JPS588852A - Transmitting mechanism for variable ratio - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。(57) [Summary] This bulletin contains application data before electronic filing, so abstract data is not recorded.

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は主として自動車で用いるための可変比伝動機構
に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates primarily to variable ratio transmission mechanisms for use in automobiles.

連続的に速度比を変える伝動装置は、効果的な制御シス
テムとともに用いた場合、自動車で用いることができる
。これは、このような伝動装置がエンジン及び車輛の作
動パラメータに応じて伝達比を自動的に無段階で変え、
その時の作動条件に対して常にエンジン速度を適切な値
に保つように設計することが出来るからである。作動条
件としては、たとえばエンジンをすべての動力需要に対
してもつとも経済的な速度に近い速度で作動させる巡航
条件や車輪でそのとき最高の馬力をとりだせるようにす
る高トルク需要条件がある。実際の応用にあたっては、
゛伝達性能と伝達効率は関連のある設計ファクタである
。Continuously varying speed ratio transmissions can be used in motor vehicles when used with effective control systems. This is because such transmissions automatically and steplessly change the transmission ratio depending on engine and vehicle operating parameters.
This is because the engine speed can be designed to always be kept at an appropriate value for the operating conditions at that time. Operating conditions include, for example, cruising conditions where the engine is operated at close to economical speeds to meet all power demands, and high torque demand conditions where the wheels are able to produce their maximum horsepower at the time. In actual application,
``Transmission performance and transmission efficiency are related design factors.

本発明は機械的な連続可変比駆動装置に関するものであ
り、この駆動装置は本質的に機械的なバリエータを包含
する。たとえば、駆動ベルトまたは駆動チェーンにより
相互連結され、トルク再循環を行う相互連結した遊星（
とくに周転内式・・・・・工・ピサイクリツク）歯車セ
ットと連動する一対の可変ピッチＶ溝プーリを包含する
。The present invention relates to a mechanical continuously variable ratio drive which essentially includes a mechanical variator. For example, interconnected planets (
In particular, it includes a pair of variable pitch V-groove pulleys that are interlocked with a rotating internal type gear set.

本発明による可変比伝動機構においては、回転駆動部材
が機械的なバリエータの入力部材を駆動するように連結
してあり、このバリエータがその出力部材のところで無
段可変比駆動を行うように作動し、バリエータの出力部
材が第１．第２．第３の遊星歯車セットを介して伝動機
構の出力部材を駆動するように連結してあり、各遊星歯
車セットがキャリヤ部材に回転可能に装着した少なくと
も１つの遊星部材とかみ合っている第１．第２の部材を
包含し、第１遊星歯車セツトの第１部材がバリエータの
出力部材に連結してあり、第１遊星歯車セツトの第２部
材が第３遊星歯車セツトの第１部材に連結してあり、第
１遊星歯車セツトのキャリヤ部材が第２遊星歯車セツト
の第、１部材に連結してあり、第２遊星歯車セツトの第
２部材が静止状態に保持されており、第２．第３の遊星
歯車セットのキャリヤ部材が互いに連結してあり、第３
遊星歯車セツトの第２部材が伝動機構の出力部材に連結
してあり、前記キャリヤ部材の１つがバリエータの入力
部材に通じる駆動連結部を有し、前記キャリヤ部材から
バリエータの入力部材にトルクを再循環させるようにな
っている。In the variable ratio transmission mechanism according to the invention, the rotary drive member is coupled to drive the input member of a mechanical variator, and the variator is operated to provide a continuously variable ratio drive at its output member. , the output member of the variator is the first. Second. The first... a second member, the first member of the first planetary gear set being coupled to the output member of the variator, and the second member of the first planetary gear set being coupled to the first member of the third planetary gear set. the carrier member of the first planetary gear set is connected to the first member of the second planetary gear set, the second member of the second planetary gear set is held stationary, and the second. The carrier members of the third planetary gear set are connected to each other, and the carrier members of the third planetary gear set are connected to each other.
A second member of the planetary gear set is connected to the output member of the transmission mechanism, one of said carrier members having a drive connection leading to the input member of the variator, for retransmitting torque from said carrier member to the input member of the variator. It is designed to circulate.

各遊星歯車セットの第１．第２の部材は、好しくけそれ
ぞれ、太陽歯車、リング歯車である。The first gear of each planetary gear set. The second members are preferably a sun gear and a ring gear, respectively.

遊星歯車セットの比率を適切に選ぶことによって、バリ
エータそれ自体の与える比率範囲（たとえば、６：１）
より相当大きい比率範囲を伝動機構の出力部材のところ
で得ることが出来る。バリエータの約２倍の比率範囲を
得ることができるし、原理的にはもつと高い比率範囲も
可能であるが、実際には再循環時の損失によって有効比
率範囲は制限をうける。By appropriately choosing the ratio of the planetary gear set, the ratio range provided by the variator itself (e.g. 6:1)
A considerably larger ratio range can be obtained at the output member of the transmission. Although a ratio range approximately twice that of a variator can be obtained, and even higher ratio ranges are possible in principle, in practice the effective ratio range is limited by losses during recirculation.

作動時には、第１遊星歯車セツトのキャリヤ部材はバリ
エータ入力速度に比例した速度で回転し、バリエータの
入力部材にもどるトルク再循環連結は、このキャリヤ部
材で行うことが出来る。しかしながら、第２．第３の遊
星歯車セットのキャリヤ・部材もバリエータ入力速度に
比例した速度で回転しており、これらの相互連結したキ
ャリヤ部材でトルク再循環連結を行なってもよい。とは
いえ、再循環時損失がやや太きいため最高比の所での効
率はやや低くなる。In operation, the carrier member of the first planetary gear set rotates at a speed proportional to the variator input speed, and a torque recirculation connection back to the variator input member can be made with this carrier member. However, the second. The carrier members of the third planetary gear set are also rotating at a speed proportional to the variator input speed, and a torque recirculation connection may be provided with these interconnected carrier members. However, since the loss during recirculation is somewhat large, the efficiency at the highest ratio is slightly lower.

いずれにしても、変速装置では、通常、トルク再循環連
結においてキャリヤ部材とバリエータ入力部のところで
速度が変わることを考慮しなければならない。In any case, in a transmission, it must be taken into account that the speed changes usually occur at the carrier member and at the variator input in a torque recirculation connection.

バリエータの入力部材は、通常、前進駆動、後退駆動、
駆動力の伝達のない中立状態を確立するように選択的に
作動する前進後退駆動装置を介してエンジン駆動される
。そのために、選択的に作動する。前進比、後退比摩擦
駆動確立装置（摩擦クラッチ、ブレーキ）を有する差動
歯車装置を設けたり、あるいは周転円歯車装置を用いる
。The input member of the variator is usually forward drive, backward drive,
The engine is driven through a forward and reverse drive that is selectively activated to establish a neutral state with no transmission of drive power. Therefore, it is activated selectively. A differential gear system having a forward ratio, reverse ratio friction drive establishing device (friction clutch, brake) is provided, or an epicyclic gear system is used.

エンジンとバリエータ入力部との間、たとえばエンジン
と前進後退駆動装置との間に流体継手を設けてもよい。A fluid coupling may be provided between the engine and the variator input, for example between the engine and the forward and reverse drive.

これは巡航作動中の流体圧損失を防ぐように選択的に係
合するロックアツプ装置を有することもできる。この場
合、継手に隣接してねじり振動止めを設けることができ
る。It may also have a lock-up device that selectively engages to prevent loss of fluid pressure during cruise operation. In this case, a torsional vibration damper can be provided adjacent to the joint.

伝動機構の出力部材とバリエータの駆動入力部を構成し
ている回転駆動部材とを機械的に直結状態にするように
選択的に作動可能なバイパスクラッチを用いることによ
って、伝動機構の全効率を有効に高めることができる。By using a bypass clutch that can be selectively operated to directly mechanically connect the output member of the transmission mechanism and the rotary drive member that constitutes the drive input section of the variator, the full efficiency of the transmission mechanism can be utilized. can be increased to

バイパスモードで、このクラッチは入力軸、バリエータ
、再循環部材を互いに離脱する。In bypass mode, this clutch disengages the input shaft, variator, and recirculation member from each other.

バイパスモードでの回転損失を減らすだめに、固定クラ
ッチを設けて相互連結した遊星歯車セットの反動部材を
選択的に静止状態に保持してもよい。この固定クラッチ
は固定ハウジング部と中間遊星歯車セットの第２部材を
なすリング歯車との間に設けた多板ブレーキの形態をと
りうる。このような反動ブレーキを解放した時、バリエ
ータ出力速度はほぼ出力軸の速度まで減じる。たとえば
８９パーセントまで減少する。To reduce rotational losses in bypass mode, locking clutches may be provided to selectively hold the reaction members of the interconnected planetary gear set stationary. The fixed clutch may take the form of a multi-disc brake between the fixed housing part and the ring gear forming the second member of the intermediate planetary gear set. When such a reaction brake is released, the variator output speed is reduced to approximately the output shaft speed. For example, it decreases to 89%.

用途に応じて伝動機構は種々の配置をとりうる。入力部
とバリエータとの間にがさ歯車セットを設け、出力を入
力に対して直角に取り出すこともでき、入力部へのトル
ク再循環連結において溝付きプーリ・チェーンシステム
または第２のかさ歯車セットを用いてもよい。あるいは
、入力部に対して平行に出力を取シ出すために、バリエ
ータ入力部に通じるトルク再循環路をあたえる歯付き駆
動チェーンまだはベルトを設け、バリエータ入力部をエ
ンジン軸線と同心に設けてもよい。いずれの配置におい
ても、出力差動装置を設け、その回転ハウジングを伝動
機構の出力部材に連結し、差動装置の出力部材をエンジ
ン及びバリエータの入力軸線に対して平行にかつ互に反
対方向に延びる軸部分で構成し、一方の軸部分を遊星歯
車セットの太陽歯車およびバリのいずれでもよい。たと
えば、プーリ・チェ　　能−ン（またはベルト）式、球
体等による摩擦　　過駆動を行うコツプ（Ｋｏｐｐ　）
　　式、または回動　　最円板による摩擦駆動を行うパ
ーバリー（Ｐｅｒ−ｂｕｒｙ　）　　式がある。可変ピ
ッチ■溝プーリ間　　実で差飢する駆動チェーンを利用
するプーリ・チェーン式のものは、乗り物に用いる場合
数　　伝多の利点（良好なトルク性能を含む）を与え　
　−る。ヘビーデユーティ−な用途に対してより　　遊
大きな能力を必要とする場合、機械的バリエ　　　１−
夕をそれに平行に連結した類似形式の１つ　　トまたは
それ以上の別のユニットと組合わせる　　まことができ
る。それぞれのバリエータ間の比率差が小さいことによ
る磨耗を減らす為に、　　　可それぞれのバリエータに
差動歯車装置を連結　　部できる。　　　　　　　　　
　　　　　　　　　　２本発明による可変比伝動機構に
おいて棋、　　　変遊星歯車セットが機械的バリエータ
の比率範　　２囲を無段階で広げ、たとえば少なくとも
２倍　　動力によって制限さ２れる。バリエータの為の
切な制御装置を用いた場合には、全機能は適な比率の伝
動装置のそれとなる。The transmission mechanism can have various arrangements depending on the application. A bevel gear set may be provided between the input and the variator, with the output taken at right angles to the input, and a grooved pulley chain system or a second bevel gear set in the torque recirculation connection to the input. may also be used. Alternatively, the variator input may be concentric with the engine axis, with a toothed drive chain or belt providing a torque recirculation path leading to the variator input in order to extract power parallel to the input. good. In either arrangement, an output differential is provided, the rotating housing of which is connected to the output member of the transmission mechanism, the output member of the differential being parallel to the input axes of the engine and the variator and in opposite directions. It consists of an extending shaft portion, and one shaft portion may be either a sun gear or a burr of a planetary gear set. For example, a pulley chain (or belt) system, a friction overdrive using a sphere, etc. (Kopp)
There is a Per-bury type, which performs frictional drive using a rotational disc. Variable Pitch - Between Grooves and Pulleys Pulley-chain types, which utilize a drive chain with variable pitch, are often used in vehicles, offering the advantages of high power transmission (including good torque performance).
-ru. For heavy-duty applications requiring greater play capacity, a mechanical barrier 1-
It can be combined with one or more other units of similar type connected parallel to it. In order to reduce wear due to the small ratio difference between the respective variators, it is possible to connect a differential gear to each variator.
2 In the variable ratio transmission mechanism according to the invention, the variable planetary gear set steplessly widens the ratio range 2 of the mechanical variator, for example at least twice as limited by the power. With a proper control system for the variator, the overall function becomes that of a properly proportioned transmission.

以下、本発明を添付の図面を参照しながら流側によって
説明する。The invention will now be described by way of the upstream side with reference to the accompanying drawings.

第１図に本発明の第１実施例である可変比動機構を示し
てあり、これは機械的バリエタ１０と第１．第２．第３
の相互連結した星（とくに、周転内式）歯車セット１２
゜４．１６とを包含し、入力軸１８から駆動ルクを無段
変速比で出力軸２０に伝達するうになっている。FIG. 1 shows a variable ratio mechanism according to a first embodiment of the present invention, which includes a mechanical variator 10 and a first variator 10. Second. Third
Interconnected star (especially epicyclic internal type) gear set 12
4.16, and drive torque is transmitted from the input shaft 18 to the output shaft 20 at a continuously variable speed ratio.

機械的バリエータ１０は公知の構造であり、変ピッチＶ
溝プーリ２２の形態をしだ入力材、それに対応した可変
ピッチ■溝プーリ４の形をした出力部材と、これら２つ
の可ピッチプーリを相互連結する駆動チェーン６とを包
含する。変速比を変える為に、差パラメータに応答する
比率制御装置（不図ツチを減らすと共に他方のプーリの
ピッチをふやし、駆動チェーンを一方のプーリのより大
きな半径で作動させる左共に他方のプーリのより小さい
半径で作動するように拘束してバリエータの伝達比を無
段階に変えるようになっている。このバリエータで可能
な比率範囲は約６：１である。The mechanical variator 10 has a known structure and has a variable pitch V
It includes an input member in the form of a grooved pulley 22, a corresponding output member in the form of a variable pitch groove pulley 4, and a drive chain 6 interconnecting these two pitchable pulleys. To change the transmission ratio, a ratio controller (both left and right) that responds to a differential parameter (reduces unintended distortion and increases the pitch of the other pulley, causing the drive chain to operate at a larger radius of one pulley) The transmission ratio of the variator is changed steplessly by being constrained to operate at a small radius.The possible ratio range of this variator is about 6:1.

バリエータの出力プーリ２４は第１遊星歯車セツト１２
（入力歯車セットとなる）の太陽歯車２８を駆動するよ
うに連結しである。The output pulley 24 of the variator is connected to the first planetary gear set 12
It is connected to drive the sun gear 28 (which becomes the input gear set).

この第１遊星歯車セツトのリング歯車３０は第３の遊星
歯車セット１６（出力歯車セットとなる）の太陽歯車３
２を駆動するように連結しである。入力歯車セット１２
の太陽歯車２８およびリング歯車３０は遊星ピニオン３
４とかみ合っており、これらのピニオンは遊星キャリヤ
３６に回転可能に装着しである。The ring gear 30 of this first planetary gear set is the sun gear 3 of the third planetary gear set 16 (which becomes the output gear set).
It is connected to drive 2. Input gear set 12
The sun gear 28 and ring gear 30 of the planetary pinion 3
4, and these pinions are rotatably mounted on the planet carrier 36.

この遊星キャリヤは第２の遊星歯車セット１４（中間歯
車セットとなる）の太陽歯車３８に連結しである。This planetary carrier is connected to the sun gear 38 of the second planetary gear set 14 (which becomes the intermediate gear set).

出力歯車セット１６のリング歯車４０は出力軸２０を駆
動するように連結しである。この出力歯車セットの太陽
歯車３２およびリング歯車４０は遊星ピニオン４２とか
み合っており、これらのピニオンは遊星キャリヤ４４に
回転可能に装着しである。中間歯車セット１４のリング
歯車４６は固定クラッチ４７を介して伝動機構の固定ハ
ウジング部に連結しである。中間歯車セット１４の太陽
歯車３８およびリング歯車４６は遊星ピニオン４８とか
み合っており、これらのピニオンは遊星キャリヤ５０に
回転可能に装着しである。この遊星キャリヤ５０は出力
歯車セット１６の遊星キャリヤ４４に連結しである。The ring gear 40 of the output gear set 16 is coupled to drive the output shaft 20. The sun gear 32 and ring gear 40 of this output gear set mesh with planet pinions 42 which are rotatably mounted on a planet carrier 44. The ring gear 46 of the intermediate gear set 14 is connected to a fixed housing part of the transmission mechanism via a fixed clutch 47. Sun gear 38 and ring gear 46 of intermediate gear set 14 mesh with planet pinions 48 which are rotatably mounted on planet carrier 50 . This planet carrier 50 is connected to the planet carrier 44 of the output gear set 16.

入力歯車セット１２の遊星キャリヤ３６は、第２遊星歯
車セツト１４の太陽歯車３８と共に、第１の溝付きプー
リ５４に通じる駆動連結部５２を有し、とのプーリ５４
は駆動チェーン５６を介して入力軸１８の一部を同心に
囲む第２の溝付きプーリ５８に連結しである。The planet carrier 36 of the input gear set 12, together with the sun gear 38 of the second planet gear set 14, has a drive connection 52 leading to a first grooved pulley 54;
is connected via a drive chain 56 to a second grooved pulley 58 that concentrically surrounds a portion of the input shaft 18 .

この第２の溝付きプーリ５８は駆動連結部６０、クラッ
チ６２およびプーリ軸６１を介してバリエータの入カプ
ーリ２２選択的に連結することができる。これらを相互
に係合したとき、両プーリが入力軸１８に連結すること
になる。これらの部分５２ないし６２は遊星キャリヤ３
６とバリエータの入力プーリ２２との間にトルク再循環
連結部を構成する。This second grooved pulley 58 can be selectively connected to the input coupler 22 of the variator via a drive connection 60, a clutch 62 and a pulley shaft 61. When they are engaged with each other, both pulleys are connected to the input shaft 18. These parts 52 to 62 are part of the planetary carrier 3
6 and the input pulley 22 of the variator.

任意であるが好ましい特徴として、選択的に作動可能な
バイパス連結部が供せられ、これは入力軸１８と出力軸
２０との間に直接駆動連結を確立する。この目的の為に
、第２の多板クラッチ６４は入力軸１８を溝付き人力プ
ーリ６６に連結するように選択的に作動させることがで
きる。この溝付き人力プーリ６６は駆動チェーン６８を
介して溝付き出力ブーリフ０に連結しである。この溝付
き出力ブーリフ０は出力軸２０と同心であり、この出力
軸に通じる駆動連結部７２を有する。バイパスクラッチ
６４を係合させると、可変モードクラッチ６２−が離脱
する。As an optional but preferred feature, a selectively actuatable bypass connection is provided, which establishes a direct drive connection between input shaft 18 and output shaft 20. To this end, the second multi-disc clutch 64 can be selectively actuated to couple the input shaft 18 to the grooved manual pulley 66 . This grooved manual pulley 66 is connected to the grooved output boolean 0 via a drive chain 68. This grooved output boolean 0 is concentric with the output shaft 20 and has a drive connection 72 leading thereto. When the bypass clutch 64 is engaged, the variable mode clutch 62- is disengaged.

第２図には本発明の第２実施例である可変比伝動機構が
示してあり、とれはほとんどの点で第１図の実施例と同
じであって、同様の部分には同じ参照符号がつけである
。しかしながら、この第２図の実施例では、第１図の実
施例で遊星キャリヤ３６から第１の溝付きプーリ５４に
通じる駆動連結部５２を設けている代わりに、中間歯車
セット１４および出力歯車セット１６の相互連結した遊
星キャリヤ５０．４４から第１の溝付きプーリ５４′に
通じる駆動連結部７４がトルク再循環連結部を構成して
いる。FIG. 2 shows a variable ratio transmission mechanism according to a second embodiment of the invention, which is similar in most respects to the embodiment of FIG. It's a dike. However, in this embodiment of FIG. 2, instead of providing the drive connection 52 leading from the planet carrier 36 to the first grooved pulley 54 in the embodiment of FIG. A drive connection 74 leading from the sixteen interconnected planet carriers 50.44 to the first grooved pulley 54' constitutes a torque recirculation connection.

選択的に作動するバイパス連結部（６４ないし７２）は
第２図の実施例でも任意ではあるが、好しい特徴である
。第１図および第２図の画集流側においては、リング歯
車の歯数対入力、中間、出力の歯車セット１２，１４゜
１６の太陽歯車の歯数の比は、たとえば、それぞれ、４
：１，１．６５：１，２：１とできる。Selectively actuated bypass connections (64-72) are also an optional, but preferred feature of the embodiment of FIG. 1 and 2, the ratio of the number of teeth of the ring gear to the number of teeth of the sun gear of input, intermediate, and output gear sets 12, 14, 16, respectively, is, for example, 4
:1, 1.65:1, 2:1.

以下に第１図の実施例の動作を説明するが、第２図の実
施例の動作もほぼ同じである。第１の多板クラッチ６２
を係合させたとき、入力軸１８からの入力トルクはバリ
エータ１０の入力プーリ２２に送られ、そこから駆動チ
ェーン２６を介して出力プーリ２４まで、これら２つの
可変ピッチプーリの現在のピッチによって決定される比
率で伝えられ、入力歯車セット１２の太陽歯車２２に与
えられる。The operation of the embodiment shown in FIG. 1 will be described below, but the operation of the embodiment shown in FIG. 2 is almost the same. First multi-plate clutch 62
When engaged, the input torque from the input shaft 18 is sent to the input pulley 22 of the variator 10 and from there via the drive chain 26 to the output pulley 24 determined by the current pitch of these two variable pitch pulleys. is transmitted to the sun gear 22 of the input gear set 12.

先に延べた比率の場合、入力歯車セットのキャリヤ３６
、したがって中間歯車セット１４の太陽歯車３８も太陽
歯車２８と同じ方向に、入力軸１８の速度に比例しだ速
度で回転し、そのときのトルクは入力歯車セット１２の
比率にしたがって増加する。これは次の式で表わされる
。すなわち、 Ｔｃ　＝Ｔｓ（−Ｌ＋　４　） ここで、Ｔｃ　　はキャリヤ３６のトルク、Ｔｓは太陽
歯車２８のトルク、ＲとＳはリング歯車３０、太陽歯車
２８のそれぞれの歯数である。入力歯車セット１２のリ
ング歯車３０はしたがって出力歯車セット１６の太陽歯
車３２も入力歯車セットの太陽歯車２８のトルクに対し
て反対方向のトルク反作用をもっことになシ、その回転
方向は、バリエータ範囲の低速域からほぼ９５パーセン
トの場合、太陽歯車２８の方向と同じである。リング歯
車３０は９５パーセントの値のところで静止状態になり
、バリエータ範囲最上域５パーセントのところで反対方
向となる。パーセンテージは遊星歯車およびバリエータ
の伝達比が異なれば変ることになる。In the case of the ratio extended above, the carrier 36 of the input gear set
, thus the sun gear 38 of the intermediate gear set 14 also rotates in the same direction as the sun gear 28, at a speed proportional to the speed of the input shaft 18, with the torque increasing in proportion to the input gear set 12. This is expressed by the following formula. That is, Tc = Ts (-L+ 4 ) Here, Tc is the torque of the carrier 36, Ts is the torque of the sun gear 28, and R and S are the numbers of teeth of the ring gear 30 and the sun gear 28, respectively. The ring gear 30 of the input gear set 12 therefore also has a torque reaction in the opposite direction to the torque of the sun gear 28 of the input gear set, so that the sun gear 32 of the output gear set 16 also has a torque reaction in the opposite direction to the torque of the sun gear 28 of the input gear set; The direction is the same as the direction of the sun gear 28 from a low speed range of about 95%. The ring gear 30 is at rest at 95 percent value and reverses at the top 5 percent of the variator range. The percentages will vary for different planetary gear and variator transmission ratios.

中間歯車セット１４の太陽歯車３８上のトルクがすでに
述べたような値であり、固定クラッチ４７が係合して中
間歯車セット１４のリング歯車４６を静止状態に保持し
、反作用を与えている場合には、中間歯車セットの遊星
ピニオン４８は入力歯車セット１２の遊星ピニオン３４
からのトルク経路に沿ってキャリヤ５０．４４にトルク
を与えることになる。If the torque on the sun gear 38 of the intermediate gear set 14 is of the value already mentioned and the fixed clutch 47 is engaged to hold the ring gear 46 of the intermediate gear set 14 stationary and provide a reaction force. In this case, the planet pinion 48 of the intermediate gear set is connected to the planet pinion 34 of the input gear set 12.
will apply a torque to the carrier 50.44 along the torque path from .

既述のように出力歯車セット１６の太陽歯車３２が入力
太陽歯車２８のトルクに対して反対方向の反作用トルク
を受けているので、出力歯車セットの遊星ピニオン４２
には反作用が与えられて出力リング歯車４０にトルりを
生じさせ、出力軸２０を駆動する。Since the sun gear 32 of the output gear set 16 is subjected to a reaction torque in the opposite direction to the torque of the input sun gear 28, as described above, the planet pinion 42 of the output gear set
A reaction is applied to the output ring gear 40 to generate torque, thereby driving the output shaft 20.

しかしながら、出力リング歯車４０のところで取り出す
トルクは太陽歯車３２の所に生じたトルク反作用によっ
て制限を受け、実際にはキャリヤ４４のところの理論的
余剰トルりが太陽歯車３８のところで取り出されてトル
ク再循環連結部５２ないし６２を介して機械的バリエー
タ１００入力部材２２に再循環させられる。実際には力
を平衡させる反作用が瞬間的に生じるので、バリエータ
で生じるトルク比が大きければ大きいだけ、１＜＋）エ
ータを通ってもどされて出力トルクを高めるように作用
する、再循環させられた平衡トＪＬ、りの量が大きくな
る。However, the torque extracted at the output ring gear 40 is limited by the torque reaction produced at the sun gear 32, and in reality, the theoretical excess torque at the carrier 44 is extracted at the sun gear 38 and the torque is restored. It is recirculated to the mechanical variator 100 input member 22 via circulation connections 52-62. In reality, a force-balancing reaction occurs instantaneously, so that the greater the torque ratio produced in the variator, the greater the amount of recirculated energy that is passed back through the variator and acts to increase the output torque (1<+). The amount of equilibrium torque increases.

バリエータ１０が最小比状態に達したとき、第１の多板
クラッチ６２を離脱し、任意的な第２の多板クラッチ６
４を係合□させて、入力軸１８と出力軸２０との間を機
械的に直結するバイパス状態を確立することが出来る。When the variator 10 reaches the minimum ratio condition, the first multi-disc clutch 62 is disengaged and the optional second multi-disc clutch 6 is disengaged.
4 can be engaged □ to establish a bypass state in which the input shaft 18 and the output shaft 20 are mechanically directly connected.

これはバリエータおよび可変モードの要素の負荷を効果
的に解放し、トルク再循環に伴う損失をなくすことが出
来る。This effectively unloads the variator and variable mode elements and can eliminate losses associated with torque recirculation.

このようにしても、バリエータおよび可変モード要素が
過剰と考えられる回転損失を受ける事になる。これは関
連した部分が可変モード要素からの通常の範囲の伝達出
力速度の発生と一致する速度で回転するからである。Even in this case, the variator and variable mode element will experience rotational losses that are considered excessive. This is because the relevant parts rotate at a speed consistent with the generation of a normal range of transmitted output speeds from the variable mode element.

このような損失を減らし、またバリエータの磨耗をも減
らす為には、バイパスモードで固定クラッチ４７を解放
すればよく、それによってバリエータおよび可変モード
要素を自由にいっしょに回転させることになり、バリエ
ータの実際の速度は、−図示の例では、先の値の約１１
パーセントまで減少する。In order to reduce such losses and also to reduce wear on the variator, the fixed clutch 47 can be released in the bypass mode, thereby freeing the variator and the variable mode element to rotate together, thereby reducing the variator's wear. The actual speed is - in the example shown, approximately 11 of the previous value.
decrease to %.

第１図に示す固定クラッチ４７はプレート式クラッチで
あるが、係合を容易にする従来の同期要素を備えた高性
能ドッグクラッチを用いてもよい。Although the locking clutch 47 shown in FIG. 1 is a plate clutch, a high performance dog clutch with conventional synchronizing elements to facilitate engagement may also be used.

第２図の実施例の動作は第１の実施例のものとほぼ同じ
であるが、余剰トルクは第１図の実施例に於けるような
太陽歯車３８からではなく２つのキャリヤ５０．４４か
ら直接取り出す。両キャリヤ５０．４４の速度は入力速
度に比例するが、太陽歯車３８の速度とは異なる。The operation of the embodiment of FIG. 2 is substantially the same as that of the first embodiment, but the surplus torque is transferred from the two carriers 50.44 rather than from the sun gear 38 as in the embodiment of FIG. Take it out directly. The speed of both carriers 50.44 is proportional to the input speed, but different from the speed of the sun gear 38.

第１図の実施例が好ましいのは、再循ｉトルクがトルク
経路のさらに上流で取り出され、それにより中間歯車セ
ット１４の損失を減らすからである。また、第２図の実
施例ではたとえば４：１の比率が要求されるのであるが
、トルク再循環連結部でたとえば２：１のよシ実際的な
歯車比を用いることができる。The embodiment of FIG. 1 is preferred because recirculated torque is extracted further up the torque path, thereby reducing losses in the intermediate gear set 14. Also, while the embodiment of FIG. 2 requires a ratio of, for example, 4:1, a more practical gear ratio of, for example, 2:1 may be used in the torque recirculation connection.

第３図には本発明による可変比伝動機構の第１の実際的
な形態が示してあり、これは先に述べた第２図の実施例
に機能上対応している。FIG. 3 shows a first practical embodiment of a variable ratio transmission according to the invention, which corresponds functionally to the embodiment of FIG. 2 described above.

第３図に示したように、エンジン８０は流体継手および
隣接のねじり振動止め（ともに８２で示す）にトルクを
与えるように連結してあり、この流体継手は選択的に作
動可能なロックアツプクラッチ（不図示）を備えている
。特殊な環境での特殊な用途の為に、流体継手の代りに
流体トルクコンバータを用いでもよい。As shown in FIG. 3, an engine 80 is coupled to provide torque to a fluid coupling and an adjacent torsional vibration damper (both shown at 82), which includes a selectively actuatable lock-up clutch. (not shown). For special applications in special environments, fluid torque converters may be used in place of fluid couplings.

流体圧ポンプ８４は流体継手の回転ケーシングに直結す
ることによってエンジン速度で駆動される。流体継手か
らの出力トルクは前進後退差動ユニット８８の入力歯車
８６に与えられる。この入力歯車８６、そして差動出力
歯車９０とかみ合っているピニオン歯車が回転差動ケー
ス９４に担持されたクロスビン９２に回転可能に装着し
である。回転差動ケース９４および静止伝動機構ハウジ
ング９８に連結した交互の摩擦板を有する摩擦ブレーキ
９６がそれに組合わせだ環状流体圧シリンダーに流体を
供給することによって選択的に係合して差動ケース９４
を静止状態に保持し、出力歯車９０およびそれに連結し
た駆動軸１１８が入力部に対して反対の方向でかつそれ
と同じ速度で駆動される。これは後退駆動状態である。The hydraulic pump 84 is driven at engine speed by being directly coupled to the rotating casing of the fluid coupling. The output torque from the fluid coupling is provided to an input gear 86 of a forward/reverse differential unit 88 . The input gear 86 and a pinion gear meshing with the differential output gear 90 are rotatably mounted on a cross bin 92 carried by a rotating differential case 94. A friction brake 96 having alternating friction plates coupled to the rotating differential case 94 and the stationary transmission housing 98 is selectively engaged by supplying fluid to an annular hydraulic cylinder associated therewith to selectively engage the differential case 94.
is held stationary, and the output gear 90 and the drive shaft 118 connected thereto are driven in the opposite direction and at the same speed as the input. This is the backward drive state.

はぼ同じ要領で、第２の環状流体圧シリンダーに流体を
供給することによって選択的に係合して差動ケース９４
を駆動軸１１８に固定したクラッチドラム１０４に連結
し前進駆動状態を確立し、この状態では駆動軸は入力部
と同じ方向かつ同じ速度で駆動される。ブレーキ９６も
クラッチ１０２も停台状態にない場合には、中立状態が
確立し、エンジンから駆動軸１１８へのトルクの伝達が
まったくない。In much the same manner, the second annular hydraulic cylinder is selectively engaged by supplying fluid to the differential case 94.
is coupled to the clutch drum 104 fixed to the drive shaft 118 to establish a forward drive state, in which the drive shaft is driven in the same direction and at the same speed as the input section. When neither brake 96 nor clutch 102 is in a stopped state, a neutral state is established and no torque is transmitted from the engine to drive shaft 118.

運動者の信号に応じて流体圧シリンダーの加圧を選択的
に行う為、流体圧ポンプ８４に隣接してソレノイド１０
６および弁ブロック１０８が設けである。ロッキングつ
め１０９がクラッチドラム１０４と要求されたときに伝
動機構をロックできるように選択的に係合可能である。A solenoid 10 is installed adjacent to the fluid pressure pump 84 to selectively pressurize the fluid pressure cylinder in response to signals from the exerciser.
6 and a valve block 108 are provided. A locking pawl 109 is selectively engageable with clutch drum 104 to lock the transmission when required.

駆動軸１１８は、第２図に関連して延べだような連結部
を有する、機械的バリエータ１１０および第１．第２．
第３の遊星歯車セット１１２，１１４．１１６にがさ歯
車を含む形状で連結しである。The drive shaft 118 is connected to the mechanical variator 110 and the first . Second.
It is connected to the third planetary gear set 112, 114, 116 in a shape including bevel gears.

機械的バリエータ１１０は、可変ピッチＶ溝プーリ１２
２の形をした入力部材と、それに対応した可変ピッチＶ
溝プーリ１２４の形をした出力部材と、これら２つの可
変ピッチプーリを相互連結する駆動チェーン１２６とを
包含する。伝達比を変える為に、作動パラメータに応答
する比率制御装置（不図示）が一方のプーリのピッチを
減らし、他方のプーリのピッチを対応して増し、それに
よって、駆動チェーンが一方のプーリのより大きい半径
の所で作動するとともに他方のプーリのより小さい半径
の所で作用するように拘束され、バリエータの伝達比を
無段階でかえる。このバリエータでは約６：１の比率範
囲を得ることが出来る。The mechanical variator 110 includes a variable pitch V-groove pulley 12
2-shaped input member and the corresponding variable pitch V
It includes an output member in the form of a grooved pulley 124 and a drive chain 126 interconnecting the two variable pitch pulleys. To change the transmission ratio, a ratio controller (not shown) responsive to operating parameters decreases the pitch of one pulley and correspondingly increases the pitch of the other pulley, thereby causing the drive chain to increase the pitch of one pulley. It operates at a larger radius and is constrained to act at a smaller radius on the other pulley, changing the transmission ratio of the variator steplessly. With this variator a ratio range of about 6:1 can be obtained.

バリエータの出力プーリ１２４は第１遊星歯車セツト１
１２の太陽歯車１２８を駆動するように連結してあり、
この第１遊星歯車セツトは入力歯車セットとなる。第１
遊星歯車セツトのリング歯車１３０は第３遊星歯車セツ
ト１１６（出力歯車セットとなる）の太陽歯車１３２を
駆動するように連結しである。The output pulley 124 of the variator is the first planetary gear set 1.
connected to drive twelve sun gears 128;
This first planetary gear set becomes the input gear set. 1st
The ring gear 130 of the planetary gear set is coupled to drive the sun gear 132 of the third planetary gear set 116 (which serves as the output gear set).

入力歯車セット１１２の太陽歯車１２８およびリング歯
車１３０は遊星ピニオン１３４とかみ合っており、これ
らのピニオンは遊星キャリヤ１３６に回転可能に装着し
である。この遊星キャリヤ１３６は第２遊星歯車セツト
１１４（中間歯車セットとなる）の太陽歯車１３８に駆
動連結しである。Sun gear 128 and ring gear 130 of input gear set 112 mesh with planetary pinions 134 that are rotatably mounted on planetary carrier 136 . This planet carrier 136 is drivingly connected to the sun gear 138 of the second planet gear set 114 (which constitutes an intermediate gear set).

出力歯車セット１１６のリング歯車１４０はプーリ１７
０を含む出力部を駆動するように連結しである。出力歯
車セットの太陽歯車１３２お、−よびリング歯車１４０
は遊星ピニオン１４２とかみ合っており、これらのピニ
オンは遊星キャリヤ１４４に回転可能に装着しである。The ring gear 140 of the output gear set 116 is the pulley 17
It is connected to drive an output containing 0. Sun gear 132 and ring gear 140 of the output gear set
are in mesh with planetary pinions 142, which are rotatably mounted on a planetary carrier 144.

中間歯車セット１１４のリング歯車１４６は固定クラッ
チ（図に示してないが第２図の固定クラッチ４７に対応
する）を介して伝動機構の固定ハウジング部に連結しで
ある。中間歯車セット１１４の太陽歯車１３８およびリ
ング歯車１４６は遊星キャリヤ１５０に回転可能に装着
した遊星ピニオン１４８とかみ合っている。The ring gear 146 of the intermediate gear set 114 is connected to a fixed housing portion of the transmission mechanism via a fixed clutch (not shown, but corresponding to the fixed clutch 47 of FIG. 2). Sun gear 138 and ring gear 146 of intermediate gear set 114 mesh with planet pinions 148 that are rotatably mounted on planetary carrier 150 .

出力歯車セット、中間歯車セット１１６゜１１４のそれ
ぞれの遊星キャリヤ１４４゜１５０は相互連結してあり
、第１の溝付きプーリ１５４を構成するフランジ状延長
部を包含する。この第１の溝付きプーリ１５４は駆動チ
ェーン１５６を介して入力軸１１Ｂの一部を同心に囲ん
でいる第２の溝付きプーリ１５８に連結しである。この
第２の溝付きプーリ１５Ｂは第１の多板クラッチ１６２
に通じる駆動連結部１６０を有する。この第１多板クラ
ツチ１６２は軸１６１を介してバリエータ１１０の入力
プーリ１２２および入力軸１１８に通じる駆動連結部を
与えるように選択的に係合させることが出来る。これら
の部分１５４ないし１６２は両遊星キャリヤ１４４゜１
５０と機械的バリエータ１１０の入力プーリ１２２との
間にトルク再循環連結部を与える。The planetary carriers 144, 150 of each of the output and intermediate gear sets 116, 114 are interconnected and include a flange-like extension forming a first grooved pulley 154. This first grooved pulley 154 is connected via a drive chain 156 to a second grooved pulley 158 that concentrically surrounds a portion of the input shaft 11B. This second grooved pulley 15B is connected to the first multi-disc clutch 162.
It has a drive connection 160 that leads to. This first multi-plate clutch 162 can be selectively engaged to provide a drive connection to the input pulley 122 and input shaft 118 of the variator 110 via the shaft 161. These parts 154 to 162 are connected to both planetary carriers 144°1
50 and the input pulley 122 of the mechanical variator 110.

第２図に関連して説明したように、第３図の実施例も選
択的に作動可能なバイパス連結部を包含し、これは入力
軸１１８と出力部の一部をなすプーリ１７０との間の駆
動直結を確立するようになっている。この目的の為に、
第２のプレート式クラッチ１６４は入力軸１１８を溝付
き人力プーリ１６６に連結するように選択的に作動させ
ることが出来る。この人力プーリ１６６は駆動チェーン
１６Ｂによって溝付き出力プーリ１７０に連結しである
。As discussed in connection with FIG. 2, the embodiment of FIG. 3 also includes a selectively actuatable bypass connection between input shaft 118 and pulley 170 forming part of the output section. A direct drive connection is established. For this purpose,
A second plate clutch 164 can be selectively actuated to couple input shaft 118 to grooved manual pulley 166 . This manual pulley 166 is connected to a grooved output pulley 170 by a drive chain 16B.

溝付き出力プーリ１７０は出力差動ユニット１８０に連
結してあり、このユニットは回転ハウジング１８２にお
よびクロスピンと相互かみ合いピニオン歯車の普通の差
動歯車装置を有する。まだこの差動ユニット１８０は入
力軸１１８に平行に延び平行に互に反対方向に延びた出
力軸を有する。これら出力軸の１つは軸１８４であり、
他方は歯車セット１１６．１１４，１１２および機械的
バリエータ１１０の出力１２４を同心に貫いている軸１
８６である。The grooved output pulley 170 is connected to an output differential unit 180, which has a rotating housing 182 and a conventional differential gearing of cross pins and interlocking pinion gears. This differential unit 180 still has an output shaft extending parallel to the input shaft 118 and extending in parallel and opposite directions. One of these output shafts is shaft 184;
On the other hand, the shaft 1 runs concentrically through the gear set 116, 114, 112 and the output 124 of the mechanical variator 110.
It is 86.

第２図の実施例と同様に、リング歯車の歯数討入力、中
間、出力の各歯車セット１１２゜１１４．１１６の太陽
歯車の歯数の比は、たとえば、それぞれ、４：１，１．
６５：１，２：１である。Similar to the embodiment of FIG. 2, the ratio of the number of teeth on the sun gear of the input, intermediate, and output gear sets 112, 114, and 116, respectively, is, for example, 4:1, 1.
65:1, 2:1.

第３図の実施例の動作は第２図の実施例で述べたものと
ほぼ同じである。したがって、第１のクラッチ１６２を
係合させたとき、入力軸１１８からの入力トルクは機械
的パリエ−夕１１０の入力プーリ１２２に送られ、そこ
から駆動チェーン１２６によって出力プーリ１２４に、
これら２つの可変ピッチプーリの現在のピッチによって
きめられる比率で伝達され、そして入力歯車セット１１
２の太陽歯車１２８に与えられる。先に述べた比率の場
合、入力歯車セットキャリヤ１３６は、したがって中間
歯車１１４の太陽歯車１３８も、入力軸１１８速度に比
例した速度で太陽歯車１２８と同じ方向に回転すること
になる。このときのトルクは次の式で示すように入力歯
車セット１１２の比に従って増大する。The operation of the embodiment of FIG. 3 is substantially the same as that described for the embodiment of FIG. Thus, when the first clutch 162 is engaged, input torque from the input shaft 118 is transmitted to the input pulley 122 of the mechanical parryer 110 and from there to the output pulley 124 by the drive chain 126.
are transmitted in a ratio determined by the current pitch of these two variable pitch pulleys, and input gear set 11
2 sun gear 128. For the previously mentioned ratios, the input gear set carrier 136, and therefore also the sun gear 138 of the intermediate gear 114, will rotate in the same direction as the sun gear 128 at a speed proportional to the input shaft 118 speed. The torque at this time increases according to the ratio of the input gear set 112, as shown by the following equation.

Ｔｃ　＝　Ｔｓ　（ｉ＋　　１　） ここで、Ｔｃ　　はキャリヤ１３６のトルク、ＴＳは太
陽歯車１２Ｂのトルク、ＲとＳはそれぞれリング歯車１
３０．太陽歯車１２８の歯数である。入力歯車セット１
１２のリング歯車１３０は、したがって出力歯車セット
１１６の太陽歯車１３２も入力歯車セットの太陽歯車１
２８のトルクに対して反対の方向のトルク反作用を持つ
ことになり、その回転方向は、バリエータ範囲の低速域
からほぼ９５パーセントの場合に太陽歯車１２８の回転
方向と同じとなり、リング歯車１３０はこの９５パーセ
ントの値で静止状態になり、バリエータ範囲の最上域５
パーセントのところで反対方向に回転する。このパーセ
ンテージは遊星歯車比およびバリエータ比が異なる場合
には変わることになる。Tc = Ts (i+1) Here, Tc is the torque of the carrier 136, TS is the torque of the sun gear 12B, and R and S are the torque of the ring gear 1, respectively.
30. This is the number of teeth of the sun gear 128. Input gear set 1
12 ring gear 130 is therefore also sun gear 132 of the output gear set 116 as well as sun gear 1 of the input gear set 116.
28, the direction of rotation is the same as the direction of rotation of the sun gear 128 for approximately 95 percent of the time from the low speed range of the variator range, and the ring gear 130 At a value of 95 percent, it is stationary and the top of the variator range is 5.
Rotate in the opposite direction at the percent point. This percentage will vary for different planetary gear ratios and variator ratios.

中間歯車セット１１４の太陽歯車１３Ｂのトルクが先に
述べたような値であり、固定クラッチを保合状態にして
中間歯車セット１１４のリング歯車１４６を静止状態に
保って反作用を与える場合、中間歯車セットの遊星ピニ
オン１４８は入力歯車セット１１２の遊星ピニオン１３
４からのトルク経路にそってキャリヤ１５０，１４４に
トルクを供給することになる。先に述べたように出力歯
車セット１１６の太陽歯車１３２が入力太陽歯車１２８
のトルクに対して反対方向の反作用トルクを受けている
ので、出力歯車セットの遊星ピニオン１４２には反作用
が与えられて出力リング歯車１４０にトルクを生じさせ
、出力差動ユニット１８０を駆動することになる。□し
かしながら、出力リング歯車１４０の所で取り出すトル
クは太陽歯車１３２の所で生じるトルク反作用によって
制限をうけ、実際に理論的余剰トルクが両キャリヤプー
リ１５４のところで取シ出されてトルク再循環連結部１
５４ないし１６２によって機械的バリエータ１１０の入
力部材１２２に再循環される。If the torque of the sun gear 13B of the intermediate gear set 114 is the value described above, and when the fixed clutch is engaged and the ring gear 146 of the intermediate gear set 114 is kept stationary to provide a reaction force, the intermediate gear The planetary pinion 148 of the set is the planetary pinion 13 of the input gear set 112.
Torque will be supplied to the carriers 150, 144 along the torque path from 4. As previously mentioned, sun gear 132 of output gear set 116 is connected to input sun gear 128.
Since the planetary pinion 142 of the output gear set is subjected to a reaction torque in the opposite direction to the torque of Become. □However, the torque available at the output ring gear 140 is limited by the torque reaction occurring at the sun gear 132, and the theoretical excess torque is actually extracted at both carrier pulleys 154 and connected to the torque recirculation connection. 1
54 to 162 to the input member 122 of the mechanical variator 110.

力を平衡させる瞬間的な反作用があるので、バリエータ
で生じるトルク比が大きければ大きいだけ、バリエータ
を通してもどされて出力トルクを高めるように作用する
再循環平衡トルクの量が大きくなる。Since there is an instantaneous reaction that balances the forces, the greater the torque ratio developed in the variator, the greater the amount of recirculated balancing torque that is fed back through the variator and acts to increase the output torque.

機械的バリエータ１１０が最小比状態に達した時、第１
のクラッチ１６２を離脱し、第２クラツチ１６４を係合
させてバイパス状態を確立し、入力軸１１８と出力部と
の間を機械的に直結することが出来る。これは機械的バ
リエータおよび可変モード要素の負荷を効果的に解放し
、トルク再循環に伴う損失をなくすことになる。When the mechanical variator 110 reaches the minimum ratio condition, the first
By disengaging the second clutch 162 and engaging the second clutch 164, a bypass state can be established, and the input shaft 118 and the output section can be directly connected mechanically. This will effectively unload the mechanical variator and variable mode elements and eliminate losses associated with torque recirculation.

さらに、第２図の実施例と同様に、機械的バリエータお
よび可変モード要素における回転損失を防ぐ為に、バイ
パスモードで固定クラッチを解放し、機械的バリエータ
、および可変モード要素を自由にいっしょに回転させ、
それにより回転損失を減らすとともに機械的バリエータ
の磨耗を減らすこともできる。Furthermore, similar to the embodiment of FIG. 2, in order to prevent rotational losses in the mechanical variator and the variable mode element, the fixed clutch is released in the bypass mode and the mechanical variator and the variable mode element are free to rotate together. let me,
This reduces rotational losses and also reduces wear on the mechanical variator.

第４図は第３図の実施例をやや変更した形態の実施例を
示す断片図である。第３図のものに類似した第４図の部
分は第３図の同じ参照符号にダッシュ記号をつけて示し
である。FIG. 4 is a fragmentary view showing a slightly modified embodiment of the embodiment shown in FIG. Portions of FIG. 4 that are similar to those of FIG. 3 are designated by the same reference numerals of FIG. 3 with a prime.

この第４図の実施例においては、前進後退ユニット８８
′および弁ブロック１０８′は、機械的バリエータ１１
０′　の入力部材１２２′（および隣接の溝付きプーリ
１５．８’、クラツチ１６２’、１６４’、溝付きプー
リ１６６’）の外側で動き、たわみ軸８９′　　を介し
て流体継手（第４図には示さず）によって駆動される。In the embodiment of FIG. 4, the forward and backward unit 88
' and valve block 108' are connected to mechanical variator 11
0' input member 122' (and adjacent grooved pulleys 15.8', clutches 162', 164', and grooved pulleys 166') and connects the fluid coupling (FIG. 4) via the deflection shaft 89'. (not shown).

第３図および第４図の配置は４輪駆動車輛に適しており
、出力軸１８４，１８６が前後のプロペラ軸として用い
られる。この場合、作動歯車装置の代りに遊星歯車装置
を用いて車軸負荷に応じてトルクを分配することができ
る。The arrangement of FIGS. 3 and 4 is suitable for a four-wheel drive vehicle, with output shafts 184, 186 used as front and rear propeller shafts. In this case, instead of a working gear, a planetary gear can be used to distribute the torque depending on the axle load.

第５図は本発明による可変比伝動機構のさらに実際的な
形態を示しており、これは第２図の実施例に機能上対応
するものであるが、バリエータの入力部材の回転軸線が
回転入力駆動部材の回転軸線に対して直角でかつ伝動機
構の出力部材の回転軸線に対して平行に延びている形態
のものである。FIG. 5 shows a more practical embodiment of the variable ratio transmission mechanism according to the invention, which corresponds functionally to the embodiment of FIG. It extends perpendicularly to the rotational axis of the drive member and parallel to the rotational axis of the output member of the transmission mechanism.

第５図の示す可変比伝動機構は、第３図の実施例と同様
にトルクを流圧継手およびそれに隣接したねじり振動止
めに供給するようになっているエンジン１８７を包含す
る。この流体継手は選択的に作動するロックアツプクラ
ッチ（不図示）を偏入ている。この伝動機構はさらに流
体継手の回転ケーシングに直結した、エンジン速度で駆
動される流体圧ポンプを有する。また、第３図の実施例
と同様に、流体継手からの出力トルクは前進後退差動ユ
ニット１８８の入力歯車に送られる。この前進後退差動
ユニット１８８の差動出力歯車装置１９０は駆動軸２０
０に連結しである。The variable ratio transmission shown in FIG. 5 includes an engine 187 adapted to provide torque to a hydraulic coupling and an adjacent torsional vibration damper, similar to the embodiment of FIG. The fluid coupling includes a selectively actuated lock-up clutch (not shown). The transmission further includes a hydraulic pump driven at engine speed and directly connected to the rotating casing of the fluid coupling. Also, similar to the embodiment of FIG. 3, the output torque from the fluid coupling is sent to the input gear of the forward/reverse differential unit 188. The differential output gear device 190 of this forward/reverse differential unit 188 is connected to the drive shaft 20.
It is connected to 0.

この駆動軸２００は制御ユニット２０２を駆動するよう
に連結してあり、中空入力軸２１８で構成される回転駆
動部材に直接または間接的に連結しである。この入力軸
２１８は、かさ歯車セット２１９によって入力駆動軸お
よび機械的バリエータ２１０の可変ピッチ人力プーリ２
２２を駆動する。機械的バリエータ２１０の可変ピッチ
出力プーリ２２４は駆動チェーン２２６によって入力プ
ーリに連結してあり、出力駆動軸を介して第１の遊星歯
車セット２１２の入力太陽歯車２２８に駆動トルクを供
給する。The drive shaft 200 is connected to drive the control unit 202, and is directly or indirectly connected to a rotary drive member constituted by a hollow input shaft 218. This input shaft 218 is connected by a bevel gear set 219 to an input drive shaft and a variable pitch manual pulley 2 of a mechanical variator 210.
22. The variable pitch output pulley 224 of the mechanical variator 210 is connected to the input pulley by a drive chain 226 and provides drive torque to the input sun gear 228 of the first planetary gear set 212 via an output drive shaft.

第１の遊星歯車セット２１２は入力遊星歯車セットを構
成しており、これはそれぞれ中間、出力の各遊星歯車セ
ットを構成している第２、第３の遊星歯車セット２１４
，２１６と協働する。The first planetary gear set 212 constitutes an input planetary gear set, which is in turn connected to the second and third planetary gear sets 214, which constitute intermediate and output planetary gear sets, respectively.
, 216.

第１．第２．第３の遊星歯車セット２１２゜２１４．２
１６は、第２図の実施例に関連して説明した第１．第２
．第３の遊星歯車セット１２，１４．１６の部分に対応
し、かつそれと同じように作動して駆動トルクを出力軸
２２０に供給する部分を有する。1st. Second. Third planetary gear set 212°214.2
16, which is described in connection with the embodiment of FIG. Second
．． It has a part that corresponds to and operates in the same way as that of the third planetary gear set 12, 14, 16 to supply the drive torque to the output shaft 220.

こうして、第５図の実施例においては、機械的バリエー
タ２１０の出力部材２２４は入力遊星歯車セット２１２
の太陽歯車２２８にトルクを供給するように連結してあ
り、中間遊星歯車セット２１４のリング歯車２４６は固
定ブレーキ２４７によって選択的に静止状態に保持され
得る。中間、出力の各遊星歯車セラ＋２１４．２１６の
キャリヤ２４４．２５０からトルクを再循環させる為に
これらのキャリヤ２４４，２５０に環状フランジ延長部
２５４が設けてあり、この延長部にはクラウン歯車と同
様傾斜歯が形成しである。これらの傾斜歯は別の組のか
さ歯車２５８と協働してクラッチ２６３．軸２１７およ
びかさ歯車セット２１９を介して機械的バリエータ２１
０の入力部材２２２にトルクを再循環させる為のもどし
トルク経路を与えている。Thus, in the embodiment of FIG. 5, the output member 224 of the mechanical variator 210 is connected to the input planetary gear set 212.
The ring gear 246 of the intermediate planetary gear set 214 may be selectively held stationary by a fixed brake 247 . In order to recirculate the torque from the carriers 244, 250 of each intermediate and output planetary gear cellar + 214, 216, these carriers 244, 250 are provided with an annular flange extension 254, similar to the crown gears. Slanted teeth are formed. These inclined teeth cooperate with another set of bevel gears 258 to clutch 263 . Mechanical variator 21 via shaft 217 and bevel gear set 219
0 input member 222 is provided with a return torque path for recirculating torque.

バイパスクラッチ２６３は選択的に作動して入力軸２１
８を軸２１７を介してもどしかさ歯車セット２５４，２
５８および入力かさ歯車セット２１９かあるいは出力遊
星歯車セット２１６の出力リング歯車２４４の外歯２７
０とかみ合っているバイパスかさ歯車２６６に連結する
。Bypass clutch 263 selectively operates to
8 through the shaft 217 and the bevel gear set 254, 2
58 and the external teeth 27 of the output ring gear 244 of the input bevel gear set 219 or the output planetary gear set 216
0 and is connected to a bypass bevel gear 266 that meshes with the bypass bevel gear 266.

駆動軸２００上に設置した制御ユニット２０２は路面速
度、エンジン速度、エンジン負荷および運転者信号に応
答し、可変ピッチプーリ２２２，２２４およびバイパス
タラツチ２６３を作動させるようになっている。A control unit 202 mounted on drive shaft 200 is responsive to road speed, engine speed, engine load and driver signals to actuate variable pitch pulleys 222, 224 and bypass latch 263.

第５図の実施例の作動は基本的には第２図の実施例と同
じである。The operation of the embodiment of FIG. 5 is basically the same as the embodiment of FIG.

あるいは、出力遊星歯車セット２１６の出力リング歯車
２４０および出力遊星歯車セットの太陽歯車２３２を互
に連結すると同時に機械的バリエータ２１０をそれを駆
動している軸から離脱することによって直結駆動を行う
ことができる。しかしながら、このような配置はそれほ
ど望しいものではない。というのも可変モードでの損失
を高めたり最小比を制限したりする傾向があるからであ
る。Alternatively, a direct drive can be achieved by interconnecting the output ring gear 240 of the output planetary gear set 216 and the sun gear 232 of the output planetary gear set and simultaneously disengaging the mechanical variator 210 from the shaft driving it. can. However, such an arrangement is less desirable. This is because they tend to increase losses in the variable mode or limit the minimum ratio.

第６図および第７図はそれぞれ第５図の実施例の種々の
要素における速度関係および伝達されるトルク、動力を
示しており、それぞれの値は第６，７図では５つのバリ
エータ比で与えてあり、バイパス状態での値は第７図に
与えである。バリエータの比率範囲は６：１であり、リ
ング歯車の歯数討入力、中間。6 and 7 respectively show the speed relationships and transmitted torque and power in various elements of the embodiment of FIG. 5, and the respective values are given by five variator ratios in FIGS. 6 and 7. The values in the bypass state are given in FIG. The ratio range of the variator is 6:1, and the number of teeth on the ring gear is intermediate.

出力の各歯車セット２１２，２１４，２１６の太陽歯の
歯数の比はそれぞれ４：１，１．６５：１，２：１であ
る。かさ歯車セット２１９は１：１の比を持っており、
それの与える値はシステム内の損失を無視している。The ratio of the number of sun teeth of each output gear set 212, 214, 216 is 4:1, 1.65:1, and 2:1, respectively. The bevel gear set 219 has a 1:1 ratio,
The value it gives ignores losses in the system.

第６図において、バリエータ比の範囲に対する要素速度
はｒ、　ｐ、　ｍ、で示してあり、１００ｒ、　ｐ、　
ｍ、の直線２７８は入力軸２１８の速度を示し、低速の
直線２８０は入力キャリヤ２３６の速度を示し、より低
い速度の直線２８２はキー１７１Ｊヤ２４４，２５０の
速度を示している。In FIG. 6, the element speeds for a range of variator ratios are shown as r, p, m, and 100 r, p,
A straight line 278 represents the speed of the input shaft 218, a slow line 280 represents the speed of the input carrier 236, and a lower speed line 282 represents the speed of the keys 171J, 244, 250.

バリエータ比の上昇につれて急激に上昇している曲線２
８４は入力太陽歯車２２８の速度を表わしている。バリ
エータ比の上昇につれてゆるく上昇している曲線２８６
は出力リング歯車２４０および出力軸２２０の速度を表
わしている。降下している直線２８Ｂは入力リング歯車
２３０の速度を表わしている。降下している破線曲線Ｒ
は全伝達比を表わしている。、４Ｐ１．Ｐ２にそれぞれ
入力、出力の歯車セット２１２，２１６におけるピッチ
ゼロの線速度を示している。Curve 2 rises rapidly as the variator ratio increases
84 represents the speed of input sun gear 228. Curve 286 that slowly rises as the variator ratio increases
represents the speed of output ring gear 240 and output shaft 220. Descending straight line 28B represents the speed of input ring gear 230. Descending dashed curve R
represents the total transmission ratio. , 4P1. P2 shows the linear velocity at zero pitch in the input and output gear sets 212 and 216, respectively.

第７図においては、種々の部分の参照符号は第５図でも
ちいた参照符号に対応している。In FIG. 7, the reference numerals of the various parts correspond to the reference numerals used in FIG.

第８図は本発明による可変比伝動機構に関連した複数個
の機械的バリエータを有する多バリエータ配置を示して
いる。おおざっばにいえば、非類似のバリエータを組み
合わせたり、あるいは２つのバリエータを１つの別のバ
リエータと組み合わせた場合に類似のバリエータと遊星
歯車装置との間に簡単な差動作用を与え、それで生じた
非類似負荷を遊星歯車差動装置によってつり合わせるこ
とが出来る。FIG. 8 shows a multi-variator arrangement with a plurality of mechanical variators associated with a variable ratio transmission according to the invention. Roughly speaking, it is possible to combine dissimilar variators, or to combine two variators with one another, to provide a simple differential action between similar variators and planetary gearing, and thus The resulting dissimilar loads can be balanced by a planetary gear differential.

特に、第８図の配置においては、入力軸３００は円錐式
バリエータの入力部材３０１ａ。In particular, in the arrangement shown in FIG. 8, the input shaft 300 is an input member 301a of a conical variator.

３０１ｂ、３０１ｃに連結してあり、出力部材３０２ａ
、３０２ｂ、３０２ｃはベルトまたはチェーン３０３ａ
、３０３ｂ、３０３ｃによってそれぞれの入力部材に連
結しである。301b and 301c, and the output member 302a
, 302b, 302c are belts or chains 303a
, 303b and 303c are connected to the respective input members.

バリエータａ、ｂは差動装置３０５の側歯車３０４に連
結してあり、組合せ動力が差動ピニオン３０６．クロス
ピン３０７および軸３０８を介して取り出される。Variators a, b are connected to side gears 304 of a differential 305 and the combined power is transmitted to differential pinions 306 . It is taken out via cross pin 307 and shaft 308.

第３のバリエータＣと連結する為に、軸３０８のトルク
が遊星歯車差動装置３１０のリング歯車３０９に送られ
、出力部材３０２Ｃに連結した太陽歯車３１１によって
つり合わされる。このようにして、全トルクが遊星キャ
リヤ３１２および出力軸３１３を介して取り出される。To connect with the third variator C, the torque on shaft 308 is sent to ring gear 309 of planetary gear differential 310 and balanced by sun gear 311 connected to output member 302C. In this way, all torque is extracted via planet carrier 312 and output shaft 313.

この配置は同様のバリエータをいくつか組合わせたもの
の代わりに用いることが出来る。This arrangement can be used in place of a combination of several similar variators.

第９ないし１４図は種々の公知の形態のバリエータを示
し、本発明による可変比伝動機構に関連して入力部（第
９ないし１２図）に平行な出力部または入力部（第１３
．１４図）に直角な出力部を与える形態を示している。Figures 9 to 14 show various known forms of variator, in connection with the variable ratio transmission mechanism according to the invention, the output or input part (13) parallel to the input part (9 to 12).
．． Figure 14) shows a configuration that provides a perpendicular output section.

これらの形態では同じ基本原理を用いている。すなわち
３つの遊星歯車セットがバリエータにより作用するよう
になっておシ、シたかって、 （イ）　バリエータからの出力は第１の歯車セットの太
陽歯車に直結しており、 口）　３つの歯車セットの任意のキャリヤから適切に変
速した（　ｇｅａｒｅｄ　）　　連結部によってバリエ
ータの入力部材にトルクが再循環され、 ・→　原動機入力が３つの歯車セットの任意のキャリヤ
またはバリエータ入力部に送られる。These forms use the same basic principles. In other words, the three planetary gear sets are now operated by the variator, and (b) the output from the variator is directly connected to the sun gear of the first gear set, and Torque is recirculated to the variator input member by suitably geared connections from any of the carriers, and the prime mover input is routed to any of the carriers or variator inputs of the three gear sets.

この方法では、多種のバリエータおよび配置が基本的な
３つの配置、すなわち、平行。In this method, various variators and configurations are used in three basic configurations: parallel;

直角、同心の配置を得るのに利用することが出来る。さ
らに特殊な用途に必要であるならば、角度駆動配置も容
易に得ることが出来る。It can be used to obtain perpendicular and concentric arrangements. Angular drive arrangements can also be easily obtained if required for more specific applications.

第１５．１６図は先に述べたスピードメータ、タコメー
タの組合わせの２つの状態を示している。Figures 15 and 16 show the two states of the speedometer and tachometer combination described above.

第１７図は本発明による可変比伝動機構を利用している
、軌道走行車輛の操向可能な伝動装置の可能なある形態
を示している。FIG. 17 shows one possible form of a steerable transmission for a tracked vehicle utilizing a variable ratio transmission according to the invention.

第１７図に示すように、原動機４８０が流体継手４８２
を駆動するように連結してあり、この流体継手はトルク
を軸５ｏｏおよび流体圧ポンプ４８４に伝達する。歯付
きプーリおよびチェーンのシステム５１０は駆動力を第
２軸５１９に伝え、この第２軸は動力を伝動装置の各半
分に分割する。As shown in FIG. 17, the prime mover 480 connects to the fluid coupling 482
The fluid coupling transmits torque to the shaft 5oo and the hydraulic pump 484. A system of toothed pulleys and chains 510 transmits the drive power to a second shaft 519 that divides the power between each half of the transmission.

片側だけを考慮すれば（他方も同様に作用するので）、
第２軸５１９は差動歯車セットの側歯車に固定してあり
、この点から下手側のすべての構成要素は第３図の実施
例と同様に作動する。ただし、バイパスの特徴は不要で
ある。If we consider only one side (since the other side works as well),
The second shaft 519 is fixed to the side gear of the differential gear set, and from this point all downstream components operate in the same manner as in the embodiment of FIG. However, the bypass feature is not required.

駆動力は出力軸５２０を介して車輛のそれぞれの側にあ
る軌道駆動はめ歯（不図示）に取り出される。Drive power is extracted via output shaft 520 to track drive cogs (not shown) on each side of the vehicle.

対称的に配置した半分部分が独立して作動できるので、
ユニット全体が所要の駆動を行うと共に本発明に伴なう
利点を与え、かつ次のような特徴を得るように作動する
ことが出来る。すなわち、 イ）つり合っている差動ユニットの排除またはロックを
行うことによって軌道ごとの速度を変えて車輛のかじ取
りを行うことが出来る。The symmetrically arranged halves can operate independently,
The entire unit can be operated to provide the required drive and provide the advantages associated with the invention and the following features: That is, a) By eliminating or locking the balanced differential unit, it is possible to steer the vehicle by changing the speed for each track.

口）後退ユニットを選択的に作動する事によって各軌道
での回転を逆にして旋回を行うことが出来る。Mouth) By selectively operating the retreat unit, it is possible to reverse the rotation on each orbit and perform a turn.

ノ→　前進まだは後退で同じ性能をうることが出来る。→ You can get the same performance by moving forward or backward.

二）　１本の制御棒で前進、後退、加速、かじ取りを行
うことができる。2) A single control rod can move forward, reverse, accelerate, and steer.

今まで述べてきた本発明による可変比伝動機構は数多の
潜在的利点を与える。すなわち、■）伝動装置は完全自
動であり、流体継手をいっしょに用いることによって駆
動力の取り出しが滑らかになり、「ホールド」状態を容
易に得る事が出来る。係合損失を減らす、為に、この継
手を所定の条件の下でロックアツプするように設計する
ことが出来る。The variable ratio transmission mechanism according to the invention so far described offers a number of potential advantages. That is, (2) the transmission device is fully automatic, and by using a fluid coupling together, the extraction of the driving force becomes smooth, and a "hold" state can be easily obtained. To reduce engagement losses, the joint can be designed to lock up under certain conditions.

２）可変モードにおいて、伝達比を連続的に変えること
が出来る（すなわち、無段階に変えることが出来る）。2) In variable mode, the transmission ratio can be changed continuously (that is, it can be changed steplessly).

動力を比率範囲全体にわたって加えることが出来、これ
はバイパスモードにまだはバイパスモードからシフトす
ることによって可能となる。このシフトは、最小可変比
とほぼ同じバイパス比を特に用いることによって感知で
きない程である。Power can be applied throughout the ratio range by shifting to and from bypass mode. This shift is imperceptible, especially by using a bypass ratio that is approximately the same as the minimum variable ratio.

３）広い範囲を利用することが出来る。バリエータ比は
通常約６：１に限られているが、本発明を応用すれば、
この比率範囲の２倍の比率範囲を用いることができ、エ
ンジンを車輛走行中最高の効率状態で作動させることが
でき、運転者の信号に応じていかなる時でも最大加速の
だめの最高動力を得ることができる。3) A wide range can be used. The variator ratio is normally limited to about 6:1, but if the present invention is applied,
A ratio range twice this ratio can be used, allowing the engine to operate at maximum efficiency while the vehicle is running, and providing maximum power for maximum acceleration at any time in response to driver signals. I can do it.

４）全作動効率が潜在的に良好であり、普通の流体圧ユ
ニットおよびそれに組合わせた最終駆動歯車のそれよ、
！７もすぐれている。、５）最高出力トルクの代りに用
いる必要のないより適当な負荷によってバイパス効率は
普通のハイポイド車軸の効率よりすぐれている。比較的
効率の高いかさ歯車を有効に利用することが出来る。4) The overall operating efficiency is potentially better than that of a conventional hydraulic unit and its associated final drive gear;
! 7 is also excellent. , 5) Bypass efficiency is superior to that of ordinary hypoid axles due to the more moderate load that does not have to be used in place of maximum output torque. Bevel gears with relatively high efficiency can be used effectively.

６）横置エンジン前輪駆動、普通の前置きエンジン後輪
駆動、および４輪駆動の車輛を含む種々の車輛に応用す
ることが出来る。6) Can be applied to a variety of vehicles including transverse engine front wheel drive, conventional front engine rear wheel drive, and four wheel drive vehicles.

パンタイプの後輪駆動車輛の床高さを車輪ごとに駆動ユ
ニットを設けることによって前輪駆動式のパンと同じく
らい低くすることができ、ボデーに装着した差動装置か
ら自在継手式の軸によってユニットを駆動することがで
き、これらの軸をほぼ車輪中心高さより下方でユニット
に連結することができる。出力部を車輪中心に対して偏
心させて車輪囲い内にプーリ式のバリエータを収納し、
この出力部で車輪と同心の歯車を駆動するようにするこ
とができる。この場合、ブレーキドラムはそれぞれの車
輪に隣接して設置してもよいし、それぞれの駆動ユニッ
トの内側に設置してもよい。The floor height of a pan-type rear-wheel drive vehicle can be made as low as that of a front-wheel drive pan by providing a drive unit for each wheel, and the unit is driven by a universal joint type shaft from a differential mounted on the body. can be driven, and these axles can be connected to the unit approximately below the wheel center height. A pulley-type variator is housed within the wheel enclosure with the output section eccentric to the wheel center.
This output can drive gears concentric with the wheels. In this case, the brake drum may be installed adjacent to each wheel or inside the respective drive unit.

７）　後輪駆動式車輛でのエンジントルク反作用効果が
少なくなる。これはエンジントルクのみが駆動ラインを
通して伝えられるからである。特に出力トルクが高い場
合、右側の後輪が持ち上って高いトルクで回転する傾向
が少なくなり、商用車輛での運転台の突然の傾斜又は駆
動ラインの旋回（ｏｒｂｉ−ｔｉｎｇ　）がほとんどな
くなる。また、このユニットから取り出す出力トルクが
高く、かつユニットがコンパクトである場合、登はん能
力および最低地上高を得るのに必要な効率の少ないハブ
減速式後車軸とかえることができる。7) Reduced engine torque reaction effects in rear wheel drive vehicles. This is because only engine torque is transmitted through the drive line. Especially when the output torque is high, there is less tendency for the right-hand rear wheel to lift and rotate at high torque, and there is little chance of sudden tilting of the cab or orbi-ting of the drive line in commercial vehicles. Also, if the output torque extracted from the unit is high and the unit is compact, it is possible to replace it with a less efficient hub-reduced rear axle to obtain climbing ability and ground clearance.

８）下り坂で最大のエンジンブレーキを得ることが出来
る。8) Maximum engine braking can be obtained when going downhill.

９）効率が高くなっているにもかかわらず、従来の流体
圧駆動ユニットで用いられているオイルクーラーが不用
となる。9) Despite the increased efficiency, the oil cooler used in conventional hydraulic drive units is no longer required.

１０）　　従って、次のような点でかなりの利点を得る
ことができる。すなわち、 ａ）経済性。適切な歯車装置を用いることによって理論
的２０パーセントまでの燃料の節約が可能となる。エア
ロダイナミックスおよび巡航速度での減速を改善するこ
とによって比率範囲をさらに増大することが出来る。10) Therefore, considerable advantages can be obtained in the following points. Namely: a) Economy. By using suitable gearing, fuel savings of up to 20% are theoretically possible. The ratio range can be further increased by improving aerodynamics and deceleration at cruise speed.

ｂ）加速性。最大の動力を常に得る一事が出来る。b) Acceleration. You can always do something that gives you maximum power.

Ｃ）便利さ。ギヤーシフトが不用である。C) Convenience. No gear shift required.

ｄ）洗練性。巡航時のエンジン速度が低く、ドライバビ
リティが改善され、伝動装置のスナツチがまったくない
。d) Sophistication. Lower engine speeds at cruise, improved drivability and no transmission snatch.

ｅ）安全性。ギヤー外れがなく、加速性が最大限利用で
き、運転台の突然の傾斜がなく、ホイルスピンの傾向が
少なく、エンジンブレーキの全能力を利用することがで
きる。e) Safety. There is no shifting out of gear, maximum acceleration is available, there is no sudden tilting of the cab, there is less tendency for wheelspin, and the full potential of engine braking is utilized.

ｆ）配置。ギヤーボックス、床式ギヤーシフトレバ−お
よびクラッチペダルをなくすことが出来る。f) Placement. The gearbox, floor-mounted gear shift lever and clutch pedal can be eliminated.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明による可変比伝動機構の第１実施例を示
す概略図、 第２図は本発明による可変比伝動機構の第２実施例を示
す概略図、 第３図ないし５図は本発明による可変比伝動機構の自動
車に応用した可能性のある形態を示す断片概略図、 第６図は第５図の実施例の３つの相互連結した遊星歯車
セットの各要素の相対速度を説明する為にバリエータ比
に対してプロットした要素速度のグラフ図、 第７図は第５図の実施例の種々の部分におけるバイパス
状態および５つのバリエータ比に対して伝えられるトル
クおよび動力の値を示す図、 第８図は多バリエータ式実施例を示す図、第９図ないし
１２図は入力部に対して平行な出力部を与える種々の形
態のバリエータを示す図、 第１３図、第１４図は入力部に対して直角の出力部を与
える種々の形態のバリエータを示す図、 第１５．１６図は可変比伝動機構の為のスピードメータ
、タコメータの組合せの好ましい状態を示す図、 第１７図は機動走行車輛のかじ取り式伝動装置として応
用した可変比伝動機構を示す図である。 １０・・・機械的バリエータ、１２．１４゜１６・・・
遊星歯車セット、１Ｂ・・・入力軸、２０・・・出力軸
、２２・・・可変ピッチＶ溝プーリ、２６・・・駆動チ
ェーン、２８・・・太陽歯車、３０・・・リング歯車、
３２・・・太陽歯車、３４・・・遊星ピニオン、３６・
・・遊星キャリヤ、３８・・・太陽歯車、４０・・・リ
ング歯車、４４・・・遊星キャリヤ、４７・・・固定ク
ラッチ、５４．５８・・・溝付きプーリ、５６・・・駆
動チェーン、６２・・・クラッチ、６６・・・クラッチ
、６８・・・駆動チェーン ρ例筆 安　　　井　　　幸　　　−聾゛ ５女ｌ β久ノ ５ｖβ ａムｆ。FIG. 1 is a schematic diagram showing a first embodiment of a variable ratio transmission mechanism according to the present invention, FIG. 2 is a schematic diagram showing a second embodiment of a variable ratio transmission mechanism according to the present invention, and FIGS. 6 is a fragmentary schematic diagram illustrating a possible automotive application of the variable ratio transmission mechanism according to the invention; FIG. 6 illustrates the relative speeds of the elements of the three interconnected planetary gear sets of the embodiment of FIG. 5; FIG. 7 is a graphical representation of the element speeds plotted against the variator ratios for the purpose of the invention; FIG. , FIG. 8 is a diagram showing a multi-variator type embodiment, FIGS. 9 to 12 are diagrams showing various forms of variators providing an output section parallel to the input section, and FIGS. 13 and 14 are diagrams showing an input section. Figure 15.16 shows the preferred speedometer-tachometer combination for a variable ratio transmission; Figure 17 shows the preferred speedometer/tachometer combination for a variable ratio transmission. FIG. 2 is a diagram showing a variable ratio transmission mechanism applied as a steering type transmission device for a traveling vehicle. 10... Mechanical variator, 12.14°16...
Planetary gear set, 1B...Input shaft, 20...Output shaft, 22...Variable pitch V-groove pulley, 26...Drive chain, 28...Sun gear, 30...Ring gear,
32... Sun gear, 34... Planetary pinion, 36...
... Planet carrier, 38 ... Sun gear, 40 ... Ring gear, 44 ... Planet carrier, 47 ... Fixed clutch, 54.58 ... Grooved pulley, 56 ... Drive chain, 62...Clutch, 66...Clutch, 68...Drive chain ρExample Fudeyasu Iyuki -Deaf゛5女lβkuno5vβamf.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 （１）回転駆動部材（例えば１８）が機械的バリエータ
（例えば１０）の入力部材（例えば２２）を駆動するよ
うに連結してあり、このバリエータが該バリエータの出
力部帳例えば２４）のところで無段可変比駆動を供し、
このバリエータの出力部材が相互連結した第１．第２、
第３の遊星歯車セット（例えば１２，１４゜１６）によ
って伝動機構の出力部材（例えば２０）を駆動するよう
に連結してあり、これら遊星歯車セットのおのおのがキ
ャリヤ部材に回転可能に装着した少なくとも１つの遊星
部材とかみ合っている第１．第２の部材を有し、第１の
遊星歯車セットの第１部材（例えば２８）がバリエータ
の出力部材に連結してあり、第１遊星歯車セツトの第２
部材いえば３０）が第３遊星歯車セツートの第１部材（
例えば３２）に連結してあし、第１遊星歯車セツトのキ
ャリヤ部材（例えば３６）が第２遊星歯車セツトの第１
部材（ｆｌｊえば３８）に連結してあり、第２遊星歯車
セツトの第２部材（例えば４６）が静止状態に保たれて
おり第２．第３の遊星歯車セットのキャリヤ部材（ｆｌ
ｌえば５０．４４）が相互に連結してあり、第３遊星歯
車セツトの第２部材（例えば４０）が伝動機構の出力部
材に連結してあり、前記キャリヤ部材の１つ（例えば３
６）がバリエータの入力部材に通じる駆動連結部（例え
ば５２ないし６２）を有し、前記キャリヤ部材からバリ
エータの入力部材にトルクを再循環させることを特徴と
する可変比伝動機構。 （２、特許請求の範囲第１項記載の可変比伝動機構にお
いて、第１．第２．第３の遊星歯車セット（例えば１２
，１４．１６）のおのおのの第１部材が太陽歯車（例え
ば２８．３Ｂ。 ３２）を包含し、第１．第２．第３の遊星歯車セットの
おのおのの第２部材がリング歯車（例えば３０，４６．
４０）を包含していることを特徴とする可変比伝動機構
。 （３）特許請求の範囲第１項または第２項に記載の可変
比伝動機構において、作動中に伝動機構の出力部材（例
えば２０）のところで取出す比率範囲がバリエータ（例
えば１０）の与える比率範囲よりも相当大きくなるよう
に遊星歯車セット（例えば１２，１４．１６）の比率が
決められていることを特徴とする可変比伝動機構。 （４）特許請求の範囲第１項から第３項のいずれかに記
載の可変比伝動機構において、第１遊星歯車セツト（例
えば１２）のキャリヤ部材（例えば３６）がバリエータ
（例えば１０）の入力部材（例えば２２）に通じる前記
のような駆動連結部を有することを特徴とする可変比伝
動機構。 （５）特許請求の範囲第１項から第３項のいずれかに記
載の可変比伝動機構において・第２、第３の遊星歯車セ
ット（例えば１４．１６）のキャリヤ部材（例えば５０
．４４）がバリエータ（例えば１０）の入力部材（例え
ば２２）に通じる前記のような駆動連結部を有すること
を特徴とする可変比伝動機構。 （６）特許請求の範囲第１項から第５項のいずれかに記
載の可変比伝動機構において、回転駆動部材（例えば１
１８）が前進後退駆動装置（例えば８８）を介してエン
ジン（例えば８０）によって駆動されるように連結して
あり、この前進後退駆動装置が回転駆動部材のところで
前進駆動状態、後退駆動状態、中立状態を確立するよう
に選択的に作動可能であることを特徴とする可変比伝動
機構。 （７）特許請求の範囲第１項から第６項のいずれかに記
載の可変比伝動機構において、バイパスクラッチ（例え
ば６４）が回転駆動部材（例えば１８）と伝動機構の出
方部材（例えば２０ンとの間に機械的な直結部を確立す
るように選択的に作動可能であることを特徴とする可変
比伝動機構。 （８）特許請求の範囲第７項記載の可変比伝動機構にお
いて、固定クラッチ（例えば４７）が可変モードで相互
連結した遊星歯車セット（例えば１２，１４．１６）の
反動部材（例えば４りを静止状態に保持し、バイパスモ
ードで自由回転を許して可変モードで作動する部材の回
転速度を減じるように選択的に作動可能であることを特
徴とする可変比伝動機構。 （９）特許請求の範囲第１項から第８項のいずれかに記
載の可変比伝動機構において、バリエータ（例えば２１
りの入力部材ＱＩｌえば２２２）の回転軸線が回転駆動
部材（例えば２１８）の回転軸線に対して直角でかつ伝
動機構の出力部材（例えば２２２）の回転軸線に対して
平行に延びておシ、回転駆動部材が第１．第２のかさ歯
車（例えば２１９．２５８゜２５４）を介してバリエー
タの入力部材および前記１つのキャリヤ部材（例えば２
４４）にそれぞれに連結しであることを特徴とする可変
比伝動機構。 （１０）特許請求の範囲第１項ないし第８項のいずれか
に記載゛の可変比伝動機構において、バリエータ（例え
ば１１０）、入力部材（例えば１２２）の回転軸線が回
転駆動部材（例えば１１８）の回転軸線に対して同心に
かつ伝動機構の出力部材（例えば１７０）の回転軸線に
対して平行に延びており、前記１つのキャリヤ部材（例
えば１５０，１４４）とバリエータの入力部材との間の
駆動連結部が駆動チェーンまたは駆動ベルト例えば１５
６）を包含することを特徴とする可変比伝動機構。 （１１）特許請求の範囲第１０項記載の可変比伝動機構
において、この伝動機構の出力部材例えば１７０が互い
に反対方向に延びる出力軸（ｆＪえば１８４．．１８６
）を有する差動機構（ＪＦＩＩえば１８０）の回転ハウ
ジング（例えば１８２）を駆動するように連結してあシ
、これら出力軸の一方が遊星歯車セット（例えば１１’
２．’１１４．１１りの太陽歯車（例えば１２８．１３
８，１３２）およびバリエータ（ｆｌＪえば１１０）の
出力部材（例えば１２りに設けた中心孔を貫いて延びて
いることを特徴とする可変比伝動機構。 （１２、特許請求の範囲第１項から第１１項のいずれか
に記載の可変比伝動機構において、バリエータ（例えば
１０）の入力、出力部帳例えば２２．２４）が駆動ベル
トまたは駆動チェーン（例えば２６）によって相互連結
した可変ピッチプーリを包含することを特徴とする可変
比伝動機構。 （１３）特許請求の範囲第１項から第１２項のいずれか
に記載の可変比伝動機構において、車輛エンジンからの
駆動力を一対の駆動車輪に伝えるように連結してあり、
エンジン及び車輌の作動パラメータ及び運転者が作動可
能な制御に応じてバリエータのための速度比制御装置を
備えていることを特徴とする可変比伝動機構。 （１４）特許請求の範囲第１３項記載の可変比伝動機構
において、エンジン（例えば８０）と伝動機構の回転駆
動部材（例えば１１８）との間に流体継手（例えば８２
）が設けであることを特徴とする可変比伝動機構。 （１５）特許請求の範囲第１３項または第１４項に記載
の可変比伝動機構において、車輌速度スケール及びエン
ジン速度スケールを有する目盛シダイヤルを有するスピ
ードメータ・タコメータ組合体を包含し、車輛速度、エ
ンジン速度をそれぞれ表示するように連結した第１．第
２の同心装着のインジケータ部材を備えており、前記両
スケールの関係が伝動機構の差動モードを表示するよう
になっていることを特徴とする可変比伝動機構。Claims: (1) A rotary drive member (e.g. 18) is coupled to drive an input member (e.g. 22) of a mechanical variator (e.g. 10), and the variator is connected to an output register of the variator. For example, step 24) provides stepless variable ratio drive,
The output member of this variator is interconnected with the first. Second,
A third planetary gear set (e.g. 12, 14° 16) is coupled to drive an output member (e.g. 20) of the transmission mechanism, each of the planetary gear sets having at least one The first one meshes with one planetary member. a second member, the first member (e.g. 28) of the first planetary gear set being connected to the output member of the variator;
Speaking of members, 30) is the first member (30) of the third planetary gear set
For example, the carrier member (for example, 36) of the first planetary gear set is connected to the first planetary gear set of the second planetary gear set.
member (e.g. 38) of the second planetary gear set, the second member (e.g. 46) of the second planetary gear set remains stationary and the second member (e.g. 46) of the second planetary gear set remains stationary. Carrier member of the third planetary gear set (fl
50, 44) are connected to each other, a second member (e.g. 40) of the third planetary gear set is connected to an output member of the transmission mechanism, and one of said carrier members (e.g. 3
Variable ratio transmission mechanism, characterized in that 6) has a drive connection (for example 52 to 62) leading to the input member of the variator, for recirculating torque from said carrier member to the input member of the variator. (2. In the variable ratio transmission mechanism according to claim 1, the first, second, and third planetary gear sets (for example, 12
, 14.16) includes a sun gear (e.g. 28.3B. 32); Second. Each second member of the third planetary gear set includes a ring gear (eg, 30, 46, .
40) A variable ratio transmission mechanism comprising: (3) In the variable ratio transmission mechanism according to claim 1 or 2, the ratio range taken out at the output member (for example 20) of the transmission mechanism during operation is the ratio range given by the variator (for example 10). A variable ratio transmission mechanism characterized in that the ratio of a planetary gear set (for example, 12, 14, 16) is determined so that it is considerably larger than . (4) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 3, the carrier member (for example, 36) of the first planetary gear set (for example, 12) is the input of the variator (for example, 10). A variable ratio transmission mechanism characterized in that it has a drive connection as described above leading to a member (eg 22). (5) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 3, the carrier member (for example, 50
．． Variable ratio transmission mechanism, characterized in that 44) has a drive connection as described above leading to an input member (for example 22) of a variator (for example 10). (6) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 5, a rotary drive member (for example, one
18) is coupled to be driven by the engine (e.g. 80) via a forward/reverse drive device (e.g. 88), and the forward/reverse drive device is connected to the rotary drive member in a forward drive state, a reverse drive state, or a neutral state. A variable ratio transmission mechanism characterized in that it is selectively actuatable to establish a condition. (7) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 6, the bypass clutch (e.g. 64) connects the rotational drive member (e.g. 18) and the protruding member (e.g. 20) of the transmission mechanism. A variable ratio transmission mechanism characterized in that it is selectively operable to establish a direct mechanical connection between the variable ratio transmission mechanism and the engine. A fixed clutch (e.g. 47) holds the reaction members (e.g. 4) of an interconnected planetary gear set (e.g. 12, 14, 16) stationary in a variable mode and operates in a variable mode with free rotation allowed in a bypass mode. (9) The variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 8. In the variator (e.g. 21
The axis of rotation of the input member QI1 (for example 222) extends perpendicularly to the axis of rotation of the rotary drive member (for example 218) and parallel to the axis of rotation of the output member (for example 222) of the transmission mechanism, The rotational drive member is the first. The input member of the variator and said one carrier member (e.g. 2
44) A variable ratio transmission mechanism characterized in that the variable ratio transmission mechanism is connected to each of (10) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 8, the rotation axes of the variator (for example, 110) and the input member (for example, 122) are aligned with the rotational drive member (for example, 118). and extending concentrically to the rotational axis of the transmission mechanism and parallel to the rotational axis of the transmission mechanism output member (e.g. 170) between said one carrier member (e.g. 150, 144) and the variator input member. The drive connection is a drive chain or a drive belt, e.g.
6) A variable ratio transmission mechanism comprising: (11) In the variable ratio transmission mechanism according to claim 10, the output member of the transmission mechanism, for example 170, is an output shaft (fJ, for example 184...186) extending in opposite directions.
) with a differential mechanism (JFII example 180) connected to drive a rotary housing (for example 182), one of these output shafts is connected to a planetary gear set (for example 11'
2. '114.11 sun gear (e.g. 128.13
8,132) and a variable ratio transmission mechanism characterized by extending through a central hole provided in an output member (for example, 12) of a variator (for example, 110). A variable ratio transmission according to any of clauses 11, wherein the input and output registers (e.g. 22, 24) of the variator (e.g. 10) include variable pitch pulleys interconnected by a drive belt or drive chain (e.g. 26). (13) In the variable ratio transmission mechanism according to any one of claims 1 to 12, the variable ratio transmission mechanism is configured to transmit driving force from a vehicle engine to a pair of drive wheels. It is connected to
Variable ratio transmission mechanism, characterized in that it is provided with a speed ratio control device for the variator depending on the operating parameters of the engine and the vehicle and the controls that can be actuated by the driver. (14) In the variable ratio transmission mechanism according to claim 13, a fluid coupling (for example, 82) is provided between the engine (for example, 80) and the rotational drive member (for example, 118) of the transmission mechanism.
) is provided. (15) The variable ratio transmission mechanism according to claim 13 or 14, which includes a speedometer/tachometer combination having a scale dial having a vehicle speed scale and an engine speed scale; The first one is connected to display the speed of each. A variable ratio transmission mechanism comprising a second concentrically mounted indicator member, the relationship between the two scales indicating a differential mode of the transmission mechanism.