(57)【要約】【課題】遊星歯車装置と、その遊星歯車装置のサンギヤからの動力が入力される発進ギヤとを備えた車両用自動変速機において、発進ギヤに伝達される噛み合い反力によってサンギヤが傾くことが防止される車両用自動変速機を提供する。【解決手段】サンギヤ３０ｓと発進ギヤ３６とのスプライン嵌合部７８には、発進ギヤ３６に伝達される噛み合い反力による発進ギヤ３６の傾きによる発進ギヤ３６の変位よりも大きいガタが形成されているため、小径ギヤ３６に噛み合い反力が伝達されることで小径ギヤ３６が傾いても、サンギヤ３０ｓが傾くこともなく、遊星歯車装置３０の噛合状態が悪化することによる振動や騒音の悪化を抑制することができる。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力源からの動力が入力されるキャリア、該キャリアへ入力された動力が出力されるサンギヤ、およびリングギヤを含んで構成される遊星歯車装置と、前記サンギヤから出力された動力が入力される発進ギヤとを、備えた車両用自動変速機において、  
前記サンギヤと前記発進ギヤとがスプライン嵌合で接続されており、
前記サンギヤと前記発進ギヤとのスプライン嵌合部には、該発進ギヤと噛み合うギヤから該発進ギヤに伝達される噛み合い反力による該発進ギヤの傾きによる該発進ギヤの変位よりも大きいガタが形成されている
ことを特徴とする車両用自動変速機。
【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係り、特に、動力伝達中に発生する振動や騒音の低減に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
動力源の回転を変速して出力軸に伝達する車両用自動変速機として、様々な構造の自動変速機が実現されている。例えば、特許文献１にあっては、動力源として機能するエンジン２と出力軸２２との間に、ギヤ列２３（歯車列）による動力伝達経路と、無段変速機１による動力伝達機構とを並列に備えた構造が開示されている。例えば、特許文献１の図１０には、ギヤ列２３による動力伝達経路として、遊星歯車装置で構成される前後進切替機構１０、駆動ギヤ２５、カウンタドリブンギヤ２６、カウンタドライブギヤ２７、従動ギヤ２８から構成されるものが開示されている。また、前後進切替機構１０は、動力源からの動力が伝達されるキャリアと、ブレーキ機構Ｂが設けられているリングギヤと、前記キャリアに入力された動力を出力するサンギヤとを含んで構成され、そのサンギヤから出力された動力が駆動ギヤ２５に伝達されるように構成されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】国際公開第２０１３／１７６２０８号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、上述した特許文献１の構成において、前記サンギヤと前記駆動ギヤ２５とが一体構造を有して構成されている。このように構成されていると、駆動ギヤ２５が駆動輪側からの噛み合い反力によって傾いた際に、サンギヤも同様に傾いてしまう。このとき、遊星歯車装置の噛合状態が悪化し、振動や騒音が大きくなる可能性があった。
【０００５】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、遊星歯車装置と、その遊星歯車装置のサンギヤから出力された動力が入力される発進ギヤとを備えた車両用自動変速機において、発進ギヤに伝達される噛み合い反力によってサンギヤが傾くことが防止される車両用自動変速機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記目的を達成するための、第１発明の要旨とするところは、(a)動力源からの動力が入力されるキャリア、そのキャリアへ入力された動力が出力されるサンギヤ、およびリングギヤを含んで構成される遊星歯車装置と、前記サンギヤから出力された動力が入力される発進ギヤとを、備えた車両用自動変速機において、(b)前記サンギヤと前記発進ギヤとがスプライン嵌合で接続されており、(c)前記サンギヤと前記発進ギヤとのスプライン嵌合部は、その発進ギヤと噛み合うギヤからその発進ギヤに伝達される噛み合い反力によるその発進ギヤの傾きによるその発進ギヤの変位よりも大きいガタが形成されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００７】
このようにすれば、発進ギヤに噛み合い反力が伝達されることで発進ギヤが傾いても、ガタによってサンギヤが傾くこともないため、遊星歯車装置の噛合状態が悪化することによる振動や騒音の悪化を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明の一実施例である車両用駆動装置の概略構成を説明するための骨子図である。
【図２】図１の前後進切替装置および小径ギヤ周辺の構造を説明する断面図である。
【図３】図２のサンギヤが傾いたときの、サンギヤのピニオンギヤとの歯当りを示している。
【図４】サンギヤの歯当りと歯元応力との関係を示す図である。
【図５】サンギヤの歯当りと噛合伝達誤差との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
【実施例】
【００１０】
図１は、本発明の一実施例である車両用駆動装置１２（以下、駆動装置１２）の概略構成を説明するための骨子図である。駆動装置１２は、例えば走行用の動力源として用いられるエンジン１４と、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１６と、前後進切替装置１８と、ベルト式無段変速機構２０（以下、無段変速機構２０）と、ギヤ機構２２と、駆動輪７０に動力伝達可能な出力ギヤ２４が形成されている出力軸２５と、デフギヤ６４とを、含んで構成されている。駆動装置１２にあっては、タービン軸２６と出力軸２５との間に、無段変速機構２０とギヤ機構２２とが並列に備えられて構成される自動変速機２３（車両用自動変速機）が設けられている。これより、エンジン１４から出力される動力がトルクコンバータ１６を経由してタービン軸２６に伝達され、この動力がタービン軸２６から無段変速機構２０を介して出力軸２５に伝達される第１伝達経路と、エンジン１４から出力される動力がトルクコンバータ１６を経由してタービン軸２６に伝達され、この動力がタービン軸２６からギヤ機構２２を介して出力軸２５に伝達される第２伝達経路とが形成され、車両の走行状態に応じて前記第１伝達経路および第２伝達経路が選択的に切り替えられるように構成されている。
【００１１】
エンジン１４は、動力源として機能するものであり、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。トルクコンバータ１６は、エンジン１４のクランク軸に連結されたポンプ翼車１６ｐ、およびトルクコンバータ１６の出力側部材に相当するタービン軸２６を介して前後進切替装置１８に連結されたタービン翼車１６ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、ポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔの間にはロックアップクラッチ２８が設けられており、このロックアップクラッチ２８が完全係合させられることによってポンプ翼車１６ｐおよびタービン翼車１６ｔは一体回転させられる。
【００１２】
前後進切替装置１８は、前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢとダブルピニオン型の遊星歯車装置３０とを主体として構成されており、キャリア３０ｃがトルクコンバータ１６のタービン軸２６および無段変速機構２０のプライマリシャフト３２に一体的に連結され、リングギヤ３０ｒが後進用ブレーキＢを介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に連結され、サンギヤ３０ｓが小径ギヤ３６に接続されている。また、サンギヤ３０ｓとキャリア３０ｃとが、前進用クラッチＣａを介して選択的に連結される。前進用クラッチＣａおよび後進用ブレーキＢは断接装置に相当するもので、何れも油圧アクチュエータによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。従って、サンギヤ３０ｓとキャリア３０ｃとが連結されると、エンジン１２からの動力がキャリア３０ｃに入力され、そのキャリア３０ｃに入力された動力がサンギヤ３０ｓから小径ギヤ３６に入力される。なお、小径ギヤ３６が、本発明の発進ギヤに対応している。
【００１３】
遊星歯車装置３０のサンギヤ３０ｓは、ギヤ機構２２を構成する小径ギヤ３６に連結されている。ギヤ機構２２は、前記小径ギヤ３６と、第１カウンタ軸３８に相対回転不能に設けられている大径ギヤ４０とを、含んで構成されている。第１カウンタ軸３８と同じ回転軸線まわりには、アイドラギヤ４２が第１カウンタ軸３８に対して相対回転可能に設けられている。また、第１カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２との間には、これらを選択的に断接する噛合クラッチＤが設けられている。噛合クラッチＤは、第１カウンタ軸３８に形成されている第１ギヤ４８と、アイドラギヤ４２に形成されている第２ギヤ５０と、これら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合可能（係合可能、噛合可能）なスプライン歯が形成されているハブスリーブ６１とを含んで構成されており、ハブスリーブ６１がこれら第１ギヤ４８および第２ギヤ５０と嵌合することで、第１カウンタ軸３８とアイドラギヤ４２とが接続される。また、噛合クラッチＤは、第１ギヤ４８と第２ギヤ５０とを嵌合する際に回転を同期させる同期機構としてのシンクロメッシュ機構Ｓをさらに備えている。なお、大径ギヤ４０が、本発明の発進ギヤと噛み合うギヤに対応している。
【００１４】
アイドラギヤ４２は、そのアイドラギヤ４２よりも大径の入力ギヤ５２と噛み合わされている。入力ギヤ５２は、無段変速機構２０の後述するセカンダリプーリ５６の回転軸線と共通の回転軸線に配置されている出力軸２５に対して相対回転不能に設けられている。出力軸２５は、前記回転軸線まわりに回転可能に配置されており、前記入力ギヤ５２および出力ギヤ２４が相対回転不能に設けられている。また、エンジン１４の動力がタービン軸２６からギヤ機構２２を経由して出力軸２５に伝達される第２伝達経路上には、前進用クラッチＣａ、後進用ブレーキＢ、および噛合クラッチＤが設けられている。
【００１５】
無段変速機構２０は、入力軸として機能するタービン軸２６と出力軸２５との間のトルク伝達経路上に設けられ、プライマリシャフト３２を介してタービン軸２６に連結された入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ５４（可変プーリ５４）と、後述するベルト走行用クラッチＣｂを介して出力軸２５に連結された出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ５６（可変プーリ５６）と、その一対のプーリ５４、５６の間に巻き掛けられた伝動ベルト５８とを備えており、一対の可変プーリ５４、５６と伝動ベルト５８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。
【００１６】
プライマリプーリ５４は、プライマリシャフト３２に固定された入力側固定回転体としての固定シーブ５４ａと、プライマリシャフト３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ５４ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５４ｂを移動させるための推力を発生させるプライマリ側油圧アクチュエータ５４ｃとを、備えて構成されている。また、セカンダリプーリ５６は、出力側固定回転体としての固定シーブ５６ａと、固定シーブ５６ａに対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ５６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為に可動シーブ５６ｂを移動させるための推力を発生させるセカンダリ側油圧アクチュエータ５６ｃとを備えて構成されている。
【００１７】
前記一対の可変プーリ５４，５６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト５８の掛かり径（有効径）が変更されることで、実変速比（ギヤ比）γ（＝プライマリ回転速度Ｎin／セカンダリ回転速度Ｎout）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ５４のＶ溝幅が狭くされると、変速比γが小さくされる。すなわち、無段変速機構２０がアップシフトされる。また、プライマリプーリ５４のＶ溝幅が広くされると、変速比γが大きくされる。すなわち、無段変速機構２０がダウンシフトされる。
【００１８】
また、無段変速機構２０と出力軸２５との間には、これらの間を選択的に断接するベルト走行用クラッチＣｂが介挿されており、このベルト走行用クラッチＣｂが係合されることで、エンジン１４の動力がタービン軸２６および無段変速機構２０を経由して出力軸２５に伝達される第１伝達経路が形成される。また、ベルト走行用クラッチＣｂが解放されると、第１伝達経路が遮断され、無段変速機構２０を介して出力軸２５に動力が伝達されない。
【００１９】
出力ギヤ２４は、第２カウンタ軸６０に固定されている大径ギヤ６２と噛み合わされている。第２カウンタ軸６０には、前記大径ギヤ６２およびデフギヤ６４のデフリングギヤ６６と噛み合う小径ギヤ６８が設けられている。デフギヤ６４は、差動機構から構成され、左右の駆動輪７０Ｌ、７０Ｒに適宜回転速度差を与えつつ、デフリングギヤ６６から入力された動力をその左右の駆動輪７０Ｌ、７０Ｒに伝達する。なお、デフギヤ６４は、公知の技術であるためその詳細な説明を省略する。
【００２０】
上記のように構成される駆動装置１２において、ベルト走行用クラッチＣbが係合されると、無段変速機構２０を介して動力が伝達される第１伝達経路による前進走行が実行され、前進用クラッチＣa および噛合クラッチＤが係合されると、ギヤ機構２２を介して動力が伝達される第２伝達経路による前進走行が実行される。また、後輪用ブレーキＢおよび噛合クラッチＤが係合されると、ギヤ機構２２を介して動力が伝達される第２経路による後進走行が実行される。
【００２１】
図２は、図１の前後進切替装置１８および小径ギヤ３６周辺の構造を説明する断面図である。前後進切替装置１８および小径ギヤ３６は、回転軸線Ｃ１まわりに回転するタービン軸２６の外周側に配置されている。前後進切替装置１８は、主に、遊星歯車装置３０、前進用クラッチＣa、および後輪用ブレーキＢから構成されている。遊星歯車装置３０は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置であり、サンギヤ３０ｓと、そのサンギヤ３０ｓと同心円上に配置されているリングギヤ３０ｒと、サンギヤ３０ｓおよびリングギヤ３０ｒとそれぞれ噛み合う一対のピニオンギヤＰ１、Ｐ２と、これらピニオンギヤＰ１、Ｐ２を自転可能かつ公転可能に保持するキャリア３０ｃとを備えて構成されている。
【００２２】
サンギヤ３０ｓは、円環状に形成され、回転軸線Ｃ１まわりに回転可能に配置されている。また、サンギヤ３０ｓの外周面には、ピニオンギヤＰ１（図２では図示せず）と噛み合う外周歯が形成されている。サンギヤ３０ｓの回転軸線Ｃ１方向のエンジン１４側（図２において右側）には、小径ギヤ３６が接続されている。
【００２３】
リングギヤ３０ｒは、円環状に形成されており、回転軸線Ｃ１まわりに回転可能に配置されている。リングギヤ３０ｒの内周面には、ピニオンギヤＰ２と噛み合う内周歯が形成されている。なお、図２では図示されないが、リングギヤ３０ｒの外周側は、ブレーキ機構Ｂを介して非回転部材であるハウジング３４に選択的に接続可能に構成されている。
【００２４】
ピニオンギヤＰ１（図２では図示せず）およびピニオンギヤＰ２は、互いに噛み合うとともに、それぞれ両端がキャリア３０ｃによって保持されているキャリアピン７２を中心にして回転可能（自転可能）に保持されている。また、ピニオンギヤＰ１は、サンギヤ３０ｓの外周歯と噛み合わされ、ピニオンギヤＰ２は、リングギヤ３０ｒの内周歯と噛み合わされている。
【００２５】
キャリア３０ｃは、ピニオンギヤＰ１、Ｐ２を自転可能かつ公転可能に保持している。また、キャリア３０ｃの軸線軸線Ｃ１方向の無段変速機２０側（図において左側）の内周端部が、入力軸２６から径方向に伸びる鍔部２６ａに接続されている。従って、キャリア３０ｃは、入力軸２６と一体的に回転する。キャリア３０ｃの回転軸線Ｃ１方向のエンジン１４側（図において右側）の外周部には、回転軸線Ｃ１方向のエンジン１４側に向かって伸びる円筒部７４が形成されている。円筒部７４の外周部には、前進用クラッチＣaを構成する摩擦係合要素の内側摩擦板が相対回転不能に嵌合されている。
【００２６】
サンギヤ３０ｓの回転軸線Ｃ１方向のエンジン１４側が、小径ギヤ３６にスプライン嵌合によって動力伝達可能に接続されている。小径ギヤ３６は、円筒状に形成され、回転軸線Ｃ１方向のエンジン１４側の外周部に、大径ギヤ４０と噛み合う外周歯３６ａが形成されている。小径ギヤ３６は、ハウジング３４に嵌め付けられている玉軸受７６によって、回転軸線Ｃ１まわりに回転可能に支持されている。
【００２７】
ここで、サンギヤ３０ｓと小径ギヤ３６との接続部であるスプライン嵌合部７８において、サンギヤ３０ｓのスプライン歯８０（外周歯８０）と小径ギヤ３６のスプライン歯８２（内周歯８２）とは、ルーズ嵌合で締結されている。具体的には、小径ギヤ３６の外周歯３６ａに伝達される噛み合い反力によって小径ギヤ３６に傾きが生じても、その傾きによってサンギヤ３０ｓが傾かないように、サンギヤ３０ｓのスプライン歯８０と小径ギヤ３６のスプライン歯８２とのスプライン嵌合部７８には、小径ギヤ３６に伝達される噛み合い反力による小径ギヤ３６の傾きによる小径ギヤ３６のスプライン歯８２の変位よりも大きいガタ（隙間）が形成されている。すなわち、動力伝達中は回転方向の動力を伝達することから、小径ギヤ３６のスプライン歯８２とサンギヤ３０ｓのスプライン歯８０との間に形成されるスプライン嵌合部７８の径方向のガタ（隙間）が、小径ギヤ３６の傾きによるスプライン歯８２の変位よりも離間している。
【００２８】
ここで、噛み合い反力とは、小径ギヤ３６と大径ギヤ４０との間で動力伝達中に、小径ギヤ３６と噛み合う大径ギヤ４０から小径ギヤ３６に伝達される、互いのギヤ３６、４０の回転軸線間の距離が遠ざかる方向に作用する力である。この噛み合い反力が作用することで、小径ギヤ３６の一端が径方向に付勢されるため、小径ギヤ３６に傾きが生じる。すなわち、小径ギヤ３６の回転軸線がタービン軸２６の回転軸線に対して偏心する。
【００２９】
従って、小径ギヤ３６の外周歯３６ａに、駆動輪７０側からの噛み合い反力が伝達されて小径ギヤ３６が傾いても、サンギヤ３０ｓは前記ガタの範囲で変位（移動）するだけであるため、サンギヤ３０ｓが噛み合い反力の影響を受けて傾くことが抑制される。よって、サンギヤ３０ｓの傾きによる遊星歯車装置３０の噛合状態が悪化することもなく、噛合状態悪化に起因するギヤ強度の低下、噛合伝達誤差の悪化による振動や騒音、噛合効率の低下が抑制される。
【００３０】
図３は、サンギヤ３０ｓが傾いたときの、サンギヤ３０ｓのピニオンギヤＰ１との接触面である歯当りを示している。図３(a)が、サンギヤ３０ｓが傾かない場合、すなわち本実施例（姿勢良）の歯当りを示し、図３(b)が、比較対象としてサンギヤ３０ｓが傾いた場合（姿勢悪）の歯当りを示している。図３において、網目状の部位が、ピニオンギヤＰ１との歯当り、すなわちピニオンギヤＰ１との接触面に対応している。図３(a)に示すように、サンギヤ３０ｓが傾かない状態では、噛合開始から噛合終了までの間において、サンギヤ３０の外周歯の歯面が、歯幅方向および歯たけ方向の略全体に渡ってピニオンギヤＰ１と接触している（歯当り良）。一方、サンギヤ３０ｓが傾くと、図３(b)に示すように、歯幅方向で接触面に偏りが生じ、歯当りが図３(a)に比べて大幅に小さくなっている（歯当り悪）。
【００３１】
図４は、サンギヤ３０ｓの噛合姿勢と歯元にかかる歯元応力との関係を示している。図４に示すように、本実施例に対応する(a)歯当り良の状態（図３(a)に対応）と、(b)歯当り悪の状態(図３(b)に対応)とでは、歯当り良の状態の方が、サンギヤ３０ｓの歯元にかかる歯元応力が低くなっている。これに対して、噛合姿勢が悪いと、歯元にかかる歯元応力が姿勢良の場合と比べて７５％程度も高くなるため、歯元強度が不利となりギヤ強度も低下する。本実施例では、噛合姿勢が良となるため、歯元応力が高くなることもなく、ギヤ強度の低下も抑制される。
【００３２】
図５は、サンギヤ３０ｓの噛合姿勢と噛合伝達誤差との関係を示している。図５に示すように、本実施例に対応する(a)歯当り良の状態と、(b)歯当り悪の状態とでは、歯当り良の状態の方が、歯当り悪の場合と比べて噛合伝達誤差が小さくなる。これに対して、噛合姿勢が悪いと、姿勢良の場合と比べて噛合伝達誤差が３５％も大きくなることから、動力伝達中に発生する振動や騒音が悪化する。本実施例では、噛合姿勢が良となるため、噛合伝達誤差が増加することもなく、振動や騒音の悪化も抑制される。
【００３３】
上記より、本実施例にあっては、小径ギヤ３６に噛み合い反力が伝達されて小径ギヤが傾いても、サンギヤ３０ｓは傾くことがないため、歯当りが悪くなくこともなく、歯当りの悪化による歯元応力の増加や噛合伝達誤差の悪化が抑制され、結果として、ギヤ強度の悪化や振動および騒音の悪化が抑制される。これに関連して、遊星歯車装置３０の強度増加による大型化や重量化を防止することもできる。
【００３４】
上述のように、本実施例によれば、サンギヤ３０ｓと発進ギヤ３６とのスプライン嵌合部７８には、発進ギヤ３６に伝達される噛み合い反力による発進ギヤ３６の傾きによる発進ギヤ３６の変位よりも大きいガタが形成されているため、小径ギヤ３６に噛み合い反力が伝達されることで小径ギヤ３６が傾いても、サンギヤ３０ｓが傾くこともなく、遊星歯車装置３０の噛合状態が悪化することによる振動や騒音の悪化を抑制することができる。
【００３５】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００３６】
例えば、前述の実施例では、自動変速機２３は、タービン軸２６と出力軸２５との間に、無段変速機２０とギヤ機構２２とを並列に備えるものであったが、本発明は、必ずしもこれに限定されない。本発明は、動力源からの動力が入力されるキャリア、そのキャリアへ入力された動力が出力されるサンギヤ、およびリングギヤを含んで構成される遊星歯車装置と、前記サンギヤから出力された動力が入力される発進ギヤとを、備えた構成であれば適宜適用することができる。
【００３７】
また、前述の実施例では、動力源として内燃機関であるエンジン１４が適用されていたが、例えば電動モータなど動力源として機能するものであれば適宜変更することができる。
【００３８】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００３９】
１４：エンジン（動力源）
２３：自動変速機（車両用自動変速機）
３０：遊星歯車装置
３０ｓ：サンギヤ
３０ｃ：キャリア
３０ｒ：リングギヤ
３６：小径ギヤ（発進ギヤ）
４０：大径ギヤ（発進ギヤと噛み合うギヤ）
７８：スプライン嵌合部
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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