(57)【要約】【課題】前進８段の多段変速遊星歯車列において、使用頻度が高い変速段での段間比の順列の大きな逆転をなくす。【解決手段】第１、第２の変速比を有する遊星歯車組１４に続く遊星歯車群１６の第１リングギヤ２２に対する歯数比が第１、第２サンギヤ２０、３０とで異ならせ、遊星歯車群１６の５個の回転メンバーを共通速度線図上で各歯数比に応じて並べて、一方から順番に第１メンバー、第２メンバー、第３メンバー、第４メンバー、第５メンバーとしたとき、第１メンバーは第１の変速比で入力軸１０から駆動可能、第２メンバーは出力軸１２と連結され、第３メンバーは第２の変速比で入力軸１０から駆動可能かつケース５２に固定可能であり、第４メンバーはケース５２に固定可能、第５メンバーは第２の変速比で入力軸１０から駆動可能、第４メンバーまたは第５メンバーのうちの一方を、第１の変速比で入力軸１０から駆動可能にした。【選択図】図１
2007321834.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転速度を前記出力軸の回転速度へそれぞれ変換する、変速歯車と、該変速歯車に続く遊星歯車群とを設け、
前記変速歯車は、減速する第１の変速比と、これより変速比の小さい第２の変速比とを有し、
前記遊星歯車群が５個の回転メンバーを有するとともに、前記各回転メンバーの回転速度を幾何学的に表す共通速度線図上に前記回転メンバー間の歯数比に応じた間隔で、一方の端から他方の端へ向かって、前記５個の回転メンバーを表す縦線を横軸に沿って並べ、該一方から順番に第１メンバー、第２メンバー、第３メンバー、第４メンバー、第５メンバーとしたとき、
前記第１メンバーは第１クラッチを介して前記第１の変速比で前記入力軸から駆動可能であり、
前記第２メンバーは前記出力軸と連結され、
前記第３メンバーは第２クラッチを介して前記第２の変速比で前記入力軸から駆動可能であるとともに、第１ブレーキによりケースに固定可能であり、
前記第４メンバーは第２ブレーキにより前記ケースに固定可能であり、
前記第５メンバーは第３クラッチを介して前記第２の変速比で前記入力軸から駆動可能であり、
前記第４メンバーまたは前記第５メンバーのうちの一方を、第４クラッチを介して前記第１の変速比で前記入力軸から駆動可能としたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
【請求項２】
前記遊星歯車群が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第１インナピニオンと、該第１インナピニオンおよび第２リングギヤに噛み合った第２アウタピニオンと、該第２アウタピニオンおよび前記第１インナピニオンを軸支する第１キャリアとを備え、前記第１リングギヤに対する歯数比が前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとで異なるものであって、
前記第１リングギヤが前記第１メンバーを構成し、前記第１キャリアが前記第２メンバーを構成し、前記第２リングギヤが前記第３メンバーを構成し、前記第１サンギヤが前記第４メンバーを構成し、前記第２サンギヤが前記第５メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項３】
前記遊星歯車群が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記前記第１サンギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第１インナピニオンと、該第１インナピニオンおよび第１リングギヤに噛み合った第１アウタピニオンと、前記第１インナピニオンおよび第２リングギヤに噛み合った第２アウタピニオンと、前記第１インナピニオンおよび前記第１アウタピニオンおよび前記第２アウタピニオンを軸支する第１キャリアとを備え、前記第１リングギヤに対する歯数比が前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとで異なるものであって、
前記第１キャリアが前記第１メンバーを構成し、前記第１リングギヤが前記第２メンバーを構成し、前記第２リングギヤが前記第３メンバーを構成し、前記第１サンギヤが前記第４メンバーを構成し、前記第２サンギヤが前記第５メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項４】
前記遊星歯車群が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第１インナピニオンと、該第１インナピニオンおよび第２リングギヤに噛み合った第２アウタピニオンと、該第２アウタピニオンおよび前記第１インナピニオンを軸支する第１キャリアとを備え、前記第１リングギヤに対する歯数比が前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとで異なるものであって、前記第１リングギヤが前記第１メンバーを構成し、前記第１キャリアが前記第２メンバーを構成し、前記第２リングギヤが前記第３メンバーを構成し、前記第２サンギヤが前記第４メンバーを構成し、前記第１サンギヤが前記第５メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項５】
前記変速歯車が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、前記第３サンギヤと噛み合った第３インナピニオンと、該第３インナピニオンおよび前記第３リングギヤに噛み合った第１アウタピニオンと、該第１アウタピニオンおよび前記第３インナピニオンを軸支する第３キャリアとを備え、
前記第３サンギヤを前記入力軸と連結し、
前記第３キャリアをケースに固定し、
前記第３リングギヤが、前記第１クラッチを介して前記第１メンバーを構成する前記第１リングギヤと、第４クラッチを介して前記第４メンバーを構成する前記第１サンギヤと、それぞれ選択的に連結可能であり、
前記入力軸が、前記第２クラッチを介して前記第３メンバーを構成する前記第２リングギヤと、前記第３クラッチを介して前記第５メンバーを構成する前記第２サンギヤと、それぞれ選択的に連結可能であることを特徴とする請求項２または３のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
【請求項６】
前記変速歯車が、第３サンギヤと、第３リングギヤと、前記第３サンギヤと噛み合った第３インナピニオンと、該第３インナピニオンおよび前記第３リングギヤに噛み合った第１アウタピニオンと、該第１アウタピニオンおよび前記第３インナピニオンを軸支する第３キャリアとを備え、
前記第３キャリアを前記入力軸と連結し、
前記３サンギヤ第をケースに固定し、
前記第３リングギヤが、前記第１クラッチを介して前記第１メンバーを構成する前記第１リングギヤと、第４クラッチを介して前記第５メンバーを構成する前記第１サンギヤと、それぞれ選択的に連結可能であり、
前記入力軸が、前記第２クラッチを介して前記第３メンバーを構成する前記第２リングギヤと、前記第３クラッチを介して前記第５メンバーを構成する前記第２サンギヤと、それぞれ選択的に連結可能であることを特徴とする請求項３または４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用自動変速機に用いる多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが提案されている。
提案されている従来の前進８段の多段変速遊星歯車列は、３列の遊星歯車と６個の摩擦要素により前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。
【０００３】
しかし、上記従来の多段遊星歯車列は、１組の減速用遊星歯車組と、２組の遊星歯車を組み合わせた遊星歯車群により前進８段の変速比を得ているが、各変速比間の比を表す段間比（ステップ）が一部で上位段とその下位段との間で数値が逆転している。
すなわち、一般に、変速段とその上位の変速段の変速比同士の比（下位の変速比／上位の変速比）を段間比というが、内燃機関の出力特性と車両の走行特性との関係から、段間比の値は上位（高速段）へ行くにしたがって小さくなることが好ましいとされている。
上記従来例では、第４速と第５速間の段間比と、第５速と第６速の段間比との間で、前者の低速段側の値が大きく、その差が無視し得ないレベルになっている。
すなわち、遊星歯車列の変速比は、共通速度線図上で各回転メンバーの回転速度を幾何学的に表すことができる。上記従来の多段遊星歯車列は、この共通速度線図において、回転メンバーを表す縦線の数が４本であり、各縦線の横方向の間隔は遊星歯車の歯数比で変化するものの、段間比の順列の逆転現象は歯数比によって回避しにくい性質を持っている。上記の第４速乃至第６速は、低速段と高速段の中間の変速段であって特に使用頻度が高いので、この部分の段間比の順列が大きく逆転してその差が大きいと自動車の加速時等においてドライバーが違和感を持つという問題がある。
【特許文献１】特開２００５−１０６２６０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
解決しようとする問題点は、使用頻度の高い中間の変速段における段間比の順列が一部で大きく逆転してしまい、その差が加速感などで運転フィーリングが悪化する点である。
本発明の目的は、前進８段の変速比を得て燃費や加速性能を向上させながら、使用頻度の高い第７速までの変速段における段間比の順列が大きく逆転するのをなくすることが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と出力軸との間に、入力軸の回転速度を出力軸の回転速度へそれぞれ変換する、変速歯車と、該変速歯車に続く遊星歯車群とを設け、変速歯車は、減速する第１の変速比と、これより変速比の小さい第２の変速比とを有し、遊星歯車群が５個の回転メンバーを有するとともに、各回転メンバーの回転速度を幾何学的に表す共通速度線図上に回転メンバー間の歯数比に応じた間隔で、一方の端から他方の端へ向かって、５個の回転メンバーを表す縦線を横軸に沿って並べ、該一方から順番に第１メンバー、第２メンバー、第３メンバー、第４メンバー、第５メンバーとしたとき、第１メンバーは第１クラッチを介して第１の変速比で入力軸から駆動可能であり、第２メンバーは出力軸と連結され、第３メンバーは第２クラッチを介して第２の変速比で入力軸から駆動可能であるとともに、第１ブレーキによりケースに固定可能であり、第４メンバーは第２ブレーキによりケースに固定可能であり、第５メンバーは第３クラッチを介して第２の変速比で入力軸から駆動可能に構成した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の多段変速遊星歯車列は、使用頻度の高い第７速までの変速段における段間比が大きく逆転するのを回避可能な前進８段の変速比を得ることができ、かつ燃費を向上させながら加速時等における違和感を防ぐことができる。したがって、多段変速のメリットを生かしつつ、スムーズな加速が可能になる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、各実施例に基づき図とともに説明する。
【実施例１】
【０００８】
図１は、本発明の第１実施例である多段変速遊星歯車列のスケルトン図である。
図１の多段変速遊星歯車列は、エンジン１からトルクコンバータ２を介して入力軸１０が駆動される。
多段変速遊星歯車列は、入力軸１０と、これと同軸の出力軸１２との間に、遊星歯車組１４と遊星歯車群１６が直列に配置されており、出力軸１２と一体の出力歯車１２ａを経て自動車を駆動するようになっている。
ここで、遊星歯車組１４が本発明の変速歯車を構成し、遊星歯車群１６が本発明の遊星歯車群を構成する。
【０００９】
はじめに、遊星歯車群１６について説明する。
遊星歯車群１６は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第２サンギヤ３０と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０ならびに第２サンギヤ３０に噛み合った複数の第１インナピニオン２４と、第２リングギヤ３２と、第１ピニオン３４および第２リングギヤ３２に噛み合った複数の第２アウタピニオン３６と、これら第１インナピニオン２４および第２アウタピニオン３６を回転自在に支持する第１キャリア２８からなっている。
【００１０】
第１インナピニオン２４は、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０と噛み合う小径部２４ａと、第２サンギヤ３０および第２アウタピニオン３６と噛み合う大径部２４ｂがある。また、第１リングギヤ２２に対する第１サンギヤ２０の歯数比と、第１リングギヤ２２に対する第２サンギヤ３０の歯数比が異なっている。
ここで、第１リングギヤ２２は本発明の第１メンバーを、第１キャリア２８は本発明の第２メンバーを、第２リングギヤ３２は本発明の第３メンバーを、第１サンギヤ２０は本発明の第４メンバーを、第２サンギヤ３０は本発明の第５メンバーを、それぞれ構成する。
【００１１】
遊星歯車組１４は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、第３サンギヤ４０に噛み合った複数の第３インナピニオン４４、該第３インナピニオン４４および第３リングギヤ４２に噛み合った複数の第３アウタピニオン４６、該第３アウタピニオン４６および第３インナピニオン４４を回転自在に支持する第３キャリア４８からなっている。
【００１２】
ここで各回転メンバー間の連結関係を説明する。
第３サンギヤ４０は入力軸１０と一体になっており、第３キャリア４８はケース（静止部）５２に固定されている。
このため、第３リングギヤ４２は常に入力軸１０から減速駆動されており、この減速比は本発明の第１の変速比を構成する。
第１メンバーである第１リングギヤ２２は、第１クラッチ５４を介して第３リングギヤ４２と連結可能であり、連結した場合は、第１の変速比で駆動される。
第２メンバーである第１キャリア２８は出力軸１２と連結されている。
第３メンバーである第２リングギヤ３２は、第２クラッチ５６を介して入力軸１０と連結可能であり、かつ第１ブレーキ５８によりケース５２に固定可能であるとともにワンウエイクラッチ６０により一方の回転方向において常にケース５２に固定されるようになっている。
【００１３】
ここで、第２クラッチ５６を連結した場合は、第２リングギヤ３２は入力軸１０と直結されることになり、変速比は１である。該変速比は前述の第１の変速比より小さい値であり、本発明の第２の変速比を構成する。
第４メンバーである第１サンギヤ２０は、第２ブレーキ６２によりケース５２に固定可能である。この場合、第２ブレーキ６２は第３キャリア４８を介してケース５２に固定する。
第５メンバーである第２サンギヤ３０は、第３クラッチ６４を介して入力軸１０と連結可能であり、連結した場合は、第２の変速比で駆動される。
第４メンバーである第１サンギヤ２０はまた、第４クラッチ６６を介して第３リングギヤ４２と連結可能であり、連結した場合は、第１の変速比で駆動される。
【００１４】
次に、図１に示した実施例１の作動を、図２に示した作動表ならびに図３に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸、ケース、回転メンバーのいずれかの間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
【００１５】
図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチといった締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ５４を、Ｂ−１は第１ブレーキ５８を、ＯＣはワンウエイクラッチ６０をといった具合に、それぞれ表す。
なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００１６】
作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」および「Ｌレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進（Ｒ−１、Ｒ−２）の各変速段を割り当ててある。
なお、Ｌレンジでは、後述するエンジンブレーキのように出力歯車１２ａ側から入力軸１０を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は解放を表す。
【００１７】
図３に示す、実施例１の多段変速遊星歯車列における共通速度線図は、縦方向が入力軸１０の回転速度を１とした場合の各回転メンバーの回転速度を表し、横方向は、遊星歯車組１４と遊星歯車群１６とに分けて、遊星歯車組１４と遊星歯車群１６の各歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って、回転メンバーごとに縦線で速度軸を描いてある。
【００１８】
共通速度線図の各速度軸上方に書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリアはＣで、またその後の数字１、２はそれぞれの名称の第１、第２を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１サンギヤ２０、第１リングギヤ２２、第１キャリア２８を表すようになっている。
また、各摩擦要素は黒い点で描き、Ｃ−１などと表示している。
【００１９】
ここで、遊星歯車組１４と遊星歯車群１６の歯数比は、それぞれのリングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）であり、遊星歯車群１６の場合は第１インナピニオン２４の小径部２４ａと大径部２４ｂの歯数比Ｋも含めて算出される。
【００２０】
すなわち、第１リングギヤ２２と第１サンギヤ２０との歯数比α１は上記のＺｓ１／Ｚｒ１であるが、小径部２４ａの歯数Ｚａと大径部２４ｂの歯数Ｚｂの比（Ｚａ／Ｚｂ）をＫとした場合、第１リングギヤ２２に対する第２サンギヤ３０の歯数比α２は、（Ｋ×Ｚｓ２）／Ｚｒ１となる。
同様に、第２リングギヤ３０に対する第１サンギヤ２０の歯数比α３は、Ｚｓ１／（Ｋ×Ｚｒ２）になる。
また、第３サンギヤ４０に対する第３リングギヤ４２の歯数比α４は、Ｚｓ３／Ｚｒ３である。
【００２１】
なお、以下は、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．４２４、α２を０．３０、α３を０．３５、α４を０．４６とした場合について説明する。
遊星歯車組１４と遊星歯車群１６の各回転メンバーを表す縦線は、それぞれの下方に記した間隔で並べてある。
図３の共通速度線図は、各縦線と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転速度を表す。また、２点鎖線の水平線は回転メンバー同士が同じ回転速度で結ばれていることを表す。
分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第１キャリア２８（C２）の縦線における交点は○印で表示した。
【００２２】
はじめに、遊星歯車組１４は、第３キャリア４８がケース５２に固定されているので、第３リングギヤ４２は常に入力軸１０より低い回転速度に減速駆動されている。
これを図３の共通速度線図で説明すると、左側の遊星歯車組１４において入力軸１０と連結された第３サンギヤ４０（Ｓ３）の回転速度を１として、第３キャリア４８（Ｃ４）がケース５２に固定されているので回転速度が０であり、両者を結んだ斜線（太線）と第３リングギヤ４２（Ｒ４）の縦線との交点の高さが第３リングギヤ４２の回転速度になる。その減速比は１／α３であり、これが本発明の第１の変速比になる。
また、本発明の第２の変速比は、実施例１においては入力軸１０と直結された場合であるので、歯数比に関係なく１になる。
【００２３】
前進第１速（１ｓｔ）の変速比は、第１クラッチ５４（Ｃ−１）を締結することによって得られる。
このとき、第２リングギヤ３２はワンウエイクラッチ６０（ＯＣ）によりケース５２に固定される。
すなわち、ワンウエイクラッチ６０は車両を前進駆動する回転方向において自動的に締結するようになっている。したがって、Ｄレンジにおける第１速は、いわゆるエンジンブレーキのように出力歯車１２ａ側から入力軸１０を駆動することはできない。
【００２４】
共通速度線図では、第３リングギヤ４２と連結した右側の第１リングギヤ２２（Ｒ１）が第１の変速比で駆動され、第２リングギヤ３２（Ｒ２）がケース５２に固定されて回転速度が０であり、両者を結ぶ線が１ｓｔと書かれた斜線（太線）になって、この斜線と第１キャリア２８（Ｃ１）の縦線との交点の高さが出力軸１２の回転速度になる。
図３の共通速度線図から幾何学的に分かるように、第１速の変速比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）は、（α１＋α２）／（α２・α４）になり、上記の値に設定した歯数比においては５．２４６である。
【００２５】
つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速における第１クラッチ５４の締結を維持したまま、第２ブレーキ６２（Ｂ−２）の締結により第１サンギヤ２０をケース５２に固定することで行う。
このとき、第２リングギヤ３２のケース５２への固定は、ワンウエイクラッチ６０の作用で自動的に解除される。
【００２６】
このため、第１速から第２速への変速では第２ブレーキ６２の締結を追加するだけで済むので、いわゆる変速ショックは、これを徐々に締結するだけでスムーズな変速制御を行うことができる。
共通速度線図においては２ｎｄの斜線が示すように、第１サンギヤ２０（Ｓ１）の回転速度を０とした斜線になって、変速比は（１＋α１）／α４になる。上記した歯数比においては３．０９６である。
【００２７】
つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速における第１クラッチ５４の締結を維持したまま、第２ブレーキ６２を解放するとともに第４クラッチ６６（Ｃ−４）を締結することで行う。
これにより、第１サンギヤ２０と第１リングギヤ２２が第３リングギヤ４２と連結されて第１の変速比で減速駆動され、かつ遊星歯車群１６が一体になるので、共通速度線図においては３ｒｄの水平線になり、変速は遊星歯車組１４のみで行われる。
変速比は第１の変速比と同じ１／α４になる。上記した歯数比において変速比は２．１７４である。
【００２８】
つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第１クラッチ５４の締結を維持したまま、第４クラッチ６６の締結を解除するとともに第３クラッチ６４（Ｃ−３）の締結により第２サンギヤ３０と入力軸１０とを連結することで行う。
共通速度線図においては、第５メンバーである第１サンギヤ２０（Ｓ１）が入力軸１０と直結されて第２の変速比で駆動されることになり、これと第１メンバーである第１リングギヤ２２（Ｒ１）とを結んだ４ｔｈと示した斜線になる。
これにより、変速比は（１＋α３）／（α３＋α４）になる。上記した歯数比において変速比は１．６６７である。
【００２９】
つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速における第１クラッチ５４の締結を維持したまま、第３クラッチ６４の締結を解除するとともに第２クラッチ５６（Ｃ−２）の締結により、第２リングギヤ３２を入力軸１０と連結することで行う。
共通速度線図においては５ｔｈの斜線が示すように、第２リングギヤ３２（Ｒ２）が入力軸１０と同じ回転速度１となってこれと第１回転メンバーである第１リングギヤ２２（Ｒ１）の回転速度とを結んだ斜線になる。
これにより、変速比は（α１＋α２）／（α１＋α２・α４）になる。上記した歯数比において変速比は１．２８８である。
【００３０】
つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第１クラッチ５４の締結を解除するとともに、再び第３クラッチ６４を締結することにより行う。
これにより、第２リングギヤ３２が入力軸１０と連結され、かつ遊星歯車群１６が一体になるので、入力軸１０と出力軸１２が直結されて、共通速度線図においては回転速度１の水平線になる。変速比は歯数比に関係なく１である。
【００３１】
つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第３クラッチ６４の締結を解除するとともに、再び第４クラッチ６６を締結することにより、第１サンギヤ２０を第３リングギヤ４２と連結することで行う。
共通速度線図においては７ｔｈの斜線が示すように、第２サンギヤ３０（Ｓ２）の回転速度が第３リングギヤ４２（Ｒ３）と同じになり、これと第２リングギヤ３２（Ｒ２）の回転速度１とを結んだものになる。
変速比は（１−α２）／（１−α２・α４）になり、上記歯数比において変速比は０．８１２である。
【００３２】
つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第４クラッチ６６の締結を解除するとともに、再び第２ブレーキ６２を締結することにより第１サンギヤ２０をケース５２に固定することで行う。
共通速度線図では８ｔｈの斜線が示すように、第１サンギヤ２０（Ｓ１）の回転速度を０として、これと第２リングギヤ３２（Ｒ２）の回転速度１とを結んだものになる。
これにより、変速比は（１−α２）になり、上記歯数比において変速比は０．７００である。
【００３３】
つぎに、Ｒレンジにおける後進第１速（Ｒ−１）の変速は、第４クラッチ６６および第１ブレーキ５８の締結により、第１サンギヤ２０（Ｓ１）を第３リングギヤ４２（Ｒ３）と連結して第１の変速比で減速駆動するとともに、第２リングギヤ３２（Ｒ２）をケース５２に固定することで行われる。
これにより、共通速度線図はＲ−１の斜線に示すようになり、変速比は（α２−１）／（α２・α４）になる。上記歯数比において変速比は−５．０７２の逆転である。
【００３４】
つぎに、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第３クラッチ６４の締結および第１ブレーキ５８の締結により、第２サンギヤ３０（Ｓ２）を入力軸１０と直結するとともに、第２リングギヤ３２（Ｒ２）をケース５２に固定することで行われる。
これにより、共通速度線図はＲ−２の斜線に示すようになり、変速比は（α２・α３−α１）／（α２・α３）になる。上記歯数比において変速比は−３．０３８である。
【００３５】
前述のように、Ｄレンジの第１速においては、エンジンブレーキのように出力歯車１２ａ側から駆動する場合には動力伝達ができない。そこでエンジンブレーキを作用させるには、図３の作動表のLレンジに示すように、Ｄレンジにおける1速の締結に加えて、第１ブレーキ５８を締結する。これにより、出力歯車１２ａ側から駆動する場合において動力伝達することができるようになる。
【００３６】
以上の変速比をまとめると以下になる。なお、隣り合った変速比同士の比が段間比であり（  ）内に示す。すなわち、第１速に示した値は第２速の変速比との比である。
第１速    ５．２４６  （１．６９５）
第２速    ３．０９６  （１．４２４）
第３速    ２．１７４  （１．３０４）
第４速    １．６６７  （１．２９４）
第５速    １．２８８  （１．２８８）
第６速    １．０００  （１．２３１）
第７速    ０．８１２  （１．１６０）
第８速    ０．７００
【００３７】
これに見るように、変速比の幅（５．２４６／０．７００）が７．４９５と広く、変速段数が多いことに加えて、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
これは、第１インナピニオン２４に小径部２４ａと大径部２４ｂを設けて、第１リングギヤ２２に対して、第１サンギヤ２０の歯数比と、第２サンギヤ３０の歯数比を異なるようにして、図３の共通速度線図に見るように、遊星歯車群１６において第１メンバーから第５メンバーまで５本の縦線を描けるようにしたためである。この結果、燃費や加速感など運転フィーリングを向上させることが可能となる。
【００３８】
また、上記の実施例１において、遊星歯車組１４の歯数比α３の値を変えると以下になる。
α３    ０．４９０                    ０．４３０
第１速    ４．９２５  （１．６９５）    ５．６１２  （１．６９５）
第２速    ２．９０６  （１．４２４）    ３．３１２  （１．４２４）
第３速    ２．０４１  （１．２７０）    ２．３２６  （１．３４４）
第４速    １．６０７  （１．２６８）    １．７３１  （１．３２２）
第５速    １．２６８  （１．２６８）    １．３０９  （１．３０９）
第６速    １．０００  （１．２１９）    １．０００  （１．２４４）
第７速    ０．８２１  （１．１７２）    ０．８０４  （１．１４８）
第８速    ０．７００                    ０．７００
変速比幅  ７．０３６                    ８．０１８
すなわち、遊星歯車組１４の歯数比を変えるだけで全体の変速比が変化し、段間比の順列を乱すことなく変速比の幅を変化させることができる。
したがって、様々な車両やエンジンと組み合わせて使う場合に、遊星歯車組１４のみを変更し、変速比の幅を変化させて適用することができるので、製造コストを大きく変化させないで対応することができる。
【実施例２】
【００３９】
図４は、本発明の第２の実施例に係る多段遊星歯車列を表す。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００４０】
図４は図１に対応したスケルトン図であり、遊星歯車群１６のまわりが実施例１と異なる。
すなわち、遊星歯車群１６は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第２サンギヤ３０と、第２リングギヤ２２と、第１サンギヤ２０ならびに第２サンギヤ３０に噛み合った複数の第１インナピニオン２４と、該第１インナピニオン２４および第１リングギヤ２２に噛み合った複数の第１アウタピニオン２６と、第１インナピニオン２４および第２リングギヤ３２に噛み合った複数の第２アウタピニオン３６と、これら第１インナピニオン２４および第１、第２アウタピニオン２６、３６を回転自在に支持する第１キャリア２８からなっている。
【００４１】
第１インナピニオン２４は、第１サンギヤ２０および第１アウタピニオン２６と噛み合う小径部２４ａと、第２サンギヤ３０および第２アウタピニオン３６と噛み合う大径部２４ｂがあり、第１リングギヤ２２に対する第１サンギヤ２０の歯数比と、第１リングギヤ２２に対する第２サンギヤ３０の歯数比が異なっている。
また、第１キャリア２８が本発明の第１メンバーを、第１リングギヤ２２が本発明の第２メンバーを、第２リングギヤ３２が本発明の第３メンバーを、第１サンギヤ２０が本発明の第４メンバーを、第２サンギヤ３０が本発明の第５メンバーを、それぞれ構成する。
【００４２】
実施例２の作動は図２に示した実施例１の作動表と同様であり説明を省略する。
第１乃至第５の各メンバーと、入力軸１０、出力軸１２および遊星歯車組１４との連結関係は実施例１と同様であり、図５に示した共通速度線図の形状も同じである。
図５の遊星歯車群１６側の下方に示した歯数比の関係が図３とは異なるが、各メンバーを表す縦線間の間隔が実施例１と同じになるように遊星歯車組１４および遊星歯車群１６の歯数比を設定すれば、各変速比も同じ値になる。
【００４３】
すなわち、共通速度線図上で幾何学的に回転速度を算出できるので、具体的な変速比の計算式の説明は省略するが、共通速度線図が合同であれば各変速比も同じになる。
したがって、実施例２においても変速比の幅を広く設定することができるとともに、変速段数が多いことに加えて、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向にすることができる。この結果、燃費や加速感など運転フィーリングを向上させることが可能となる。
【００４４】
これは、第１インナピニオン２４に小径部２４ａと大径部２４ｂを設けて、第１リングギヤ２２に対して、第１サンギヤ２０の歯数比と、第２サンギヤ３０の歯数比を異なるようにして、図５の共通速度線図に見るように、第１メンバーから第５メンバーまで５本の縦線を描けるようにしたためである。
【００４５】
また、遊星歯車組１４の歯数比α３の値を変えるだけで全体の変速比が変化し、段間比の順列を乱すことなく変速比の幅を変化させることができるのも実施例１と同様である。
したがって、様々な車両やエンジンと組み合わせて使う場合に、遊星歯車組１４のみを変更し、変速比の幅を変化させて適用することができるので、製造コストを大きく変化させないで対応することができる。
【実施例３】
【００４６】
図６は、本発明の第３の実施例に係る多段遊星歯車列を表す。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００４７】
図６は図１に対応したスケルトン図であり、入力軸１０、遊星歯車組１４と遊星歯車群１６および出力軸１２の並べ方、および遊星歯車群１６の構成が実施例１と異なる。
すなわち、実施例３は、エンジン１が図の左側に配置されて出力軸１２が入力軸１０と同軸で右側へ出る構成になっている。したがって、自動車の前方にエンジン１を配置して、自動車の後輪を駆動する方式に適する。
【００４８】
始めに、遊星歯車組１４の構成は実施例１と同じであるが、連結関係が異なる。
すなわち、入力軸１０は第３キャリア４８と連結しており、第３サンギヤ４０がケース５２に固定されている。
第３リングギヤ４２が常に入力軸１０から減速駆動される点は同様であるが、本発明の第１の変速比である減速比は１／（１−α３）になる。
【００４９】
また、遊星歯車群１６の構成は実施例１と同様であるが、第１インナピニオン２４は、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０と噛み合う側が大径になった大径部２４ａと、第２サンギヤ３０および第２アウタピニオン３６と噛み合う側が小径になった小径部２４ｂで構成される点が実施例１と異なり、第１リングギヤ２２に対する第１サンギヤ２０の歯数比と、第１リングギヤ２２に対する第２サンギヤ３０の歯数比は、実施例１と同様に異なる値になっている。
【００５０】
さらに、第１リングギヤ２２が本発明の第１メンバーを、第１キャリア２８が本発明の第２メンバーを、第２リングギヤ３２が本発明の第３メンバーを、第１サンギヤ２０が本発明の第４メンバーを、第２サンギヤ３０が本発明の第５メンバーを、それぞれ構成する点は実施例１と同様であるが、各メンバーの連結関係は一部が異なる。
すなわち、第４クラッチ６６を介して第３リングギヤ４２と連結されるのが、第５メンバーの第１サンギヤ２０である。
このため、実施例３の作動は図２に示した実施例１の作動表と同様であるが、図７に表す共通速度線図は、Ｃ−４で示した黒い点が第５メンバーの縦線上にある。
【００５１】
図７の共通速度線図は、各メンバーの縦線の間隔が図３と同一になるように各歯数比を設定して描いたものである。
したがって、この第４クラッチ６６（Ｃ−４）を締結することにより形成される斜線が実施例１と異なることになり、第７速（７ｔｈ）と後進の第１速（Ｒ−１）の変速比が実施例１と違ってくる。
【００５２】
上記のように、各メンバーの縦線の間隔が図３と同一になるように各歯数比を設定すると、７速の変速比は、０．８４９  後進第１速の変速比は、−６．６０４になる。
このようにした場合、各変速比は以下になる。なお、隣り合った変速比同士の段間比を（  ）内に示す。
第１速    ５．２４６  （１．６９５）
第２速    ３．０９６  （１．４２４）
第３速    ２．１７４  （１．３０４）
第４速    １．６６７  （１．２９４）
第５速    １．２８８  （１．２８８）
第６速    １．０００  （１．１７８）
第７速    ０．８４９  （１．２１３）
第８速    ０．７００
【００５３】
ここに見るように、段間比が上位と逆転する現象は第６速−第７速間と、第７速−第８速間において見られるが、変速頻度の低い変速段間であり差もわずかであるので実用的に問題ないレベルである。
実施例３においても、変速比の幅を広く設定することができるとともに、変速段数が多いことに加えて、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向にすることができる。この結果、燃費や加速感など運転フィーリングを向上させることが可能となる。
これは、第１インナピニオン２４に小径部２４ａと大径部２４ｂを設けて、第１リングギヤ２２に対して、第１サンギヤ２０の歯数比と、第２サンギヤ３０の歯数比を異なるようにして、図７の共通速度線図に見るように、第１メンバーから第５メンバーまで５本の縦線を描けるようにしたためである。
【００５４】
また、遊星歯車組１４の歯数比α３の値を変えるだけで全体の変速比が変化し、段間比の順列を乱すことなく変速比の幅を変化させることができるのも実施例１と同様である。
したがって、様々な車両やエンジンと組み合わせて使う場合に、遊星歯車組１４のみを変更し、変速比の幅を変化させて適用することができるので、製造コストを大きく変化させないで対応することができる。
【実施例４】
【００５５】
図８は、本発明の第４の実施例に係る多段遊星歯車列を表す。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
【００５６】
図８は図１に対応したスケルトン図であり、入力軸１０と出力軸１２とが平行に設けられ、遊星歯車群１６は出力軸１２と同軸上にある。
入力軸１０と遊星歯車群１６との間には第１歯車対７０と第２歯車対７２が設けられており、第１歯車対７０は減速比が大きく本発明の第１の変速比を構成し、第２歯車対７２は変速比が第１歯車対７０より小さく設定され本発明の第２の変速比を構成する。
遊星歯車群１６における第１乃至第５の各メンバーは実施例１と同じ構成であり、説明を省略する。
【００５７】
第１メンバーである第１リングギヤ２２は、第１クラッチ５４および第１歯車対７０を介して第１の変速比で駆動される。
第２メンバーである第１キャリア２８は出力軸１２と連結されている。
第３メンバーである第２リングギヤ３２は、第２クラッチ５６および第２歯車対７２を介して入力軸１０と第２の変速比で連結可能であり、かつ第１ブレーキ５８によりケース５２に固定可能であるとともにワンウエイクラッチ６０により一方の回転方向において常にケース５２に固定されるようになっている。
【００５８】
第４メンバーである第１サンギヤ２０は、第４クラッチ６６および第１歯車対７０を介して第１の変速比で入力軸１０と連結可能であるとともに、第２ブレーキ６２によりケース５２に固定可能である。
第５メンバーである第２サンギヤ３０は、第３クラッチ６４および第２歯車対７２を介して第２の変速比で入力軸１０と連結可能である。
【００５９】
実施例４の作動も図２に示した実施例１の作動表と同様であり説明を省略する。
共通速度線図は図９に示すように、遊星歯車群１６のみが描いてある。
図９では、第１歯車対７０による第１の変速比をｉ１、第２歯車対７２による第２の変速比をｉ２として描いてある。
実施例４においても、図９に示した遊星歯車群１６の共通速度線図が実施例１のものと幾何学的に合同であれば変速比の値は同じになる。
【００６０】
変速比の計算式および詳細の説明は省略するが、実施例４においても変速比の幅を広く設定することができるとともに、変速段数が多いことに加えて、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向にすることができる。
これは、第１インナピニオン２４に小径部２４ａと大径部２４ｂを設けて、第１リングギヤ２２に対して、第１サンギヤ２０の歯数比と、第２サンギヤ３０の歯数比を異なるようにして、図７の共通速度線図に見るように、第１メンバーから第５メンバーまで５本の縦線を描けるようにしたためである。この結果、燃費や加速感など運転フィーリングを向上させることが可能となる。
【００６１】
また、第１歯車対７０の歯数比ｉ１を変えるだけで全体の変速比が変化し、段間比の順列を乱すことなく変速比の幅を変化させることができるのも実施例１と同様である。
したがって、様々な車両やエンジンと組み合わせて使う場合に、第１歯車対７０のみを変更し、変速比の幅を変化させて適用することができるので、製造コストを大きく変化させないで対応することができる。
【００６２】
以上、説明したように、本実施例の多段変速遊星歯車列は、変速比の幅を広く設定することができるとともに、変速段数が多いことに加えて、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい値に設定することができる。
また、様々な車両やエンジンと組み合わせて適用する際に、一部の歯車を変更するだけで段間比の順列を乱すことなく変速比の幅を変化させることができるので、製造コストを大きく変化させないで対応することができる。
【００６３】
上記した各実施例は、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータ２を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
【産業上の利用可能性】
【００６４】
前進８段の好ましい変速比を得るとともに、変速比の幅を容易に変更できるので、乗用車、商用車を問わず、車両の変速機に幅広く適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００６５】
【図１】本発明の多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例１）
【図２】実施例１の作動表を示す図である。
【図３】実施例１の共通速度線図である。
【図４】本発明の第２の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例２）
【図５】実施例２の共通速度線図である。
【図６】本発明の第３の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例３）
【図７】実施例３の共通速度線図である。
【図８】本発明の第４の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列の構造を示したスケルトン図である。（実施例４）
【図９】実施例４の共通速度線図である。
【符号の説明】
【００６６】
１      エンジン
２      トルクコンバータ
１０    入力軸
１２    出力軸
１４    遊星歯車組
１６    遊星歯車群
２０    第１サンギヤ
２２    第１リングギヤ
２４    第１インナピニオン
２６    第１アウタピニオン
２８    第１キャリア
３０    第２サンギヤ
３２    第２リングギヤ
３６    第２アウタピニオン
３８    第２キャリア
４０    第３サンギヤ
４２    第３リングギヤ
４４    第３インナピニオン
４６    第３アウタピニオン
４８    第３キャリア
５２    ケース
５４    第１クラッチ
５６    第２クラッチ
５８    第１ブレーキ
６０    ワンウエイクラッチ
６２    第２ブレーキ
６４    第３クラッチ
６６    第４クラッチ
７０    第１歯車対
７２    第２歯車対
【図１】
2007321834.tif 000003
【図２】
2007321834.tif 000004
【図３】
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【図４】
2007321834.tif 000006
【図５】
2007321834.tif 000007
【図６】
2007321834.tif 000008
【図７】
2007321834.tif 000009
【図８】
2007321834.tif 000010
【図９】
2007321834.tif 000011