(57)【要約】【課題】前進８段の多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。【解決手段】入力軸１０と出力軸１２と４組のシングルピニオン型の遊星歯車組１４、１６、１８、１９（減速歯車）とを有し、入力軸１０は第２キャリア３８と連結されるとともに互いに一体的に連結された第３リングギヤ４２および第４サンギヤ５０と連結可能であり、出力軸１２は第４リングギヤ５２と連結され、第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とは一体的に連結されるとともに静止部６４に固定可能であり、第１リングギヤ２２は静止部６４に固定可能であり、第１キャリア２８は第３キャリア４８および第４キャリア５８と連結され、第２リングギヤ３２は第３サンギヤ４０と、互いに一体的に連結された第１キャリア２８、第３キャリア４８および第４キャリア５８とそれぞれ連結可能とした。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、
第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、
第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組と、
第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび前記第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた第４遊星歯車組と、を有し、
前記入力軸は、前記第２キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された前記第３リングギヤおよび前記第４サンギヤと連結可能であり、
前記出力軸は、前記第４リングギヤと連結され、
前記第１サンギヤと前記第２サンギヤとは一体的に連結されるとともに静止部に固定可能であり、
前記第１リングギヤは、静止部に固定可能であり、
前記第１キャリアは、前記第３キャリアおよび前記第４キャリアと連結され、
前記第２リングギヤは、前記第３サンギヤと、前記互いに一体的に連結された第１キャリア、第３キャリアおよび第４キャリアとそれぞれ連結可能であ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リングギヤと前記第２サンギヤは、前記静止部への固定手段を有する他に、ワンウエイクラッチを介して前記静止部に固定可能であ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実用化されている。
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、１組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、６個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、６個の摩擦要素のうち常に２個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。
【０００３】
しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進８段の自動車用として好ましい変速比を得るために、入力軸と連結するダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある一方、６個の摩擦要素のうち常に４個が遊転しているため、遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きくなり、前述の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
【特許文献１】特許第３７７７９２９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、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を必要とするとともに常に４個の摩擦要素が遊転しているため、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善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、入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第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、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第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、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組と、第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた第４遊星歯車組とを有し、入力軸は第２キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された第３リングギヤおよび第４サンギヤと連結可能であり、出力軸は第４リングギヤと連結され、第１サンギヤと第２サンギヤとは一体的に連結されるとともに静止部に固定可能であり、第１リングギヤは静止部に固定可能であり、第１キャリアは第３キャリアおよび第４キャリアと連結され、第２リングギヤは第３サンギヤと、互いに一体的に連結された第１キャリア、第３キャリアおよび第４キャリアとそれぞれ連結可能に構成した。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、ダブルピニオン型遊星歯車を用いることなく、動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いて自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、常に遊転している摩擦要素の数を２個と従来例より２個少なくできるので、燃費と発熱の改善が期待できる。
【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１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、出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。
【０００９】
上流側から下流側に向けて順に配置した第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８と第４遊星歯車組１９とは、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１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８といった回転メンバーで構成されている。
【００１０】
同様に、第２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されており、第４遊星歯車組１９は、第４サンギヤ５０、第４リングギヤ５２、複数の第４ピニオン５４、第４キャリア５８といった回転メンバーで構成されている。
【００１１】
続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８と、第４遊星歯車組１９の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は、第２キャリア３８と連結されるとともに、第１クラッチ６０を介して互いに連結された第３リングギヤ４２および第４サンギヤ５０と連結可能である。
【００１２】
第１サンギヤ２０は、第２サンギヤ３０と一体的に連結されるとともに、第１ブレーキ６２により変速機のケース（静止部）６４に固定可能である一方、ワンウエイクラッチ（以下、「ＯＷＣ」と記す）６６により一方の回転方向にのみケース６４に固定される。
第１リングギヤ２２は、第２ブレーキ６８により変速機のケース（静止部）６４に固定可能である。
【００１３】
第２リングギヤ３２は、第２クラッチ７０を介して第３サンギヤ４０と連結可能であるとともに、第３クラッチ７２を介して互いに一体的に連結された第１キャリア２８、第３キャリア４８および第４キャリア５８と連結可能である。
第４リングギヤ５２は、出力軸１２と一体的に連結されている。
【００１４】
つぎに、図１に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図２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、ＯＷＣを含めて締結要素と総称する。
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６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６２を、ＯＷＣはワンウエイクラッチをといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦要素の符号との関係は、図１に記してある。
【００１５】
作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」「Ｌレンジ」を取り上げて、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、Ｌレンジは後述のエンジンブレーキなどに用いる第１速の、各変速段を割り当ててある。
図２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。
【００１６】
ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、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αで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８ではα３、第４遊星歯車組１９にあってはα４として説明する。
【００１７】
ここでは、各変速比の計算に用いるそれぞれの歯数比を、α１を０．３３５、α２を０．４４０、α３を０．４８０、α４を０．３３０とした場合について例示する。
なお、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。
また、計算式を簡素化するため、（１＋１／α３）／α２をＡとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが７．００８になる。
【００１８】
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２クラッチ７０（Ｃ−２）、ＯＷＣ６６、第２ブレーキ６８（Ｂ−２）の締結で行われる。以降の変速で第２ブレーキ６８の締結は第４速まで維持される。
第１速の変速比は、１／｛α３・α４（１＋α２）｝になり、上記の値に設定した歯数比においては４．３８４である。
【００１９】
つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第２クラッチ７０の締結を解除して、第１クラッチ６０（Ｃ−１）および第３クラッチ７２（Ｃ−３）を締結することで行われる。このとき、ＯＷＣ６６の締結は自動的に解除される。
第２速の変速比は、｛α１（１＋α２）＋α２｝／｛（α１（１＋α２）−α２−・α４）になり、上記した歯数比においては２．７３５である。
【００２０】
つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１クラッチ６０の締結を解除して再び第２クラッチ７０を締結することで行われる。
変速比は、｛α２＋α１（１＋α２）｝／｛α１（１＋α２）｝になる。
上記した歯数比においては１．９１２である。
【００２１】
つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第３クラッチ７２の締結を解除して、第１クラッチ６０を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛１＋α１（１＋Ａ）｝／｛α１（１＋Ａ）−α４｝になる。上記した歯数比においては１．５６５である。
【００２２】
つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速までの第２ブレーキ６８の締結を解除して、再び第３クラッチ７２を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸１０と出力軸１２とは直結されるので、第５速の変速比は歯数比に関係なく１になる。
【００２３】
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７２の締結を解除して、第１ブレーキ６２を締結することで行われる。
第６速の変速比は、Ａ／（１＋Ａ＋α４）になり、上記した歯数比においては０．８４０の増速である。
【００２４】
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６０の締結を解除して、第３クラッチ７２を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／（１＋α２）になり、上記した歯数比においては０．６９４の増速である。
【００２５】
つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第１クラッチ６０の締結を解除して、再び第２クラッチ７０を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／｛（１＋α２（１＋α４））になり、上記した歯数比においては０．６３１の増速である。
【００２６】
つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第１クラッチ７６０と第１ブレーキ６２と第２ブレーキ６８を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α４になって、上記した歯数比においては−３．０３０である。
【００２７】
つぎに、Ｌレンジにおける前進第１速の変速を説明する。
上述したように、ＯＷＣ６６は一方の回転方向においてのみ第１サンギヤ２０および第２サンギヤ３０を固定する。
Ｄレンジにおける第１速は車両を前進方向に加速する方向においてＯＷＣ６６が締結するので、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０を駆動することはできない。
【００２８】
しかし、Ｌレンジにおける前進第１速は、第１ブレーキ６２を締結させるため、回転方向に関係なく動力伝達ができるので、エンジンブレーキを利かせて車両を減速することが可能になる。
変速比はＤレンジの第１速と同じであるので、説明を省略する。
【００２９】
以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
第１速  ４．３８４    （１．６０３）
第２速  ２．７３５    （１．４３１）
第３速  １．９１２    （１．２２２）
第４速  １．５６５    （１．５６５）
第５速  １．０００    （１．１９０）
第６速  ０．８４０    （１．２１０）
第７速  ０．６９４    （１．１０１）
第８速  ０．６３１
【００３０】
これを見ると、自動車用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られるのが分かる。
【００３１】
このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８、１９は、すべて構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。
【００３２】
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段の変速比が得られるので、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になる。
【００３３】
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、第１乃至第４の各遊星歯車組１４、１６、１８、１９や、各摩擦要素６０、６２、６６、６８、７０、７６の配列は、変速機のレイアウトに応じて適宜変更することができる。
さらに、ＯＷＣ６６を省略してＤレンジの第１速においても第１ブレーキ６２を締結するようにしても前進８段の変速ができることは言うまでもない。
【産業上の利用可能性】
【００３４】
前進８段の変速比を得るとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から中型商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】
【００３５】
【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。
【符号の説明】
【００３６】
１      エンジン
２      トルクコンバータ
１０    入力軸
１２    出力軸
１４    第１遊星歯車組
１６    第２遊星歯車組
１８    遊星歯車群
１８    第３遊星歯車組
１９    第４遊星歯車組
２０    第１サンギヤ
２２    第１リングギヤ
２４    第１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
３４    第２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ピニオン
４８    第３キャリア
５０    第４サンギヤ
５２    第４リングギヤ
５４    第４ピニオン
５８    第４キャリア
６０    第１クラッチ
６２    第１ブレーキ
６４    ケース
６６    ＯＷＣ
６８    第２ブレーキ
７０    第２クラッチ
７２    第３クラッチ
【図１】
2009281420.tif 000003
【図２】
2009281420.tif 000004