多段変速遊星歯車列
【課題】前進８段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と平行な第１出力軸１２、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、入力軸１０と同軸に配置され第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０を連結する中間歯車５２とを有し、入力軸１０は、第１歯車対を介して第１リングギヤ３２と、第２歯車対を介して第２キャリア４８と、それぞれ連結可能であり、第１出力軸１２は第１キャリア３８に、第２出力軸１４は第２リングギヤ４２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４８はケース６２に固定可能であり、第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０は、第１歯車対を介して入力軸１０と連結可能、かつケース６２に固定可能、かつ中間歯車５２を介して入力軸１０と連結可能とした。
【解決手段】入力軸１０と平行な第１出力軸１２、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、入力軸１０と同軸に配置され第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０を連結する中間歯車５２とを有し、入力軸１０は、第１歯車対を介して第１リングギヤ３２と、第２歯車対を介して第２キャリア４８と、それぞれ連結可能であり、第１出力軸１２は第１キャリア３８に、第２出力軸１４は第２リングギヤ４２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４８はケース６２に固定可能であり、第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０は、第１歯車対を介して入力軸１０と連結可能、かつケース６２に固定可能、かつ中間歯車５２を介して入力軸１０と連結可能とした。
【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変速機にあって、７段以上の適切な変速比を得ることができるように改善を要する点である。
本発明の目的は、前進７段以上の適切な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ピニオン、第１ピニオ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ピニオン、第２ピニオ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歯車対を介して第１リングギヤと、第２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歯車対を介して入力軸と連結可能、かつケース側に固定可能、かつ入力軸と同軸に配置した中間歯車を介して入力軸と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、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出力軸および入力軸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、入力軸と同軸に配置した中間歯車を介して連結することで、前進７段以上の多段の変速比を得ることができ、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。したがって、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各軸の位置関係を表す。
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１ａ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２駆動歯車１４ａと出力歯車１６とが離れているが、実際は図２のように第２駆動歯車１４ａ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と一体の第１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歯車対を構成する。
同様に、入力軸１０と一体の第２入力駆動歯車１０ｂは、第２出力軸１４と同軸の第２入力歯車２８と噛み合って第２歯車対を構成している。
【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、複数の第２ピニオン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と噛み合っている。
すなわち、中間歯車５２は、第１反力歯車５０と噛み合って第３歯車対を構成するとともに、第２反力歯車５４と噛み合って第４歯車対を構成する。
【００１４】
第１入力歯車２６は、第１クラッチ５６の締結により第１リングギヤ３２と連結される。同様に、第２クラッチ５８を締結すると、第１入力歯車２６は第１サンギヤ３０と連結される。
なお、第１キャリア３８は第１出力軸１２と連結している。
【００１５】
第１サンギヤ３０は、第１ブレーキ６０によりケース６２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はともに固定される。
第２入力歯車２８は第３クラッチ６４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６６によりケース６２に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ６８により常に一方の回転方向でケース６２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。
また、中間歯車５２は第４クラッチ７０により入力軸１０と連結可能である。
【００１６】
次に、図１に示した実施例１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、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６０を、ＯＣはワンウエイクラッチ６８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１６側から入力軸１０を駆動することが可能である。
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歯車対の第１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歯車対の第２入力駆動歯車１０ｂと第２入力歯車２８における歯数比をｉ２とし、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比（第１反力歯車５０の歯数／中間歯車５２の歯数）をｉ３とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比（第２反力歯車５４の歯数／中間歯車５２の歯数）をｉ４とした場合について説明する。
なお、各歯車対の歯数比は、入力軸１０側の歯数を分母、第１、第２出力軸１２、１４側の歯数を分子とした数値である。
【００２０】
ここでは、各変速比の計算には、α１を０．４１、α２を０．５４、ｉ１を１．７６、ｉ２を０．９０、ｉ３を０．８５、ｉ４を１．２２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、α２・ｉ２・ｉ３／｛ｉ１・ｉ４・α１（１＋α２）｝をＡとする。上記した歯数比においてＡは０．３０５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）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６８（ＯＣ）によりケース６２に固定される。
すなわち、ワンウエイクラッチ６８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）＋α１・ｉ１・ｉ４／（α２・ｉ３）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．４００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の締結を維持したまま、第１ブレーキ６０（Ｂ−１）の締結により第１サンギヤ３０をケース６２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６２への固定は、ワンウエイクラッチ６８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６０の締結を追加するだけで済むので、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。
変速比はｉ１（１＋α１）になり、上記した歯数比においては２．４８２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の締結を維持したまま、第１ブレーキ６０を解放するとともに第２クラッチ５８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１．７６０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の締結を維持したまま、第3クラッチ５８の締結を解除するとともに第4クラッチ７０（Ｃ−４）の締結により第１サンギヤ３０と入力軸１０とを、第３歯車対を介して連結することで行う。
これにより、変速比はｉ１・ｉ３（１＋α１）／｛ｉ３（１＋α１）＋α１（ｉ１−ｉ３）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．３４２である。
【００２７】
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５６の締結を維持したまま、第４クラッチ６４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キャリア４８を第２入力歯車２８と連結することで行う。
これにより、変速比は｛ｉ２＋Ａ・ｉ１（１＋α１）（１＋α２）｝／｛（１＋Ａ）（１＋α２）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．０２７である。
【００２８】
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６４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、再び第４クラッチ７０を締結することにより行う。
これにより、第２サンギヤ４０が第４歯車対を介して入力軸１０と連結され、変速比はｉ２・ｉ４／｛α２（ｉ４−ｉ２）＋ｉ４｝になる。上記した歯数比において変速比は０．７８８の増速になる。
【００２９】
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６４の締結を維持したまま、第４クラッチ７０の締結を解除するとともに、再び第２クラッチ５８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を第１入力歯車２６と連結することで行う。
上記歯数比において変速比は０．６６８である。
【００３０】
つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第３クラッチ６４の締結を維持したまま、第２クラッチ５８の締結を解除するとともに、再び第１ブレーキ６６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６２に固定することで行う。
これにより、変速比はｉ２／（１＋α２）になる。上記歯数比において変速比は０．５８４である。
【００３１】
つぎに、Ｒレンジにおける後進第１速（Ｒ−１）の変速は、第２クラッチ５８および第２ブレーキ６６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６２に固定することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ１・ｉ４／（α２・ｉ３）になる。上記歯数比において変速比は−４．６７８の逆転である。
【００３２】
つぎに、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第４クラッチ７０の締結および第２キャリア４８をケース６２に固定することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ４／α２になる。上記歯数比において変速比は−２．２５９である。
【００３３】
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２ブレーキ６６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。
【００３４】
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 ４．４００ （１．７７３）
第２速 ２．４８２ （１．４１０）
第３速 １．７６０ （１．３１１）
第４速 １．３４２ （１．３０６）
第５速 １．０２７ （１．３０３）
第６速 ０．７８８ （１．１８０）
第７速 ０．６６８ （１．１４３）
第８速 ０．５８４
【００３５】
これに見るように、変速比の幅（４．４００／０．５８４）が７．５２８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、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたためである。
【００３６】
また、上記の変速比例において、第１歯車対の歯数比ｉ１を変えると以下になる。
ｉ１ １．７３ １．８６
第１速 ４．３２５ （１．７７３） ４．６５０ （１．７７３）
第２速 ２．４３９ （１．４１０） ２．６２３ （１．４１０）
第３速 １．７３０ （１．３０１） １．８６０ （１．３４６）
第４速 １．３３０ （１．２９９） １．３５９ （１．３２８）
第５速 １．０２３ （１．２９８） １．０４１ （１．３２０）
第６速 ０．７８８ （１．１７７） ０．７８８ （１．１８９）
第７速 ０．６７０ （１．１４６） ０．６６３ （１．１３４）
第８速 ０．５８４ ０．５８４
変速比幅 ７．４００ ７．９５６
すなわち、第１歯車対の歯数比を変えるだけで、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。
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歯車対を構成する２枚の歯車のみを変更し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が可能になる。
【００３７】
このように、本発明の実施例に係る多段遊星歯車列は、遊星歯車組を二つの第１、第２出力軸１２、１４に分けて配置し、締結要素は入力軸１０も含めて３軸に分けて配置したため、軸方向長さを大きくしないで適切な変速比の前進８段の変速比を得ることができるのが最大の特徴である。
特に例示はしないが、途中の変速段を省略する形で前進７段にしても、変速機として適切な変速比を得ることができる。
【実施例２】
【００３８】
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。
【００３９】
図４は図１に対応したスケルトン図であり、第１遊星歯車組２２のまわりが実施例１と異なる。
すなわち、第１入力歯車２６と第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０との間に中間部材７２を設け該中間部材７０と第１入力歯車２６との間を発進クラッチ７４で連結可能にするとともに、中間部材７０と第１リングギヤ３２とを第１クラッチ５６で、中間部材７０と第１サンギヤ３０とを第２クラッチ５８で、それぞれ連結可能とした。
したがって、入力軸１０と第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０とは発進クラッチ７４と第１クラッチ５６または第２クラッチ５８を介して連結されることになる。
【００４０】
また、第１ブレーキ６０は、第２クラッチ５８の外側に配置したバンドブレーキの構成にして描いてあるが、機能は実施例１と同じである。
さらに、後述のように発進作用は発進クラッチ７４で行うため、エンジン１と入力軸１０との間にダンパー３を設けて、実施例１のフルードカップリングを削除した。
【００４１】
図４に示した実施例２の作動については、図５に示した作動表を参考に説明する。
図５は図３に対応しているが、締結要素に発進クラッチ７４（Ｃ−０）が追加してある。また、◎印は車両を発進させる際に滑らせながら締結することを表し、括弧で囲った○は締結しているが動力伝達に関与しないことを表す。
【００４２】
この表で、第６速以外は、発進クラッチ７４（Ｃ−０）の締結が追加されただけで、実施例１の図３と同じであるので詳述を割愛するが、第１速（１ｓｔ）と後進の第１速（Ｒ−１）において、実施例１と同じように各締結要素を締結するのに加えて発進クラッチ７４を滑らせながら締結する点が異なる。
すなわち、前進第１速を例にとると、第１クラッチ５６を締結して、発進クラッチ７４を徐々に滑らせながら締結すると、ワンウエイクラッチ６８の作用と相まって車両は発進することができる。
【００４３】
第６速は、実施例１と同様に第３クラッチ６４と第４クラッチ７０のみを締結しても、第５速と第７速の中間の変速比を得ることができるが、実施例２では図５に示したように、第４クラッチ７０を締結したうえで第１および第２クラッチ５６、５８を締結する。
第１および第２クラッチ５６、５８を締結したことで第１遊星歯車組２２は一体になり、変速比はｉ２／（１＋α２）＋ｉ２・α２・ｉ３／｛ｉ４（１＋α２）｝となる。
【００４４】
これを基に、α１を０．４０、α２を０．５５、ｉ１を１．９３、ｉ２を０．９４、ｉ３を０．９２、ｉ４を１．２２とした場合について変速比の具体例を示すと、以下になる。なお、（ ）内は隣り合った変速比同士の比が段間比を示す。
第１速 ４．５６３ （１．６８９）
第２速 ２．７０２ （１．４００）
第３速 １．９３０ （１．３１４）
第４速 １．４６９ （１．３１０）
第５速 １．１２１ （１．３０７）
第６速 ０．８５８ （１．２３０）
第７速 ０．６９７ （１．１５０）
第８速 ０．６０６
【００４５】
これに見るように、変速比の幅（４．５６３／０．６０６）が７．５２５と、実施例１で例示したのとほぼ同じ値であるが、段間比が改善されている。
すなわち、第１速と第２速の段間比が１．６８９と小さくなったので第１速から第２速への変速時の変速ショックを小さくすることが可能になるとともに、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、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたことと相まって、第６速の変速比が実施例１と異なるためである。
【００４６】
このように、実施例２の多段変速遊星歯車列は、実施例１と比べて、発進クラッチ７４が追加になる代わりに、フルードカップリングをダンパーに置換できるので、全体として軸方向長さを小さくレイアウトすることが可能であり、望ましい変速比が得られることに変わりはない。
【実施例３】
【００４７】
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２と異なる部分を中心に説明し、実施例２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。
【００４８】
図６は図４に対応したスケルトン図であり、発進クラッチ７４の配置が実施例２と異なる。
すなわち、発進クラッチ７４は入力軸１０と同軸に設けられており、入力軸１０は発進クラッチ７４および第１歯車対１０ａ、２６を介して中間部材７２と連結可能になっている。
また、第１ブレーキ６０が、実施例１と同様の形状にしてある点が異なる。
その他は、作動表を含めて変速比も実施例２と同様であるので詳しい説明は省略する。
【００４９】
実施例３は、発進クラッチ７４を入力軸１０側へ配置したため、直径を大きくすることが可能であり、車両を発進させる際に滑りで生ずる発熱への対応が容易になるので、特に車両重量の重い場合や大容量のエンジンへの適用性に優れる。
このように、実施例２の多段変速遊星歯車列は、実施例１と同様に、全体として軸方向長さを小さくレイアウトすることが可能であり、望ましい変速比が得られる。
【００５０】
以上、説明したように、本実施例の多段変速遊星歯車列は、軸方向長さを短くレイアウトすることで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、変速段数とあいまって重量面でも燃費の向上をはかることができるといった特徴もある。
また、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたため、高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、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。
【００５１】
上記した各実施例は、第２遊星歯車組をシングルピニオン型とした場合であるが、これをダブルピニオン型にして、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歯車対と連結可能にしても、同様に前進７段以上の変速比を得ることができる。
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】
【００５２】
前進７段以上の望ましい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ため、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】
【００５３】
【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の軸の配置を示す図である。
【図３】実施例１の作動表を示す図である。
【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の作動表を示す図である。
【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）
【符号の説明】
【００５４】
１ エンジン
２ フルードカップリング
３ ダンパー
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反力歯車
５２ 中間歯車
５４ 第２反力歯車
５６ 第１クラッチ
５８ 第２クラッチ
６０ 第１ブレーキ
６２ ケース
６４ 第３クラッチ
６６ 第２ブレーキ
６８ ワンウエイクラッチ
７０ 第４クラッチ
７２ 中間部材
７４ 発進クラッチ
【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変速機にあって、７段以上の適切な変速比を得ることができるように改善を要する点である。
本発明の目的は、前進７段以上の適切な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ピニオン、第１ピニオ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ピニオン、第２ピニオ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歯車対を介して第１リングギヤと、第２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歯車対を介して入力軸と連結可能、かつケース側に固定可能、かつ入力軸と同軸に配置した中間歯車を介して入力軸と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、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出力軸および入力軸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、入力軸と同軸に配置した中間歯車を介して連結することで、前進７段以上の多段の変速比を得ることができ、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。したがって、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各軸の位置関係を表す。
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１ａ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２駆動歯車１４ａと出力歯車１６とが離れているが、実際は図２のように第２駆動歯車１４ａ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と一体の第１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歯車対を構成する。
同様に、入力軸１０と一体の第２入力駆動歯車１０ｂは、第２出力軸１４と同軸の第２入力歯車２８と噛み合って第２歯車対を構成している。
【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、複数の第２ピニオン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と噛み合っている。
すなわち、中間歯車５２は、第１反力歯車５０と噛み合って第３歯車対を構成するとともに、第２反力歯車５４と噛み合って第４歯車対を構成する。
【００１４】
第１入力歯車２６は、第１クラッチ５６の締結により第１リングギヤ３２と連結される。同様に、第２クラッチ５８を締結すると、第１入力歯車２６は第１サンギヤ３０と連結される。
なお、第１キャリア３８は第１出力軸１２と連結している。
【００１５】
第１サンギヤ３０は、第１ブレーキ６０によりケース６２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はともに固定される。
第２入力歯車２８は第３クラッチ６４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６６によりケース６２に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ６８により常に一方の回転方向でケース６２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。
また、中間歯車５２は第４クラッチ７０により入力軸１０と連結可能である。
【００１６】
次に、図１に示した実施例１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、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６０を、ＯＣはワンウエイクラッチ６８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１６側から入力軸１０を駆動することが可能である。
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歯車対の第１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歯車対の第２入力駆動歯車１０ｂと第２入力歯車２８における歯数比をｉ２とし、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比（第１反力歯車５０の歯数／中間歯車５２の歯数）をｉ３とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比（第２反力歯車５４の歯数／中間歯車５２の歯数）をｉ４とした場合について説明する。
なお、各歯車対の歯数比は、入力軸１０側の歯数を分母、第１、第２出力軸１２、１４側の歯数を分子とした数値である。
【００２０】
ここでは、各変速比の計算には、α１を０．４１、α２を０．５４、ｉ１を１．７６、ｉ２を０．９０、ｉ３を０．８５、ｉ４を１．２２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、α２・ｉ２・ｉ３／｛ｉ１・ｉ４・α１（１＋α２）｝をＡとする。上記した歯数比においてＡは０．３０５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）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６８（ＯＣ）によりケース６２に固定される。
すなわち、ワンウエイクラッチ６８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）＋α１・ｉ１・ｉ４／（α２・ｉ３）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．４００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の締結を維持したまま、第１ブレーキ６０（Ｂ−１）の締結により第１サンギヤ３０をケース６２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６２への固定は、ワンウエイクラッチ６８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６０の締結を追加するだけで済むので、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。
変速比はｉ１（１＋α１）になり、上記した歯数比においては２．４８２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の締結を維持したまま、第１ブレーキ６０を解放するとともに第２クラッチ５８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１．７６０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の締結を維持したまま、第3クラッチ５８の締結を解除するとともに第4クラッチ７０（Ｃ−４）の締結により第１サンギヤ３０と入力軸１０とを、第３歯車対を介して連結することで行う。
これにより、変速比はｉ１・ｉ３（１＋α１）／｛ｉ３（１＋α１）＋α１（ｉ１−ｉ３）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．３４２である。
【００２７】
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５６の締結を維持したまま、第４クラッチ６４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キャリア４８を第２入力歯車２８と連結することで行う。
これにより、変速比は｛ｉ２＋Ａ・ｉ１（１＋α１）（１＋α２）｝／｛（１＋Ａ）（１＋α２）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．０２７である。
【００２８】
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６４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、再び第４クラッチ７０を締結することにより行う。
これにより、第２サンギヤ４０が第４歯車対を介して入力軸１０と連結され、変速比はｉ２・ｉ４／｛α２（ｉ４−ｉ２）＋ｉ４｝になる。上記した歯数比において変速比は０．７８８の増速になる。
【００２９】
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６４の締結を維持したまま、第４クラッチ７０の締結を解除するとともに、再び第２クラッチ５８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を第１入力歯車２６と連結することで行う。
上記歯数比において変速比は０．６６８である。
【００３０】
つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第３クラッチ６４の締結を維持したまま、第２クラッチ５８の締結を解除するとともに、再び第１ブレーキ６６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６２に固定することで行う。
これにより、変速比はｉ２／（１＋α２）になる。上記歯数比において変速比は０．５８４である。
【００３１】
つぎに、Ｒレンジにおける後進第１速（Ｒ−１）の変速は、第２クラッチ５８および第２ブレーキ６６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６２に固定することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ１・ｉ４／（α２・ｉ３）になる。上記歯数比において変速比は−４．６７８の逆転である。
【００３２】
つぎに、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第４クラッチ７０の締結および第２キャリア４８をケース６２に固定することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ４／α２になる。上記歯数比において変速比は−２．２５９である。
【００３３】
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２ブレーキ６６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。
【００３４】
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 ４．４００ （１．７７３）
第２速 ２．４８２ （１．４１０）
第３速 １．７６０ （１．３１１）
第４速 １．３４２ （１．３０６）
第５速 １．０２７ （１．３０３）
第６速 ０．７８８ （１．１８０）
第７速 ０．６６８ （１．１４３）
第８速 ０．５８４
【００３５】
これに見るように、変速比の幅（４．４００／０．５８４）が７．５２８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、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたためである。
【００３６】
また、上記の変速比例において、第１歯車対の歯数比ｉ１を変えると以下になる。
ｉ１ １．７３ １．８６
第１速 ４．３２５ （１．７７３） ４．６５０ （１．７７３）
第２速 ２．４３９ （１．４１０） ２．６２３ （１．４１０）
第３速 １．７３０ （１．３０１） １．８６０ （１．３４６）
第４速 １．３３０ （１．２９９） １．３５９ （１．３２８）
第５速 １．０２３ （１．２９８） １．０４１ （１．３２０）
第６速 ０．７８８ （１．１７７） ０．７８８ （１．１８９）
第７速 ０．６７０ （１．１４６） ０．６６３ （１．１３４）
第８速 ０．５８４ ０．５８４
変速比幅 ７．４００ ７．９５６
すなわち、第１歯車対の歯数比を変えるだけで、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。
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歯車対を構成する２枚の歯車のみを変更し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が可能になる。
【００３７】
このように、本発明の実施例に係る多段遊星歯車列は、遊星歯車組を二つの第１、第２出力軸１２、１４に分けて配置し、締結要素は入力軸１０も含めて３軸に分けて配置したため、軸方向長さを大きくしないで適切な変速比の前進８段の変速比を得ることができるのが最大の特徴である。
特に例示はしないが、途中の変速段を省略する形で前進７段にしても、変速機として適切な変速比を得ることができる。
【実施例２】
【００３８】
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。
【００３９】
図４は図１に対応したスケルトン図であり、第１遊星歯車組２２のまわりが実施例１と異なる。
すなわち、第１入力歯車２６と第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０との間に中間部材７２を設け該中間部材７０と第１入力歯車２６との間を発進クラッチ７４で連結可能にするとともに、中間部材７０と第１リングギヤ３２とを第１クラッチ５６で、中間部材７０と第１サンギヤ３０とを第２クラッチ５８で、それぞれ連結可能とした。
したがって、入力軸１０と第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０とは発進クラッチ７４と第１クラッチ５６または第２クラッチ５８を介して連結されることになる。
【００４０】
また、第１ブレーキ６０は、第２クラッチ５８の外側に配置したバンドブレーキの構成にして描いてあるが、機能は実施例１と同じである。
さらに、後述のように発進作用は発進クラッチ７４で行うため、エンジン１と入力軸１０との間にダンパー３を設けて、実施例１のフルードカップリングを削除した。
【００４１】
図４に示した実施例２の作動については、図５に示した作動表を参考に説明する。
図５は図３に対応しているが、締結要素に発進クラッチ７４（Ｃ−０）が追加してある。また、◎印は車両を発進させる際に滑らせながら締結することを表し、括弧で囲った○は締結しているが動力伝達に関与しないことを表す。
【００４２】
この表で、第６速以外は、発進クラッチ７４（Ｃ−０）の締結が追加されただけで、実施例１の図３と同じであるので詳述を割愛するが、第１速（１ｓｔ）と後進の第１速（Ｒ−１）において、実施例１と同じように各締結要素を締結するのに加えて発進クラッチ７４を滑らせながら締結する点が異なる。
すなわち、前進第１速を例にとると、第１クラッチ５６を締結して、発進クラッチ７４を徐々に滑らせながら締結すると、ワンウエイクラッチ６８の作用と相まって車両は発進することができる。
【００４３】
第６速は、実施例１と同様に第３クラッチ６４と第４クラッチ７０のみを締結しても、第５速と第７速の中間の変速比を得ることができるが、実施例２では図５に示したように、第４クラッチ７０を締結したうえで第１および第２クラッチ５６、５８を締結する。
第１および第２クラッチ５６、５８を締結したことで第１遊星歯車組２２は一体になり、変速比はｉ２／（１＋α２）＋ｉ２・α２・ｉ３／｛ｉ４（１＋α２）｝となる。
【００４４】
これを基に、α１を０．４０、α２を０．５５、ｉ１を１．９３、ｉ２を０．９４、ｉ３を０．９２、ｉ４を１．２２とした場合について変速比の具体例を示すと、以下になる。なお、（ ）内は隣り合った変速比同士の比が段間比を示す。
第１速 ４．５６３ （１．６８９）
第２速 ２．７０２ （１．４００）
第３速 １．９３０ （１．３１４）
第４速 １．４６９ （１．３１０）
第５速 １．１２１ （１．３０７）
第６速 ０．８５８ （１．２３０）
第７速 ０．６９７ （１．１５０）
第８速 ０．６０６
【００４５】
これに見るように、変速比の幅（４．５６３／０．６０６）が７．５２５と、実施例１で例示したのとほぼ同じ値であるが、段間比が改善されている。
すなわち、第１速と第２速の段間比が１．６８９と小さくなったので第１速から第２速への変速時の変速ショックを小さくすることが可能になるとともに、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、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたことと相まって、第６速の変速比が実施例１と異なるためである。
【００４６】
このように、実施例２の多段変速遊星歯車列は、実施例１と比べて、発進クラッチ７４が追加になる代わりに、フルードカップリングをダンパーに置換できるので、全体として軸方向長さを小さくレイアウトすることが可能であり、望ましい変速比が得られることに変わりはない。
【実施例３】
【００４７】
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２と異なる部分を中心に説明し、実施例２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。
【００４８】
図６は図４に対応したスケルトン図であり、発進クラッチ７４の配置が実施例２と異なる。
すなわち、発進クラッチ７４は入力軸１０と同軸に設けられており、入力軸１０は発進クラッチ７４および第１歯車対１０ａ、２６を介して中間部材７２と連結可能になっている。
また、第１ブレーキ６０が、実施例１と同様の形状にしてある点が異なる。
その他は、作動表を含めて変速比も実施例２と同様であるので詳しい説明は省略する。
【００４９】
実施例３は、発進クラッチ７４を入力軸１０側へ配置したため、直径を大きくすることが可能であり、車両を発進させる際に滑りで生ずる発熱への対応が容易になるので、特に車両重量の重い場合や大容量のエンジンへの適用性に優れる。
このように、実施例２の多段変速遊星歯車列は、実施例１と同様に、全体として軸方向長さを小さくレイアウトすることが可能であり、望ましい変速比が得られる。
【００５０】
以上、説明したように、本実施例の多段変速遊星歯車列は、軸方向長さを短くレイアウトすることで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、変速段数とあいまって重量面でも燃費の向上をはかることができるといった特徴もある。
また、中間歯車５２と第１反力歯車５０における歯数比ｉ３を増速比とし、中間歯車５２と第２反力歯車５４における歯数比ｉ４を減速比としたため、高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなり、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。
【００５１】
上記した各実施例は、第２遊星歯車組をシングルピニオン型とした場合であるが、これをダブルピニオン型にして、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歯車対と連結可能にしても、同様に前進７段以上の変速比を得ることができる。
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】
【００５２】
前進７段以上の望ましい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ため、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】
【００５３】
【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の軸の配置を示す図である。
【図３】実施例１の作動表を示す図である。
【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の作動表を示す図である。
【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）
【符号の説明】
【００５４】
１ エンジン
２ フルードカップリング
３ ダンパー
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反力歯車
５２ 中間歯車
５４ 第２反力歯車
５６ 第１クラッチ
５８ 第２クラッチ
６０ 第１ブレーキ
６２ ケース
６４ 第３クラッチ
６６ 第２ブレーキ
６８ ワンウエイクラッチ
７０ 第４クラッチ
７２ 中間部材
７４ 発進クラッチ
【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ピニオン、第１ピニオ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ピニオン、第２ピニオ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、
前記入力軸と同軸に配置され、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歯車対を介して前記第１リングギヤと、第２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歯車対を介して前記入力軸と連結可能、かつ前記ケース側に固定可能、かつ前記中間歯車を介して前記入力軸と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】
前記入力軸と前記第１リングギヤおよび前記第１サンギヤとの間に前記第１出力軸と同軸の中間部材を有し、該中間部材と前記第１リングギヤおよび前記第１サンギヤとをそれぞれ連結可能なクラッチを設けるとともに、前記入力軸と前記中間部材との間を発進クラッチで連結可能に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】
前記中間歯車と前記第１反力歯車の歯数比を増速比とし、前記中間歯車と前記第２反力歯車の歯数比減速比としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
【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ピニオン、第１ピニオ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ピニオン、第２ピニオ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、
前記入力軸と同軸に配置され、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歯車対を介して前記第１リングギヤと、第２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歯車対を介して前記入力軸と連結可能、かつ前記ケース側に固定可能、かつ前記中間歯車を介して前記入力軸と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】
前記入力軸と前記第１リングギヤおよび前記第１サンギヤとの間に前記第１出力軸と同軸の中間部材を有し、該中間部材と前記第１リングギヤおよび前記第１サンギヤとをそれぞれ連結可能なクラッチを設けるとともに、前記入力軸と前記中間部材との間を発進クラッチで連結可能に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】
前記中間歯車と前記第１反力歯車の歯数比を増速比とし、前記中間歯車と前記第２反力歯車の歯数比減速比としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【公開番号】特開２００７−２９２２２７（Ｐ２００７−２９２２２７Ａ）
【公開日】平成１９年１１月８日（２００７．１１．８）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００６−１２１９０１（Ｐ２００６−１２１９０１）
【出願日】平成１８年４月２６日（２００６．４．２６）
【出願人】（５９４００８６２６）協和合金株式会社 (49)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成１９年１１月８日（２００７．１１．８）
【国際特許分類】
【出願日】平成１８年４月２６日（２００６．４．２６）
【出願人】（５９４００８６２６）協和合金株式会社 (49)
【Ｆターム（参考）】
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