JP2009299763A - 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、第１ピニオン２４およびこれと噛み合ったフロントサンギヤ２０ａ、リアサンギヤ２０ｂを有する第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６、第３遊星歯車組１８、第４遊星歯車組１９とを備え、入力軸１０は第１キャリア２８と連結されるとともに互いに一体的に連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能であり、出力軸１２は第４キャリア５８と連結されるとともに第２キャリア３８と連結可能であり、フロントサンギヤ２０ａは静止部に固定可能であり、第３リングギヤ４２は静止部に固定可能であり、第２遊星歯車組１６を一体にするクラッチ６６を備え、リアサンギヤ２０ｂと第５サンギヤ５０を連結した。
【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、２セットの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。

また、他の方式として、３組シングルピニオン型遊星歯車組と５個の摩擦要素からなる歯車列が提案されており、常に３個の摩擦要素を締結することで前進８段の変速比を得ている。（特許文献２を参照）
しかし、上記提案の歯車列は入力軸と出力軸が平行に配置された構成であり、入力軸と出力軸が同軸上にある後輪駆動車用等の変速機には適さないという問題があった。
特許第３７７７９２９号 ＤＥ １０ ２００５ ０１４ ５９２ Ａ１（ドイツ国）

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２セット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ことや、後輪駆動車の変速機に適さないことである。
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で、かつ後輪駆動車等の変速機に適するように入力軸と出力軸が同軸上にあるようにした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、
入力軸および出力軸と同軸に配置され、
フロントサンギヤと、リアサンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤ、フロントサンギヤおよびリアサンギヤに噛み合った第１ピニオンと、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアとを有する第１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、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ピニオンと、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアとを有する第２遊星歯車組と、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、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ピニオンと、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアとを有する第３遊星歯車組と、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、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ピニオンと、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアとを有する第４遊星歯車組とを備え、
入力軸は第１キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された第２リングギヤおよび第３サンギヤと連結可能であり、
出力軸は第４キャリアと連結されるとともに第２キャリアと連結可能であり、
フロントサンギヤは静止部に固定可能であり、
第３リングギヤは静止部に固定可能であり、
第２遊星歯車組を一体にするクラッチを備え、
リアサンギヤと第５サンギヤを連結した。

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、動力伝達効率の高いシングルピニオン型等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とともに、入力軸と出力軸とを同軸上に配置できるので、後輪駆動車等の変速機に適用が可能になる。

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、これと同軸の出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。

歯車列を構成する第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と第４遊星歯車組１９のうち、第１遊星歯車組１４は、フロントサンギヤ２０ａと、リアサンギヤ２０ｂと、第１リングギヤ２２と、該第１リングギヤ２２と、フロントサンギヤ２０ａおよびリアサンギヤ２０ｂ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。

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２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０と、第２リングギヤ３２と、第２リングギヤ３２および第２サンギヤ３０と噛み合った複数の第２ピニオン３４と、第２ピニオン３４を回転自在に軸支する第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されている。

同様に、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。

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、互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

フロントサンギヤ２０ａは、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サンギヤ３０と連結されるとともに、第２クラッチ６６を介して、互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

なお、第２クラッチ６６を締結すると第２サンギヤ３０と第２リングギヤ３２が連結されるため、第２遊星歯車組１６は一体になる（第２遊星歯車組１６の回転メンバーが一体となって回転可能となる）。
第３リングギヤ４２は、第２ブレーキ６８によりケース６４に固定可能である。
第３キャリア４８は、第４リングギヤ５２と連結されている。
第４サンギヤ５０は、リアサンギヤ２０ｂと連結されている。
出力軸１２は、第４キャリア５８と連結されるとともに、第３クラッチ７０を介して第２キャリア３８と連結可能である。

ここで、前述のようにフロントサンギヤ２０ａとリアサンギヤ２０ｂとは、第１ピニオン２４と噛み合っているので、フロントサンギヤ２０ａとリアサンギヤ２０ｂの回転速度は常に同じである。
すなわち、第１ブレーキ６２によりフロントサンギヤ２０ａをケース６４に固定すると、リアサンギヤ２０ｂも固定され、これと連結された第４サンギヤ５０も固定されることになる。

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０．４７０、α２を０．６１８、α３を０．３８０、α４を０．３２０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・α２／（１＋α２）をＡとし、α４（１＋Ａ）をＢとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが０．１８０に、Ｂが０．３７７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６８（Ｂ−２）の締結で行われる。
以降の変速で第２ブレーキ６８の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、（１＋α３）（１＋α４）／α３になり、上記の値に設定した歯数比においては４．７９４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、（１＋α３）（１＋α４）／｛α３（１＋α１）｝になり、上記した歯数比においては３．２６１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＋α３（１＋α４）｝／｛α４＋α３（１＋α４）｝になる。
上記した歯数比においては２．２１７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、｛α１＋α４（１＋α１）（１＋α３）｝／｛α４（１＋α１）（１＋α３）｝になる。上記した歯数比においては１．７２４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、｛Ａ＋Ｂ＋α３（Ａ＋Ｂ）｝／｛Ｂ＋α３（Ａ＋Ｂ）｝になる。上記した歯数比においては１．３０５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６８の締結を解除して、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＋α１・α２）になり、上記した歯数比においては０．８４８の増速である。

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０．６８０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６８を締結することで行われる。
これにより、変速比は（１＋α２）／｛α２（１＋α１）｝−（１＋α３）（１＋α４）／｛α２・α３（１＋α１）｝になって、上記した歯数比においては−３．４９６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 ４．７９４ （１．４７０）
第２速 ３．２６１ （１．４７１）
第３速 ２．２１７ （１．２８６）
第４速 １．７２４ （１．３２１）
第５速 １．３０５ （１．３０５）
第６速 １．０００ （１．１８０）
第７速 ０．８４８ （１．２４６）
第８速 ０．６８０

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、第１遊星歯車組１４だけがフロントサンギヤ２０ａとリアサンギヤ２０ｂを有する構成ではあるが、ダブルピニオン型をまったく用いずに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。また、入力軸１０と出力軸１２を同軸上に配置できるので、後輪駆動車等の変速機に適用可能となる。

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、第１遊星歯車組１４の歯数比が２種類になっていることである。
すなわち、ピニオン２４が、フロントサンギヤ２０ａと噛み合う大径部２４ａと、リアサンギヤ２０ｂが相手噛み合う小径部２４ｂの、２段になっており、第１リングギヤ２２は大径部２４ａと噛み合っている。

実施例２の作動は、基本的に実施例１と同様であるが、上記のように第１遊星歯車組１４の歯数比が２種類であるので、第１ブレーキ６２の締結でフロントサンギヤ２０ａの回転を止めても、リアサンギヤ２０ｂおよび第４サンギヤ５０は、入力軸１０の回転に伴ってわずかに回転する。
その他の作動は、作動表も含めて実施例１と同じであるので、詳細な説明を省略するが、変速比の計算式が実施例１と異なる。

ここでは、第１リングギヤ２２に対するフロントサンギヤ２０ａの歯数比をα１ａとし、第１リングギヤ２２に対するリアサンギヤ２０ｂの歯数比をα１ｂとする。
α１ａは実施例１で説明したのと同様に第１リングギヤの歯数をＺｒ１として、フロントサンギヤ２０ａの歯数をＺｓａとすると、α１ａはＺｓａ／Ｚｒ１で単純に算出するが、α１ｂは以下のように算出する。
第１ピニオン２４の大径部２４ａの歯数をＺｐａ、と小径部の歯数をＺｐｂ、リアサンギヤ２０ｂの歯数をＺｓｂとしたとき、α１ｂは（Ｚｓｂ・Ｚｐａ）／（Ｚｒ１・Ｚｐｂ）になる。

ここで、変速比の計算式を示すと以下になる。なお、計算式を簡素化するため、α４｛α１ａ（１＋α３）−α１ｂ｝／｛α１ｂ（１＋α３）（１＋α４）｝をＣ、α４｛（１＋α２）＋α１ｂ・α２｝／α１ｂをＤとする。
第１速：（１＋α３）／｛α３−Ｃ（１＋α３）｝
第２速：（１＋α３）／〔（１＋α１ａ）｛α３−Ｃ（１＋α３）｝〕
第３速：｛１＋α４＋α３（１＋α４）｝／｛α４＋α３（１＋α４）｝
第４速：｛α１ｂ＋α４（１＋α１ｂ）（１＋α３）｝／｛α４（１＋α１ｂ）（１＋α３）｝
第５速：｛α２＋Ｄ＋α３（Ｄ＋α２）｝／｛Ｄ＋α３（Ｄ＋α２）｝
第６速：１
第７速：（１＋α２）／｛１＋α２（１＋α１ａ）｝
第８速：１／（１＋α１ａ）
後進：（１＋α２）／｛α２（１＋α１ａ）｝−（１＋α３）／〔α２（１＋α１ａ）｛α３−Ｃ（１＋α３）｝〕

それぞれの歯数比を、α１ａを０．４８０、α１ｂを０．５５０、α２を０．６１８、α３を０．３５０、α４を０．４３０とした場合について変速比を例示すると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は段間比である。
Ｃ ０．０４０
Ｄ １．５３１
第１速 ４．５５４ （１．４８０）
第２速 ３．０７７ （１．４８３）
第３速 ２．０７５ （１．２８８）
第４速 １．６１１ （１．２６８）
第５速 １．２７１ （１．２７１）
第６速 １．０００ （１．１８３）
第７速 ０．８４５ （１．２５１）
第８速 ０．６７６
後進 −３．２１０

これを見ると、実施例１に比べて段間比に違いがあり、自動車用の変速比として好ましい８段の変速比が得られるのが分かる。

このように、本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も、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、第１遊星歯車組１４だけがフロントサンギヤ２０ａとリアサンギヤ２０ｂを有する構成ではあるが、ダブルピニオン型をまったく用いずに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。また、入力軸１０と出力軸１２を同軸上に配置できるので、後輪駆動車等の変速機に適用可能となる。

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、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、各遊星歯車組および各摩擦要素の配列は、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）

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
２０ａ フロントサンギヤ
２０ｂ リアサンギヤ
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、アウターピニオン
４６ インナーピニオン
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２ブレーキ
７０ 第３クラッチ

Claims (2)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸および前記出力軸と同軸に配置され、
   フロントサンギヤと、リアサンギヤと、第１リングギヤと、該第１リングギヤ、前記フロントサンギヤおよび前記リアサンギヤに噛み合った第１ピニオンと、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアとを有する第１遊星歯車組と、
   第２サンギヤと、第２リングギヤと、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ピニオンと、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアとを有する第２遊星歯車組と、
   第３サンギヤと、第３リングギヤと、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ピニオンと、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアとを有する第３遊星歯車組と、
   第４サンギヤと、第４リングギヤと、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ピニオンと、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアとを有する第４遊星歯車組と、を備え、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された前記第２リングギヤおよび前記第３サンギヤと連結可能であり、
   前記出力軸は、前記第４キャリアと連結されるとともに前記第２キャリアと連結可能であり、
   前記フロントサンギヤは静止部に固定可能であり、
   前記第３リングギヤは静止部に固定可能であり、
   前記第２遊星歯車組を一体にするクラッチを備え、
   前記リアサンギヤと前記第５サンギヤを連結したことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第１遊星歯車組の、前記第１リングギヤに対する前記フロントサンギヤの歯数比と、前記第１リングギヤに対する前記リアサンギヤの歯数比とが、異なる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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