JP2009191885A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】軸方向長さを短く抑えながら、車両用として好適な前進８段の変速比を得ること。
【解決手段】第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６、第３遊星歯車組１８を有し、入力軸１０は、第１サンギヤ２０と連結しているとともに第２サンギヤ３０と第２キャリア３８とそれぞれ連結可能であり、出力軸１２は、第３キャリア４８と連結しており、第１リングギヤ２２は静止部５６に固定可能であるかまたは固定され、第１キャリア２８は第２リングギヤ３２と連結されるかまたは連結可能であり、第２サンギヤ３０と第３サンギヤ４０は第１歯車対５８を介して互いに連結するとともに静止部５６に固定可能であり、第２リングギヤ３２と第３リングギヤ４２は第２歯車対６２を介して互いに連結しており、第２キャリア３８は静止部に固定可能であり、第３遊星歯車組１８を一体化するクラッチを有するように構成した。
【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、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進６段以上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、本出願人が提案した多段変速遊星歯車列があり、これらの歯車列は、前輪駆動車などいわゆるエンジン横置き式車両に適した軸方向長さの短い変速機とするため二つの出力軸に分けて配置された遊星歯車と６個の摩擦要素により、前進６段以上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、６個の摩擦要素を用いて前進で９種類の変速比を得ていながら、段間比の値が好適とは言えず、前進９種類（９段）の内から実用上段間比が好ましくなる6種を選んで前進６段として使わざるを得ないという問題があった。また、遊星歯車のうち１組か２組にダブルピニオン型の遊星歯車を使用していることから、動力伝達効率や騒音で劣り、製造コストが高くなっているという問題があった。
特開２００５−０６１４４６号公報

解決しようとする問題点は、６個の摩擦要素を用いて前進で９種類の変速比を得ながら、段間比の値が好適とは言えないため、９種類の変速比が有効に使えない点である。
本発明の目的は、動力伝達効率、騒音、製造コストで不利となるコストダブルピニオン型の遊星歯車を利用することなく、好ましい段間比と変速比とを達成可能な前進８段の変速比を得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、該入力軸と平行に設けた出力軸と、入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キャリアからなる第１遊星歯車組と、入力軸と同軸に配置され、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キャリアからなる第２遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、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キャリアからなる第３遊星歯車組を有し、入力軸は、第１サンギヤと連結しているとともに第２サンギヤと第２キャリアとそれぞれ連結可能であり、出力軸は、第３キャリアと連結しており、第１リングギヤは静止部に固定可能であるかまたは固定され、第１キャリアは第２リングギヤと連結されるかまたは連結可能であり、第２サンギヤと第３サンギヤは第１歯車対を介して互いに連結するとともに静止部に固定可能であり、第２リングギヤと第３リングギヤは第２歯車対を介して互いに連結しており、第２キャリアは静止部に固定可能であり、第３遊星歯車組を一体化するクラッチを有するように構成した。

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、ダブルピニオン型の遊星歯車を使用しないようにして動力伝達効率を向上させ、騒音および製造コストを低減するとともに、車両用の変速機として好ましい変速比と段間比を有する前進８段の変速比を得ることができる。その結果、エンジン横置き式前輪駆動車等の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

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出力軸１２が配置されている。
なお、図は入力軸１０側にあっては軸中心より下側を、出力軸１２側にあっては軸中心より上側を、それぞれ描いてあり、それらの反対側は省略してある。

入力軸１０上には第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６が、また出力軸１２上には第３遊星歯車組１８が、それぞれ同軸配置されている。
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いる。

入力軸１０は、第１サンギヤ２０と連結しているとともに、第１クラッチ５０を介して第２サンギヤ３０と第２クラッチ５２を介して第２キャリア３８とそれぞれ連結可能である。
出力軸１２は、第３キャリア４８と連結しているとともにエンジン１側端部の出力歯車１２ａと一体になっている。
第１リングギヤ２２は第１ブレーキ５４により変速機のケース（静止部）５６に固定可能である。
第１キャリア２８は第２リングギヤ３２と連結されている。

第２サンギヤ３０と第３サンギヤ４０とは、第１歯車対５８を介して互いに連結するとともに、第２ブレーキ６０によりケース５６に固定可能である。
第２リングギヤ３２と第３リングギヤ４２とは、第２歯車対６２を介して互いに連結している。
第２キャリア３８は第３ブレーキ６４によりケース５６に固定可能である。
また、第３遊星歯車組１８は、第３クラッチ６６の締結により一体化すること（各回転メンバーが一体となって回転すること）ができるようになっている。

次に、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。
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締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ５０を、Ｂ−１は第１ブレーキ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、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１４はα１、第２遊星歯車組１６はα２、第３遊星歯車組１８はα３とし、歯車組にあっては、第１歯車対５８の歯数比（出力軸１２側歯車の歯数／入力軸１０側歯車の歯数）をｉ１、第２歯車対６２の歯数比（出力軸１２側歯車の歯数／入力軸１０側歯車の歯数）をｉ２として説明する。
また、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。

ここでは、各変速比の計算に、α１を０．５２、α２を０．５３、α３を０．４５、ｉ１を１．３３、ｉ２を０．５７とした場合について例示する。
なお、表示および計算式を簡略化するため、｛（１＋α１）（１＋α２）−α１｝／｛α２・ｉ１（１＋α１）｝をＡと定義する。
上記した歯数比においてＡは１．６８５である。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の変速比は、第１ブレーキ５４（Ｂ−１）、第３ブレーキ６４（Ｂ−３）の締結による第１リングギヤ３０と第２キャリア３８のケース５６への固定によって得られる。
第１速の変速比は、ｉ１・ｉ２・α２（１＋α１）（１＋α３）／｛ｉ１・α１・α２（１＋α３）−α３・α１（ｉ１・α２＋ｉ２）｝になり、上記した歯数比においては３．７９８である。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速における第１ブレーキ５４の締結を維持したまま、第３ブレーキ６４の締結を解放するとともに第２ブレーキ６０（Ｂ−２）の締結で第２サンギヤ３０、第３サンギヤ４０をケース５６に固定することで行う。
変速比は、ｉ２（１＋α１）（１＋α３）／α１になり、上記した歯数比においては２．４１６である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速における第１ブレーキ５４の締結を維持したまま、第２ブレーキ６０の締結を解放するとともに第３クラッチ６６（Ｃ−３）を締結することで行う。
これにより第３遊星歯車組１８の各回転メンバーは一体となって回転するようになり、変速比はｉ２（１＋α１）／α１になる。上記した歯数比において変速比は１．６６６である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第３クラッチ６６の締結を維持したまま、第１ブレーキ５４の締結を解放するとともに第１クラッチ５０を締結することで行う。
これにより、変速比はｉ１になる。上記した歯数比において変速比は１．３３０である。
なお、図２の作動表に記したように、第１クラッチ５０と第１ブレーキ５４の締結により第３速と第４速の中間の変速比を得ることができる。
その場合の変速比は、ｉ１・ｉ２（１＋α１）（１＋α３）／｛ｉ２・α３（１＋α１）＋ｉ１・α１｝になり、上記した歯数比においては１．５４５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５０、第３クラッチ６６の締結を解除するとともに、第２クラッチ５２および第１ブレーキ５４を締結することで行う。
これにより、変速比は、ｉ２（１＋α１）（１＋α３）／｛Ａ・ｉ２・α３（１＋α１）＋α１｝になる。上記した歯数比において変速比は１．０６７である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第２クラッチ５２の締結を維持したまま、第１ブレーキ５４の締結を解除するとともに、再び第３クラッチ６６を締結することにより行う。
これにより、変速比は（ｉ２＋ｉ１・α２）／（１＋α２）になる。上記した歯数比において変速比は０．８３３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５２の締結を維持したまま、第３クラッチ６６の締結を解除するとともに再び第１クラッチ５０を締結することにより行う。
これにより、変速比は、｛ｉ１・ｉ２（１＋α３）｝／（ｉ２・α３＋ｉ１）になる。
上記した歯数比において変速比は０．６９３である。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第２クラッチ５２の締結を維持したまま、第１クラッチ５０の締結を解除するとともに再び第２ブレーキ６０を締結することにより行う。
これにより、変速比は、ｉ２（１＋α３）／（１＋α２）になる。
上記した歯数比において変速比は０．５４０である。

つぎに、Ｒレンジにおける後進の変速は、第１クラッチ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、変速比は、ｉ１・ｉ２（１＋α３）／｛ｉ２（１＋α３）−ｉ２−ｉ１・α２｝になる。上記歯数比において変速比は−２．４５１の逆転である。

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 ３．７９８ （１．５７２）
第２速 ２．４１６ （１．４５０）
第３速 １．６６６ （１．２５３）
第４速 １．３３０ （１．２４６）
第５速 １．０６７ （１．２８１）
第６速 ０．８３３ （１．２０３）
第７速 ０．６９３ （１．２８３）
第８速 ０．５４０

このように従来の歯車列と同様に３組の遊星歯車と６個の摩擦要素を用いることで、自動車用の変速比として好ましい変速比と段間比の８段の変速比が得られる。
また、３組の遊星歯車組１４、１６、１８はいずれも軽くて動力伝達効率の高いシングルピニオン型であり、総合的な動力伝達効率も従来例に比べて高くなり、騒音や製造コストを低減できる。この場合、３組の遊星歯車組１４、１６、１８が遊星歯車列の軸方向長さが短くなるように配置されているので、前置きエンジン前輪駆動車等の採用にも有利である。
したがって、８段の変速比を得て常に最適な変速比を選択して走行することで、車両の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

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。
図４は実施例２の作動表を示すものである。
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の実施例１との第１の違いは、第１遊星歯車組１４の回転メンバーの連結関係が異なることである。
すなわち、第１リングギヤ２２がケース５６に常に固定される一方、第１キャリア２８が第４クラッチ６８を介して第２リングギヤ３２と連結可能になっている。
実施例１との第２の違いは、第２クラッチ５２と第２ブレーキ６０の配置が異なることである。

すなわち、第２クラッチ５２はエンジン１側へ軸方向に移動し、第２ブレーキ６０は入力軸１０側へ移動しているが、両者とも連結関係に変更はない。
また、両者と第１クラッチ５０とを併せて３個の摩擦要素が出力歯車１２ａと軸方向にオーバーラップするように配置されている。

続いて、図４に示した作動表を参考に実施例２の作動を説明する。
図４の作動表は、図２に示した実施例１の作動表の第１ブレーキ５４（Ｂ−１）が第４クラッチ６８（Ｃ−４）に置き換わっているだけで、各摩擦要素の作動と変速の関係も変わりはない。
また、変速比の計算も実施例１と同じであるので詳細の説明は省略する。

このように、実施例２においても従来の歯車列と同様に３組の遊星歯車と６個の摩擦要素を用いることで、自動車用の変速比として好ましい変速比と段間比の８段の変速比が得られるとともに、第２クラッチ５２と第２ブレーキ６０および第１クラッチ５０といった３個の摩擦要素が出力歯車１２ａと軸方向にオーバーラップするように配置したので全体の軸方向長さを短縮する効果も期待できる。
また、３組の遊星歯車組１４、１６、１８はいずれも軽くて動力伝達効率の高いシングルピニオン型であり、総合的な動力伝達効率も従来例に比べて高くなり、騒音や製造コストを低減できる。
したがって、車両の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

このように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、動力伝達効率の高い前進８段の変速比を得て常に最適な変速比を選択して走行することで、車両の加速性能や燃費を良くす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、一般的に自動変速機で行われるように、第３ブレーキ６４と並列にワンウエイクラッチを設けて、第１速から第２速への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動力伝達効率が高いので、特にエンジン横置き式で燃費が重視される乗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） 実施例２の多段変速遊星歯車列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 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１クラッチ
５２ 第２クラッチ
５４ 第１ブレーキ
５６ ケース
５８ 第１歯車対
６０ 第２ブレーキ
６２ 第２歯車対
６４ 第３ブレーキ
６６ 第３クラッチ
６８ 第４クラッチ

Claims (1)

1. 入力軸と、
   該入力軸と平行に設けた出力軸と、
   前記入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キャリアからなる第１遊星歯車組と、
   前記入力軸と同軸に配置され、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キャリアからなる第２遊星歯車組と、
   前記出力軸と同軸に配置され、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キャリアからなる第３遊星歯車組を有し、
   前記入力軸は、前記第１サンギヤと連結しているとともに前記第２サンギヤと前記第２キャリアとそれぞれ連結可能であり、
   前記出力軸は、前記第３キャリアと連結しており、
   前記第１リングギヤは静止部に固定可能であるかまたは固定され、
   前記第１キャリアは前記第２リングギヤと連結されるかまたは連結可能であり、
   前記第２サンギヤと前記第３サンギヤは第１歯車対を介して互いに連結するとともに静止部に固定可能であり、
   前記第２リングギヤと前記第３リングギヤは第２歯車対を介して互いに連結しており、
   前記第２キャリアは静止部に固定可能であり、
   前記第３遊星歯車組を一体化するクラッチを有することを特徴とする多段変速遊星歯車列。

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