JP7250815B2

JP7250815B2 - 歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム

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Description

本発明は、動力伝達システムの技術分野に属し、特に全歯車式無段自動変速動力伝達システムに係る。

動力伝達系（又は装置という）は、エンジン、タービン、水車、モータ等の動力源からの動力を、各種車両の駆動車輪、船舶のスクリュー、工作機械の主軸／カッタヘッド、ロータリ、油圧ポンプ、コンプレッサ、ブロア等の作業機構や作業機械に伝達する役割を担う機械の中で最も基本的な構成要素である。動力源の動力特性（例えば、回転数に対する出力、トルク等の変化）は、作業機構や作業機械の要求と大きく異なる場合が多いため、動力源と作業機構や作業機械との間の動力伝達装置に減速機能や変速機能を持たせる必要があり、これは、多くの機械における伝達装置に減速機や変速機（伝達比可変の伝達装置）が採用されている理由である。

現在、各種機械に用いられている変速機は、主に、手動機械式有段変速機（ＭＴ）、電子制御機械式有段自動変速機（ＡＭＴ）、ベルト式無段自動変速機（ＣＶＴ）、流体式自動変速機（ＡＴ）、デュアルクラッチ式自動変速機（ＤＣＴ）など多数ある。そのうち、（１）手動機械式有段変速機（ＭＴ）は、変速機の段数（変速段数）が限られているという欠点を有し、４～６速が最も多く用いられ、６段よりも段数の多い機械式有段変速機には、メイン、サブ変速機の構成が採用されるのが一般的である。４速～６速の機械式有段変速機では、各変速段間の回転比に大きな段差が生じ、動力源が常に高効率域で動作し続けることができないだけではなく、変速過程で回転比が段階的に変化して動力伝達特性が不十分となる。また、変速段数が６段より多い主副変速機にあっては、高効率域での動力源の稼働率が高くなり、１変速段当たりの回転比段差が小さくなるものの、変速中の回転比が段階的に変化し、動力伝達特性が不十分となるなどの問題が残るばかりでなく、変速段数の増大に伴って変速動作が煩雑になり、オペレータの技量に対する要求が高まっている。（２）電子制御機械式有段自動変速機（ＡＭＴ）は、手動機械式有段変速機の改良版であり、変速伝達部が従来の機械式手動有段変速機とほぼ同一であり、唯一の相違点として、変速動作が電子制御式油圧又は電子制御式空気圧アクチュエータにより行われることであり、従来の手動機械式有段変速機に固有の「変速段毎の回転比の段差が大きい、変速時の回転比が段階的に変化する、動力伝達特性が良好でない」等の欠点が同様に存在し、単に手動変速を必要としない。このような問題点は、手動機械式有段変速機（ＭＴ）及び電子制御機械式有段自動変速機（ＡＭＴ）のいずれにおいても共通であるため、機械式有段変速機に代わる無段変速機が望まれている。（３）ベルト式無段自動変速機（ＣＶＴ）におけるアクティブスレーブプーリ径の自動調節と、流体式自動変速機（ＡＴ）におけるトルクコンバータは、無段変速機能を有するが、１）回転比変化範囲が小さく、各機械における回転比変化範囲の要求に応えるためには、常に他の有段機械式変速機と組み合わせて使用する必要があること、２）伝動効率が低く、消費エネルギーが大きいこと、３）構造が複雑で製造コストが高いこと、４）ＣＶＴには、伝達トルク能力が十分制限され、大きなトルクを伝達できないという共通の欠点があるため、小型車両や小型機器にのみ適用されている。（４）近年、発展されてきたデュアルクラッチ式自動変速機（ＤＣＴ）は、事実上機械式有段自動変速機であり、電子制御機械式有段自動変速機（ＡＭＴ）との大きい相違点として、２つの機械式有段変速機を並列に用い、２つのクラッチと電気制御油圧式又は電気制御空気圧式又は電気制御電気的変速動作機構とを用いて変速動作を行い、２つの機械式有段変速機を用いたため、変速機の段数が多くなり、１段当たりの回転比段差が小さくなり、２つのクラッチを用いて変速を行うことから、変速動作が短くなり、変速フィーリングが低下する。しかしながら、デュアルクラッチ式自動変速機（ＤＣＴ）も機械式有段変速機であるため、その「１速段毎の回転比に段差があり、変速過程で回転比が段差的に変化して動力伝達特性が良好にならない」という欠点は依然として存在し、ただその欠点はある程度まで低減されている。また、デュアルクラッチ自動変速機（ＤＣＴ）は構造や工程が複雑であるため、製造コストが高く、使用環境に対する適合性が低い。

本発明により解決しようとする技術課題は、従来技術における各種の変速機の不備を徹底的に克服し、簡単な構成で、軽量かつコンパクトで、伝達効率が高く、回転比の変化幅が広く、しかも、トルク伝達能力が機械伝達の要求を全て満足することができ、しかも、回転比の変化幅の全域に亘って無段式の自動変速を効率よく行うことができるとともに、回転比のアクティブ制御が各種の機械伝達の要求を満足することができる、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを提供することである。

上記の技術課題を解決するために、本発明は以下の技術的手段を採用する。
全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムであって、比率トルク分配差動機構と、回転比アクティブ制御機構と、遊星歯車機構とを含み、遊星歯車機構の前端に比率トルク分配差動機構が直列に連結して無段自動変速装置を構成し、比率トルク分配差動機構と遊星歯車機構との間に回転比アクティブ制御機構が設けられ、比率トルク分配差動機構は、動力及び運動出力端に設けられた第１差動かさ歯車と第２差動かさ歯車との２つの差動かさ歯車を含み、第１差動かさ歯車は、中空の第１差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のリングギヤに剛体連結し、第２差動かさ歯車軸は、中空の第１差動かさ歯車軸を貫通し、第２差動かさ歯車は、第２差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のサンギヤに連結し、回転比アクティブ制御機構は、回転比調整モータと、常時噛合状態にある回転比調整アクティブ歯車と、回転比調整スレーブ歯車を含み、回転比調整スレーブ歯車は、第１差動かさ歯車軸に剛体連結し、回転比調整アクティブ歯車は、回転比調整モータの出力軸に取り付けられ、遊星歯車機構の２つの入力端は、それぞれ中心に位置するサンギヤ及び最外周のリングギヤであり、遊星歯車がサンギヤ及びリングギヤに同時に噛合し、キャリアを介して外部に動力を出力することを特徴とする。

更に、比率トルク分配差動機構は、デフケースと、遊星かさ歯車と、第１差動かさ歯車と、第２差動かさ歯車を含み、無段自動変速装置入力軸は、デフケースの前端でデフケースに剛体連結し、デフケースの中で、デフケースの前後端又は左右方向に延びる軸孔に第１差動かさ歯車と第２差動かさ歯車が回転自在に支持され、第２差動かさ歯車と第１差動かさ歯車は、それぞれ前後端で遊星かさ歯車に噛合し、第１差動かさ歯車軸は、前端が第１差動かさ歯車に剛体連結し、後端がデフケースを貫通して遊星歯車機構のリングギヤに剛体連結し、第２差動かさ歯車軸は、前端が第２差動かさ歯車に剛体連結し、後端が中空の第１差動かさ歯車軸を貫通してサンギヤに剛体連結し、又はサンギヤ軸と一体に形成される。

更に、遊星歯車機構では、遊星かさ歯車に、遊星かさ歯車軸の中心線を周回する周方向の環状溝を開口し、遊星かさ歯車軸の一端は、デフケースに固定して取り付けられ、他端は、軸受けを介して環状溝内に取り付けられ、遊星かさ歯車の自転時の回転中心は、環状溝の中心円弧線である。

更に、遊星かさ歯車の自転時に、遊星かさ歯車と第２差動かさ歯車との噛合点Ａから遊星かさ歯車軸の中心線までの距離をＳ_１、遊星かさ歯車と第１差動かさ歯車との噛合点Ｂから遊星かさ歯車軸の中心線までの距離をＳ_２とすると、Ｓ_１とＳ_２との比は、常に所定の割合である。

更に、比率トルク分配差動機構は、少なくとも２個の遊星かさ歯車を用いる。

更に、前記遊星歯車機構には、少なくとも２つの遊星歯車が設けられている。

更に、２つ以上の前記全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを直列に連結して、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比変化範囲を大きくし、又は、前記遊星歯車機構でサンギヤの前に減速機構を設け、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比変化範囲を大きくし、前記減速機構は、対称定軸輪列歯車減速機構、又は非対称定軸輪列歯車減速機構、又は遊星歯車減速機構のいずれかであり、第２差動かさ歯車軸は、減速機構によって減速されてからサンギヤに連結し、前記減速機構は、サンギヤの前に直列に連結される。

更に、無段自動変速装置の前端又は後端に方向変換機構を直列に連結して、動力と運動伝達の正転、反転、及び中断の少なくとも３つのモードの切り替えを実現し、方向変換機構は、クラッチと同期装置の組み合わせ構造の方向変換機構、又は２連多板クラッチ形式の方向変換機構、又はデュアルクラッチ形式の方向変換機構である。

更に、クラッチとシンクロの組み合わせ構造の方向変換機構を採用する場合、クラッチ入力軸と変速機入力軸が一直線に設けられ、クラッチ入力軸に入力軸歯車が設けられ、無段変速装置入力軸の左端又は前端が、軸受けを介して入力軸歯車の右端の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換アクティブ歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、前の組のスパーギヤとも常時噛合し、後の組のスパーギヤが前の組のスパーギヤと同軸で、かつ、共にスパーギヤ軸に剛体連結し、後の組のスパーギヤが方向変換スレーブ歯車と常時噛合し、方向変換スレーブ歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換スレーブ歯車との間に、ロックリング式又はロックピン式の同期装置が組み込まれる。

クラッチは、摩擦型の板ばねクラッチ、摩擦型の周設円筒形コイルばねクラッチ、摩擦型の中央円錐形コイルばねクラッチ、多板乾式摩擦クラッチ、多板湿式摩擦クラッチ、電磁クラッチのうちの１つを用い、クラッチの動作は、電気制御油圧、電気制御空気圧、電気制御電磁、電気制御サーボモータ、電気制御ステッピングモータ動作方式のうちの１つを用いる。

更に、２連多板クラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、クラッチの入力軸に入力軸歯車が設けられ、方向変換スレーブ歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換スレーブ歯車との間に２連多板クラッチが組み込まれ、無段変速装置入力軸の左端又は前端が、軸受けを介してクラッチ入力軸歯車の右端の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換アクティブ歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、スパーギヤとも常時噛合し、前後２組のスパーギヤが共にスパーギヤ軸に剛体連結し、後端のスパーギヤが方向変換スレーブ歯車と常時噛合する。

２連多板クラッチは、乾式２連多板クラッチ又は湿式２連多板クラッチを採用し、２連多板クラッチの動作は、電子制御油圧、電子制御空気圧、電子制御電磁動作方式のいずれかである。

更に、デュアルクラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、デュアルクラッチ方向変換機構がデュアルクラッチとロック機構付き遊星歯車機構からなり、デュアルクラッチが、中空の前進段入力軸を介して方向変換機構キャリアに剛体連結された前進段クラッチと、前進段入力軸の中心を通る後退段入力軸を介して方向変換機構のサンギヤに剛体連結された後退段クラッチからなり、ギヤシフトリングギヤが無段自動変速装置入力軸の左端又は前端に剛体連結され、動力と運動を比率トルク分配差動機構に伝達し、後退段入力軸と方向変換機構キャリアにはそれぞれサンギヤ係止体とキャリア係止体が装着されている。

デュアルクラッチは、摩擦式の板ばねクラッチ、多板乾式摩擦クラッチ、多板湿式摩擦クラッチ、電磁クラッチのうち少なくとも一つを用いる。クラッチの動作は、電気制御油圧、電気制御空気圧、電気制御電磁、電気制御サーボモータ、電気制御ステッピングモータ動作方式のうちの１つを用いる。

従来技術に対し、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、比率トルク分配差動機構と遊星歯車機構との間に回転比アクティブ制御機構が設けられ、比率トルク分配差動機構は、動力及び運動出力端に設けられた２つの差動かさ歯車を含み、２つの差動かさ歯車がそれぞれ遊星歯車機構のリングギヤとサンギヤに連結して遊星歯車機構の入力軸とし、回転比アクティブ制御機構が回転比調整モータと、常時噛合状態にある回転比調整アクティブ歯車と、回転比調整スレーブ歯車を含み、回転比調整スレーブ歯車が一方の差動かさ歯車軸に剛体連結し、回転比調整アクティブ歯車が回転比調整モータの出力軸に連結され、遊星歯車がサンギヤ及びリングギヤに同時に噛合し、キャリアを介して外部に動力を出力する。回転比変化範囲が大きく、トルク伝達能力がすべての機械伝達の要求を満足することができ、回転比の変化幅の全域に亘って無段自動変速を効率よく行うことができるとともに、回転比のアクティブ制御を実現することもでき、各種の機械伝達の要求を満足する。

以下のような効果を有する。
（１）全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、全ての伝達部材が極めて高効率の歯車と軸であるため、機械式手動変速機と同等の高効率を有している。
（２）回転比の変化幅が大きく、種々の機械系における回転比の変化幅の要求に応えることができる。遊星歯車機構におけるサンギヤの前段に減速機構を設けて、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比の変化幅を大きくしたり、２つ以上の本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを直列に用いて、回転比の変化幅が任意の大きさとなる無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを実現することができる。例えば、回転比の変化幅を大きくしたい場合には、サンギヤの前段に減速機構を備えた遊星歯車機構を採用すれば、リングギヤの径方向寸法を大幅に縮小しつつ、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比の変化幅を大きくすることができる。リングギヤとサンギヤのギヤ比αが７から５に小さくなると、無段自動変速範囲は、１～４から１．１４３～１２に大きくなり、無段自動変速範囲は、３倍近くに大幅に増加する。
（３）回転比の変化幅の全域において、無段自動変速を効率よく行うことができる。
（４）自動無段変速だけでなく、使用中の実際の要求に応じて回転比のアクティブ制御を実現することができる。
（５）トルクを伝達する能力が強く、そのトルクを伝達する能力は、構造寸法の大小のみに依存するので、そのトルクを伝達する能力は、機械的伝動の要求を全て満たすことができる。
（６）構造及び工程が簡単で、製造が容易で、製造コストが低く、使用環境に対する適合性が高い。
（７）小型軽量である。

本発明の「全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム」の上記のような多くの利点は、従来の各種変速機の欠点を完全に克服し、各種機械的伝動の要求を満たすことである。

本発明に係る全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの構成を示す図である。遊星かさ歯車の構成を示す図である。比率トルク分配差動機構の構成を示す図である。本発明に係る方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの構成を示す図である。方向変換機構の構成を示す図である。サンギヤ入力側加減速機構の遊星歯車機構の他の実施例の構成を示す図である。前進段状態における構成を示す図である（方向変換機構の３つの実施形態）。後退段状態における構成を示す図である（方向変換機構の３つの実施形態）。ニュートラル状態における構成を示す図である（方向変換機構の３つの実施形態）。

本発明の実施の形態に係る全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの具体的な構成を図１に示す。全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、少なくとも、順次連結されている比率トルク分配差動機構Ｉ、回転比アクティブ制御機構ＩＩ、遊星歯車機構ＩＩＩの３つの部分を含む。

このうち、比率トルク分配差動機構Ｉと遊星歯車機構ＩＩＩの両部分で無段自動変速装置を構成している。比率トルク分配差動機構Ｉは、動力及び運動出力側の二つの差動かさ歯車の第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７を含む。第１差動かさ歯車６は、第１差動かさ歯車軸５を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２にキーやスプラインで連結する。第２差動かさ歯車軸１６は、中心軸として比率トルク分配差動機構Ｉと回転比アクティブ制御機構ＩＩで用いられる。第２差動かさ歯車軸１６は、中空の第１差動かさ歯車軸５を貫通する（軸心線同一で、同軸でない）。第１差動かさ歯車軸５は、回転比アクティブ制御機構ＩＩを貫通し且つそれぞれ比率トルク分配差動機構Ｉから遊星歯車機構ＩＩＩまで延びる。図１に示すように、無段自動変速装置に加え、回転比アクティブ制御機構ＩＩを追加して回転比アクティブ制御機能を有する無段自動変速装置を形成し、無段自動変速及び回転比アクティブ制御機能を実現することができる。

遊星歯車機構ＩＩＩは、以下のように構成されている。

図１の回転比アクティブ制御機能を有する無段自動変速装置において、遊星歯車機構ＩＩＩは、動力出力軸１４と、第２差動かさ歯車軸（又はサンギヤ軸）１６と、サンギヤ１１と、キャリア１５と、遊星歯車１３と、リングギヤ１２からなり、そのうち、サンギヤ１１とリングギヤ１２は、遊星歯車機構ＩＩＩの２つの入力端であり、遊星歯車機構ＩＩＩの動力は、キャリア１５から出力される。サンギヤ１１は、第２差動かさ歯車軸（又はサンギヤ軸）１６にキーやスプラインで剛体連結し、リングギヤ１２は、中空構造の第１差動かさ歯車軸５にキーやスプラインで剛体連結する。図１の実施例では、遊星歯車１３が２個設けられている。遊星歯車機構の伝達トルク能力を高めるという観点からは、３個の遊星歯車１３、４個の遊星歯車１３、５個の遊星歯車１３、又は６個の遊星歯車１３を設けるなど、種々異なる構成を採用することができる。当業者であれば、伝達トルク力の要求に応じて適宜選択することができる。

比率トルク分配差動機構Ｉは、以下のように構成されている。

図１に示すように、比率トルク分配差動機構Ｉは、遊星歯車機構ＩＩＩの前端に直列に連結され、デフケース４を含む。デフケース４の外部では、無段自動変速装置入力軸１は、その前端でデフケース４に剛体連結し、デフケース４の中では、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７は、共に軸受けを介してデフケース４の前後端で延びる軸孔に支持される。第２差動かさ歯車７と第１差動かさ歯車６は、それぞれ前後端で遊星かさ歯車２に噛合する。中空の第１差動かさ歯車軸５の前端は、キーやスプラインで第１差動かさ歯車６に剛体連結する。第１差動かさ歯車６は、第１差動かさ歯車軸５を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２に剛体連結する。

第２差動かさ歯車軸１（サンギヤ軸１６）は、中空の第１差動かさ歯車軸５を貫通し、前端がキーやスプラインで第２差動かさ歯車７に剛体連結し、後端がデフケース４を貫通してキーやサンギヤ１１に剛体連結する（サンギヤ１１は、サンギヤ軸１６との一体構造であってもよい）。

図２に示すように、遊星かさ歯車２には環状溝４６が開口しており、遊星かさ歯車軸３の一端は、デフケース４の孔（図１参照、図２には図示せず）に固着され、他端は、図２（ａ）に示すように遊星かさ歯車２の環状溝４６内に軸受け４５（円筒ころ軸受、ニードル軸受け、滑り軸受等でもよい）を介して装着されている。遊星かさ歯車２が自転するとき、その回転中心は、遊星かさ歯車２の中心線ではなく、環状溝４６の中心円弧線４７（図２（ｂ）に一点鎖線で示す）である。差動機が所定の割合でトルクを第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７とに分配するには、遊星かさ歯車２の自転時において、遊星かさ歯車２と第２差動かさ歯車７との噛合点Ａから遊星かさ歯車軸３の中心線までの距離Ｓ_１と、遊星かさ歯車２と第１差動かさ歯車６との噛合点Ｂから遊星かさ歯車軸３の中心線までの距離Ｓ_２との比が常に所定の割合となるようにする（図３参照）。差動機のトルク伝達能力を向上させるという観点から、２個の遊星かさ歯車、３個の遊星かさ歯車、４個の遊星かさ歯車、５個の遊星かさ歯車、又は６個の遊星かさ歯車など、様々な異なる構造設計が採用されてもよく、当業者はトルク負荷能力に応じて適合されてもよい。

回転比アクティブ制御機構は、以下のように構成されている。

回転比アクティブ制御機構ＩＩは、回転比調節モータ８、回転比調節アクティブ歯車９及び回転比調節スレーブ歯車１０から構成されている。回転比調節スレーブ歯車１０は、中空構造の第１差動かさ歯車軸５にキーやスプラインで剛体連結し、回転比調節アクティブ歯車９は、回転比調節モータ８の出力軸にキーやスプラインで固着されており、回転比調節アクティブ歯車９と回転比調節スレーブ歯車１０とは、常時噛合状態にある。

方向変換機構ＩＶは、以下のように構成されている。

工学的に、多くの作業機構や作業機械が作業中に常に方向変換運転を必要とし、正転、あるいは反転させる場合がある。この正転と反転を実現するためには、（１）動力源を正転と反転で運転する方法と、（２）変速機に方向変換機構を付加する方法とがある。方法（１）は、モータという動力源のみで実現可能であり、他のタイプの動力源の多くは、実現が困難である。

また、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、方向変換機構ＩＶを増設していることが好ましい。方向変換機構は、クラッチ＋同期装置の方向変換機構（図５（ａ）参照）や、２連多板クラッチの方向変換機構（図５（ｂ）参照）や、デュアルクラッチの方向変換機構（図５（ｃ）参照）など、種々の構成を採用することができる。図４（ａ）～図４（ｃ）の３種類の方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実施構造にそれぞれ対応する。図４（ａ）は、本発明の方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの第１実施形態を示す構成図、図４（ｂ）は、本発明の方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの第２実施形態を示す構成図、図４（ｃ）は、本発明の方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの第３実施形態を示す構成図である。これにより、伝達方向を容易に変更することができ、前進段と後進段との切り換えを行うことができる。方向切換機構ＩＶは、無段自動変速装置の前端に直列に連結してもよく、無段自動変速装置の後端に直列に連結してもよく、動力伝達と運動伝達の正転、反転、中断の３モードを切り換える機能を有する。

クラッチ＋同期装置からなる方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実施例は、以下のように構成される。

図４（ａ）及び図５（ａ）に示すように、クラッチ＋同期装置からなる方向変換機構ＩＶは、クラッチ入力軸１７、クラッチ１８、入力軸歯車１９、方向変換アクティブ歯車２５、方向変換アクティブ歯車軸２６、同期装置２４、スパーギヤと軸（スパーギヤ２０、２２、スパーギヤ軸２１を含む）、方向変換スレーブ歯車２３、方向変換入力軸２７等から構成されている。図５（ａ）の左側は、入力軸歯車１９、スパーギヤ２０、及び方向変換アクティブ歯車２５の３者間の軸方向に垂直な断面図である。右側図において、無段変速装置入力軸１の左端又は前端は、軸受を介して入力軸歯車１９の右端の軸受座穴に取り付けられている。方向変換歯車２５は、入力軸歯車１９と常時噛合するとともに、スパーギヤ２０とも常時噛合している。スパーギヤ２０とスパーギヤ２２は、キーやスプラインでスパーギヤ軸２１に剛体連結する。スパーギヤ２２は、方向変換スレーブ歯車２３に常時噛合し、方向変換スレーブ歯車２３は、ニードル軸受けや滑り軸受により無段自動変速装置入力軸１に遊嵌される。入力軸歯車１９と方向変換スレーブ歯車２３との間には、ロックリング式（又はロックピン式）の同期装置２４が介装されている。クラッチ＋同期装置からなる方向変換機構ＩＶは、方向変換機構の正転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向とクラッチ入力軸１７の回転方向とが同じ）、反転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向とクラッチ入力軸１７の回転方向とが逆）及びニュートラルの切り替えを同期装置２４によって行う機能と動作過程を有する。方向変換動作が必要な場合は、クラッチ１８を切り離して同期装置２４を元の位置から退出させ、待受位置に戻してからクラッチ１８を結合する。同期装置２４が中立位置にあるとき、方向変換機構は、動力の伝達を終了し、即ち、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムがニュートラルである。同期装置２４は、最左端まで左移動し、方向変換構は、正転する。同期装置２４は、最右端まで右動し、方向変換機構は、反転する。

本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムにおけるクラッチ１８は、摩擦式の板ばねクラッチ、摩擦式の周設円筒コイルばねクラッチ、摩擦式の中央円錐コイルばねクラッチ、多板乾式摩擦クラッチ、多板湿式摩擦クラッチ、電磁クラッチ等の種々の異なるタイプのクラッチを採用することができる。クラッチの動作は、電気制御油圧、電気制御空気圧、電気制御電磁、電気制御サーボモータ、電子機制御ステッピングモータ等の種々の動作方式を採用することができる。

２連多板クラッチ方向切換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実施例は、以下のように構成される。

図４（ｂ）及び図５（ｂ）に示すように、２連多板クラッチ方向切換機構は、２連多板クラッチ２８、クラッチ入力軸１７、入力軸歯車１９、方向変換スレーブ歯車２５、方向変換アクティブ歯車軸２６、スパーギヤと軸（スパーギヤ２０、２２、スパーギヤ軸２２を含む）及び方向変換スレーブ歯車２３等から構成されている。図５（ｂ）の左側は、入力軸歯車１９、スパーギヤ２０、及び方向変換アクティブ歯車２５の３者間の軸方向に垂直な断面図である。右側の図において、無段自動変速装置入力軸１の左端又は前端は、入力軸歯車１９の右端の軸受座穴に軸受を介して取り付けられている。方向変換アクティブ歯車２５は、入力軸歯車１９と常時噛合すると共に、スパーギヤ２０とも常時噛合している。スパーギヤ２０とスパーギヤ２２は、キーやスプラインでスパーギヤ軸２１に剛体連結し、スパーギヤ２２は、ニードル軸受けや滑り軸受を介して無段自動変速装置入力軸１に遊嵌された方向変換スレーブ歯車２３に常時噛合する。入力軸歯車１９と方向変換スレーブ歯車２３との間には２連多板クラッチ２８が介装されている。２連多板クラッチ方向切換機構の機能及び動作は、２連多板クラッチ２８により、方向変換機構の正転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向がクラッチ入力軸１７の回転方向と同じ）、反転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向がクラッチ入力軸１７の回転方向と反対）及びニュートラルの切換が行われる。２連多板クラッチ２８のうち左側のクラッチが入り、右側のクラッチが切れると、方向変換機構が正転する。２連多板クラッチのうち右側のクラッチが入り、左側のクラッチが切れると、方向変換機構が反転する。２連多板クラッチのうち左右のクラッチを共に解放すると、方向変換機構は、動力の伝達を終了し、即ち、全歯車式無段変速装置のニュートラルが達成される。

本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムにおける２連多板クラッチ２８は、乾式２連多板クラッチ又は湿式２連多板クラッチを採用することができる。２連多板クラッチの動作は、電子制御油圧、電子制御空気圧、電子制御電磁動作等、種々の動作方式を採用することができる。

デュアルクラッチの方向変換機構を有する全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実施例の構造は、図４（ｃ）及び図５（ｃ）に示されている。

デュアルクラッチの方向切換機構は、デュアルクラッチとロック機構付き遊星歯車機構とからなり、具体的には、デュアルクラッチにおける前進段クラッチ３０は、中空の前進段入力軸３１を介して方向切換機構キャリア３５に剛体連結し、デュアルクラッチにおける後進段クラッチ２９は、前進段入力軸３１の中心を貫通する後進段入力軸３８を介して方向切換機構サンギヤ３２に剛体連結し、方向変速機構リングギヤ３４は、無段自動変速装置入力軸１の左端又は前端に剛体連結し、動力と運動を比率トルク分配差動機構Ｉに伝達する。前進段と後進段との切換自在とするために、後進入力軸３８と方向変換機構キャリア３５とにそれぞれサンギヤ係止体３６とキャリア係止体３７とが装着されている。デュアルクラッチの方向切換機構の機能及び動作は、デュアルクラッチ２９、３０の交互の係合と解放とにより、方向切換機構の正転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向とデュアルクラッチ入力軸１７の回転方向とが同じ）、反転（無段自動変速装置入力軸１の回転方向とデュアルクラッチ入力軸１７の回転方向とが逆）及びニュートラルの切換えを行う。前進段クラッチ３０が入り、後退段クラッチ２９が切れると同時にサンギヤ係止体６が係止され、キャリア係止体体３７が解除されると、前進段クラッチ３０、前進段入力軸３１、方向変換機構キャリア３５、方向変換遊星歯車３３、ギヤシフトリングギヤ３４を介して、動力及び運動が無段自動変速装置入力軸１に伝達される。無段自動変速装置入力軸１の回転方向がクラッチ入力軸１７の方向と同じであり、方向変換機構は、正転する。後退段クラッチ２９が入り、前進段クラッチ３０が解放されると共にキャリア係止体３７がロックされ、サンギヤ係止体３６が解除されると、動力及び動きは、後退段クラッチ２９、後退段入力軸３８、方向変換機構サンギヤ３２、方向変換機構遊星ギヤ３３、ギヤシフトリングギヤ３４を介して無段自動変速装置入力軸１に伝達される。無段自動変速装置入力軸１の回転方向がクラッチ入力軸１７の方向と逆であり、方向変換機構は、反転している。前進段クラッチ及び後退段クラッチが共に解放され、方向変換機構は、動力の伝達を終了し、いわゆる全歯車式無段自動変速装置のニュートラルが構成される。

本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムにおけるデュアルクラッチ（前進クラッチ３０及び後進クラッチ２９）は、摩擦式板ばねクラッチ、多板乾式摩擦クラッチ、多板湿式摩擦クラッチ、電磁クラッチ等の種々のクラッチを採用することができる。クラッチの動作は、電気制御油圧、電気制御空気圧、電気制御電磁、電気制御サーボモータ、電気制御ステッピングモータ等の種々の動作方式を採用することができる。

本発明の全歯車式無段自動変速の原理を説明する。

本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの無段自動変速の原理は、以下のとおりである。

遊星歯車機構は、サンギヤ、遊星歯車、キャリア及びリングギヤの４要素からなり、典型的な２自由度機構であり、サンギヤ、キャリア、リングギヤの３つの要素が動力及び運動の入力側であってもよく、動力及び運動の出力側であってもよい。このように、遊星歯車機構は、（１）２つの動力入力端、１つの動力出力端、（２）１つの動力入力端、２つの動力出力端、（３）１つの動力入力端、１つの動力出力端、１つの固定端の３つの異なる伝達方式を有する。

（２つの動力入力端と、１つの動力出力端とを有する遊星歯車機構）
遊星歯車機構の３つの動力及び運動の入力／出力要素のうちの任意の２つの要素が、ゼロ入力を含む所定の運動入力を有するときのみ、他方の要素は、所定の運動出力を有し、且つこの運動出力は、２つの運動入力端のうちのいずれか一方の入力端の運動の変化に応じて変化する。その原理式は、以下である。
（式１）
ｎ_Ｔ＋αｎ_Ｑ－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
ここで、ｎ_Ｔ，ｎ_Ｈ，ｎ_Ｑは、それぞれ、サンギヤＴ、キャリアＨ、リングギヤＱの回転数であり、αは、リングギヤとサンギヤとの歯数比であり、α＝Ｚ_Ｑ／Ｚ_Ｔ、Ｚ_Ｔ，Ｚ_Ｑは、それぞれサンギヤＴ及びリングギヤＱの歯数である。

１．サンギヤとリングギヤとを遊星歯車機構の２つの運動入力端とし、キャリアを遊星歯車機構の運動出力端とすると（本発明では遊星歯車機構ＩＩＩがこのタイプである）、サンギヤとリングギヤのいずれの運動が変化しても、それに伴って出力端としてのキャリアの運動が変化する。入力端における特定の運動は、以下の２つの場合を含む。

１）両者のうちの一方の回転速度がゼロであり、他方の入力端の回転速度が自由に変化する。この場合、ｎ_Ｑ＝０，ｎ_Ｔとｎ_Ｔ＝０，ｎ_Ｑとの２つのモードがある。

（１）ｎ_Ｑ＝０，ｎ_Ｔ、それを（式１）に代入すると、
ｎ_Ｔ＋α×０－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
これにより、（式２）が成り立つ。
（式２）
ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１＋α
ここで、ｉ_ＴＨは、サンギヤが運動の入力端、リングギヤが固定し、キャリアが運動の出力端の回転比である。

（２）ｎ_Ｔ＝０，ｎ_Ｑ、それを（式１）に代入すると、
０＋αｎ_Ｑ－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
これにより、（式３）が成り立つ。
（式３）
ｉ_ＱＨ＝ｎ_Ｑ／ｎ_Ｈ＝１＋（１／α）
ここで、ｉ_ＱＨは、リングギアが運動の入力端、サンギアが固定し、キャリアは運動の出力端の回転比である。

遊星歯車機構の場合、リングギアの歯数Ｚ_Ｑは、サンギアの歯数Ｚ_Ｔより必然的に多い、即ちα＞１。よって、（式４）が成り立つ。
（式４）
ｉ_ＴＨ＞ｉ_ＱＨ

２）両入力端の回転数は、共にｎ（ｎ_Ｔ＝ｎ_Ｑ＝ｎ_ｉ＝ｎ）である。このとき、キャリアの回転数も必然的にサンギヤ及びリングギヤの回転数と等しくなる。即ちｎ_Ｈ＝ｎ_Ｑ＝ｎ_Ｔ＝ｎ、（式１）に代入すると、
ｎ_Ｔ＋αｎ_Ｑ－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
これにより、（式５）、（式６）が成り立つ。
（式５）
ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１
（式６）
ｉ_ＱＨ＝ｎ_Ｑ／ｎ_Ｈ＝１

（式２）、（式３）、（式４）、（式５）、（式６）を比較すると、（１）遊星歯車機構は、３つの固定の回転比（伝達比ともいう）を有し、それぞれ、ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１＋α、ｉ_ＱＨ＝ｎ_Ｑ／ｎ_Ｈ＝１＋（１／α）、ｉ_ＴＨ＝１、ｉ_ＱＨ＝１である。（２）リングギアとサンギアの歯数は、必然的に１より大きい（α＞１）ので、遊星歯車機構の最大伝達比は、ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１＋αであり、最小伝達比は、ｉ_ＴＨ＝１である。（３）遊星歯車機構の入力端をサンギア、出力端をキャリアとし、リングギアの回転数ｎ_Ｑが０とｎ_Ｔの範囲で連続的に変動すると、それに伴って遊星歯車機構の回転比は、最大回転比ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１＋αと最小回転比ｉ_ＴＨ＝１との間で連続的に変動し、遊星歯車機構の入力端をリングギア、出力端をキャリアとし、サンギアの回転数がｎ_Ｔと０との範囲で連続的に変動すると、それに伴って遊星歯車機構の回転比は、ｉ_ＱＨ＝ｎ_Ｑ／ｎ_Ｈ＝１＋（１／α）とｉ_ＱＨ＝１最小回転比との間で連続的に変動する。このように、サンギヤに動力を入力してキャリアから動力を出力する場合には、リングギヤが０とｎ_Ｔの範囲でその回転数を連続的に変化させることにより、遊星歯車機構の回転比を最大回転比ｉ_ＴＨ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｈ＝１＋αと最小回転比ｉ_ＴＨ＝１との間で連続的に変化させることができ、即ち無段変速を実現する。リングギヤに動力を入力してキャリアから動力を出力する場合には、サンギヤの回転数を０～ｎ_Ｑの範囲で連続的に変化させることにより、遊星歯車機構の回転比をｉ_ＱＨ＝ｎ_Ｑ／ｎ_Ｈ＝１＋（１／α）とｉ_ＱＨ＝１の間で連続的に変化させることができ、同様に無段変速を実現する。リングギヤの歯数はサンギヤの歯数よりも大きく、α＝（Ｚ_Ｑ／Ｚ_Ｔ）＞１のため、リングギヤの回転数の調整によるサンギヤからの入力の回転比の変化幅は、サンギヤの回転数の調整によるリングギヤからの入力の回転比の変化幅よりも大きい。例えば、リングギヤとサンギヤとの歯数比をα＝４に設定すると、リングギヤの回転数の調整によるサンギヤからの入力の回転比の変化幅は、ｉ_ＴＨ＝１～５（最大回転比ｉ_ＴＨ＝１＋α＝１＋４＝５）であり、サンギヤの回転数の調整によるリングギヤからの入力の回転比の変化幅は、ｉ_ＱＨ＝１～１．２５（最大回転比ｉ_ＱＨ＝１＋（１／α）＝１＋１／４＝１．２５）である。このように、同一の遊星歯車機構であっても、リングギヤの回転数の調整によるサンギヤからの入力は、回転比の変化幅が大きいという利点を有する。しかしながら、各種車両の駆動車輪、船舶のスクリュー、工作機械の主軸／カッタヘッド、ロータリ、油圧ポンプ、コンプレッサ、ブロア等の動力を必要とする各種機械系においては、ほとんどの場合にその動力源は１つだけでなく、動力源の動力特性（動力、トルク等の回転数による変化）が作業機構や作業機械の要求と大きく異なり、変速伝達手段を流用して不足分を補う必要があるため、各種の動力駆動を必要とする機械系が変速伝達を必要とすることが重要であり、即ち、遊星歯車機構の無段変速特性を実現するには、その速度を容易に調整できる第２の動力源を有しなければならない。

２．サンギヤとキャリアを遊星歯車機構の２つの運動入力端とし、リングギヤを遊星歯車機構の運動出力端とすると、サンギヤでもキャリアでも、いずれかの運動が変化すると、それに伴って出力端であるリングギヤの運動が変化する。入力端における特定の運動は、同様に以下２つの場合がある。即ち、
１）両者のうちの一方の回転数がゼロであり、他方の入力端の回転数が自由に変化する。この場合、ｎ_Ｈ＝０，ｎ_Ｔとｎ_Ｔ＝０，ｎ_Ｈの２つのモードがある。

（１）ｎ_Ｈ＝０，ｎ_Ｔ、これを（式１）に代入すると、
ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－α
これにより、（式７）が成り立つ。
（式７）
ｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－α
ここで、ｉ_ＴＱは、サンギヤが運動の入力端、キャリアが固定し、リングギヤが運動の出力端の回転比でありＺ_Ｑ／Ｚ_Ｔ、前の「－」は、出力端リングギヤの回転数が入力端サンギヤの回転数と逆向きであることを意味する。

（２）ｎ_Ｔ＝０，ｎ_Ｈ、これを（式１）に代入すると、
ｎ_Ｈ／ｎ_Ｑ＝α／（１＋α）
これにより、（式８）が成り立つ。
（式８）
ｉ_ＨＱ＝ｎ_Ｈ／ｎ_Ｑ＝１／（１＋α）＜１
ここで、ｉ_ＨＱは、キャリアが運動の入力端、サンギヤが固定し、リングギヤが運動の出力端の回転比である。

２）両入力端の回転数は、共にｎ_ｉ（ｎ_Ｔ＝ｎ_Ｑ＝ｎ_ｉ＝ｎ）である。このとき、キャリアの回転数も必然的にサンギヤ及びリングギヤの回転数と等しくなる。即ちｎ_Ｑ＝ｎ_Ｑ＝ｎ_Ｔ＝ｎ、（式１）に代入すると、
ｎ_Ｔ＋αｎ_Ｑ－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
これにより、（式９）、（式１０）が成り立つ。
（式９）
ｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝１
（式１０）
ｉ_ＨＱ＝ｎ_Ｈ／ｎ_Ｑ＝１

（式７）、（式８）、（式９）、（式１０）を比較すると、（１）遊星歯車機構は、３つの固定の回転比（伝達比ともいう）を有し、それぞれｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－α、ｉ_ＨＱ＝ｎ_Ｈ／ｎ_Ｑ＝α／（１＋α）、ｉ_ＴＱ＝１、ｉ_ＨＱ＝１である。（２）遊星歯車機構の最大伝達比は、ｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－αであり、最小伝達比は、ｉ_ＨＱ＝α／（１＋α）である。（３）遊星歯車機構の入力端をサンギヤ、出力端をリングギヤとし、キャリアの回転数ｎ_Ｈが０とｎ_Ｔの範囲で連続的に変動すると、それに伴って遊星歯車機構の回転比が最大回転比ｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－αとｉ_ＨＱ＝１の間で連続的に変動する。遊星歯車機構の入力端をキャリア、出力端をリングギヤとし、サンギヤの回転数ｎ_Ｔが０とｎ_Ｈの範囲で連続的に変動すると、それに伴って遊星歯車機構の回転比がｉ_ＨＱ＝α／（１＋α）とｉ_ＨＱ＝１との間で連続的に変動する。このように、動力をサンギヤから入力し、リングギヤから出力する場合には、キャリアが０とｎ_Ｔの間で連続的に回転数を調整可能であれば、遊星歯車機構の回転比は、ｉ_ＴＱ＝ｎ_Ｔ／ｎ_Ｑ＝－αとｉ_ＴＱ＝１の間で連続的に変化する。しかし、このような回転比の変化は、変速中に速度出力端の回転方向が変化するため、機械伝達系の要求を全く満足できない。動力をキャリアから入力し、リングギヤから出力する場合には、サンギヤが０とｎ_Ｈの間で連続的に回転数を調整可能であれば、遊星歯車機構の回転比は、ｉ_ＨＱ＝α／（１＋α）とｉ_ＨＱ＝１の間で連続的に変化する。しかし、回転比の変化幅は、極めて限定される。このように、遊星歯車機構の２つの運動入力端をサンギヤとキャリアとし、遊星歯車機構の運動出力端をリングギヤとする遊星歯車機構であっても、無段変速を実現することができるものの、上記のような重大な欠点があり、その無段変速特性を実現するには、その速度調整を極めて容易に行うことができる第２動力源が必要であり、実現できないばかりか、利用価値もないことが明らかである。

１つの動力入力端、２つの動力出力端を有する遊星歯車機構。
遊星歯車機構の３つの要素のうちのいずれか１つの要素（例えばキャリア）から動力を入力し、他の２つの要素（例えばリングギヤ及びサンギヤ）から動力を出力すれば、その２つの動力出力端からそれぞれ異なる回転数で動力を出力することができ、これが遊星歯車機構を差動装置として用いる原理である。

以上の解析から明らかなように、遊星歯車機構を用いて無段自動変速を実現するには、（１）サンギヤとリングギヤの２つの入力、キャリア出力の構成が、回転比の変化範囲が大きいという大きな利点を有し、その最大回転比が１＋αであり、最小回転比が１であり、（２）入力可能な動力は２つ必要である。

変速伝動を必要とする各種動力機械系においては、その殆どが動力源が１つであるが、遊星歯車機構を用いて無段変速を実現するには、入力可能な動力が２つ必要であり、この問題を解決するには差動機が容易に考えられるが、本発明の要求を満足する差動機はこれまで存在しなかった。（１）対称式遊星歯車差動機では、伝達効率が高いという大きな利点があるものの、両出力端から等しい値のトルクしか出力できない。以上の解析から明らかなように、無段変速を実現するのに適しているのは、サンギヤとリングギヤの両端から入力し、キャリアから出力する遊星歯車機構であり、この遊星歯車機構のリングギヤ入力端のトルクは、サンギヤ入力端のトルクのα倍（即ちＭ_Ｑ＝αＭ_Ｔ。αは、リングギヤとサンギヤの歯数比であり、Ｍ_Ｑ，Ｍ_Ｔは、それぞれリングギヤとサンギヤ端の入力トルク）であるはずである。対称式遊星歯車差動機の両出力端のトルクは、遊星歯車機構ＩＩＩにおけるサンギヤ及びリングギヤの両入力端のトルクと全く一致しないので、対称式遊星歯車差動機は、本発明の使用要求を満たすものではない。（２）トロソン型差動機とヘリカル型リミッター型差動機は、異なる２つのトルクを出力する機能を有するものの、いずれの差動機も、トルクの不等出力化を、摩擦トルクの大きいウォームギヤやヘリカルギヤ等の内部摩擦を大きくすることで実現しているので、キャリア型差動機とヘリカル型リミッタ差動機は、伝達効率が低いだけでなく、両出力端のトルク差が十分に限られているため、キャリア型差動機やヘリカル型のリミット差動機も同様に本発明の使用条件を満たすものではない。そこで、本発明は、図１～図３に示すように、トルクを分配する特殊な差動機構Ｉを提案し、１つの動力源の動力を２つの動力に所定の比率で分配して出力し、この割合が遊星歯車機構ＩＩＩにおけるリングギヤとサンギヤとの歯数比αである。遊星歯車機構ＩＩＩの先端に比率トルク分配差動機構Ｉを直列に連結して本発明の無段自動変速装置を構成し、その具体的な無段自動変速の原理は、次の通りである。

１）比率トルク分配差動機構Ｉにおいて遊星かさ歯車２が固定軸線周りに回転するのではなく、図２に示す環状溝の中心円弧線周りに回転するため、遊星かさ歯車２と第２差動かさ歯車７との噛合点Ａから遊星かさ歯車軸３までの距離Ｓ_１と、遊星かさ歯車２と第１差動かさ歯車６との噛合点Ｂから遊星かさ歯車軸３までの距離Ｓ_２とは、等しくない。第２差動かさ歯車７の遊星かさ歯車２に作用する噛合力をＦ_１（Ａ点での噛合力）、第１差動かさ歯車６の遊星かさ歯車２に作用する噛合力をＦ_２（Ｂ点での噛合力）とする。遊星かさ歯車２に作用するトルクは、釣り合う。即ち、
Ｆ_１Ｓ_１＝Ｆ_２Ｓ_２
すると、（式１１）が成り立つ。
（式１１）
Ｆ_２＝（Ｓ_１／Ｓ_２）Ｆ_１

遊星かさ歯車２が第２差動かさ歯車７に作用する噛合力をＦ´_１、遊星かさ歯車２が第１差動かさ歯車６に作用する噛合力をＦ´_２とすると、作用反力の原理から、
Ｆ´_１＝Ｆ_１，Ｆ´_２＝Ｆ_２

第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の歯数とモジュール数は等しいので、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の基準ピッチ円直径は必然的に等しくなる。第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の基準ピッチ円径をＲとすると、差動かさ歯車６、７が出力するトルクＭ_６及びＭ_７は、それぞれ、（式１２）、（式１３）を満たす。
（式１２）
Ｍ_６＝ＲＦ´_２＝ＲＦ_２＝（Ｓ_１／Ｓ_２）ＲＦ_１
（式１３）
Ｍ_７＝ＲＦ´_１＝ＲＦ_１

（式１２）及び（式１３）を比較すると、（式１４）が成り立つ。
（式１４）
Ｍ_６＝（Ｓ_１／Ｓ_２）Ｍ_７

Ｓ_１／Ｓ_２が遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤとサンギヤとの歯数比αが正確に等しければ、遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤのトルクＭ_ＱがサンギヤのトルクＭ_Ｔのα倍であるという要求を満たすことができる。即ち、（式１５）が成り立つ。
（式１５）
Ｍ_Ｑ＝αＭ_Ｔ

このように比率トルク分配差動機構Ｉと遊星歯車機構ＩＩＩとの間でトルクのバランスが図られ、即ちトルクの有効な伝達関係が完全に満足される。

比率トルク分配差動機構Ｉの入力回転数をｎ_ｉ＝ｎ、遊星歯車機構ＩＩＩにおけるリングギヤとサンギヤとの歯数比をα＝（Ｓ_１／Ｓ_２）＝７、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の回転数をそれぞれｎ_６、ｎ_７、遊星歯車機構ＩＩＩにおけるリングギヤ及びサンギヤの回転数をそれぞれｎ_Ｑ、ｎ_Ｔとすると、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７は、それぞれの軸を介して遊星歯車機構ＩＩＩにおけるリングギヤ１２及びサンギヤ１１に剛体連結されているので、（式１６）、（式１７）が成り立つ。
（式１６）
ｎ_Ｑ＝ｎ_６
（式１７）
ｎ_Ｔ＝ｎ_７

差動機の原理から、差動機構の入力回転数ｎ_ｉと、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の２つの差動かさ歯車が出力する回転数とは、常に以下の関係式（式１８）を満たす。
（式１８）
ｎ_６＋ｎ_７＝２ｎ_ｉ
ここで、ｎ_ｉは、差動機力回転数であり、ｎ_ｉ＝ｎ
ｎ_６、ｎ_７それぞれ、第１差動かさ歯車６と第２差動かさ歯車７の回転数である。
ｎ_６＝０のとき、（式１７）、（式１８）、（式１９）から、
ｎ_Ｑ＝ｎ_６＝０
ｎ_Ｔ＝ｎ_７＝２ｎ
ｎ_Ｑ＝０、ｎ_Ｔ＝２ｎ、α＝７を（式１）に代入すると、無段自動変速装置の出力回転数ｎ_Ｈが算出される。
２ｎ＋α×０－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０
ｎ_Ｈ＝（１／４）ｎ

無段自動変速装置の最小回転比（伝達比ともいう）ｉ_ｍａｘは、ｉ_ｍａｘ＝ｎ_ｉ／ｎ_Ｈ＝ｎ／（（１／４）ｎ）＝４である。

ｎ_６＝ｎのとき、（式１６）、（式１７）、（式１８）から、
ｎ_Ｑ＝ｎ_６＝ｎ
ｎ_Ｔ＝ｎ_７＝ｎ

ｎ_Ｑ＝ｎ、ｎ_Ｔ＝ｎ、α＝７を（式１）に代入すると、無段自動変速装置の出力回転数ｎ_Ｈが算出される。
ｎ＋７×ｎ－（１＋７）ｎ_Ｈ＝０
ｎ_Ｈ＝ｎ

無段自動変速装置の最小回転比ｉ_ｍｉｎは、ｉ_ｍｉｎ＝ｎ_ｉ／ｎ_Ｈ＝ｎ／ｎ＝１である。

以上の計算から明らかなように、リングギヤ１２の回転数が０～ｎ間で連続的に変化すると、無段自動変速装置の回転比が４～１の間で無段階に自動的に変化する、即ち無段自動変速が実現される。

自動車（自動車、トラクタ、戦車、走行可能な建設機械の総称）の分野では、変速機の減速比（伝達比ともいう）が１の変速段を直結段といい、自動車の燃費向上のためにオーバードライブ段（減速比が１より小さい段）が設けられている自動車の変速機が多い。本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、装置構成を変更することなく、任意の減速比のオーバードライブ段を実現することができるだけでなく、回転比の変更範囲（回転比が最小のオーバードライブ段から最大の回転比まで）の全域において、無段自動変速を実現することができる。その具体的な実施方法として、回転比調整モータ８の回転数を大きくし、回転比調整アクティブ、スレーブ歯車９、１０を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２に伝達される回転数ｎ_Ｑがサンギヤ１１の回転数ｎ_Ｔよりも高くなる（即ちｎ_Ｑ＞ｎ_Ｔ）ように、所望のオーバードライブ比が得られる。また、前記のα＝７の例では、差動機入力回転数ｎ_ｉ＝ｎ、ｎ_Ｑ＝ｎ_６＝１．５ｎ、ｎ_Ｔ＝ｎ_７を（式１８）に代入してｎ_Ｔ＝０．５ｎを算出する。この状態でのキャリアの回転数をｎ_Ｈ０．５、無段自動変速装置の減速比をｉ_０．５とすると、相関パラメータを（式１）に代入して、ｎ_Ｈ０．５＝１．３７５ｎ、ｉ_０．５＝ｎ／ｎ_Ｈ０．５＝ｎ／１．３７５ｎ＝０．７２３７３が算出される。ｎ_Ｑ＝１．２ｎとすると、ｎ_Ｈ０．５＝１．１５ｎ、ｉ_０．５＝０．８６９６が算出される。この結果、回転比調整モータの回転数を連続的に調整すれば、オーバードライブでも無段自動変速が可能であることが分かる。

遊星歯車機構の原理式ｎ_Ｔ＋αｎ_Ｑ－（１＋α）ｎ_Ｈ＝０から、リングギヤ１２の回転数ｎ_Ｑ＝０、サンギヤの回転数ｎ_Ｔ＝ｎのとき、遊星歯車機構の減速比が最大となり、その値は、ｉ_ｍａｘ＝（１＋α）となる。しかし、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムは、遊星歯車機構ＩＩＩの前端又は左端に直列に比率トルク分配差動機構Ｉが直列に連結されているので、ｎ_Ｑ＝０のとき、サンギヤ１１の回転数は、ｎ_Ｔ≠ｎ、ｎ_Ｔ＝２ｎ。

ｎ_Ｑ＝０，ｎ_Ｔ＝２ｎを（式１）に代入すると、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実際の最大回転比ｉ_ｂｍａｘ＝（１＋α）／２が得られる。本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実際の最大回転比ｉ_ｂｍａｘは、遊星歯車機構の最大回転比ｉ_ｍａｘの１／２だけとなる。

以上の例から明らかなように、遊星歯車機構ＩＩにおけるリングギヤ１２とサンギヤ１１の歯数比α＝Ｚ_Ｑ／Ｚ_Ｔ＝７のとき、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの実際の最大回転比ｉ_ｂｍａｘ＝４である。回転比の変化幅を大きくしたい場合には、サンギヤに対するリングギヤの歯数比αを大きくし続けることで得ることができるが、αの増大は、遊星歯車機構の径方向寸法の増大を必然的にもたらす。即ち、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比変化範囲は、リングギヤとサンギヤの歯数比αに制限される。回転比の変化範囲がαに制限されることを打破して所望の回転比の変化範囲をより広く効率よく得るためには、以下２つの方法が有効である。即ち、（１）２つ又は複数の本発明の無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを直列に連結し、このようにして、回転比の変化範囲が任意の大きさである無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムが得られる。（２）図１～図５の遊星歯車機構ＩＩＩに代えて、図６に示す本発明においてそのために提案した径方向寸法が小さいサンギヤ入力側加減速機構の遊星歯車機構を用いる。

減速機構Ｖは、図６に示すような対称構造の定軸輪列歯車減速機構又は非対称定軸輪列歯車減速機構又は遊星歯車減速機構である。遊星歯車機構に伝達された２系統の動力は、リングギヤ４０と、入力軸３９から減速機構Ｖを介して減速されてサンギヤ４２にそれぞれ伝達され、キャリア４４に剛体連結された出力軸４３を介して出力される。このサンギヤ入力側加減速機構の遊星歯車機構を本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムにおける遊星歯車機構ＩＩＩの代わりに用いるものとすると、減速機構Ｖの減速比をｉ_ｖ、リングギヤとサンギヤとの歯数比をα、無段自動変速装置入力軸１の回転数をｎ_ｉ＝ｎとし、リングギヤの回転数ｎ_Ｑ＝０とすれば、サンギヤの回転数ｎ_Ｔ＝２ｎ／ｉ_ｖとなる。前記パラメータを（式１）に代入してキャリア出力回転数ｎ_Ｈ＝（２／（（１＋α）ｉ_ｖ））ｎを得、最大回転比ｉ_{ｂｖｍａｘ}は、以下となる。
（式１９）
ｉ_{ｂｖｍａｘ}＝ｎ_ｉ／ｎ_Ｈ＝ｎ／（２ｎ／（（１＋α）ｉ_ｖ））＝１／２（（１＋α）ｉ_ｖ）

リングギヤの回転数をｎ_Ｑ＝ｎとすると、サンギヤの回転数がｎ_Ｔ＝ｎ／ｉ_ｖとなる。（式１）に代入して、キャリア出力回転数ｎ_Ｈ＝ｎ（１＋αｉ_ｖ）／（（１＋α）ｉ_ｖ）が得られ、最小回転比は、以下となる。
（式２０）
ｉ_{ｂｖｍｉｎ}＝ｎ_ｉ／ｎ_Ｈ＝ｎ／（ｎ（１＋αｉ_ｖ）／（（１＋α）ｉ_ｖ））＝（（１＋α）ｉ_ｖ）／（１＋αｉ_ｖ）

減速比の好適な一例として、減速機構Ｖの減速比をｉ_ｖ＝４とし、リングギヤとサンギヤの歯数比をα＝５とすると、それぞれ（式１９）及び（式２０）に代入すると、
ｉ_{ｂｖｍａｘ}＝（１／２）（１＋α）ｉ_ｖ＝（１／２）（１＋５）×４＝１２
ｉ_{ｂｖｍｉｎ}＝（（１＋α）ｉ_ｖ）／（１＋αｉ_ｖ）＝（１＋５）×４／（１＋５×４）＝１．１４３

リングギヤとサンギヤの歯車比が元々の７から５に減少するが、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの無段自動変速範囲は、元々の１～４から１．１４３～１２に増大する。本発明の径方向寸法が大幅に減少すると共に、無段自動変速範囲が元々の３倍近くに大幅に増加した。

本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの無段自動変速装置入力軸１に動力源の動力が入力されると、それまでの機械系は、静止状態にあり、且つ本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの出力軸１４に連結された作業機構又は作業機械（例えば、各種車両の駆動車輪、船舶のプロペラ、工作機械の主軸／カッタディスク、耕耘機、油圧ポンプ、コンプレッサ、ブロワ等）は、静止から運動中の抵抗が比較的大きいので、遊星歯車機構Ｉにおけるリングギヤ１２は、静止状態のままであり、このとき全歯車式無段自動変速装置の回転比（伝達比ともいう）は、最大であり、作業機構又は作業機械の起動運転に非常に有利である。また、動力源から出力する動力及び回転数の増大に伴って、リングギヤ１２が回転を開始し、全歯車式無段自動変速装置の回転比（伝達比）がリングギヤ１２の回転数の変化につれて変化し、即ち自動変速を開始する。リングギヤ１２の回転数が連続的に変化するものであって、段階的に変化することはないので、本発明の全歯車式無段自動変速装置の回転比（伝達比）が必然的に自動的に連続的に無段に変化し、即ち無段自動変速が行われる。作業機構又は作業機械の抵抗が変わらず、動力源から出力する動力が増大（又は減少）すると、それに伴って本発明の全歯車式無段自動変速装置の回転比が減少（又は増大）し、即ち、抵抗が一定で入力される動力が増大（又は減少）すると、全歯車式無段自動変速装置の回転比は、動力の増大（又は減少）に伴って減少（又は増大）し、作業機構又は作業機械の回転数が同期して上昇（又は下降）するので、良好な加速（又は減速）効果が得られる。動力源から出力される動力が一定の場合に、作業機構や作業機械の抵抗が増大（又は減少）すると、それに伴って本発明の全歯車式無段自動変速装置の回転比が増大（又は減少）し、全歯車式無段自動変速装置からより大きい（より小さい）トルクを出力して、作業機構や作業機械の増大（又は減少）した抵抗を克服する。

（回転比アクティブ制御）
本発明は、全歯車式無段自動変速装置に固有の自動変速パターンをオーバーシュートして実用上の要求を良好に満足させるために、比率トルク分配差動機構Ｉと遊星歯車機構ＩＩとの間で第１差動かさ歯車６とリングギヤ１２を連結する中空軸５に、回転比アクティブ制御機構ＩＩを付加する。比率トルク分配差動機構Ｉの動力出力端である第１差動かさ歯車６、遊星歯車機構ＩＩにおけるリングギヤ１２及び比率トルク分配差動機構Ｉのもう一方の動力出力端である第２差動かさ歯車７と、遊星歯車機構ＩＩＩのサンギヤとの間は、常に動的に釣り合って位置している。理論的には、両者のうちの一方の運動を変更するには非常に簡単であり、いずれか一方の運動入力のみで任意にその運動速度を調整でき、且つ両者のうちのいずれかの運動を変更したことでそれに伴って回転比が自動的に変化するため、回転比のアクティブ制御を実現し、大きい回転比変化範囲を取得するには、第１差動かさ歯車６とリングギヤ１２との連結軸である第１差動かさ歯車軸に、回転比調整モータ８、回転比調整アクティブ歯車９、回転比調整スレーブ歯車１０からなる回転比アクティブ制御機構ＩＩが付設されている。必要に応じて回転比調整モータ８の回転数を調整することにより、最大回転比と最小回転比との間での無段自動変速を実現することができる。

（全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの動作過程）
図４に示すように、図１に示すような回転比アクティブ制御を有する無段自動変速装置に、図５に示すような方向変換機構を直列に連結することにより、無段自動変速と正転、反転、ニュートラル切換フリー機能を有する本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを構成する。工学的には、変速機の正転は、前進段と呼ぶことが多い。変速機の反転は、後退段と呼ぶことが多い。動力伝達を中断することをニュートラルという。方向切換機構を無段自動変速装置に直列に連結するには、方向切換機構を無段自動変速装置の前端（又は入力端という）に直列に接続するか、又は方向切換機構を無段自動変速装置の後端（又は出力端という）に直列に連結するかの２通りの接続形態が考えられる。方向変換機構を無段自動変速装置の前端（又は入力端という）に直列に連結することによって、重量軽減効果は良好であり、ここで、方向変換機構を無段自動変速装置の前端（又は入力端という）に直列に連結する構成を例にとり、本発明の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの前進段、後進段、ニュートラルの切換過程と原理を図７～図９を参照して説明する。

（クラッチ＋同期装置の方向変換機構を用いた全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム）
（前進段）
シフトレバーをＤ段位置にすると、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの制御系は、クラッチ１８が解放されて、同期装置２４が最左端に移動し、同期装置スリーブが入力軸歯車１９の右側のドグ歯に係合し（図７（ａ）参照）、クラッチ１８が係合し、動力及び運動がクラッチ１８を介して、方向変換入力軸２７→同期装置２４→自動自動無段変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２とサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）→キャリア１５→無段自動変速装置出力軸１４に伝達されると、回転比アクティブ制御システムの回転比調整モータ８を起動し、要求に応じて回転比調整モータ８の回転数を調整して回転比のアクティブ制御を実現することができる。

（後退段）
シフトレバーをＲ段位置にすると、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの制御系は、回転比調整モータ８が停止し、クラッチ１８が解放され、同期装置２４が最右端に移動し、同期装置スリーブが方向変換スレーブ歯車２３の左側のドグ歯に噛合し（図８（ａ）参照）、クラッチ１８が係合し、動力及び運動は、クラッチ１８を介して、方向変換入力軸２７→入力軸歯車１９→方向変換アクティブ歯車２５→スパーギヤ２０→スパーギヤ軸２１→スパーギヤ軸２２→方向変換スレーブ歯車２３→同期装置２４→無段自動変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２及びサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）→キャリア１５→無段自動変速装置出力軸１４に伝達される。

（ニュートラル）
シフトレバーをＮ段位置にすると、クラッチ１８が解放され、同期装置２４がニュートラル位置（図９（ａ）に示す位置）になり、同期装置２４が係合する。

（２連多板クラッチ方向変換機構を用いた全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム）
（前進段）
シフトレバーをＤ段位置にすると、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの制御系は、２連多板クラッチ２８の左側のクラッチが入り、右側のクラッチが切れ、入力軸歯車１９が２連多板クラッチ２８を介して無段自動変速装置入力軸１に固定され（図７（ｂ）参照）、動力及び運動は、クラッチ入力軸１７を介して、２連多板クラッチ２８→無段自動変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２及びサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）→キャリア１５→無段無段変速装置出力軸１４へと伝達される。実際の使用に合わせて自動変速（回転比の調整）が必要な場合には、回転比アクティブ制御システムの回転比調整モータ８を起動し、必要に応じて回転比調整モータ８の回転数を調整することにより、回転比のアクティブ制御を行うことができる。

（後退段）
シフトレバーをＲ段位置にすると、全歯車式無段自動変速及び回転アクティブ制御システムの制御系は、回転比調整モータ８が停止し、２連多板クラッチ２８の右側のクラッチが入り、左側のクラッチが切れ、方向変換スレーブ歯車２３が２連多板クラッチ２８を介して無段自動変速装置入力軸１に固定され（図８（ｂ）参照）、動力及び運動は、クラッチ入力軸１７を介して、方向変換アクティブ歯車２５→スパーギヤ２０→スパーギヤ軸２１→スパーギヤ２２→方向変換スレーブ歯車２３→クラッチ２８→無段自動変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２及びサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）→キャリア１５→無段自動変速装置出力軸１４へと伝達される。

（ニュートラル）
シフトレバーをＮ段位置にすると、２連多板クラッチ２８が解放される（図９（ｂ）参照）。

（デュアルクラッチの方向変換機構を用いた全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム）
（前進段）
シフトレバーをＤ段位置にすると全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの制御系は、デュアルクラッチの前進段クラッチ３０が入り、後退段クラッチ２９が切れ、サンギヤ係止体３６が解除され、リングギヤ係止体３７がロックされ（図７（ｃ）参照）、動力及び運動は、クラッチ入力軸１７を介して前進段クラッチ２９→前進段入力軸３１→方向切換機構サンギヤ３２→方向切換機構遊星歯車３４→ギヤレフト機構キャリア３５→無段自動変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２及びサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）→キャリア１５→無段自動変速装置出力軸１４に伝達される。実際の使用に合わせて自動変速（回転比の調整）が必要な場合には、回転比アクティブ制御システムの回転比調整モータ８を起動し、必要に応じて回転比調整モータ８の回転数を調整することにより、回転比のアクティブ制御を行うことができる。

（後退段）
シフトレバーをＲ段位置にすると、全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの制御系は、回転比調整モータ８が停止し、デュアルクラッチの後退段クラッチ２９が入り、前進段クラッチ３０が切り、リングギヤ係止体３７が解除され、サンギヤ係止体３６がロックされ（図８（ｃ）参照）、動力及び運動は、クラッチ入力軸１７を介して後退段クラッチ２９→後退段入力軸３８→方向変換機構リングギヤ３３→方向変換機構遊星歯車３４→ギヤシフト機構キャリア３５→無段自動変速装置入力軸１→デフケース４→遊星かさ歯車軸３→遊星かさ歯車２→差動かさ歯車６、７→リングギヤ１２及びサンギヤ１１（動力及び運動は、比率トルク分配差動機構Ｉによって２経路に分岐されて、差動かさ歯車６、７を介して遊星歯車機構ＩＩＩのリングギヤ１２、サンギヤ１１に伝達される）に伝達される→キャリア１５→無段自動変速装置出力軸１４に伝達される。

（ニュートラル）
シフトレバーをＮ段位置にすると、デュアルクラッチの前進段クラッチ３０及び後退段クラッチ２９が共に解放される（図９（ｃ）参照）。

（付記）
（付記１）
全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムであって、
比率トルク分配差動機構と、回転比アクティブ制御機構と、遊星歯車機構とを含み、
遊星歯車機構の前端に比率トルク分配差動機構が直列に連結して遊星歯車機構とともに無段自動変速装置を構成し、
比率トルク分配差動機構と遊星歯車機構との間に回転比アクティブ制御機構が設けられ、
比率トルク分配差動機構は、動力及び運動出力端に設けられた第１差動かさ歯車と第２差動かさ歯車との２つの差動かさ歯車を含み、
第１差動かさ歯車は、中空の第１差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のリングギヤに剛体連結し、
第２差動かさ歯車軸は、中空の第１差動かさ歯車軸を貫通し、
第２差動かさ歯車は、第２差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のサンギヤに連結し、
回転比アクティブ制御機構は、回転比調整モータと、常時噛合状態にある回転比調整アクティブ歯車と、回転比調整スレーブ歯車を含み、
回転比調整スレーブ歯車は、第１差動かさ歯車軸に剛体連結し、
回転比調整アクティブ歯車は、回転比調整モータの出力軸に取り付けられ、
遊星歯車機構の２つの入力端は、それぞれ中心に位置するサンギヤ及び最外周のリングギヤであり、遊星歯車がサンギヤ及びリングギヤに同時に噛合し、キャリアを介して外部に動力を出力する、
ことを特徴とする全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記２）
比率トルク分配差動機構は、デフケースと、遊星かさ歯車と、第１差動かさ歯車と、第２差動かさ歯車を含み、
無段自動変速装置入力軸は、デフケースの前端でデフケースに剛体連結し、
デフケースの中で、デフケースの前後端又は左右方向に延びる軸孔に第１差動かさ歯車と第２差動かさ歯車が回転自在に支持され、
第２差動かさ歯車と第１差動かさ歯車は、それぞれ前後端で遊星かさ歯車に噛合し、
第１差動かさ歯車軸は、前端が第１差動かさ歯車に剛体連結し、後端がデフケースを貫通して遊星歯車機構のリングギヤに剛体連結し、
第２差動かさ歯車軸は、前端が第２差動かさ歯車に剛体連結し、後端が中空の第１差動かさ歯車軸を貫通してサンギヤに剛体連結し、又はサンギヤ軸と一体に形成される、
ことを特徴とする付記１に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記３）
遊星かさ歯車に、遊星かさ歯車軸の中心線を周回する周方向の環状溝を開口し、遊星かさ歯車軸の一端は、デフケースに固定して取り付けられ、他端は、軸受けを介して環状溝内に取り付けられ、遊星かさ歯車の自転時の回転中心は、環状溝の中心円弧線である、
ことを特徴とする付記１又は２に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記４）
遊星かさ歯車の自転時に、遊星かさ歯車と第２差動かさ歯車との噛合点Ａから遊星かさ歯車軸の中心線までの距離をＳ_１、遊星かさ歯車と第１差動かさ歯車との噛合点Ｂから遊星かさ歯車軸の中心線までの距離をＳ_２とすると、Ｓ_１とＳ_２との比は、常に所定の割合である、
ことを特徴とする付記３に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記５）
比率トルク分配差動機構は、少なくとも２個の遊星かさ歯車を用いる、
ことを特徴とする付記３に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記６）
前記遊星歯車機構には、少なくとも２つの遊星歯車が設けられている、
ことを特徴とする付記１に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記７）
全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムの回転比変化範囲を大きくするために、２つ以上の前記全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムを直列に連結し、又は前記遊星歯車機構でサンギヤの前に減速機構を設け、
前記減速機構は、対称定軸輪列歯車減速機構、又は非対称定軸輪列歯車減速機構、又は遊星歯車減速機構のいずれかであり、
第２差動かさ歯車軸は、減速機構によって減速されてからサンギヤに連結し、
前記減速機構は、サンギヤの前に直列に連結される、
ことを特徴とする付記１、２、４～６のいずれか１つに記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記８）
無段自動変速装置の前端又は後端に方向変換機構を直列に連結して、動力と運動伝達の正転、反転、及び中断の少なくとも３つのモードの切り替えを実現し、方向変換機構は、クラッチと同期装置の組み合わせ構造の方向変換機構、又は２連多板クラッチ形式の方向変換機構、又はデュアルクラッチ形式の方向変換機構である、
ことを特徴とする付記１、２、４～６のいずれか１つに記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

（付記９）
クラッチとシンクロの組み合わせ構造の方向変換機構を採用する場合、クラッチ入力軸と変速機入力軸が一直線に設けられ、クラッチ入力軸に入力軸歯車が設けられ、無段変速装置入力軸の左端又は前端が、軸受けを介して入力軸歯車の右端の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換アクティブ歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、前の組のスパーギヤとも常時噛合し、後の組のスパーギヤが前の組のスパーギヤと同軸で、かつ、共にスパーギヤ軸に剛体連結し、後の組のスパーギヤが方向変換スレーブ歯車と常時噛合し、方向変換スレーブ歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換スレーブ歯車との間に、ロックリング式又はロックピン式の同期装置が組み込まれ、
２連多板クラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、クラッチの入力軸に入力軸歯車が設けられ、方向変換スレーブ歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換スレーブ歯車との間に２連多板クラッチが組み込まれ、無段変速装置入力軸の左端又は前端が、軸受けを介してクラッチ入力軸歯車の右端の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換アクティブ歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、スパーギヤとも常時噛合し、前後２組のスパーギヤが共にスパーギヤ軸に剛体連結し、後端のスパーギヤが方向変換スレーブ歯車と常時噛合し、
デュアルクラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、デュアルクラッチ方向変換機構がデュアルクラッチとロック機構付き遊星歯車機構からなり、デュアルクラッチが、中空の前進段入力軸を介して方向変換機構キャリアに剛体連結された前進段クラッチと、前進段入力軸の中心を通る後退段入力軸を介して方向変換機構のサンギヤに剛体連結された後退段クラッチからなり、ギヤシフトリングギヤが無段自動変速装置入力軸の左端又は前端に剛体連結され、動力と運動を比率トルク分配差動機構に伝達し、後退段入力軸と方向変換機構キャリアにはそれぞれサンギヤ係止体とキャリア係止体が装着されている、
ことを特徴とする付記８に記載の全歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。

Ｉ…比率トルク分配差動機構、ＩＩ…回転比アクティブ制御機構、ＩＩＩ…遊星歯車機構、ＩＶ…方向変換機構、１…無段自動変速装置入力軸、２…遊星かさ歯車、３…遊星かさ歯車軸、４…デフケース、５…差動かさ歯車軸、６、７…差動かさ歯車、８…回転比調整モータ、９…回転比調整アクティブ歯車、１０…回転比調整スレーブ歯車、１１…サンギヤ、１２…リングギヤ、１３…遊星ギア、１４…動力出力軸、１５…キャリア、１６…サンギヤ軸（差動かさ歯車軸）、１７…クラッチ入力軸、１８…クラッチ、１９…入力軸歯車、２０…スパーギヤＩ、２１…スパーギヤ軸、２２…スパーギヤＩＩ、２３…方向変換スレーブ歯車、２４…同期装置、２５…方向変換アクティブ歯車、２６…方向変換アクティブ歯車軸、２７…方向変換入力軸、２８…２連多板クラッチ、２９…後退スクラッチ、３０…前進段クラッチ、３１…前進段入力軸、３２…方向変換機構サンギヤ、３３…方向変換機構遊星歯車、３４…方向変換機構リングギア、３５…ギヤシフト機構キャリア、３６…サンギヤ固定器、３７…キャリアロック、３８…後退段入力軸、３９…減速機入力軸、４０…リングギヤ、４１…遊星歯車、４２…サンギヤ、４３…出力軸、４４…キャリア、４５…軸受け、４６…環状溝、４７…環状溝中心円弧線。

Claims

歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システムであって、
比率トルク分配差動機構と、回転比アクティブ制御機構と、遊星歯車機構とを含み、
遊星歯車機構の前段に比率トルク分配差動機構が直列に連結して、比率トルク分配差動機構の出力が入力される遊星歯車機構とともに無段自動変速装置を構成し、
比率トルク分配差動機構と遊星歯車機構との間に、回転比調整モータの回転数を調整することにより、出力軸の回転数を分母とし入力軸の回転数を分子とする回転比を制御する回転比アクティブ制御機構が設けられ、
比率トルク分配差動機構は、動力及び運動出力端に設けられた第１差動かさ歯車と第２差動かさ歯車との２つの差動かさ歯車を含み、
第１差動かさ歯車は、中空の第１差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のリングギヤに剛体連結し、
第２差動かさ歯車軸は、中空の第１差動かさ歯車軸を貫通し、
第２差動かさ歯車は、第２差動かさ歯車軸を介して遊星歯車機構のサンギヤに連結し、
回転比アクティブ制御機構は、回転比調整モータと、常時噛合状態にある回転比調整アクティブ歯車と、回転比調整スレーブ歯車を含み、
回転比調整スレーブ歯車は、第１差動かさ歯車軸に剛体連結し、
回転比調整アクティブ歯車は、回転比調整モータの出力軸に取り付けられ、
遊星歯車機構の２つの入力端は、それぞれ中心に位置するサンギヤ及び最外周のリングギヤであり、遊星歯車がサンギヤ及びリングギヤに同時に噛合し、キャリアを介して外部に動力を出力し、
無段自動変速装置の前段又は後段に方向変換機構を直列に連結して、動力と運動伝達の正転、反転、及び中断の少なくとも３つのモードの切り替えを実現し、方向変換機構は、クラッチと同期装置の組み合わせ構造の方向変換機構、又は２連多板クラッチ形式の方向変換機構、又はデュアルクラッチ形式の方向変換機構であり、
クラッチとシンクロの組み合わせ構造の方向変換機構を採用する場合、クラッチ入力軸と無段変速装置入力軸が一直線に設けられ、クラッチ入力軸と同期装置との間に設けられている方向変換入力軸に入力軸歯車が設けられ、無段変速装置入力軸の前段側が、軸受けを介して入力軸歯車の後段側の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換主動歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、方向変換機構を構成する前の組のスパーギヤとも常時噛合し、方向変換機構を構成する後の組のスパーギヤが方向変換機構を構成する前の組のスパーギヤと同軸で、かつ、共にスパーギヤ軸に剛体連結し、方向変換機構を構成する後の組のスパーギヤが方向変換従動歯車と常時噛合し、方向変換従動歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換従動歯車との間に、ロックリング式又はロックピン式の同期装置が組み込まれ、
２連多板クラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、クラッチの入力軸に入力軸歯車が設けられ、方向変換従動歯車がニードル軸受け又は滑り軸受を介して無段自動変速装置の入力軸に遊嵌され、入力軸歯車と方向変換従動歯車との間に２連多板クラッチが組み込まれ、無段変速装置入力軸の前段側が、軸受けを介してクラッチ入力軸歯車の後段側の軸受け座穴に取り付けられ、方向変換主動歯車が入力軸歯車と常時噛合すると共に、方向変換機構を構成する前の組のスパーギヤとも常時噛合し、方向変換機構を構成する前後２組のスパーギヤが共にスパーギヤ軸に剛体連結し、方向変換機構を構成する後の組のスパーギヤが方向変換従動歯車と常時噛合し、
デュアルクラッチ形式の方向変換機構を採用する場合、デュアルクラッチ方向変換機構がデュアルクラッチとロック機構付き遊星歯車機構からなり、デュアルクラッチが、中空の前進段入力軸を介して方向変換機構キャリアに剛体連結された前進段クラッチと、前進段入力軸の中心を通る後退段入力軸を介して方向変換機構のサンギヤに剛体連結された後退段クラッチからなり、ギヤシフトリングギヤが無段自動変速装置入力軸の前段側に剛体連結され、動力と運動を比率トルク分配差動機構に伝達し、後退段入力軸と方向変換機構キャリアにはそれぞれサンギヤ係止体とキャリア係止体が装着されている、
ことを特徴とする歯車式無段自動変速及び回転比アクティブ制御システム。