JP2005023986A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】２組もしくは３組の遊星歯車組を用いて前進６段乃至７段の変速比を得ながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にして、エンジン横置きの前輪駆動車の変速機への適応性を向上させる。
【解決手段】出力軸１２上に設けた第１遊星歯車組１４および第２遊星歯車組１６の、第２キャリヤ２８を出力軸１２と連結し、第２サンギヤ３０は、第１サンギヤ２０と連結するとともにケース５２に固定可能であり、第１リングギヤ２２は、入力軸１０から少なくとも第１の変速比で減速駆動可能であり、第１キャリヤ２８は第２リングギヤ３２と連結し、ケース５２に固定可能であるとともに入力軸１０から第１の変速比より小さい第２の変速比で駆動可能とした。
【選択図】 図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用自動変速機に用いる、前進６段以上の変速比を有する多段変速遊星歯車列に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の前進６段以上の変速比を有する多段変速遊星歯車列としては、３列乃至４列の遊星歯車組と５個乃至７個の摩擦要素を組み合わせて前進６段乃至７段の変速比を得ている（例えば、特許文献１参照）。
また、歯車列の軸方向長さを短縮するため、遊星歯車組を設けた軸と平行な軸との間に２対の歯車対を設けて前進５乃至８段の変速比を得ている例もある（例えば、特許文献２参照）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−２６６１３８号公報
【０００４】
【特許文献２】
特開２００２−３２３０９８号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記構成の多段変速遊星歯車列のうち特許文献１に記載されているものにあっては、３列乃至４列の遊星歯車組と６個乃至７個のクラッチ、ブレーキといった摩擦要素と組み合わせて前進６段乃至７段の変速比を得ているが、これらをエンジン横置きの前輪駆動車に搭載する変速機に適用するには、軸方向長さが非常に長くなって実質的に不可能に近いという問題があった。
【０００６】
また、特許文献２に記載のものにあっては、２対の歯車対と２列の遊星歯車組とを平行する軸上に分散させて配置することにより上記特許文献１のものに比べて軸方向に短縮しながら前進８段の変速比を得ているが、そのためには２列の遊星歯車組と同じ軸心上に６個の摩擦要素を設ける必要があり、この場合もエンジン横置きの前輪駆動車に搭載する変速機への適用が難しいという問題があった。
【０００７】
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであって、２組もしくは３組の遊星歯車組を用いて前進６段乃至７段の変速比を得ながら、歯車列の軸方向長さを短縮可能にして、エンジン横置きの前輪駆動車の変速機への適用性を向上することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と、該入力軸と平行に配置した出力軸と、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を出力軸上に有し、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、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ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、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ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、入力軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、入力軸と第１キャリヤとの間に配置され、第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、第２キャリヤは出力軸と連結し、第２サンギヤは、第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第１リングギヤは、第１歯車対を介して入力軸から少なくとも第１の変速比で減速駆動可能であり、第１キャリヤは第２リングギヤと連結し、ケースに固定可能であるとともに第２歯車対を介して第２の変速比で駆動可能であり、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能であることを特徴とする。
【０００９】
上記目的を達成するため、請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と第１リングギヤとの間に、第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有することを特徴とする。
【００１０】
上記目的を達成するため、請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第３変速機構が、入力軸と平行に配置したアイドラ軸と入力軸との間に設けられた歯車対であることを特徴とする。
【００１１】
上記目的を達成するため、請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と、入力軸と同軸に配置した出力軸と、入力軸および出力軸に平行に配置されたカウンタ軸と、入力軸と出力軸との間に設けられ、入力軸の回転数を出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を入力軸および出力軸と同じ軸上に有し、第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニヨンと、第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニヨンと、第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、カウンタ軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、カウンタ軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、第２キャリヤは出力軸と連結し、第２サンギヤは、第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第１リングギヤは、第１歯車対を介して入力軸から少なくとも第１の変速比で減速駆動可能であり、第１キャリヤは第２リングギヤと連結し、ケースに固定可能であるとともに第２歯車対を介して入力軸と第２の変速比が１となる直結比で連結可能であり、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能であることを特徴とする。
【００１２】
上記目的を達成するため、請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸と第１リングギヤとの間に、第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有することを特徴とする。
【００１３】
上記目的を達成するため、請求項６に記載した本発明の多段変速遊星歯車列は、第３変速機構が、カウンタ軸と平行に配置したアイドラ軸と入力軸との間に設けられた歯車対であることを特徴とする。
【００１４】
【作用と効果】
請求項１に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を出力軸上に有し、入力軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、入力軸と第１キャリヤとの間に配置され、第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、第２キャリヤは出力軸と連結し、第２サンギヤは、第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第１リングギヤは、第１歯車対を介して入力軸から少なくとも第１の変速比で減速駆動可能であり、第１キャリヤは第２リングギヤと連結し、ケースに固定可能であるとともに第２歯車対を介して第２の変速比で駆動可能であり、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能なようにしたため、低速段においては入力軸が第１の変速比で第１リングギヤを駆動し、高速段においては入力軸が第２の変速比で第１リングギヤもしくは第１キャリヤおよび第２リングギヤと連結して、前進６段以上の変速を行う。
出力軸上に配置される構成要素は、第１、第２の２組の遊星歯車組と、２対の歯車もしくはチェーンと、４個の摩擦要素で済むため、歯車列の軸方向所要スペースが小さくなるので、前進６段以上の変速比を得ながらエンジン横置き式前輪駆動車の変速機への適用が容易になる。
【００１５】
請求項２に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、入力軸と第１リングギヤとの間に、第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有するため、入力軸が第３の変速比を経て第１リングギヤを駆動して前進および後進第１速の変速を行う。
これにより、歯車列の軸方向所要スペースが小さいながらも前進７段後進２段の変速比を得ることができる。
【００１６】
請求項３に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第３変速機構が、入力軸と平行に配置したアイドラ軸と入力軸との間に設けられた歯車対としたため、該アイドラ軸を介した歯車対を介して前進および後進第１速の変速を行う。これにより、第３の変速比を得るための遊星歯車を要しないので、製造コストを下げることができる。
【００１７】
請求項４に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、入力軸および出力軸に平行に配置されたカウンタ軸と、入力軸および出力軸と同じ軸上に第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を有し、カウンタ軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、カウンタ軸と第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、第２キャリヤは出力軸と連結し、第２サンギヤは、第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、第１リングギヤは、第１歯車対を介して入力軸から少なくとも第１の変速比で減速駆動可能であり、第１キャリヤは第２リングギヤと連結し、ケースに固定可能であるとともに第２歯車対を介して入力軸と第２の変速比が１となる直結比で連結可能であり、第１遊星歯車組および第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能にしたため、低速段においては入力軸が第１の変速比で第１リングギヤを駆動し、高速段においては入力軸が直結で第１リングギヤもしくは第１キャリヤおよび第２リングギヤと連結して、前進６段以上の変速を行う。
入力軸および出力軸上に配置される構成要素は、第１、第２の２組の遊星歯車組と、２対の歯車もしくはチェーンと、４個の摩擦要素で済むため、歯車列の軸方向所要スペースが小さくなるので、前進６段以上の変速比を得ながらエンジン横置き式前輪駆動車の変速機への適用が容易になる。
【００１８】
請求項５に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、入力軸と第１リングギヤとの間に、第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有するため、入力軸が第３の変速比を経て第１リングギヤを駆動して前進および後進第１速の変速を行う。
これにより、歯車列の軸方向所要スペースが小さいながらも前進７段後進２段の変速比を得ることができる。
【００１９】
請求項６に記載した本発明の多段変速遊星歯車列にあっては、第３変速機構が、カウンタ軸と平行に配置したアイドラ軸と入力軸との間に設けられた歯車対としたため、該アイドラ軸を介した歯車対を介して前進および後進第１速の変速を行う。
これにより、第３の変速比を得るための遊星歯車を要しないので、製造コストを下げることができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の多段変速遊星歯車列における実施の形態を、図に基づき説明する。
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を表すスケルトン図である。
なお、同図は互いに平行に配置した入力軸１０と出力軸１２のうち、入力軸１０側は軸心より下側半分を、出力軸１２側は軸心より上側半分を描いてある。
【００２１】
この多段変速遊星歯車列は、図示しないエンジンを横向きに搭載した前輪駆動車の変速機に適用するべく、上述のように入力軸１０と出力軸１２とが互いに平行に配置されており、出力軸１２と同軸上に２組の遊星歯車組、すなわち第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６が配置されており、入力軸１０と同軸上に第３遊星歯車組１８が配置されている。
【００２２】
第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６、第３遊星歯車組１８は、一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるもので、それぞれが同じ構成になっており、第１遊星歯車組１４に例をとると第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に噛み合った第１ピニヨン２４と、第１ピニヨン２４を回転自在に軸支する第１キャリヤ２８とで構成されている。
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、第２ピニヨン３４、第２キャリヤ３８で構成され、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、第３ピニヨン４４、第３キャリヤ４８でそれぞれ構成されている。
【００２３】
第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８の各回転メンバー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。
入力軸１０は第３リングギヤ４２と連結されている。第３サンギヤ４０は第１ブレーキ５０によりケース５２に固定可能であるとともに、第１ワンウエイクラッチ５４により一方の回転方向のみ常にケース５２に固定されるようになっている。
【００２４】
第３キャリヤ４８は第１の変速比を有する減速手段である第１歯車対５６を介して第１リングギヤ２２を駆動する。
入力軸１０は第１クラッチ６０により第３サンギヤ４０と連結可能である。
出力軸１２は第２キャリヤ３８と連結されている。
第２サンギヤ３０は第１サンギヤ２０と連結されるとともに、第２ブレーキ６２によりケース５２に固定可能である。
【００２５】
第１キャリヤ２８と第２リングギヤ３２とは互いに連結され、第３ブレーキ６４によってケース５２に固定可能であるとともに、第２の変速比を有する第２歯車対６６と第２クラッチ６８とを介して入力軸１０と連結可能である。
なお、第２の変速比は前記第１の変速比より小さい値に設定されている。
また、入力軸１０は第２歯車対６６および第３クラッチ７０を介して第１リングギヤ２２とも連結可能である。
さらに、第３遊星歯車１８は第３の変速比を得る手段である。
【００２６】
次に、図１に示した多段変速遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表と図３の（ａ）に示した共通速度線図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回転メンバー同士の連結機能を有するもの全体を総称して締結要素と呼ぶ。
【００２７】
なお、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およびワンウエイクラッチなどの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５０を、ＯＣ１は第１ワンウエイクラッチ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番号との関係は、図１に記してある。
【００２８】
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）を表し、Ｒレンジは後進第１速（Ｒ−１）と第２速（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時のように出力軸１２側から入力軸１０側を駆動することが可能である。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、また空欄は各締結要素の解放を表す。
【００２９】
図３に示すように、図１の多段変速遊星歯車列の共通速度線図は、縦方向が入力軸１０の回転数を１とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向は第１、第２遊星歯車組の歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って回転メンバーごとに縦線を描いてある。
【００３０】
共通速度線図の上方に書いた記号は、サンギヤはＳ、リングギヤはＲ、キャリヤはＣで、またその後の数字１、２、３はそれぞれが属する２組の第１、第２の遊星歯車組を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組１４の第１サンギヤ２０、第１リングギヤ２２、第１キャリヤ２８を表すようになっている。
【００３１】
ここで、各遊星歯車組の歯数比は、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であり、ここでは第１遊星歯車組１４の歯数比をα１、第２遊星歯車組１６の歯数比をα２、第３遊星歯車国１６の歯数比をα３とする。
共通速度線図の第１リングギヤ２２（Ｒ１）の回転数は、前述の第１の変速比をｉ１、第２の変速比をｉ２として表してある。
【００３２】
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α１を０．４７、α２を０．４０、α３を０．６０、ｉ１を１．４０、ｉ２を０．９２とした場合について説明する。
さらに、表示および計算を簡略化するため、ｉ１（１＋α３）をＡとし、α１（１＋α２）をＢとする。
【００３３】
共通速度線図は、各縦線と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸１２と連結された第２キャリヤ３８（Ｃ２）の縦線における交点は○印で表示した。
図３の（ｂ）にはα１、α２、α３、ｉ１、ｉ２を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。
【００３４】
はじめに、第３遊星歯車組１８は前述のように第３の変速比ｉ３を実現する減速手段であり、第３サンギヤ４０をケース５２に固定した場合には、第３キャリヤ４８は入力軸１０の回転数を１とすると１＋α３の変速比で減速駆動され、第３キャリヤ４８の回転数は１／（１＋α３）になり、第１クラッチ６０を締結すると第３遊星歯車組１８が一体になって第３キャリヤ４８の回転数は入力軸１０の回転数と同じになる。
【００３５】
したがって、第１歯車対５６を介して第３キャリヤ４８と連結された第１リングギヤ２２は、第３サンギヤ４０をケース５２に固定した場合にはｉ１（１＋α３）すなわち前述のＡの変速比で減速駆動されることになり、第１クラッチ６０を締結するとｉ１の変速比で減速駆動される。
【００３６】
前進第１速（１ｓｔ）は、図２に示した作動表に見るように、第２ブレーキ６２（Ｂ−２）の締結で第２サンギヤ３０と第１サンギヤ２０をケース５２に固定することと、第１ワンウエイクラッチ５４（ＯＣ１）が自動的に締結されて第３サンギヤ４０がケース５２に固定されることで実現する。
【００３７】
すなわち、第３サンギヤ４０は第１ワンウエイクラッチ５４の作用で車両を加速する駆動方向においてケース５２に固定されるようになっている。
このため、Ｄレンジの第１速では、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸１２から入力軸１０への駆動はできない。
【００３８】
第１速は、第３遊星歯車組１８で減速された第３キャリヤ４８が第１歯車対５６を経て第１リングギヤ２２を駆動する。
そして、さらに第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６で減速されて出力軸１２に出力する。
【００３９】
このとき、第１速の変速比（入力軸１０の回転数／出力軸１２の回転数）は、Ａ（１＋α１）（１＋α２）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．６１０になる。
【００４０】
これを図３の共通速度線図で説明すると、入力軸１０の回転数を１として、第１リングギヤ２２（Ｒ１）が１／Ａの回転数で、第１、第２サンギヤ２０、３０（Ｓ１、Ｓ２）がケース５２に固定されているので回転数が０であり、両者を結んだ斜線（太線）と第２キャリヤ３８（Ｃ２）の縦線との交点の高さが出力軸１２の回転数になる。
【００４１】
次に、第２速（２ｎｄ）への変速は、前述の第１速での第２ブレーキ６２の締結に加えて、第１クラッチ６０（Ｃ−１）を締結することにより第３遊星歯車組１８が一体になることで行われる。
このときに、第３サンギヤ４０のケース５２への固定は、第１ワンウエイクラッチ５４の作用で自動的に解除される。
【００４２】
第３遊星歯車組１８が一体になることにより、第１リングギヤ２２は１／ｉ１で駆動されることになり、共通速度線図においては２ｎｄの斜線が示すようになって、第２速の変速比は、ｉ１（１＋α１）（１＋α２）になる。
上記した歯数比においては２．８８１である。
【００４３】
前述のように、前進第１速から第２速への変速は、第１ワンウエイクラッチ５４の作用があるため、第１クラッチ６０の締結を追加するだけで済む。
したがって、変速時のいわゆる変速ショックは、第１クラッチ６０の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速を容易に行うことができる。
【００４４】
次に、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１クラッチ６０の締結を解除して第３クラッチ７０を締結することで行われる。
これにより、第１リングギヤ２２は第２歯車対６６を介して駆動されるので、回転数は１／ｉ２になり、共通速度線図においては３ｒｄの斜線が示すようになって、第３速の変速比は、ｉ２（１＋α１）（１＋α２）になる。
上記した歯数比においては１．８９３である。
【００４５】
続いて第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第３クラッチ７０の締結を解除して、第２クラッチ６８を締結することで行われる。
この段階で第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２は、第２歯車対６６を介して入力軸１０と連結され、以降の高速段において連結を維持される。
【００４６】
したがって、第２リングギヤ３２が第２歯車対６６を介して駆動されるので、共通速度線図においては第２リングギヤ３２（Ｒ２）を１／ｉ２の回転数とした４ｔｈの斜線が示すようになって、第４速の変速比は、ｉ２（１＋α２）になる。
上記した歯数比においては１．２８８である。
【００４７】
次に、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速までにおける第２ブレーキ６２の締結を解除して再び第３クラッチ７０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および第２遊星歯車組１６は一体になるので、共通速度線図における５ｔｈの水平線が示すように第２キャリヤ３８（Ｃ２）の回転数も１／ｉ２になる。
したがって、第５速の変速比はｉ２になり、上記した歯数比においては０．９２０の増速（オーバードライブ）になる。
【００４８】
次に、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第３クラッチ７０の締結を解除して再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
この段階で第１リングギヤ２２は再び第１歯車対５６を介して入力軸１０と連結される。
【００４９】
これにより共通速度線図に示すように、第１リングギヤ２２の回転数を１／ｉ１とした６ｔｈの斜線になって、変速比はｉ１・ｉ２・Ｂ／｛Ｂ・ｉ２＋（ｉ１−ｉ２）（Ｂ＋α２）｝になり、上記した歯数比においては０．７６１の増速になる。
【００５０】
次に、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、第１ブレーキ５０を締結して第３サンギヤ４０をケース５２に固定することで行われる。
これにより共通速度線図に示すように、第１リングギヤ２２の回転数を１／Ａとした７ｔｈの斜線になって、変速比はｉ２・Ａ・Ｂ／｛Ｂ・ｉ２＋（Ａ−ｉ２）（Ｂ＋α２）｝になり、上記した歯数比においては０．６７７の増速になる。
【００５１】
次に、Ｒレンジの後進第１速（Ｒ−１）の駆動は、第１ブレーキ５０と第３ブレーキ６４を締結することで行われる。
これにより、第３サンギヤ４０がケース５２に固定されるとともに、第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２がケース５２に固定される。
共通速度線図はＲ−１の斜線に示すようになり、変速比は−Ａ・α１（１＋α２）／α２になって、上記した歯数比においては−３．６８５になる。
【００５２】
また、後進第２速（Ｒ−２）への変速は、後進第１速における第１ブレーキ５０の締結を解除して、第１クラッチ６０を締結して第１遊星歯車組１４を一体にすることで行われる。
これにより、共通速度線図はＲ−２の斜線に示すようになり、変速比は−ｉ１・α１（１＋α２）／α２になって、上記した歯数比においては−２．３０３になる。
【００５３】
前述のように、Ｄレンジの第１速において第１ワンウエイクラッチ５４は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキ時のように出力軸１２側から駆動する場合には、これと併設されている第１ブレーキ５０を図２の作動表のＬレンジにおける１ｓｔに示すように締結し、Ｄレンジの前進第１速と同様に第２ブレーキ６２を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第１速の変速比を得ることができる。
【００５４】
以上の変速比を図３の（ｂ）にまとめる。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側にいくほど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。
【００５５】
以上が、図１に示した前進７段後進２段の多段遊星歯車列における作動と変速比である。
前述のように出力軸１２側に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と２対の歯車対および締結要素が４個であるので、上記各従来の変速機に比べて歯車対が１対増えるが遊星歯車組が１組減る方の効果が大きいため、より軸方向長さを短縮したレイアウトにできるので、エンジン横置きの前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
また、第１ワンウエイクラッチ５４の作用で円滑な変速制御を容易に行うことができるとともに、車両用変速機として好ましい変速比を得ることができる。
【００５６】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施の形態のスケルトンを図４に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００５７】
図４の第２の実施の形態における違いは、第３の変速比を得る手段が異なることである。
すなわち、図１おける第３遊星歯車組１８の代わりに、入力軸１０と平行に設けたアイドラ軸７２との間に第３歯車対７４と、駆動歯車７６とを設け、アイドラ軸７２と第３歯車対７４とを第４クラッチ７８もしくは第１ワンウエイクラッチ５４で連結可能になっている。
また、第１クラッチ６０により入力軸１０と第１歯車対５６とを連結することができるようになっている。
【００５８】
したがって、アイドラ軸７２と第３歯車対７４とを連結すると、入力軸１０からアイドラ軸７２を経由して第３の変速比で第１歯車対５６を駆動することができ、第１クラッチ６０を締結することで第１歯車対５６を経由して第１の変速比で第１リングギヤ２２を駆動することができる。
【００５９】
作動表は省略したが、第４クラッチ７８が第１図の第１ブレーキ５０に相当するので、図２の作動表の、Ｂ−１を第４クラッチ（Ｃ−４）に置換することで代用できる。
変速比の計算も、アイドラ軸７２を経由する入力軸１０から第１リングギヤ２２までの歯数比（変速比）をＡと置くことで、図１の実施の形態で説明した計算式で代用することができる。
【００６０】
図４に示した実施の形態も、前進７段後進２段の変速比が得られるとともに、出力軸１２側に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と２対の歯車対および締結要素が４個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにできるので、エンジン横置きの前輪駆動車に搭載する変速機への適用が可能になる。
【００６１】
図４に示した実施の形態は、第３の変速比を得るのが第３歯車対７４と駆動歯車７６であり、そのための遊星歯車を要さないので、図１の実施の形態に比べて製造コストを下げることが可能になるというメリットがある。
【００６２】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施の形態のスケルトンを図５に、作動表を図６に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１および図４に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００６３】
図５の実施の形態における図４の実施の形態に対する第１の違いは、第３の変速比を有する第３歯車対７４がないことである。
また、第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０とは第４クラッチ７８で連結できるようになっているとともに、第１ワンウエイクラッチ５４により一方の回転方向については常に連結するようになっている。
【００６４】
さらに、第１キャリヤ２８と第２リングギヤ３２をケース５２に固定する手段がドッグクラッチ８０であり、該ドッグクラッチ８０は図示しないアクチュエータにより移動した場合には、第２ワンウエイクラッチ８２を介して第２サンギヤ３０をケース５２に一方の回転方向のみ固定する点が異なる。
【００６５】
続いて、図５の実施の形態の作動について図６に示した作動表に基づいて説明する。なお、表の中で、△印はエンジンブレーキ時のように出力軸１２側から駆動する場合に締結することを表し、（○）印は締結していても動力伝達に関係しないことを表す。
【００６６】
また、ドッグクラッチ８２（ＤＣ）の部分で矢印はドッグクラッチ８２の図５中での移動方向を表し、左側へ移動した場合は第２ワンウエイクラッチ８２とケース５２を連結し、右側へ移動した場合は第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２をケース５２に固定することを示す。
なお、以下の変速比に関する計算は、各歯数比を、α１を０．５５、α２を０．４５、ｉ１を１．７８７、ｉ２を０．８５とした場合について説明する。
【００６７】
まず、前進にあってはドッグクラッチ８０が左側へ移動して、第２ワンウエイクラッチ８２をケース５２に連結する。
前進第１速は第１クラッチ６０（Ｃ−１）の締結で、入力軸１０から第１歯車対５６を介して第１変速比で第１リングギヤ２２が減速駆動されることと、第１ワンウエイクラッチ５４の作用で第１サンギヤ２０が車両を加速する方向において第２サンギヤ３０と連結されること、および第２ワンウエイクラッチ８２の作用で同じく車両を加速する方向において第２サンギヤ３０がドッグクラッチ（ＤＣ）８０を介してケース５２に固定されることとから、図１の第２速と同じ連結関係になる。
変速比の計算式も図１における第２速の場合と同じであり、上記図１のものと同一の歯数比とした場合、第１速の変速比は４．０１６になる。
【００６８】
次に第２速への変速は、第１クラッチ６０の締結に加えて第３クラッチ７０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が一体で回転するようになるため、第２リングギヤ３２が入力軸１０から第１変速比ｉ１で減速駆動されることになる。
この際に、第１ワンウエイクラッチ５４による第１サンギヤ２０と第２サンギヤ３０との連結は自動的に解除され、第２サンギヤ３０のみが第２ワンウエイクラッチ８２およびドッグクラッチ８０を介してケースに固定される。
このため、変速比はｉ１（１＋α２）になり、上記歯数比とした場合は２．５９１になる。
【００６９】
次に第３速への変速は、第２速における第１クラッチ６０、第３クラッチ７０の締結に加えて第４クラッチ７８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、第２遊星歯車組１６が一体で回転するようになるため、出力軸１２は入力軸１０から第１変速比ｉ１で減速駆動されることになる。
したがって、上記歯数比とした場合、第３速の変速比は１．７８７になる。
【００７０】
次に第４速への変速は、第２速における第１クラッチ６０、第４クラッチ７８の締結を解除して第２クラッチ６８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のみが一体回転のまま第２リングギヤ３２が第２歯車対６６を介して入力軸１０から１／ｉ２の回転数で駆動され、第２サンギヤ３０が再び第２ワンウエイクラッチ８２の作用でケース５２に固定される。
変速比は図１の第４速と同じくｉ２（１＋α２）になり、上記歯数比とした場合１．２３３になる。
【００７１】
第３速と第４速との間の変速は２個の締結要素の同時切り替えになるため、一般的に「二重掛け替え」と称して変速ショックの制御が難しいとされるが、上記のように第２サンギヤ３０のケース５２への固定が第２ワンウエイクラッチ８２を介して自動的に行われるので、単なる二重掛け替えと異なり、変速ショックの出にくい制御を容易に行うことができる。
【００７２】
次に第５速への変速は、第４速における第２クラッチ６８、第３クラッチ７０の締結に加えて再び第４クラッチ７８を締結することで行われる。
このとき、第２ワンウエイクラッチ８２による第２サンギヤ３０の固定は自動的に解除される。
これにより第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６の全体が一体回転可能になるため、出力軸１２は第２歯車対６６を介して入力軸１０から駆動され、上記歯数比とした場合、変速比は０．８５０の増速になる。
【００７３】
続いて第６速への変速は、第５速における第３クラッチ７０の締結を解除して再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
これにより連結関係は図１における第６速と同じになり、変速比の計算式も同じｉ１・ｉ２・Ｂ／｛Ｂ・ｉ２＋（ｉ１−ｉ２）（Ｂ＋α２）｝であり、上記図１のものと同一の歯数比とした場合、変速比は０．６５６の増速になる。
【００７４】
後進はドッグクラッチ８０を右側へ移動して第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２をケース５２に固定したうえで、第１クラッチ６０と第４クラッチ７８の締結で行われる。
連結関係は図１における後進第２速と同じになり、変速比の計算式も同じ−ｉ１・α１（１＋α２）／α２であり、上記歯数比とした場合、変速比は−３．１６７になる。
【００７５】
以上のように、図５に示した実施の形態は前進６段後進１段の変速比が得られるとともに、出力軸１２側に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と２対の歯車対および締結要素が３個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにできるので、エンジン横置きの前輪駆動車に搭載する変速機への適用が容易になる。
【００７６】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第４の実施の形態のスケルトンを図７に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１および図４に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００７７】
図７の実施の形態における違いは、図４に示した第２の実施の形態と同様にアイドラ軸７２を設けて、入力軸１０とアイドラ軸７２との間に第１歯車対５６と第３歯車対７４とを配置して、さらにアイドラ軸７２と第１リングギヤ２２との間をチェーン８６で連結したことである。
この際、チェーン８６と噛み合う第１スプロケット８８と第２スプロケット９０は同じ歯数であり、両者間の変速比は１になる。
【００７８】
第３歯車対７４とアイドラ軸７２との連結は、図４と同様に第４クラッチ７８および第１ワンウエイクラッチ５４で行い、第１歯車対５６と入力軸１０との連結は第１クラッチ６０で行う。
第１の変速比は第１歯車対５６で定まり、第３の変速比は第３歯車対７４で定まる点も図４と基本的に同様であり、各締結要素の作動の組み合わせは図４と同じであるので詳細な説明は省略する。
【００７９】
図７に示した実施の形態も前進７段後進２段の変速比が得られるとともに、出力軸１２側に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と第２歯車対６６、チェーン８６および締結要素が４個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにすることができる。
【００８０】
また、変速機に一般的に用いる「はす歯歯車」は、動力伝達によって軸方向のスラストが生じて歯車を傾けるモーメントが作用するので、歯車を支持するベアリングが大きくなり勝ちであるが、チェーンの場合は軸方向のスラストが生じないためスプロケットを支持するベアリングを簡素化できるので、軸方向の所要スペースが小さくて済む。
したがって、２対の歯車対を用いる図４などの実施の形態に比べて、さらに軸方向長さを短くできるメリットがある。
【００８１】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第５の実施の形態のスケルトンを図８に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図４および図７に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００８２】
図８の実施の形態における図５の実施の形態に対する違いは、図７に示した第４の実施の形態と同様にアイドラ軸７２を設けて、入力軸１０とアイドラ軸７２との間に第３歯車対７４と第４歯車対８４とを配置して、さらにアイドラ軸７２と第１リングギヤ２２、アイドラ軸７２と第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２との間をチェーン８６で連結可能にしたことである。
なお、第３歯車対７４の一方の歯車は第１歯車対５６を兼ねている。
この際、チェーン８６と噛み合う第１スプロケット８８と第２スプロケット９０は同じ歯数であり、両者間の変速比は１になる。
【００８３】
第３歯車対７４とアイドラ軸７２との連結は図７と同様に第４クラッチ７８および第１ワンウエイクラッチ５４であり、第１歯車対５６と入力軸１０との連結は第１クラッチ６０で行う。
第１の変速比は第１歯車対５６で定まり、第３の変速比は第３歯車対７４および第４歯車対８４の両者で定まる点も図７と同じであり、各締結要素の作動の組み合わせは図４と同じであるので詳細な説明は省略する。なお、第４歯車列８４は、本発明の第２歯車列を構成する。
【００８４】
図８に示した実施の形態も前進７段後進２段の変速比が得られるとともに、出力軸１２側に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と第２歯車対６６、チェーン８６および締結要素が４個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにすることができる。
【００８５】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第６の実施の形態のスケルトンを図９に示す。
ここでは、図１に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１、図４および図５に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００８６】
図９の実施の形態における図１の実施の形態に対する第１の違いは、入力軸１０と出力軸１２とが同じ軸心になっていることである。なお、１２ａは出力歯車である。
入力軸１０とこれと平行に設けたカウンタ軸９２との間には、第１歯車対５６および第２歯車対６６を設けて、第３遊星歯車組１８をはじめ、第１ブレーキ５０、第１ワンウエイクラッチ５４、第１クラッチ６０をカウンタ軸９２上に配置してある。
【００８７】
第２の違いとしては、第１歯車対５６および第２歯車対６６の両者の歯数比の積が第１の変速比になることと、入力軸１０と第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２、入力軸１０と第１リングギヤ２２とを連結する第２の変速比が直結の１である点が図１などと異なる。
すなわち、入力軸１０と第１リングギヤ２２との間を第１の変速比で連結するには、第１歯車対５６および第２歯車対６６を経ることが必須になる。
【００８８】
また、第２の変速比は第２クラッチ６８の締結で入力軸１０と第１キャリヤ２８および第２リングギヤ３２を連結し、第３クラッチ７０の締結で入力軸１０と第１リングギヤ２２とを連結し、両者とも入力軸１０と直結されるので、第２の変速比は１で直結になる。
その他に関しては図１のものと同じである。
また、各摩擦要素の作用も図１の場合と同様であり作動表も図２に示したものと共通であるので、詳細な説明は省略する。
【００８９】
図９に示した実施の形態も前進７段後進２段の変速比が得られるとともに、入力軸１０，出力軸１２上に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と第１歯車対５６、第２歯車対６６、および締結要素が４個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにすることができる。
【００９０】
次に、本発明の多段変速遊星歯車列における第７の実施の形態のスケルトンを図１０に示す。
ここでは、図９に示した実施の形態と異なる部分を中心に説明し、図１および図４に示した実施の形態と実質的に同じ部分には同一の番号を付し、それらの説明を省略する。
【００９１】
図１０の実施の形態も図９に示した実施の形態と同様に、入力軸１０と出力軸１２とが同じ軸心になっている。
図９に示した実施の形態が図１の実施の形態と異なる点は、第１および第３の変速比を得る手段が、入力軸１０とカウンタ軸９２の間に設けた第１歯車対５６と、カウンタ軸９２とアイドラ軸７２との間に設けた第２歯車対６６および第３歯車対７４であることである。
【００９２】
ここで、アイドラ軸７２と第１リングギヤ２２との間は歯数比が１のチェーン８６で連結されており、入力軸１０とカウンタ軸９２との間の第１歯車対５６は、図では離れて描かれているが実際は噛み合っている。
このため、第１歯車対５６と第２歯車対６６の歯数比の積が第１の変速比であり、第１歯車対５６と第３歯車対７４の歯数比の積が図１のＡに相当する変速比になる。
第２の変速比は図９と同様に１で直結の１である。
図示した各締結要素の作用は図９と同様であるので、作動の説明は省略する。
【００９３】
図１０に示した実施の形態も前進７段後進２段の変速比が得られるとともに、入力軸１０，出力軸１２上に配置されているのは、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６と第１歯車組５６、チェーン８６、および締結要素が４個であるので、従来例より軸方向長さを短縮したレイアウトにすることができる。
【００９４】
図１０に示した実施の形態も図４の実施の形態と同様に、第３の変速比を得るのが第３歯車対７４であり、そのための遊星歯車を要さないので、図１の実施の形態に比べて製造コストを下げることが可能になるというメリットがある。
【００９５】
以上、説明したように、本発明に係る多段変速遊星歯車列は、いずれも出力軸１２上にある遊星歯車組は２組であり、２対の歯車もしくはチェーンと４個の摩擦要素が配置される点も共通している。
【００９６】
変速機の主要部を占める遊星歯車列の軸方向長さは、これらの構成要素の積み重ねであり、従来の多段変速遊星歯車列に比べて軸方向長さを短くレイアウトすることが可能になるので、エンジン横置き方式の前輪駆動車などの変速機に適用することが容易にできる。
【００９７】
本発明に係る多段変速遊星歯車列によれば、上記したような効果が得られるほかに、さらに当業者の一般的な知識に基づいて、各歯車対を支持するベアリングのレイアウトを工夫するなどの改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図２】図１に示した多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図３】図１に示した多段変速遊星歯車列の共通速度線図および変速比の例を示す図である。
【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スケルトンを示す図である。
【図５】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スケルトンを示す図である。
【図６】図５に示した多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。
【図７】本発明の第４の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図８】本発明の第５の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図９】本発明の第６の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【図１０】本発明の第７の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列のスケルトンを示す図である。
【符号の説明】
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：第３遊星歯車組
２０：第１サンギヤ
２２：第１リングギヤ
２４：第１ピニヨン
２８：第１キャリヤ
３０：第２サンギヤ
３２：第２リングギヤ
３４：第２ピニヨン
３８：第２キャリヤ
４０：第３サンギヤ
４２：第３リングギヤ
４４：第３ピニヨン
４８：第３キャリヤ
５０：第１ブレーキ
５２：ケース
５４：第１ワンウエイクラッチ
５６：第１歯車対
６０：第１クラッチ
６２：第２ブレーキ
６４：第３ブレーキ
６６：第２歯車対
６８：第２クラッチ
７０：第３クラッチ
７２：アイドラ軸
７４：第３歯車対
７６：駆動歯車
７８：第４クラッチ
８０：ドッグクラッチ
８２：第２ワンウエイクラッチ
８４：第４歯車対
８６：チェーン
８８：第１スプロケット
９０：第２スプロケット
９２：カウンタ軸

Claims (6)

1. 入力軸と、
   該入力軸と平行に配置した出力軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を前記出力軸上に有し、
   前記第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、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ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、
   前記第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、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ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、
   前記入力軸と前記第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、
   前記入力軸と前記第１キャリヤとの間に配置され、前記第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、
   前記第２キャリヤは前記出力軸と連結し、
   前記第２サンギヤは、前記第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、
   前記第１リングギヤは、前記第１歯車対を介して前記入力軸から少なくとも前記第１の変速比で減速駆動可能であり、
   前記第１キャリヤは前記第２リングギヤと連結し、前記ケースに固定可能であるとともに前記第２歯車対を介して前記第２の変速比で駆動可能であり、
   前記第１遊星歯車組および前記第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記入力軸と前記第１リングギヤとの間に、前記第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有す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。
3. 前記第３変速機構が、前記入力軸と平行に配置したアイドラ軸と前記入力軸との間に設けられた歯車対であることを特徴とする請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
4. 入力軸と、
   該入力軸と同軸に配置した出力軸と、
   前記入力軸および前記出力軸に平行に配置されたカウンタ軸と、
   前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する第１遊星歯車組および第２遊星歯車組を前記入力軸および前記出力軸と同じ軸上に有し、
   前記第１遊星歯車組が、第１サンギヤと、第１リングギヤと、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ピニヨンと、該第１ピニヨンを軸支する第１キャリヤとを備えており、
   前記第２遊星歯車組が、第２サンギヤと、第２リングギヤと、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ピニヨンと、該第２ピニヨンを軸支する第２キャリヤとを備えており、
   前記カウンタ軸と前記第１リングギヤとの間に配置され、第１の変速比を得る第１歯車対と、
   前記カウンタ軸と前記第１リングギヤとの間に配置され、前記第１の変速比より小さい第２の変速比を得る第２歯車対とを備えており、
   前記第２キャリヤは前記出力軸と連結し、
   前記第２サンギヤは、前記第１サンギヤと連結するかまたは連結可能であるとともにケースに固定可能であり、
   前記第１リングギヤは、前記第１歯車対を介して前記入力軸から少なくとも前記第１の変速比で減速駆動可能であり、
   前記第１キャリヤは前記第２リングギヤと連結し、前記ケースに固定可能であるとともに前記第２歯車対を介して前記入力軸と前記第２の変速比が１となる直結比で連結可能であり、
   前記第１遊星歯車組および前記第２遊星歯車組がクラッチにより一体回転可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
5. 前記入力軸と前記第１リングギヤとの間に、前記第１の変速比に加えて第３の変速比で減速可能な第３変速機構を有することを特徴とする請求項４に記載の多段変速遊星歯車列。
6. 前記第３変速機構が、前記カウンタ軸と平行に配置したアイドラ軸と前記入力軸との間に設けられた歯車対であることを特徴とする請求項５に記載の多段変速遊星歯車列。

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