(57)【要約】【課題】前進８段の多段変速遊星歯車列において、変速機の車両への搭載性を改善する。【解決手段】入力軸１０と同軸の出力軸１２と、これらと平行な副軸１４および中間出力軸１６と、出力軸１２と同軸の第１遊星歯車組２４と、副軸１４と同軸の第２遊星歯車組２６を有し、入力軸１０は第２サンギヤ４０および第２リングギヤ４２と減速歯車対１０ａ、２８を介して連結可能かつ第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０と連結可能であり、出力軸１２と副軸１４とは連結歯車１２ａ、１４ａとで連結され、出力軸１２は第１リングギヤ３２と、副軸１４は第２キャリア４８と連結され、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０は第２歯車対３０ａ、４０ａを介して連結されるとともに固定可能であり、第１キャリア３８は固定可能であり、第１連結歯車１２ａが入力歯車１６ａと噛み合って出力するように構成した。【選択図】図１
2009063138.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
該入力軸と同軸に設けた出力軸と、
前記入力軸および前記出力軸と平行に設けた副軸と、
前記入力軸および前記出力軸と平行に設けた中間出力軸と、
前記入力軸および前記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ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、
前記副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ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組とを有し、
前記入力軸は、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと減速用の第１歯車対を介してそれぞれ連結可能であるとともに、前記第１リングギヤおよび前記第１サンギヤと、それぞれ連結可能であり、
前記出力軸と前記副軸とは、前記出力軸と一体の第１連結歯車と前記副軸と一体の第２連結歯車とで連結され、
前記出力軸は前記第１リングギヤと連結され、
前記副軸は前記第２キャリアと連結され、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤは第２歯車対を介して連結されるとともに静止部に固定可能であり、
前記第１キャリアは静止部に固定可能であり、
前記第１連結歯車が前記中間出力軸と一体の入力歯車と噛み合って前記出力軸からの駆動力を車輪へ前記入力歯車を介して出力することを特徴とする多段変速遊星歯車列。
【請求項２】
前記第１キャリアがクラッチを介してスリーブと連結され、該スリーブは軸方向の一方向へ移動することにより前記入力軸と連結し、軸方向の他方向へ移動することにより静止部に固定される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。
【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としては、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。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、本出願人が提案した多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、遊星歯車組と６個の摩擦要素とを二つの軸に分けて配置したことにより軸方向長さを短くして、エンジン横置き式前輪駆動車等に搭載しやすい前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。
【０００３】
しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進８段の変速比を得るために２組の遊星歯車と、３組の歯車対と、６個の摩擦要素を有しており、これらを二つの軸に分けて配置し変速機の軸寸法を短くしているが、特許文献１の図１でわかるように、入力軸１０と平行に設けられた出力軸１２側に配置される減速用の歯車対４０の外径が大きくならざるを得ず、かつ出力軸１２はこれと一体の出力歯車１２ａが相手歯車（図にない車軸と同軸の出力歯車）との関係で軸中心位置が決まってしまうため、減速用の歯車対４０の外径の大きな部分が車両側と干渉する位置に設定せざるを得ないことがあり、変速機の車両への搭載にスペース上の制約が伴うという問題があった。
【特許文献１】特開２００５−０２３９８７号
【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、入力軸１０と平行に設けられた出力軸１２側に配置される減速用の歯車対４０の外径が大きく、しかもこれの軸中心位置も限られるため、変速機の車両への搭載に制約がつきまとう点である。
本発明の目的は、外径が多くなりがちな歯車を有する軸の配置自由度を高めて、エンジン横置き式前輪駆動車等に搭載しやすい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、該入力軸と同軸に設けた出力軸と、入力軸および前記出力軸と平行に設けた副軸と、入力軸および出力軸と平行に設けた中間出力軸と、前記入力軸および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ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、副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ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組とを有し、入力軸は、第２サンギヤおよび第２リングギヤと減速用の第１歯車対を介してそれぞれ連結可能であるとともに、第１リングギヤおよび第１サンギヤと、それぞれ連結可能であり、出力軸と副軸とは、出力軸と一体の第１連結歯車と副軸と一体の第２連結歯車とで連結され、出力軸は第１リングギヤと連結され、副軸は第２キャリアと連結され、第１サンギヤと第２サンギヤは第２歯車対を介して連結されるとともに静止部に固定可能であり、第１キャリアは静止部に固定可能であり、第１連結歯車が中間出力軸と一体の入力歯車と噛み合って出力軸からの駆動力を車輪へ前記入力歯車を介して出力するように構成した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、副軸の配置の自由度が高まり、第１歯車対の径が大きい歯車が車両側と干渉するのを避けることが可能な位置に副軸を設定できることとなり、その結果、エンジン横置き式前輪駆動車等に搭載しやすくなる。
【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、実施例に基づき図とともに説明する。
【実施例１】
【０００８】
図１は、本発明の実施例の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０および出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、またこれらと平行に副軸１４および中間出力軸１６が配置されている。
【０００９】
出力軸１２および副軸１４には、第１連結歯車１２ａおよび第２連結歯車１４ａがそれぞれ一体になっており、両者が噛み合うことで出力軸１２と副軸１４は連結されている。
また、第１連結歯車１２ａは中間出力軸１６と一体の入力歯車１６ａとも噛み合っており、中間出力軸１６と一体の駆動歯車１６ｂは出力歯車１８と噛み合っている。
出力歯車１８は差動装置２０を介して車軸２２ａ、２２ｂを駆動し、車軸２２ａ、２２ｂは図示しない左右の車輪と連結されている。
【００１０】
入力軸１０と一体の減速歯車１０ａは、この減速歯車１０ａより径が大きく形成されて副軸１４と同軸上で回転自在な入力歯車２８と噛み合っており、これら減速歯車１０ａおよび入力歯車２８は本発明の減速用の第１歯車対を構成する。
出力軸１２上には第１遊星歯車組２４が、また副軸１４上には第２遊星歯車組２６が、それぞれ同軸配置されている。
【００１１】
第１遊星歯車組２４と第２遊星歯車組２６は、いずれも一般的にシングルピニオ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２４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に噛み合った複数の第１ピニオン３４と、第１ピニオン３４を回転自在に軸支する第１キャリア３８といった回転メンバーで構成されている。
同様に、第２遊星歯車組２６は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、複数の第２ピニオン４４、第２キャリア４８といった回転メンバーで構成されている。
【００１２】
入力軸１０、入力歯車２８、出力軸１２、副軸１４、第１遊星歯車組２４および第２遊星歯車組２６の各回転メンバー等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２歯車３０ａは第２サンギヤ４０と一体の第２歯車４０ａと噛み合っている。第２歯車３０ａおよび第２歯車４０ａは本発明の第２歯車対を構成する。したがって、第１サンギヤ３０と第２歯車４０は、第２歯車対を介して連結されていることになる。
【００１３】
入力歯車２８は、第１クラッチ５０の締結により第２リングギヤ４２と連結される。同様に、第２クラッチ５２を締結すると、入力歯車２８は第２サンギヤ４０と連結される。
第２キャリア４８は副軸１４と連結している。
【００１４】
第２サンギヤ４０は、第１ブレーキ５４の締結によりケース（静止部）５６に固定可能であり、これにより第２サンギヤ４０およびこれと連結している第1サンギヤ３０はともに固定される。
また、第１サンギヤ３０は第３クラッチ５８により入力軸１０と連結可能であり、これにより第1サンギヤ３０およびこれと連結している第２サンギヤ４０はともに入力軸１０と連結される。
第１キャリア３８は、第４クラッチ６０を介して入力軸１０と連結可能であり、さらに第２ブレーキ６２の締結によりケース５６に固定可能である。
第１リングギヤ３２は出力軸１２と連結している。
【００１５】
つぎに、図１に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図３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、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。
【００１６】
図３の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキ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５０を、Ｂ−１は第１ブレーキ５４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。
【００１７】
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」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。
図３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、それぞれ表す。
【００１８】
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２４ではα１、第２遊星歯車組２６ではα２とし、歯車対にあっては、減速用の第１歯車対の歯数比（入力歯車２８の歯数／減速歯車１０ａの歯数）をｉ１、第２歯車対の歯数比（第２歯車４０ａの歯数／第２歯車３０ａの歯数）をｉ２、第１連結歯車１２ａと第２連結歯車１４ａの歯数比（１４ａの歯数／１２ａの歯数）をｉ３として説明する。
【００１９】
ここでは、各変速比の計算には、それぞれの歯数比を、すなわちα１を０．５０、α２を０．４５、ｉ１を２．０２、ｉ２を１．０６、ｉ３を０．９８７とした場合について例示する。
なお、表示および計算式を簡略化するため、α２・ｉ１（１＋α１）／｛α１・ｉ２＋α２・ｉ１（１＋α１）｝をＡと定義する。上記した歯数比においてＡは０．７１８である。また、変速比は入力軸１０の回転速度と出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）で表す。
【００２０】
はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ５０（Ｃ−１）の締結で第２リングギヤ３２を入力歯車２８と連結することと、第２ブレーキ（Ｂ−２）６２の締結で第１キャリア３８をケース５６に固定することで行われる。以降の変速で第５速まで第１クラッチ５０の締結は維持される。
第１速の変速比は、ｉ１（１＋α２）／ｉ３＋ｉ１・α２／（α１・ｉ２）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．６６７になる。
【００２１】
つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第２ブレーキ６２の締結を解除して、第１ブレーキ５４（Ｂ−１）を締結することにより第２サンギヤ３０をケース５６に固定することで行われる。
第２速の変速比は、ｉ１（１＋α２）／ｉ３になり、上記した歯数比においては２．９６８である。
【００２２】
つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ５４の締結を解除して第２クラッチ５２（Ｃ−２）を締結することで行われる。
これにより、第２遊星歯車組２６は一体になり、変速比はｉ１／ｉ３になる。
上記した歯数比においては２．０４７である。
【００２３】
つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第２クラッチ５２の締結を解除して、第３クラッチ５８を締結することで行われる。
第４速の変速比は、ｉ１・ｉ２（１＋α２）／｛ｉ２（１＋α２）＋α２（ｉ１−ｉ２）｝になる。
上記した歯数比においては１．５８４である。
【００２４】
つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第３クラッチ５８の締結を解除して第４クラッチ６０（Ｃ−４）を締結することで行われる。
以降の高速段において第４クラッチ６０の締結は維持される。
第５速の変速比はＡ／（１＋α１）＋ｉ１（１−Ａ）（１＋α２）／ｉ２になる。
上記した歯数比においては１．２５０になる。
【００２５】
つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までにおける第１クラッチ５０の締結を解除して、再び第３クラッチ５８を締結することで行われる。
これにより第１遊星歯車組１４が入力軸１０と一体になるので、変速比は歯数比に関係なく１．０００である。
【００２６】
つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第３クラッチ５８の締結を解除して、再び第２クラッチ５２を締結することで行われる。
これにより、変速比はｉ１／｛ｉ１＋α１（ｉ１−ｉ２）｝になり、上記した歯数比においては０．８１０の増速（オーバードライブ）になる。
【００２７】
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５２の締結を解除して、再び第１ブレーキ５４を締結することで行われる。
これにより、変速比はｉ１／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては０．６６７の増速になる。
【００２８】
つぎに、Ｒレンジの後進第１速（Ｒ−１）の変速は、第２クラッチ５２と第２ブレーキ５２を締結することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ１／（α１・ｉ２）になって、上記した歯数比においては−３．７７６になる。
【００２９】
また、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第３クラッチ５８と第２ブレーキ５２を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α１になって、上記した歯数比においては−２．０００になる。
【００３０】
このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進８段、後進２段の変速比が得られるとともに、外径が大きい入力歯車２８は副軸１４上にあって、その軸中心位置は入力軸１０および出力軸１２との軸間距離を維持すれば配置の自由度が上記従来技術のものに比べて遥かに高くなる。
これは、第１連結歯車１２ａが入力歯車１６ａと噛み合って中間出力軸１６を経て出力するように構成したため、副軸１４の配置が自由になったためである。
これにより、副軸１４を入力歯車２８が車両側と干渉しない位置に設定することが容易となり、この遊星歯車列を備えた変速機を車両搭載する上でのスペース上の制約が小さくなる。
【実施例２】
【００３１】
図３は、本発明の第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表し、図１に対応している。
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。
【００３２】
実施例２の実施例１との違いは、第１キャリア３８が第４クラッチ６０を介してスリーブ６４と連結可能になっており、スリーブ６４は図示しないアクチュエータにより軸方向左右に動かすことができるようになっていることである。
すなわち、スリーブ６４は同図中、左に移動すると入力軸１０と連結し、右に移動するとケース５６と連結することができる。
【００３３】
これにより、スリーブ６４を左に移動したうえで第４クラッチ６０を締結すると入力軸１０と第１キャリア３８とが連結され、スリーブ６４を右に移動したうえで第４クラッチ６０を締結すると第１キャリア３８がケース５６に固定される。
したがって、第４クラッチ６０は実施例１における第２ブレーキ６２の機能を兼ねることになり、実施例１に比べて摩擦要素が１個少なくなる。
【００３４】
続いて、図４に示した作動表を参考に実施例２の作動を説明する。
図４の作動表はスリーブ６４を「Ｓ」と表示した欄を除くと、図２に示した実施例１と同じであり、Ｓの欄は左右を表す矢印でスリーブ６４の移動方向を表している。
すなわち、前進の第１速と後進においてスリーブ６４は右側へ移動して、第４クラッチ６０の締結と組み合わせて第１キャリア３８をケース５６に固定し、前進の第５速以上の高速段にあっては左側へ移動して第４クラッチ６０の締結と組み合わせて第１キャリア３８を入力軸１０と連結可能にする。
【００３５】
なお、括弧でくくった矢印はスリーブ６４が移動しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
また、第３速の「Ｓ」の欄に「※」印が書いてある。これは第３速においてつぎに予想される変速に応じてスリーブの左右移動の切り替えを行うことを表しているが、移動操作は第３速に限ることなく第２速または第４速において行ってもよい。
【００３６】
実施例２においても図４に示した作動表にしたがって各摩擦要素の締結を切り替えることで前進８段、後進２段の変速比を得ることができる。各変速比の計算式も実施例１で説明したのと同じであるので説明を省略する。
このように、実施例２においても自動車にとって好ましい前進８段、後進２段の変速比が得られるとともに、外径が大きい入力歯車２８は副軸１４上にあって、その軸は配置の自由度が高くなる。
これは、第１連結歯車１２ａが入力歯車１６ａと噛み合って中間出力軸１６を経て出力するように構成したため、副軸１４の配置が自由になったためである。
これにより、副軸１４を入力歯車２８が車両側と干渉しない位置に設定することが容易となり、この遊星歯車列を備えた変速機を車両搭載する上でのスペース上の制約が小さくなる。
【００３７】
さらに、前述のように実施例１に比べて摩擦要素が１個少ない。これは各変速段において締結していない摩擦要素の数が少ないことを意味する。一般に締結していない摩擦要素は、その引きずり抵抗が動力伝達効率を悪化させる要因であり、特に実施例１における第２ブレーキ６２はトルク容量が大きいので、その影響は大きい。実施例２の遊星歯車列は実施例１における第２ブレーキ７６２が実質的になくなるので、実施例２の遊星歯車列は実施例１に比べて動力伝達効率が向上する。
【００３８】
以上説明したように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進８段、後進２段の変速比が得られるとともに、この遊星歯車列を備えた変速機を車両搭載する上での制約が小さくなるので、各種車両への搭載が容易になる。
【００３９】
上記の各実施例では、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。
また、一般的に自動変速機で行われるように、第２ブレーキ６２と並列にワンウエイクラッチを設けて、第１速から第２速への変速制御を容易にすることも可能である。
【００４０】
以上の説明は、第１遊星歯車組２４を、第１サンギヤ３０、第１リングギヤ３２、複数の第１ピニオン３４、第１キャリア３８で構成されるシングルピニオン式の例で行ったが、これをいわゆるダブルピオン式の遊星歯車組としても同様の機能を得ることができる。
第１遊星歯車組２４をダブルピオン式の遊星歯車組にした場合は、連結関係を上記の説明に対して第１リングギヤ３２と第１キャリア３８を入れ替えればよい。
さらに、上記は前進８段、後進２段の場合について説明したが、これに限ることなく、たとえば上記説明のうち第３クラッチ５８を省いて前進６段、後進１段にすることもできる。
【産業上の利用可能性】
【００４１】
前進８段の変速比を得るとともに、外径が大きい入力歯車２８は配置の自由度があるので、この遊星歯車列を備えた変速機の車両搭載が容易になるため、特にエンジン横置き式車両で燃費が重視される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】
【００４２】
【図１】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例１）
【図２】実施例１の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図３】本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例２）
【図４】実施例２の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【符号の説明】
【００４３】
１      エンジン
２      トルクコンバータ
１０    入力軸
１２    出力軸
１４    副軸
１６    中間出力軸
１８    出力歯車
２０    差動装置
２２    車軸
２４    第１遊星歯車組
２６    第２遊星歯車組
２８    入力歯車
３０    第１サンギヤ
３２    第１リングギヤ
３４    第１ピニオン
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ピニオン
４８    第２キャリア
５０    第１クラッチ
５２    第２クラッチ
５４    第１ブレーキ
５６    ケース
５８    第３クラッチ
６０    第４クラッチ
６２    第２ブレーキ
６４    スリーブ
【図１】
2009063138.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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