JP2005180665A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】前進６段乃至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と平行に設けた第１出力軸１２および第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とを有し、入力軸１０と、第１入力メンバー３２とは第１入力歯車対１０ａ、２６を介して、第２入力メンバー４８とは第２入力歯車対１０ａ、２８を介して連結可能であり、第１出力軸１２は第１出力メンバー３８と、第２出力軸１４は第２出力メンバー４２と、連結され、第１反力メンバー３０と第２反力メンバー４０とはチェーン５２を介して連結され、第１反力メンバー３０は固定可能であり、第１反力メンバー３０は第１入力歯車対１０ａ、２６を介して入力軸１０と連結可能であり、第２入力メンバーを固定可能とした。
【選択図】図１

Description

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。

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費や排気特性および加速性能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）

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列の遊星歯車組と同じ軸上に５個の摩擦要素を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、車両への搭載ができなくなることがあるという問題があった。
特開平４−２１９５５３号公報

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点である。
本発明の目的は、前進６段以上の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。

本発明は、入力軸と平行に設けた２本の第１、第２出力軸と同軸に、第１、第２遊星歯車組をそれぞれ配置して、入力軸と各遊星歯車組の入力メンバーとを歯車で連結可能にし、各遊星歯車組の反力メンバー同士をチェーンで連結するとともにケースに固定可能にして、多段の変速比を得ながら、２本の第１、第２出力軸が出力歯車を駆動する構成にしたことを最も主要な特徴とする。
すなわち、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、これら第１駆動歯車および第２駆動歯車と噛み合う出力歯車と、入力軸と出力歯車との間に設けられ、入力軸の回転数を出力歯車の回転数へ変換する、第１出力軸と同軸に配置した第１遊星歯車組と、第２出力軸と同軸上に配置した第２遊星歯車組とを有し、入力軸と、第１遊星歯車組の第１入力メンバーとは第１入力歯車対を介して、第２遊星歯車組の第２入力メンバーとは第２入力歯車対を介して、選択的に連結可能であり、第１出力軸は第１遊星歯車組の第１出力メンバーと、第２出力軸は第２遊星歯車組の第２出力メンバーと、それぞれ連結されるか、または連結可能であり、第１遊星歯車組の第１反力メンバーと第２遊星歯車組の第２反力メンバーとは、互いに歯車またはチェーンを介して連結されるか、または連結可能であるとともに、第２反力メンバーはケースに固定可能であり、かつ第１反力メンバーは第１入力歯車対を介して入力軸と連結可能であり、第２入力メンバーをケースに固定可能に構成した。

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出力軸および第２出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入力歯車対で連結し、第１および第２遊星歯車組の反力メンバー同士をチェーンで連結することで、多段の変速比を得るとともに、第１および第２出力軸と一体の第１および第２駆動歯車が出力歯車を駆動する構成にしたため、遊星歯車列の軸方向長さを短くすることができるので、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。
このため、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、燃費の向上をはかることができる。

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。

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、以下に説明する各軸の配置を表す。
図１に示した本発明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が、エンジン１およびトルクコンバータ２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。

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、第１駆動歯車１２ａと出力歯車１６とが離れているが、実際は図２のように第１駆動歯車１２ａ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、軸心は黒い点で表して矢印で示した。

したがって、第１出力軸１２と第２出力軸１４とは、第１駆動歯車１２ａ、出力歯車１６、第２駆動歯車１４ａを介して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。

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、それぞれ配置されている。
入力軸１０と一体の入力駆動歯車１０ａは、第１出力軸１２と同軸の第１入力歯車２６と噛み合っているとともに、第２出力軸１４と同軸の第２入力歯車２８とも噛み合っている。

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ヨ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に噛み合った第１ピニヨン３４と、第１ピニヨン３４を回転自在に軸支する第１キャリヤ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、第２ピニヨン４４、第２キャリヤ４８とで構成されている。

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スプロケット５０は、チェーン５２を介して、第２サンギヤ４０と一体の第２スプロケット５４と連結している。

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と連結可能であり、第２クラッチ５８の締結により第１中間メンバー６０および第１ワンウエイクラッチ６２を介して第１サンギヤ３０とも連結可能である。
第１中間メンバー６０は第２ワンウエイクラッチ６４および第２中間メンバー６６を介して第１ブレーキ６８によりケース７０に固定可能である。
第２中間メンバー６６と第１サンギヤ３０とはロックアップクラッチ７２により連結可能である。

すなわち、第１サンギヤ３０は、チェーン５２を介して第２サンギヤ４０と連結されるとともに、第１ブレーキ６８を締結した場合には第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４を介して一方の回転方向においてケース７０に固定可され、第２クラッチ５８を締結した場合には第１ワンウエイクラッチ６２を介して一方の回転方向において第１入力歯車２６と連結される。

また、ロックアップクラッチ７２を締結した状態において第１サンギヤ３０は、第１ブレーキ６８の締結により回転方向を問わずにケース７０に固定可され、第２クラッチ５８の締結により回転方向を問わずに第１入力歯車２６と連結される。
つまり、ロックアップクラッチ７２には、第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４における、一方の回転方向のみメンバー同士を連結するという機能を殺して、回転方向を問わずに連結させる作用を行う。

第１キャリヤ３８は第１出力軸１２と連結している。
第２入力歯車２８は、第３クラッチ７４を介して第２キャリヤ４８と、第４クラッチ７６を介して第２サンギヤ４０と、それぞれ選択的に連結可能である。
第２キャリヤ４８は第２ブレーキ７８によりケース７０に固定可能であるとともに、第３ワンウエイクラッチ８０により一方の回転方向において常にケース７０に固定されている。
第２リングギヤ４２は第２出力軸１４と連結している。

ここで、第１遊星歯車組２２にあって、第１入力歯車２６を介して入力軸１０と連結可能な第１リングギヤ３２は、本発明の第１入力メンバーを構成し、入力駆動歯車１０ａと第１入力歯車２６とは本発明の第１入力歯車対を構成する。
また、第１遊星歯車組２２にあって、ケース７０に固定可能な第１サンギヤ３０は本発明の第１反力メンバーを構成し、第１出力軸１２と連結した第１キャリヤ３８は本発明の第１出力メンバーを構成する。

さらに、第２遊星歯車組２４にあって、第２入力歯車２８を介して入力軸１０と連結可能であるとともにケース７０に固定可能な第２キャリヤ４８は本発明の第２入力メンバーを構成し、チェーン５２を介して第１反力メンバーの第１サンギヤ３０と連結した第２サンギヤ４０は本発明の第２反力メンバーを構成し、第２出力軸１４と連結した第２リングギヤ４２は本発明の第２出力メンバーを構成する。
そして、入力駆動歯車１０ａと第２入力歯車２８とは本発明の第２入力歯車対を構成する。

次に、図１に示した実施例１の作動を、図２に示した作動表と図３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軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。

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６８を、ＯＣ１は第１ワンウエイクラッチ６２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。

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表す。
また、（○）印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。

図３に示す共通速度線図は、縦方向に入力軸１０の回転数（回転速度）を１とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向に第１遊星歯車組２２および第２遊星歯車組２４の各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で速度軸を描いてある。
なお、共通速度線図は、第１駆動歯車１２ａおよび第２駆動歯車１４ａの歯数を両者とも同じとし、第１スプロケット５０と第２スプロケット５４の歯数比を１とした場合について描いてある。

共通速度線図の各速度軸上方の枠内に書いた記号は、サンギヤがＳ、リングギヤがＲ、キャリヤがＣで、またその後の数字１、２がそれぞれの属する第１遊星歯車組２２および第２遊星歯車組２４を表し、例えばＳ１、Ｒ１、Ｃ１は、それぞれ第１遊星歯車組２２の第１サンギヤ３０、第１リングギヤ３２、第１キャリヤ３８を表すようになっている。

共通速度線図は、各回転メンバーの縦線（速度軸）と太線との交点が、それぞれの回転メンバーの回転数を表している。
分かりやすくするため、第１出力軸１２および第２出力軸１４と連結された第１キャリヤ３８（Ｃ１）および第２リングギヤ４２（Ｒ１）の縦線における交点を小さい○印で表示した。
さらに、交点を●で表した部分は各締結要素を示している。

ここで、各歯数比は、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）であり、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歯車対の入力駆動歯車１０ａと第１入力歯車２６における変速比をｉ１、第２歯車対の入力駆動歯車１０ａと第２入力歯車２８における変速比をｉ２とする。

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０．４４、ｉ１を１．７３、ｉ２を０．８７とした場合について説明する。
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、α１（１＋α２）をＡとする。
上記した歯数比においてＡは０．６７６８である。

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キャリヤ４８は第３ワンウエイクラッチ（ＯＣ３）８０によりケース７０に固定される。
すなわち、第３ワンウエイクラッチ８０は車両を前進駆動する回転方向において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。

これを共通速度線図で説明すると、第１リングギヤ（Ｒ１）３２が１／ｉ１の回転数であり、これと第２キャリヤ（Ｃ２）４８の回転数を０とした、１ｓｔで示した斜線になる。
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）＋ｉ１・α１／α２になり、上記の値に設定した歯数比においては４．３９１になる。

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（Ｂ−１）６８の締結により第１サンギヤ３０をケース７０に固定することで行う。
このとき、第２キャリヤ４８のケース７０への固定は、第３ワンウエイクラッチ８０の作用で自動的に解除される。

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６８の締結を追加するだけで済むので、この締結を徐々に行うようにするだけでスムーズな変速制御を行うことが容易にできる。
また、第１サンギヤ３０は第１ワンウエイクラッチ（ＯＣ１）６２および第２ワンウエイクラッチ（ＯＣ２）６４を介して固定されるが、第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４ともに、車両を前進駆動する回転方向において締結するようになっている。

したがって、第２速においても出力歯車１６側から入力軸１０を駆動することはできない。
これにより、共通速度線図において、第１サンギヤ３０の回転数が０の２ｎｄで示した斜線になって、変速比はｉ１（１＋α１）になる。
上記した歯数比においては２．５４３である。

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および第１ブレーキ６８の締結を維持したまま、第２クラッチ（Ｃ−２）５８の締結により第１サンギヤ３０を第１入力歯車２６と連結することで行う。
なお、以後、第１ブレーキ６８の締結は第６速まで動力伝達に関与しない。
このとき、第１サンギヤ３０のケース７０への固定は、第２ワンウエイクラッチ６４の作用で自動的に解除される。
したがって、第２速から第３速の変速においても、変速ショックを抑える制御が容易にできることは言うまでもない。

また、第１サンギヤ３０と第１入力歯車２６とは第１ワンウエイクラッチ６２を介して連結され、第１ワンウエイクラッチ６２が車両を前進駆動する回転方向において締結するようになっているので、第３速においても出力歯車１６側から入力軸１０を駆動することはできない。
これにより第１遊星歯車組２２は一体になり、共通速度線図において３ｒｄで示した水平線になって、変速比はｉ１になる。
上記した歯数比においては１．７３０である。

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、第１ブレーキ６８および第２クラッチ５８の締結を維持したまま、第４クラッチ（Ｃ−４）７６の締結により第２サンギヤ４０を第２入力歯車２８と連結することで行う。
なお、以後、第２クラッチ５８の締結は第６速まで動力伝達に関与しない。
したがって、チェーン５２を介して第２サンギヤ４０と連結された第１サンギヤ３０も第２入力歯車２８と連結されることになる。

このとき、第１サンギヤ３０の第１入力歯車２６との連結は、第１ワンウエイクラッチ６２の作用で自動的に解除される。
したがって、第３速から第４速の変速においても、変速ショックを抑える制御を容易に行うことができる。
これにより、共通速度線図において第１サンギヤ３０の回転数が１／ｉ２になり、３ｒｄで示した斜線になって、変速比はｉ１・ｉ２（１＋α２＋Ａ）／｛ｉ２（１＋α２）＋ｉ１・Ａ｝になる。
上記した歯数比においては１．３１５である。

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、第１ブレーキ６８および第２クラッチ５８の締結を維持したまま、第４クラッチ７６の締結を解除し、第３クラッチ（Ｃ−３）７４の締結により第２キャリヤ４８と第２入力歯車２８とを連結することで行う。
これにより、共通速度線図において第２キャリヤ４８の回転数が１／ｉ２になり、４ｔｈで示した斜線になって、変速比はｉ１・ｉ２（α２＋Ａ）／（ｉ２・α２＋ｉ１・Ａ）になる。
上記した歯数比においては１．０８２である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第１ブレーキ６８、第２クラッチ５８および第３クラッチ７４の締結を維持したまま、第１クラッチ５６の締結を解除して、再び第４クラッチ７６を締結することで行う。
これにより第２遊星歯車組２４は一体になり、共通速度線図において６ｔｈの水平線が示すように変速比はｉ２になる。
したがって、上記歯数比においては０．８７０の増速である。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ５８および第３クラッチ７４の締結を維持したまま、第１ブレーキ６８、第４クラッチ７６の締結を解除して、ロックアップクラッチ（Ｃ−Ｌ）７２の締結により第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４の機能を殺して、再び第１サンギヤ３０を第１入力歯車２６と連結することで行う。

第１ブレーキ６８は第３速乃至第６速において動力伝達に関与していないので、これの締結を解除するタイミングは第７速への変速と同時である必要はなく、第７速への変速以前に解除すればよい。
これにより、共通速度線図において第１サンギヤ３０とともに第２サンギヤ４０の回転数が１／ｉ１になって、７ｔｈで示した斜線になり、変速比はｉ１・ｉ２／｛ｉ１＋α２（ｉ１−ｉ２）｝になる。
上記歯数比においては０．７１４である。

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７４およびロックアップクラッチ７２の締結を維持したまま、第２クラッチ５８の締結を解除して、再び第１ブレーキ６８の締結により第１サンギヤ３０をケース７０に固定することで行う。
これにより、共通速度線図において第１サンギヤ３０および第２サンギヤ４０の回転数を０とした８ｔｈの斜線になり、変速比はｉ２／（１＋α２）になる。
上記歯数比においては０．６０４である。

つぎに、Ｒレンジにおける後進第１速（Ｒ−１）の変速比は、第２クラッチ５８、ロックアップクラッチ７２および第２ブレーキ７８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キャリヤ４８をケース７０に固定することで行われる。

この際、第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４は、ロックアップクラッチ７２の作用により常にどちらかが動力伝達に関与して、第１入力歯車２６からの駆動力を第２クラッチ５８からチェーン５２を経由して第２サンギヤ４０に伝える。
したがって、第２サンギヤ４０は１／ｉ１の回転数で駆動されることになり、共通速度線図において第２キャリヤ４８の回転数を０としたＲ−１の斜線になって、変速比は−ｉ１／α２になる。
上記歯数比においては−３．９３２である。

つぎに、Ｒレンジにおける後進第２速（Ｒ−２）への変速は、後進第１速における第２ブレーキ７８の締結を維持したまま、第２クラッチ５８およびロックアップクラッチ７２の締結を解除して、第４クラッチ７６を締結することで行う。
これにより、第２サンギヤ４０は第２入力歯車２８と連結されて１／ｉ２の回転数で駆動される。
共通速度線図において第２キャリヤ４８の回転数を０としたＲ−２の斜線になって、変速比は−ｉ２／α２になる。
上記歯数比においては−１．９７７である。

前述のように、Ｄレンジの第１速乃至第３速においては、第１乃至第３ワンウエイクラッチ６２、６４、８０が、それぞれ車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキのように出力歯車１６側から駆動する場合には、図２の作動表に示すように、Ｄレンジにおける締結に加えて、第２ブレーキ７８およびロックアップクラッチ７２を各変速段において締結することで、第１乃至第３ワンウエイクラッチ６２、６４、８０の機能を殺して、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。

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 ４．３９１ （１．７２７）
第２速 ２．５４３ （１．４７０）
第３速 １．７３０ （１．３１６）
第４速 １．３１５ （１．２１５）
第５速 １．０８２ （１．２４４）
第６速 ０．８７０ （１．２１８）
第７速 ０．７１４ （１．１８２）
第８速 ０．６０４

これに見るように、変速比の幅（４．３９１／０．６０４）が７．２７と広く、変速段数が多いこととあいまって、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。
また、第１入力歯車対と第２入力歯車対の歯数比ｉ１とｉ２は容易に変更することができるので、変速比の設定自由度が高いと言える。

さらに、図２の作動表における第４速を削除して前進７段として作用させることができる。その場合には、例えば各歯数比を、α１を０．４４、α２を０．５６、ｉ１を１．７１、ｉ２を０．９５、と設定すると、以下のような変速比が得られる。
《前進》
第１速 ３．８０６ （１．５４６）
第２速 ２．４６２ （１．４４０）
第３速 １．７１０ （１．４４１）
第４速 １．１８７ （１．２５０）
第５速 ０．９５０ （１．２４８）
第６速 ０．７６１ （１．２５０）
第７速 ０．６０９
《後進》
第１速 −３．０５４
第２速 −１．６９６

この場合も、変速比の幅（３．８０６／０．６０９）が６．２５であり、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。
特に第１速から第２速の段間比が１．５４６と小さいので、変速をスムーズに行うことが容易になるという特徴を有する。

実施例１においては、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０との連結を、チェーン５２を用いた例で示したが、歯車を用いて連結することも可能である。その場合、図示は省略するが、３個の歯車を経由する構成にすれば図１に示した実施例と同じ回転方向にすることができる。
また、出力歯車１６に対する、第１、第２駆動歯車１２ａ、１４ａの歯数比を互いに異なる値にすることもできる。

実施例１に示した本発明の多段変速遊星歯車列は、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
このため、前進８段または７段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。

図５は、本発明の多段変速遊星歯車列における第２の実施例のスケルトンである。
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。

実施例２における実施例１との違いは、第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４とロックアップクラッチ７２の連結関係が異なる。
すなわち、ロックアップクラッチ７２は、第１中間メンバー６０および第２中間メンバー６６と第１スプロケット５０とを連結するようになっている。
ロックアップクラッチ７２は図５のように第１スプロケット５０の両側に配置されているが、両者は一緒に締結されるようになっているので１個のクラッチとして扱うことができる。

これにより、第１サンギヤ３０は第１ワンウエイクラッチ６２および第１中間メンバー６０を介して第２クラッチ５８の締結で第１入力歯車２６と一方の回転方向において連結可能であるとともに、ロックアップクラッチ７２を締結したうえで第２クラッチ５８を締結すると回転方向を問わずに第１入力歯車２６と連結される。

また、第１サンギヤ３０は第２ワンウエイクラッチ６４および第２中間メンバー６６を介して第１ブレーキ６８の締結でケース７０に一方の回転方向において固定可能であるとともに、ロックアップクラッチ７２を締結したうえで第１ブレーキ６８を締結すると回転方向を問わずにケース７０に固定される。

つぎに、実施例２の作動を説明する。
実施例２の作動については図６の作動表によるが、第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４およびロックアップクラッチ７２の作動が実施例１と異なるだけであるので、詳細の説明は省略する。

なお、後進の第１速（Ｒ−１）において、ロックアップクラッチ（Ｃ−Ｌ）７２と第１ワンウエイクラッチ（ＯＣ１）６２の部分が破線の○印になっているが、これは両者でトルクを分担して伝達することを意味する。
すなわち、後進の第１速において、第２クラッチ５８を締結すると、第１入力歯車２６から第２クラッチ５８を経たトルクは一部が第１ワンウエイクラッチ６２を介して、残りの一部がロックアップクラッチ７２を介して第１スプロケット５０に伝わり、チェーン５２を介して第２サンギヤ４０を駆動することになる。

これにより、特に後進の発進においてトルクコンバータ２で増大された駆動トルクを、全て第１ワンウエイクラッチ６２またはロックアップクラッチ７２の一方を介して伝える場合に比べて、両者の容量を小さくすることができる。

実施例２においても実施例１と同様に、前進８段、後進２段の変速比を得ることができるとともに、前進第１速から第４速までの変速において第１乃至第３ワンウエイクラッチ６２、６４、８０の作用により変速ショックの発生を抑制する制御を容易に行うことができる。
また、変速比も実施例１と同様であり、前進７段にすることもできる。

さらに、ロックアップクラッチ７２は構造上２個のクラッチであるが、前述のように両者は一緒に締結されるようになっているので、ロックアップクラッチ７２を締結する図示しないアクチュエータは１個で済むので、実質的に１個のクラッチと言える構成になる。

実施例２に示した本発明の多段変速遊星歯車列においても、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
このため、前進８段または７段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車へ搭載する際に、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。

図７は、本発明の多段変速遊星歯車列における第３の実施例のスケルトンである。
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。

実施例３における実施例２との違いは、第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４およびロックアップクラッチ７２等の配置が異なるだけである。
すなわち、第２ワンウエイクラッチ６４と第１ブレーキを、第１スプロケット５０と第１遊星歯車組２２の間に配置したことで、第１中間メンバー６０と第２中間メンバー６６とを第１サンギヤ３０と一体化するロックアップクラッチ７２が、一塊りになっている。
詳細の説明は省略するが、作動については作動表を含めて実施例２で説明したのと同じであり、前進７段または８段の変速比を得ることができる。

実施例３に示した本発明の多段変速遊星歯車列においても、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
このため、前進８段または７段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。

図８は、本発明の多段変速遊星歯車列における第４の実施例のスケルトンである。
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。

実施例４における実施例１との違いは、第１に、第１遊星歯車組２２の構成が異なることである。
すなわち、第１遊星歯車組２２はいわゆるダブルピニヨン型と称されるものであり、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に噛み合った第１アウタピニヨン３４と、これら第１アウタピニヨン３４および第１サンギヤ３０に噛み合った第１インナピニヨン３６と、第１インナピニヨン３６および第１アウタピニヨン３４を回転自在に軸支する第１キャリヤ３８とで構成されている。

そして、第１キャリヤ４８が第１クラッチ５６を介して第１入力歯車２６と連結可能であり、第１キャリヤ４８が本発明の第１入力メンバーを構成する。
また、第１リングギヤ３２が第１出力軸１４と連結しており、第１リングギヤ３２が本発明の第１出力メンバーを構成する。
なお、第１サンギヤ３０が本発明の第１反力メンバーを構成するのは実施例１と同じである。

第２の違いは、実施例１における第１ワンウエイクラッチ６２および第２ワンウエイクラッチ６４がなく、関連してロックアップクラッチ７２がないことである。
したがって、第１サンギヤ３０は、第２クラッチ５８により第１入力歯車２６と連結可能であるとともに、第１ブレーキ６８によりケース７０に固定することができる。

つぎに、実施例４の作動を説明する。
実施例４の作動については図９の作動表によるが、第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４およびロックアップクラッチ７２がないので、エンジンブレーキのように出力歯車１６側から入力軸１０を駆動できないのは前進の第１速のみであり、ＬレンジにおいてＤレンジと作動が異なるのも第１速だけである。

共通速度線図の図示は省略するが、実施例１における各メンバーを表す縦線の名称が入れ替わるだけで図４と同じにすることができる。
すなわち、図４の第１リングギヤ３２（Ｒ１）と第１キャリヤ３８（Ｃ１）の名称を入れ替えることで同じになる。
したがって、第１遊星歯車組２２の歯数比を適切に設定して、各縦線間の間隔が図４と同じになるようにすると変速比も同じになる。

変速比の計算は以下のようになる。
《前進》
第１速：ｉ１／（１−α１）＋ｉ１・ｉ２／｛α２（１−α１）｝
第２速：ｉ１／（１−α１）
第４速：ｉ１・ｉ２／｛ｉ２＋α１（ｉ１−ｉ２）｝
第５速：ｉ１・ｉ２（α１＋α２）／｛ｉ２（α１＋α２）＋α１（ｉ１−ｉ２）（１＋α２）｝
第３速、第６速、第７速、第８速および後進の変速比は実施例１と同じ計算になるので、省略する。

実施例４の構造面の特徴として、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを共用にすることが可能である点があげられる。すなわち、両者ともにリングギヤと一体的に連結されているので、第１リングギヤ３２と第２リングギヤ４２の歯車部分の諸元を共通にできれば、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを共用にした設計にすることができる。

実施例４においても実施例１と同様に、前進８段、後進２段の変速比を得ることができる。また、前進７段にすることもできるし、実施例１と同様に第１、第２ワンウエイクラッチを追加して、変速制御を容易にすることも可能である。
実施例４に示した本発明の多段変速遊星歯車列においても、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。

このため、前進８段または７段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。

図１０は、本発明の多段変速遊星歯車列における第５の実施例のスケルトンである。
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。

実施例５における実施例１との違いは、実施例１乃至４における第４クラッチ７６がないことと、実施例４と同様に第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４およびロックアップクラッチ７２がないことである。
さらに、締結要素の配置が一部異なっており、第１入力歯車２６および第２入力歯車２８と第１スプロケット５０および第２スプロケット５４との間の軸方向スペースの中に、全ての締結要素が納められていることが異なる。

このため、図１１の作動表に示すように、図２における第４速（４ｔｈ）と第６速（６ｔｈ）および後進の第２速（Ｒ−２）を抜いた前進６段後進１段の変速比を有することになる。
共通速度線図および変速比の計算についての説明は省略するが、作動表と同様に実施例１の説明から第４速（４ｔｈ）と第６速（６ｔｈ）および後進の第２速（Ｒ−２）を削除したのと同じである。

変速比については、例えば各歯数比を、α１を０．５０、α２を０．４６、ｉ１を１．４６、ｉ２を０．９、と設定すると、以下のような変速比が得られる。
なお、（ ）内は段間比である。
《前進》
第１速 ３．７７７ （１．７２５）
第２速 ２．１９０ （１．５００）
第３速 １．４６０ （１．３８２）
第４速 １．０５７ （１．３８１）
第５速 ０．７６５ （１．２４１）
第６速 ０．６１６
《後進》 −３．１７４

このように、前進６段ではあるが、変速比の幅（３．７７７／０．６１６）が６．１２７であり、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。

前述のように、図１０に示した実施例５は、実施例１における第１ワンウエイクラッチ６２、第２ワンウエイクラッチ６４およびロックアップクラッチ７２がない構成であるが、実施例１または実施例２または実施例３で、それぞれ説明したのと同じようにこれらを追加して、前進第１速乃至第４速の変速における変速ショックを抑制する制御を容易にすることができることは言うまでもない。
また、第１ブレーキ６８は第１サンギヤ３０を固定するようになっているが、これを第２出力軸１４側へ移動して、第２サンギヤ４０を固定するようにしても機能は変わらない。

実施例５に示した本発明の多段変速遊星歯車列においても、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
このため、前進６段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。

図１２は、本発明の多段変速遊星歯車列における第６の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例５と異なる部分を中心に説明し、実施例５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。

実施例６における実施例５との違いは、第２出力軸１４と第２サンギヤ４０とを連結可能な第５クラッチ８２を設けたことである。
この第５クラッチ８２を締結することで第２遊星歯車組２４を一体にすることができるので、第３クラッチ７４と併せて締結することによりｉ２と同一の変速比を得ることができる。
この場合、実施例１で説明した前進７段と同様に、これを第５速として前進７段の変速比が得られることになる。

作動についての詳細な説明は省略するが、作動表を図１３に示す。
変速比の値についても実施例１で例示した前進７段にした場合と同様であるが、後進の第２速はない。
なお、第２遊星歯車組２４を一体にする第５クラッチ８２は、図示した例以外に、例えば第２キャリヤ４８と第２サンギヤ４０とを連結する構成であっても同様の作用を行うことができる。

実施例６に示した本発明の多段変速遊星歯車列においても、第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に３個ずつ振り分けて配置することができるため、その分、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。
このため、前進７段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。

以上、第１乃至第６の実施例について説明したが、これらに共通することは、入力軸１０と平行に第１出力軸１２と第２出力軸１４とを設けて、第１遊星歯車組２２と第２遊星歯車組２４を始め、各締結要素をこの２軸に振り分けて配置することができるため、軸方向長さを短くレイアウトできるのが特徴である。

このため、前進６段乃至８段の変速比を得るとともに、エンジン横置きの前輪駆動車等へ搭載する際に、より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。
このため、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、燃費の向上に貢献することができる。

上記した実施例は、第１および第２遊星歯車組の構成および連結関係を代表的な例で示したが、上記以外の構成であっても第１、第２入力メンバー、第１、第２反力メンバー、第１、第２出力メンバーを有する構成であれば同様に多段の変速比を得ることができるとともに、軸方向長さを短くレイアウトすることができるので、当業者の一般的な知識に基づいて、最適な歯車列を選択し、レイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。

前進６段乃至８段の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ので、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。

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） 実施例１の軸の配置を示す図である。 実施例１の作動表を示す図である。 実施例１の共通速度線図を示す図である。 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） 実施例２の作動表を示す図である。 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） 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４） 実施例４の作動表を示す図である。 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５） 実施例５の作動表を示す図である。 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６） 実施例６の作動表を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ トルクコンバータ
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ピニヨン、第１アウタピニヨン
３６ 第１インナピニヨン
３８ 第１キャリヤ
４０ 第２サンギヤ
４２ 第２リングギヤ
４４ 第２ピニヨン
４８ 第２キャリヤ
５０ 第１スプロケット
５２ チェーン
５４ 第２スプロケット
５６ 第１クラッチ
５８ 第２クラッチ
６０ 第１中間メンバー
６２ 第１ワンウエイクラッチ
６４ 第２ワンウエイクラッチ
６６ 第２中間メンバー
６８ 第１ブレーキ
７０ ケース
７２ ロックアップクラッチ
７４ 第３クラッチ
７６ 第４クラッチ
７８ 第２ブレーキ
８０ 第３ワンウエイクラッチ、ワンウエイクラッチ
８２ 第５クラッチ

Claims (7)

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、
   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、
   前記入力軸と前記出力歯車との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力歯車への入力回転数に変換するように前記第１出力軸と同軸に配置した第１遊星歯車組と、
   前記入力軸と前記出力歯車との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力歯車への入力回転数に変換するように前記第２出力軸と同軸に配置した第２遊星歯車組とを有し、
   前記入力軸が、前記第１遊星歯車組の第１入力メンバーと第１入力歯車対を介して、また前記第２遊星歯車組の第２入力メンバーと第２入力歯車対を介して、選択的に連結可能であり、
   前記第１出力軸は前記第１遊星歯車組の第１出力メンバーに、また前記第２出力軸は前記第２遊星歯車組の第２出力メンバーに、それぞれ連結されるか、または連結可能であり、
   前記第１遊星歯車組の第１反力メンバーと前記第２遊星歯車組の第２反力メンバーとは、互いに歯車またはチェーンを介して連結されるか、または連結可能であり、
   前記第２反力メンバーはケース側に固定可能であり、
   前記第１反力メンバーは前記第１入力歯車対を介して前記入力軸と連結可能であり、
   前記第２入力メンバーは前記ケース側に固定可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第１入力歯車対および前記第２入力歯車対における前記入力軸側の歯車が共通の歯車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。
3. 前記第２反力メンバーは前記第２入力歯車対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請求項１または請求項２に記載の多段変速遊星歯車列。
4. 前記第２遊星歯車組を一体にする摩擦要素を備え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。
5. 前記第１反力メンバーと前記ケース側との間に、第１ワンウエイクラッチ、第１中間メンバー、第２ワンウエイクラッチ、第２中間メンバー、第１ブレーキの順に、これらを直列に連結して介在させ、前記第１中間メンバーは前記第１入力歯車対を介して前記入力軸と連結可能であり、前記第１反力メンバーと前記第２中間メンバーとはロックアップクラッチにより連結可能であることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
6. 前記第１反力メンバーは、第１ワンウエイクラッチおよび第１中間メンバーを介して前記第１入力歯車対と連結可能であるとともに、第２ワンウエイクラッチおよび第２中間メンバーを介して前記ケース側に固定可能であり、前記第１反力メンバーおよび前記第１中間メンバー間の連結と前記第１反力メンバーおよび前記第２中間メンバー間の連結とを共に行うロックアップクラッチを有することを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
7. 前記第１遊星歯車組は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと噛み合った第１ピニヨンと、該第１ピニヨンを回転自在に支持する第１キャリヤとからなり、
   前記第２遊星歯車組は、第２サンギヤと、第２リングギヤと、前記第２サンギヤおよび前記第２リングギヤと噛み合った第２ピニヨンと、該第２ピニヨンを回転自在に軸支する第２キャリヤとからなり、
   前記第１リングギヤが前記第１入力メンバーであり、前記第２キャリヤが前記第２入力メンバーであり、前記第１キャリヤが前記第１出力メンバーであり、前記第２リングギヤが前記第２出力メンバーであり、前記第１サンギヤが前記第１反力メンバーであり、前記第２サンギヤが前記第２反力メンバーであることを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
   

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