(57)【要約】【課題】前進６段以上の多段変速遊星歯車列において、変速機部分の軸方向長さを短くレイアウト可能にする。【解決手段】入力軸１０と平行に設けた第１出力軸１２および第２出力軸１４と、第１出力軸１２と同軸に配置した第１遊星歯車組２２と、第２出力軸１４と同軸上に配置した第２遊星歯車組２４とを有し、入力軸１０と、第1リングギヤ３２とは第１入力歯車対１０ａ、２６を介して、第２キャリア４８とは第２入力歯車対１０ａ、２８を介して連結可能であり、第１出力軸１２は第１キャリア３８と、第２出力軸１４は第２リングギヤ４２と、それぞれ連結され、第１サンギヤ３０は第１入力歯車対１０ａ、２６を介して入力軸１０と連結可能であり、第２入力メンバーは固定可能であり、第１サンギヤと第２サンギヤ４０とは中間歯車５２を介して連結され、第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０は中間歯車５２を介して固定可能とした。【選択図】図１
2007040327.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
該入力軸と平行に設けられた第１出力軸と、
前記入力軸および前記第１出力軸に平行に設けられた第２出力軸と、
前記第１出力軸と一体の第１駆動歯車と、
前記第２出力軸と一体の第２駆動歯車と、
前記第１駆動歯車および前記第２駆動歯車に噛み合う出力歯車と、
前記第１出力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨン、第１ピニヨンを回転自在に軸支する第１キャリアを有して、前記入力軸の回転数を前記第１駆動歯車の回転数に変換する第１遊星歯車組と、
前記第２出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨン、第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリアを有して、前記入力軸の回転数を前記第２駆動歯車の回転数に変換する第２遊星歯車組と、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとを連結する中間歯車とを有し、
前記入力軸は、第１入力歯車対を介して前記第１リングギヤと、第２入力歯車対を介して前記第２キャリアと、それぞれ連結可能であり、
前記第１出力軸は前記第１キャリアに、前記第２出力軸は前記第２リングギヤに、それぞれ連結されるか、または連結可能であり、
前記第２キャリアはケース側に固定可能であり、
前記第１サンギヤおよび前記第２サンギヤは、前記第１入力歯車対を介して前記入力軸と連結可能であるとともに、前記中間歯車を介して前記ケース側に固定可能であることを特徴とする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６段の多段変速が可能なものが実用に供されている。
実用に供されている従来の前進６段の多段変速遊星歯車列は、２列または３列の遊星歯車と５個の摩擦要素により前進６段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。
【０００３】
しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進６段の変速比を得るために２列または３列の遊星歯車組に加えて、これらと同じ軸上に５個の摩擦要素をさらに設ける必要があって、これらを配置すると軸方向の所要スペースが大きくなってしまうため、エンジンを横向きに配置した、いわゆるエンジン横置き式前輪駆動車等に搭載する変速機へ適用する場合に、車両への搭載が困難になることがあるという問題があった。
そこで、本出願人は２組の遊星歯車と５乃至６個の摩擦要素とを２つの軸に分けて配置して軸方向の所要スペースを小さくすることが可能な多段変速遊星歯車列を提案した（特許文献２を参照）。
【特許文献１】特開平４−２１９５５３号公報
【特許文献２】特開２００５−１８０６６５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、変速機の軸方向長さが長いために、エンジン横置き式車両への適用に際して所要スペースの面で制約がある点である。
本発明の目的は、前進６段以上の変速比を得て燃費を向上させながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にして、エンジン横置き式車両の変速機への適用性を向上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】
本発明は、第１サンギヤと第２サンギヤとを、中間歯車を介して連結するとともに、これを介してケースに固定可能にしたことを最も主要な特徴とする。
すなわち、本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と平行に設けられた第１出力軸および第２出力軸と、第１出力軸と一体の第１駆動歯車と第２出力軸と一体の第２駆動歯車と、第１駆動歯車および第２駆動歯車に噛み合う出力歯車と、第１出力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨン、第１ピニヨンを回転自在に軸支する第１キャリアを有して、入力軸の回転数を第１駆動歯車の回転数に変換する第１遊星歯車組と、第２出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨン、第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリアを有して、入力軸の回転数を第２駆動歯車の回転数に変換する第２遊星歯車組と、第１サンギヤと第２サンギヤとを連結する中間歯車とを有し、入力軸は、第１入力歯車対を介して第１リングギヤと、第２入力歯車対を介して第２キャリアと、それぞれ連結可能であり、第１出力軸は第１キャリアに、第２出力軸は第２リングギヤに、それぞれ連結されるか、または連結可能であり、第２キャリアはケース側に固定可能であり、第１サンギヤおよび第２サンギヤは、第１入力歯車対を介して入力軸と連結可能であるとともに、中間歯車を介してケース側に固定可能に構成した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の多段変速遊星歯車列は、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組と各締結要素を、第１出力軸と第２出力軸および中間歯車に振り分けて配置するとともに、入力軸と第１および第２遊星歯車組とを第１、第２入力歯車対で連結し、第１および第２遊星歯車組のサンギヤ同士を、中間歯車を介して連結することで、前進６段以上の多段の変速比を得る構成にしたため、燃費の向上をはかりながらも遊星歯車列の軸方向長さを短くすることができるので、その分、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、車幅の小さい車両への適用や、より軸方向長さの大きなエンジンを組み合わせての適用が可能になる。
【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、本発明装置の１実施例のスケルトン図である。
また図２は、図１の左側から見た場合の、以下に説明する各軸の配置を表す。
さらに図３は、図１に対応した断面図であるが、断面の取り方が図１と一部異なる。
図１に示した本発明の多段変速遊星歯車列は、エンジン１からフルードカップリング２を介して駆動される入力軸１０が、エンジン１の出力軸と同じ軸上にあり、またこれらと平行に第１出力軸１２および第２出力軸１４が配置されている。
【０００９】
第１出力軸１２および第２出力軸１４には、第１駆動歯車１２ａおよび第２駆動歯車１４ａがそれぞれ一体になっており、第１駆動歯車１２ａおよび第２駆動歯車１４ａはともに出力歯車１６と噛み合っている。図１は、図２におけるＡ−Ａを平面に展開した状態で描いてあるので、同図では第１駆動歯車１２ａと出力歯車１６とが離れているが、実際は図２のように第１駆動歯車１２ａと出力歯車１６とは噛み合っている。
なお、図２では、それぞれの円は各歯車等の外径を表し、軸中心は黒い点で表して矢印で示した。
【００１０】
したがって、第１出力軸１２と第２出力軸１４とは、それぞれ第１駆動歯車１２ａ、出力歯車１６、第２駆動歯車１４ａを介して互いに連結していることになる。
出力歯車１６は差動装置１８を介して車軸２０ａ、２０ｂを駆動し、車軸２０ａ、２０ｂは図示しない左右の車輪と連結されている。
【００１１】
第１出力軸１２上に第１遊星歯車組２２が、第２出力軸１４上に第２遊星歯車組２４が、それぞれ同軸配置されている。
入力軸１０と一体の入力駆動歯車１０ａは、第１出力軸１２と同軸の第１入力歯車２６と噛み合って第１入力歯車対を構成するとともに、第２出力軸１４と同軸の第２入力歯車２８とも噛み合って第２入力歯車対を構成している。
図１では、入力駆動歯車１０ａと第２入力歯車２８とが離れているが、実際は図２および図３に示すように入力駆動歯車１０ａと第２入力歯車２８とは噛み合っている。
【００１２】
第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４は、いずれも一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組２２は、第１サンギヤ３０と、第１リングギヤ３２と、第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０に噛み合った第１ピニヨン３４と、第１ピニヨン３４を回転自在に軸支する第１キャリア３８とで構成されている。
同様に、第２遊星歯車組２４は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、第２ピニヨン４４、第２キャリア４８とで構成されている。
【００１３】
第１入力歯車２６、第２入力歯車２８、第１出力軸１２および第２出力軸１４と、第１遊星歯車組２２および第２遊星歯車組２４の各回転メンバーとは以下のように連結されているか、または連結可能である。
第１サンギヤ３０と一体に連結された第１反力歯車５０は、中間歯車５２を介して、第２サンギヤ４０と一体の第２反力歯車５４と連結している。
【００１４】
第１入力歯車２６は、第１クラッチ５６の締結により中間メンバー５８と連結可能であり、さらに第２クラッチ６０を締結することにより第１リングギヤ３２と連結される。
同様に、第１クラッチ５６に加えて第３クラッチ６２を締結すると、第１入力歯車２６は第１サンギヤ３０および第１反力歯車５０と連結される。
また、第２クラッチ６０および第３クラッチ６２を締結すると第１遊星歯車組２２のメンバーは一体になる。
なお、第１キャリア３８は第１出力軸１２と連結している。
【００１５】
中間歯車５２は、第１ブレーキ６４によりケース６６に固定可能であり、このとき第1サンギヤ３０および第２サンギヤ４０をともに固定することができる。
第２入力歯車２８は第４クラッチ６８を介して第２キャリア４８と連結可能である。
第２キャリア４８は第２ブレーキ７０によりケース６６に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ７２により常に一方の回転方向に対しては回転不能にケース６６に固定されている。
なお、第２リングギヤ４２は第２出力軸１４と連結している。
【００１６】
次に、図１に示した実施例１の作動を、図４に示した作動表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、静止部、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。
【００１７】
図４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５６を、Ｂ−１は第１ブレーキ６４を、ＯＣはワンウエイクラッチ７２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。
【００１８】
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７速（７ｔｈ）の、Ｒレンジは後進（Ｒ）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１６側から入力軸１０を駆動することが可能である。
図４の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を表す。
また、（○）印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
【００１９】
ここで、各歯数比の算出について、遊星歯車組にあっては、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）を、第１遊星歯車組２２をα１、第２遊星歯車組２４をα２とし、歯車対にあっては、第１歯車対の入力駆動歯車１０ａと第１入力歯車２６における歯数比をｉ１、第２歯車対の入力駆動歯車１０ａと第２入力歯車２８における歯数比をｉ２とし、第１反力歯車５０と第２反力歯車５４間の歯数比を１とした場合について説明する。
【００２０】
なお、各変速比の計算には、α１を０．５１、α２を０．５９、ｉ１を１．７８、ｉ２を０．９５とした場合について例示する。
つまり、第１入力歯車２６は入力軸１０から減速駆動され、第２入力歯車２８は同じく増速駆動される。
なお、表示および計算式を簡略化するため、α１（１＋α２）をＡとする。上記した歯数比においてＡは０．８１１である。
【００２１】
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の変速比は、第１クラッチ５６（Ｃ−１）および第２クラッチ６０（Ｃ−２）を締結することによって得られる。
このとき、第２キャリア４８はワンウエイクラッチ７２（ＯＣ）によりケース６６に固定される。
すなわち、ワンウエイクラッチ７２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１６側から入力軸１０を駆動することはできない。
【００２２】
第１速の変速比（入力軸１０の回転数／第１出力軸１２および第２出力軸１４の回転数）は、ｉ１（１＋α１）＋ｉ１・α１／α２になり、上記の値に設定した歯数比においては４．２２６になる。
【００２３】
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５６および第２クラッチ６０の締結を維持したまま、第１ブレーキ６４（Ｂ−１）の締結により第１サンギヤ３０をケース６６に固定することで行う。
このとき、第２キャリア４８のケース６６への固定は、ワンウエイクラッチ７２の作用で自動的に解除される。
【００２４】
このため、第１速から第２速への変速において、いわゆる変速ショックは、第１ブレーキ６４の締結を追加するだけで済むので、これを徐々に接続するだけでスムーズな変速制御を行うことができる。
変速比はｉ１（１＋α１）になり、上記した歯数比においては２．６８８である。
【００２５】
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５６および第２クラッチ６０の締結を維持したまま、第１ブレーキ６４を解放するとともに第３クラッチ６２を締結することで行う。
これにより第１遊星歯車組２２は一体になり、変速比はｉ１になる。上記した歯数比において変速比は１．７８０である。
【００２６】
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５６および第２クラッチ６０の締結を維持したまま、第3クラッチ６２の締結を解除するとともに第4クラッチ６８（Ｃ−４）の締結により第２サンギヤ４０を第２入力歯車２８と連結することで行う。
【００２７】
したがって、中間歯車５２を介して第２サンギヤ４０と連結された第１サンギヤ３０も第２入力歯車２８と連結されることになる。
これにより、変速比はｉ１・ｉ２（α２＋Ａ）／（ｉ２・α２＋ｉ１・Ａ）になる。上記した歯数比において変速比は１．１８２である。
【００２８】
つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速における第２クラッチ６０、第４クラッチ６８の締結を維持したまま、第１クラッチ５６の締結を解除するとともに第３クラッチ６２の締結により第1遊星歯車組２２を一体化することで行う。
これにより、第２遊星歯車組２４も実質的に一体になり、変速比はｉ２になる。上記した歯数比において変速比は０．９５０の増速である。
【００２９】
つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第３クラッチ６２および第４クラッチ６８の締結を維持したまま、第２クラッチ６０の締結を解除するとともに、再び第1クラッチ５６の締結により行う。
これにより、第１サンギヤ３０とともに第２サンギヤ４０の回転数が１／ｉ１になり、変速比はｉ１・ｉ２／｛ｉ１＋α２（ｉ１−ｉ２）｝になる。上記歯数比において変速比は０．７４５である。
【００３０】
つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第１クラッチ５６および第4クラッチ６８の締結を維持したまま、第３クラッチ６２の締結を解除するとともに、再び第１ブレーキ６４を締結することにより第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０をケース６６に固定することで行う。
これにより、第２サンギヤ４０の回転数が０になり、変速比はｉ２／（１＋α２）になる。上記歯数比において変速比は０．５９７である。
【００３１】
つぎに、Ｒレンジにおける後進の変速比は、第１クラッチ５６、第３クラッチ６２および第２ブレーキ７０の締結により、第２サンギヤ４０を第１入力歯車２６と連結し、第２キャリア４８をケース６６に固定することで行われる。
したがって、第２サンギヤ４０は１／ｉ１の回転数で駆動されることになり、変速比は−ｉ１／α２になる。上記歯数比において変速比は−３．０１７の逆転である。
【００３２】
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１６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４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２ブレーキ７０を締結する。これにより、出力歯車１６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。
【００３３】
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    ４．２２６  （１．５７２）
第２速    ２．６８８  （１．５１０）
第３速    １．７８０  （１．５０６）
第４速    １．１８２  （１．２４４）
第５速    ０．９５０  （１．２７５）
第６速    ０．７４５  （１．２４７）
第７速    ０．５９７  
【００３４】
これに見るように、変速比の幅（４．２２６／０．５９７）が７．０７４と広く、変速段数が多いこととあいまって、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。
上記は第１反力歯車５０と第２反力歯車５４との歯数比を１とした場合について説明したが、これを増速または減速とすることも可能である。
【００３５】
実施例１においては、第1サンギヤ３０と第２サンギヤ４０との間を、中間歯車５２を含む歯車列で連結したため、第1ブレーキ６４を該中間歯車５２と同軸上に設けることができる。
図３に示した断面図で分かるように、具体的なレイアウトでは、第1出力軸１２上の第１遊星歯車組２２および３個のクラッチ５６、６０、６２の配置と、第２出力軸１４上の第２遊星歯車組２４および第４クラッチ６８、ワンウエイクラッチ７２ならびに第２ブレーキ７０の配置とが、バランスのとれた軸方向長さに収まっている。
これは、第１ブレーキ６４を中間歯車５２と同軸上に配置したためであり、これにより全体の軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
したがって、本実施例の多段変速遊星歯車組は、従来例に比べて車両全体を小型軽量にすることができるので、燃費の向上をはかることができるといった特徴もある。
【００３６】
上記した実施例１は、第２遊星歯車組をシングルピニヨン型とした場合であるが、これをダブルピニヨン型にして、第２キャリアを第２出力軸と連結し、第２リングギヤを第２入力歯車対と連結可能にしても、同様に前進７段の変速比を得ることができる。
また、前進７段の例で説明したが、第１クラッチを省略して前進６段にすることや、エンジンの特性や車両重量等に適応して変速比を適切に設定するなど、当業者の一般的な知識に基づいて、レイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。
さらに、上記実施例では、エンジン１と入力軸１０との間にフルードカップリング２を設けているが、これに代えてトルクコンバータ等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】
【００３７】
前進７段の変速比を得るとともに、変速機部分の軸方向長さを短くレイアウトできるので、特にエンジン横置き式車両に搭載する変速機へ適用する場合に、より車幅が小さい車両に適用可能になるとともに、より軸方向長さの大きなエンジンと組み合わせて適用することもできるので、小型乗用車などに幅広く適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３８】
【図１】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の軸の配置を示す図である。
【図３】実施例１の断面図である。
【図４】実施例１の作動表を示す図である。
【符号の説明】
【００３９】
１      エンジン
２      フルードカップリング
１０    入力軸
１２    第１出力軸
１４    第２出力軸
１６    出力歯車
１８    差動装置
２０    車軸
２２    第１遊星歯車組
２４    第２遊星歯車組
２６    第１入力歯車
２８    第２入力歯車
３０    第１サンギヤ
３２    第１リングギヤ
３４    第１ピニヨン、第１アウタピニヨン
３６    第１インナピニヨン
３８    第１キャリア
４０    第２サンギヤ
４２    第２リングギヤ
４４    第２ピニヨン
４８    第２キャリア
５０    第１反力歯車
５２    中間歯車
５４    第２反力歯車
５６    第１クラッチ
５８    中間メンバー
６０    第２クラッチ
６２    第３クラッチ
６４    第１ブレーキ
６６    ケース
６８    第４クラッチ
７０    第２ブレーキ
７２    ワンウエイクラッチ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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