JP2009270667A - 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１０と出力軸１２と４組のシングルピニオン型の遊星歯車組１４、１６、１８、１９（減速歯車）とを有し、第２サンギヤ３０と第３サンギヤ４０は一体的に連結され、入力軸１０は第１キャリア２８と連結されるとともに第２リングギヤ３２と連結可能であり、出力軸１２は第２キャリア３８と連結されるとともに減速歯車１９を介して第３リングギヤ４２と連結可能であり、第１サンギヤ２０は第３キャリア４８と連結されるとともに静止部６４に固定可能であり、第１リングギヤ２２は第２リングギヤ３２と、第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０と、それぞれ連結可能とした。
【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実用化されている。
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段の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、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、減速歯車とを有し、第２サンギヤと第３サンギヤは一体的に連結され、入力軸は第１キャリアと連結されるとともに第２リングギヤと連結可能であり、出力軸は第２キャリアと連結されるとともに減速歯車を介して第３リングギヤと連結可能であり、第１サンギヤは第３キャリアと連結されるとともに静止部に固定可能であり、第１リングギヤは第２リングギヤと、第２サンギヤおよび第３サンギヤと、それぞれ連結可能に構成した。

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、ダブルピニオン型遊星歯車を用いることなく、動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いて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、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と第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。
なお、第４遊星歯車組１９は、後述するように本発明の減速歯車を構成する。

続いて、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と、第４遊星歯車組１９の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されるとともに第１クラッチ６０を介して第２リングギヤ３２と連結可能である。

第１サンギヤ２０は、第３キャリア４８と一体的に連結されるとともに、第１ブレーキ６２により変速機のケース（静止部）６４に固定可能である。
第１リングギヤ２２は、第２クラッチ６６を介して第２リングギヤ３２と、第３クラッチ６８を介して第２サンギヤ３０および第３サンギヤ４０と、それぞれ連結可能である。

第２サンギヤ３０は、第３サンギヤ４０と一体的に連結されている。
第２キャリア３８は、出力軸１２と一体的に連結されている。
第3リングギヤ４２は、第４サンギヤ５０と一体的に連結されている。
第４リングギヤ５２は、第２ブレーキ７０により変速機のケース６４に固定可能である。
第４キャリア５８は、出力軸１２と一体的に連結されている。

なお、上記のように出力軸１２は、第２キャリア３８と連結されるとともに、本発明の減速歯車である第４遊星歯車組１９を介して第３リングギヤ４２と連結可能になっている。
すなわち、第３リングギヤ４２と第４サンギヤ５０とは一体的に連結され、第４キャリア５８は出力軸１２と連結しており、第４リングギヤ５２は第２ブレーキ７０によりケース６４に固定可能である。
これにより、第２ブレーキ７０で第４リングギヤ５２をケース６４に固定すると、第３リングギヤ４２は出力軸１２を減速駆動することができる。

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、各変速比の計算に用いるそれぞれの歯数比を、α１を０．４５、α２を０．３６、α３を０．５４、α４を０．２８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、α４｛α２＋α３（１＋α２）｝をＡ、α４｛１＋α１＋α３（１＋α１）｝をＢ、α３｛１＋α２＋（１＋α２）／α１｝をＣ、さらにα４｛Ｃ＋（１＋α２）／α１＋α２｝をＤとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが０．３０６に、Ｂが０．６２５に、Ｃが２．３６６に、Ｄが１．６１０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７０（Ｂ−２）の締結で行われる。以降の変速で第２ブレーキ７０の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、１＋α２＋α２（１＋α４）／（α３・α４）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．４０８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６６（Ｃ−２）を締結することで行われる。
第２速の変速比は、上記第１速の変速比をｉ１とすると、ｉ１／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては３．０４０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（Ａ＋α２）／Ａになる。
上記した歯数比においては２．１７５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、（Ｂ＋α１）／Ｂになる。上記した歯数比においては１．７２０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。
第５速の変速比は、（Ｄ＋α２）／Ｄになる。上記した歯数比においては１．２２４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７０の締結を解除して、再び第２クラッチ６６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６６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、変速比は（１＋α２）／｛１＋α２（１＋α１）｝になり、上記した歯数比においては０．８９４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６６を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては０．６９０の増速である。

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７０を締結することで行われる。
これにより、変速比は−（１＋α４）／｛α３・α４（１＋α１）｝になって、上記した歯数比においては−５．８３８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 ４．４０８ （１．４５０）
第２速 ３．０４０ （１．３９８）
第３速 ２．１７５ （１．２６５）
第４速 １．７２０ （１．４０５）
第５速 １．２２４ （１．２２４）
第６速 １．０００ （１．１１９）
第７速 ０．８９４ （１．２９６）
第８速 ０．６９０

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。
また、後進の変速比がやや大きいが、歯車強度等を考慮して後進走行のみエンジンの出力トルクを抑えるなどの制御をすることで、実用上の問題はない。

さらに、トルクコンバータ２のトルク伝達特性の関係で、前進第１速における発進時に第２リングギヤ３２に大きなトルクが作用するが、従来例のようにサンギヤに入力するのに比べて、第２リングギヤ３２の直径が大きいため、第２リングギヤ３２の歯元応力が小さくなるので、その分第２遊星歯車組１６を小型にすることができるというメリットもある。

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、すべて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、本発明における第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、出力軸１２が入力軸１０と平行に設けられており、第２キャリア３８と出力軸１２とは中間軸１２ａと連結歯車対７２を介して連結されているとともに、第３リングギヤ４２と出力軸１２との間に減速歯車対７４が介在していることである。
この減速歯車対７４は本発明の減速歯車を構成する。
したがって、実施例２は３組の遊星歯車組１４、１６、１８と２対の歯車７４、７６で構成される。

減速歯車対７４と出力軸１２との間には第４クラッチ７６が設けられており、第４クラッチ７６を締結することにより、減速歯車対７４と出力軸１２とは減速歯車対７４を介して連結される。
つまり、第４クラッチ７６は実施例１における第２ブレーキ７０と同じ作用を果たすことになる。

入力軸１０および出力軸１２とケース６４や各遊星歯車組１４、１６、１８の回転メンバー間の連結関係は、上記した連結歯車対７２、減速歯車対７４および第４クラッチ７６を除いて実施例１と同じであるので、説明を省略する。

つぎに、実施例２の作動を説明する。
実施例２の作動表を図４に示す。図４の作動表は、実施例１の作動表（図２）の第２ブレーキ７０を第４クラッチ７６に置換しただけであり、基本的に図２と同じである。
各変速の作動も、上記した第４クラッチ７６に関わる部分が異なるだけであるので、詳細な説明を省略する。

各変速比も連結歯車対７２と減速歯車対７４の歯数比が加わるだけである。
すなわち、連結歯車対７２の歯数比を１として、減速歯車対７４の歯数比を実施例１における第４遊星歯車組１９と同等の値に設定すれば、各変速比は実施例１と同じになるので詳細な説明を省略するが、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。

また、中間軸１２ａから出力することも可能であるし、出力軸１２および中間軸１２ａの両者から出力することも可能であるので、四輪駆動車などに適用した場合には出力軸１２が前輪を中間軸１２ａが後輪を駆動することもできる。

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、遊星歯車列全体の軸方向長さを短縮することができるので、前輪駆動車の変速機に適した歯車列といえる。

実施例２も実施例１と同様に、３組の遊星歯車組１４、１６、１８は、すべて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ので、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、７６の配列は、変速機のレイアウトに応じて適宜変更することができる。

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） 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 遊星歯車群
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クラッチ
６８ 第３クラッチ
７０ 第２ブレーキ
７２ 連結歯車対
７４ 減速歯車対
７６ 第４クラッチ

Claims (3)

1. 入力軸と、
   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、
   減速歯車と、を有し、
   前記第２サンギヤと前記第３サンギヤとは一体的に連結され、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結されるとともに前記第２リングギヤと連結可能であり、
   前記出力軸は、前記第２キャリアと連結されるとともに前記減速歯車を介して前記第３リングギヤと連結または連結可能であり、
   前記第１サンギヤは、前記第３キャリア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、前記第２リングギヤと、また前記第２サンギヤおよび第３サンギヤとそれぞれ連結可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記減速歯車は、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遊星歯車組であり、
   前記第４サンギヤは前記第３リングギヤと連結し、前記第４キャリアは前記出力軸と連結し、前記第４リングギヤは静止部に固定可能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. 前記出力軸を前記入力軸と平行に配置し、前記第２キャリアと前記出力軸とを連結するとともに、前記第３リングギヤと前記出力軸とを減速歯車対を介して連結した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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