無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置
無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置は、相対回動不能に駆動軸（６）に結合された入力車（２４；５０；７０）を備えた、入力側の分配伝動装置（１２）と、バリエータ（１４）と、被動軸（１０）と、２つのクラッチＫ１，Ｋ２とを有しており、分配伝動装置の入力車が、分配伝動装置の、少なくとも１つの車を介して、バリエータの入力軸（２０）に回転係合しており、分配伝動装置の出力車（３０；５４；８２）が、バリエータに対して機能的に並列に配置された中間軸（３２）に回転係合しており、該中間軸（３２）がバリエータの出力軸に回転係合しており、中間軸（３２）が、第１のクラッチＫ１を介して、被動軸（１０）に回転係合することができ、かつ入力軸（２０）が、第２のクラッチＫ２を介して、被動軸（１０）に回転係合することができるようになっている。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式もしくは動力分割式の伝動装置（ｌｅｉｓｔｕｎｇｓｖｅｒｚｗｅｉｇｔｅｓ Ｇｅｔｒｉｅｂｅ）に関する。
【０００２】
無段階に調節可能な変速比を有する伝動装置は乗用車両において、それにより可能な走行快適性のためばかりでなく、可能な消費量節減のためにも、人気がますます高まりつつある。その性能は一般にバリエータのトルク伝達能力と変速比幅領域とにより制限されている。バリエータは自体公知の形式で、巻掛け手段、例えばリンクプレートチェーンが巻回する２つの円錐円盤（コニカルプーリ）対を有する円錐円盤巻掛け伝動装置（Ｋｅｇｅｌｓｃｈｅｉｂｅｎｕｍｓｃｈｌｉｎｇｕｎｇｓｇｅｔｒｉｅｂｅ）の形で形成されていることができる。変速比の調節は、円錐円盤対の円盤間の間隔を逆方向に変更することにより実施される。バリエータは例えば自体公知の形式で摩擦車伝動装置（Ｒｅｉｂｒａｄｇｅｔｒｉｅｂｅ）として形成されていてもよい。摩擦車伝動装置の場合、車もしくは円盤またはその他の転動体が互いに転動する有効半径が変更される。
【０００３】
連続的に調節可能な変速比を有するそのような伝動装置のレンジ領域を、パワースプリットを伴って作動することにより拡大することが知られている。この場合、パワースプリットされた領域では、トルク伝達がバリエータを介して、ならびにバリエータに対して並列に配置された固定変速比を介して実施され、スプリットされない領域では、トルク伝達がバリエータを介してのみ実施される。一般にパワースプリット式の伝動装置の被動側に、すなわちバリエータの下流に配置されている合算伝動装置（Ｓｕｍｍｉｅｒｇｅｔｒｉｅｂｅ）が両スプリット分（分流）を１つの被動軸にまとめる。バリエータの変速比領域はパワースプリットされた領域とパワースプリットされない領域とでは逆向きに通走される。その結果、伝動装置は、バリエータに対して拡大されたレンジを可能にする。合算伝動装置は単純な遊星機構伝動装置（ｅｉｎｆａｃｈｅｓ Ｐｌａｎｅｔｅｎｇｅｔｒｉｅｂｅ）として、または２つの遊星機構平面から成る遊星機構複合伝動装置もしくは遊星機構連結伝動装置（Ｐｌａｎｅｔｅｎｋｏｐｐｅｌｇｅｔｒｉｅｂｅ）として構成されていることができる。
【０００４】
本発明の課題は、高い変速比幅と高いトルク伝達能力とを有する、無段階に調節可能な変速比を有する伝動装置を提供することである。
【０００５】
上記課題は、
‐相対回動不能に駆動軸に結合されたまたは発進クラッチを介して駆動軸に結合された入力車を備えた、入力側の分配伝動装置と、
‐バリエータと、
‐被動軸と、
‐２つのクラッチとが設けられており、
‐連結伝動装置の入力車が、バリエータの入力軸に回転係合しており、
‐連結伝動装置の出力車が、バリエータに対して機能的に並列に配置された中間軸に回転係合しており、該中間軸がバリエータの出力軸に回転係合しており、
‐中間軸が、第１のクラッチを介して、被動軸に回転係合することができ、かつ
‐入力軸が、第２のクラッチを介して、被動軸に回転係合することができる、
無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置により解決される。
【０００６】
本発明による伝動装置は、常時パワースプリット式に運転される３軸式伝動装置（Ｄｒｅｉｗｅｌｌｅｎｇｅｔｒｉｅｂｅ）であり、これにより、トルク伝達能力も変速比幅も拡大される。
【０００７】
有利には、分配伝動装置が、単純な遊星機構伝動装置として、または２つの遊星機構平面から成る遊星機構連結伝動装置として構成されている。
【０００８】
既に上で説明した常時的なパワースプリットのために、かつ分配伝動装置の、これに由来する常時的な転動のために、単純遊星機構伝動装置または遊星機構連結伝動装置を、負の単純歯車列変速比を備えて構成することが有利である。これにより、効率を減じ、その結果として、常に高められた燃料消費量を招く、転動パワー（Ｗａｅｌｚｌｅｉｓｔｕｎｇ）の発生が最小化されることができる。特に構成スペース上の理由から、単純遊星機構伝動装置の単純歯車列変速比が−１．５〜約−２．５の変速比に制限されていることができる。
【０００９】
有利な実施形態では、分配伝動装置が、単純遊星機構伝動装置である。この場合、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が、中間軸に回転係合している太陽車と、内歯車とに回転係合しており、該内歯車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されている。
【００１０】
本発明によるパワースプリット式の伝動装置の、別の有利な実施形態では、分配伝動装置が、連結された２つの遊星機構伝動装置から成る連結遊星機構伝動装置である。この場合、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が、中間軸に回転係合している太陽車と、内歯車とに回転係合しており、該内歯車が相対回動不能に第２の遊星キャリアに結合されており、該第２の遊星キャリアの遊星車が太陽車と別の内歯車とに回転係合しており、該別の内歯車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されている。
【００１１】
パワースプリット式の伝動装置の別の実施形態では、分配伝動装置が連結伝動装置として構成されており、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が太陽車と内歯車とに回転係合しており、太陽車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されており、内歯車が相対回動不能に別の遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が太陽車と別の内歯車とに回転係合しており、該別の内歯車が中間軸に回転係合している。
【００１２】
後進段を実現するために、バリエータの出力軸が後進走行クラッチを介して相対回動不能に後進車に結合されている。
【００１３】
両パワースプリット間の切換時の、快適性を減じるショックを減じるために、伝動装置の個々の車間の変速比は有利には、第１のクラッチおよび第２のクラッチの操作により実施される領域切換時に、バリエータの第１の円錐円盤対および第２の円錐円盤対の動的なパワーの飛躍が最小であるように選択されている。
【００１４】
本発明によるパワースプリット式の伝動装置により、無段階に変更可能な変速比を有する、快適な自動的な伝動装置、すなわち自動変速機が、より高いトルク、例えば５００Ｎｍおよびこれを超える領域のトルクを有する機関のためにも、新しい使用分野を開拓する。
【００１５】
以下に概略図を参照しながら本発明の実施例について詳説する。
図１：分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置または連結遊星機構伝動装置として構成されていることができる、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図１ａ：分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図２：図１ａに示した伝動装置の簡単化された構成図である。
図３：図１ａに示した伝動装置のシフト表である。
図４：単純遊星機構伝動装置として構成された分配伝動装置を備えた、本発明による伝動装置の可能な構成表である。
図５：図４に示したバリエーション１，４，５に関して、全変速比を、バリエータ変速比に依存して示すグラフである。
図６：図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対の、機関回転数に合わせて規格化された回転数を、全変速比に依存して示すグラフである。
図７：図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対１における、機関モーメントに合わせて規格化された有効モーメントを、全変速比に依存して示すグラフである。
図８：図４に示したバリエーション１の、領域切換を伴うキックダウン・シフト中の、バリエータ変速比（ｉＶａｒ）と、全変速比（ｉＧｅｓ）と、機関回転数（ｎＭｏｔ）と、円盤セット１および円盤セット２の、質量慣性モーメントにより引き起こされる動的なパワー（Ｐｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２）とを、時間に依存して示すグラフである。
図９：分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図１０：分配伝動装置がやはり遊星機構連結伝動装置として構成されている、伝動装置の、変更された別のバリエーションのブロック図である。
図１１：図４に示したバリエーション４に基づく、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
図１２：図４に示したバリエーション４の、種々異なるパラメータセットを有する、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、全効率を、全変速比に依存して示すグラフである。
図１３：図１０に示した連結遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【００１６】
図１によれば、図示されていない内燃機関のクランク軸２は発進クラッチ４を介して、全体として符号８を付与されたパワースプリット式の伝動装置の駆動軸６に結合されている。伝動装置の被動軸には符号１０を付与した。クランク軸２および被動軸１０に付記された矢印は、図示されていない内燃機関の駆動時の、伝動装置を通流するトルク流れ方向を表している。
【００１７】
伝動装置８は、連結伝動装置（Ｋｏｐｐｅｌｇｅｔｒｉｅｂｅ）１２と、第１の円錐円盤対１６および第２の円錐円盤対１８を備えたバリエータ（Ｖａｒｉａｔｏｒ）１４とを有している。バリエータの構造は自体公知である。第１の円錐円盤対はバリエータの入力軸２０に相対回動不能に結合されている。第２の円錐円盤対１８はバリエータの出力軸２２に相対回動不能に結合されている。
【００１８】
駆動軸６は、図１ａ、図９および図１０に詳細に示されている分配伝動装置（Ｖｅｒｔｅｉｌｅｒｇｅｔｒｉｅｂｅ）１２のための入力軸として役立つ。出力側で、中間軸３２がクラッチＫ１を介して相対回動不能にクラッチ車３８に結合されている。クラッチ車３８は、相対回動不能に被動軸１０に結合されている被動車４０に噛み合う。
【００１９】
入力軸２０はクラッチＫ２を介して相対回動不能に被動軸１０に結合可能である。
【００２０】
バリエータの出力軸２２はクラッチＫＲを介して相対回動不能に後進車４２に結合されており、後進車４２は車両の後進駆動のために自体公知の形式で設けられている。図示された伝動装置の個々のエレメントにより生ぜしめられる変速比はその都度ｉと所属のインデックスとで表記されている。
【００２１】
図１ａには、単一遊星機構伝動装置１２′として構成された分配伝動装置１２の一実施例が示されている。この場合、駆動軸６は相対回動不能に分配伝動装置１２のキャリア２４に結合されている。キャリア２４に支承された遊星車（ピニオン）２６は、相対回動不能に入力軸２０に結合されている内歯車（リングギア）２８の内歯列に噛み合う。
【００２２】
さらに、遊星車２６は太陽車（サンギア）３０の第１の歯列に噛み合う。太陽車３０は図示の例では分配伝動装置の出力車を形成し、かつ相対回動不能に中間軸３２に結合された中間車３４に噛み合う。中間軸３２は機能的にバリエータ１４に対して並列に配置されている。中間車３４は、相対回動不能に出力軸２２に結合された車３６に噛み合う。
【００２３】
図１ｂには、連結された２つの遊星機構伝動装置１１２ａ，１１２ｂから形成されている分配伝動装置１１２を備えた伝動装置が示されている。その際、遊星機構伝動装置１１２ｂの太陽車１３０ｂと、遊星機構伝動装置１１２ａのキャリア１２４ａとは、入力軸１０６に結合されている。遊星機構伝動装置１１２ｂのキャリア１２４ｂは回動可能に入力軸１０６上に支承されており、かつ中間軸１３２上に支承された空回り車１６０を介して円盤セット１１６の軸１２２に結合されている。空回り車１３０と軸１２２との間で、変速比ｉ２が設定され、キャリア１２４ｂと空回り車１６０との間で、変速比ｉ１が設定される。遊星機構伝動装置１１２ａの内歯車１２８ａは遊星機構伝動装置１２２ｂのキャリア１２４ｂに連結されており、かつ変速比ｉ３を形成する。遊星機構伝動装置１１２ｂの内歯車１２８ｂは中間軸１３２に連結されており、遊星機構伝動装置１１２ａの太陽車１３０ａは第１の円盤セット１１４の軸１２０に連結されている。軸１２０はクラッチＫ１により中間軸１３２に、変速比ｉ４の形成下で連結可能である。
【００２４】
図２には、図１ａに示した伝動装置が、簡単化された回路図で示されている。その際、Ｔは遊星キャリアを、Ｈは内歯車を、かつＳは太陽車を表している。
【００２５】
図３には、図１に示した伝動装置のシフト表が示されている。後進走行（Ｒ）のために、クラッチＫＲが閉鎖されており、かつクラッチＫ１およびクラッチＫ２が開放されている。
【００２６】
ニュートラル段（Ｎ）では、すべてのクラッチが開放されている。
【００２７】
高い変速比、すなわち低い車両速度の領域（Ｄ−Ｌｏｗ：ドライブ・ロー）では、クラッチＫＲが開放されており、クラッチＫ２が開放されており、かつクラッチＫ１が閉鎖されている。それにより、被動軸１０への被動は中間軸３２を介して実施される。
【００２８】
低い変速比もしくは高い走行速度の領域（Ｄ−Ｈｉｇｈ：ドライブ・ハイ）では、クラッチＫ２だけが閉鎖されている。
【００２９】
見て取れるように、伝動装置は高い変速比の場合も低い変速比の場合もパワースプリット式に運転される。すなわち、伝達されるすべてのトルクの一部分だけがバリエータ１４を介して伝達される。それにより、バリエータ１４の負荷も、両円錐円盤対１６，１８を巻回するチェーンの負荷も減じられることができるので、従来慣用の伝動装置に比してより高いトルクが可能である。
【００３０】
図４に示した表の列（伝動装置配置構成）には、図１に示した単純な遊星機構伝動装置の要素の結合次第で、６つの異なるバリエーションが可能であることが示されている。
【００３１】
第３の列（ロー領域ＭＳＳ１／ＭＭｏｔ）は、伝動装置がロー領域（Ｌｏｗ−Ｂｅｒｅｉｃｈ）にある際の、第１の円盤対１６のモーメントの、駆動軸６のモーメントに対する比を表示している。第４の列（ハイ領域ＭＳＳ１／ＭＭｏｔ）は、伝動装置がハイ領域（Ｈｉｇｈ−Ｂｅｒｅｉｃｈ）にある際の、バリエータの第１の円盤対１６もしくは入力軸２０のモーメントの、駆動軸６のモーメントに対する比を表示している。
【００３２】
伝動装置の設計もしくは６つの伝動装置配置構成の設計のために、キャリアを固定して遊星機構伝動装置を単純な歯車列とした場合の変速比（Ｓｔａｎｄｕｅｂｅｒｓｅｔｚｕｎｇ）、いわゆる「単純歯車列変速比」ｉ０と、ハイ領域、ただし直接両領域間の切換点での、機関モーメントに合わせて規格化された、第１の円錐円盤対１６におけるモーメントとが予め設定される。簡単化するために、固定変速比（Ｆｅｓｔｕｅｂｅｒｓｅｔｚｕｎｇ）ｉ１，ｉ３（図１参照）がとりあえず同一であるとすると、この設定により、すべての変速比が確定されている。ｉ０の設定により、ロー領域での、入力軸１０の回転数と駆動軸６の回転数との比は確定されている。構成スペースに基づいて、−１．５〜−２．５の値を有する負の単純歯車列変速比に制限されると、バリエーション２，３，６は失われる。それというのも、上記モーメント比が１よりも明らかに大きく、かつこれにより、高いチェーン損傷の危険が生じるからである。
【００３３】
図５には、バリエーション１，４，５に関して、全変速比ｉｇｅｓ（縦座標）がバリエータ変速比（横座標）に依存して示されている。左側のグラフはバリエーション１を、中央のグラフはバリエーション４を、右側のグラフはバリエーション５を示している。見て取れるように、バリエーション４とバリエーション５に関する経過は同一である。領域変更（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｗｅｃｈｓｅｌ）はすべてのバリエーションでほぼｉＶａｒ＝０．４で実施されるが、バリエーション１では比較的低い全変速比で実施される。図５に示した曲線の直線的な部分はパワースプリットのためにこの領域（ロー領域）でも原点を通る直線（Ｕｒｓｐｒｕｎｇｓｇｅｒａｄｅ）ではない。両走行領域でのパワースプリットにより、バリエータの両円盤対の回転数もしくは入力軸２０および出力軸２２の回転数の最大値および最小値を最も近似のレベルにすることが可能である。
【００３４】
このことは図６にバリエーション１に関して示されている。その際、縦座標には、円盤対の回転数と駆動軸６の回転数との間の比が示されており、横座標には、全変速比ｉｇｅｓが示されている。実線で示した曲線は第１の円盤対１６に関する比を示しており、破線で示した曲線は円盤対１８に関する比を示している。最小値および最大値は図示の例では機関回転数の約０．５倍と機関回転数の約１．５倍との間で変動する。これにより、第２の円盤対１８は、特に領域変更点（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｗｅｃｈｓｅｌｐｕｎｋｔ）で、最小のバリエータ変速比に達し、明らかに低い回転数レベルにもたらされることができ、これにより、チェーン損傷は、減じられた遠心力と僅かな動的効果とに基づいて、明らかに減じられる。このことはとりわけ、より高い最大回転数を有する昨今の機関に関連して重要である。低い回転数の別の利点は、図４に示したバリエーションのうちのいくつかで、遠心油補償が省略されることができ、それにより、コスト上の利点が達成される点にある。
【００３５】
図７には、バリエーション１に関して、機関から作用するモーメントに関する、第１の円盤対１６で有効なモーメント（縦座標）が、全変速比（横座標）に依存して示されている。見て取れるように、両走行領域でのパワースプリットにより第１の円盤対で有効なモーメントが、領域変更点付近の狭い変速比領域でのみ、機関モーメントよりも大きい。これにより、以下に挙げる多数の別の利点が得られる。
【００３６】
−巻掛け手段の押し付け力が、バリエータにより伝達したいモーメントに応じて減じられる、やはり引き下げられることができる。これにより、揺動式ジョイント部の負荷と、巻回するリンクプレートチェーンのリンクプレート内の応力とが減じられており、これにより、チェーン寿命が延長されている。
【００３７】
−比較的低いモーメントレベルにより、減じられた押し付けが可能である。これにより、チェーンと円錐面との間の直接的な摩擦接触が減じられているとともに、調節円盤に加えたい押し付け圧力も減じられる。このことはバリエータならびに押し付けのための液圧系統のエネルギ消費量の減少をもたらし、燃料消費量を低下させる。
【００３８】
−円錐円盤対での高いモーメントは軸の強度に関して高い要求を課す。減じられたモーメントレベルにより、この要求が弱められるので、さらなるスプレッド幅もしくはレンジ（変速比幅）の拡大が可能である。
【００３９】
図５に示した６つの伝動装置配置構成を分析することにより、場合によっては発生するチェーン損傷と、チェーンの、ここから得られる寿命とに関連して、バリエーション４が特に有利であり得ることが判る。図１１にはこのために例示的に、単純遊星機構伝動装置１２′（図１ａ参照）として構成された分配伝動装置の、固定的な単純歯車列変速比が−１．５である場合の、バリエーション４に関するチェーンの負荷Ｂが、設計上の種々異なるパラメータセット１〜５に関して示されている。最小のチェーン損傷はパラメータセット３に基づく設計により達成される。パラメータセット３とは、以下の変速比値に相当する：単純歯車列変速比ｉ０＝−１．５、固定変速比ｉ１＝ｉ３＝−１．４１４、ｉ２＝−１．８７１ならびに軸変速比ｉＡｃｈｓｅ＝３．６２３。変速比に関する、このパラメータセットから逸脱した設計は、図１１に基づき、常にチェーン負荷の上昇に至る。それゆえ、このパラメータセットが特に有利である。ただし、伝動装置の特別な調整のために、より高い負荷を伴うパラメータセット、例えばパラメータセット２およびパラメータセット４が有利な場合もある。それにより、最大の機関モーメントが相応に適合される限りにおいて、約２．５〜約３．０の負荷に対する設定が可能である。
【００４０】
図１２には、全効率の、パラメータセット３に応じた曲線が、全変速比にわたって、オーバードライブＯＤを起点としてアンダードライブＵＤにかけて示されている。パラメータセット３が最も平均的な曲線を有しており、この点で見てもやはり極めて有利であることは明らかである。
【００４１】
実験的かつ理論的な研究は、以下の関係：
ｄｉＶａｒ／ｄｔ＝ｄｉＶａｒ／ｄｉＧｅｓ×ｄｉＧｅｓ／ｄｔ
（ただし、ｄｉＧｅｓ／ｄｔは目標・全伝動装置変速比である。）
が成立する、バリエータ変速比の時間的な変化に関して、図４に示した伝動装置配置構成により、遊星機構伝動装置もしくは遊星機構連結伝動装置が例えばバリエータの下流に配置されている別のパワースプリット式の伝動装置に対して、改善が達成可能であることを示している。
【００４２】
パワースプリット式の伝動装置の場合に重要な観点は、同期点（クラッチＫ１が閉じ、クラッチＫ２が開く際の同じ全変速比、ならびにクラッチＫ１が開き、クラッチＫ２が閉じる際の同じ全変速比）で実施される領域切換（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｕｍｓｃｈａｌｔｕｎｇ）の快適性にある。クラッチの切換はできるだけ認識されないのが望ましい。パワースプリット式の伝動装置の、典型的な特徴は、両走行領域での慣性質量の、それぞれ異なる加速から生じる、領域変更における、ドライブトレーンに配置された慣性質量の動的なパワー（ｄｙｎａｍｉｓｃｈｅ Ｌｅｉｓｔｕｎｇ）の変化である。既に、伝動装置構造の上手な選択および設計（個々の変速比ｉ）により、変速比経過への影響、ひいては領域変更点における動的なパワー成分の変更が執り行われることができる。
【００４３】
本願の伝動装置構造のために、第１の円盤対１６（ＳＳ１）の回転数と第２の円盤対１８（ＳＳ２）の回転数とが、以下の方程式：
ｎＳＳ１＝ｎＭｏｔ×ｉＶａｒ×ｆ（ｉＶａｒ）
ｎＳＳ２＝ｎＭｏｔ×ｆ（ｉＶａｒ）
により与えられている。ただし、ｎＭｏｔは機関もしくは駆動軸６の回転数であり、ｉＶａｒはバリエータ変速比であり、ｆ（ｉＶａｒ）はバリエータ変速比の関数である。
【００４４】
本願の、ロー領域およびハイ領域でのパワースプリットを有する伝動装置の特色は、円盤セット１の回転数ｎＳＳ１の、バリエータ変速比ｉＶａｒへの依存性である。関数ｆ（ｉＶａｒ）はその都度のバリエーション（図４）に依存する。バリエータ変速比の他に、関数ｆは個々の変速比ｉに依存する。
【００４５】
ｎＳＳ１およびｎＳＳ２に関する方程式により、円盤対１６，１８に関する動的なパワーＰｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２が算出されることができる。その際、例えば図４のバリエーション４に関して、以下の方程式が成立する。
【００４６】
【数１】
【００４７】
ただし、ΘＳＳ１およびΘＳＳ２は円盤対１６および円盤対１８の質量慣性モーメントである。ハイ領域およびロー領域での異なる変速比経過ｉＶａｒ（ｉＧｅｓ）と、領域変更点での導関数ｄｉＶａｒ／ｄｉＧｅｓにおける不連続性とは、Ｐｄｙｎ，ＳＳ１ならびにＰｄｙｎ，ＳＳ２が領域変更点で飛躍（Ｓｐｒｕｎｇ）を示す原因となる。飛躍の高さは直接上記の公式により暗示されることができる。ｄｎＭｏｔ／ｄｔおよびｄｉＧｅｓ／ｄｔ（車両固有に確定されている）に至るまで、すべてのその他の値は伝動装置構成およびその設計に依存している。目的は、全伝動装置および設計を、飛躍の高さが領域変更点で最小であるように選択することである。このことはもちろん、最小のチェーン損傷への要求といった別の目的と両立可能でなければならない。
【００４８】
別の観点は、異なる走行領域での第１の円盤対１６または第２の円盤対１８における大きなＰｄｙｎ値の発生である。本願の伝動装置構造の利点は、領域変更点でのＰｄｙｎ・不連続性がその他の構造に比べて僅かである点にある。本発明による構造では、領域変更時に、一方の円盤セットの加速プロセスが確かに終了される、またはそれどころか反転されるが、しかし同時に領域変更時に、他方の円盤セットの加速プロセスが開始される、もしくは制動プロセスが加速プロセスに反転される。両アクションは、伝動装置入力から伝動装置出力への、より連続的なパワーフロー、つまりより快適な領域変更につながる。
【００４９】
図８には、図４のバリエーション４の伝動装置に関する、顧客に関連したサイクルで実施されるキックダウン・シフト（Ｋｉｃｋｄｏｗｎ−Ｒｕｅｃｋｓｃｈａｌｔｕｎｇ）の例における関係が示されている。図面にはｎＭｏｔ、ｉＶａｒ、ｉＧｅｓ、Ｐｄｙｎ，ＳＳ１、Ｐｄｙｎ，ＳＳ２の経過が示されている。ただし、時間は左から右に横座標上を経過する。領域切換時のＰｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２の不連続性が明らかに認識されることができる。適当な設計により、この不連続性は減じられる。さらに、不連続性が、異なる方向性を有しており、その結果、部分的に補償されることが見て取れる。
【００５０】
分析により、回転質量、すなわち質量慣性モーメントを適当に選択することより、飛躍の高さを、両円盤セットの動的なパワーの合計が連続的に経過するように変更し得ることが判っている。これにより、それどころか完全な補償にまで至る補償の向上が構造的に実現可能である。ここに示した伝動装置では、円盤セット１の回転質量を、円盤セット２の回転質量のほぼ２倍の大きさにすることが有利である。
【００５１】
図１を基に、この条件を実現するための、構造的な可能性が示されることができる。有利には、例えば小さなフライホイールが第１の円盤セット・軸２０に設けられることできる。やはり、第２の円盤セット・軸２２において、中空軸によりまたは半径方向で小さく構成された液圧式のチャンバ１８により、その質量慣性モーメントを減じることが有利である。クラッチＫ１を歯車３８の近傍に配置するのではなく、歯車３４の近傍、すなわち可能な限り第２の円盤セット２２の近傍に配置することも有利である。これにより、できるだけ僅かに、中間軸３２の回転質量が、第２の円盤セット２２に所属するものとして見なされなければならない。同じことはクラッチＫＲに該当する。
【００５２】
本発明による、３つの軸を伴って作動するとともに、バリエータの上流に接続された分配伝動装置の助けを借りて２つの切換可能な前進領域で常にパワースプリット式に作動する、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置は、図１および図４に示した、単純遊星機構伝動装置を分配伝動装置として使用する例に限定されるものではない。
【００５３】
図９には、図１に対して簡単化された描写で、分配伝動装置の別の実施形態が示されている。以下に、図１に示した実施形態との相違点だけを説明する。
【００５４】
図９によれば、駆動軸６はまず、図１に示した実施形態の場合と同様に、第１の遊星機構段（Ｐｌａｎｅｔｅｎｓｔｕｆｅ）の遊星キャリア５０に相対回動不能に結合されている。遊星キャリア５０の遊星車５２は太陽車５４の第１の外歯列と内歯車５６の内歯列とに噛み合う。内歯車５６は相対回動不能にもしくはインテグラルに別の遊星機構段の遊星キャリア５８に結合されている。
【００５５】
別の遊星キャリア５８の遊星車６０は、太陽車５４の、第１の外歯列と同じかまたは異なっていてよい別の外歯列に噛み合い、さらに相対回動不能に入力軸２０に結合されている内歯車６２の内歯列に噛み合う。太陽車５４のさらに別の外歯列は、図１と同様に相対回動不能に中間軸３２に結合されている中間車３４に噛み合う。
【００５６】
図１０には、２つの遊星機構段を有する分配伝動装置の、図９に対して改変された実施形態が示されている。
【００５７】
図１０に示した実施形態では、駆動軸６が相対回動不能にもしくは一体的に遊星キャリア７０に結合されている。遊星キャリア７０の遊星車７２は太陽車７４の第１の外歯列と内歯車７６の内歯列とに噛み合う。内歯車７６は相対回動不能にもしくは一体的に別の遊星キャリア７８に結合されている。別の遊星キャリア７８の遊星車８０は、相対回動不能にもしくは一体的に入力軸２０に結合されている太陽車７４の別の外歯列に噛み合う。さらに、遊星車８０は内歯車８２の内歯列に噛み合う。内歯車８２は、中間車３４に噛み合う外歯列を備えて形成されている。
【００５８】
図１３には、図１ｂに示した実施例に示されているような連結伝動装置１１２の使用下での伝動装置のためのチェーンの負荷Ｂが示されている。その際、両遊星機構伝動装置１１２ａ，１１２ｂの単純歯車列変速比は２．５に確定されている。固定変速比ｉ１，ｉ２の積はｉ１×ｉ２＝０．８４９であり、固定変速比ｉ３，ｉ４の積はｉ３×ｉ４＝２．０７０である。軸変速比ｉ（Ａｃｈｓｅ）は３．７７５である。これから、２．３０８〜０．４３３のバリエータレンジが得られる。チェーンの、結果的に生じる負荷は、これらの値を基にするパラメータセット４に関して、最も僅かな負荷をなす。その他のパラメータセットも、相応の構成例にとっては有利である場合がある。
【００５９】
図示の実施形態が例示的なものにすぎず、連結伝動装置の別のバリエーションがバリエータに、本発明による３軸式伝動装置をなすために組み合わせ可能であることは自明である。
【図面の簡単な説明】
【００６０】
【図１】分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置または連結遊星機構伝動装置として構成されていることができる、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１ａ】分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１ｂ】分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図２】図１ａに示した伝動装置の簡単化された構成図である。
【図３】図１ａに示した伝動装置のシフト表である。
【図４】単純遊星機構伝動装置として構成された分配伝動装置を備えた、本発明による伝動装置の可能な構成表である。
【図５】図４に示したバリエーション１，４，５に関して、全変速比を、バリエータ変速比に依存して示すグラフである。
【図６】図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対の、機関回転数に合わせて規格化された回転数を、全変速比に依存して示すグラフである。
【図７】図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対１における、機関モーメントに合わせて規格化された有効モーメントを、全変速比に依存して示すグラフである。
【図８】図４に示したバリエーション１の、領域切換を伴うキックダウン・シフト中の、バリエータ変速比（ｉＶａｒ）と、全変速比（ｉＧｅｓ）と、機関回転数（ｎＭｏｔ）と、円盤セット１および円盤セット２の、質量慣性モーメントにより引き起こされる動的なパワー（Ｐｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２）とを、時間に依存して示すグラフである。
【図９】分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１０】分配伝動装置がやはり遊星機構連結伝動装置として構成されている、伝動装置の、変更された別のバリエーションのブロック図である。
【図１１】図４に示したバリエーション４に基づく、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【図１２】図４に示したバリエーション４の、種々異なるパラメータセットを有する、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、全効率を、全変速比に依存して示すグラフである。
【図１３】図１０に示した連結遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【技術分野】
【０００１】
本発明は、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式もしくは動力分割式の伝動装置（ｌｅｉｓｔｕｎｇｓｖｅｒｚｗｅｉｇｔｅｓ Ｇｅｔｒｉｅｂｅ）に関する。
【０００２】
無段階に調節可能な変速比を有する伝動装置は乗用車両において、それにより可能な走行快適性のためばかりでなく、可能な消費量節減のためにも、人気がますます高まりつつある。その性能は一般にバリエータのトルク伝達能力と変速比幅領域とにより制限されている。バリエータは自体公知の形式で、巻掛け手段、例えばリンクプレートチェーンが巻回する２つの円錐円盤（コニカルプーリ）対を有する円錐円盤巻掛け伝動装置（Ｋｅｇｅｌｓｃｈｅｉｂｅｎｕｍｓｃｈｌｉｎｇｕｎｇｓｇｅｔｒｉｅｂｅ）の形で形成されていることができる。変速比の調節は、円錐円盤対の円盤間の間隔を逆方向に変更することにより実施される。バリエータは例えば自体公知の形式で摩擦車伝動装置（Ｒｅｉｂｒａｄｇｅｔｒｉｅｂｅ）として形成されていてもよい。摩擦車伝動装置の場合、車もしくは円盤またはその他の転動体が互いに転動する有効半径が変更される。
【０００３】
連続的に調節可能な変速比を有するそのような伝動装置のレンジ領域を、パワースプリットを伴って作動することにより拡大することが知られている。この場合、パワースプリットされた領域では、トルク伝達がバリエータを介して、ならびにバリエータに対して並列に配置された固定変速比を介して実施され、スプリットされない領域では、トルク伝達がバリエータを介してのみ実施される。一般にパワースプリット式の伝動装置の被動側に、すなわちバリエータの下流に配置されている合算伝動装置（Ｓｕｍｍｉｅｒｇｅｔｒｉｅｂｅ）が両スプリット分（分流）を１つの被動軸にまとめる。バリエータの変速比領域はパワースプリットされた領域とパワースプリットされない領域とでは逆向きに通走される。その結果、伝動装置は、バリエータに対して拡大されたレンジを可能にする。合算伝動装置は単純な遊星機構伝動装置（ｅｉｎｆａｃｈｅｓ Ｐｌａｎｅｔｅｎｇｅｔｒｉｅｂｅ）として、または２つの遊星機構平面から成る遊星機構複合伝動装置もしくは遊星機構連結伝動装置（Ｐｌａｎｅｔｅｎｋｏｐｐｅｌｇｅｔｒｉｅｂｅ）として構成されていることができる。
【０００４】
本発明の課題は、高い変速比幅と高いトルク伝達能力とを有する、無段階に調節可能な変速比を有する伝動装置を提供することである。
【０００５】
上記課題は、
‐相対回動不能に駆動軸に結合されたまたは発進クラッチを介して駆動軸に結合された入力車を備えた、入力側の分配伝動装置と、
‐バリエータと、
‐被動軸と、
‐２つのクラッチとが設けられており、
‐連結伝動装置の入力車が、バリエータの入力軸に回転係合しており、
‐連結伝動装置の出力車が、バリエータに対して機能的に並列に配置された中間軸に回転係合しており、該中間軸がバリエータの出力軸に回転係合しており、
‐中間軸が、第１のクラッチを介して、被動軸に回転係合することができ、かつ
‐入力軸が、第２のクラッチを介して、被動軸に回転係合することができる、
無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置により解決される。
【０００６】
本発明による伝動装置は、常時パワースプリット式に運転される３軸式伝動装置（Ｄｒｅｉｗｅｌｌｅｎｇｅｔｒｉｅｂｅ）であり、これにより、トルク伝達能力も変速比幅も拡大される。
【０００７】
有利には、分配伝動装置が、単純な遊星機構伝動装置として、または２つの遊星機構平面から成る遊星機構連結伝動装置として構成されている。
【０００８】
既に上で説明した常時的なパワースプリットのために、かつ分配伝動装置の、これに由来する常時的な転動のために、単純遊星機構伝動装置または遊星機構連結伝動装置を、負の単純歯車列変速比を備えて構成することが有利である。これにより、効率を減じ、その結果として、常に高められた燃料消費量を招く、転動パワー（Ｗａｅｌｚｌｅｉｓｔｕｎｇ）の発生が最小化されることができる。特に構成スペース上の理由から、単純遊星機構伝動装置の単純歯車列変速比が−１．５〜約−２．５の変速比に制限されていることができる。
【０００９】
有利な実施形態では、分配伝動装置が、単純遊星機構伝動装置である。この場合、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が、中間軸に回転係合している太陽車と、内歯車とに回転係合しており、該内歯車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されている。
【００１０】
本発明によるパワースプリット式の伝動装置の、別の有利な実施形態では、分配伝動装置が、連結された２つの遊星機構伝動装置から成る連結遊星機構伝動装置である。この場合、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が、中間軸に回転係合している太陽車と、内歯車とに回転係合しており、該内歯車が相対回動不能に第２の遊星キャリアに結合されており、該第２の遊星キャリアの遊星車が太陽車と別の内歯車とに回転係合しており、該別の内歯車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されている。
【００１１】
パワースプリット式の伝動装置の別の実施形態では、分配伝動装置が連結伝動装置として構成されており、駆動軸が相対回動不能に遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が太陽車と内歯車とに回転係合しており、太陽車が相対回動不能にバリエータの入力軸に結合されており、内歯車が相対回動不能に別の遊星キャリアに結合されており、該遊星キャリアの遊星車が太陽車と別の内歯車とに回転係合しており、該別の内歯車が中間軸に回転係合している。
【００１２】
後進段を実現するために、バリエータの出力軸が後進走行クラッチを介して相対回動不能に後進車に結合されている。
【００１３】
両パワースプリット間の切換時の、快適性を減じるショックを減じるために、伝動装置の個々の車間の変速比は有利には、第１のクラッチおよび第２のクラッチの操作により実施される領域切換時に、バリエータの第１の円錐円盤対および第２の円錐円盤対の動的なパワーの飛躍が最小であるように選択されている。
【００１４】
本発明によるパワースプリット式の伝動装置により、無段階に変更可能な変速比を有する、快適な自動的な伝動装置、すなわち自動変速機が、より高いトルク、例えば５００Ｎｍおよびこれを超える領域のトルクを有する機関のためにも、新しい使用分野を開拓する。
【００１５】
以下に概略図を参照しながら本発明の実施例について詳説する。
図１：分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置または連結遊星機構伝動装置として構成されていることができる、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図１ａ：分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図２：図１ａに示した伝動装置の簡単化された構成図である。
図３：図１ａに示した伝動装置のシフト表である。
図４：単純遊星機構伝動装置として構成された分配伝動装置を備えた、本発明による伝動装置の可能な構成表である。
図５：図４に示したバリエーション１，４，５に関して、全変速比を、バリエータ変速比に依存して示すグラフである。
図６：図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対の、機関回転数に合わせて規格化された回転数を、全変速比に依存して示すグラフである。
図７：図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対１における、機関モーメントに合わせて規格化された有効モーメントを、全変速比に依存して示すグラフである。
図８：図４に示したバリエーション１の、領域切換を伴うキックダウン・シフト中の、バリエータ変速比（ｉＶａｒ）と、全変速比（ｉＧｅｓ）と、機関回転数（ｎＭｏｔ）と、円盤セット１および円盤セット２の、質量慣性モーメントにより引き起こされる動的なパワー（Ｐｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２）とを、時間に依存して示すグラフである。
図９：分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
図１０：分配伝動装置がやはり遊星機構連結伝動装置として構成されている、伝動装置の、変更された別のバリエーションのブロック図である。
図１１：図４に示したバリエーション４に基づく、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
図１２：図４に示したバリエーション４の、種々異なるパラメータセットを有する、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、全効率を、全変速比に依存して示すグラフである。
図１３：図１０に示した連結遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【００１６】
図１によれば、図示されていない内燃機関のクランク軸２は発進クラッチ４を介して、全体として符号８を付与されたパワースプリット式の伝動装置の駆動軸６に結合されている。伝動装置の被動軸には符号１０を付与した。クランク軸２および被動軸１０に付記された矢印は、図示されていない内燃機関の駆動時の、伝動装置を通流するトルク流れ方向を表している。
【００１７】
伝動装置８は、連結伝動装置（Ｋｏｐｐｅｌｇｅｔｒｉｅｂｅ）１２と、第１の円錐円盤対１６および第２の円錐円盤対１８を備えたバリエータ（Ｖａｒｉａｔｏｒ）１４とを有している。バリエータの構造は自体公知である。第１の円錐円盤対はバリエータの入力軸２０に相対回動不能に結合されている。第２の円錐円盤対１８はバリエータの出力軸２２に相対回動不能に結合されている。
【００１８】
駆動軸６は、図１ａ、図９および図１０に詳細に示されている分配伝動装置（Ｖｅｒｔｅｉｌｅｒｇｅｔｒｉｅｂｅ）１２のための入力軸として役立つ。出力側で、中間軸３２がクラッチＫ１を介して相対回動不能にクラッチ車３８に結合されている。クラッチ車３８は、相対回動不能に被動軸１０に結合されている被動車４０に噛み合う。
【００１９】
入力軸２０はクラッチＫ２を介して相対回動不能に被動軸１０に結合可能である。
【００２０】
バリエータの出力軸２２はクラッチＫＲを介して相対回動不能に後進車４２に結合されており、後進車４２は車両の後進駆動のために自体公知の形式で設けられている。図示された伝動装置の個々のエレメントにより生ぜしめられる変速比はその都度ｉと所属のインデックスとで表記されている。
【００２１】
図１ａには、単一遊星機構伝動装置１２′として構成された分配伝動装置１２の一実施例が示されている。この場合、駆動軸６は相対回動不能に分配伝動装置１２のキャリア２４に結合されている。キャリア２４に支承された遊星車（ピニオン）２６は、相対回動不能に入力軸２０に結合されている内歯車（リングギア）２８の内歯列に噛み合う。
【００２２】
さらに、遊星車２６は太陽車（サンギア）３０の第１の歯列に噛み合う。太陽車３０は図示の例では分配伝動装置の出力車を形成し、かつ相対回動不能に中間軸３２に結合された中間車３４に噛み合う。中間軸３２は機能的にバリエータ１４に対して並列に配置されている。中間車３４は、相対回動不能に出力軸２２に結合された車３６に噛み合う。
【００２３】
図１ｂには、連結された２つの遊星機構伝動装置１１２ａ，１１２ｂから形成されている分配伝動装置１１２を備えた伝動装置が示されている。その際、遊星機構伝動装置１１２ｂの太陽車１３０ｂと、遊星機構伝動装置１１２ａのキャリア１２４ａとは、入力軸１０６に結合されている。遊星機構伝動装置１１２ｂのキャリア１２４ｂは回動可能に入力軸１０６上に支承されており、かつ中間軸１３２上に支承された空回り車１６０を介して円盤セット１１６の軸１２２に結合されている。空回り車１３０と軸１２２との間で、変速比ｉ２が設定され、キャリア１２４ｂと空回り車１６０との間で、変速比ｉ１が設定される。遊星機構伝動装置１１２ａの内歯車１２８ａは遊星機構伝動装置１２２ｂのキャリア１２４ｂに連結されており、かつ変速比ｉ３を形成する。遊星機構伝動装置１１２ｂの内歯車１２８ｂは中間軸１３２に連結されており、遊星機構伝動装置１１２ａの太陽車１３０ａは第１の円盤セット１１４の軸１２０に連結されている。軸１２０はクラッチＫ１により中間軸１３２に、変速比ｉ４の形成下で連結可能である。
【００２４】
図２には、図１ａに示した伝動装置が、簡単化された回路図で示されている。その際、Ｔは遊星キャリアを、Ｈは内歯車を、かつＳは太陽車を表している。
【００２５】
図３には、図１に示した伝動装置のシフト表が示されている。後進走行（Ｒ）のために、クラッチＫＲが閉鎖されており、かつクラッチＫ１およびクラッチＫ２が開放されている。
【００２６】
ニュートラル段（Ｎ）では、すべてのクラッチが開放されている。
【００２７】
高い変速比、すなわち低い車両速度の領域（Ｄ−Ｌｏｗ：ドライブ・ロー）では、クラッチＫＲが開放されており、クラッチＫ２が開放されており、かつクラッチＫ１が閉鎖されている。それにより、被動軸１０への被動は中間軸３２を介して実施される。
【００２８】
低い変速比もしくは高い走行速度の領域（Ｄ−Ｈｉｇｈ：ドライブ・ハイ）では、クラッチＫ２だけが閉鎖されている。
【００２９】
見て取れるように、伝動装置は高い変速比の場合も低い変速比の場合もパワースプリット式に運転される。すなわち、伝達されるすべてのトルクの一部分だけがバリエータ１４を介して伝達される。それにより、バリエータ１４の負荷も、両円錐円盤対１６，１８を巻回するチェーンの負荷も減じられることができるので、従来慣用の伝動装置に比してより高いトルクが可能である。
【００３０】
図４に示した表の列（伝動装置配置構成）には、図１に示した単純な遊星機構伝動装置の要素の結合次第で、６つの異なるバリエーションが可能であることが示されている。
【００３１】
第３の列（ロー領域ＭＳＳ１／ＭＭｏｔ）は、伝動装置がロー領域（Ｌｏｗ−Ｂｅｒｅｉｃｈ）にある際の、第１の円盤対１６のモーメントの、駆動軸６のモーメントに対する比を表示している。第４の列（ハイ領域ＭＳＳ１／ＭＭｏｔ）は、伝動装置がハイ領域（Ｈｉｇｈ−Ｂｅｒｅｉｃｈ）にある際の、バリエータの第１の円盤対１６もしくは入力軸２０のモーメントの、駆動軸６のモーメントに対する比を表示している。
【００３２】
伝動装置の設計もしくは６つの伝動装置配置構成の設計のために、キャリアを固定して遊星機構伝動装置を単純な歯車列とした場合の変速比（Ｓｔａｎｄｕｅｂｅｒｓｅｔｚｕｎｇ）、いわゆる「単純歯車列変速比」ｉ０と、ハイ領域、ただし直接両領域間の切換点での、機関モーメントに合わせて規格化された、第１の円錐円盤対１６におけるモーメントとが予め設定される。簡単化するために、固定変速比（Ｆｅｓｔｕｅｂｅｒｓｅｔｚｕｎｇ）ｉ１，ｉ３（図１参照）がとりあえず同一であるとすると、この設定により、すべての変速比が確定されている。ｉ０の設定により、ロー領域での、入力軸１０の回転数と駆動軸６の回転数との比は確定されている。構成スペースに基づいて、−１．５〜−２．５の値を有する負の単純歯車列変速比に制限されると、バリエーション２，３，６は失われる。それというのも、上記モーメント比が１よりも明らかに大きく、かつこれにより、高いチェーン損傷の危険が生じるからである。
【００３３】
図５には、バリエーション１，４，５に関して、全変速比ｉｇｅｓ（縦座標）がバリエータ変速比（横座標）に依存して示されている。左側のグラフはバリエーション１を、中央のグラフはバリエーション４を、右側のグラフはバリエーション５を示している。見て取れるように、バリエーション４とバリエーション５に関する経過は同一である。領域変更（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｗｅｃｈｓｅｌ）はすべてのバリエーションでほぼｉＶａｒ＝０．４で実施されるが、バリエーション１では比較的低い全変速比で実施される。図５に示した曲線の直線的な部分はパワースプリットのためにこの領域（ロー領域）でも原点を通る直線（Ｕｒｓｐｒｕｎｇｓｇｅｒａｄｅ）ではない。両走行領域でのパワースプリットにより、バリエータの両円盤対の回転数もしくは入力軸２０および出力軸２２の回転数の最大値および最小値を最も近似のレベルにすることが可能である。
【００３４】
このことは図６にバリエーション１に関して示されている。その際、縦座標には、円盤対の回転数と駆動軸６の回転数との間の比が示されており、横座標には、全変速比ｉｇｅｓが示されている。実線で示した曲線は第１の円盤対１６に関する比を示しており、破線で示した曲線は円盤対１８に関する比を示している。最小値および最大値は図示の例では機関回転数の約０．５倍と機関回転数の約１．５倍との間で変動する。これにより、第２の円盤対１８は、特に領域変更点（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｗｅｃｈｓｅｌｐｕｎｋｔ）で、最小のバリエータ変速比に達し、明らかに低い回転数レベルにもたらされることができ、これにより、チェーン損傷は、減じられた遠心力と僅かな動的効果とに基づいて、明らかに減じられる。このことはとりわけ、より高い最大回転数を有する昨今の機関に関連して重要である。低い回転数の別の利点は、図４に示したバリエーションのうちのいくつかで、遠心油補償が省略されることができ、それにより、コスト上の利点が達成される点にある。
【００３５】
図７には、バリエーション１に関して、機関から作用するモーメントに関する、第１の円盤対１６で有効なモーメント（縦座標）が、全変速比（横座標）に依存して示されている。見て取れるように、両走行領域でのパワースプリットにより第１の円盤対で有効なモーメントが、領域変更点付近の狭い変速比領域でのみ、機関モーメントよりも大きい。これにより、以下に挙げる多数の別の利点が得られる。
【００３６】
−巻掛け手段の押し付け力が、バリエータにより伝達したいモーメントに応じて減じられる、やはり引き下げられることができる。これにより、揺動式ジョイント部の負荷と、巻回するリンクプレートチェーンのリンクプレート内の応力とが減じられており、これにより、チェーン寿命が延長されている。
【００３７】
−比較的低いモーメントレベルにより、減じられた押し付けが可能である。これにより、チェーンと円錐面との間の直接的な摩擦接触が減じられているとともに、調節円盤に加えたい押し付け圧力も減じられる。このことはバリエータならびに押し付けのための液圧系統のエネルギ消費量の減少をもたらし、燃料消費量を低下させる。
【００３８】
−円錐円盤対での高いモーメントは軸の強度に関して高い要求を課す。減じられたモーメントレベルにより、この要求が弱められるので、さらなるスプレッド幅もしくはレンジ（変速比幅）の拡大が可能である。
【００３９】
図５に示した６つの伝動装置配置構成を分析することにより、場合によっては発生するチェーン損傷と、チェーンの、ここから得られる寿命とに関連して、バリエーション４が特に有利であり得ることが判る。図１１にはこのために例示的に、単純遊星機構伝動装置１２′（図１ａ参照）として構成された分配伝動装置の、固定的な単純歯車列変速比が−１．５である場合の、バリエーション４に関するチェーンの負荷Ｂが、設計上の種々異なるパラメータセット１〜５に関して示されている。最小のチェーン損傷はパラメータセット３に基づく設計により達成される。パラメータセット３とは、以下の変速比値に相当する：単純歯車列変速比ｉ０＝−１．５、固定変速比ｉ１＝ｉ３＝−１．４１４、ｉ２＝−１．８７１ならびに軸変速比ｉＡｃｈｓｅ＝３．６２３。変速比に関する、このパラメータセットから逸脱した設計は、図１１に基づき、常にチェーン負荷の上昇に至る。それゆえ、このパラメータセットが特に有利である。ただし、伝動装置の特別な調整のために、より高い負荷を伴うパラメータセット、例えばパラメータセット２およびパラメータセット４が有利な場合もある。それにより、最大の機関モーメントが相応に適合される限りにおいて、約２．５〜約３．０の負荷に対する設定が可能である。
【００４０】
図１２には、全効率の、パラメータセット３に応じた曲線が、全変速比にわたって、オーバードライブＯＤを起点としてアンダードライブＵＤにかけて示されている。パラメータセット３が最も平均的な曲線を有しており、この点で見てもやはり極めて有利であることは明らかである。
【００４１】
実験的かつ理論的な研究は、以下の関係：
ｄｉＶａｒ／ｄｔ＝ｄｉＶａｒ／ｄｉＧｅｓ×ｄｉＧｅｓ／ｄｔ
（ただし、ｄｉＧｅｓ／ｄｔは目標・全伝動装置変速比である。）
が成立する、バリエータ変速比の時間的な変化に関して、図４に示した伝動装置配置構成により、遊星機構伝動装置もしくは遊星機構連結伝動装置が例えばバリエータの下流に配置されている別のパワースプリット式の伝動装置に対して、改善が達成可能であることを示している。
【００４２】
パワースプリット式の伝動装置の場合に重要な観点は、同期点（クラッチＫ１が閉じ、クラッチＫ２が開く際の同じ全変速比、ならびにクラッチＫ１が開き、クラッチＫ２が閉じる際の同じ全変速比）で実施される領域切換（Ｂｅｒｅｉｃｈｓｕｍｓｃｈａｌｔｕｎｇ）の快適性にある。クラッチの切換はできるだけ認識されないのが望ましい。パワースプリット式の伝動装置の、典型的な特徴は、両走行領域での慣性質量の、それぞれ異なる加速から生じる、領域変更における、ドライブトレーンに配置された慣性質量の動的なパワー（ｄｙｎａｍｉｓｃｈｅ Ｌｅｉｓｔｕｎｇ）の変化である。既に、伝動装置構造の上手な選択および設計（個々の変速比ｉ）により、変速比経過への影響、ひいては領域変更点における動的なパワー成分の変更が執り行われることができる。
【００４３】
本願の伝動装置構造のために、第１の円盤対１６（ＳＳ１）の回転数と第２の円盤対１８（ＳＳ２）の回転数とが、以下の方程式：
ｎＳＳ１＝ｎＭｏｔ×ｉＶａｒ×ｆ（ｉＶａｒ）
ｎＳＳ２＝ｎＭｏｔ×ｆ（ｉＶａｒ）
により与えられている。ただし、ｎＭｏｔは機関もしくは駆動軸６の回転数であり、ｉＶａｒはバリエータ変速比であり、ｆ（ｉＶａｒ）はバリエータ変速比の関数である。
【００４４】
本願の、ロー領域およびハイ領域でのパワースプリットを有する伝動装置の特色は、円盤セット１の回転数ｎＳＳ１の、バリエータ変速比ｉＶａｒへの依存性である。関数ｆ（ｉＶａｒ）はその都度のバリエーション（図４）に依存する。バリエータ変速比の他に、関数ｆは個々の変速比ｉに依存する。
【００４５】
ｎＳＳ１およびｎＳＳ２に関する方程式により、円盤対１６，１８に関する動的なパワーＰｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２が算出されることができる。その際、例えば図４のバリエーション４に関して、以下の方程式が成立する。
【００４６】
【数１】
【００４７】
ただし、ΘＳＳ１およびΘＳＳ２は円盤対１６および円盤対１８の質量慣性モーメントである。ハイ領域およびロー領域での異なる変速比経過ｉＶａｒ（ｉＧｅｓ）と、領域変更点での導関数ｄｉＶａｒ／ｄｉＧｅｓにおける不連続性とは、Ｐｄｙｎ，ＳＳ１ならびにＰｄｙｎ，ＳＳ２が領域変更点で飛躍（Ｓｐｒｕｎｇ）を示す原因となる。飛躍の高さは直接上記の公式により暗示されることができる。ｄｎＭｏｔ／ｄｔおよびｄｉＧｅｓ／ｄｔ（車両固有に確定されている）に至るまで、すべてのその他の値は伝動装置構成およびその設計に依存している。目的は、全伝動装置および設計を、飛躍の高さが領域変更点で最小であるように選択することである。このことはもちろん、最小のチェーン損傷への要求といった別の目的と両立可能でなければならない。
【００４８】
別の観点は、異なる走行領域での第１の円盤対１６または第２の円盤対１８における大きなＰｄｙｎ値の発生である。本願の伝動装置構造の利点は、領域変更点でのＰｄｙｎ・不連続性がその他の構造に比べて僅かである点にある。本発明による構造では、領域変更時に、一方の円盤セットの加速プロセスが確かに終了される、またはそれどころか反転されるが、しかし同時に領域変更時に、他方の円盤セットの加速プロセスが開始される、もしくは制動プロセスが加速プロセスに反転される。両アクションは、伝動装置入力から伝動装置出力への、より連続的なパワーフロー、つまりより快適な領域変更につながる。
【００４９】
図８には、図４のバリエーション４の伝動装置に関する、顧客に関連したサイクルで実施されるキックダウン・シフト（Ｋｉｃｋｄｏｗｎ−Ｒｕｅｃｋｓｃｈａｌｔｕｎｇ）の例における関係が示されている。図面にはｎＭｏｔ、ｉＶａｒ、ｉＧｅｓ、Ｐｄｙｎ，ＳＳ１、Ｐｄｙｎ，ＳＳ２の経過が示されている。ただし、時間は左から右に横座標上を経過する。領域切換時のＰｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２の不連続性が明らかに認識されることができる。適当な設計により、この不連続性は減じられる。さらに、不連続性が、異なる方向性を有しており、その結果、部分的に補償されることが見て取れる。
【００５０】
分析により、回転質量、すなわち質量慣性モーメントを適当に選択することより、飛躍の高さを、両円盤セットの動的なパワーの合計が連続的に経過するように変更し得ることが判っている。これにより、それどころか完全な補償にまで至る補償の向上が構造的に実現可能である。ここに示した伝動装置では、円盤セット１の回転質量を、円盤セット２の回転質量のほぼ２倍の大きさにすることが有利である。
【００５１】
図１を基に、この条件を実現するための、構造的な可能性が示されることができる。有利には、例えば小さなフライホイールが第１の円盤セット・軸２０に設けられることできる。やはり、第２の円盤セット・軸２２において、中空軸によりまたは半径方向で小さく構成された液圧式のチャンバ１８により、その質量慣性モーメントを減じることが有利である。クラッチＫ１を歯車３８の近傍に配置するのではなく、歯車３４の近傍、すなわち可能な限り第２の円盤セット２２の近傍に配置することも有利である。これにより、できるだけ僅かに、中間軸３２の回転質量が、第２の円盤セット２２に所属するものとして見なされなければならない。同じことはクラッチＫＲに該当する。
【００５２】
本発明による、３つの軸を伴って作動するとともに、バリエータの上流に接続された分配伝動装置の助けを借りて２つの切換可能な前進領域で常にパワースプリット式に作動する、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置は、図１および図４に示した、単純遊星機構伝動装置を分配伝動装置として使用する例に限定されるものではない。
【００５３】
図９には、図１に対して簡単化された描写で、分配伝動装置の別の実施形態が示されている。以下に、図１に示した実施形態との相違点だけを説明する。
【００５４】
図９によれば、駆動軸６はまず、図１に示した実施形態の場合と同様に、第１の遊星機構段（Ｐｌａｎｅｔｅｎｓｔｕｆｅ）の遊星キャリア５０に相対回動不能に結合されている。遊星キャリア５０の遊星車５２は太陽車５４の第１の外歯列と内歯車５６の内歯列とに噛み合う。内歯車５６は相対回動不能にもしくはインテグラルに別の遊星機構段の遊星キャリア５８に結合されている。
【００５５】
別の遊星キャリア５８の遊星車６０は、太陽車５４の、第１の外歯列と同じかまたは異なっていてよい別の外歯列に噛み合い、さらに相対回動不能に入力軸２０に結合されている内歯車６２の内歯列に噛み合う。太陽車５４のさらに別の外歯列は、図１と同様に相対回動不能に中間軸３２に結合されている中間車３４に噛み合う。
【００５６】
図１０には、２つの遊星機構段を有する分配伝動装置の、図９に対して改変された実施形態が示されている。
【００５７】
図１０に示した実施形態では、駆動軸６が相対回動不能にもしくは一体的に遊星キャリア７０に結合されている。遊星キャリア７０の遊星車７２は太陽車７４の第１の外歯列と内歯車７６の内歯列とに噛み合う。内歯車７６は相対回動不能にもしくは一体的に別の遊星キャリア７８に結合されている。別の遊星キャリア７８の遊星車８０は、相対回動不能にもしくは一体的に入力軸２０に結合されている太陽車７４の別の外歯列に噛み合う。さらに、遊星車８０は内歯車８２の内歯列に噛み合う。内歯車８２は、中間車３４に噛み合う外歯列を備えて形成されている。
【００５８】
図１３には、図１ｂに示した実施例に示されているような連結伝動装置１１２の使用下での伝動装置のためのチェーンの負荷Ｂが示されている。その際、両遊星機構伝動装置１１２ａ，１１２ｂの単純歯車列変速比は２．５に確定されている。固定変速比ｉ１，ｉ２の積はｉ１×ｉ２＝０．８４９であり、固定変速比ｉ３，ｉ４の積はｉ３×ｉ４＝２．０７０である。軸変速比ｉ（Ａｃｈｓｅ）は３．７７５である。これから、２．３０８〜０．４３３のバリエータレンジが得られる。チェーンの、結果的に生じる負荷は、これらの値を基にするパラメータセット４に関して、最も僅かな負荷をなす。その他のパラメータセットも、相応の構成例にとっては有利である場合がある。
【００５９】
図示の実施形態が例示的なものにすぎず、連結伝動装置の別のバリエーションがバリエータに、本発明による３軸式伝動装置をなすために組み合わせ可能であることは自明である。
【図面の簡単な説明】
【００６０】
【図１】分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置または連結遊星機構伝動装置として構成されていることができる、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１ａ】分配伝動装置が単純遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１ｂ】分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図２】図１ａに示した伝動装置の簡単化された構成図である。
【図３】図１ａに示した伝動装置のシフト表である。
【図４】単純遊星機構伝動装置として構成された分配伝動装置を備えた、本発明による伝動装置の可能な構成表である。
【図５】図４に示したバリエーション１，４，５に関して、全変速比を、バリエータ変速比に依存して示すグラフである。
【図６】図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対の、機関回転数に合わせて規格化された回転数を、全変速比に依存して示すグラフである。
【図７】図４に示したバリエーション１に関して、円錐円盤対１における、機関モーメントに合わせて規格化された有効モーメントを、全変速比に依存して示すグラフである。
【図８】図４に示したバリエーション１の、領域切換を伴うキックダウン・シフト中の、バリエータ変速比（ｉＶａｒ）と、全変速比（ｉＧｅｓ）と、機関回転数（ｎＭｏｔ）と、円盤セット１および円盤セット２の、質量慣性モーメントにより引き起こされる動的なパワー（Ｐｄｙｎ，ＳＳ１およびＰｄｙｎ，ＳＳ２）とを、時間に依存して示すグラフである。
【図９】分配伝動装置が連結遊星機構伝動装置として構成されている、本発明による伝動装置の一実施形態のブロック図である。
【図１０】分配伝動装置がやはり遊星機構連結伝動装置として構成されている、伝動装置の、変更された別のバリエーションのブロック図である。
【図１１】図４に示したバリエーション４に基づく、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【図１２】図４に示したバリエーション４の、種々異なるパラメータセットを有する、単純遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、全効率を、全変速比に依存して示すグラフである。
【図１３】図１０に示した連結遊星機構伝動装置を備えた伝動装置に関して、チェーン負荷を、種々異なるパラメータセットに依存して示すグラフである。
【特許請求の範囲】
【請求項１】
無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置において、
‐相対回動不能に駆動軸（６）に結合された入力車（２４；５０；７０）を備えた、入力側の分配伝動装置（１２）と、
‐バリエータ（１４）と、
‐被動軸（１０）と、
‐２つのクラッチＫ１，Ｋ２とが設けられており、
‐連結伝動装置の入力車が、分配伝動装置の、少なくとも１つの車を介して、バリエータの入力軸（２０）に回転係合しており、
‐分配伝動装置の出力車（３０；５４；８２）が、バリエータに対して機能的に並列に配置された中間軸（３２）に回転係合しており、該中間軸（３２）がバリエータの出力軸に回転係合しており、
‐中間軸（３２）が、第１のクラッチＫ１を介して、被動軸（１０）に回転係合することができ、かつ
‐入力軸（２０）が、第２のクラッチＫ２を介して、被動軸（１０）に回転係合することができる
ことを特徴とする、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置。
【請求項２】
分配伝動装置（１２）が遊星機構伝動装置である、請求項１記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項３】
分配伝動装置（１２）が単純遊星機構伝動装置である、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項４】
駆動軸（６）が相対回動不能に遊星キャリア（５０）に結合されており、該遊星キャリア（５０）の遊星車（５２）が、中間軸（３２）に回転係合している太陽車（５４）と、内歯車（５６）とに回転係合しており、該内歯車（５６）が相対回動不能に第２の遊星キャリア（５８）に結合されており、該第２の遊星キャリア（５８）の遊星車（６０）が太陽車（５４）と別の内歯車（６２）とに回転係合しており、該別の内歯車（６２）が相対回動不能にバリエータの入力軸（２０）に結合されている、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項５】
駆動軸（６）が相対回動不能に遊星キャリア（７０）に結合されており、該遊星キャリア（７０）の遊星車（７２）が太陽車（７４）と内歯車（７６）とに回転係合しており、太陽車（７４）が相対回動不能にバリエータ（１４）の入力軸（６）に結合されており、内歯車（７６）が相対回動不能に別の遊星キャリア（７８）に結合されており、該遊星キャリア（７８）の遊星車（８０）が太陽車（７４）と別の内歯車（８２）とに回転係合しており、該別の内歯車（８２）が中間軸（３２）に回転係合している、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項６】
バリエータ（１４）の出力軸（２２）が後進走行クラッチＫＲを介して相対回動不能に後進車（４２）に連結可能である、請求項１から５までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項７】
伝動装置の個々の車間の変速比が、第１のクラッチおよび第２のクラッチの操作により実施される領域切換時に、バリエータの第１の円錐円盤対および第２の円錐円盤対の動的なパワーの飛躍が最小であるように選択されている、請求項１から６までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項８】
変速比変更時のパワー吸収を規定する回転質量が、領域変更点におけるすべてのパワー吸収の飛躍が無視可能であるように高められる、請求項１から７までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項９】
変速比変更時のパワー吸収を規定する回転質量が、領域変更点で、すべてのパワー吸収の飛躍が生じないように減じられる、請求項１から８までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項１０】
回転質量の減少もしくは増加が、領域クラッチの組付け場所を、これによりできるだけ多くの回転質量が連結解除もしくは連結されるように選択することにより達成される、請求項８または９記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項１】
無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置において、
‐相対回動不能に駆動軸（６）に結合された入力車（２４；５０；７０）を備えた、入力側の分配伝動装置（１２）と、
‐バリエータ（１４）と、
‐被動軸（１０）と、
‐２つのクラッチＫ１，Ｋ２とが設けられており、
‐連結伝動装置の入力車が、分配伝動装置の、少なくとも１つの車を介して、バリエータの入力軸（２０）に回転係合しており、
‐分配伝動装置の出力車（３０；５４；８２）が、バリエータに対して機能的に並列に配置された中間軸（３２）に回転係合しており、該中間軸（３２）がバリエータの出力軸に回転係合しており、
‐中間軸（３２）が、第１のクラッチＫ１を介して、被動軸（１０）に回転係合することができ、かつ
‐入力軸（２０）が、第２のクラッチＫ２を介して、被動軸（１０）に回転係合することができる
ことを特徴とする、無段階に調節可能な変速比を有するパワースプリット式の伝動装置。
【請求項２】
分配伝動装置（１２）が遊星機構伝動装置である、請求項１記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項３】
分配伝動装置（１２）が単純遊星機構伝動装置である、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項４】
駆動軸（６）が相対回動不能に遊星キャリア（５０）に結合されており、該遊星キャリア（５０）の遊星車（５２）が、中間軸（３２）に回転係合している太陽車（５４）と、内歯車（５６）とに回転係合しており、該内歯車（５６）が相対回動不能に第２の遊星キャリア（５８）に結合されており、該第２の遊星キャリア（５８）の遊星車（６０）が太陽車（５４）と別の内歯車（６２）とに回転係合しており、該別の内歯車（６２）が相対回動不能にバリエータの入力軸（２０）に結合されている、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項５】
駆動軸（６）が相対回動不能に遊星キャリア（７０）に結合されており、該遊星キャリア（７０）の遊星車（７２）が太陽車（７４）と内歯車（７６）とに回転係合しており、太陽車（７４）が相対回動不能にバリエータ（１４）の入力軸（６）に結合されており、内歯車（７６）が相対回動不能に別の遊星キャリア（７８）に結合されており、該遊星キャリア（７８）の遊星車（８０）が太陽車（７４）と別の内歯車（８２）とに回転係合しており、該別の内歯車（８２）が中間軸（３２）に回転係合している、請求項１または２記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項６】
バリエータ（１４）の出力軸（２２）が後進走行クラッチＫＲを介して相対回動不能に後進車（４２）に連結可能である、請求項１から５までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項７】
伝動装置の個々の車間の変速比が、第１のクラッチおよび第２のクラッチの操作により実施される領域切換時に、バリエータの第１の円錐円盤対および第２の円錐円盤対の動的なパワーの飛躍が最小であるように選択されている、請求項１から６までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項８】
変速比変更時のパワー吸収を規定する回転質量が、領域変更点におけるすべてのパワー吸収の飛躍が無視可能であるように高められる、請求項１から７までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項９】
変速比変更時のパワー吸収を規定する回転質量が、領域変更点で、すべてのパワー吸収の飛躍が生じないように減じられる、請求項１から８までのいずれか１項記載のパワースプリット式の伝動装置。
【請求項１０】
回転質量の減少もしくは増加が、領域クラッチの組付け場所を、これによりできるだけ多くの回転質量が連結解除もしくは連結されるように選択することにより達成される、請求項８または９記載のパワースプリット式の伝動装置。
【図１】
【図１ａ】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１ａ】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【公表番号】特表２００６−５０４０５１（Ｐ２００６−５０４０５１Ａ）
【公表日】平成１８年２月２日（２００６．２．２）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００４−５４５７１８（Ｐ２００４−５４５７１８）
【出願日】平成１５年１０月２１日（２００３．１０．２１）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＤＥ２００３／００３４９２
【国際公開番号】ＷＯ２００４／０３８２５７
【国際公開日】平成１６年５月６日（２００４．５．６）
【出願人】（３９０００９０７０）ルーク ラメレン ウント クツプルングスバウ ベタイリグングス コマンディートゲゼルシャフト (236)
【氏名又は名称原語表記】ＬｕＫ Ｌａｍｅｌｌｅｎ ｕｎｄ Ｋｕｐｐｌｕｎｇｓｂａｕ Ｂｅｔｅｉｌｉｇｕｎｇｓ ＫＧ
【Ｆターム（参考）】
【公表日】平成１８年２月２日（２００６．２．２）
【国際特許分類】
【出願日】平成１５年１０月２１日（２００３．１０．２１）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＤＥ２００３／００３４９２
【国際公開番号】ＷＯ２００４／０３８２５７
【国際公開日】平成１６年５月６日（２００４．５．６）
【出願人】（３９０００９０７０）ルーク ラメレン ウント クツプルングスバウ ベタイリグングス コマンディートゲゼルシャフト (236)
【氏名又は名称原語表記】ＬｕＫ Ｌａｍｅｌｌｅｎ ｕｎｄ Ｋｕｐｐｌｕｎｇｓｂａｕ Ｂｅｔｅｉｌｉｇｕｎｇｓ ＫＧ
【Ｆターム（参考）】
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