JP2007513304A - 改善された自動変速機及び歯車列 - Google Patents

Abstract

本発明は自動変速機及び歯車列に関する。特に、本発明は劣化に対する改善された抵抗を有し、有効寿命が増大した自動変速機の歯車列に関する。本発明の歯車列は前方及び後方サンギヤ、リングギヤ、バンドドラム及び一方向ローラクラッチを利用する１つのキャリヤとして組立てられた８つのピニオンギヤを有する。

Description

本発明は自動変速機及び歯車列に関する。特に、本発明は、増大した有効寿命を伴う、劣化に対して改善された抵抗を有する、自動変速機及び歯車列に関する。

自動車は、エンジン、多速度変速機及び差動装置即ち最終駆動子を備えた動力列を有する。多速度変速機は、エンジンがそのトルク範囲にわたって多数回作動するのを許容することにより、車両の全体の作動範囲を増大させる。変速機に利用できる前進速度比の数はエンジンのトルク範囲が反復できる回数を決定する。初期の自動変速機は２つの速度範囲を有していた。これは車両の全体の速度範囲を厳しく制限し、それ故、幅広い速度及びトルク範囲を生じさせることのできる比較的大型のエンジンを必要としていた。これはエンジンの磨耗及び破損を招き、エンジンの効率を減少させていた。その結果、いくつかの速度比を与える手動シフト変速機が自動車に使用するのに最も流行していた。

３速及び４速の自動変速機の出現により、自動シフト（遊星歯車）変速機の流行度が増大した。これらの変速機は車両の作動性能及び燃費を改善した。増大した数の速度比は比間のステップ寸法を減少させ、それ故、通常の車両の加速の下で運転手に実質上気づかれないような比変更を行うことにより変速機のシフトの質を改善する。

本発明の１つの態様はその現在の応用における高い故障率を有する自動変速機の再設計である。米国郵政公社（ＵＳＰＳ）の車隊は２５年又はそれ以上の使用寿命を備えた１６０，０００台もの路上長寿命車両（ＬＬＶ）を有する。これらの車両は１８０Ｃ及び（又は）７００Ｒ４型の変速機に依存している。特に当分野で耐久性、長寿命及び低価格を提供するこの車隊の車両駆動条件のための変速機トータルシステムを設計するという長年思われていた要求がある。固有の元来の変速機のデザイン問題による車両の大きな休止時間が長年にわたってこの車隊を悩ませてきた。この時間中、ＵＳＰＳは高いコストでその車隊を路上で保持するように交換製品を供給するために局地的及び地域的な改造車を利用してきた。

１８０Ｃ型変速機のための良質の交換部品の不足のため、１８０Ｃ型に代えて、７００Ｒ４型変速機が９０年代後半に導入された。７００Ｒ４型変速機は長年にわたって市場に出回っているＧＭユニットである。このユニットは郵政ＬＬＡへの応用のために設計されてはおらず、車両に適合させるために修正しなければならなかった。このキットは駆動シャフト、シフトリンク機構及びトルクコンバータを含んでいた。７００Ｒ４型変速機の制御された試験及び評価が不足していたため、当分野での故障率が大きかった。従って、１８０Ｃ型及び７００Ｒ４型の変速機に対して改良を加えた変速機の明確な要求がある。

１８０Ｃ型変速機は５つの領域で問題を有する。
１．遊星歯車の磨耗及び歯の破損。
２．弁本体の故障（２−３シフト弁スリーブの固着）。
３．トルクコンバータの故障。
４．メインポンプの故障。
５．ローバンドの故障。

郵政公社による１８０Ｃ型変速機の使用の特徴は、第１ギヤ即ち１速ギヤから第２ギヤ即ち２速ギヤへの絶え間ないシフト及び１速ギヤへのシフトダウンである。このシフト手順は１日の使用において１車両当り数百回行われる。１８０Ｃ型変速機は１速から２速次いで３速へシフトするように設計されていた。次いで、コンバータクラッチが適用され、運転手及び車両はその目的地へ進む。従って、変速機の有用な仕事の大半は３速ギヤにおいて費やされる。郵政公社及び多数の停止／運転を必要とする他の応用において使用されるような１８０Ｃ型変速機はこのような理想的な使用をしているようには思えない。１速から２速次いで２速から１速への繰り返しのシフトの後、１８０Ｃ型歯車列内のピニオンギヤはスポーリングを開始する。ギヤのスポーリングは各ピニオンギヤの圧力角表面を剥がす極めて少量ではあるが極めて硬いスチール片を生じさせる。これらのスチール片はこれら同じギヤを潤滑し冷却するオイルによりピニオンギヤから洗い落とされ；従って、硬いスチール片はオイル内に懸濁される。汚染されたオイルが変速機のすべての重要な領域にポンピングされると、これらの金属片はこれらが接触するすべての部品に対して研磨剤として作用する。スチール粒子の研磨作用はすべての関連運動する部品の表面を磨耗させる。ギヤの劣化が進行すると、硬いスチール粒子はオイル内で一層濃度を増し、弁本体の弁内に留まるようになる。これは、変速機の１速へのシフトダウンを不能にして、代わりに、２速ギヤを最低速ギヤとして使用させることになる。この現象は変速機破壊試験で確かめられた。試験を続行するためには、変速機が通常の方法で作動するように弁本体を交換しなければならない。

他の影響を受ける部品はトルクコンバータ及びメインポンプ組立体である。これらの組立体のうちどちらが最初に故障するかを決定するのは困難である。その理由は、これらの組立体が接続されており、汚染されたオイルが一方から他方へポンピングされるからである。観察された劣化は、ポンプブッシングにより支持されている箇所でのコンバータハブの磨耗、コンバータの内部軸受の劣化、ポンプの外側及び内側ギヤの磨耗、及び圧力規制弁の故障である。すべてのこれらの故障はオイル内に懸濁された金属の直接の結果からである。

この劣化はメインポンプの故障及びコンバータハブとポンプとの間でのオイル損失を招くことがある。シフト制御及びポンプ圧力の損失は変速機の温度の上昇を招き、温度は３００℃又はそれ以上になると考えられる。このような状態の下では、クラッチ及びバンドに適用するオイル圧力を保持するシールは硬化し始め、オイルの漏洩を許し、従ってクラッチ及びバンドが負荷の下にスリップするのを許容し、これが最終的にはクラッチ及びバンドの故障に通じる。この時点で、完全な変速機の故障が生じる。車両は動かなくなる。

１８０Ｃ型変速機内の従来の遊星歯車装置はサンギヤとリングギヤとを有し、ピニオンギヤはサンギヤとリングギヤとの間で係合する。ピニオンギヤはピニオンキャリヤ組立体に接続され、これに担持される。ピニオンキャリヤ組立体はピニオンキャリヤ本体とピニオンシャフトとを有し、ピニオンシャフトはピニオンキャリヤ本体に固定される。１８０Ｃ型は複合歯車及び平歯車（計６個の歯車、３つの複合歯車及び３つの平歯車）の３ピニオン構成を利用する。上述のように、この変速機は応用の特徴のために故障する。１速ギヤと２速ギヤとの間の繰り返しのシフトはピニオンギヤのスポーリングを生じさせる。上述の問題に対する解決策はこのスポーリングを阻止することである。本発明は１８０Ｃ型変速機の平均寿命を実質的に延ばす装置である。この新たに構成された変速機は２８０ＰＳ（商標名）型変速機である。

本発明の１つの実施の形態はユニークな変速機歯車列を想定する。
本発明の別の実施の形態は前方のサンギヤ、後方のサンギヤ及び適当でユニークな寸法のリングギヤを伴う、８ギヤ複合遊星歯車列を想定する。

本発明の更なる実施の形態は現在のデザインよりも少なくとも３３％又はそれ以上の長期にわたって働く完全な変速装置を想定する。
本発明の他の実施の形態は４複合ピニオン歯車列を想定する。

本発明の付加的な実施の形態は、４つが複合ギヤで４つが単ギヤである８個のピニオンギヤを有する完全な変速装置を想定する。
本発明の付加的な実施の形態は現在の変速機よりも少なくとも約３デシベルも静かな変速機を想定する。

本発明の特質及び所望の目的を一層十分に理解するため、添付図面に関連して行う以下の詳細な説明を参照する。
簡略化及び図示の目的で、本発明の原理をその種々の例示的な実施の形態を参照することにより説明する。本発明の好ましい実施の形態をここに特に開示するが、当業者なら、同じ原理は他の構成及び方法に等しく適用でき、それに関連させることができること、及び、任意のそのような変更は本発明の要旨から逸脱することのないそのような修正内に入ることを容易に認識できよう。本発明の開示される実施の形態を詳細に説明する前に、本発明は示される任意の特定の実施の形態の詳細についてのその適用に限定されないことを理解すべきである。もちろん、その理由は、本発明が他の実施の形態として具体化できるからである。ここで使用する用語は説明の目的のものであって、限定の目的のものではない。更に、ある順番でここに示すある工程を参照してある方法を説明するが、多くの場合は、これらの工程は当業者が認識できるように任意の順番で遂行でき、方法はここで開示する特定の構成に限定されない。

現在の技術状態では、１８０Ｃ型変速機は６ピニオン複合遊星歯車列を利用する。本発明は前方のサンギヤ、後方のサンギヤ及び適当でユニークな寸法のリングギヤを伴う、８ギヤ複合遊星歯車列に関する。

任意の変速機の前方でどのエンジンを使用するかに関係なく、そのエンジンにより生じる全体のトルクは変速機及び関連する部品により地面に伝達しなければならない。各ピニオンギヤはそのトルクの負担分を伝達する。従って、キャリヤ内に３つのピニオンギヤがある場合、各ピニオンは任意の時間に発生したトルクの３３％を伝達する。第４のピニオンギヤがキャリヤに付加された場合、各ギヤにより伝達されるトルクの量は２５％に減少する。この変更の重要性は４つのピニオンギヤの有効寿命を集合的に明らかにする。各ギヤが伝達しなければならない負荷を減少させることにより、ギヤが負荷を伝達できる回数を増大させることができる。本発明に係る変速機の場合は、歯車列の有効寿命は３３％だけ増大し、ギヤのスポーリングの開始は同じ時間量だけ遅くなる。したがって、変速機を構成し、同じオイルにより冷却され潤滑されるすべての他の部品は同様な有効性能の増大を体験すると結論づけることができる。装置の有害な汚染の無い状態が長く保たれるほど、装置が適正に機能する時間が長くなる。

根本原因分析の広範囲の処理により、５つの欠陥領域が１８０Ｃ型変速機内で特定された；欠陥は油圧ポンプの内径にあり、１つの欠陥はベルハウジングの整合にあり、１つの欠陥は低サーボ適用回路内で見つかり、１つの欠陥は弁本体内の２／３シフト弁内で検出され、１つの欠陥は後方ローバンド内で見つかった。これらの欠陥領域は以下に列挙し、引き続きの同様の符号の区分において扱われる。

１．外側のポンプギヤが内側のポンプギヤとの整合から外れる（ポンプにより発生する金属）。
２．内側のギヤがポンプの三日月形の内径に接触する（ノイズが発生する）。

３．ポンプにより発生するオイル圧力が一定しない。
４．変速機の潤滑オイル回路及びトルクコンバータ供給回路へ送給されるオイルの量が一定しない（信頼を持って歯車列を冷却し潤滑するには不十分なオイル及びすべての状態下でトルクコンバータを冷却し潤滑するには不十分なオイル）。

５．トルクコンバータ及び変速機ポンプ組立体と整合するベルハウジングのブッシュボア中心が整合から外れる。
６．アルミニウム製の２／３シフト弁のスリーブが磨耗し、２／３シフト弁の不規則で予測できない作動を招く。

７．ローバンドがすべての状態の下で後方のバンドドラム及びサンギヤを保持しない。
１．変速機のポンプにより発生する金属（外側のギヤが内側のギヤとの整合から外れる）
金属粒子は変速機を作動させ維持するのに必要なオイル圧力を与えるオイルの容積を生じさせる内側及び外側のギヤの回転運動により発生する。オイルポンプからの金属粒子の発生を阻止するため、外側のギヤの運動が内側のギヤと不適正に噛み合わないように、内側及び外側のギヤをその適正な位置に保たなければならない。内側のギヤはコンバータハブ及びベルハウジング内に位置するコンバータハブブッシュにより適所に保持される。これらの部品のいずれかが直線でない（．００２インチＴＩＲよりも大きい）場合、内側のギヤは問題を生じさせる。内側のギヤの支持の問題は以後のトルクコンバータ及びベルハウジングの適正な再製造の部分として説明する。外側のギヤの支持は別の問題を有する。２つのギヤの自然な作用は圧力ポートの領域において互いに離間する運動である。したがって、外側のギヤは左方へ移動する傾向を有し、内側のギヤは右方へ移動する。外側及び内側のギヤは粉末金属で構成され、ポンプハウジングは鉄で構成される。外側のギヤの外径はポンプハウジングと常に接触する。時間が経つにつれて、外側のポンプギヤの外径はポンプハウジング内へ磨耗し始める。この作用はピニオンギヤとほぼ同じ方法で金属粒子を生じさせる。これを阻止するため、２８０ＰＳ（商標名）型変速装置に使用するポンプは外側のギヤの領域でハウジング内に挿入されたＳＡＥ６６０青銅製スリーブを有する。青銅製スリーブは外側のギヤに対して適正なクリアランスを有するように機械加工され、長期間持続する性能を保証する完全な磨耗表面を形成する。
２．ポンプの三日月形の内径に接触する内側ギヤにより生じるノイズ
ベルハウジングのブッシュが磨耗すると、内側のポンプギヤの歯先はポンプの三日月形の内径の前縁に接触する。内側のポンプギヤの歯とポンプの三日月形との間でこの望ましくない干渉が生じると、ノイズ及び少量の金属粒子が発生する。ノイズは作動上の見地から許容できるものではなく、干渉の結果として発生する金属は変速機の長寿命化にとって有害である。上述の両方の問題は内側ポンプの三日月形の幾何学形状を修正することにより排除される。本発明の変速機のポンプは、ノイズ及び三日月形の内径に接触する内側のポンプギヤにより発生する金属粒子の形成の双方を排除するように変更されたポンプ三日月形の内径を有する。内側の三日月形の新たな幾何学形状は内側ギヤと内側ポンプの三日月形の前縁（最初の接触地点）との間に．０６０インチのクリアランスを生じさせ、発生の初期地点から６０ないし６５度の一定の円弧となって．０００インチへ減少する。こうすることにより、内側のギヤの歯先は内側ポンプの三日月形の前縁に依然として接触できず、デザインにより、内側ポンプの三日月形内にオイルを依然として収容させ、発生するようにポンプを設計したすべての先のオイルポンピング能力を維持させる。従って、この新たなデザインはノイズ及び金属粒子の発生の双方を排除し、変速機の全体の長寿命化に貢献する。図２７参照。
３．一定しないオイル圧力
ポンプにより発生するオイル圧力は圧力規制バネにより予め負荷される圧力規制弁によって規制される。（エンジンの負荷を感知する）真空変調器及び（車速を感知する）変速機の調速機に関連して作動するこれら２つの部品の組み合わせはすべてのクラッチをスリップしないように保持するのに必要な適当なオイル圧力を発生させ、作動中に全体の変速機を潤滑し冷却するためのオイルを生じさせる。この変速機のＵＳＰＳのユニークな応用はその作動寿命の大半を費やす１速及び２速のギヤ範囲で、ギヤを潤滑し、噛み合う部品の劣化を阻止するためにオイルを供給するような方法で、潤滑オイルを規制することを必要とする。根本原因分析中、潤滑オイルの圧力が変速機において大幅に変化することが観察された。その原因は、圧力規制弁上に著しく異なるプレロード負荷を生じさせる圧力規制バネであることが分かった。これは、潤滑オイルの余剰又は潤滑オイルの不足のいずれかを招いた。２８０ＰＳ（商標名）型ポンプに組み込んだ新たなデザインの圧力規制バネは圧力規制弁を均一にプレロードし、従って、正しいクラッチ圧力及び潤滑オイル流れを維持する正しい均一なオイル圧力を保証する。
４．歯車列及びトルクコンバータへの一定しない潤滑オイル流れ
根本原因分析により、変速機のオイルポンプの一定の圧力規制の場合でさえ、ある極限状態の下では、変速機の歯車列及びトルクコンバータへ供給されるオイルが著しく減少するか又は完全に遮断されることが観察された。これらの両方の状態は高磨耗状態を生じさせ、変速機の寿命を減少させた。潤滑オイルの減少又は損失を阻止するため、いかなる状態においても変速機へ潤滑オイルを供給するような、重要な潤滑回路へオイルを供給する新たな方法を生み出さねばならない。この問題は、圧力規制装置に影響を与えずに、圧力ポートから潤滑ポートへのオイルの一定の流れを許容するようにオイル潤滑回路を再設計することにより、解決できた。規制前のポンプの圧力ポートと潤滑回路との間に、（．０４０インチに等しい）通路を設けた。こうすることにより、すべての状態の下で、潤滑オイルは十分な潤滑を保証し、重要な部品を冷却し、従って変速機の寿命を延ばすことが確かめられた。図２７参照。
５．新たなベルハウジングのデザイン
根本原因分析により、変速機ポンプの内側ギヤはベルハウジングブッシュの磨耗のために時間が経つにつれて移動することが観察された。ブッシュの磨耗は、コンバータハブ及び内側のポンプギヤがポンプの三日月形の前縁の方向に移動するのを許容し、従って、ノイズ及び金属対金属接触を生じさせた。このような発生の可能性を減少させるため、ベルハウジングブッシュの中心を、測定された磨耗と同じ距離だけ、反対方向へ移動させた。ベルハウジングブッシュの中心の新たな位置は、エンジンに対して全体の変速機を整合させるのに使用されるベルハウジング上に位置する整合ダウエルに関する中心ずれ距離の関数となる。変速機の作動中、変速機のオイルポンプ内に生じた圧力は、コンバータハブとベルハウジングブッシュとの間に存在するクリアランスからこれら２つの間に生じるオイルフィルムを差し引いた量だけ、内側ギヤ及びコンバータハブを中心からずらせる。この不整合が生じたとき、ベルハウジングブッシュの整合に頼っていたすべての対応する部品は同じ量（．００２インチないし．００５インチ）だけ不整合となった。ベルハウジングブッシュのボアは変速機のポンプの内側ギヤと対応的に同じ中心にあるクランクシャフトの中心と同じ中心とすべきである。ポンプ内部に生じた圧力が内側ギヤ及びトルクコンバータのハブに作用したとき、これらの部品の中心線は作動中に中心ずれさせられる。垂直の磨耗がこの均衡状態に加えられた場合、不整合は増大し、変速機の早期の故障を加えることになる。新規なベルハウジングのデザインはベルハウジングブッシュの中心線を圧力とは反対の方向に．００２５インチだけ中心ずれするように移動させ、従って、ポンプ圧力がポンプギヤ及びコンバータハブに作用したときに、関連する部品の全体の組立体は作動中に整合を達成する。

この新規な整合デザインはコンバータハブと内側ポンプギヤとの間に必要な公差嵌合、ポンプのステータシャフトのスプラインとトルクコンバータのステータのスプラグレースとの間に必要な公差嵌合、変速機の入力シャフトのスプラインとトルクコンバータのタービンスプラインとの間に必要な公差嵌合及びトルクコンバータのノーズパイロットとエンジンのクランクシャフトトルクコンバータパイロット穴との間に必要な公差嵌合間に先に存在していた累積的な不整合を取り除く。この新規なデザインはすべての影響を受ける部品上の磨耗を減少させる作動上の整合を達成し、従って、可能な限り最大限に金属粒子の発生を減少させ、２８０ＰＳ（商標名）型変速機の寿命を延ばす。図２８参照。
６．弁本体（２／３シフト弁及びスリーブの組み合わせ）
汚染のない状態を保った場合、弁本体は無限に機能すると想像できる。しかし、汚染が生じた場合は、いくつかの部品が磨耗する。磨耗の地点はアルミニウムで作られた２／３昇圧スリーブである。本発明の変速機はこの応用のために特に設計された、この位置に設置される新規なデザインの昇圧スリーブを有する。昇圧スリーブの幾何学形状は、一層多くのオイルがシフト弁のシフトするランド部に作用できるように、変更された。そうすることにより、弁は一層敏感になり、一層反復的なシフト地点を生じさせる。昇圧スリーブを作る材料は依然としてアルミニウムであるが、磨耗抵抗を増大させるために、及び小さな金属粒子を内側のシフト弁上に生じさせるような拘束作用を減少させるために、合金は５Ｏ５６に変更される。弁スリーブの前縁は、デザインにより、極めて鋭利であり、任意のオイルシールが機構の内側部品を外部の塵芥による汚染から保護するような方法と一層同じ方法で、弁スプールに対するワイパーとして機能する。弁スリーブの磨耗抵抗を増大させることにより、鋭利な縁部は汚染中でも長期間にわたって維持される。この新規な２／３シフト弁スプールは、小さな研磨性の金属粒子が弁とスプールとの間に入らないようにして、適正な弁の機能を維持することにより、金属汚染の後でさえ、変速機の寿命を延ばす。図２９参照。
７．低サーボバネ：
後方の反応サンギヤ及びバンドドラムが旋回しないように保持する後方のクラッチバンドは、極限状態の下で、回転すべきでない場合でも、サンギヤ及びドラム組立体の回転を許してしまう。この状態は変速機の作動寿命に悪影響を与える早期のバンド摩擦故障の原因となる。この故障を排除するため、新規な低サーボバネを設計した。低サーボバネは解放形態で装置内に適用され、従って、後方バンド保持機能が利用されない（３速ギヤ）場合に、バンドがオフとなり、バンドドラムが自由に回転することを保証する。新規なデザインの低サーボバネの張力は減少する。ローバンドを適用するためには、低サーボピストンに対して働くオイル圧力により生じた力がそれを引き離すために生じるバネ圧力に打ち勝たねばならない。低サーボバネにより生じる負圧の量を減少させることにより、バンドを適用するために残っている力の量が増大し、ローバンド摩擦材料に適用される圧力が一層大きくなる。そうすることにより、ローバンドの保持能力が増大し、後方のバンドのスリップを排除し、それによって、変速機の寿命の延長に貢献する。

本発明はまた１８０Ｃ型変速機のトルクコンバータの再製造を想定する。トルクコンバータの再製造は５つの部品の適正な取り扱い及び復元を含む。
１．主要なポンプ
２．ステータ組立体
３．タービン
４．クラッチ及びダンパ組立体
５．カバー
トルクコンバータは２つに分割することにより再製造工程を開始する。旋盤を使用して最初の製造の際に適用された閉鎖溶接部を除去しなければならず、パッド面及びＺ軸は．００２インチＴＩＲに保持される。２つのスラスト軸受及びＯ−リングシールである交換可能な部品は取り外され、処分される。次いで、部品は洗浄され、そのそれぞれの再製造セルへ送られる。

主要なポンプは半径方向パターンで同じ形状のスチールスタンピングに取り付けられた一連の半月状の内部フィンを有する。次いで、インペラハブがフィンを保持するスタンピングの中心に溶接される。２８０ＰＳ（商標名）型コンバータの復元はインペラスタンピングへの半月状フィンの溶接及び古いインペラハブの除去により開始する。インペラハブの除去工程は古いインペラハブを溶接してあった主要なポンプの完全な中心部を除去する工程を有する。材料のこの広範囲の除去は、軸受及びインペラハブ支持領域を新たに設計された一部品のインペラハブ及び軸受支持体と交換するために、必要である。この新たなインペラハブ及び軸受支持体はまた溶接取り付け工程により生じた熱影響区域を一層大きな直径へ移行させ、溶接工程中の３つの合金の収縮の結果として生じる軸受表面の歪みを排除する。新たなフランジ付きのインペラハブの設置は主要なポンプとステータとの間の主要な軸受スラスト領域の強度を増大させ、内側のポンプギヤによりハブ上に作用する横方向の荷重のために作動中に歪もうとする軸受表面の傾向を減少させる。同時に、付加されたフランジの強度は、インペラハブが同じ内側のポンプギヤの力により中心ずれするのを阻止する（図１８参照）。次いで、主要なポンプはすべての基準面を回復するように機械加工される。次いで、主要なポンプの２回目の洗浄を行い、組立ての準備が整う。

ステータ組立体はタービンから主要なポンプ及び一方向ローラクラッチへオイルを再度導くフィンを収容するアルミニウムハウジングで構成される。軸受キャップはステータの主要ポンプ側から取り外され、一方向ローラクラッチは検査を受ける。なんらかの汚染が検出された場合、全体の組立体を再構築する。これは、内側レース、ローラの除去及び内部バネの処分を含む。内側レースは古いローラの兆候のあるすべての形跡を除去するためタンブリング加工され、クラッチは新しいバネ及び新しいか又は良好なローラを伴って再度組立てられる。次いで、軸受キャップの磨耗を検査し、磨耗が検出されたら、処分する。新しいキャップ又は良好な使用済みキャップが交換され、ステータは組立て領域へ運ばれる。

タービンは主要なポンプと一層同じ方法で造られる。磨耗地点は入力シャフトのスプライン及びスラスト表面である。タービンのスプラインが検査され、１０％以上の磨耗が検出されたら、タービンを処分するか、または、必要なら、古いスプラインハブを取り除いて、新しいスプラインハブをタービンの中心に溶接する。Ｃ字状のスラストワッシャを検査し、磨耗があった場合は、処分する。最終検査の後、タービンを組立て領域へ運ぶ。

クラッチ及びダンパ組立体は、それに摩擦リングを接合された成形されたスチール板と、タービンのスプラインハブのまわりに取り付けられ、配置された一連のバネとで構成される。故障の地点は破損したバネ、磨耗するか又は汚染された摩擦リング及び磨耗したシール表面である。バネが破損していた場合は、ダンパ組立体を処分し、シール表面が損傷していた場合は、表面を修復し、摩擦リングが磨耗していた場合は、それを切り離し、新しい摩擦リングをダンパ組立体に接合する。最終検査の後、クラッチ及びダンパ組立体を組立て領域へ運ぶ。

カバーは一部品である。この部品は５つの重大な領域を含む。１つはパイロット直径である。このパイロットは．８２５インチ±．００２インチの寸法取りのものでなければならない。パイロットが仕様外の場合、パイロットは溶接され、仕様に合うように新たな直径を切削加工する。すべてのパッド表面は再調整され、各パッドにネジ部を含ませる。次いで、摩擦表面は表面から．０１０インチ機械加工することにより修復されて、良好な摩擦表面を得る。最終検査の後、カバーを組立て領域へ運ぶ。

組立て工程は次のようにして行う。新しい軸受をステータの片側に設置し、ステータを主要なポンプ上に設置する。新しいＯ−リングをタービン上に設置し、タービンをステータ上に設置する。再調整されたクラッチ及びダンパ組立体をタービンハブ上で組立て、カバーをタービン上に設置する。次いで、コンバータは閉鎖溶接機へ進み、そこで、新しい閉鎖溶接部が設置される。

コンバータの振れ及び端遊びが検査され、最終コンバータは１０グラム又はそれ以下に平衡される。振れは、インペラハブを６ジョー型のチャック内に置き、パイロットを垂直に延ばすことにより、検査される。インジケータの読み値は延びたパイロットから得られる。合計のインジケータ読み値は．０１０インチを越えることができず、さもなければ、コンバータは排斥される。

上述の部品のすべての改良点が本発明の２８０ＰＳ（商標名）型変速機に組み込まれたとき、結果は、従来の変速機である１８０Ｃ型の現在の状態よりも少なくとも３０％長い寿命で機能する変速機となる。すべての観察された故障領域はこのシステムにより対処された。遊星歯車列の強度は増大し、従って、有効寿命が延びた。ポンプはポンプハウジングに対する外側ポンプギヤの磨耗を排除するように設置されたＳＡＥ６６０の青銅製スリーブを有していた。ポンプの内側三日月形は内側ギヤの干渉を排除し、従って、ノイズ及び金属発生のいかなる可能性をも除去するように変更された。圧力規制装置は修正され、潤滑回路はコンバータ及び歯車列のフルタイム潤滑を許容するように変更された。ベルハウジングは使用時の整合を許容し、従って、すべての関連する部品上の磨耗を排除するように変更された。後方サーボバネは一層大きな後方バンド保持能力を与えるように変更された。コンバータは現在の技術内に存在する最高の規格に再製造された。弁本体は先の使用状態からすべての磨耗を除去するように再製造され、ＯＥＭ規格を越えるように修復された。後方バンド及び中間クラッチ上の摩擦材料は増大した熱の影響を排除するように変更され、最後に、推奨されるオイルは任意の変速機の寿命を延ばすために業界内で圧倒的に受け入れられている規格のものである。

変速機の長期使用をシミュレートした本発明の1つの実施の形態の厳格な試験は、付加的な改善を行うことのできる領域を特定した：
ａ）２０歯のピニオンから来る分離力に直接一致する１５歯の短いピニオンの軸受ピン磨耗
ｂ）先端負荷、磨耗及びピッチングを生じさせる噛合する２０歯の長いピニオン及び２６歯のサンギヤとの整合の損失
ｃ）他の機械的及び油圧的な部品の故障を加速させる磨耗した粒子による変速機オイルの汚染
部品の評価からの１つの驚くべき結果は、僅かに大きな寸法にも拘らず、同じ材料及び熱処理で作った２０歯のピニオンの軸受ピン上の磨耗が比較的少ないことであった。２０歯のギヤにおけるトルクは一層大きくなり、ピンの磨耗が一層大きくなると思われるが、そうではなかった。これは、確認試験中噛合した各ギヤ内で達成される実際のトルクに関して問題を生じさせた。
変速機トルクの計算
変速機の各速度状態（即ち、1速、２速及び３速ギヤシフト状態）のために各ギヤ内で達成される速度及びトルクを決定するための評価を行った。この評価中、1速ギヤ状態が装置内で最も大きなトルクを有することを発見したが、この変速機にとっては、この状態はたまたま現場において及び確認試験中に最も頻繁に使用されたシフト状態である。

表1は1速ギヤ形状を表すデータを示す：
各部品の速度及びトルク
固定の３４Ｔサンギヤで − 1速ギヤ形状
＋ｖｅはＷＣ Ｎ＝キャリヤが剛直に保持されている場合のＳ１の速度とする。Ｔ_ｃ＝出力キャリヤのトルクとする。

このデータから、１５歯のピニオンは、1速ギヤにおいて、２０歯のピニオンよりもかなり大きい作動トルクを有することが明らかである。軸受ピンが２０歯のギヤの軸受ピン上におけるよりも１５歯のギヤの軸受ピン上において僅かに小さい場合でさえ、トルクは２１４％大きくなる。
部品のデザイン吟味

次の領域における性能をいかにして更に改善するかを決定するために変速機の部品を評価した。
１）磨耗からの１５歯のギヤの軸受ピンの遅れ
２）部品の磨耗を遅れさせるためのギヤセットのピッチング抵抗及び曲げ荷重支え能力の改善
３）部品の磨耗を遅れさせるためのギヤの整合の改善
４）単一又は２つの部品の早期故障を阻止するための各遊星歯車の負荷分担の改善
軸受ピンと１５歯のギヤとの境界面
針軸受の寸法及び間隔を評価し、２０歯のピニオンギヤ上で使用される針軸受の寸法及び間隔と比較した。荷重支え能力に関しては、２０歯のピニオンのための軸受は１５歯のピニオンの荷重のほぼ２．４２倍を支えることができる。その理由は、１５歯のピニオン上の１９個に比べて２３個の針が存在し、二重軸受構成が存在するからである。一定の寸法の針ローラに対しては、荷重支え能力は針ローラの数に直接比例するものと控えめに見積もることができる。

更に、最大の材料状態において、回転中に針の不整合を許す可能性のある．５２９ｍｍのギャップが存在することが判明した。このギャップはほぼ．１３０ｍｍになることが推奨される。

１５歯のピニオンの軸受の荷重支え能力をできる限り増大させることに重点を置いて、軸受ピン構成の再設計を行った。新たなデザインは直径１１．１７０±０．００５ｍｍの軸受ピンと、（１９個の代わりに）２１個の針ローラと、１５．１８０±０．００５ｍｍの１５歯のギヤの内側ボアとを含む。この場合、最大ギャップは．１３０ｍｍである。この方法を使用すると、控えめに見積もって、荷重支え能力は１０．５％だけ増大する。

更に、基準設計のワッシャは、変速機の流体が針軸受パックを通って溢れるのを許容しない。改善されたフラッシングにより、軸受のオーバーヒートの問題が減少し、低摩擦係数が維持される。流体のフラッシングを改善するため、スチール及びりん青銅製のワッシャの内径を１２．５５＋．０７／−０ｍｍに増大させた。

一層大きな磨耗抵抗のピンが得られるか否かを決定するために、軸受ピンについて、材料及び熱処理の選択を吟味した。現在の材料はＳＡＥ５２１００焼入れで、６０−６４ＨＲＣに焼戻ししたものである。これらの部品の磨耗を遅らせるために０．４ａから０．２ａへの許容可能な表面粗さの変更が有利である。
ギヤピッチング抵抗及び曲げ強度
すべての既存の噛合は図に示すような噛合状態に対して幾何学的に健全である（即ち、望ましくない領域での接触が無く、（リングギヤの噛合以外は）１．０以上の最小接触比を有し、十分なバックラッシュを有する）。しかし、大半の部品について、各噛合はピッチング抵抗及び曲げ強度に対して最適ではなかった。ここで、噛合のための再設計及び最適化工程を行った。これらのデザイン改善を定量化するために使用される方法論はピッチング抵抗（Ｉ）及び曲げ抵抗（Ｊ）因子のためのＡＧＭＡ（米国ギヤ製造協会）の計算方法論を使用することである。

新たなギヤの幾何学形状は図１９−２０に詳細に示す。図２１−２８は各ステージにおける初期の及び変更された噛合状態を示す。表２−４は初期の及び最終のＩ、Ｊ因子及び達成された改善の％を示す。各場合において、ピッチング抵抗及び曲げ強度に対する改善は、鋭利なフィレット半径から完全フィレット半径へデザインを変更することにより及び一層の負荷分担を提供するように歯のプロポーションを最適化することにより、達成された。

内部／外部の組合せのための既存の噛合特性の吟味は、幾何学的に、接触比率がギヤデザインにおいて普通の慣行である１．０よりも僅かに小さいことを示す。（強度性能をも改善する）この状態を修正するため、リングギヤの小さい方の直径を減少させる。Ｉ、Ｊ因子は内部のギヤ噛合に対して計算されない。その理由は、ＡＧＭＡがそうするための許容された慣行を有しないからである。
整合関連事項の吟味

先に述べたように、ピニオンの軸受ピンの磨耗はギヤ噛合の整合の損失を生じさせる。これは最終的には早期のピッチング、及び、装置内の変速機オイルを更に汚染するギヤ歯の磨耗及び破損を招く。更に、遊星歯車の位置決め及び寸法制御は負荷分担を改善し、磨耗を更に減少させる。

ギヤ噛合の位置決め及び整合における改善は歯車列の寿命を改善する。位置決め及び整合は次の方法により改善された：
１）シェービングカッタ工具の修正によるギヤ上の先端リリーフの．２５ｍｍの付加
２）．００６ｍｍから．０３ｍｍへのギヤ歯のクラウンの増大
３）一貫性及び負荷分担を改善するように．０３８ｍｍの最大仕様へと遊星歯車の総合複合誤差の減少。
付加的な改善
ギヤのハブの破壊は関心事であった。ハブの材料は、現在は、焼入れされ焼戻しされた４１４０である。この材料は８６２０に変更され、次いでこの状態を改善するように標準化され、浸炭された。

本発明の変速機に対する付加的な改善は次のように要約できる：
１）15歯のピニオン軸受組立体を改善された嵌合のために再寸法きめする。
２）１５歯のピニオン軸受ピンは０．２ａの仕上げに制御された表面粗さを有するようにする。
３）すべてのギヤは曲げ強度及びピッチング抵抗を増大させるように再設計される。プロフィールは完全なフィレット半径及び長い歯末の歯プロフィールを有する。
４）ギヤは整合関連事項を減少させるために付加された先端リリーフを有するようにする。
５）ギヤは整合関連事項を減少させるために付加された．０３０ｍｍのクラウンを有するようにする。
６）遊星歯車の総合複合誤差は負荷分担能力を改善するように．０３８ｍｍ以下に維持される。
７）ギヤのハブの材料はハブのひび割れ関連事項を減少させるように標準化され増熱された８６２０に変更される。

本発明の変速機は先のデザインの総合交換物として使用しなければならない。前方のサンギヤ及びハブ組立体、遊星キャリヤ及びピニオンギヤ、後方のサンギヤ及びバンドドラム並びにリングギヤである重要な部品の個々の寸法は先のデザインの任意の他の重要な部品と両立できない。しかし、完全な組立体として設置される場合は、これらの部品は任意の現在の市場の応用（１８０Ｃ型変速機）に適合する。その例は、オパル・オリンピア(Opal Olympia)、ＧＥＯトラッカー、シェベット(Chevette)及び郵便配達車両である。１８０Ｃ型変速機内でのこれらの部品の適正な設置は変速機の再構成の分野における普通レベルの技術のみを必要とする。
例１
開示された遊星歯車列は本来複合体である。変速機は８つのピニオンギヤを有し、そのうちの４つは複合歯車であり、４つは平歯車であり、すべての８つのギヤは前方及び後方サンギヤ、リングギヤ、バンドドラム、及び一方向ローラクラッチを利用する１つのキャリヤとして組立てられる。４つの平ピニオンギヤは4つの複合歯車及び前進サンギヤ及び一方向ローラクラッチと噛合する。４つの複合ピニオンギヤはまた、4つの平ピニオンギヤ、前方のサンギヤ、リングギヤ及び後方のサンギヤと噛合する。後方のバンドを適用し、一方向ローラクタッチを介して前方のサンギヤにより遊星組立体を駆動することにより、２．８の減速が達成される（１速ギヤ）。中間のクラッチを適用し、従ってリングギヤによって遊星歯車を駆動し一方向ローラクラッチをオーバーランさせることにより、１．８の減速が達成される（２速ギヤ）。３速ギヤは、直接クラッチを適用し、中間クラッチの適用を維持している後方のバンドを解放し、従って、リングギヤ及び前方のサンギヤを係止することにより、（１対１で）達成される。この変速機のユニークな特質は、ピニオンギヤの寸法、ピニオンギヤを切削する圧力角及び組立て方法である。このユニークな組合せは、現在のデザインよりも３３％強靭で、作動時に４デシベルも静かな歯車列を提供する。
歯車列の組立体
１．複合ピニオンギヤ（図1）
Ａ．歯数 ２０
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８．１６
Ｅ．ピッチ直径 ３０．３
Ｆ．主直径 ３３．５８
Ｇ．副直径 ２８．６４
Ｈ．ピッチ直径 ２２．５０
Ｉ．ピン直径 ３．
Ｊ．材料 ＳＡＥ８６２０
２．平ピニオンギヤ（図3）
Ａ．歯数 １５
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８．１６
Ｅ．方向 左手
Ｆ．ピッチ直径 ２２．５０
Ｇ．主直径 ２８．０７
Ｈ．副直径 ２１．６７
Ｉ．ピン直径 ３．０
Ｊ．材料 ＳＡＥ８６２０
３．出力シャフト及びヨーク（図5）
Ａ．歯（シャフト）数 ２７
Ｂ．直径ピッチ ２４
Ｃ．圧力角 ３０
Ｄ．主直径 ２９．３０
Ｅ．副直径 ２６．８２
Ｆ．ピン直径 １．５
Ｇ．シャフト材料 ＳＡＥ４１４０
Ｈ．フランジ材料 ＳＡＥ１０４５
Ｉ．取り付け方法 摩擦溶接
４．上方シェル（図6）
Ａ．材料 ＳＡＥ１０１
Ｂ．取り付け方法 レーザー溶接（図6のような）
５．下方のシェル（図7）
Ａ．材料 ＳＡＥ１０１０
Ｂ．取り付け方法 レーザー溶接（図6のような）
６．組立てられた本体
７．前方サンギヤ（図8）
Ａ．歯数 ２６
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８，１６
Ｅ．主直径 ４４．６０
Ｆ．副直径 ３８．００
Ｇ．材料 ＳＡＥ８６２０
８．前方のサンギヤのハブ（図9）
Ａ．歯（ＯＤ）数 １２
Ｂ．モジュール ５．２５
Ｃ．圧力角 ２０
Ｄ．螺旋角度 ０ 平
Ｅ．方向 ０ 平
Ｆ．主直径 ７０．４５
Ｇ．副直径 ６６．２５
内部スプラインデータ
Ａ．歯数 ２６
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．主直径 ４２．８０
Ｅ．副直径 ３８．６５
Ｆ．螺旋角度 １８．２０
Ｇ．方向 右手
Ｈ．材料 ＳＡＥ４１４０
９．サンギヤ及びハブ組立体（図１１）
１０．後方のサンギヤ（図１２）
Ａ．歯数 ３４
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８．１６
Ｅ．方向 左手
Ｆ．主直径 ５７．４２
Ｅ．副直径 ５０．６５
Ｇ．材料 ＳＡＥ８６２０
１１．後方のバンドドラム（図１４）
Ａ．歯数 ３４
Ｂ．モジュール １．５
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８．１５
Ｅ．主直径 ５１．２５
Ｆ．副直径 ５５．３４
Ｇ．材料 ＦＣ２５０
１２．後方サインギヤ及びバンドドラム組立体
１３．リングギヤ（図１５）
内部ギヤ仕様
Ａ．歯数 ７４
Ｂ．直径ピッチ １７
Ｃ．圧力角 １８
Ｄ．螺旋角度 １８．１６
Ｅ．方向 左手
Ｆ．材料 ＳＡＥ１０４５
外部仕様
Ａ．歯数 ３６
Ｂ．モジュール ３．８３２４５
Ｃ．圧力角 ２４．３３度３６分
Ｄ．主直径 １３８．０７０
Ｅ．副直径 １３２．９２
Ｆ．材料 ＳＡＥ１０４５
ギヤピッチのユニークな角度、ピニオンギヤの数及び直径、並びに、前方サンギヤ、後方のサンギヤ及びリングギヤの寸法は、変速機が３３％以上のトルクになるのを許容する。部品のこのユニークなデザイン及び組合せはその種類の第1のものである。１８０Ｃ型変速機の歯車列の現在のデザインは6個のピニオンギヤを組み込んでいる。そのうちの３つは複合ギヤであり、３つは単ギヤである。２８０ＰＳ（商標名）型変速機は8個のピニオンギヤを組み込んでおり、そのうちの４つは複合ギヤであり、４つは単ギヤである。歯車列内へ１以上のピニオンギヤを付加すると、各ギヤが移送しなければならないトルクの量が１／３だけ減少する。従って、歯車列のトルク支持能力は３３％だけ増大する。ここで開示したようなユニークなギヤ切削角度を有する８ピニオンの遊星歯車が現在の６ピニオンのＯＥＭデザインよりも一層静かで一層長期間にわたって作動するような現在の試験が確立されている。変速機は現在の１８０Ｃ型変速機よりも最低３３％以上の長期にわたって機能する。
例２
１８０Ｃ型自動変速機を試験し、本発明に係る自動変速機、２８０ＰＳ（商標名）変速機と比較した。試験プロトコルは、１８０Ｃ型の現場故障を再現し、磨耗又は故障した歯車列を生じさせ、磨耗／故障の表示を提供し、流体サンプルを提供し、圧力、温度、ノイズ及び振動を分析するように、設計された。試験プロトコルは試験期間内に現場磨耗の年を加速した。

コンピュータアルゴリズムは試験を自動化するように設計された。プログラムは１時間当り１１サイクルで稼動し、各サイクルは１速及び２速ギヤの４回のシフトを含む。これは、大きなトルク及び回転数（ＲＰＭ）を生じさせ、高い流体温度を生じさせた。

各サイクルは次の通りであった：
１速ギヤで開始
８５０ＲＰＭから３５００ＲＰＭへ入力速度を移行
３７５ポンド・フィートの出力トルクを付加、４０秒だけ保持
負荷を除去するが、３５００ＲＰＭの入力速度を維持
２速ギヤへシフト
１／２シフトを生じさせるために真空を使用
３７５ポンド・フィートのトルクを適用、５０秒だけ保持
負荷を解放し、入力速度を７００ＲＰＭへ低下
２／１ダウンシフトを生じさせるために真空を使用
上述の１速及び２速ギヤサイクルを反復
８５０ＲＰＭのアイドリングへ進み、５秒待機、試験サイクルの終了
次のサイクルの開始
試験プロトコルの一部として、各変速機は１５００サイクルまで稼動した。各３０サイクル毎に流体サンプルを採取し、評価した。各サイクル中、速度、負荷、温度及び圧力を記録した。

図４１−４３はこれらの試験の結果を示す。
２８０ＰＳ（商標名）型を、１４７２サイクルにわたって、即ち、４９７サイクルで破壊的に故障した１８０Ｃ型ユニットの寿命の３倍だけ、普通に作動させた。その故障時には、１８０Ｃ型ユニットは、２８０ＰＳ（商標名）型よりも、流体内で７５％一層多い鉄（ギヤ磨耗を示す）及び流体内で３７５％一層多い鉛（軸受磨耗を示す）を有していた。

その特定の実施の形態を強調して本発明を説明したが、当業者なら、本発明の要旨を逸脱することなく、本発明の説明した実施の形態に対して種々の修正を行うことができる。種々の用語及びある実施の形態で本発明を説明し、開示したが、本発明の要旨はそれによって限定されることを意図するものでもないし、限定されると想定すべきでもなく、ここでの教示により提案できるようなそのような他の修正又は実施の形態は、特に本明細書の特許請求の範囲の範疇及び要旨内に入るように特に留保される。当業者なら、特許請求の範囲及びその等価事項において規定されたような本発明の範囲内に入るこれらの及び他の変形が可能であることを認識できよう。

複合ピニオンギヤを示す図である。 長いピニオンピンを示す図である。 平ピニオンギヤを示す図である。 短いピニオンピンを示す図である。 フランジを備えた出力シャフトを示す図である。 頂部のシェルを示す図である。 下方のシェルを示す図である。 前方のサンギヤを示す図である。 前方のサンギヤハブを示す図である。 前方のサンギヤハブ鍛造体を示す図である。 サンギヤ及びハブ組立体を示す図である。 後方のサンギヤを示す図である。 組立てられた後方のサンギヤを示す図である。 後方のバンドドラムを示す図である。 リングギヤを示す図である。 リングギヤ鍛造体を示す図である。 係止板を示す図である。 小さなワッシャを示す図である。 大きなワッシャを示す図である。 針スリーブを示す図である。 プラグを示す図である。 針ローラを示す図である。 出力フランジ鋳造体を示す図である。 組立てられた本体を示す図である。 完全な組立体を示す図である。 完全な遊星歯車キットを示す図である。 ２８０型変速機ポンプを示す図である。 ２８０型ベルハウジングの幾何学形状を示す図である。 ２８０型２／３シフト弁を示す図である。 ２８０ＰＳ型フランジ付きコンバータハブを示す図である。 内部螺旋ギヤの仕様を示す図である。 外部螺旋ギヤの仕様を示す図である。 初期の１５Ｔ（歯数）対２６Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 変更された１５Ｔ対２６Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 初期の１５Ｔ対２０Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 変更された１５Ｔ対２０Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 初期の３４Ｔ対２０Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 変更された３４Ｔ対２０Ｔデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 初期の２０Ｔ対リングギヤデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 変更された２０Ｔ対リングギヤデザインの実質上のギヤ噛合状態を示す図である。 自動試験プロトコルのサイクルを示す図である。 １８０ｃ型変速機及び２８０ＰＳ型変速機の耐久性の比較を示す図である。 １８０ｃ型変速機及び２８０ＰＳ型変速機のギヤ磨耗の比較を示す図である。

Claims (15)

1. 遊星歯車列において、
   減少したスポーリング、減少したノイズ及び改善された耐久性を有することを特徴とする遊星歯車列。
2. 上記歯車列が４複合ピニオンギヤを有することを特徴とする請求項１に記載の遊星歯車列。
3. 上記歯車列が８つのピニオンギヤを有することを特徴とする請求項１に記載の歯車列。
4. 上記歯車列が4つの複合ギヤ及び４つの単ギヤを有することを特徴とする請求項１に記載の歯車列。
5. 遊星歯車列において、
   ８つのピニオンギヤと、前方のサンギヤ、後方のサンギヤ、リングギヤ及び一方向ローラクラッチを利用するキャリヤとを有することを特徴とする遊星歯車列。
6. 上記ピニオンギヤのうちの４つが複合ギヤであることを特徴とする請求項５に記載の遊星歯車列。
7. 上記複合ピニオンギヤが２０個の歯を有することを特徴とする請求項６に記載の遊星歯車列。
8. 上記複合ピニオンギヤが１．５のモジュールを有することを特徴とする請求項７に記載の遊星歯車列。
9. 上記複合ピニオンギヤがほぼ１８の螺旋角度を有することを特徴とする請求項８に記載の遊星歯車列。
10. 上記前方のサンギヤが２６個の歯を有することを特徴とする請求項５に記載の遊星歯車列。
11. 上記前方のサンギヤが１．５のモジュールを有することを特徴とする請求項１０に記載の遊星歯車列。
12. 上記前方のサンギヤがほぼ１８の螺旋角度を有することを特徴とする請求項１１に記載の遊星歯車列。
13. 上記後方のサンギヤが３４個の歯を有することを特徴とする請求項５に記載の遊星歯車列。
14. 上記後方のサンギヤが１．５のモジュールを有することを特徴とする請求項１３に記載の遊星歯車列。
15. 上記後方のサンギヤがほぼ１８の螺旋角度を有することを特徴とする請求項１４に記載の遊星歯車列。

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