JP2009191884A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【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】入力軸と出力軸と４組のシングルピニオン遊星歯車組を有し、入力軸は、第２キャリアと連結されるとともに第４サンギヤと連結可能であり、第１サンギヤ第２サンギヤと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４リングギヤと連結されるとともに第３キャリアと連結されるか連結可能であり、第２リングギヤは第３サンギヤと連結されるとともに第４サンギヤと連結可能であり、第３リングギヤは出力軸と連結可能であるかまたは連結され、第４キャリアは出力軸と連結された構成とした。
【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提案されている。
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）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進８段において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。
特許第３７７７９２９号

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。

本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、該入力軸と同軸に設けた出力軸と、入力軸および出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遊星歯車組を有し、入力軸は、第２キャリアと連結されるとともに、第４サンギヤと連結可能であり、第１サンギヤは、第２サンギヤと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４リングギヤと連結されるとともに第３キャリアと連結されるかまたは連結可能であり、第２リングギヤは、第３サンギヤと連結されるとともに第４サンギヤと連結可能であり、第３リングギヤは、出力軸と連結可能であるかまたは連結され、第４キャリアは出力軸と連結された構成とした。

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、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、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。

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。

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。

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および第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。

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。

ここで、各回転メンバーの連結関係につき、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により第４サンギヤ５０と連結可能である。
第１サンギヤ２０は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに第１ブレーキ６２によって変速機のケース（静止部）６４に固定可能である。

第１リングギヤ２２は、第２ブレーキ６６によってケース６４に固定可能である。
第１キャリア２８は、第４リングギヤ５２と連結されるとともに第３キャリア４８と連結されている。

第２リングギヤ３２は、第３サンギヤ４０と連結されるとともに第２クラッチ６８により第４サンギヤ５０と連結可能である。
第３リングギヤ４２は、第３クラッチ７０により、第４キャリア５８と連結された出力軸１２と連結可能である。

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ぶ。

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摩擦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。

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」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、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。

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。

ここでは、各変速比の計算には、それぞれの歯数比を、α１を０．５７、α２を０．５７、α３を０．２８、α４を０．２７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、α１｛１＋α４＋（１＋α４＋α４／α３）／α２｝をＡ、（１＋α４＋α４／α３）／α２をＢ、として説明する。
上記した歯数比においては、Ａが２．９５８に、Ｂは３．９２０に、なる。

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１クラッチ６０（Ｃ−１）、第１ブレーキ６２（Ｂ−１）、第２ブレーキ６６（Ｂ−２）の締結で行われる。以降の変速で第２ブレーキ６６の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、（１＋α４）／α４になり、上記の値に設定した歯数比においては４．７０４である。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６８（Ｃ−２）を締結することで行われる。
第２速の変速比は、（１＋α４）／｛α４（１＋α２）｝になり、上記した歯数比においては２．９９６である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ６２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。
変速比は｛１＋α４＋α１（１＋α４）｝／｛α４＋α１（１＋α４）｝になる。
上記した歯数比においては２．００６である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３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（Ｃ−３）を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛α２＋α１（１＋α２）｝／｛α１（１＋α２）｝になる。上記した歯数比においては１．６３７である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第２クラッチ６８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５速の変速比は、（１＋α４＋Ａ）／（Ａ＋α４）になる。上記した歯数比においては１．３１０である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までにおける第２ブレーキ６６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、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６速の変速比は歯数比に関係なく１になる。

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６８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。
これにより、Ｂ／（１＋Ｂ）になり、上記した歯数比においては０．７９７の増速になる。

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６８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０．６３７の増速になる。

つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第３クラッチ７０と第１ブレーキ６２と第２ブレーキ６６を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α３（１＋α２）になって、上記した歯数比においては−２．２７５になる。

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 ４．７０４ （１．５７０）
第２速 ２．９９６ （１．４９３）
第３速 ２．００６ （１．２２６）
第４速 １．６３７ （１．２５０）
第５速 １．３１０ （１．３１０）
第６速 １．０００ （１．２５５）
第７速 ０．７９７ （１．２５１）
第８速 ０．６３７

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。
これらの変速比は、上記したように第１遊星歯車組１４の歯数比と第２遊星歯車組１６の歯数比を同じに設定して得たものであり、２組の遊星歯車組１４、１６の歯数比が同一ということは部品の共通化や製造設備などの合理化に貢献できる。なお、第１遊星歯車組１４の歯数比と第２遊星歯車組１６の歯数比は、必ずしも同じに設定する必要はなく、使用目的等に応じて設定できることは言うまでもない。

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、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。

図３は、本発明の第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
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３遊星歯車組１８の連結関係が異なることである。
すなわち、第３リングギヤ４２は第４キャリア５８と一体の出力軸１２と常に連結する一方、第３キャリア４８は第３クラッチ７０の締結により第１キャリア２８および第４リングギヤ５２と連結可能にしている。

つぎに、実施例２の作動を説明する。
実施例２の作動表は図２に示した実施例１のものと同じであり、各変速における摩擦要素の作動に関しても実施例１と同じであるので詳細な説明を省略する。
各変速比の計算についても実施例１と同じであり、実施例２においても実施例１と同様に前進８段と後進の変速を行うことができる。

本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、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、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。

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。

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の配列は、変速機のレイアウトに応じて変更することができる。
さらに、一般的に自動変速機で行われるように、低速段で締結する摩擦要素と並列にワンウエイクラッチを設けて、上位段への変速において変速制御を容易にすることも可能である。

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。

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） 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。 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２）

符号の説明

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 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 第２ブレーキ
６８ 第２クラッチ
７０ 第３クラッチ

Claims (2)

1. 入力軸と、
   該入力軸と同軸に設けた出力軸と、
   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、前記第４サンギヤと連結可能であり、
   前記第１サンギヤは、前記第２サンギヤと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４リングギヤと連結されるとともに前記第３キャリアと連結されるかまたは連結可能であり、
   前記第２リングギヤは、前記第３サンギヤと連結されるとともに前記第４サンギヤと連結可能であり、
   前記第３リングギヤは、前記出力軸と連結可能であるかまたは連結され、
   前記第４キャリアは前記出力軸と連結されたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第１リングギヤに対する前記第１サンギヤの歯数比と前記第２リングギヤに対する前記第２サンギヤの歯数比が同じ値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。

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