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【発明の名称】 自動変速装置及び車両用自動変速装置
【発明者】 【氏名】森井 克
【要約】 【課題】小形で且つ簡単な構造で、変速のショックを伴わず、しかも何の制御を行うことなく入力回転を最大効率で出力回転に変換することができるようにする。

【解決手段】回転源４の回転はダブルピニオン式の遊星歯車からなる自動変速装置１を介して被回転体７に伝達される。プラネタリキャリア８を停止した状態で回転源４を駆動すると、サンギヤ３の回転に伴ってリングギヤ６ひいては被回転体７がサンギヤ３と同一回転方向に所定の減速比で回転する。プラネタリキャリア８の停止状態を解除すると、プラネタリキャリア８がサンギヤ３と同一回転方向に回転するようになるので、減速比が低下してさらにリングギヤ６の回転数が上昇する。そして、リングギヤ６の回転力が被回転体７の回転を維持するのに必要な回転力と一致したところでリングギヤ６の回転数が安定する。
【特許請求の範囲】
【請求項１】 入力用の第１の回転体と、この第１の回転体と同軸上に設けられた出力用の第２の回転体と、前記第１の回転体と同軸上に設けられた第３の回転体と、前記第１の回転体の回転を前記第２の回転体に伝達するように前記第３の回転体に設けられ、前記第３の回転体の停止状態で前記第１の回転体の回転を１を上回る所定の減速比で前記第２の回転体に当該第２の回転体が前記第１の回転体と同一回転方向に回転するように伝達する回転伝達手段とを備え、前記第１の回転体と当該第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第３の回転体との回転数差が大きい程減速比が大きくなることを特徴とする自動変速装置。
【請求項２】 入力用の第１の回転体と、この第１の回転体と同軸上に設けられた出力用の第２の回転体と、前記第１の回転体と同軸上に設けられた第３の回転体と、前記第１の回転体の回転を前記第２の回転体に伝達するように前記第３の回転体に設けられ、前記第１の回転体の回転を以下の計算式で示す回転数及び減速比で前記第２の回転体に当該第２の回転体が前記第１の回転体と同一回転方向に回転するように伝達する回転伝達手段とを備えたことを特徴とする自動変速装置。
Ｎ２＝Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０Ｒ＝Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
但し、Ｎ１は第１の回転体の回転数、Ｎ２は第２の回転体の回転数、Ｎ３は第３の回転体の回転数、Ｒは自動変速装置の減速比、Ｒ０は第３の回転体の停止状態における自動変速装置の減速比（＞１）である。
【請求項３】 前記第３の回転体が前記第１の回転体と反対回転方向に回転することを規制する逆回転規制手段を備えたことを特徴とする請求項１または２記載の自動変速装置。
【請求項４】 第４の回転体と、前記第３の回転体が前記第１の回転体と反対回転方向に回転した状態で前記第３の回転体の回転を前記第４の回転体に伝達する逆回転伝達手段と、前記第４の回転体に停止力を作用させる停止手段とを備えたことを特徴とする請求項１または２記載の自動変速装置。
【請求項５】 前記停止手段は、前記第４の回転体の回転数が上昇するに従って前記第４の回転体に対する停止力を増大することを特徴とする請求項４記載の自動変速装置。
【請求項６】 前記停止手段は、前記第１の回転体の回転数が上昇するに従って前記第４の回転体に対する停止力を増大することを特徴とする請求項４記載の自動変速装置。
【請求項７】 前記停止手段は、外部操作に応じて前記第４の回転体に停止力を作用させることを特徴とする請求項４記載の自動変速装置。
【請求項８】 前記第３の回転体を停止状態に保持する停止保持手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至７の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項９】 前記停止保持手段は、前記第１の回転体と同一回転方向に回転する第２の回転体の回転数が上昇するに従って前記第３の回転体に対する停止保持力を低下することを特徴とする請求項８記載の自動変速装置。
【請求項１０】 前記停止保持手段は、前記第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第２の回転体の回転数が所定回転数以上となった状態で前記第３の回転体に対する停止保持力を解除することを特徴とする請求項８記載の自動変速装置。
【請求項１１】 前記第３の回転体に前記第１の回転体と同一回転方向に回転しようとする回転力が作用していることを検出する検出手段を備え、前記停止保持手段は、前記検出手段が前記第３の回転体に前記第１の回転体と同一回転方向に回転しようとする回転力が作用していることを検出した状態で前記第３の回転体に対する停止保持力を解除することを特徴とする請求項８記載の自動変速装置。
【請求項１２】 前記第３の回転体の回転数を制御する回転数制御手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至１１の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項１３】 前記回転数制御手段は、前記第３の回転体を停止させる力と前記第３の回転体を前記第１の回転体に一体化させる力とを組合わせることにより前記第３の回転体の回転数を制御することを特徴とする請求項１２記載の自動変速装置。
【請求項１４】 前記回転数制御手段は、前記逆回転規制手段の動作を実行することを特徴とする請求項１２または１３に記載の自動変速装置。
【請求項１５】 前記回転数制御手段は、前記停止保持手段の動作を実行することを特徴とする請求項１２乃至１４の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項１６】 前記第１の回転体と当該第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第３の回転体との回転数差に基づいて負荷の大きさを判断する負荷判断手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至１５の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項１７】 請求項３記載の自動変速装置を有効となる入力回転方向が互いに反対方向となるように１対設け、入力回転方向に対して有効に作動する自動変速装置の第１の回転体のみに入力回転を伝達する入力回転伝達手段と、入力回転に対して有効に作動する自動変速装置の第２の回転体の回転のみを出力回転として伝達する出力回転伝達手段とを備えたことを特徴とする自動変速装置。
【請求項１８】 前記第１の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のサンギヤであり、前記第２の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のリングギヤであり、前記第３の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のプラネタリキャリアであり、前記回転伝達手段はダブルピニオン式遊星歯車のピニオンギヤであることを特徴とする請求項１乃至１７の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項１９】 前記逆回転規制手段は、ワンウェイクラッチであることを特徴とする請求項３記載の自動変速装置。
【請求項２０】 前記逆回転伝達手段は、ワンウェイクラッチであることを特徴とする請求項４記載の自動変速装置。
【請求項２１】 請求項１乃至２０の何れかに記載の自動変速装置を複数直列に連結したことを特徴とする自動変速装置。
【請求項２２】 減速比が１未満の増速装置と連結されたことを特徴とする請求項１乃至２１の何れかに記載の自動変速装置。
【請求項２３】 請求項１乃至２２の何れかに記載の自動変速装置を複数備え、これらの自動変速装置の前記第２の回転体の回転を合成して出力するように構成したことを特徴とする自動変速装置。
【請求項２４】 請求項１乃至２３の何れかに記載の自動変速装置を備え、回転源により前記第１の回転体を回転し、前記第２の回転体により駆動輪を回転させることを特徴とする車両用自動変速装置。
【請求項２５】 前記回転数制御手段は、ブレーキ操作が行われたときは前記第３の回転体の回転数を低下させることを特徴とする請求項２４記載の車両用自動変速装置。
【請求項２６】 前記回転数制御手段は、前記第３の回転体の回転数を低下させた場合は前記回転源の回転数が許容回転数以下となるように前記第３の回転体の回転数を制御することを特徴とする請求項２５記載の車両用自動変速装置。
【請求項２７】 前記第２の回転体を前記第１の回転体と同一回転方向に回転させる補助回転源を備え、前記負荷判断手段が判断した負荷の大きさに基づいて前記補助回転源を動作させることを特徴とする請求項２４乃至２６の何れかに記載の車両用自動変速装置。
【請求項２８】 前記負荷判断手段が判断した負荷が増大するに従って前記補助回転源による前記第２の回転体に対する回転力を増大することを特徴とする請求項２７記載の車両用自動変速装置。
【請求項２９】 請求項１７記載の自動変速装置を駆動輪毎に対応して設けたことを特徴とする車両用自動変速装置。
【発明の詳細な説明】【０００１】
【課題の属する技術分野】本発明は、基本的にはダブルピニオン式遊星歯車を利用して無段変速機能を実現した自動変速装置及び車両用自動変速装置に関する。
【０００２】
【発明が解決しようとする課題】従来より、例えば車両用自動変速装置としては、トルクコンバータと遊星歯車とを組合わせたものが供されている。トルクコンバータはエンジンの回転力を増大するものであるが、その回転力の増大範囲は小さく、自動車の自動変速装置として単独に用いるには不十分であることから、複数の遊星歯車と組合わせ、遊星歯車の減速比を車両の走行状態に応じて自動的に選択することにより実用に供している。
【０００３】しかしながら、このような自動変速装置は、車両の走行条件に応じて減速比を段階的に切替えるので、車両の加速中においては変速時のショックが大きいと共に、変速時にエンジンの回転数が一時的に低下してしまうので、車両を円滑に加速することができないという欠点がある。
【０００４】また、車両を加速するためにアクセル操作に応じてシフトダウンしたときは急激に減速比が大きくなるので、車体が揺さぶられて不快感を感じる。また、減速するためにアクセルを戻してもシフトダウンしないどころか、逆にシフトアップしてしまうこともあるので、エンジンブレーキによる制動力を効果的に作用させることができない。
【０００５】さらに、トルクコンバータの伝達損失が大きいのに加えて、遊星歯車を複数用いていることから、総じて伝達損失が大きい。また、全体の構造が複雑であると共に大形で重量が大きく、車両重量の増大或いは駆動系の大形化の要因となっている。また、複数の遊星歯車に対する制御を油圧により行っているので、油圧を発生するための損失が大きい。また、油圧制御が複雑であり、コスト高の要因となっていると共に故障の原因となっている。
【０００６】加えて、従来の自動変速装置では、現在の車両の走行抵抗よりも駆動輪の駆動力が小さい場合には、現在の車速を維持できなかったり、エンジンにノッキングが生じて不快感を感じたり、さらには車両を加速させることができないことから、車速に応じて車両の走行抵抗に対して駆動輪の駆動力が十分に大きな状態で走行するような減速比を選択するように制御している。このため、エンジンから駆動輪に伝達される回転の伝達効率が低い状態で走行していることになる。つまり、車両が一定速度で走行している状態では駆動輪の駆動力と現在の車両の走行抵抗とが均衡する最適な減速比よりも大きな減速比で走行していることになり、燃料を無駄に消費しながら走行していることになる。
【０００７】一方、近年においては、プーリーとベルトとを利用したベルト式ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）が実用に供されている。このベルト式ＣＶＴは、２つのプーリーをベルトで連結し、両者のプーリーの径を変更することにより減速比を連続的に可変する構造となっている。従って、無段階に変速することができるので、変速時のショックが全くなく、車両を滑らかに加速することができる。
【０００８】しかしながら、現在実用に供されているベルト式ＣＶＴは、ベルトの耐久性が低く、高馬力のエンジンに使用することは困難である。また、油圧制御でプーリーの径を変化させることにより減速比を調整する構成であることから、アクセル操作に応じてエンジンの回転数が上昇するにしても、エンジンの回転数の上昇度合と車両の加速度合いとが一致せず、違和感があると共に、油圧を発生するためのエンジンの回転損失が大きい。また、プーリーとベルトとの間のスリップ、或いは本来は円環形状のベルトを楕円形状に弾性変形させた状態でプーリーに装着したことによる損失が大きい。さらに、負荷或いはエンジン出力の急激な変化に対して、変速が行われるまでの遅延時間があり、スポーツ走行に適さないという欠点がある。さらに、無段変速が可能なＣＶＴであっても、定速度の走行状態では車両の走行抵抗よりも駆動輪の駆動力が十分に大きくなるような減速比となるように制御しているのは上述した自動変装装置と同様であることから、燃料を無駄に消費していることになる。
【０００９】一方、モータを回転源とする電車或いは電気自動車等の車両では変速装置が設けられていないことから、例えばインバータ装置でモータの電圧及び電流を制御することにより、モータのトルク及び回転数を車両の速度に応じて調整するようにしている。
【００１０】ところが、この種の制御装置のコストは極めて高い。また、車両を円滑に走行させるために、車両の走行抵抗よりも駆動輪の駆動力が大きくなるように制御しており、電力を無駄に消費していることになる。さらに、車両の速度に応じてモータのトルク及び回転数を制御していることから、駆動輪に作用する負荷の大きさによっては駆動輪の駆動力が不適切となったり、モータが過負荷となる虞がある。
【００１１】また、自転車では、手動操作により減速比を変更する変装装置を備えたものが供されているものの、手動で操作することは非常に煩わしいと共に、停止状態では変速装置を切換えることが一般的にはできないので、結局、変速装置を有効に利用していないのが実情である。
【００１２】また、風力発電装置では変速装置が設けられていないことから、風力による回転力が発電機の静止力よりも小さい場合は発電機が回転せず、発電することが全くできない。また、風力による回転力が発電機の回転を維持するのに要する回転力を上回っている場合は風力による回転を効率よく発電機に伝達することができず、発電効率が悪いという欠点がある。
【００１３】本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、その目的は、小形で且つ簡単な構造で、変速のショックを伴わず、しかも何の制御を行うことなく入力回転を最大効率で出力回転に変換することができる自動変速装置及び車両用自動変速装置を提供することにある。
【００１４】
【課題を解決するための手段】本発明は、入力用の第１の回転体を設け、この第１の回転体と同軸上に出力用の第２の回転体を設け、前記第１の回転体と同軸上に第３の回転体を設け、前記第１の回転体の回転を前記第２の回転体に伝達するように前記第３の回転体に設けられ、前記第３の回転体の停止状態で前記第１の回転体の回転を１を上回る所定の減速比で前記第２の回転体に当該第２の回転体が前記第１の回転体と同一回転方向に回転するように伝達する回転伝達手段を設け、前記第１の回転体と当該第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第３の回転体との回転数差が大きい程減速比が大きくなるようにしたものである（請求項１）。
【００１５】このような構成によれば、第１の回転体の回転状態で第３の回転体に作用する力は、第３の回転体に設けられた回転伝達手段が第１の回転体と一体となって回転しようとすることにより第１の回転体と同一回転方向に作用する回転力と、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力により第１の回転体と反対回転方向に作用する回転力との合力となる。従って、第３の回転体に作用している第１の回転体と同一回転方向への回転力が反対回転方向への回転力を上回った状態では、第３の回転体は第１の回転体と同一回転方向に回転している。
【００１６】ここで、第１の回転体の回転状態で第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転している状態では、第２の回転体は、回転伝達手段が動作することにより第１の回転体と同一回転方向に回転するのに加えて、第３の回転体の回転に伴って回転伝達手段により押されることにより第１の回転体と同一回転方向に回転するようになる。つまり、第１の回転体から第２の回転体に伝達される回転の伝達経路としては、回転伝達手段が動作することによる１を上回る所定の減速比での伝達経路と、第３の回転体が回転することによる減速比１での伝達経路との２経路があり、それらの各経路による第２の回転体のそれぞれの回転数の和が第２の回転体の真の回転数となる。この場合、第３の回転体が停止している状態では、第１の回転体の回転の全ては回転伝達手段の動作により第２の回転体を第１の回転体と同一回転方向に回転させるのに費やされる。また、第３の回転体が第１の回転体と同一回転数で回転している状態では、第１の回転体の回転の全ては回転伝達手段が第２の回転体を第１の回転体と同一回転方向に押すことに費やされる。そして、第３の回転体が第１の回転体の回転数よりも小さな回転数で回転している状態では、第１の回転体の回転の一部は回転伝達手段が動作することにより第２の回転体を第１の回転体と同一回転方向に回転するのに費やされると共に、第１の回転体の残りの回転は回転伝達手段が第２の回転体を第１の回転体と同一回転方向に押すのに費やされる。
【００１７】即ち、第２の回転体の回転数は、第３の回転体の回転数と、第１の回転体の回転数から第３の回転体の回転数を減算した値を第３の回転体の停止状態における自動変速装置の減速比で除した回転数とを加算した値となる。また、このときの自動変速装置の減速比は、第１の回転体の回転数を第２の回転体の回転数で除した値となる。
【００１８】要するに、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる程、第１の回転体から第２の回転体に対する回転は１を上回る所定の減速比による回転が優勢となるので、減速比は大きくなり、第２の回転体の回転数は小さくなるものの回転力は大きくなる。また、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さくなる程、第１の回転体から第２の回転体に対する回転は減速比１による回転が優勢となるので、減速比は小さくなり、第２の回転体の回転数は大きくなるものの回転力は小さくなる。このような第２の回転体の回転特性は、第１の回転体の回転数及び回転力が一定という条件では、第２の回転体に作用する負荷の大きさに応じて第２の回転体の回転数が自動調整可能なことを意味しており、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整される。
【００１９】ところで、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で負荷が大きくなった場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が増大した状態となり、第３の回転体に作用している第１の回転体と反対回転方向への回転力が増大するようになるので（第１の回転体と同一回転方向への回転力は変化なし）、第３の回転体の回転数が低下し、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる。この場合、自動変速装置の減速比は、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる程大きくなるので、第３の回転体の回転数が低下した分だけ自動変速装置の減速比が上昇して第２の回転体の回転数が低下する。この結果、第２の回転体に作用する負荷の増加に応じて第２の回転体の回転数は低下するものの、それに伴って第２の回転体の回転力が増大するので、第２の回転体の回転数は回転力が負荷の大きさと均衡するまで低下したところで安定する。
【００２０】また、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で負荷が小さくなった場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が低下した状態となり、第３の回転体に作用している第１の回転体と反対回転方向への回転力が低下するようになるので（第１の回転体と同一回転方向への回転力は変化なし）、第３の回転体の回転数が上昇し、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さくなる。この場合、自動変速装置の減速比は、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さくなる程小さくなるので、第３の回転体の回転数が上昇した分だけ自動変速装置の減速比が低下して第２の回転体の回転数が上昇する。この結果、第２の回転体に作用する負荷の減少に応じて第２の回転体の回転数は上昇するものの、それに伴って第２の回転体の回転力が低下するので、第２の回転体の回転数は回転力が負荷の大きさと均衡するまで上昇したところで安定する。
【００２１】以上のような動作の結果、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で負荷が大きくなると、第２の回転体は回転数が低下すると同時に回転力が増大し、負荷が小さくなると、第２の回転体は回転数が上昇すると同時に回転力が低下するので、負荷が変動するにしても、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【００２２】一方、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で第１の回転体の回転数が低下した場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第１の回転体と一体となって回転しようとする回転力が低下した状態となり、第３の回転体に作用している第１の回転体と同一回転方向への回転力が低下するようになるので（第１の回転体と反対回転方向への回転力は変化なし）、第３の回転体の回転数が低下し、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる。この場合、自動変速装置の減速比は、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる程大きくなるので、第３の回転体の回転数が低下した分だけ自動変速装置の減速比が上昇して第２の回転体の回転数が低下する。この結果、第１の回転体の回転数の低下に応じて第２の回転体の回転数は低下するものの、それに伴って第２の回転体の回転力が増大するので、第２の回転体の回転数は回転力が負荷の大きさと均衡するまで低下したところで安定する。
【００２３】また、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で第１の回転体の回転数が上昇した場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第１の回転体と一体となって回転しようとする回転力が増大した状態となり、第３の回転体に作用している第１の回転体と同一回転方向への回転力が増大するようになるので（第１の回転体と反対回転方向への回転力は変化なし）、第３の回転体の回転数が上昇し、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さくなる。この場合、自動変速装置の減速比は、第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さくなる程小さくなるので、第３の回転体の回転数が上昇した分だけ自動変速装置の減速比が低下して第２の回転体の回転数が上昇する。この結果、第１の回転体の回転数の上昇に応じて第２の回転体の回転数は上昇するものの、それに伴って第２の回転体の回転力が低下するので、第２の回転体の回転数は回転力が負荷の大きさと均衡するまで上昇したところで安定する。
【００２４】以上のような動作の結果、第２の回転体の回転力と負荷との均衡状態で第１の回転体の回転数が低下すると、第２の回転体は回転数が低下すると同時に回転力が上昇し、第１の回転体の回転数が上昇すると、第２の回転体は回転数が上昇すると同時に回転力が低下するので、第１の回転体の回転数が変動するにしても、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【００２５】要するに、第１の回転体は従来の車両用自動変速装置に用いられるトルクコンバータのポンプインペラに相当し、第２の回転体はタービンランナに相当し、第３の回転体はステータに相当する。
【００２６】本発明は、入力用の第１の回転体を設け、この第１の回転体と同軸上に出力用の第２の回転体を設け、前記第１の回転体と同軸上に第３の回転体を設け、前記第１の回転体の回転を前記第２の回転体に伝達するように第３の回転体に設けられ、前記第１の回転体の回転を以下の計算式で示す回転数及び減速比で前記第２の回転体に当該第２の回転体が前記第１の回転体と同一回転方向に回転するように伝達する回転伝達手段を設けたものである。
【００２７】
Ｎ２＝Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０Ｒ＝Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
但し、Ｎ１は第１の回転体の回転数、Ｎ２は第２の回転体の回転数、Ｎ３は第３の回転体の回転数、Ｒは自動変速装置の減速比、Ｒ０は第３の回転体の停止状態における自動変速装置の減速比（＞１）である（請求項２）。
【００２８】このような構成によれば、第１の回転体の回転数Ｎ１が一定であるとすると、第３の回転体の回転数Ｎ３に対応した第２の回転体の回転数Ｎ２は図３に示す関係で表すことができる（同図においては、サンギヤが第１の回転体に相当し、リングギヤが第２の回転体に相当し、プラネタリキャリアが第３の回転体に相当する）。また、第３の回転体の回転数Ｎ３に対応した自動変速装置の減速比Ｒは図４に示す関係で表すことができる。つまり、第１の回転体の回転数が一定という条件では、第３の回転体の回転数が小さいときは、第２の回転体の回転数は小さいものの、減速比が大きいことから、第２の回転体の回転力は大きい。また、第３の回転体の回転数が大きいときは、第２の回転体の回転数は大きいものの、減速比が小さいことから、第２の回転体の回転力は小さい。このような特性は、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることを意味している。
【００２９】上記各構成において、前記第３の回転体が前記第１の回転体と反対回転方向に回転することを規制する逆回転規制手段を設けるようにしてもよい（請求項３）。
【００３０】上記各構成では、負荷が大きい場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が大きいので、第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転してしまって、第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができない。
【００３１】このような場合、逆回転規制手段は、第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転することを規制するので、第１の回転体の回転は回転伝達手段の動作により第２の回転体に伝達されるようになる。
【００３２】そして、第２の回転体の回転数が上昇すると、第２の回転体に作用する負荷が低下するので、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が小さくなる。これにより、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになるので、請求項１，２の発明と同様にして、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整される。
【００３３】要するに、逆回転規制手段は、従来の車両用自動変速装置に用いられるトルクコンバータのステータの回転方向を規制するために設けられているワンウェイクラッチに相当する。
【００３４】また、第４の回転体を設け、前記第３の回転体が前記第１の回転体と反対回転方向に回転した状態で前記第３の回転体の回転を前記第４の回転体に伝達する逆回転伝達手段を設け、前記第４の回転体に停止力を作用させる停止手段を設けるようにしてもよい（請求項４）。
【００３５】上記各構成では、負荷が大きい場合は、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が大きいので、第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転してしまって、第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができない。
【００３６】このような場合、逆回転伝達手段は、第３の回転体の回転を第４の回転体に伝達するようになるので、第４の回転体が回転するようになる。このとき、停止手段を動作させると、第４の回転体ひいては第３の回転体に停止力が作用し、第１の回転体の回転は回転伝達手段の動作により第２の回転体に伝達されるようになる。
【００３７】そして、第２の回転体の回転数が上昇すると、第２の回転体に作用する負荷が低下するので、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が小さくなる。これにより、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになるので、請求項１，２の発明と同様にして、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整される。要するに、停止手段は、第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達するクラッチ手段として機能する。
【００３８】このような構成は、第１の回転体を回転させる回転源がエンジンの場合、或いは大形モータのように始動トルクが大きくて回転開始時に大きな回転力が作用する場合に適している。
【００３９】また、前記停止手段は、前記第４の回転体の回転数が上昇するに従って前記第４の回転体に対する停止力を増大するようにしてもよい（請求項５）。このような構成によれば、負荷が大きくて第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転した場合は、第４の回転体が回転するので、停止手段は、第４の回転体の回転数が上昇するに従って第４の回転体に対する停止力を増大する。これにより、第３の回転体が停止するのに応じて回転伝達手段が動作し、第１の回転体の回転が第２の回転体に伝達され、第２の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになる。ここで、第３の回転体には、第３の回転体に設けられている回転伝達手段が第１の回転体と一体となって回転しようとすることにより第１の回転体と同一回転方向への回転力が作用すると共に、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力により第１の回転体と反対回転方向への回転力が作用する。この場合、第２の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転し始めたときは、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が大きいことから、第３の回転体に作用している第１の回転体と反対回転方向への回転力が第１の回転体と同一回転方向への回転力を上回っており、このような力関係では、第３の回転体は第１の回転体と反対回転方向に回転している。そして、第２の回転体の回転数が上昇し、第２の回転体に作用する負荷が低下すると、回転伝達手段が第２の回転体から受ける反発力が低下するので、第３の回転体に作用している第１の回転体と同一回転方向への回転力が増大し、第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転する回転数が低下する。この結果、第４の回転体の回転数が低下するようになるので、停止手段は、第３の回転体に対する停止力を低下するようになる。つまり、停止手段は、第３の回転体に停止力を作用するにしても第３の回転体を完全に停止させることはない。要するに、停止手段は、第１の回転体の回転を第２の回転体に半クラッチ状態で伝達するクラッチ手段として機能する。
【００４０】また、前記停止手段は、前記第１の回転体の回転数が上昇するに従って前記第４の回転体に対する停止力を増大するようにしてもよい（請求項６）。このような構成によれば、負荷が大きくて第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転した場合は、第４の回転体が回転する。このとき、停止手段は、第１の回転体の回転数が上昇するに従って第４の回転体に対する停止力を増大するので、第３の回転体が停止するのに応じて回転伝達手段が動作し、第１の回転体の回転が第２の回転体に伝達され、第２の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになる。この場合、第１の回転体の回転数が大きいときは、第３の回転体ひいては第４の回転体の回転数も大きいので、停止手段が第１の回転体の回転数の上昇に従って第４の回転体に対する停止力を増大するにしても第３の回転体が完全に停止することはない。要するに、停止手段は、第１の回転体の回転を第２の回転体に半クラッチ状態で伝達するクラッチ手段として機能する。
【００４１】また、前記停止手段は、外部操作に応じて前記第４の回転体に停止力を作用させるようにしてもよい（請求項７）。このような構成によれば、外部操作により停止手段を動作させると、停止手段は、第４の回転体ひいては第３の回転体を停止させるようになるので、第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。要するに、停止手段は、手動のクラッチ手段として機能する。
【００４２】また、前記第３の回転体を停止状態に保持する停止保持手段を設けるようにしてもよい（請求項８）。このような構成によれば、停止保持手段を動作させることにより第３の回転体を停止状態に保持した場合は、第１の回転体の回転を１を上回る所定の減速比で第２の回転体に伝達することができるので、第１の回転体の回転方向にかかわらず第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。このような構成は、第１の回転体を回転させる回転源の回転方向が逆回転可能な電気自動車、電車等に適している。
【００４３】また、前記停止保持手段は、前記第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第２の回転体の回転数が上昇するに従って前記第３の回転体に対する停止保持力を低下するようにしてもよい（請求項９）。
【００４４】このような構成によれば、第２の回転体の回転数が上昇すると、停止保持手段は、第３の回転体に対する停止保持力を低下するので、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになり、第２の回転体は回転力が負荷と均衡するような回転数に自動調整される。
【００４５】この場合、第１の回転体が逆回転する場合でも同様の動作となるので、第１の回転体の回転方向にかかわらず第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。
【００４６】また、前記停止保持手段は、前記第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第２の回転体の回転数が所定回転数以上となった状態で前記第３の回転体に対する停止保持力を解除するようにしてもよい（請求項１０）。
【００４７】このような構成によれば、第１の回転体が回転した状態で第１の回転体と同一回転方向に回転する第２の回転体の回転数が所定回数以上となったときは、第３の回転体に作用している第１の回転体と同一回転方向への回転力が第１の回転体と反対回転方向への回転力を上回っていると見なすことができる。従って、停止保持手段が第３の回転体に対する停止保持力を解除するにしても、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになり、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整される。
【００４８】この場合、第１の回転体が逆回転した場合でも同様の動作となるので、第１の回転体の回転方向にかかわらず第１の回転体を第２の回転体に伝達することができる。
【００４９】また、前記第３の回転体に前記第１の回転体と同一回転方向に回転しようとする回転力が作用していることを検出する検出手段を設け、前記停止保持手段は、前記検出手段が前記第３の回転体に前記第１の回転体と同一回転方向に回転しようする回転力が作用していることを検出した状態で前記第３の回転体に対する停止保持力を解除するようにしてもよい（請求項１１）。
【００５０】このような構成によれば、第１の回転体の回転状態で第３の回転体に第１の回転体と同一回転方向に回転しようとする回転力が作用したときは、検出手段がそのことを検出する。すると、停止保持手段は第３の回転体に対する停止保持力を解除するので、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転するようになり、第２の回転体は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整される。
【００５１】この場合、第１の回転体が逆回転した場合でも同様の動作となるので、第１の回転体の回転方向にかかわらず第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。
【００５２】また、前記第３の回転体の回転数を制御する回転数制御手段を設けるようにしてもよい（請求項１２）。このような構成によれば、第２の回転体の回転力は第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きくなる程大きくなるので、回転数制御手段により第３の回転体の回転数を制御することにより第２の回転体の回転力を任意に調整することができる。
【００５３】また、前記回転数制御手段は、前記第３の回転体を停止させる力と前記第３の回転体を前記第１の回転体に一体化させる力とを組合わせることにより前記第３の回転体の回転数を制御するようにしてもよい（請求項１３）。
【００５４】このような構成によれば、第３の回転体の回転数を低下させるときは、第３の回転体を停止させる力を作用させ、第３の回転体の回転数を上昇させるときは、第３の回転体を第１の回転体に一体化させる力を作用させることにより、簡単な構成で第３の回転体の回転数を制御することができる。
【００５５】また、前記回転数制御手段は、前記逆回転規制手段の動作を実行するようにしてもよい（請求項１４）。このような構成によれば、負荷が大きくて第３の回転体が第１の回転体と反対回転方向に回転するような場合は、回転数制御手段により第３の回転体の回転数を低下させる。これにより、回転数制御手段を備えた構成においては、逆回転規制手段を用いることなく第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。
【００５６】また、前記回転数制御手段は、前記停止保持手段の動作を実行するようにしてもよい（請求項１５）。このような構成によれば、回転数制御手段を備えた構成においては、回転数制御手段により第３の回転体を停止状態に保持することにより、停止保持手段を用いることなく第１の回転体の回転方向にかかわず第１の回転体の回転を第２の回転体に伝達することができる。
【００５７】また、前記第１の回転体と当該第１の回転体と同一回転方向に回転する前記第３の回転体との回転数差に基づいて負荷の大きさを判断する負荷判断手段を設けるようにしてもよい（請求項１６）。
【００５８】このような構成によれば、第３の回転体が第１の回転体と同一回転方向に回転した状態では、負荷が大きいときは第１の回転体と第３の回転体との回転数差が大きいのに対して、負荷が小さいときは第１の回転体と第３の回転体との回転数差が小さいことから、負荷判断手段は、第１の回転体と当該第１の回転体と同一回転方向に回転する第３の回転体との回転数差に基づいて負荷の大きさを判断することができる。
【００５９】また、請求項３記載の自動変速装置を有効となる入力回転方向が互いに反対方向となるように１対設け、入力回転方向に対して有効に作動する自動変速装置の第１の回転体のみに入力回転を伝達する入力回転伝達手段を設け、入力回転に対して有効に作動する自動変速装置の第２の回転体の回転のみを出力回転として伝達する出力回転伝達手段を設けるようにしてもよい（請求項１７）。
【００６０】このような構成によれば、入力回転は、入力回転伝達手段により一方の自動変速装置における第１の回転体に有効に伝達されるのに対して、他方の自動変速装置における第１の回転体に有効に伝達されることはない。このとき、一方の自動変速装置においては、第３の回転体は逆回転規制手段により第１の回転体と反対回転方向に回転することが規制されているので、第１の回転体の回転は第２の回転体に伝達される。これにより、一方の自動変速装置のみが有効に作動し、第３の回転体は第１の回転体と同一回転方向に回転するようになるので、第２の回転体は回転力が負荷の大きさに均衡するような回転数に自動調整される。この場合、一方の自動変速装置が有効に作動する結果、出力回転伝達手段により一方の自動変速装置における第２の回転体の回転は出力回転として有効に伝達される。
【００６１】また、入力回転を逆回転すると、入力回転は、入力回転伝達手段により他方の自動変速装置における第１の回転体に有効に伝達されるのに対して、一方の自動変速装置における第１の回転体に有効に伝達されることはない。これにより、他方の自動変速装置のみが有効に作動し、出力回転伝達手段により他方の自動変速装置における第２の回転体の回転を出力回転として有効に伝達することができる。このような構成は、入力回転が逆回転可能な構成に好適する。
【００６２】また、前記第１の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のサンギヤであり、前記第２の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のリングギヤであり、前記第３の回転体はダブルピニオン式遊星歯車のプラネタリキャリアであり、前記回転伝達手段はダブルピニオン式遊星歯車のピニオンギヤであるのが構成としては望ましい（請求項１８）。このような構成によれば、ダブルピニオンギヤ式遊星歯車を利用して実施することができるので、小形化を図りながら簡単な構成で実施することができる。
【００６３】また、前記逆回転規制手段は、ワンウェイクラッチであってもよい（請求項１９）。このような構成によれば、逆回転規制手段はワンウェイクラッチであるので、簡単な構成で実施することができる。
【００６４】また、前記逆回転伝達手段は、ワンウェイクラッチであってもよい（請求項２０）。このような構成によれば、逆回転伝達手段はワンウェイクラッチであるので、簡単な構成で実施することができる。
【００６５】また、上記各自動変速装置を複数直列に連結するようにしてもよい（請求項２１）。このような構成によれば、自動変速装置全体の減速比は各自動変速装置の減速比を掛合わせた値となるので、大きな減速比を得ることができる。
【００６６】また、減速比が１未満の増速装置と連結するようにしてもよい（請求項２２）。このような構成によれば、最小減速比を１未満に設定することができる。
【００６７】また、上記構成の自動変速装置を複数設け、これらの自動変速装置の前記第２の回転体の回転を合成して出力するように構成してもよい（請求項２３）。複数の回転体の回転を効率よく合成するには、全ての回転体の回転数が一致している必要がある。これは、回転体の回転数が異なっている場合は、回転数の大きな回転体にとって回転数が小さな回転体が抵抗となり、全体の伝達効率が低下するからである。
【００６８】上記構成によれば、各自動変速装置の減速比は負荷の大きさに応じて独立に自動調整されるので、各自動変速装置の第１の回転体の回転数が異なる場合であっても、第２の回転体の回転を最大効率で合成して出力することができる。
【００６９】また、本発明の車両用自動変速装置は、上記構成の自動変速装置を設けた上で、回転源により前記第１の回転体を回転し、前記第２の回転体により駆動輪を回転させるようにしたものである（請求項２４）。
【００７０】このような構成によれば、加速時は車速が上昇するに従って減速比が円滑に低下することから、変速のショックを伴うことなく滑らかに加速することができる。また、減速時は車速の低下に従って減速比が円滑に上昇することから、回転源をブレーキとして作用させることにより変速のショックを伴うことなく滑らかに車両を減速することができる。
【００７１】また、回転源の回転を最大効率で駆動輪に伝達することができるので、回転源がエンジンの場合は、燃費を向上することができる。また、ハイブリッド自動車或いは電気自動車のように回転源がモータの場合は、バッテリの消費を低減することができる。
【００７２】また、前記回転数制御手段は、ブレーキ操作が行われたときは前記第３の回転体の回転数を低下させるようにしてもよい（請求項２５）。このような構成によれば、車両を減速するためにブレーキ操作を行うと、回転数制御手段は第３の回転体の回転数を低下させるので、減速比が大きくなり、大きな制動力を得ることができる。
【００７３】また、前記回転数制御手段は、前記第３の回転体の回転数を低下させた場合は前記回転源の回転数が許容回転数以下となるように前記第３の回転体の回転数を制御するのが望ましい（請求項２６）。
【００７４】請求項２５の発明では、ブレーキ操作が行われたことに伴って回転数制御手段が第３の回転体の回転数を低下させたときは、第３の回転体の回転数が低下することにより減速比が大きくなるので、第１の回転体ひいては回転源の回転数が許容回転数を上回ることがあり、このような場合は、回転源に不具合を生じる虞れがある。
【００７５】上記構成によれば、回転数制御手段は、第１の回転体を回転させる回転源の回転数が許容回転数以下となるように第３の回転体の回転数を制御するので、回転源の回転数が許容回転数を上回ってしまうことを防止することができる。
【００７６】また、前記第２の回転体を前記第１の回転体と同一回転方向に回転させる補助回転源を設け、前記負荷判断手段が判断した負荷の大きさに基づいて前記補助回転源を動作させるようにしてもよい（請求項２７）。
【００７７】このような構成によれば、負荷判断手段が判断した負荷の大きさに応じて補助回転源を動作させることにより、第２の回転体ひいては駆動輪の回転力を任意に調整することができる。
【００７８】また、前記負荷判断手段が判断した負荷が増大するに従って前記補助回転源による前記第２の回転体に対する回転力を増大するようにしてもよい（請求項２８）。
【００７９】負荷が大きくなって第３の回転体の回転数が低下したときは、第２の回転体ひいては駆動輪の回転数が低下してしまう。上記構成によれば、第３の回転体の回転数が低下したときは、負荷判断手段が負荷は大きくなったと判断するので、補助回転源は、第２の回転体に第１の回転体と同一回転方向への回転力を増大する。これにより、第２の回転体ひいては駆動輪の回転数が低下してしまうことを防止できる。このような構成は、ハイブリッド自動車、電動アシスト自転車に好適する。
【００８０】また、請求項１７記載の自動変速装置を駆動輪毎に対応して設けるようにしてもよい（請求項２９）。このような構成によれば、駆動輪に対応して設けられた自動変速装置により各駆動輪は駆動力が走行抵抗と均衡するような回転数に独立して自動調整されるので、車両が旋回した際は内輪側となる駆動輪の回転数は外輪側となる駆動輪の回転数よりも小さくなり、駆動輪に無理な力が作用することはなく車両を旋回することができる。つまり、自動変速機の機能を発揮しながら、ディファレンシャルギヤとしての機能をも発揮することができる。
【００８１】この場合、各駆動輪毎に回転源の回転が独立に伝達されるので、一方の駆動輪がスリップした場合であっても、他方の駆動輪の駆動力が失われることはなく、ノンスリップディファレンシャルギヤとしても機能することができる。また、スリップした駆動輪は回転数が急激に上昇することにより駆動力が急激に小さくなるので、スリップを直ちに解消することができる。
【００８２】
【発明の実施の形態】（発明の概要）以下、本発明の基本構成を説明する。図１は自動変速装置の断面を示し、図２は自動変速装置の側面を示している。これらの図１及び図２において、自動変速装置１は例えばダブルピニオン式遊星歯車を基本に構成されている。つまり、入力用シャフト２にはサンギヤ（第１の回転体に相当、歯数Ｚ１枚）３が一体に設けられており、回転源４によりサンギヤ３が回転するようになっている。
【００８３】また、入力用シャフト２と同軸上に設けられた出力用シャフト５にはリングギヤ（第２の回転体に相当、歯数Ｚ２枚）６が一体に設けられており、リングギヤ６の回転に伴って被回転体７が回転するようになっている。
【００８４】一方、図示しない静止部位（または入力用シャフト２）にはプラネタリキャリア（第３の回転体に相当）８が回動可能に支持されている。このプラネタリキャリア８にはシャフト９が回動可能に支持されていると共に、そのシャフト９に装着されたピニオンギヤ（回転伝達手段に相当、歯数Ｚ３枚）１０が互いに噛合っている。一方のピニオンギヤ１０はサンギヤ３と噛合い、他方のピニオンギヤ１０はリングギヤ６と噛合っている。
【００８５】さて、回転源４によりサンギヤ３を回転すると、サンギヤ３の回転に伴ってピニオンギヤ１０ひいてはプラネタリキャリア８はサンギヤ３と一体となって回転しようとする。このとき、被回転体７は停止しており、リングギヤ６に作用する負荷が大きいことから、ピニオンギヤ１０がリングギヤ６から受ける反発力によりプラネタリキャリア８はサンギヤ３と反対回転方向に回転する。この結果、サンギヤ３の回転がリングギヤ６に伝達されることはない。
【００８６】ここで、プラネタリキャリア８に対して適宜の手段により停止力を作用させると、プラネタリキャリア８が停止するのに応じてサンギヤ３の回転がピニオンギヤ１０を介してリングギヤ６に伝達されるようになるので、リングギヤ６ひいては被回転体７がサンギヤ３と同一回転方向に回転するようになる。
【００８７】このようにサンギヤ３及びリングギヤ６が回転した状態でプラネタリキャリア８に作用する力を考察すると、ピニオンギヤ１０がサンギヤ３と一体となって回転しようとすることによりサンギヤ３と同一回転方向に作用する回転力と、ピニオンギヤ１０がリングギヤ６から受ける反発力によりサンギヤ３と反対回転方向に作用する回転力とが作用する。
【００８８】被回転体７の回転開始時はリングギヤ６に作用する負荷が大きく、ピニオンギヤ１０がリングギヤ６から受ける反発力によりプラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と反対回転方向への回転力の方が、サンギヤ３の回転に伴ってプラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と同一回転方向への回転力を上回っているので、プラネタリキャリア８はサンギヤ３と反対回転方向へ回転している。
【００８９】そして、プラネタリキャリア８が停止するのに応じて被回転体７の回転数が上昇すると、リングギヤ６に作用する負荷が小さくなるので、ピニオンギヤ１０がリングギヤ６から受ける反発力が低下してプラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と反対回転方向への回転力が低下する（サンギヤ３と同一回転方向への回転力は変化なし）。これにより、プラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と同一回転方向への回転力がサンギヤ３と反対回転方向への回転力を上回るようになるので、プラネタリキャリア８は、サンギヤ３と反対回転方向への回転状態から、停止状態を経て、サンギヤ３と同一回転方向へ回転するようになる。
【００９０】このようにプラネタリキャリア８がサンギヤ３と同一回転方向に回転している場合は、リングギヤ６は、ピニオンギヤ１０が回転するのに応じて回転するのに加えて、プラネタリキャリア８の回転に伴ってピニオンギヤ１０により押されることにより回転するようになる。つまり、サンギヤ３からリングギヤ６に伝達される回転の伝達経路としては、１を上回る所定の減速比（＝Ｚ２／Ｚ１）による伝達経路と、減速比１による伝達経路との２経路があり、それらの各経路の減速比で回転されるリングギヤ６のそれぞれの回転数の和がリングギヤ６の真の回転数となる。
【００９１】この場合、プラネタリキャリア８の停止状態では、サンギヤ３の回転の全てはピニオンギヤ１０が回転してリングギヤ６をサンギヤ３と同一回転方向に回転させるのに費やされる。この状態では、サンギヤ３からピニオンギヤ１０を介してリングギヤ６に対する減速比（ギヤ比）は、各ギヤの歯数に基づいて（Ｚ３／Ｚ１）×（Ｚ３／Ｚ３）×（Ｚ２／Ｚ３）＝Ｚ２／Ｚ１となる。つまり、リングギヤ６の歯数をサンギヤ３の歯数で除した値が自動変速装置１の減速比になる。また、上記式から、ピニオンギヤ１０の歯数は減速比に影響を与えないことが分る。
【００９２】また、プラネタリキャリア８がサンギヤ３の回転数よりも小さな回転数で回転している状態では、サンギヤ３の回転の一部はピニオンギヤ１０が回転することによりリングギヤ６をサンギヤ３と同一回転方向に回転するのに費やされると共に、サンギヤ３の残りの回転はピニオンギヤ１０がリングギヤ６をサンギヤ３と同一回転方向に押すのに費やされる。
【００９３】そして、プラネタリキャリア８がサンギヤ３と同一回転数で回転している状態では、ピニオンギヤ１０はサンギヤ３と一体となって回転するようになるので、サンギヤ３の回転の全てはピニオンギヤ１０がリングギヤ６をサンギヤ３と同一回転方向に押すことに費やされる。この状態では、自動変速装置１の減速比１となる。
【００９４】要するに、リングギヤ６の回転数は、プラネタリキャリア８の回転数と、サンギヤ３の回転数からプラネタリキャリア８の回転数を減算した値をプラネタリキャリア８の停止状態における自動変速装置１の減速比で除した回転数とを加算した値となる。また、自動変速装置１の減速比は、サンギヤ３の回転数をリングギヤ６の回転数で除した値となる。
【００９５】従って、リングギヤ６の回転数を数式で表すと、Ｎ２＝Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０と表すことができる。
【００９６】但し、サンギヤ３の回転数をＮ１、リングギヤ６の回転数をＮ２、プラネタリキャリア８の回転数をＮ３、プラネタリキャリア８の停止状態における自動変速装置１の減速比をＲ０とする。
【００９７】図３は、サンギヤ３の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア８の回転数とリングギヤ６の回転数との関係を示している。
【００９８】また、自動変速装置１の減速比ＲはＮ１／Ｎ２で求めることができるから、Ｒ＝Ｎ１／Ｎ２＝Ｎ１／（Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０）
＝Ｎ１・Ｒ０／（Ｎ３・Ｒ０＋Ｎ１−Ｎ３）
＝Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
となる。
【００９９】即ち、自動変速装置１の減速比Ｒは、サンギヤ３の回転数Ｎ１にプラネタリキャリア８の停止状態における減速比Ｒ０を乗算した値を、減速比Ｒ０から１を減算した値にプラネタリキャリア８の回転数Ｎ３を乗算した値とサンギヤ３の回転数Ｎ１とを加算した値で除した値となる。このことは、自動変速装置１の減速比Ｒは、サンギヤ３の回転数Ｎ１が一定という条件では、プラネタリキャリア８の回転数Ｎ３の回転数Ｎ３が大きくなるに従って回転数Ｎ３の逆数で小さくなるという関係を意味している。
【０１００】図４は、サンギヤ３の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア８の回転数Ｎ３と自動変速装置１の減速比Ｒとの関係を示している。
【０１０１】また、リングギヤ６の回転力Ｔ２はＴ１・Ｒ（Ｔ１はサンギヤ３の回転力）で求めることができるから、Ｔ２＝Ｔ１・Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
と表すことができる。
【０１０２】図５は、サンギヤ３の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア８の回転数Ｎ３とリングギヤ６の回転力Ｔ２との関係を示している。但し、サンギヤ３の回転力Ｔ１はサンギヤ３の回転数にかかわらず一定とする。
【０１０３】要するに、サンギヤ３の回転数及び回転力が一定という条件では、プラネタリキャリア８の回転数が上昇するに従ってリングギヤ６の回転数が上昇すると同時にリングギヤ６の回転力が低下するという関係となる。
【０１０４】この場合、図６に示すように被回転体７の回転を維持するのに要する回転力（＝負荷）Ｔｘがリングギヤ６の回転可能回転数全域にわたって一定であるとすると、図中に示す斜線領域Ａ（リングギヤ６の回転力特性線が負荷特性線を上回っている状態）では、プラネタリキャリア８にはサンギヤ３と同一回転方向への回転力を高めようとする力が作用しているので、プラネタリキャリア８の回転数が上昇する。また、図中に示す斜線領域Ｂ（リングギヤ６の回転力特性線が負荷特性線を下回っている状態）では、プラネタリキャリア８にはサンギヤ３と反対回転方向への回転力を高めようとする力が作用しているので、プラネタリキャリア８の回転数が低下する。従って、リングギヤ６の回転力と被回転体７の回転を維持するのに要する回転力とはリングギヤ６の回転力特性線と負荷特性線とが交差するポイントで均衡状態となり、そのときのリングギヤ６の回転数はＮｘとなる。
【０１０５】ところで、上記回転力特性線は負荷の大きさに応じて変化する。即ち、図６に示す均衡状態から負荷が大きくなった場合は、負荷特性線は図６に示す均衡状態から図７に示すようにリングギヤ６の回転可能回転数全域にわたって上方に移動する（負荷と均衡するリングギヤ６の回転力はＴｘ´に上昇）。これにより、サンギヤ３の回転数Ｎ１が一定という条件では、リングギヤ６の回転力（＝Ｔｘ）が被回転体７の現在の回転数を維持するのに必要な回転力（＝Ｔｘ´）よりも小さくなる。このようにリングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態で負荷が大きくなった場合には、プラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と反対回転方向への回転力が増大する状態となるので（サンギヤ３と同一回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア８の回転数が低下し、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が大きくなる。この場合、自動変速装置１の減速比は、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が大きくなる程大きくなるので、プラネタリキャリア８の回転数が低下した分だけ自動変速装置１の減速比が上昇してリングギヤ６の回転数が低下する。この結果、負荷の増加に応じてリングギヤ６の回転数は低下するものの、それに伴ってリングギヤ６の回転力が増大するので、回転力特性線と負荷特性線とが交差するまでリングギヤ６の回転数が低下したところでリングギヤ６の回転数が安定する（プラネタリキャリア８の回転数はＮｘからＮｘ´に低下）。
【０１０６】また、図６に示す均衡状態から負荷が小さくなった場合は、負荷特性線は図６に示す均衡状態から図８に示すようにリングギヤ６の回転可能回転数全域にわたって下方に移動する（負荷と均衡するリングギヤ６の回転力はＴｘ´に低下）。これにより、サンギヤ３の回転数Ｎ１が一定という条件では、リングギヤ６の回転力（＝Ｔｘ）が被回転体７の現在の回転を維持するのに必要な回転力（＝Ｔｘ´）よりも大きくなる。このようにリングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態で負荷が小さくなった場合には、プラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と反対回転方向への回転力が低下する状態となるので（サンギヤ３と同一回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア８の回転数が上昇し、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が小さくなる。この場合、自動変速装置１の減速比は、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が小さくなる程小さくなるので、プラネタリキャリア８の回転数が上昇した分だけ自動変速装置１の減速比が低下してリングギヤ６の回転数が上昇する。この結果、負荷の減少に応じてリングギヤ６の回転数は上昇するものの、それに伴ってリングギヤ６の回転力が低下するので、回転力特性線と負荷特性線とが交差するまでリングギヤ６の回転数が上昇したところでリングギヤ６の回転数が安定する（プラネタリキャリア８の回転数はＮｘからＮｘ´に上昇）。
【０１０７】以上のような動作の結果、リングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態で負荷が大きくなると、リングギヤ６は回転数が低下すると同時に回転力が増大し、負荷が小さくなると、リングギヤ６は回転数が上昇すると同時に回転力が低下するので、負荷が変動するにしても、リングギヤ６は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【０１０８】一方、上記回転力特性線はサンギヤ３の回転数に応じて変化する。即ち、図６に示す均衡状態からサンギヤ３の回転数Ｎ１がＮ１´に低下した場合は、回転力特性線は図６に示す均衡状態から図９に示すようにリングギヤ６の回転可能回転数全域にわたって下方に移動する（リングギヤ６の回転力はＴｘ´に低下）。これにより、負荷が一定という条件では、リングギヤ６の回転力（＝Ｔｘ´）が被回転体７の現在の回転数を維持するのに必要な回転力（＝Ｔｘ）よりも小さくなる。このようにリングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態でサンギヤ３の回転数が低下した場合には、プラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と同一回転方向への回転力が低下する状態となるので（サンギヤ３と反対回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア８の回転数が低下し、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が大きくなる。この場合、自動変速装置１の減速比は、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が大きくなる程大きくなるので、プラネタリキャリア８の回転数が低下した分だけ自動変速装置１の減速比が上昇してリングギヤ６の回転数が低下する。この結果、サンギヤ３の回転数の低下に応じてリングギヤ６の回転数は低下するものの、それに伴ってリングギヤ６の回転力が増大するので、回転力特性線と負荷特性線とが交差するまでリングギヤ６の回転数が低下したところでリングギヤ６の回転数が安定する（プラネタリキャリア８の回転数はＮｘからＮｘ´に低下）。
【０１０９】また、図６に示す均衡状態からサンギヤ３の回転数Ｎ１がＮ１´に上昇した場合は、回転力特性線は図６に示す均衡状態から図１０に示すようにリングギヤ６の回転可能回転数全域にわたって上方に移動する（リングギヤ６の回転力はＴｘ´に上昇）。これにより、負荷が一定という条件では、リングギヤ６の回転力（＝Ｔｘ´）が被回転体７の現在の回転数を維持するのに必要な回転力（＝Ｔｘ）よりも大きくなる。このようにリングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態でサンギヤ３の回転数が上昇した場合には、プラネタリキャリア８に作用しているサンギヤ３と同一回転方向への回転力が増大する状態となるので（サンギヤ３と反対回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア８の回転数が上昇し、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が小さくなる。この場合、自動変速装置１の減速比は、サンギヤ３とプラネタリキャリア８との回転数差が小さくなる程小さくなるので、リングギヤ６の回転数が上昇した分だけ自動変速装置１の減速比が低下してリングギヤ６の回転数が上昇する。この結果、サンギヤ３の回転数の上昇に応じてリングギヤ６の回転数は上昇するものの、それに伴ってリングギヤ６の回転力が低下するので、回転力特性線と負荷特性線とが交差するまでリングギヤ６の回転数が上昇したところでリングギヤ６の回転数が安定する（プラネタリキャリア８の回転数はＮｘからＮｘ´に上昇）。
【０１１０】以上のような動作の結果、リングギヤ６の回転力と負荷との均衡状態でサンギヤ３の回転数が低下すると、リングギヤ６は回転数が低下すると同時に回転力が上昇し、サンギヤ３の回転数が上昇すると、リングギヤ６は回転数が上昇すると同時に回転力が低下するので、サンギヤ３の回転数が変動するにしても、リングギヤ６は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【０１１１】尚、サンギヤ３の回転力が大きい場合は回転力特性線が上方に移動するので、リングギヤ６を同一回転数に維持するのに要するサンギヤ３の回転数は小さくなる。また、サンギヤ３の回転力が小さい場合は回転力特性線が下方に移動するので、リングギヤ６を同一回転数に維持するのに要するサンギヤ３の回転数は大きくなる。
【０１１２】以上説明したように、ダブルピニオン式遊星歯車を用いた自動変速装置１によれば、負荷の大きさ及びサンギヤ３の回転数並びにサンギヤ３の回転力に応じてリングギヤ６は回転力が負荷の大きさと均衡するような回転数となるように自動調整されることになる。
【０１１３】要するに、サンギヤ３は従来の車両用自動変速装置に用いられているトルクコンバータのポンプインペラに相当し、リングギヤ６はタービンランナに相当し、ピニオンギヤ１０はステータに相当する。この場合、サンギヤ３の回転がピニオンギヤ１０を介してリングギヤ６へ伝達される際の伝達損失は歯車の伝達損失だけであり、トルクコンバータのようなスリップ損失が発生することはないので、理想的には自動変速装置１による回転力の変換効率は１００％である。また、自動変速装置１の減速比はサンギヤ３の歯数とリングギヤ６の歯数とにより決定されるので、トルクコンバータよりも大きな減速比を得ることができる。
【０１１４】尚、本発明の基本構成の特徴は、負荷の変動、或いはサンギヤ３の回転数の変動にかかわらず、リングギヤ６を回転力が負荷と均衡するような回転数に自動調整することにあることから、本発明の基本構成ではプラネタリキャリア８に停止力を作用させる手段は必須要件ではなく、発明を適用する構成に応じて適宜設けるようにすればよい。
【０１１５】（第１の実施の形態）次に、本発明を車両用自動変速装置に適用した第１の実施の形態を図１１を参照して説明する。
【０１１６】図１１は自動変速装置の断面を概略的に示している。この自動変速装置はダブルピニオン式遊星歯車を基本として構成されている。即ち、自動変速装置１１の筐体１２には入力用シャフト１３が支持されている。この入力用シャフト１３はエンジン（回転源に相当）１４と連結されており、エンジン１４の回転に応じて入力用シャフト１３が回転する。筐体１において入力用シャフト１３と同軸上に出力用シャフト１５が支持されている。この出力用シャフト１５は図示しないプロペラシャフトを介して駆動輪（被回転体に相当）と連結されており、出力用シャフト１５の回転に応じて車両が進行するようになっている。
【０１１７】入力用シャフト１３において筐体１２の内部に位置する部位にはダブルピニオン式の遊星歯車１６が構成されている。即ち、入力用シャフト１３の端部にはサンギヤ（第１の回転体に相当）１７が一体に設けられていると共に、サンギヤ１７に隣接して歯車からなるプラネタリキャリア（第３の回転体に相当）１８が入力用シャフト１３に回動自在に支持されている。このプラネタリキャリア１８には複数のシャフト１９が回動可能に支持されていると共に、そのシャフト１９に装着されたピニオンギヤ（回転伝達手段に相当）２０が互いに噛合っており、一方のピニオンギヤ２０がサンギヤ１７と噛合っている。
【０１１８】また、入力用シャフト１３と同軸上にはリングギヤ（第３の回転体に相当）２１が図示しない支持手段により支持されており、そのリングギヤ２１に他方のピニオンギヤ２０が噛合っている。
【０１１９】リングギヤ２１は前後進切換装置２２を介して出力用シャフト１５と連結可能となっている。この前後進切換装置２２は周知のシンクロメッシュ機構を利用した車両用手動変速装置を利用して構成されている。
【０１２０】即ち、前後進切換装置２２はスリーブ２３を備え、そのスリーブ２３の位置に応じてリングギヤ２１が出力用シャフト１５と連結されるようになっている。このスリーブ２３は、シフトレバーに対する手動操作に応じて直接移動したり、シフトレバーに対する手動操作に応じて電気モータ或いは空圧シリンダ或いは油圧シリンダ等のアクチュエータにより移動されるようになっている。
【０１２１】図１１においては、シフトレバーがパーキングポジション若しくはニュートラルポジションに操作された状態のスリーブ２３の位置を示している。この場合、シフトレバーがドライブポジションに操作されたときは、スリーブ２３は図中に矢印Ａ方向に移動され、リングギヤ２１と出力用シャフト１５とが直接連結される。この連結状態では、出力用シャフト１５はリングギヤ２１と同一回転方向に回転する。また、シフトレバーがリバースポジションに操作されたときは、スリーブ２３は矢印Ａと反対方向に移動され、リングギヤ２１とプロペラシャフトとが奇数枚の歯車２４〜２８を介して連結される。この連結状態では、出力用シャフト１５はリングギヤ２１と反対回転方向に回転する。
【０１２２】一方、筐体１２には入力用シャフト１３と平行にブレーキ用シャフト２９が支持されており、そのブレーキ用シャフト２９にワンウェイクラッチ３０を介してブレーキ用歯車３１が支持されている。このブレーキ用歯車３１はプラネタリキャリア１８と噛合っており、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転した状態でプラネタリキャリア１８の回転がブレーキ用歯車３１からワンウェイクラッチ３０を介してブレーキ用シャフト２９に伝達されるようになっている。
【０１２３】ブレーキ用シャフト２９において筐体１２の内部となる部位には当該ブレーキ用シャフト２９の回転により駆動される油圧ポンプ３２が設けられていると共に、筐体１２の外部となる部位にはブレーキ板３３が装着されている。このブレーキ板３３は、油圧ポンプ３２により駆動される油圧ブレーキ（停止手段に相当）３４により停止力が与えられるようになっている。この場合、油圧ポンプ３２はブレーキ用シャフト２９の回転数が大きくなるに従って油圧ブレーキ３４に対する油圧を増大するようになっており、これに伴って油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が増大するようになっている。尚、パーキングポジションでは、出力用シャフト１５は図示しない周知のパーキングロック機構によりロックされるようになっている。
【０１２４】次に、上記構成の作用について説明する。シフトレバーをパーキングポジション若しくはニュートラルポジションに位置させた状態でエンジン１４を始動すると、エンジン１４がアイドリング状態で回転する。この状態では、リングギヤ２１は出力用シャフト１５と連結されていないことから、リングギヤ２１に作用する負荷は零とみなすことができる。これにより、ピニオンギヤ２０及びリングギヤ２１はサンギヤ１７と一体になって回転する。この場合、リングギヤ２１の回転が出力用シャフト１５に伝達されることはないので、リングギヤ２１が回転するにしても車両が進行することはない。
【０１２５】そして、シフトレバーをドライブポジションに操作すると、前後進切換装置２２のスリーブ２３が矢印Ａ方向に移動するので、リングギヤ２１が出力用シャフト１５ひいては駆動輪と連結される。この連結状態では、駆動輪に作用する負荷は車両の静止抵抗であり、極めて大きいことから、サンギヤ１７と一体になって回転していたリングギヤ２１が停止し、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から大きな反発力を受けるようになる。これにより、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転し、プラネタリキャリア１８と噛合っているブレーキ用歯車３１が回転するようになるので、ワンウェイクラッチ３０によりブレーキ用シャフト２９及びブレーキ板３３が回転するようになる。このとき、ブレーキ用シャフト２９の回転に伴って油圧ポンプ３２が作動するものの、エンジン１４がアイドリング状態では油圧ポンプ３２の油圧は低いことから、油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３に対して停止力が作用することはない。
【０１２６】さて、車両を発進させるためにアクセルを踏み込むと、エンジン１４の回転数の上昇に伴ってプラネタリキャリア１８ひいてはブレーキ用シャフト２９の回転数が上昇するので、油圧ポンプ３２の油圧が上昇して油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が増大する。これにより、ブレーキ用シャフト２９、ワンウェイクラッチ３０及びブレーキ用歯車３１を介してプラネタリキャリア１８に停止力が作用するようになるので、プラネタリキャリア１８が停止するのに応じてサンギヤ１７の回転がピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達され、リングギヤ２１ひいては駆動輪の駆動力が徐々に増大する。そして、駆動輪の駆動力が車両の静止抵抗を上回るようになると、車両が前進し始める。
【０１２７】ここで、注目すべき点は、上述したようにして油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が増大して、ブレーキ用シャフト２９の回転数が低下したときは、油圧ポンプ３２の油圧力が低下するので、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が低下することである。つまり、油圧ブレーキ３４はブレーキ板３３を完全にロックすることはないので、油圧ポンプ３２、ブレーキ板３３及び油圧ブレーキ３４は半クラッチ可能なクラッチ手段として機能するものであり、車両を円滑に発進させることができる。
【０１２８】この場合、サンギヤ１７の回転状態でプラネタリキャリア１８に作用する力は、ピニオンギヤ２０がサンギヤ１７と一体となって回転しようとすることによりサンギヤ１７と同一回転方向に作用する回転力と、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力によりサンギヤ１７と反対回転方向に作用する回転力とになる。
【０１２９】車両が走行を開始すると、リングギヤ２１に作用する負荷が静止抵抗から走行抵抗となり（但し、車両が定速度で走行している場合）、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が低下するので、プラネタリキャリア１８に作用しているサンギヤ１７と同一回転方向への回転力がサンギヤ１７と反対回転方向への回転力を上回るようになる。この結果、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と同一回転方向に回転しようとする。
【０１３０】ここで、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転しようとしたときは、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力の作用状態にかかわらずワンウェイクラッチ３０の作用によりプラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と同一回転方向にフリーな状態で回転するようになる。
【０１３１】さて、サンギヤ１７の回転数がエンジン１４の回転数であるＮ１（rpm ）、エンジン１４のトルクが回転数にかかわらずＴ1 （Ｎ・ｍ）、プラネタリキャリア１８の停止状態における遊星歯車１６の減速比をＲ０とすると、リングギヤ２１の回転数は、プラネタリキャリア１８の停止状態ではサンギヤ１７の回転数をプラネタリキャリア１８の停止状態における遊星歯車１６の減速比で除したＮ１／Ｒ０（rpm ）となる。また、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７の回転数よりも小さな回転数で回転している状態では、リングギヤ２１の回転数は、発明の概要で説明したように、プラネタリキャリア１８の回転数と、サンギヤ１７の回転数からプラネタリキャリア１８を回転数を減算した値をプラネタリキャリア１８の停止状態における遊星歯車１６の減速比Ｒ０で除した回転数とを加算した値となる。そして、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と一体になって回転した状態では、リングギヤ２１の回転数は、サンギヤ１７の回転数と同一のＮ１（rpm ）となる。
【０１３２】この関係式を数式で表すと、Ｎ２＝Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０と表すことができる。
【０１３３】図３は、サンギヤ１７（エンジン１４）の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア１８の回転数とリングギヤ２１（車速）との関係を示している。
【０１３４】また、遊星歯車１６の減速比ＲはＮ１／Ｎ２で求めることができるから、Ｒ＝Ｎ１／Ｎ２＝Ｎ１／（Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０）
＝Ｎ１・Ｒ０／（Ｎ３・Ｒ０＋Ｎ１−Ｎ３）
＝Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
となる。
【０１３５】即ち、遊星歯車１６の減速比Ｒは、サンギヤ１７（エンジン１４）の回転数Ｎ１にプラネタリキャリア１８の停止状態における減速比Ｒ０を掛合わした値を、減速比Ｒ０から１を減算した値にプラネタリキャリア１８の回転数Ｎ３を掛合わした値とサンギヤ１７の回転数Ｎ１とを加算した値で除した値とる。このことは、遊星歯車１６の減速比Ｒは、サンギヤ１７の回転数Ｎ１が一定という条件では、プラネタリキャリア１８の回転数Ｎ３が大きくなるに従って回転数Ｎ３の逆数で小さくなるという関係を意味している。
【０１３６】図４は、サンギヤ１７の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア１８の回転数と遊星歯車１６の減速比Ｒとの関係を示している。
【０１３７】また、リングギヤ２１の回転力Ｔ２はＴ１・Ｒ（Ｔ１はサンギヤ１７の回転力（エンジン１４のトルク））で求めることができるから、Ｔ２＝Ｔ１・Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）
と表すことができる。
【０１３８】図５は、サンギヤ１７（エンジン１４）の回転数がＮ１（一定）の場合におけるプラネタリキャリア１８の回転数Ｎ３とリングギヤ２１の回転力Ｔ２（駆動輪の駆動力）との関係を示している。但し、サンギヤ１７の回転力Ｔ１はサンギヤ１７の回転数にかかわらず一定とする。つまり、エンジン１４のトルクはエンジン１４の回転数にかかわらず一定とする。
【０１３９】要するに、エンジン１４の回転数及びトルクが一定という条件では、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇するに従って車速が上昇すると同時に駆動輪の駆動力が低下する関係となる。
【０１４０】ところで、車両の走行抵抗は、ころがり抵抗と空気抵抗と勾配抵抗との合計である。ここで、ころがり抵抗は、走行速度に関係なく車両重量に比例する。また、空気抵抗は、走行速度の２乗に比例する。また、勾配抵抗は、勾配と車両重量に比例する。従って、空気抵抗を無視すると、車両が平坦地を走行する場合は、走行抵抗は車両の速度にかかわらず一定とみなすことができる。
【０１４１】この場合、発明の概要で説明したように、駆動輪の駆動力が走行抵抗を上回っている状態では（図６中に示す斜線領域Ａ）、プラネタリキャリア１８にはサンギヤ１７と同一回転方向への回転力を高めようとする力が作用しているので、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇し、それに伴って車速は上昇すると同時に駆動輪の駆動力は低下する。また、駆動輪の駆動力が走行抵抗を下回っている状態では（図６中に示す斜線領域Ｂ）、プラネタリキャリア１８にはサンギヤ１７と反対回転方向への回転力を高めようとする力が作用しているので、プラネタリキャリア１８の回転数が低下し、それに伴って車速は低下すると同時に駆動輪の駆動力が増大する。このような制御が自動的に行われる結果、駆動力特性線と走行抵抗特性線とが交差した均衡状態となるように車速が自動調整されるようになる。尚、図６中に示すＴｘは、走行抵抗と均衡するリングギヤ２１の回転力を示している。
【０１４２】ところで、上記走行抵抗特性線は車両の走行状態に応じて変化する。即ち、車両が平坦地から上り坂を走行するようになって車両の走行抵抗が大きくなった場合は、走行抵抗特性線は図６に示す均衡状態から図７に示すように車両の走行可能速度全域にわたって上方に移動する（走行抵抗と均衡するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´に上昇）。これにより、エンジン１４の回転数が一定という条件では、駆動輪の駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ）が現在の車速を維持するのに必要な駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´）よりも小さくなる。このように駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態で走行抵抗が大きくなった場合には、プラネタリキャリア１８に作用しているサンギヤ１７と反対回転方向への回転力が増大する状態となるので（サンギヤ１７と同一回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア１８の回転数が低下し、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が大きくなる。この場合、遊星歯車１６の減速比は、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が大きくなる程大きくなるので、プラネタリキャリア１８の回転数が低下した分だけ遊星歯車１６の減速比が上昇して駆動輪の回転数が低下する。この結果、走行抵抗の増加に応じて車速は低下するものの、それに伴って駆動輪の駆動力が増大するので、駆動力特性線と走行抵抗特性線とが交差するまで車速が低下したところで車速が安定する（プラネタリキャリア１８の回転数はＮｘからＮｘ´に低下）。つまり、エンジン１４の回転数が一定の状態で走行抵抗が大きくなって車速が低下したときは、自動的にシフトダウンが行われることになる。
【０１４３】また、車両が上り坂から平坦地を走行するようになり車両の走行抵抗が小さくなった場合は、走行抵抗特性線は図６に示す均衡状態から図８に示すように車両の走行可能速度全域にわたって下方に移動する（走行抵抗と均衡するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´に低下）。これにより、エンジン１４の回転数が一定という条件では、駆動輪の駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ）が現在の車速を維持するのに必要な駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´）よりも大きくなる。このように駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態で走行抵抗が小さくなった場合には、プラネタリキャリア１８に作用しているサンギヤ１７と同一回転方向への回転力が増大した状態となるので（サンギヤ１７と同一回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇し、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が小さくなる。この場合、遊星歯車１６の減速比は、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が小さくなる程小さくなるので、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇した分だけ遊星歯車１６の減速比が低下して車速が上昇する。この結果、走行抵抗の減少に応じて車速は上昇するものの、それに伴って駆動輪の駆動力が低下するので、駆動力特性線と走行抵抗特性線とが交差するまで車速が上昇したところで車速が安定する（プラネタリキャリア１８の回転数はＮｘからＮｘ´に上昇）。つまり、エンジン１４の回転数が一定の状態で走行抵抗が小さくなって車速が上昇したときは、自動的にシフトアップが行われることになる。
【０１４４】以上のような動作の結果、駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態で走行抵抗が大きくなると、駆動輪は回転数が低下すると同時に駆動力が増大し、走行抵抗が小さくなると、駆動輪は回転数が上昇すると同時に駆動力が低下するので、走行抵抗が変動するにしても、駆動輪は駆動力が走行抵抗の大きさと均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【０１４５】一方、上記駆動力特性線はエンジン１４の回転数に応じて変化する。即ち、エンジン１４の回転数が低下してサンギヤ１７の回転数がＮ１からＮ１´に低下した場合は、駆動力特性線は図６に示す均衡状態から図９に示すように車両の走行可能速度全域にわたって下方に移動する（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´に低下）。これにより、走行抵抗が一定という条件では、駆動輪の駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´）が現在の車速を維持するのに必要な駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ）よりも小さくなる。このように駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態でエンジン１４の回転数が低下した場合には、プラネタリキャリア１８に作用しているサンギヤ１７と同一回転方向への回転力が低下する状態となるので（サンギヤ１７と反対回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア１８の回転数が低下し、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が大きくなる。この場合、遊星歯車１６の減速比は、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が大きくなる程大きくなるので、プラネタリキャリア１８の回転数が低下した分だけ遊星歯車１６の減速比が上昇して駆動輪の回転数が低下する。この結果、エンジン１４の回転数の低下に応じて車速は低下するものの、それに伴って駆動輪の駆動力が増大するので、駆動力特性線と走行抵抗特性線とが交差するまで車速が低下したところで車速が安定する（プラネタリキャリア１８の回転数はＮｘからＮｘ´に低下）。つまり、走行抵抗が一定の状態でエンジン１４の回転数が低下して車速が低下したときは、自動的にシフトダウンが行われることになる。
【０１４６】また、エンジン１４の回転数が上昇してサンギヤ１７の回転数がＮ１からＮ１´に上昇した場合は、駆動力特性線は図６に示す均衡状態から図１０に示すように車両の走行可能速度全域にわたって上方に移動する（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´に上昇）。これにより、走行抵抗が一定という条件では、駆動輪の駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ´）が現在の車速を維持するのに必要な駆動力（駆動力と対応するリングギヤ２１の回転力はＴｘ）よりも大きくなる。このように駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態でエンジン１４の回転数が上昇した場合には、プラネタリキャリア１８に作用しているサンギヤ１７と同一回転方向への回転力が増大する状態となるので（サンギヤ１７と反対回転方向への回転力は変化なし）、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇し、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が小さくなる。この場合、遊星歯車１６の減速比は、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が小さくなる程小さくなるので、プラネタリキャリア１８の回転数が上昇した分だけ遊星歯車１６の減速比が低下して駆動輪の回転数が上昇する。この結果、エンジン１４の回転数の上昇に応じて車速は上昇するものの、それに伴って駆動輪の駆動力が低下するので、駆動力特性線と走行抵抗特性線とが交差するまで車速が上昇したところで車速が安定する（プラネタリキャリア１８の回転数はＮｘからＮｘ´に上昇）。つまり、走行抵抗が一定の状態でエンジン１４の回転数が上昇して車速が上昇したときは、自動的にシフトアップが行われることになる。
【０１４７】以上のような動作の結果、駆動輪の駆動力と走行抵抗との均衡状態でエンジン１４の回転数が低下すると、駆動輪は回転数が低下すると同時に駆動力が増大し、エンジン１４の回転数が上昇すると、駆動輪は回転数が上昇すると同時に駆動力が低下するので、エンジン１４の回転数が変動するにしても、駆動輪は駆動力が走行抵抗と均衡するような回転数に自動調整されることになる。
【０１４８】尚、エンジン１４としてトルクが大きなものを用いた場合は駆動力特性線が上方に移動するので、同一速度を維持するのに必要とするエンジン１４の回転数は小さくなる。また、エンジン１４としてトルクが小さなものを用いた場合は駆動力特性線が下方に移動するので、同一速度を維持するのに必要とするエンジン１４の回転数は大きくなる。
【０１４９】以上説明したように、ダブルピニオン式の遊星歯車１６を用いた本実施の形態によれば、エンジン１４のトルクが回転数にかかわらず一定という条件では、駆動輪の駆動力が走行抵抗と均衡するような車速に自動調整されることになる。
【０１５０】要するに、サンギヤ１７は従来の車両用自動変速装置に用いられるトルクコンバータのポンプインペラに相当し、リングギヤ２１はタービンランナに相当し、ピニオンギヤ２０はステータに相当する。この場合、サンギヤ１７の回転がピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達される際の伝達損失は歯車の伝達損失だけであり、トルクコンバータのようなスリップ損失が発生することはないので、理想的には遊星歯車１６による回転力の変換効率は１００％である。また、遊星歯車１６の減速比はサンギヤ１７の歯数とリングギヤ２１の歯数とに比率により決定されるので、トルクコンバータよりも大きな減速比を得ることができる。
【０１５１】尚、車両を加速するためにアクセルを大きく踏込んだときは、駆動輪には大きな負荷が作用し、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が極めて大きくなるので、プラネタリキャリア１８にはサンギヤ１７と反対回転方向への大きな回転力が作用する。このため、プラネタリキャリア１８の回転数が急激に低下してリングギヤ２１ひいては駆動輪の回転数が低下して車速が低下するように思われるものの、アクセル操作と同時にエンジン１４ひいてはサンギヤ１７の回転数が上昇し、それに伴ってリングギヤ２１が回転数が上昇するので、アクセル操作により車両を加速させることができる。
【０１５２】さて、アクセルを戻してエンジン１４をアイドリング状態としたときは、リングギヤ２１の回転数がサンギヤ１７の回転数よりも上回るようになるので、今度は現在の減速比（平坦地を定速度で走行中のときは１に近い）の逆数でもってリングギヤ２１の回転によりサンギヤ１７ひいてはエンジン１４を回転することになる。つまり、車両の慣性力によりアイドリング状態のエンジン１４を回転させることになり、リングギヤ２１にはエンジン１４が負荷として作用するようになるので、エンジンブレーキにより車両に制動力を作用させることができる。ここで、エンジン１４がアイドリング状態となった直後においては、リングギヤ２１からピニオンギヤ２０を介してサンギヤ１７に対する減速比は１に近いことから、エンジンブレーキによる制動力は小さいものの、リングギヤ２１にエンジン１４が負荷として作用した状態では、ピニオンギヤ２０がサンギヤ１７から大きな反発力を受ける。この結果、プラネタリキャリア１８の回転数が急激に低下し、遊星歯車１６の減速比が急激に大きくなるので、エンジンブレーキにより大きな制動力を得ることができる。この場合、エンジンブレーキによる制動力が作用する場合は、シフトダウンが連続的に行われることに相当するので、車速を円滑に低下させることができる。
【０１５３】一方、車両の停止状態でシフトレバーをリバースポジションに操作したときは、前後進切換装置２２のスリーブ２３が矢印Ａ方向と反対方向に移動するので、リングギヤ２１が奇数枚の歯車２４〜２８を介して出力用シャフト１５ひいては駆動輪と連結される。
【０１５４】そして、アクセル操作によりエンジン１４の回転数を上昇させると、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転する回転数が上昇するので、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が増大してブレーキ用シャフト２９ひいてはプラネタリキャリア１８が停止するようになる。これにより、サンギヤ１７の回転をリングギヤ２１ひいては駆動輪に伝達することができるので、車両を後進させることができる。また、車両を前進させる場合と同様にして、駆動輪は駆動力が走行抵抗とが均衡するような回転数に自動調整される。
【０１５５】このような実施の形態によれば、ダブルピニオン式の遊星歯車１６において、サンギヤ１７を入力用に設定し、リングギヤ２１を出力用に設定すると共に、プラネタリキャリア１８を回動自在に設け、サンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差が大きくなる程遊星歯車１６の減速比が大きなるようにしたので、リングギヤ２１は回転数が上昇すると同時に回転力が小さくなるという関係、つまり駆動輪は車速が上昇すると同時に駆動力が小さくなるという関係となる。従って、駆動輪の駆動力が車両の走行抵抗と均衡するような車速に自動調整されるので、従来の自動変速装置と違って、エンジン１４の回転を最大効率で駆動輪に伝達することができ、エンジン１４の燃費を大幅に向上することができる。
【０１５６】また、遊星歯車１６の減速比は滑らかに可変するので、変速時のショックが全くなく、車両を滑らかに加速させたり、減速させることができる。また、基本構成はダブルピニオン式の遊星歯車１６であることから、エンジン１４の回転が減速されて出力されるまでに要する歯車の枚数が従来の自動変速装置に比較して大幅に少なく、伝達損失が極めて小さいと共に耐久性に優れていると共に、従来のＣＶＴと違って、出力の大きなエンジンにも用いることができる。
【０１５７】また、遊星歯車１６の減速比を大きく設定した場合は、小さなトルクのエンジンでも大きな回転力を得ることができるので、大形の車両であっても小さなエンジンを使用することが可能となる。
【０１５８】また、プラネタリキャリア１８は回動自在に設けられているので、サンギヤ１７或いはリングギヤ２１の回転変動はプラネタリキャリア１８が回動することにより吸収することができ、エンジン１４のトルク変動或いは走行抵抗の変動による車両の不快な振動を防止することができる。
【０１５９】しかも、以上のような優れた効果を発揮する構成は、従来の自動変速装置に使用されているダブルピニオン式の遊星歯車１６を利用して容易に実施することができるので、コストを大幅に低減することができる。また、自動変速装置１１の大幅な小形化及び軽量化を図ることができるので、自動変速装置１１の配置スペースの削減により車室の拡大を図ることができると共に車両重量を低減して燃費の向上に寄与することができる。
【０１６０】また、ダブルピニオンの２つのピニオンギヤ２０を遊星歯車の半径方向に対して傾けて設けるようにしたので、ピニオンギヤ２０を半径方向に設ける構成に比較して、自動変速装置１１の小形化を図ることができる。
【０１６１】また、シフトレバーに対する操作に応じて手動或いはアクチュエータにより前後進切換装置２２を切換えるようにしたので、従来用いられていた自動変速装置制御用の油圧ポンプを用いることなく実施することができ、エンジン１４の出力低下を防止することができると共に、車両が故障した際は車両を支障なく牽引することができる。
【０１６２】また、車両を加速するためにアクセルを踏込んだときはシフトダウンが自動的に行われる結果、リングギヤ２１に作用する負荷がエンジン１４に直接作用せず、エンジン１４がアクセル操作量に応じた回転数に上昇してから、駆動輪の駆動力と走行抵抗とが均衡するような車速まで上昇するので、アクセルレスポンスに優れた自動変速装置を実現することができる。このことは、エンジン１４を高回転に維持した状態で車両を加速することが可能であることを意味しているので、高回転タイプのエンジンを使用することができる。また、アクセルを踏込んだときにエンジン１４に大きな負荷が直接作用しないことから、エンジン１４の燃焼状態が悪化して排気ガスが極端に汚れてしまうこともないと共に、エンジン１４の耐久性が低下してしまうこともない。さらに、近年、実用に供されているリーンバーンエンジン或いは筒内直接噴射エンジンの自動変速装置として適用した場合には、負荷が小さな場合の制御であるリーンバーン領域を多用することが可能となるので、燃費の大幅な向上を図ることができる。加えて、今後発売が予定されている燃料電池車の自動変速装置として適用した場合にも燃料消費を抑制することが期待できる。
【０１６３】また、サンギヤ１７と反対回転方向に回転するプラネタリキャリア１８に停止力を作用させることによりクラッチ手段を実現するようにしたので、遊星歯車１６の構成要素を利用してクラッチ手段を構成することができ、クラッチ手段としてトルクコンバータを使用する従来の自動変速装置に比較して、全体構成を大幅に簡単化且つ小形化することができる。しかも、プラネタリキャリア１８自身の回転を利用して油圧ポンプ３２を駆動することによりプラネタリキャリア１８に対して停止力を作用させる構成であるので、プラネタリキャリア１８に対する停止力を得るためにエンジン１４の出力を利用して油圧ポンプ３２を駆動する構成に比較して、エンジン１４の出力が低下してしまうことを防止できる。また、車両の走行状態では、サンギヤ１７の回転はリングギヤ２１に最大効率で伝達されるので、トルクコンバータを用いた構成に比較して、エンジン１４の燃費を大幅に向上することができる。
【０１６４】また、ブレーキ板３３及び油圧ブレーキ３４は筐体１２の外部に設けられているので、クラッチ手段の保守点検或いは交換が容易である。さらに、駆動輪がスリップしたときは、駆動輪に作用する負荷の低下に伴って遊星歯車１６の減速比が急激に低下し、駆動輪の駆動力が急激に低下するので、駆動輪のグリップ力が回復してスリップ状態を自動的に解消することが期待できる。また、エンジンブレーキにより車両に制動力が作用するときは遊星歯車１６の減速比が円滑に上昇するので、雪道のように滑り易い路面でも車両を安全に減速することができる。
【０１６５】尚、トルクコンバータのようにクリープ現象を得たい場合は、エンジン１４のアイドリング状態で油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３に対して停止力を僅かに作用させるようにしてもよい。また、油圧ブレーキ３４とは別にブレーキ板３３に停止力を与える手段、例えば磁石或いは発電機により停止力を作用させるようにしてもよい。この場合、ブレーキ板３３に停止力を作用させる手段として発電機を利用したときは、発電機によりバッテリを充電することによりバッテリの放電を抑制することができる。また、発電機の負荷を制御することによりブレーキ板３３に対する停止力を制御するように構成したときは、クラッチ手段を実現しながら、クリープ現象による車速を調整することができる。このような構成はハイブリッド車に有効であり、発電機を補助動力源として活用することができる。
【０１６６】このような本実施の形態は、エンジン１４を回転源とする車両、例えば一般の乗用車に限らず、オートバイ、スクータ、ディーゼル機関車、電車、或いはバス、トラックなどのような大型車両、さらには戦車のように車両重量が大きくて発進時の負荷が大きい場合に有効である。また、発進時の負荷が極めて大きい場合は、プラネタリキャリア１８に停止力を作用させるブレーキ手段を複数設けることが有効である。
【０１６７】尚、プラネタリキャリア１８に停止力を作用させる手段としては、油圧ブレーキ３４に代えて、ドラムブレーキを使用するようにしてもよい。また、クラッチ手段としてはトルクコンバータ或いはフルードカップリングを用いるようにしてもよい。この場合には、本構成の自動変速装置１１としてはクラッチ手段は不要となるので、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転してしまうことを規制するための手段、例えばワンウェイクラッチを用いる必要がある。また、トルクコンバータを用いた場合は、車両の走行状態でトルクコンバータを常時ロックアップすることが可能となるので、燃費の向上を図ることができる。また、前後進切換装置２２に代えて、従来の自動変速装置に用いられている遊星歯車及び多板式クラッチを利用した周知構成を用いるようにしてもよい。
【０１６８】また、シフトポジションが走行ポジションに操作された状態でリングギヤ２１を前後進切換装置２２に連結する連結装置を設けるようにしてもよい。この連結装置は、リングギヤ２１の回転をワンウェイクラッチを介して前後進切換装置２２に伝達するもので、車速が例えば２０Ｋｍ／ｈ未満若しくは８０Ｋｍ／ｈ以上ではリングギヤ２１の回転をワンウェイクラッチを介して前後進切換装置２２に伝達すると共に、２０Ｋｍ／ｈ以上８０Ｋｍ／ｈ未満ではリングギヤ２１の回転を前後進切換装置２２に直接的に伝達するようになっている。これは、車両が低速走行時で減速比が大きな場合は、アクセルを戻したときに大きなエンジンブレーキによる制動力が作用して車両を円滑に走行させることができないと共に、車両が高速走行している場合にアクセルを戻したときは、エンジンブレーキによる制動力が作用することにより車速が低下してしまって燃費が悪化するからである。この場合、このような構成の連結装置を運転者によるスイッチ操作により作動させるようにしてもよい。
【０１６９】また、自動変速装置１１からの出力を周知のオーバードライブ機構を介して出力するようにしてもよい。この場合、オーバードライブ機構を運転者によるスイッチ操作により作動させるようにしてもよい。
【０１７０】また、サンギヤ１７の回転数の上昇に従って油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を増大させるようにしてもよい。つまり、サンギヤ１７の回転数が大きいときはサンギヤ１７を停止するのに要する停止力も大きいので、ブレーキ板３３に対する停止力を増大するにしてもブレーキ板３３が完全に停止することはなく、クラッチ手段として機能させることができるからである。
【０１７１】尚、本実施の形態における遊星歯車１６の減速比がプラネタリキャリア１８の回転状態にかかわらず常に１となるように構成した場合は、遊星歯車１６は単なるクラッチ手段として機能することに注目すべきである。つまり、リングギヤ２１の回転数を求める数式Ｎ２＝Ｎ３＋（Ｎ１−Ｎ３）／Ｒ０において、Ｒ０＝１とすると、Ｎ２＝Ｎ１となり、プラネタリキャリア１８の回転数にかかわらずリングギヤ２１の回転数はサンギヤ１７の回転数と同一となる。このことは、ブレーキ手段によりクラッチ手段を実現できることを意味している。
【０１７２】（第２の実施の形態）次に、本発明を車両用自動変速装置に適用した第２の実施の形態を図１２を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第２の実施の形態は、第１の実施の形態において、プラネタリキャリアの回転数を制御する機能を付加したことを特徴とする。
【０１７３】自動変速装置の断面を概略的に示す図１２において、自動変速装置４１にはプラネタリキャリア１８に対して停止力を付与する手段と、プラネタリキャリア１８をサンギヤ１７と一体化させる力を付与する手段とが設けられており、何れの手段を作動させるかによってプラネタリキャリア１８の回転数を制御するようになっている。
【０１７４】即ち、サンギヤ１７が設けられた入力用シャフト１３には副サンギヤ４２が一体に設けられていると共に、その副サンギヤ４２とサンギヤ１７との間に歯車４３が回動自在に支持されている。この歯車４３には複数のシャフト４４が回動可能に支持されていると共に、そのシャフト４４の両端に歯車４５，４６が装着されている。一方の歯車４５は副サンギヤ４２と噛合い、他方の歯車４６はプラネタリキャリア１８と一体に設けられた歯車４７と噛合っている。この場合、副サンギヤ４２及び歯車４５，４６，４７の歯数は同一に設定されている。
【０１７５】一方、筐体１２には入力用シャフト１３と平行に第１のブレーキ用シャフト４８及び第２のブレーキ用シャフト４９が回動可能に支持されている。第１のブレーキ用シャフト４８において筐体１２の内部に位置する端部には歯車５０が一体に設けられており、その歯車５０がプラネタリキャリア１８と噛合っていると共に、第１のブレーキ用シャフト４８において筐体１２の外部に位置する端部にはブレーキ板５１が一体に設けられている。また、第２のブレーキ用シャフト４９において筐体１２の内部に位置する端部には歯車５２が一体に設けられており、その歯車５２が歯車４３と噛合っていると共に、第２のブレーキ用シャフト４９において筐体１２の外部に位置する端部にはブレーキ板５３が一体に設けられている。
【０１７６】ブレーキ板５１，５３は油圧ブレーキ５４，５５により停止力がそれぞれ与えられるようになっており、これらの油圧ブレーキ５４，５５は制御装置５６により駆動されるようになっている。この制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりノーマルモード、スポーツモード、エコノミーモード、マニュアルモード、スノーモードが設定されるようになっており、各モードに応じて油圧ブレーキ５４，５５に対する駆動を制御するようになっている。
【０１７７】即ち、制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりノーマルモードが設定されている場合は、油圧ブレーキ５４，５５を駆動することはない。これにより、歯車４３及びプラネタリキャリア１８に停止力が作用することはない。この場合、副サンギヤ４２は、歯車４３に回動可能に支持されたシャフト４４に設けられた歯車４５，４６、プラネタリキャリア１８に一体に設けられた歯車４７を介してプラネタリキャリア１８に連結されているものの、歯車４３はフリーな状態で回転するので、エンジン１４の回転に伴って副サンギヤ４２が回転するにもかかわらず副サンギヤ４２の回転がプラネタリキャリア１８に伝達されることはない。従って、プラネタリキャリア１８はフリーな状態で回転するので、ノーマルモードを設定した場合は、第１の実施の形態と同一の作用となり、遊星歯車１６によりエンジン１４の回転を最大効率で駆動輪に伝達することができる。
【０１７８】また、制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりスポーツモードが設定されている場合は、油圧ブレーキ５４を駆動することによりブレーキ板５１ひいてはプラネタリキャリア１８に所定の停止力を与える。この場合、プラネタリキャリア１８に対する所定の停止力はプラネタリキャリア１８を完全に停止させるものではなく、上述したノーマルモードの場合の回転数よりも低めとなるようにプラネタリキャリア１８の回転数を制御するものである。これにより、遊星歯車１６の減速比がノーマルモードの場合に比較して大きくなるので、駆動輪の駆動力を高めて大きな加速力を得ることができる。
【０１７９】また、制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりエコノミモードが設定されている場合は、油圧ブレーキ５５を駆動することによりブレーキ板５３ひいては歯車４３に所定の停止力を与える。このとき、歯車４３に停止力が作用するのに応じて副サンギヤ４２の回転が歯車４５，４６、４７を介してプラネタリキャリア１８に伝達されるようになるので、プラネタリキャリア１８にはサンギヤ１７と一体化する力が作用するようになり、プラネタリキャリア１８はフリーな状態で回転する場合に比較して回転数が高くなる。この場合、歯車４３に対する所定の停止力は、プラネタリキャリア１８をサンギヤ１７と完全に一体化させるものではなく、上述したノーマルモードの場合の回転数よりも高めとなるようにプラネタリキャリア１８の回転数を制御するものである。従って、遊星歯車１６の減速比がノーマルモードの場合に比較して小さくなるので、駆動輪の駆動力が低下して加速力は低下するものの、エンジン１４の回転数を低めに維持させながら車速を上昇させることができ、エンジン１４の燃料消費を低減することができる。
【０１８０】尚、上述したスポーツモード及びエコノミモードは車両を加速させる際の動作であり、車両が定速で走行する場合はノーマルモードが設定されるようになっている。これは、定速走行時はノーマルモードでの走行状態において遊星歯車１６の変換効率が最も高いからである。
【０１８１】また、制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりマニュアルモードが設定されている場合は、現在のサンギヤ１７とプラネタリキャリア１８との回転数差に基づいて遊星歯車１６の現在の減速比を求め、その減速比を維持するように現在のサンギヤ１７の回転数に基づいてプラネタリキャリア１８の回転数を制御する。または、予め設定された複数の減速比のなかから現在の減速比に最も近い減速比となるように現在のサンギヤ１７の回転数に基づいてプラネタリキャリア１８の回転数を制御する。つまり、制御装置５６は、第１の実施の形態で説明した減速比Ｒを求める数式Ｒ＝Ｎ１・Ｒ０／（（Ｒ０−１）・Ｎ３＋Ｎ１）にサンギヤ１７の現在の回転数を代入することにより演算される減速比が所定値となるようにプラネタリキャリア１８の回転数を制御するのである。
【０１８２】そして、シフトアップスイッチ５８が操作されたときは、遊星歯車１６の現在の減速比から１段階小さな減速比となるようにプラネタリキャリア１８の回転数を制御する。また、シフトダウンスイッチ５９が操作されたときは、現在の減速比から１段階大きな減速比となるようにプラネタリキャリア１８の回転数を制御する。従って、マニュアルモードにおいてはシフトアップスイッチ５８及びシフトダウンスイッチ５９に対する操作によりスポーツ走行を楽しむことができる。
【０１８３】尚、シフトアップスイッチ５８及びシフトダウンスイッチ５９に対する操作を行っている間は連続的に油圧ブレーキ５４，５５を駆動してブレーキ板５１，５３に停止力を作用させることにより、プラネタリキャリア１８の回転数を連続的に上昇或いは低下させることにより遊星歯車１６の減速比を連続的に変化させるようにしてもよい。
【０１８４】また、制御装置５６は、モード切換スイッチ５７によりスノーモードが設定されている場合は、車両の発進時に油圧ブレーキ５５によりブレーキ板５３ひいては歯車４３に所定の停止力を作用させる。これにより、プラネタリキャリア１８にサンギヤ１７と一体化させる力が作用し、車両の発進時における遊星歯車１６の減速比がノーマルモードの減速比よりも小さくなるので、発進時の駆動輪の駆動力が通常よりも小さくなり、駆動輪がスリップすることなく車両を発進させることができる。
【０１８５】また、制御装置５６は、フットブレーキ６０が足踏操作されたときは、その操作量に比例して油圧ブレーキ５４によるブレーキ板５１ひいてはプラネタリキャリア１８に対する停止力を増大するようになっている。これにより、プラネタリキャリア１８には通常のエンジンブレーキの際の停止力に比較して大きな停止力が作用するようになるので、遊星歯車１６の減速比が急激に大きくなり、車両には大きなエンジンブレーキによる制動力が作用するようになる。このような構成は、バス或いはトラックのように車両の重量が大きくエンジンブレーキによる制動力が小さい場合に有効である。この場合、エンジンブレーキが過大でエンジン１４の回転数が過度に上昇してオーバレブするようなときは、プラネタリキャリア１８に対する停止力を弱めることによりエンジン１４が許容回転数を上回らないように制御することが重要である。
【０１８６】このような実施の形態によれば、マニュアルモードを設定した場合は、シフトアップスイッチ５８及びシフトダウンスイッチ５９に対する操作により減速比を任意に切換えることができるので、マニュアル操作によりスポーツ走行を楽しむことができる。
【０１８７】また、油圧ブレーキ５４，５５に対する駆動によりプラネタリキャリア１８の回転数を制御する構成であるので、ブレーキ手段という簡単な構成で実施することができる。
【０１８８】また、プラネタリキャリア１８の回転数を制御するためのブレーキ手段を筐体１２の外部に構成しているので、筐体１２の内部に設ける構成に比較して、ブレーキ手段の保守点検或いは交換が容易となる。
【０１８９】尚、プラネタリキャリア１８に停止力を作用させる構成及びプラネタリキャリア１８にサンギヤ１７との一体力を作用させる構成としては、既存の自動変速装置と同様に、湿式多板クラッチ或いはベルト式ブレーキを用いるようにしてもよい。
【０１９０】この第２の実施の形態で注目する点は、プラネタリキャリア１８の回転数を検出できる結果、サンギヤ１７の回転数（エンジン１４の回転数）からプラネタリキャリア１８の回転数を減算した回転数に基づいて負荷の大きさを判断し、負荷の大きさに応じて各種制御が可能となる。その一例としては、負荷の大きさに応じてリーンバーンエンジン或いは筒内直噴エンジンのリーンバーン制御を最適に行うことができ、燃料消費の向上を図ることができる。
【０１９１】また、ブレーキペダルに対する足踏操作により駆動輪がロックしたときは、リングギヤ２１が停止することに伴ってプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転するようになるので、車両の走行状態でプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転したときは、駆動輪に対するブレーキを解除することによりＡＢＳ（Antilock Brake System ）を実現することができる。また、駆動輪がスリップしたときは走行抵抗が急激に小さくなり、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転する回転数が通常よりも急激に上昇するので、そのことに基づいて駆動輪にブレーキを作用させることによりスリップ防止機能を実現できる。
【０１９２】（第３の実施の形態）次に本発明の第３の実施の形態を図１３を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第３の実施の形態は、ダブルピニオン式の遊星歯車と同様の機能を歯車の組合わせで実現したことを特徴とする。
【０１９３】自動変速装置の断面を概略的に示す図１３において、自動変速装置６１の筐体１２に支持された入力用シャフト１３には、入力用歯車６２が一体に設けられていると共に歯車６３及び出力用歯車６４が回動可能に支持されている。歯車６３には複数のシャフト６５が回動可能に支持されており、そのシャフト６５の両端に歯車６６，６７が装着されている。一方の歯車６６は入力用歯車６２と噛合い、他方の歯車６７は出力用歯車６４と噛合っている。この出力用歯車６４には前後進切換装置２２が接続されている。この場合、入力用歯車６２の歯数＜歯車６６の歯数、歯車６７の歯数＜出力用歯車６４の歯数に設定されている。
【０１９４】さて、車両の停止状態では出力用歯車６４には車両の静止抵抗が作用しているので、エンジン１４の回転状態でシフトレバーをドライブポジションに切換えたときは、入力用歯車６２が回転するにもかかわらず出力用歯車６４は停止している。これにより、歯車６７が出力用歯車６４から大きな反発力を受けるようになるので、歯車６３が入力用歯車６２と反対回転方向に回転し、それに伴ってブレーキ用歯車３１ひいてはブレーキ板３３が回転するようになる。
【０１９５】そして、アクセル操作によりエンジン１４の回転数が上昇すると、油圧ポンプ３２の油圧が上昇し、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が増大するようになるので、歯車６３の停止するようなる。これにより、入力用歯車６２の回転が歯車６６及び歯車６７を介して出力用歯車６４に伝達されるようになり、車両が前進するようになる。そして、車速が上昇し、駆動輪の駆動力と車両の走行抵抗とが均衡したところで車速が安定する。
【０１９６】この場合、第１の実施の形態で説明した遊星歯車１６のプラネタリキャリア１８の停止状態における減速比に相当する減速比は、（歯車６６の歯数／入力用歯車６２の歯数）×（出力用歯車６４の歯数／歯車６７の歯数）となる。つまり、入力用歯車６２がダブルピニオン式のサンギヤに相当し、歯車６３がプラネタリキャリアに相当し、出力用歯車６４がリングギヤに相当し、歯車６６，６７がピニオンギヤに相当する。
【０１９７】このような第３の実施の形態によれば、第１の実施の形態と同一の作用効果を得ながら、遊星歯車１６に比較して、大きな減速比を得ることができる。また、入力用シャフト１３の半径方向に複数の歯車が位置する遊星歯車に比較して、自動変速装置６１の外形寸法を小さく構成することが可能となる。
【０１９８】（第４の実施の形態）次に本発明を車両用自動変速装置に適用した第４の実施の形態を図１４及び図１５を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第４の実施の形態は、制御装置によりプラネタリキャリアの回転を制御することによりクラッチ手段を実現したことを特徴とする。
【０１９９】自動変速装置の断面を概略的に示す図１４において、自動変速装置７１の基本構成はダブルピニオンギヤ式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、ブレーキ用歯車３１はブレーキ用シャフト２９に一体に設けられており、プラネタリキャリア１８の回転方向にかかわらずブレーキ板３３がプラネタリキャリア１８の回転に伴って回転するようになっている。また、ブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８の回転を検出する回転センサ７２が設けられていると共に、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を制御する制御装置７３が設けられている。
【０２００】図１５は制御装置７３の動作を示すフローチャートである。この図１５において、制御装置７３は、エンジン１４の回転状態でアクセル操作が行われているかを判断している（Ｓ１）。
【０２０１】さて、運転者がアクセル操作すると（Ｓ１：ＹＥＳ）、回転センサ７２の検出結果に基づいてプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転しているかを判定する（Ｓ２）。このとき、車両は停止しており、リングギヤ２１は停止しているので、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転している。従って、制御装置７３は、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転していることから（Ｓ２：ＹＥＳ）、プラネタリキャリア１８の回転数に応じた停止力を油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８に作用させる（Ｓ３）。従って、アクセル操作に伴ってエンジン１４の回転数が上昇すると、制御装置７３は、プラネタリキャリア１８に対する停止力を増大するので、エンジン１４の回転は駆動輪に伝達されて車両が前進するようになる。このとき、制御装置７３は、プラネタリキャリア１８に対する停止力によりプラネタリキャリア１８の回転数が低下したときは、プラネタリキャリア１８に対する停止力を低下させるので、プラネタリキャリア１８が完全に停止してしまうことはない。このことは、制御装置７３は、半クラッチ可能なクラッチ手段として機能していることを意味している。
【０２０２】そして、制御装置７３は、車速が上昇したときは（Ｓ４：ＹＥＳ）、プラネタリキャリア１８に対する停止力を弱め（Ｓ５）、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転したことを確認したときは（Ｓ６：ＹＥＳ）、プラネタリキャリア１８に対する停止力を解除する（Ｓ７）。この結果、第１の実施の形態と同様に、プラネタリキャリア１８の回転数の上昇に伴って車速が上昇し、駆動輪の駆動力と車両の走行抵抗とが均衡したところで車速が安定する。
【０２０３】ところで、車両が急な坂道を走行するようになったときは車速が低下し、ついにはプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転するようになったときは、エンジン１４の回転を駆動輪の有効に伝達することができなくなる。このような場合、制御装置７３は、アクセルが操作されている状態で（Ｓ１：ＹＥＳ）、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転したきは（Ｓ２：ＹＥＳ）、プラネタリキャリア１８の回転数の大きさに応じて油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８に停止力を作用させるので（Ｓ３）、エンジン１４の回転を駆動輪に有効に伝達して車速を上昇させることができる。
【０２０４】尚、図１５には示していないが、制御装置７３は、シフトダウン操作若しくはフットブレーキが操作されたときは、プラネタリキャリア１８に停止力を作用させて回転数を低下させることにより、減速比を大きくしてエンジンブレーキによる制動力を増大させるようになっている。
【０２０５】このような実施の形態によれば、制御装置７３によりプラネタリキャリア１８の回転を制御するようにしたので、制御装置７３によりクラッチ手段の実現と減速比の調整を行うことができる。
【０２０６】（第５の実施の形態）次に本発明をクラッチペダル付きの車両用自動変速装置に適用した第５の実施の形態を図１６を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。
【０２０７】自動変速装置の断面を概略的に示す図１６において、自動変速装置８１の基本構成はダブルピニオンギヤ式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、クラッチペダル８２の非操作状態においてはブレーキ板３３は油圧ブレーキ３４により停止されていると共に、クラッチペダル８２に対する足踏み操作に応じて油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が解除されるように構成されている。
【０２０８】さて、シフトレバーに対する操作によりニュートラルポジションに切換えた状態、或いはクラッチペダル８２を足踏み操作した状態でエンジン１４を始動すると共に、クラッチペダル８２を足踏み操作した状態でシフトレバーに対する操作によりニュートラルポジションからドライブポジションに切換える。
【０２０９】この場合、車両が停止しており、リングギヤ２１に作用する負荷が大きいことから、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転するので、ブレーキ用歯車３１ひいてはブレーキ板３３が回転するようになる。
【０２１０】そして、クラッチペダル８２に対する足踏み操作を徐々に解除すると、油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３に停止力が作用するようになるので、エンジン１４の回転が駆動輪に伝達されて車両が前進し、車輪の駆動力と走行抵抗とが均衡したところで車速が安定する。
【０２１１】また、クラッチペダル８２を足踏み操作してシフトレバーに対する操作によりリバースポジションに切換えた状態で、クラッチペダル８２に対する足踏み操作を解除することにより車両を後進させることができる。
【０２１２】このような実施の形態によれば、クラッチ操作により車両を発進させることができるので、クラッチ操作による車両の発進操作を楽しみながら、走行時においてはエンジン１４の回転を最大効率で駆動輪に伝達することができる。
【０２１３】（第６の実施の形態）次に本発明を車両用自動変速装置に適用した第６の実施の形態を図１７を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第６の実施の形態は複数のエンジンの回転を合成するように構成したことを特徴とする。
【０２１４】例えば２つのエンジンの回転を同一の減速比で出力用シャフトに合成して伝達する場合、両方のエンジンの回転数を完全に一致させる必要がある。これは、エンジンの回転数が異なっている場合は、回転数の高いエンジンにとって回転数が低いエンジンが抵抗となり、エンジンの回転を駆動輪に有効に伝達することができないからである。
【０２１５】自動変速装置の断面を概略的に示す図１７において、自動変速装置９１の基本構成はダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、遊星歯車１６は並列に設けられていると共に、各遊星歯車１６のリングギヤ２１には歯車９２が一体に設けられており、その歯車９２の回転が歯車９３により合成されて前後進切換装置２２を介して出力用シャフト１５ひいては駆動輪に伝達するように構成されている。
【０２１６】このような実施の形態によれば、各遊星歯車１６は独立してエンジン１４の回転を最大効率で駆動輪に伝達する最適減速比に自動調整されるので、両方のエンジン１４の回転数が異なる場合であっても、回転数の低いエンジン１４が回転数の高いエンジン１４の抵抗となることはなく、エンジン１４の回転を最大効率で合成して駆動輪に伝達することができる。従って、このような構成を採用すれば、２機の４気筒エンジンの回転を合成するように構成することにより８気筒エンジンを実現することができる。また、２機の６気筒エンジンの回転を合成するように構成することにより１２気筒エンジンを実現することができる。さらに、３機の４気筒エンジンの回転を合成するように構成することにより１２気筒エンジンを実現することができる。このことは、既存のエンジンを組合わせることにより多気筒エンジンを実現することができることを意味するものであり、高い機械精度或いは点火制御を必要とする多気筒エンジンを容易に実現することができ、開発コスト或いは製造コストを大幅に削減することができる。この場合、始動しているエンジン１４に対応して設けられている自動変速装置の出力回転のみを駆動輪に伝達するように構成することにより、停止しているエンジンの影響を受けることなく始動しているエンジンのみでの走行が可能となる。また、このような構成は、異なる減速比の自動変速装置を組合わせたり、異なるトルク特性のエンジンを組合わせることも可能とするものであり、さらにはエンジンとモータとを組合わせたハイブリッド自動車、或いは複数のモータを組合わせた電気自動車、電車等を実現できるものである。また、人力とモータとを組合わせた電動アシスト自転車、さらには各種回転源の回転を合成するのにも有効である。
【０２１７】尚、主回転源の回転と補助回転源の回転とを合成して駆動輪に伝達する構成において、補助回転源の回転に対応した遊星歯車１６のリングギヤ２１の回転をワンウェイクラッチを介して駆動輪に伝達するように構成することにより、補助回転源の回転数が主回転源の回転数よりも低い場合でも主回転源の回転に影響を与えることはない。この場合、補助回転源がモータのときはブレーキ用シャフト２９、ブレーキ用歯車３１，油圧ポンプ３２、ブレーキ板３３、油圧ブレーキ３４を設ける必要はなく、その代わりにプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転することを規制するワンウェイクラッチを設ける必要がある。また、複数の遊星歯車１６のリングギヤ２１の回転をワンウェイクラッチを介して駆動輪に伝達することにより合成した場合は、エンジンブレーキのような回転源による制動力を得ることができないものの、互いの回転の影響を受けることなく簡単に回転を合成することができる。
【０２１８】また、共通の出力用シャフトに複数の遊星歯車のリングギヤの回転を伝達するのに代えて、特定の遊星歯車のリングギヤと接続された出力用シャフトに他の遊星歯車のリングギヤの回転を伝達するように構成してもよい。
【０２１９】（第７の実施の形態）次に本発明を電車の自動変速装置に適用した第７の実施の形態を図１８を参照して説明するに、第１の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。
【０２２０】自動変速装置の断面を概略的に示す図１８において、自動変速装置１０１の基本構成は第１の実施の形態と同様にダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、サンギヤ１７は入力用シャフト１３を介してモータ１０２と連結され、リングギヤ２１は出力用シャフト１５を介して電車の車輪と連結されている。また、プラネタリキャリア１８は、ワンウェイクラッチ１０３を介して筐体１２に支持されている。この場合、ワンウェイクラッチ１０３は、プラネタリキャリア１８がモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転することを規制している。
【０２２１】また、ブレーキ用歯車３１はブレーキ用シャフト２９に一体に設けられており、ブレーキ用歯車３１において筐体１２の外部に位置する部位にはロックギヤ１０４が一体に設けられていると共に、そのロックギヤ１０４をロックするためのロックアーム１０５が設けられている。このロックアーム１０５はロックギヤ１０４から離間しており、電車を前進させる場合はその離間状態でモータ１０２を正回転させる。また、ロックアーム１０５は図示しないアクチュエータの駆動に応じてロックギヤ１０４をロックするようになっており、電車を後進させる場合はそのロック状態でモータ１０２を逆回転させる。尚、本実施の形態では、第１の実施の形態で設けられていた前後進切換装置２２は設けられていない。
【０２２２】さて、電車を前進させるためにモータ１０２を正回転すると、電車が停止していることから、リングギヤ２１に作用する負荷が極めて大きく、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が大きいので、プラネタリキャリア１８はモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転しようする。このとき、プラネタリキャリア１８はワンウェイクラッチ１０３によりモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転することが規制されているので、プラネタリキャリア１８は停止したままである。これにより、モータ１０２の回転がピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達されるので、リングギヤ２１ひいては電車の車輪が回転して電車が前進する。
【０２２３】電車が前進し始めると、リングギヤ２１に作用する負荷が低下し、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が低下するので、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転するようになる。この結果、遊星歯車１６の減速比が低下するので、電車の速度が上昇し、車輪の駆動力と電車の走行抵抗とが均衡したところで電車の速度が安定する。
【０２２４】また、電車を後進させるときは図示しないアクチュエータを駆動することによりロックアーム１０５によりロックギヤ１０４をロックさせる。この状態でモータ１０２を逆回転すると、プラネタリキャリア１８がモータ１０２の逆回転方向と反対回転方向（ワンウェイクラッチ１０３の回転可能方向）に回転しようとする。このとき、プラネタリキャリア１８は、ロックアーム１０５によるロックギヤ１０４に対するロックにより回転することが規制されているので、モータ１０２の逆回転方向への回転はサンギヤ１７からピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達され、電車は後進するようになる。この場合、プラネタリキャリア１８は停止しているので、遊星歯車１６の減速比は一定である。
【０２２５】このような実施の形態によれば、ベクトル制御のような複雑な回転制御を行うことなく単にモータ１０２を正回転するだけで電車を円滑に加速することができると共に円滑に減速することができる。また、モータ１０２の回転を車輪に最大効率で伝達することができるので、電力消費を低減することができる。
【０２２６】この場合、遊星歯車１６の作用によりモータ１０２には大きな負荷が作用しないので、モータ１０２として小形のものを用いることが可能となると共に、モータ１０２が過負荷状態となってしまうことを防止できる。
【０２２７】また、ロックアーム１０５によりロックギヤ１０４をロックすることによりプラネタリキャリア１８を停止するように構成したので、簡単な構成で電車を後進させることができる。このような実施の形態は、クラッチ手段を必要としない電気自動車にも適用することができる。
【０２２８】（第８の実施の形態）次に本発明を電車の自動変速装置に適用した第８の実施の形態を図１９を参照して説明するに、第１の実施の形態及び第７の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第８の実施の形態は、電車の走行方向にかかわらず自動的な無段変速を実現したことである。
【０２２９】自動変速装置の断面を概略的に示す図１９において、自動変速装置１１１の基本構成は第１の実施の形態と同様にダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、プラネタリキャリア１８には１対のブレーキ用歯車３１が噛合っており、そのブレーキ用歯車３１がワンウェイクラッチ３０を介してブレーキ用シャフト２９と連結されている。この場合、一方のブレーキ用歯車３１に装着されたワンウェイクラッチ３０は、当該ワンウェイクラッチ３０が設けられたブレーキ用シャフト２９の停止状態でプラネタリキャリア１８がモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転することを規制するようになっている。また、他方のブレーキ用歯車３１に装着されたワンウェイクラッチ３０は、当該ワンウェイクラッチ３０が設けられたブレーキ用シャフト２９の停止状態でプラネタリキャリア１８がモータ１０２の逆回転方向と反対回転方向に回転することを規制するようになっている。
【０２３０】また、各ブレーキ用シャフト２９において筐体１２の外部にはロックギヤ１０４が一体に設けられており、そのロックギヤ１０４はロックアーム１０５によりロックされるようになっている。この場合、電車を前進させる場合は、一方のブレーキ用シャフト２９に設けられたロックギヤ１０４をロックアーム１０５によりロックした状態でモータ１０２を正回転させる。また、電車を後進させる場合は、他方のブレーキ用シャフト２９に設けられたロックギヤ１０４をロックアーム１０５によりロックした状態でモータ１０２を逆回転させる。
【０２３１】さて、電車を前進させる場合は、一方のブレーキ用シャフト２９に設けられたロックギヤ１０４をロックアーム１０５によりロックした状態でモータ１０２を正回転する。このとき、リングギヤ２１に作用する負荷が極めて大きく、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が大きいので、プラネタリキャリア１８はモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転しようする。この場合、ブレーキ用シャフト２９はロックされており、当該ブレーキ用シャフト２９に設けられているワンウェイクラッチ３０によりプラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転することが規制されているので、モータ１０２の回転がサンギヤ１７からピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達され、車輪が回転して電車が前進する。
【０２３２】そして、電車が前進し始めると、リングギヤ２１に作用する負荷が低下し、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が低下するので、プラネタリキャリア１８がモータ１０２の正回転方向と同一回転方向に回転するようになる。この結果、遊星歯車１６の減速比が低下し、電車の速度が上昇するので、車輪の駆動力と車両の走行抵抗とが均衡したところで電車の速度が安定する。
【０２３３】また、電車を後進させる場合は、他方のブレーキ用シャフト２９に装着されたロックギヤ１０４をロックアーム１０５によりロックした状態でモータ１０２を逆回転することにより、前進の場合と同様にして、モータ１０２の回転を最大効率で車輪に伝達して電車を後進させることができる。
【０２３４】このような実施の形態によれば、ロックアーム１０５によりロックするロックギヤ１０４を選択することにより、前進は勿論、後進する際も、自動的な無段変速することが可能となり、電車を円滑に加速或いは減速することができると共に、モータ１０２の回転を最大効率で車輪に伝達することができる。このような実施の形態を電気自動車に適用した場合は、前進のみならず後進する際にも自動的な無段変速が可能となる。
【０２３５】（第９の実施の形態）次に本発明を電車の自動変速装置に適用した第９の実施の形態を図２０を参照して説明するに、第７の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第９の実施の形態は、電車の進行方向にかかわらず自動的な無段変速を何の制御も行うことなく実現したことを特徴とする。
【０２３６】自動変速装置の断面を概略的に示す図２０において、自動変速装置１２１の基本構成は第１の実施の形態と同様にダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、１対の遊星歯車１６のサンギヤ１７はワンウェイクラッチ（入力回転伝達手段に相当）１２２を介して入力用シャフト１３に支持されている。この場合、一方の遊星歯車１６に設けられたワンウェイクラッチ１２２は、モータ１０２が正回転したときに当該モータ１０２の回転をサンギヤ１７に伝達し、他方の遊星歯車１６に設けられたワンウェイクラッチ１２２は、モータ１０２が逆回転したときに当該モータ１０２の回転をサンギヤ１７に伝達するようになっている。
【０２３７】また、各遊星歯車１６のプラネタリキャリア１８はワンウェイクラッチ１２３を介して筐体１２に支持されている。この場合、一方の遊星歯車１６に設けられたワンウェイクラッチ１２３はプラネタリキャリア１８がモータ１０２の正回転方向と反対回転方向に回転することを規制し、他方の遊星歯車１６に設けられたワンウェイクラッチ１２３はプラネタリキャリア１８がモータ１０２の逆回転方向と反対回転方向に回転することを規制するようになっている。
【０２３８】また、筐体１２の内部には入力用シャフト１３と平行に出力用シャフト１２４が設けられていると共に、この出力用シャフト１２４にワンウェイクラッチ（出力回転伝達手段に相当）１２５を介して１対の出力用歯車１２６がそれぞれ支持されており、その出力用歯車１２６が各遊星歯車１６のリングギヤ２１とそれぞれ噛合っている。この場合、一方の遊星歯車１６に対応して設けられたワンウェイクラッチ１２５は、一方の遊星歯車１６のリングギヤ２１がモータ１０２の正回転方向と同一回転方向に回転した状態でリングギヤ２１の回転に伴って回転する出力用歯車１２６の回転を出力用シャフト１２４に伝達するようになっている。また、他方の遊星歯車１６に対応して設けられたワンウェイクラッチ１２５は、他方の遊星歯車１６のリングギヤ２１がモータ１０２の逆回転方向と同一回転方向に回転した状態でリングギヤ２１の回転に伴って回転する出力用歯車１２６の回転を出力用シャフト１２４に伝達するようになっている。
【０２３９】さて、電車を前進させるためにモータ１０２を正回転すると、一方の遊星歯車１６に対応して設けられているワンウェイクラッチ１２２の作用により、モータ１０２の回転が一方の遊星歯車１６のサンギヤ１７のみに伝達されるので、一方の遊星歯車１６が有効に作動し、リングギヤ２１がモータ１０２の正回転方向と同一回転方向に回転する。これにより、リングギヤ２１の回転が出力用歯車１２６からワンウェイクラッチ１２５を介して出力用シャフト１２４に伝達されるので、電車が前進し、車輪の駆動力と電車の走行抵抗とが均衡したところで電車の速度が安定する。
【０２４０】また、電車を後進させるためにモータ１０２を逆回転すると、他方の遊星歯車１６に対応して設けられたワンウェイクラッチ１２２，１２５の作用により、入力回転が他方の遊星歯車１６にのみ有効に伝達されると共に、有効に作動した遊星歯車１６の出力回転が出力用シャフト１２４に伝達されるので、前進の場合と同様にして、モータ１０２の回転を最大効率で車輪に伝達して電車を後進させることができる。
【０２４１】このような実施の形態によれば、何の制御を行うことなく、前進は勿論、後進する際も、自動的な無段変速することが可能となり、車両を円滑に加速或いは減速することができると共に、モータ１０２の回転を最大効率で車輪に伝達することができる。
【０２４２】このような実施の形態を電気自動車に適用した場合は、前進のみならず後進する際にも何の制御を実行することなく自動的な無段変速が可能となる。このような構成は、回転源が逆回転可能な場合に有効である。
【０２４３】（第１０の実施の形態）次に本発明を電車の自動変速装置に適用した第１０の実施の形態を図２１を参照して説明するに、第１の実施の形態及び第７の実施の形態と同一部分に同一符号を付して説明を省略する。この第１０の実施の形態は、プラネタリキャリアがサンギヤと反対回転方向に回転することを規制するワンウェイクラッチの機能をブレーキ手段により実現させるように構成したことを特徴とする。
【０２４４】自動変速装置の断面を概略的に示す図２１において、自動変速装置１３１の基本構成は第１の実施の形態と同様にダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、サンギヤ１７はモータ１０２により回転し、リングギヤ２１の回転により車輪が回転する。そして、プラネタリキャリア１８の回転によりブレーキ板３３が回転するようになっている。
【０２４５】また、ブレーキ用シャフト２９と一体に設けられたブレーキ板３３は、油圧ブレーキ（停止保持手段に相当）３４により停止されている。この場合、油圧ブレーキ３４は、出力用シャフト１５に設けられた油圧ポンプ３２により油圧が与えられることによりブレーキ板３３に対する停止力を解除するようになっている。
【０２４６】さて、電車を前進させるためにモータ１０２を正回転すると、油圧ブレーキ３４によりプラネタリキャリア１８が停止していることから、サンギヤ１７の回転がピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に伝達され、車輪が回転して電車が前進する。これにより、リングギヤ２１の回転が上昇し、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力が解除されるようになるので、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転するようになる。この結果、遊星歯車１６の減速比が低下して電車の速度が上昇するので、車輪の駆動力と車輪の走行抵抗とが均衡したところで電車の速度が安定する。
【０２４７】ところで、電車の走行抵抗が大きくなってピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が大きくなったり、モータ１０２の回転数が低下することにより、プラネタリキャリア１８の回転数が低下してリングギヤ２１ひいては駆動輪の回転数が低下したときは、油圧ブレーキ３４からブレーキ板３３に与えられる油圧が低下するので、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８に対する停止力が増大する。これにより、電車が停止するような状態ではプラネタリキャリア１８が停止するので、モータ１０２の回転を車輪に確実に伝達することができる。
【０２４８】また、電車を後進させるためにモータ１０２を逆回転すると、電車の停止状態ではプラネタリキャリア１８が停止しているので、前進する場合と同様にして、モータ１０２の回転を車輪に伝達して電車が後進させることができる。
【０２４９】このような実施の形態によれば、電車の速度が上昇するに従ってプラネタリキャリア１８に対する停止力を解除するようにしたので、電車の進行方向にかかわらずワンウェイクラッチを用いることなくモータ１０２の回転を車輪に伝達することができる。このような実施の形態は電気自動車にも好適する。
【０２５０】尚、電車の速度が所定速度（例えば１０Ｋｍ／ｈ）となった状態、つまりリングギヤ２１の回転数が所定回転数以上となった状態で、プラネタリキャリア１８に対する停止力を解除するようにしてもよい。また、サンギヤ１７の回転数の上昇に応じて油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を解除するようにしてもよい。
【０２５１】（第１１の実施の形態）次に本発明を電車の自動変速装置に適用した第１１の実施の形態を図２２を参照して説明するに、第４の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第１１の実施の形態は、プラネタリキャリアの回転を制御装置により制御することを特徴とする。
【０２５２】自動変速装置の断面を概略的に示す図２２において、自動変速装置１４１の基本構成は第１の実施の形態と同様にダブルピニオン式の遊星歯車１６である。また、本実施の形態では、サンギヤ１７はモータ１０２により回転し、リングギヤ２１の回転により車輪が回転する。そして、プラネタリキャリア１８の回転によりブレーキ板３３が回転するようになっている。
【０２５３】また、制御装置（検出手段、停止保持手段に相当）１４２は、回転センサ７２によりブレーキ板３３の回転方向を検出し、その検出結果に基づいて油圧ブレーキ３４を制御するようになっている。
【０２５４】即ち、制御装置１４２は、モータ１０２の回転状態でプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転する場合は油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３に間欠的に停止力を作用させると共に（停止力を作用させるときは停止力を徐々に増大する）、停止力を解除した状態で回転センサ７２によりブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８の回転方向を検出するようになっている。この場合、制御装置１４２は、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を解除した状態でプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転した場合はブレーキ板３３に間欠的に停止力を作用させることを継続し、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転した場合は油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を解除するようになっている。
【０２５５】さて、電車を前進させるためにモータ１０２を正回転すると、リングギヤ２１に作用する負荷が大きく、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が大きいことから、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転する。従って、制御装置１４２は、油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３ひいてはプラネタリキャリア１８に対して間欠的に停止力を作用させるので、サンギヤ１７の回転がピニオンギヤ２０を介してリングギヤ２１に間欠的に伝達され、車輪が回転して電車が前進する。この場合、電車の走行開始時はリングギヤ２１に作用する負荷が大きく、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が大きいので、油圧ブレーキ３４によるプラネタリキャリア１８に対する停止力を解除した状態ではプラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と反対回転方向に回転する。従って、制御装置１４２は、油圧ブレーキ３４によりブレーキ板３３に対する間欠的な停止力の作用状態を継続する。
【０２５６】そして、電車が前進するようになると、リングギヤ２１に作用する負荷が低下し、ピニオンギヤ２０がリングギヤ２１から受ける反発力が低下するので、油圧ブレーキ３４によるプラネタリキャリア１８に対する停止力の解除状態でプラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と同一回転方向に回転するようになる。従って、制御装置１４２は、油圧ブレーキ３４によるブレーキ板３３に対する停止力を完全に解除する。これにより、プラネタリキャリア１８はサンギヤ１７と同一回転方向に回転するようになるので、電車の速度が上昇し、車輪の駆動力と電車の走行抵抗とが均衡したところで電車の速度が安定する。
【０２５７】ところで、電車が上り坂を走行することにより走行抵抗が大きくなったり、モータ１０２の回転が低下したりして電車が停止するような状態となったときは、プラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と反対回転方向に回転するようになるので、モータ１０２の回転を車輪に伝達することができなくなる。このような場合、制御装置１４２は、プラネタリキャリア１８に停止力を間欠的に作用するようになるので、モータ１０２の回転を車輪に伝達することができるようになる。
【０２５８】また、電車を後進させるためにモータ１０２を逆回転すると、前進する場合と同様にして、モータ１０２の回転を車輪に伝達することにより電車が後進すると共に、電車が停止するような状態では、プラネタリキャリア１８に間欠的に停止力が作用するので、モータ１０２の回転を車輪に伝達することができる。
【０２５９】このような実施の形態によれば、制御装置１４２によりプラネタリキャリア１８に停止力を間欠的に作用させると共に、プラネタリキャリア１８に対する停止力を解除した状態でプラネタリキャリア１８がサンギヤ１７と同一回転方向に回転した場合はプラネタリキャリア１８に対する停止力を解除するようにしたので、モータ１０２の回転方向にかかわらずモータ１０２の回転を車輪に伝達することができる。
【０２６０】（第１２の実施の形態）次に本発明を車両用自動変速装置に適用した第１２の実施の形態を図２３を参照して説明するに、第１の実施の形態及び第９の実施の形態と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。この第１２の実施の形態は、自動変速装置をノンスリップディフレンシャルギヤとしても機能させることを特徴とする。
【０２６１】自動変速装置の断面を概略的に示す図２３において、自動変速装置１５１の基本構成は第９の実施の形態で説明した自動変速装置１２１である。即ち、エンジン１４の回転は、筐体１５２に支持された入力用シャフト１５３からクラッチ手段１５４、前後進切換装置２２を介して傘歯歯車のような直交軸ギヤ１５５の入力側ギヤ１５５ａに伝達されるようになっている。
【０２６２】また、直交軸ギヤ１５５の出力側ギヤ１５５ｂには自動変速装置１２１の入力用シャフト１３が接続されている。また、自動変速装置１２１の出力用シャフト１２４には駆動輪１５６が接続されている。つまり、自動変速装置１２１は車両の駆動輪１５６に対応して設けられていることになる。
【０２６３】さて、エンジン１４の回転状態で前後進切換装置２２を前進に切換えると共にクラッチ手段１５４を動作させると、エンジン１４の回転は、入力用シャフト１５３から前後進切換装置２２及び直交軸ギヤ１５５を介して自動変速装置１２１に伝達される。この場合、自動変速装置１２１は、当該自動変速装置１２１に接続された駆動輪１５６の駆動力が走行抵抗と均衡するようにその回転数を自動調整することから、第９の実施の形態で説明したように無段の自動変速装置として機能する。これにより、エンジン１４の回転を最大効率で駆動輪１５６に伝達することができるので、駆動輪１５６が回転して車両が前進する。
【０２６４】また、前後進切換装置２２を後進に切換えた場合は、自動変速装置１２１は無段の自動変速装置として機能するので、前進の場合と同様にして、車両を後進させることができる。
【０２６５】この場合、自動変速装置１２１はディファレンシャルギヤとしても機能する。つまり、各駆動輪１５６は自動変速装置１２１の作用により独立に回転することができるので、車両が旋回した際は内輪側となる駆動輪１５６の回転数は外輪側となる駆動輪１５６の回転数よりも無理なく小さくなることができ、ディファレンシャルギヤとして機能することができる。
【０２６６】要するに、自動変速装置１２１は、自動変速装置としての機能を発揮しながらディファレンシャルギヤとして機能することになり、ディファレンシャルギヤを用いる必要がなくなる。尚、両方の自動変速装置１２１のサンギヤ１７の回転数は同一であるので、内輪側となる駆動輪１５６の回転数は外輪側となる駆動輪１５６よりも回転数は小さいものの駆動力は大きくなる。
【０２６７】ここで、注目すべき点は、車両の走行状態では各自動変速装置１２１はエンジン１４と直結されているので、一方の駆動輪１５６がスリップしたときであっても、他方の駆動輪１５６の駆動力が失われることはなく、ノンスリップディファレンシャルギヤとして機能することである。また、スリップした駆動輪１５６は走行抵抗が急激に小さくなり、それに伴って駆動輪１５６の回転数が上昇すると同時に駆動力が低下するので、スリップを直ちに解消することができる。
【０２６８】この場合、クラッチ手段１５４としては、第１の実施の形態で説明した自動変速装置１１と組み合わせることが望ましく、自動変速装置１１の減速比と自動変速装置１２１の減速比との組合わせにより極めて大きな減速比を得ることができる。また、自動変速装置１１の遊星歯車１６を、プラネタリキャリア１８の停止状態における減速比が１となるように構成した場合は、遊星歯車１６は減速比１となり、完全なクラッチ手段として機能することになる。このように遊星歯車１６の減速比を１とする構成としては、遊星歯車の構成を複数の歯車で実現�