.５速段での動力伝達が行われ発進可能となる。本実施形態では、この通常一速段の二倍の変速比である０.５速を坂道発進等のための発進及び微速走行用のギヤ段とする。この際、電子制御によりエンジン回転を高めにするように設定してもよい。

運転者の足がブレーキペダルから離れ、アクセルペダルに足がかけられて、例えば足がペダルに載せられている程度のアクセル踏み込み量をａ１として、該アクセル踏み込み量ａ１までを上記発進・微速走行状態とし、該アクセル踏み込み量ａ１を超えると前記ブレーキＢ２が開放され、同時に前記クラッチＣ３が徐々に係合されて、前記したように三つの回転要素が同期されて１速ギヤ列Ｇ１が確立され、１速段の出力速度として前記遊星歯車機構３０のリングギヤ３０ｒから出力される。。尚、前記アクセル踏み込み量ａ１から後述するａ２までを現変速段の通常走行領域とし、従来と同じアクセル操作による走行領域として、任意の設定によりある程度の通常走行を行えることとする。

前記トルネードギヤ部に入った該１速段、または前記０.５速段の回転動力は、前記入力ギヤ８から前記フロントとリア二つの遊星歯車機構１０、２０に分配されるが、フロント遊星歯車機構１０に入った一の分配動力は、前記クラッチＣ１が開放状態とされ、そのため前記サンギヤ1０ｓが遊転状態となる。リア遊星歯車機構２０に入った他の分配動力は、前記クラッチＣ２が係合され、さらに前記ブレーキＢ１が係合され、従ってトルネードギヤＴが固定されて前記リングギヤ２０ｒが固定されているので、前記変速段機構の０.５速段あるいは１速段からの回転動力は、前記サンギヤ２０ｓから前記リアキャリア２０ｃ、前記出力ギヤ１２ａと出力ギヤ１２ｂを経て、前記出力中間軸２から前記出力軸１８に伝達され、前記ディファレンシャルギアを介して駆動輪に伝達される。他の変速段の回転動力も以上の伝達経路で伝達される。

ーー省エネモードでの加速とシフトチェンジーー
さらにアクセルが踏み込まれて踏み込み量が所定値ａ２を超えると前記ＥＣＵは前記トルネードギヤＴによる加速と判断し、まず前記ブレーキＢ１が開放され同時に前記クラッチＣ１が徐々に係合される。該クラッチＣ１が徐々に係合されると、前記フロント遊星歯車機構１０の分配動力は遊転状態から動力締結状態となって前記サンギヤ1０ｓから、前記キャリア１０ｃ、前記クラッチＣ１を経て前記ベベルギヤ９に至る。本実施例では前記トルネードアクチュエータにより操作される、前記アーム１５、前記軸ギヤ１１、前記ピニオンギヤ軸Ｐｓ、前記ピニオンギヤＰのセットを二組備えて交互に用い、例えば前記発進から１速走行時には、予め一のピニオンギヤＰ'が前記トルネードギヤＴの径の大きい底面側端部に噛合され、同時に軸ギヤ１１'も前記ベベルギヤ９に噛合され待機している。従って、前記ベベルギヤ９の動力は、軸ギヤ１１'、ピニオンギヤ軸Ｐｓ'を経て前記ピニオンギヤＰ'に至り、前記クラッチＣ１の係合力が増加するのに伴い、該ピニオンギヤＰ'は零から徐々に回転を始める。そして前記トルネードギヤＴも零から徐々に回転を始めて径の大から小、つまり低速回転から高速回転へと従回転する。

図６に動力伝動経路を示すが(各回転軸の上半分にだけ示す)、該トルネードギヤＴの回転は、(係合されている)前記クラッチＣ２を介して、前記リア遊星歯車機構２０の前記リングギヤ２０ｒへ伝動される。そして前記リア遊星歯車機構２０に入っていた他の分配動力の(前記リングギヤ２０ｒ固定の状態で出力されていた)前記リアキャリア２０ｃの回転に、前記トルネードギヤＴからの前記リングギヤ２０ｒの回転と合成、増量されて、リアキャリア２０ｃから出力される。増加量(あるいはシフトアップのタイミング、前記トルネードギヤＴでの前記ピニオンギヤＰの噛脱位置等)は例えば、後述するように逆流伝動される回転速度が次変速段と同期可能となる量(回転(rpm))として設定される。また、例えば跳び変速可能な量に設定してもよい。こうしてアクセル踏み込み量がａ２を超えると後はアクセル踏み込み量を漸増させなくても、前記トルネードギヤＴの回転変移により、リアキャリア２０ｃの回転が増量出力されることになる。

ところで、本実施例のような場合では、前記トルネードギヤ部での減速比分が増えるので、全体の減速比の調整のため、前記フロントとリア両遊星歯車機構１０、２０のギヤ比をともに略３.６と設定するとして、例えば前記変速段機構での減速比を夫々１.５程で除した値とし、その他前記ディファレンシャルギアや他の部位で調整することとする。また各部材の強度や剛性は本機構が実施可能とせしめるものとする。

また、例えばエンジン回転数２０００/ｒｐｍ前後で、変速段機構からそのままギヤ比を変えずにトルネードギヤ部に伝動されるとし、１速段(ギヤ比３.７６４÷１.５)から２速段(ギヤ比２.２７２÷１.５)へシフトアップするとした場合、１速段での出力回転数と２速段での出力回転数差は、前記トルネードギヤ部からの出力では、つまり前記リアキャリア２０ｃからの出力回転数差は略１５０／ｒｐｍ前後であり、１速段で、前記リアサンギヤ２０ｓの回転数(回転速度)を保持し、前記リアキャリア２０ｃの回転数を１５０／ｒｐｍ上げるには、前記リアリングギヤ２０ｒの回転数略２００／ｒｐｍを要する(シフトアップ所要時間を例えば３秒とすると略１０回転である)。１速段からの回転数７９７/ｒｐｍ(２０００÷(３.７６４÷１.５))は前記フロント遊星歯車機構１０で減速されて、例えば前記フロントキャリア１０ｃの径と前記ベベルギヤ９の径が同じとして、該ベベルギヤ９の２２１(７９７÷３.６)/ｒｐｍの回転数となり、この回転速度を前記トルネードギヤＴの零〜略２００／ｒｐｍの回転に変換(伝動)して前記リアリングギヤ２０ｒの回転に繋げるわけである。ここで、略２００／ｒｐｍの回転は、前記ピニオンギヤＰ'が前記トルネードギヤＴ上を移動し、次変速段へのシフトチェンジタイミングである、前記トルネードギヤＴ略後端部での前記ピニオンギヤＰ'との噛合(噛脱)位置の回転となる。従って、当該位置でのトルネードギヤＴの径：前記ベベルギヤ９の径は、２２１：２００(ギヤ比２２１/２００)となる。またその場合には、アイドルギヤであり同心にある前記軸ギヤ１１と前記ピニオンギヤＰ'の径は同じとする。また前記トルネードギヤＴのギヤ列数つまり軸方向の長さや、テーパ角度等はエンジンの出力特性、エンジン回転数とシフトアップ所要時間との関係等種々の条件により設定される。

続けて例えばアクセル踏み込みがそのままで、前記ＥＣＵが、加速継続、次変速段(２速段(１.５速))へのシフトチェンジタイミングと判断すると、プレシフトとして、まず前記第１中間軸３上の前記スリーブｓｌ１の中立(ニュートラルＮ)位置から前記２速ギヤ列Ｇ２への移動を開始させる。前記ディテント玉が嵌合する前記ディテント窪みは、前記スリーブｓｌが左右ギヤ列のドグギアに噛合する位置と、その中間のニュートラル位置に対応させて、図示しないシフトシャフトの軸方向３箇所に形成されている。前記乗り越えセンサにより、前記ディテント玉が、前記ニュートラル位置に対応した前記ディテント窪みからの乗り越えを検出すると、前記クラッチC１が開放され、該クラッチＣ１以降〜前記トルネードギヤＴ〜前記リアリングギヤ２０ｒが遊転状態となる。続いて前記クラッチＣ３が開放され、まだ前記第１中間軸３はフリーの状態で、該第１中間軸３に固定されている前記サンギヤ３０ｓが遊転し、従って前記遊星歯車機構３０が遊転状態となって、該遊星歯車機構３０と前記入力ギヤ８を介して繋がっている前記リアサンギヤ２０ｓも遊転状態となる。続いて前記ブレーキＢ１が係合され、前記クラッチＣ２が係合されているため前記トルネードギヤＴが固定され、従って前記リアリングギヤ２０ｒも固定される。

前記リアサンギヤ２０ｓの回転速度を上げずに、前記トルネードギヤＴにより増量出力されていたタイヤへの回転トルクが、前記リアリングギヤ２０の固定により、今度は、惰性で回転するタイヤからの増量された回転トルクが、遊転する前記リアサンギヤ２０ｓの回転速度を押し上げることになる。そして該リアサンギヤ２０ｓの増量された回転が、リアサンギヤ２０ｓ→前記第４中間軸５→前記入力ギヤ８→前記遊星歯車機構３０のリングギヤ30ｒの経路で逆流伝動され、シフトアップの作動に利用されることになる。

前記したように、通常、シフトチェンジにおけるギヤの接続(ギヤ列の確立)のための回転合わせと、そのための動力断続は、該ギヤ接続装置の前(エンジン間)で行われ、シフトアップでは回転を下げて、シフトダウンでは回転を上げて前から繋がれるが、本方式においては上記操作はギヤ接続装置の後ろで行われ、後ろから、シフトアップでは回転を上げ、シフトダウンでは回転を下げて繋がれる。従って前記方法により、動力切断が行われ、前記リアサンギヤ２０ｓの増量された回転が前記変速段機構(ギヤ接続装置)の方に逆流伝動されて同期が行われ、シフトアップが成されることになるのであるが、本実施形態の場合、前記変速段機構の中間軸が二本に分けられているため、夫々の逆流伝動経路について説明する。

まず、２速(１.５速)段、４速(２.５速)段、６速(３.５速)段の各変速段(Ａ)が確立されている場合の状態は、夫々前記したように、前記クラッチＣ３が開放され、かつ前記第１中間軸３と前記第２中間軸４の両方でギヤ列が確立され、前記第１中間軸３は前記サンギヤ３０ｓ、前記第２中間軸４は前記キャリア３０ｃに連結され、前記リングギヤ30ｒとともに各ギヤが差動回転している。

そして１速段、３速(２速)段、５速(３速)段、７速(４速)段の各変速段(Ｂ)が確立されている場合の状態は、夫々前記したように、前記第１中間軸３と前記第２中間軸４のうち、一はギヤ列が確立され他はニュートラルでフリー回転のため、前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃのどちらかが遊転しているのだが、前記クラッチＣ３が係合されているため同期回転させられている状態である。

図５を参照して、前記Ｂの各変速段からＡの各変速段へシフトアップする場合を説明すると、シフトアップが開始されて、(前記クラッチＣ１が開放されてから)係合されていた前記クラッチＣ３が開放されると、Ｂは前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃのうち一は連結されたギヤ列が確立されてエンジンからの動力で従動回転しているが、他は遊転している状態で、そこに前記リアサンギヤ２０ｓからの増量された回転が前記の経路で逆流伝動されると、前記一はエンジン動力からの従動回転をそのまま保持し、従って逆流回転動力は遊転している他のギヤの、そのギヤ比に応じた回転速度となって伝動されることになる。当該他のギヤの回転速度とは、次変速段での組み合わせとなるギヤ列の前記中間軸上のギヤの回転速度と同期可能となる(また、そのように設定される)回転速度のことである。

従って前記１速段から前記２速(１.５速)段へシフトアップする場合は、前記増量された回転が前記リングギヤ30ｒから、確立されている前記Ｇ１ギヤ列のＧ１ｂと連結されエンジン動力からの回転をそのまま保持する前記キャリア３０ｃ(３０ｐａ、３０ｐｂ)を介して、遊転する前記サンギヤ３０ｓにそのギヤ比に応じた回転速度となって流れ、該サンギヤ３０ｓと連結された前記第１中間軸３が、まだ確立されていない、前記２速段での組み合わせ相手である前記Ｇ２ギヤ列のＧ２ｂと同期できるような速度で回転する。そして前記スリーブｓｌ１をＧ２ｂ側に移動させてＧ２ｂのドグギアに噛合させ(回転速度が同じなので、容易に噛合させられる)、Ｇ２ギヤ列を確立させてシフトチェンジ完了となる。

また、３速(２速)段から４速(２.５速)段へシフトアップする場合は、確立されている前記Ｇ２ギヤ列のＧ２ｂと連結されエンジン動力からの回転をそのまま保持する前記サンギヤ３０ｓ、の外周を遊転する前記キャリア３０ｃにそのギヤ比に応じた回転速度となって流れ、該キャリア３０ｃと連結された前記第２中間軸４が、まだ確立されていない、前記４速段での組み合わせ相手である前記Ｇ３ギヤ列のＧ３ｂと同期できるような速度で回転する。そして前記スリーブｓｌ２をＧ３ｂ側に移動させて同期させ、Ｇ３ギヤ列を確立させてシフトチェンジ完了となる。

また、前記Ａの各変速段からＢの各変速段へシフトアップする場合、例えば、開始から(現ギヤ列組み合わせの、低次側ギヤ列の)前記ディテント玉が確立されているギヤ列のドグギアに噛合する位置のディテント窪みから外れる所要時間を基に、開始時期と前記クラッチＣ１の開放時期(例えば前記窪みから外れる直前)を設定し前記プレシフトとする。シフトアップ前、Ａは前記クラッチＣ３が開放されており、前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃは、各々に連結されているギヤ列が確立されて、エンジンからの動力で従動回転し、前記リングギヤ30ｒとともに各ギヤが差動回転している状態である。シフトアップが開始され、(前記クラッチＣ１が開放されてから)前記ディテント玉がディテント窪みから外れると、前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃのうち、一(高次側)はエンジン動力で従動回転するが他(低次側)は遊転している状態となる。そこに前記リアサンギヤ２０ｓからの増量された回転が、逆流伝動されるのだが、この場合は、エンジン動力で従動回転する前記高次側ギヤ列の、前記中間軸上のギヤの回転速度と同期可能となる(また、そのように設定される)回転速度で前記リングギヤ30ｒに伝動され、(このＢの場合)三回転要素のうち二つが同回転となり、従ってもう一つの回転も同期され、この状態から前記クラッチＣ３の係合が行われる。

例えば、前記２速(１.５速)段から３速(２速)段へシフトアップする場合は、前記Ｇ１ギヤ列と前記Ｇ２ギヤ列が確立され、前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃと前記リングギヤ30ｒの各ギヤが差動回転している状態から、前記ディテント玉が前記Ｇ１ギヤ列の位置のディテント窪みから外れ前記第２中間軸４が遊転し、従って前記キャリア３０ｃが遊転し、そこに前記Ｇ２ギヤ列の回転である前記サンギヤ３０ｓの回転に合うように設定された増量された回転が逆流伝動され、三つの回転要素が同期されて、前記クラッチＣ３が係合され、前記Ｇ２ギヤ列である前記３速(２速)段へシフトチェンジ完了となる。

また前記４速(２.５速)段から５速(３速)段へシフトアップする場合は、前記Ｇ２ギヤ列と前記Ｇ３ギヤ列が確立され、前記サンギヤ３０ｓと前記キャリア３０ｃと前記リングギヤ30ｒの各ギヤが差動回転している状態から、前記ディテント玉が前記Ｇ２ギヤ列の位置のディテント窪みから外れ前記第１中間軸３が遊転し、従って前記サンギヤ３０ｓが遊転し、そこに前記Ｇ３ギヤ列の回転である前記キャリア３０ｃの回転に合うように設定された増量された回転が逆流伝動され、三つの回転要素が同期されて、前記クラッチＣ３の係合され、前記Ｇ３ギヤ列である５速(３速)段へシフトチェンジ完了となる。

他の各変速段のシフトアップも上記と同じように行われるが、前記ＢからＡへのシフトアップの場合の回転合わせは、各ギヤ列の同期装置で行われ、前記ＡからＢへのシフトアップの場合の回転合わせは、前記遊星歯車機構３０で行われるということになる。

ところで、例えば加速中等では、動力分断時にも多少のショックが生じこのショックを防止すべく、クラッチの接続を緩徐に断つ技術等が知られているが、前記加速状態から、前記クラッチＣ１を開放する前に、前記トルネードギヤＴでのプレシフトとして、電子制御スロットルによりエンジン回転速度を徐々に下げ、つまり前記ピニオンギヤＰの一定回転速度を徐々に下げ、前記トルネードギヤＴの等加速度を徐々に下げてから前記クラッチＣ１を開放するようにしてもよい。こうすることにより動力分断時のショックを低減でき、動力接合時のショックを略零にすることと合わせ、例えばトルクコンバーターを用いた自動変速装置のそれと同じようなマイルドなシフトチェンジとすることもできる。

前記トルネードギヤ部では、前記クラッチＣ２係合時に前記ブレーキＢ１が係合され、前記トルネードギヤＴが固定され、増量された回転が前記変速段機構に逆流伝動されたのだが、前記したように結合される前記スリーブとドグギヤ等の回転速度は互いに略同じなので結合は容易であるが一応、上記の直後に前記クラッチＣ２が開放され、前記変速段機構における変速段確立を可能にするための回転差の吸収が行われる。前記クラッチＣ２の開放と変速段確立のための動作開始は略同時でよい。また、前記ブレーキＢ１係合中に、前記トルネードギヤＴに噛合しているピニオンギヤＰ１(ピニオンギヤＰ')を噛脱させ、ピニオンギヤＰ２を、この場合は前記トルネードギヤＴの所定の開始位置に噛合待機させる。そして再び前記クラッチＣ２が係合され、前記ブレーキＢ１は係合されているので再びエンジンの駆動力が次変速段の動力としてタイヤ側に出力される。この時、前記リアリングギヤ２０ｒの回転速度はむろん略零であり、前記クラッチＣ２の係合は容易かつ瞬時に行われ、負担もない。そして前記ブレーキＢ１が開放され、同時に前記クラッチＣ１を徐々に係合し前記ピニオンギヤＰ２を零から徐々に回転させて前記工程を繰り返す。このようにシフトアップを繰り返して意図する速度に到達させるのであるが、前記ブレーキＢ１や前記クラッチＣ２等の係合部材への負担は比較的少なく断接所要時間も短くできる。また前記各ギヤ列の同期装置やクラッチＣ３も、前記したように同じ回転速度でシンクロさせることができるので、係合部材への負担が少なく、短時間かつ変速ショックのないシフトチェンジが可能となる。

以上のように、本方式の特徴的な機構により既存の自動変速式マニュアルトランスミッション（ＡＭＴ）等に比べて同期時間を短くでき、シフトチェンジの所要時間を短くし、変速ショックも大幅に短縮できる。

尚、手動のシフトアップ(スロットル開度は電子制御による)も可能で、その場合には前記クラッチＣ１開放、前記クラッチＣ２係合、前記ブレーキＢ１係合でエンジン回転速度を上げて加速し、シフトアップは、上げられたエンジン回転速度と次変速段の回転数とにより制御すべきエンジン回転速度を算出して、前記加速工程あるいは後記減速工程の手順により回転動力の制御を行って、変速段を確立させる。このようにクラッチとブレーキ操作により、前記変速段機構とトルネードギヤＴの動力伝達系統を切り離すことができるので、万一トルネードギヤＴに不具合が生じても前記変速段機構だけで走行が可能である。

ーー減速ーー
アクセルペダルが戻され、アクセル踏み込み量が前記ａ１以下(〜０)になった場合、あるいは足がアクセルペダルから離れブレーキペダルが踏まれた場合、エンジン回転はアイドリング回転または略アイドリング回転速度まで下がり減速される。

任意の前記変速段が確立され該変速段で加速中の減速では、前記シフトアップ時と同じように前記クラッチＣ１を開放し、前記ブレーキＢ１を係合し、前記トルネードギヤＴを固定させる。この場合にも増量された回転が前記変速段機構に逆流伝動されるのだが、変速段は確立されているので該増量された回転は該変速段機構はそのまま素通りしてエンジンに流れ、エンジンの回転が上げられてエンジンブレーキが作用して制動されることになる。

車両が現変速段での最低車速、つまりエンジン回転を維持できる回転数(アイドリング)での最低車両速度まで落ち、さらにそのまま減速が続行される場合は、前記変速段機構で減速時シフトチェンジ(シフトダウン)が行われる。前記したように本方式のシフトダウンでは、前記変速段機構の後ろから回転を下げて回転を合わせ、変速段を確立させるが、これは、まず前記変速段機構の方で前記シフトアップ時のプレシフトと同じように動力切断状態にし、前記クラッチＣ２を開放し前記クラッチＣ１を係合調整することにより達成できる。これにより、前記ブレーキＢ１は係合されているので、前記ブレーキＢ１ー前記トルネードギヤＴー前記ピニオンギヤＰー前記軸ギヤ１１ー前記ベベルギヤ９ー前記第３中間軸６ー前記フロント遊星歯車機構１０と繋がって、前記リアサンギヤ２０ｓが制動され回転速度を落とすことができ(この時、該リアサンギヤ２０ｓは制動されるが、タイヤからの前記キャリア２０ｃの回転は、前記クラッチＣ２が開放されているため遊転する)、次変速段(一段下方の変速段)の回転速度まで落としてそれを前記変速段機構に伝動し同期・係合させれば、シフトアップの場合と同じように変速ショックのないスムーズなシフトダウンが可能となる。そして再びクラッチＣ２を係合し、前記クラッチＣ１を開放して、前記と同じようにエンジンブレーキを作動させる減速走行に戻す。減速が続行される場合は、上記工程を繰り返す。
また急加速等でのシフトダウンも上記と同じように行うことによって変速ショックのないスムーズなシフトダウンが可能となる。尚、前記変速段機構及び前記多段化機構での手順はシフトアップ時と同じなので省略する。また減速は、基本的に急減速以外はシーケンスで行うこととする。また前記クラッチＣ１の係合量や制動された回転速度等値等は例えば、各回転数センサからの信号と設定された減速時マップ等により算出するようにしてもよい。またエンジンブレーキ作動中は燃料カットを行うと好適である。またオルタネーターを車両の減速時に集中的に稼働させるようにするなど、減速エネルギーを電気エネルギーに変換して回生させるようにした方が好適である。

ブレーキペダルが大きく踏み込まれた急減速では、前記クラッチＣ１開放、前記ブレーキＢ１係合、前記クラッチＣ２係合を保持し、現変速段でのエンジンブレーキによる制動をきかせつつ、ブレーキペダルの機構による制動を優先するが、制動終了後は直ちに前記クラッチＣ２を開放して次作動に備える。この時、前記ピニオンギヤＰ等を噛脱させて、減速する車速に合わせて移動・待機させるということができる。

ー一定速走行ーー
前記加速状態からアクセル開度が少しだけ戻され、アクセル踏み込み量が前記ａ１以上前記ａ２以下になったら、現変速段での定速走行(通常走行)状態とする。この場合、駆動力は現状増量して出力されているので、前記シフトダウンとおなじように、まず前記変速段機構の方で動力切断状態にし、前記クラッチＣ２を開放し、前記クラッチＣ１を係合調整し、そしてこの場合は前記ブレーキＢ１が開放されているので該ブレーキＢ１を係合し、回転を落として再び動力接合し、従来と同じような各変速段による一定速走行に移行する、というようにすればよい(１)。現車速と戻されたアクセル開度(による車速)が一致しない場合は前記電子制御により緩除に一致させるようにする。

上記定速走行にシフトした時、現変速段での車両速度の範囲の中で、高速領域であった場合には、スロットル開度は大きくなり燃費も悪くなるのだが、省エネモードとして、例えばアクセルはそのままに自動的に加速と減速を一定の間隔で繰り返すというようなことができる。この場合低加速回転(前記トルネードギヤＴを併用可能な一番低いエンジン回転)での、時間を長くとった緩やかな前記加速と、燃料カットを用いた前記減速とを併用すれば、本方式の燃費性能の優れた加速により、燃費効率のよい定速走行が可能となる。あるいはさらに減速とせず、加速状態から前記クラッチＣ１開放、前記クラッチＣ２開放、前記ブレーキＢ１係合でニュートラル走行としてもよい。(２)

ＭＴ(マニュアルミッション)では運転者の判断でニュートラル走行が可能なのであるが、上記の場合も、運転者の判断でアクセルペダルが定速走行の踏み込み位置に置かれるのであるから(踏み込みを上下させれば、すぐに加速モード、減速モードに移行できる。)特殊な走行環境を除けば、こういったニュートラル走行併用も可能であり認可されてしかるべきである。続けると該定速走行踏み込み位置のままニュートラル走行から加速走行に(自動的に)切り替えるには、まずエンジン回転をアイドリング回転から加速時回転に戻し、前記サンギヤ２０ｓの回転が上がって、前記ニュートラル走行時に上がっていた前記リングギヤ２０ｒの回転が下げられ、それから前記クラッチＣ１係合し、前記クラッチＣ２係合し、前記ブレーキＢ１を開放する。(前記ピニオンギヤＰは前加速時位置から再始動するが、そのために前記トルネードギヤＴの軸方向長さをシフトチェンジ時最終位置より長くして加速時間を長くするようにするか、または後述するように前記ピニオンギヤＰを開始位置側に戻し、スロットル開度を大きくして徐々に戻しながら加速、というようにしてもよい。)戻されるエンジン回転量は然程多くはなく、前記リングギヤ２０ｒの回転も略０なので前記Ｃ２クラッチ係合も楽に行われ、変速ショックなく加速モードに切り替えられる。そして本方式の燃費性能の優れた加速と、車速低下が緩慢で長い距離を稼ぐことができる省エネニュートラル走行とを繰り返すことにより、燃費効率のよい定速走行が可能となる。

また、前記したような現変速段での車両速度の範囲の中で、低速領域で走行している場合には前記(１)の方法、高速領域で走行している場合には前記(２)の方法で制御する、という構成にすることもできる。

上記第１実施形態は、従来の、エンジンと変速機との間の摩擦クラッチやトルクコンバーターが設置されていた場所に前記トルネードギヤ部を配設するので、軸方向長さは従来と然程変わらず済ますことができる。

第２実施形態は、上記第１実施形態よりも軸方向長さを短くできるもので、図８に示すごとく、エンジンの出力軸である変速段機構の入力軸１と３つの中間軸２、３、４と出力軸５を有して形成されている。入力軸１の軸心方向と中間軸４の軸心方向と出力軸５の軸心方向は同じ直線上に配置され、中間軸２、３、は、入力軸１と中間軸４と出力軸５に平行に配置されている。そして、前記第１実施形態と同じく入力軸１と中間軸２、３との間で変速段ギヤ列が形成され、平行歯車式の自動変速式マニュアルトランスミッション（ＡＭＴ）と同様の変速段機構を形成している。該変速段機構と多段化機構の構成、作動は前記第１実施形態と同様のものである。そして中間軸４の外周にはトルネードギヤＴと二つの遊星歯車機構１０、２０等によりトルネードギヤ部を形成している。トルネードギヤＴは、摩擦係合要素たるブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に連結され固定可能と成している。エンジン駆動力は前記変速段機構を介して前記中間軸４に至り、前記遊星歯車機構１０のサンギヤ１０ｓと前記遊星歯車機構２０のサンギヤ２０ｓに分配伝動される。前記遊星歯車機構１０のサンギヤ１０ｓに分配伝動された回転動力はキャリア１０ｃ、クラッチＣ１を経て前記トルネードギヤＴを駆動させる。該トルネードギヤＴの回転により、噛合するピニオンギヤＰが従動回転させられ、回転動力は軸ギヤ１１を経てベベルギヤ９に至る。該ベベルギヤ９は前記出力軸５の外周に相対回転可能に支承され、クラッチＣ２の係合・開放により前記リングギヤ２０ｒと連結・分離可能と成している。そして前記ベベルギヤ９に至った回転動力は、前記リングギヤ２０ｒからキャリア２０ｃに連結された前記出力軸５に至り出力される。つまり駆動側である前記トルネードギヤＴを略一定回転として、前記ピニオンギヤＰを低速回転から高速回転へ従回転させるべく噛合位置はトルネードギヤの径の小から大へ移動し、動力伝動経路がトルネードギヤからピニオンギヤへの流れとなる「昇りピニオン型」のトルネードギヤ部を形成している。走行時の各機構等の作動は前記第１実施形態と同様のものであり、容易に推定できるので省略する。

第３実施形態は図９に示すごとく、変速段機構とトルネードギヤ部が同じ直線上外周に配設されたもので、変速段機構は複数組の遊星歯車装置の回転要素が、油圧アクチュエータによって係合させられる多板式、単板式のクラッチやブレーキ等の油圧式の摩擦係合装置等により選択的に連結されることにより複数のギヤ段（変速段）が択一的に達成される公知の遊星歯車式の多段変速機構である。トルネードギヤ部は上記と同じく前記トルネードギヤと二つの遊星歯車機構による前記「昇りピニオン型」であり、動力伝動経路はトルネードギヤからピニオンギヤへの流れとなる。走行時の前記遊星歯車式の多段変速機構の作動は公知のものであり、トルネードギヤ部の各機構等の作動も前記第１、第２実施形態と同様のものであり、容易に推定できるので省略する。

また、本発明は四輪車両以外にも幅広く活用できるため後進走行のための機構も省略してある。

以上、本発明の動力伝達機構及びギヤ式連続可変変速機構を実施形態に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施形態に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。例えば、本実施形態では差動機構として、三つの回転要素からなる遊星歯車機構を用い、例えば前記リア遊星歯車機構２０では該三回転要素のうち、動力の入力軸をサンギヤに、前記ギヤ機構による連続可変変速機構たる前記トルネードギヤＴをリングギヤに、出力軸をキャリアに連結したが、該入出力軸やギヤ機構による連続可変変速機構は他の回転要素にも連結可能であり、いろいろな組み合わせが可能である。従って前記出力中間軸２をそのまま出力軸として前記ディファレンシャルギアから駆動輪に伝達するように構成することもできる。また前記トルネードギヤ式連続可変変速機構は、複数使用することも可能であり、直列に複数、また動力を分配する形で並列に少なくとも一つ配設するという構成も可能である。また前記トルネード型等、略円錐型ギヤ式連続可変変速機構等では、側面外周部だけでなく側面内週部にも前記歯列を内設することも可能である。また本ギヤ式連続可変変速機構は前記流体式断続装置や通常の動力断続装置をエンジン後方またはその他の部位に介設してもよい。また、前記変速段機構における前記多段化機構は、２段切り替え可能なレンジチェンジ型の副変速機構等を用いてもよいし、他の多段化機構を用いて構成することも可能である。また前記多段化機構を配設しない構成とすることもできる。また動力発生源にはエンジンなどの内燃機関、電動機などの他に、火力、水力、風力、人力なども挙げられる。その他、本発明では様々な機構、装置等による配設・構成が可能である。

尚、本分中で表記されている機構は、装置や部材等と置き換えてもよい。

１入力軸
２出力中間軸
３第１中間軸
４第２中間軸
５第４中間軸
６第３中間軸
１０フロント遊星歯車機構
２０リア遊星歯車機構
８前記入力ギヤ
９ベベルギヤ
１１軸ギヤ
１２ａ、１２ｂ出力ギヤ
Ｔトルネードギヤ
Ｐピニオンギヤ
Ｐｓピニオンギヤ軸
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３クラッチ
Ｂ１、Ｂ２ブレーキ
１８出力軸

Claims

第１の回転軸を有するとともに、該回転軸の方向に沿って連続的に変化する断面形状を有する第１の歯車と、
第２の回転軸を有し、前記第１の歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って摺動自在に設けられた第２の歯車と、
を備え、
前記第１の歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、
または前記第１の歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、
前記第１の歯車のピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とする動力伝達機構であって、
前記第１の歯車は、
円錐状外周部または内周部に、前記第２の歯車が前記第２の回転軸の方向に沿って移動可能に、略均等な歯が等ピッチをもって並設された歯列がスパイラル状に延設されてなる円錐渦巻き列ギヤであり、
前記第２の回転軸は、前記円錐渦巻き列ギヤの円錐面(ピッチ円錐面)上での母線と平行に配置される、
ことを特徴とする動力伝達機構。
動力源の動力を、ギヤ機構を用い変速比を連続的に変化させ出力するギヤ式連続可変変速機構であって、
少なくとも、
ギヤ機構による連続可変変速機構と、
差動機構と、
を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記ギヤ式連続可変変速機構であって、
少なくとも、
前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、
段階的にギヤ比を変える変速段機構と、
を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記ギヤ式連続可変変速機構であって、
少なくとも、
前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、
前記動力を分配する動力分配機構と分配された動力を合成する動力合成機構の少なくとも一つと、
を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記ギヤ式連続可変変速機構であって、
少なくとも、
前記動力分配機構と、
分配された動力を利用する前記ギヤ機構による連続可変変速機構と、
該ギヤ機構による連続可変変速機構から出力される動力を合成する動力合成機構と、
前記変速段機構と、
を有することを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記請求項２乃至５いずれかに記載のギヤ式連続可変変速機構において、
前記動力合成機構は差動機構であることを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記請求項２乃至６いずれかに記載のギヤ式連続可変変速機構において、
前記ギヤ機構による連続可変変速機構は、
第１の回転軸を有するとともに、該回転軸の方向に沿って連続的に変化する断面形状を有する第１の歯車と、
第２の回転軸を有し、前記第１の歯車に噛み合うとともに前記第２の回転軸の方向に沿って摺動自在に設けられた第２の歯車と、
を備え、前記第１の歯車に対して、前記第２の回転軸の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、
または前記第１の歯車の回転に起因して従回転する前記第２の歯車が噛み合い位置を連続的に変更しながら移動するとき、
前記第１の歯車のピッチ円の半径が連続的に変化することを特徴とする動力伝達機構、
であることを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記請求項２乃至６いずれかに記載のギヤ式連続可変変速機構において、
前記ギヤ機構による連続可変変速機構は、
請求項１に記載の動力伝達機構、であることを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記請求項２乃至８いずれかに記載の前記差動機構は、遊星歯車機構または差動歯車機構、であることを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。
前記請求項２乃至９いずれかに記載のギヤ式連続可変変速機構において、
前記動力合成機構は、相対回転可能な第１と第２と第３の３つの回転要素を有し、
該３要素のうちの第１要素を入力軸に、第２要素を出力軸にそれぞれ動力伝達可能に連結するとともに、第３要素を前記ギヤ機構による連続可変変速機構に動力伝達可能に連結する、
ことを特徴とするギヤ式連続可変変速機構。