JP2013204676A - 変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両への搭載性を向上させるとともに高い変速比を得られる変速装置を提供することを目的とする。
【解決手段】変速装置３のプラネタリ機構６０は、変速機構１０の出力軸１３，１４とギヤ対４１，６２を介して連結された中間軸６１と、中間軸６１に固定されたサンギヤ６３と、サンギヤ６３と噛合する遊星ギヤ６４ａの中間軸６１回りの回転を規制するように当該遊星ギヤ６４ａを支持するキャリア６４と、内周面に遊星ギヤ６４ａと噛合するリングギヤ６５１ａが形成されるとともに、外周面に差動機構７０のデフリングギヤ７１と噛合する最終減速ギヤ６５２ａが形成される環状部材６５とを有する。
【選択図】図２

Description

本発明は、変速機構および差動機構を備えた変速装置に関する。

変速装置は、車両に搭載されたエンジンなどの原動機が出力する回転駆動力を変速する装置として用いられている。車両の変速装置として、複数の歯車対により変速を行う変速機構と、一対の車軸に車両状態などに応じて回転駆動力を配分する差動機構と、を備えるいわゆるトランスアクスルがある（特許文献１，２参照）。このトランスアクスルは、動力伝達装置を一体化し軸方向幅を縮めることができることから、特にエンジンの搭載位置と駆動輪が比較的近接して配置されるＦＦ車などに多く採用されている。

特開２００７−２９０６７７５号公報 特開２００４−３３２８４０号公報

ところで、車両にはエンジンルームを小型化し車室内を広くする要請があるため、変速装置には搭載位置や体格に制約があり小型化が求められている。しかし、このような変速装置において必要とされる変速比を得るためには、変速機構における歯車対や差動機構におけるデフリングギヤを大径化する場合がある。そうすると、変速装置の搭載性の低下や他部材の形状変更などが必要となるおそれがある。また、特許文献２のように、複数のクラッチを備えるデュアルクラッチ式の変速装置の場合には、軸方向に長くなる傾向にあり、特に他部材との干渉を避けるために搭載位置などが制約される。

本発明は、このような事情を鑑みてなされたものであり、車両への搭載性を向上させるとともに高い変速比を得られる変速装置を提供することを目的とする。

請求項１に係る変速装置は、車両の原動機の回転駆動力を変速する変速機構と、前記車両における一対の車軸に回転駆動力を配分する差動機構と、前記変速機構から入力した回転駆動力を変速して前記差動機構に伝達するプラネタリ機構と、を備え、前記プラネタリ機構は、前記変速機構の出力軸と平行に且つ径方向に離間して配置され、前記変速機構の前記出力軸とギヤ対を介して連結された中間軸と、前記中間軸に固定されたサンギヤと、前記サンギヤと噛合する遊星ギヤの前記中間軸回りの回転を規制するように当該遊星ギヤを支持するキャリアと、内周面に前記遊星ギヤと噛合するリングギヤが形成されるとともに、外周面に前記差動機構のデフリングギヤと噛合する最終減速ギヤが形成される環状部材と、を有する。

請求項２に係る変速装置によると、前記最終減速ギヤは、前記環状部材において前記リングギヤと異なる軸方向位置に形成されるとともに、前記リングギヤよりもピッチ円直径が小径に形成される。

請求項３に係る変速装置によると、前記変速機構は、同心に配置された第一入力軸および第二入力軸と、前記原動機の回転駆動力を前記第一入力軸に伝達する第一クラッチと回転駆動力を前記第二入力軸に伝達する第二クラッチとを有するデュアルクラッチと、を有する。

請求項４に係る変速装置によると、前記変速機構において最も高い減速比である変速段を構成する駆動ギヤは、前記第一入力軸および前記第二入力軸のうち外周側に位置する入力軸に設けられる。

請求項５に係る変速装置によると、前記環状部材の前記最終減速ギヤは、前記変速機構の前記出力軸と前記中間軸を連結する前記ギヤ対よりも前記車両の左右方向中央側に位置するように形成される。

請求項６に係る変速装置によると、前記環状部材は、前記遊星ギヤおよび前記キャリアの外周側に配置され且つ前記リングギヤが形成される大径部と、前記最終減速ギヤが形成される小径部と、前記大径部と前記小径部を連結する連結部と、により構成され、前記プラネタリ機構は、前記キャリアの軸方向端面に設けられ前記環状部材における前記連結部を相対回転可能に支持するスラスト軸受を有する。

請求項１に係る発明によると、変速機構と差動機構の間に介在するプラネタリ機構によって、さらに変速することが可能となり、高い変速比を得ることができる。また、このプラネタリ機構は、変速機構によって変速された回転駆動力をサンギヤから入力し、リングギヤが形成された環状部材から差動機構へと出力する。このとき、プラネタリ機構の遊星ギヤがキャリアにより中間軸に対する回転（公転）を規制されているため、このような構成においては中間軸と環状部材の回転方向が反転することになる。そのため、最終減速ギヤによって回転するデフリングギヤは、従来のように変速機構と差動機構の間にプラネタリ機構を有さない構成と同様の回転方向で回転することになる。つまり、本発明によると、従来の変速装置と同方向に回転駆動力を出力するとともに、さらに高い変速比を得ることが可能となる。

そのため、従来のように変速機構における歯車対や差動機構におけるデフリングギヤを大径化することなく、所望される変速比を得られる。これに対して、変速装置全体として所定の変速比に設定する場合には、従来と比較してデフリングギヤなどを小径化することができる。従って、変速装置の体格を小型化することができるので、車両への搭載性を向上させることができる。また、これに伴い変速装置のハウジングも小型化するため、内部の潤滑性を向上できるので、結果としてハウジング内に収容する潤滑油の油量を低減することができる。

請求項２に係る発明によると、最終減速ギヤとプラネタリ機構のリングギヤは、環状部材において異なる軸方向位置にそれぞれ形成される。つまり、リングギヤが遊星ギヤと噛合する軸方向位置と、最終減速ギヤが差動機構のデフリングギヤと噛合する軸方向位置が異なるようにしている。そして、最終減速ギヤのピッチ円直径をリングギヤのピッチ円直径よりも小径にすることで、最終減速ギヤによりさらに減速することができる。よって、変速装置全体として、さらに高い変速比を得ることが可能となる。

請求項３に係る発明によると、変速機構はデュアルクラッチ式としている。このように複数のクラッチを備える構成においては、変速装置が軸方向に長くなりデフリングギヤが配置される位置も車両の左右方向外側になる傾向にある。そうすると、例えば車両の左右方向外側に向かって外寸が大きくなるサスペンションメンバのような他部材との干渉が問題となる場合がある。そのため、特にデュアルクラッチ式の変速機構においては、本発明によりデフリングギヤの小径化を図ることにより車両への搭載性を向上させることが有用である。

請求項４に係る発明によると、変速機構において最も高い減速比である変速段を構成する駆動ギヤ（原動機に連結される入力軸に設けられるギヤ）は、複数の入力軸のうち外周側に位置する入力軸に設けられるものとしている。ここで、変速機構において最も高い減速比である変速段は一般に第１速段であり、この第１速段を構成する駆動ギヤは他の変速段の駆動ギヤと比較して小径に形成される。そして、変速機構全体として高い変速比を得るためには、この第１速段の駆動ギヤをより小径に設定する必要がある。そのため、デュアルクラッチ式の変速機構においては、第一入力軸と第二入力軸が同心に配置されることから外周側に位置する入力軸の方が必然的に大径となり、内周側に位置する入力軸に第１速段の駆動ギヤが設けられるのが一般的である。さらに、第１速段では高い回転駆動力を出力するため、入出力軸を支承する軸受になるべく近接する位置に設けることが好適である。これらを勘案すると、第１速段は、その構成上、ハウジングの最奥部に配置されることになる。これに加えて、変速機構の製造上の事情（ハウジングの抜き勾配など）により、デュアルクラッチ式の変速機構では、変速比を高くするために変速装置の体格が大型化するとともに、従動ギヤにて潤滑油の掻き上げを行うにあたり、最も大径のギヤ、つまり第１速段の従動ギヤで掻き上げをさせるためにもハウジング内に収容する潤滑油の油量も増量する必要があった。

これに対して、プラネタリ機構を備える変速装置ではデュアルクラッチ式の変速機構に要される変速比を低減することができるので、従来と比較して、第１速段の駆動ギヤを大径に設定することができる。これにより、同心に配置された第一入力軸および第二入力軸のうち外周側に位置する入力軸に第１速段の駆動ギヤを設けることが可能となる。これにより、第１速段を構成するギヤ対を、ハウジングの最奥部とは反対側（軸方向におけるデュアルクラッチおよび原動機に近接する側）に設けることが可能となる。よって、高い回転駆動力が伝達される第１速段を構成するギヤ対をより確実に支持することができるので、変速機構の動作をより安定化させることができる。さらに、変速機構の製造上の事情などとの関係から、変速機構のハウジングを小型化することができる。従って、装置全体として小型化できるとともに、潤滑性を向上させて収容する潤滑油の油量を低減できる。

請求項５に係る発明によると、プラネタリ機構に回転駆動力を入力するギヤ対に対して、最終減速ギヤが車両の左右方向中央側に位置するように形成されるものとしている。差動機構を備える変速装置では、一対の車軸に回転駆動力が配分されて駆動輪を回転することになる。そのため、一対の車軸は、差動機構にそれぞれ連結される位置から各駆動輪までの距離に基づく軸長に設定され、この軸長に応じた荷重に耐え得る剛性を有するようにそれぞれ設計される。しかし、車両の重量バランスや繰安性などの観点からは、パワートレーンにおける車軸は、それぞれの剛性が等しい方が好適である。そのため、変速装置における差動機構は、なるべく車両の軸方向中央側に配置されることが望ましい。そこで、本発明のように、最終減速ギヤを車両の左右方向中央側に配置することで、一対の車軸の軸長がより等しい状態に近付けることが可能となる。これにより、車両の重量バランスや繰安性を向上させることができる。

請求項６に係る発明において、プラネタリ機構は、キャリアと環状部材の連結部との間にスラスト軸受を設ける構成としている。これにより、プラネタリ機構の環状部材が好適に支持され、リングギヤと遊星ギヤの噛合、および最終減速ギヤと差動機構におけるデフリングギヤの噛合を好適にし、プラネタリ機構の動作をより安定化させることができる。

第一実施形態における車両１の概略を示す図である。 図１における変速装置３の全体構造を示すスケルトン図である。 図２におけるプラネタリ機構６０を示す拡大したスケルトン図である。 変速機構１０のハウジングＨｃを示す図である。 第二実施形態における変速装置１０３の全体構造を示すスケルトン図である。

＜第一実施形態＞
本発明に係る変速装置を具体化した実施形態について図１〜図４を参照しつつ説明する。車両１は、図１に示すように、車体前部において、エンジン２と、変速装置３と、左右のドライブシャフト４Ｌ，４Ｒと、左右の駆動輪５Ｌ，５Ｒと、サスペンションメンバ６を備えるＦＦ（Front-engine Front-drive）車である。エンジン２は、車両１の駆動源として搭載された原動機である。また、エンジン２は、図示しないＥＣＵ（Engine Control Unit）により作動を制御される。このＥＣＵは、種々の車両情報に基づいて、スロットル開度や燃料噴射量を調整し、エンジン２の回転数を制御している。

変速装置３は、車両１に搭載されたエンジン２が出力する回転駆動力を変速する装置として用いられている。変速装置３は、駆動ギヤおよび従動ギヤの組み合わせからなる複数の歯車対により変速を行う変速機構１０と、一対の車軸（ドライブシャフト４Ｌ，４Ｒ）に車両状態などに応じて回転駆動力を配分する差動機構７０と、を備えるいわゆるトランスアクスルである。また、本実施形態において、変速装置３は、変速機構１０から入力した回転駆動力を変速して差動機構７０に伝達するプラネタリ機構６０をさらに備えている。変速装置３の詳細については後述する。

左右のドライブシャフト４Ｌ，４Ｒは、差動機構７０により配分された回転駆動力を左右の駆動輪５Ｌ，５Ｒに伝達する車両１における一対の車軸である。サスペンションメンバ６は、サスペンションを構成するアーム部材の一方側端部を車両１のボディに固定するためのサブフレームである。このサスペンションメンバ６は、左右の駆動輪５Ｌ，５Ｒに対して設けられるサスペンションを支持するため、強度を要する車両１の左右方向外側に向かって外寸が大きくなる傾向にある。また、サスペンションメンバ６は、車両１の車体前部においてエンジン２や変速装置３との干渉を避けるように、その外形が設定されるものである。

（変速装置３の構成）
次に、本実施形態における変速装置３の構成について説明する。変速装置３は、図２に示すように、変速機構１０と、プラネタリ機構６０と、差動機構７０とを備える。変速機構１０は、ハウジングＨｃに回転可能に支持された第一入力軸１１、第二入力軸１２、第一出力軸１３、第二出力軸１４と、エンジン２の回転駆動力を第一入力軸１１および第二入力軸１２に伝達するデュアルクラッチ１５と、各入出力軸に回転可能に支持され前進または後進の変速段を構成する複数の変速段の駆動ギヤ２１〜２６と、変速段の従動ギヤ３１〜３６と、各変速段を選択的に成立させる第一シフト機構５１〜第四シフト機構５４を備える。上記のハウジングＨｃは、本体をカップ状に形成され、蓋部により軸方向一端側（図１の右側）の開口部を覆蓋して構成されている。このハウジングＨｃは、複数の軸受けにより各軸を支承するとともに、上記の複数のギヤおよび各シフト機構５１〜５４に含まれる摺動部に供給する潤滑油を収容している。

第一入力軸１１は、軸受によりハウジングＨｃに対して回転可能に支承されている。また、第一入力軸１１の外周面には、軸受けを支持する部位と複数の外歯スプラインが形成されている。第一入力軸１１には、二速駆動ギヤ２２および大径の四速駆動ギヤ２４（六速駆動ギヤ２６）が形成されている。四速駆動ギヤ２４は、四速従動ギヤ３４および六速従動ギヤ３６と噛合し、第４速段および第６速段の変速段を構成する駆動側のギヤとして共通化されたギヤである。また、第一入力軸１１は、デュアルクラッチ１５の第一クラッチ１５ａに連結される連結軸部が形成されている。このように、第一入力軸１１には、複数の偶数変速段を構成する各駆動ギヤ２２，２４，２６が固定して設けられている。

第二入力軸１２は、中空軸状に形成され、第一入力軸１１の一部の外周に複数の軸受を介して回転可能に支承され、且つ、軸受によりハウジングＨｃのクラッチハウジングに対して回転可能に支承されている。この第二入力軸１２は、第一入力軸１１に対して同心に相対回転可能に配置されている。また、第二入力軸１２の外周面には、第一入力軸１１と同様に、軸受けを支持する部位と複数の外歯歯車が形成されている。そして、第二入力軸１２には、一速駆動ギヤ２１、三速駆動ギヤ２３および大径の五速駆動ギヤ２５が直接形成、もしくは第二入力軸１２の外周面に形成された外歯スプラインに嵌合により圧入されて形成されている。三速駆動ギヤ２３と五速駆動ギヤ２５は、四速駆動ギヤ２４または六速駆動ギヤ２６と同様に、駆動側のギヤとして共通化されることもある。また、第二入力軸１２は、デュアルクラッチ１５の第二クラッチ１５ｂに連結される連結軸部が形成されている。このように、第二入力軸１２には、複数の奇数変速段を構成する各駆動ギヤ２１，２３，２５が固定して設けられている。

第一出力軸１３は、ハウジングＨｃの内部において第一入力軸１１に平行に配置され、軸受によりハウジングＨｃに対して回転可能に支承されている。また、第一出力軸１３の外周面には、カウンタ駆動ギヤ４１と複数の外歯スプラインが形成されている。第一出力軸１３の外歯スプラインには、後述する第一シフト機構５１および第二シフト機構５２の各ハブ５１ａ，５２ａがスプライン嵌合により圧入されている。カウンタ駆動ギヤ４１は、プラネタリ機構６０のカウンタ従動ギヤ６２に噛合している。さらに、第一出力軸１３は、一速従動ギヤ３１、三速従動ギヤ３３、四速従動ギヤ３４、および後進ギヤ４３を遊転可能に支持する支持部が形成されている。後進ギヤ４３は、第一出力軸１３に形成された後進ギヤの支持部に遊転可能に設けられている。また、本実施形態において、後進ギヤ４３は、二速従動ギヤ３２に一体的に形成された小径ギヤ３２ａに常に噛合し回転連結されている。

第二出力軸１４は、ハウジングＨｃの内部において第一入力軸１１に平行に配置され、軸受によりハウジングＨｃに対して回転可能に支承されている。また、第二出力軸１４の外周面には、第一出力軸１３と同様に、カウンタ駆動ギヤ４２と複数の外歯スプラインが形成されている。第二出力軸１４の外歯スプラインには、後述する第三シフト機構５３および第四シフト機構５４の各ハブ５３ａ，５４ａおよびパーキング機構（図示しない）のパーキングギヤ４４がスプライン嵌合により圧入されている。パーキング機構は、車両１が停車状態となった場合に、パーキングギヤ４４の回転を規制することにより、駆動輪に連結される軸の回転を防止することで、車両１の停車状態を保持する機構である。また、カウンタ駆動ギヤ４２は、プラネタリ機構６０のカウンタ従動ギヤ６２に噛合している。さらに、第二出力軸１４は、二速従動ギヤ３２、五速従動ギヤ３５、および六速従動ギヤ３６を遊転可能に支持する支持部が形成されている。

デュアルクラッチ１５は、エンジン２の回転駆動力を第一入力軸１１に伝達する第一クラッチ１５ａと、エンジン２の回転駆動力を第二入力軸１２に伝達する第二クラッチ１５ｂを有するクラッチ機構である。このデュアルクラッチ１５は、ハウジングＨｃのクラッチハウジングに収容され、第一入力軸１１および第二入力軸１２に対して同心に設けられている。第一クラッチ１５ａは第一入力軸１１の連結軸部に連結され、第二クラッチ１５ｂは第二入力軸１２の連結軸部に連結されている。そして、デュアルクラッチ１５は、ＥＣＵから入力される制御指令に基づいて、図示しないアクチュエータを動作させる。アクチュエータは、その動作量に応じて第一クラッチ１５ａおよび第二クラッチ１５ｂの係合力を調整可能となっている。このような構成からなるデュアルクラッチ１５は、ＥＣＵの制御によって、第一クラッチ１５ａおよび第二クラッチ１５ｂの係合状態を切り換える。

第一シフト機構５１〜第四シフト機構５４は、車両１のＥＣＵによって制御され、シフト操作に応じた変速段を成立させる機構である。本実施形態における変速機構１０は、図１に示すように、４箇所に各シフト機構５１〜５４をそれぞれ配置している。第一シフト機構５１〜第四シフト機構５４は、変速ギヤのうち第一出力軸１３または第二出力軸１４に連結する従動ギヤの対象が異なる。第一シフト機構５１は、第４速段を構成する四速従動ギヤ３４と後進ギヤ４３を連結の対象としている。第二シフト機構５２は、第１速段を構成する一速従動ギヤ３１および第３速段を構成する三速従動ギヤ３３を連結の対象としている。第三シフト機構５３は、第２速段を構成する二速従動ギヤ３２および第６速段を構成する六速従動ギヤ３６を連結の対象としている。第四シフト機構５４は、第５速段を構成する五速従動ギヤ３５のみを連結の対象としている。

また、第一シフト機構５１は、ハブ５１ａと、スリーブ５１ｂを備える。ハブ５１ａは、内歯スプラインおよび外歯スプラインが形成された中空円盤状をなしている。ハブ５１ａは、第一出力軸１３の外歯スプラインにスプライン嵌合により圧入され、第一出力軸１３と一体的に回転する部材である。スリーブ５１ｂは、ハブ５１ａに対して軸方向に移動可能となるようにハブ５１ａの外歯スプラインに噛合している。このスリーブ５１ｂは、第一出力軸１３の軸方向にスライドして四速従動ギヤ３４または後進ギヤ４３のピースギヤ部に噛合可能となっている。スリーブ５１ｂが各ギヤのピースギヤ部に噛合すると、各ギヤは第一出力軸１３に相対回転不能に接続され、一体的に回転可能となる。また、スリーブ５１ｂは、軸方向にスライドした際に、図示しないシンクロリングを連結の対象とするギヤに付勢し、ギヤの回転数を第一出力軸１３の回転数に同期させてから各ギヤと第一出力軸１３を連結することを可能としている。

その他の第二シフト機構５２〜第四シフト機構５４も同様に、ハブ５２ａ〜５４ａおよびスリーブ５２ｂ〜５４ｂを備え、第一シフト機構５１とは対象とする従動ギヤが異なるのみで、構成については実質的に同様であるため詳細な説明を省略する。このように、第一シフト機構５１および第三シフト機構５３は、第一入力軸１１に伝達された回転駆動力を変速して偶数変速段を成立させている。同様に、第二シフト機構５２および第四シフト機構５４は、第二入力軸１２に伝達された回転駆動力を変速して奇数変速段を成立させている。このような構成により、デュアルクラッチ式の変速機構１０は、車両１のＥＣＵによりデュアルクラッチ１５を制御し、偶数変速段および奇数変速段の２系統に分かれた変速機構に回転駆動力を離脱係合している。

プラネタリ機構６０は、変速機構１０から回転駆動力を入力し、この回転駆動力をさらに減速して差動機構７０に伝達する遊星歯車機構である。このプラネタリ機構６０は、図３に示すように、中間軸６１と、カウンタ従動ギヤ６２、サンギヤ６３と、キャリア６４と、環状部材６５と、スラスト軸受６６，６７と、ボール軸受６８，６９を備える。中間軸６１は、ハウジングＨｃの内部において変速機構１０の第一出力軸１３と平行に且つ径方向に離間して配置され、外周に複数の軸受を介して回転可能に支承されている。

この中間軸６１と一体構造で、もしくは外周面に形成された外歯スプラインとの圧入嵌合によって、カウンタ従動ギヤ６２およびサンギヤ６３が形成されている。カウンタ従動ギヤ６２は、変速機構１０のカウンタ駆動ギヤ４１，４２と噛合している。これにより、中間軸６１は、カウンタ駆動ギヤ４１およびカウンタ従動ギヤ６２により構成されるギヤ対を介して、変速機構１０の第一出力軸１３と連結されている。同様に、中間軸６１は、カウンタ駆動ギヤ４２およびカウンタ従動ギヤ６２により構成されるギヤ対を介して、変速機構１０の第二出力軸１４と連結されている。

サンギヤ６３は、上述したように、中間軸６１に固定された外歯歯車であって、プラネタリ機構６０の径方向中央部に位置している。キャリア６４は、サンギヤ６３と噛合する複数の遊星ギヤ６４ａを支持するとともに、軸方向の端部がハウジングＨｃに固定されている。これにより、遊星ギヤ６４ａは、中間軸６１回りの回転（公転）を規制されることから、サンギヤ６３が回転すると配置された初期位置を維持した状態で自転することになる。また、キャリア６４は、軸方向の端面６４ｂにスラスト軸受６６、内周側にボール軸受６８，６９が設けられている。これにより、キャリア６４は、スラスト軸受６６およびボール軸受６９を介して環状部材６５を相対回転可能に支持するとともに、ボール軸受６８を介して中間軸６１を相対回転可能に支持している。

環状部材６５は、全体として環状に形成された部材であって、大径部６５１と、小径部６５２と、連結部６５３と、鍔部６５４を有する。大径部６５１は、円筒状からなり、遊星ギヤ６４ａおよびキャリア６４の外周側に配置され、且つ内周面に複数の遊星ギヤ６４ａと噛合するリングギヤ６５１ａが形成される。このリングギヤ６５１ａは、サンギヤ６３が固定された中間軸６１と同軸に配置された内歯歯車であり、キャリア６４が支持する全ての遊星ギヤ６４ａと噛合している。

小径部６５２は、円筒状からなり、ボール軸受６９を介して内周面をキャリア６４に支持され、且つ外周面に最終減速ギヤ６５２ａが形成される。最終減速ギヤ６５２ａは、差動機構７０のデフリングギヤ７１と噛合し、プラネタリ機構６０において減速した回転駆動力を出力するギヤである。連結部６５３は、大径部６５１と小径部６５２を連結する円盤状の部材であり、キャリア６４の軸方向の端面６４ｂに設けられたスラスト軸受６６を介してキャリア６４に相対回転可能に支持されている。鍔部６５４は、小径部６５２の軸方向端部に連結された円盤状の部材であり、ハウジングＨｃに設けられたスラスト軸受６７を介して相対回転可能に支持されている。

ここで本実施形態では、この最終減速ギヤ６５２ａは、図３に示すように、環状部材６５においてリングギヤ６５１ａと異なる軸方向位置に形成されている。さらに、最終減速ギヤ６５２ａのピッチ円直径Ｄｆは、リングギヤ６５１ａのピッチ円直径Ｄｒよりも小径に形成されている。また、環状部材６５の最終減速ギヤ６５２ａは、変速機構１０の第一出力軸１３と中間軸６１を連結するギヤ対（カウンタ駆動ギヤ４１およびカウンタ従動ギヤ６２）、および第二出力軸１４と中間軸６１を連結するギヤ対（カウンタ駆動ギヤ４２およびカウンタ従動ギヤ６２）よりも車両１の左右方向中央側に位置するように形成されている。つまり、最終減速ギヤ６５２ａと上記のギヤ対４１，６２（またはギヤ対４２，６２）は、異なる軸方向位置に配置されるが、このとき差動機構７０と連結される最終減速ギヤ６５２ａを車両１の左右方向中央側としている。

差動機構７０は、車両１の走行状態において、左右の駆動輪５Ｌ，５Ｒの回転数差を吸収するために、当該駆動輪５Ｌ，５Ｒに連結されるドライブシャフト４Ｌ，４Ｒに回転駆動力を配分する機構である。この差動機構７０は、プラネタリ機構６０の中間軸６１と平行に且つ径方向に離間した中心軸回りに回転可能に支持されているデフリングギヤ７１から回転駆動力を入力する。このデフリングギヤ７１は、プラネタリ機構６０の最終減速ギヤ６５２ａに噛合することで、プラネタリ機構６０を介して変速機構１０の第一出力軸１３および第二出力軸１４に常時回転連結している。差動機構７０におけるその他の構成については通常の差動装置を適用可能であるため、詳細な説明は省略する。

（変速装置３の動作）
続いて、車両１の走行状態における変速装置３の動作について説明する。車両１の走行状態では、車両１のＥＣＵにより所定の変速段が成立している状態にあり、ここでは第４速段が成立しているものと仮定する。そうすると、エンジン２の回転駆動力は、デュアルクラッチ１５の第一クラッチ１５ａから第一入力軸１１に入力され、第４速段を構成する四速駆動ギヤ２４および四速従動ギヤ３４により減速されて第一出力軸１３に伝達される。さらに、第一出力軸１３の回転駆動力は、ギヤ対を構成するカウンタ駆動ギヤ４１およびカウンタ従動ギヤ６２の歯数差に基づく変速比で減速されてプラネタリ機構６０の中間軸６１に伝達される。このとき、回転駆動力がギヤ対４１，６２を介して伝達されることから、変速機構１０の第一出力軸１３の回転方向に対して、プラネタリ機構６０の中間軸６１の回転方向が反転している。これは、他の変速段が成立している場合にも同様である。

次に、中間軸６１の回転駆動力は、図３の矢印により示されるように、サンギヤ６３からキャリア６４の遊星ギヤ６４ａを介して環状部材６５のリングギヤ６５１ａに伝達される。このとき、各ギヤ６３，６４ａ，６５１ａの歯数差に基づく変速比で減速される。例えば、サンギヤ６３と遊星ギヤ６４ａの歯数が同数であり、遊星ギヤ６４ａとリングギヤ６５１ａの歯数差の分だけ減速されることになる。また、サンギヤ６３と遊星ギヤ６４ａの回転方向は反転しており、遊星ギヤ６４ａが自転する回転方向とリングギヤ６５１ａの回転方向は正転の関係となっている。つまり、中間軸６１の回転方向に対して、環状部材６５の回転方向が反転していることになる。

そして、環状部材６５の回転駆動力は、大径部６５１から連結部６５３を介して小径部６５２に伝達され、小径部６５２の最終減速ギヤ６５２ａから差動機構７０のデフリングギヤ７１に伝達される。このとき、最終減速ギヤ６５２ａとデフリングギヤ７１の歯数差に基づく変速比で減速される。その後、差動機構７０により回転駆動力がドライブシャフト４Ｌ，４Ｒに配分されて駆動輪５Ｌ，５Ｒにそれぞれ伝達される。また、最終減速ギヤ６５２ａとデフリングギヤ７１の回転方向は反転していることから、環状部材６５の回転方向に対してデフリングギヤ７１の回転方向が反転していることになる。

ここで、上記のような変速装置３の動作においては、ギヤ対４１，６２（またはギヤ対４２，６２）による回転駆動力の入力、プラネタリ機構６０の各ギヤ６３，６４ａ，６５１ａによる回転駆動力の伝達、最終減速ギヤ６５２ａとデフリングギヤ７１による回転駆動力の出力によってそれぞれ減速し、全体として高い変速比を得られるようにしている。また、中間軸６１および環状部材６５は、ハウジングＨｃおよびキャリア６４によりスラスト軸受６６，６７またはボール軸受６８，６９を介して支持され、安定的に動作可能な位置を保持されている。

また、各部材の回転方向については以下のような関係となっている。ここで、時計回りをＣＷ（Clockwise）、反時計回りをＣＣＷ（Counter Clockwise）と示し、変速機構１０の第一出力軸１３が時計回りＣＷと仮定する。そうすると、第一出力軸１３がＣＷ、中間軸６１がＣＣＷ、遊星ギヤ６４ａの自転がＣＷ、リングギヤ６５１ａがＣＷ、環状部材６５および最終減速ギヤ６５２ａがＣＷ、差動機構７０のデフリングギヤ７１がＣＣＷとなる。これに対して、例えば従来のように、変速機構と差動機構の間にプラネタリ機構を有さない構成、即ち変速機構の出力軸にデフリングギヤと噛合する最終減速ギヤを設けた構成の場合には、出力軸がＣＷであればデフリングギヤ７１がＣＣＷとなる。つまり、本実施形態の差動機構７０のデフリングギヤ７１は、従来の変速装置と同方向に回転駆動力を出力している。

（第一実施形態の効果）
上述したデュアルクラッチ式の変速装置３によると、変速機構１０と差動機構７０の間に介在するプラネタリ機構６０によって、さらに変速することが可能となり、高い変速比を得ることができる。また、変速装置３の動作における各部材の回転方向は上記のような関係となっており、プラネタリ機構を有さない従来の変速装置と同方向に回転駆動力を出力することが可能となっている。そのため、従来のように変速機構における歯車対や差動機構におけるデフリングギヤを大径化することなく、所望される変速比を得られる。これに対して、変速装置３全体として所定の変速比に設定する場合には、従来と比較してデフリングギヤ７１などを小径化することができる。従って、変速装置３の体格を小型化することができるので、車両への搭載性を向上させることができる。また、これに伴い変速装置３のハウジングＨｃも小型化するため、内部の潤滑性を向上できるので、結果としてハウジングＨｃ内に収容する潤滑油の油量を低減することができる。

また、最終減速ギヤ６５２ａとリングギヤ６５１ａは、環状部材６５において異なる軸方向位置にそれぞれ形成されるものとした。つまり、リングギヤ６５１ａが遊星ギヤ６４ａと噛合する軸方向位置と、最終減速ギヤ６５２ａが差動機構７０のデフリングギヤ７１と噛合する軸方向位置が異なる構成としている。そして、最終減速ギヤ６５２ａのピッチ円直径Ｄｆをリングギヤ６５１ａのピッチ円直径Ｄｒよりも小径にすることで、最終減速ギヤ６５２ａによりさらに減速することができる。よって、変速装置３は、全体としてさらに高い変速比を得ることが可能となる。

本実施形態において、変速機構１０はデュアルクラッチ式としている。このように複数のクラッチを備える構成においては、変速装置が軸方向に長くなり最終減速ギヤが車両の左右方向外側に配置されることになる。そのため、デフリングギヤが配置される位置も車両の左右方向外側になる傾向にある。そうすると、例えば車両外側に向かって外寸が大きくなるサスペンションメンバ６のような他部材との干渉が問題となる場合がある。そのため、特にデュアルクラッチ式の変速機構１０においては、本発明によりデフリングギヤ７１の小径化を図ることにより車両への搭載性を向上させることが有用である。

また、変速機構１０において最も高い減速比である変速段、即ち第１速段を構成する一速駆動ギヤは、第一入力軸１１および第二入力軸１２のうち外周側に位置する第二入力軸１２に設けられるものとした。ここで、デュアルクラッチ式の変速機構１０において最も高い減速比である変速段は一般に第１速段であり、この第１速段を構成する一速駆動ギヤ２１は他の変速段の駆動ギヤ２２〜２６と比較して小径に形成される。そして、変速機構全体として高い変速比を得るためには、この一速駆動ギヤ２１をより小径に設定する必要がある。そのため、一般的には、デュアルクラッチ式の変速機構においては、複数の入力軸が同心に配置されることから外周側に位置する入力軸（本実施形態では第二入力軸１２）の方が必然的に大径となり、内周側に位置する入力軸に第１速段の駆動ギヤが設けられる。さらに、第１速段は発進ギヤとして使用されるため出力軸には高い回転駆動力が伝達される。そのため、第１速段を構成するギヤ対（本実施形態では一速駆動ギヤ２１および一速従動ギヤ３１）は、変速機構のハウジング内において入出力軸を支持する軸受に近接する軸方向の何れかの端部側に配置されることが好適である。

このような事情により、従来のデュアルクラッチ式の変速機構では、第１速段の駆動ギヤは、内周側の入力軸であって変速機構の軸方向端部側に配置され、デュアルクラッチおよびエンジンから最も離間することになる。そうすると、第１速段を構成する一速従動ギヤ（出力軸に設けられるギヤ）は、変速比の構成上、他の従動ギヤよりも大径に形成されるため、変速機構のハウジングもこれに伴い大型化する必要がある。さらに、変速機構におけるハウジングの本体は、製造上、第１速段を構成するギヤ対の外径を基準として軸方向に抜き勾配を設けられるため、さらに全体が大型化することになる。結果として、デュアルクラッチ式変速機構では、変速比を高くするために、変速装置の体格が大型化するとともに、ハウジング内に収容する潤滑油の油量も増量する必要があった。

これに対して、プラネタリ機構６０を備える変速装置３ではデュアルクラッチ式の変速機構１０に要される変速比を低減することができるので、従来と比較して、一速駆動ギヤ２１を大径に設定することができる。これにより、同心に配置された第一入力軸１１および第二入力軸１２のうち外周側に位置する第二入力軸１２に一速駆動ギヤ２１を設けることが可能となる。これにより、第１速段を構成するギヤ対を、軸方向におけるデュアルクラッチ１５およびエンジン２に近接する側に設けることが可能となる。よって、高い回転駆動力が伝達される第１速段を構成するギヤ対２１，３１をより確実に支持することができるので、変速機構１０の動作をより安定化させることができる。

さらに、ハウジングＨｃは、図４に示すように、第１速段を構成するギヤ対２１，３１の外径を基準として軸方向に抜き勾配を設けたとしても、従来のハウジングＨｔよりも小型化することができる。図４において、従来のハウジングＨｔは、同径の一速従動ギヤ３１が第一出力軸１３の他端部（本実施形態における後進ギヤ４３が設けられている軸方向位置）に設けられたものと仮定して抜き勾配を設定されたものとしている。また、ハウジングＨｃに収容される潤滑油の油量は、例えば変速装置３の作動時において一速従動ギヤ３１がハウジングＨｃの底部に滞留する潤滑油を掻き上げるものとした場合には、この一速従動ギヤ３１の下部が油面よりも下側となるように調整される。これと、上述したハウジングＨｃに係る抜き勾配などの製造上の事情によると、図４に示すように、油面Ｌに達する油量としては本実施形態のハウジングＨｃの方が従来のハウジングＨｔよりも少ない。従って、装置全体として小型化できるとともに、潤滑性を向上させて収容する潤滑油の油量を低減できる。

また、プラネタリ機構６０に回転駆動力を入力するギヤ対４１，６２（またはギヤ対４２，６２）に対して、最終減速ギヤ６５２ａが車両１の左右方向中央側に位置するように形成されるものとした。差動機構７０を備える変速装置３では、一対の車軸（ドライブシャフト４Ｌ，４Ｒ）に回転駆動力が配分されて駆動輪５Ｌ，５Ｒを回転することになる。そのため、一対のドライブシャフト４Ｌ，４Ｒは、差動機構７０にそれぞれ連結される位置から各駆動輪５Ｌ，５Ｒまでの距離に基づく軸長に設定され、この軸長に応じた荷重に耐え得る剛性を有するようにそれぞれ設計される。しかし、車両の重量バランスや繰安性などの観点からは、パワートレーンにおける車軸は、それぞれの剛性が等しい方が好適である。そのため、変速装置３における差動機構７０は、なるべく車両の軸方向中央側に配置されることが望ましい。そこで、本発明のように、最終減速ギヤ６５２ａを車両の左右方向中央側に配置することで、一対のドライブシャフト４Ｌ，４Ｒの軸長がより等しい状態に近付けることが可能となる。これにより、車両１の重量バランスや繰安性を向上させることができる。

さらに、プラネタリ機構６０は、キャリア６４と環状部材６５の連結部との間にスラスト軸受６６を設ける構成とした。これにより、プラネタリ機構６０の環状部材６５がスラスト軸受６６を介してハウジングＨｔに固定されるキャリア６４により好適に支持され、リングギヤ６５１ａと遊星ギヤ６４ａの噛合、および最終減速ギヤ６５２ａと差動機構７０におけるデフリングギヤ７１の噛合を好適にし、プラネタリ機構６０の動作をより安定化させることができる。

＜第二実施形態＞
第二実施形態について図５を参照しつつ説明する。ここで、本実施形態における変速装置１０３は、第一実施形態に対して、変速機構１１０およびプラネタリ機構１６０の構成が相違する。その他の構成については第一実施形態と実質的に同様であるため詳細な説明を省略する。以下に、相違点について説明する。

本実施形態の変速機構１１０は、第一実施形態の変速機構１０がデュアルクラッチ式であったのに対して、図５に示すように、一対の入出力軸１１，１３を有する通常のトランスミッションとしている。クラッチ１０６は、エンジン２の回転駆動力を入力軸１１に伝達または遮断するクラッチ機構である。その他の構成については、第一実施形態の変速機構１０の同符号で示される構成と同様である。

ここで、第一実施形態のプラネタリ機構６０の最終減速ギヤ６５２ａは、環状部材６５においてリングギヤ６５１ａと異なる軸方向位置に形成されるものとした。これに対して、本実施形態のプラネタリ機構１６０の最終減速ギヤ６５２ａは、図５に示すように、環状部材６５においてリングギヤ６５１ａと同じ軸方向位置に形成されるように、即ちリングギヤ６５１ａの外周側に形成されるようにしている。その他の構成については、第一実施形態のプラネタリ機構６０の同符号で示される構成と同様である。

（第二実施形態の効果）
上述した変速装置１０３によると、変速機構１１０は、一対の入出力軸１１，１３を有する通常のトランスミッションであるものとした。このような構成においては、デュアルクラッチ式のように第１速段の駆動ギヤ２１を内周側に位置する小径の入力軸１１に配置しなければならないといった制約はないが、第一実施形態と同様に、従来と比較してデフリングギヤ７１などを小径化させることによりハウジングＨｃを小型化できる。これにより、ハウジングＨｃ内に収容する潤滑油の油量を低減することが可能である。

また、プラネタリ機構１６０は、最終減速ギヤ６５２ａをリングギヤ６５１ａと同じ軸方向位置に形成されるものとした。これにより、プラネタリ機構１６０の軸方向幅を低減し、機構全体として部品点数の少ない簡略な構成とすることができる。但し、高い変速比を得つつ車軸の軸長を均等化するという観点からは、第一実施形態において例示した態様が好適である。

＜その他＞
第一、第二実施形態では、変速機構１０，１１０として、デュアルクラッチ式および通常のトランスミッションを例示して説明した。その他に、デュアルクラッチ１５を有さないが複数の出力軸を備えるトランスミッションなど種々の変速機構に本発明を適用することができる。このような場合にも同様の効果を奏する。

１：車両、 ２：エンジン（原動機）、 ３，１０３：変速装置
４Ｌ，４Ｒ：ドライブシャフト、 ５Ｌ，５Ｒ：駆動輪、 ６：サスペンションメンバ
１０，１１０：変速機構
１１：第一入力軸、 １２：第二入力軸、 １３：第一出力軸、 １４：第二出力軸
１５：デュアルクラッチ、 １５ａ：第一クラッチ、 １５ｂ：第二クラッチ
１１６：クラッチ
２１〜２６：変速段の駆動ギヤ
３１〜３６：変速段の従動ギヤ、 ３２ａ：小径ギヤ
４１，４２：カウンタ駆動ギヤ、 ４３：後進ギヤ、 ４４：パーキングギヤ
５１〜５４：第一シフト機構〜第四シフト機構
５１ａ〜５４ａ：ハブ、 ５１ｂ〜５４ｂ：スリーブ
６０，１６０：プラネタリ機構
６１：中間軸、 ６２：カウンタ従動ギヤ、 ６３：サンギヤ
６４：キャリア、 ６４ａ：遊星ギヤ、 ６４ｂ：端面
６５：環状部材
６５１：大径部、 ６５１ａ：リングギヤ
６５２：小径部、 ６５２ａ：最終減速ギヤ
６５３：連結部、 ６５４：鍔部
６６，６７：スラスト軸受、 ６８，６９：ボール軸受
７０：差動機構、 ７１：デフリングギヤ
Ｈｃ，Ｈｔ：ハウジング

Claims (6)

1. 車両の原動機の回転駆動力を変速する変速機構と、
   前記車両における一対の車軸に回転駆動力を配分する差動機構と、
   前記変速機構から入力した回転駆動力を変速して前記差動機構に伝達するプラネタリ機構と、を備え、
   前記プラネタリ機構は、
   前記変速機構の出力軸と平行に且つ径方向に離間して配置され、前記変速機構の前記出力軸とギヤ対を介して連結された中間軸と、
   前記中間軸に固定されたサンギヤと、
   前記サンギヤと噛合する遊星ギヤの前記中間軸回りの回転を規制するように当該遊星ギヤを支持するキャリアと、
   内周面に前記遊星ギヤと噛合するリングギヤが形成されるとともに、外周面に前記差動機構のデフリングギヤと噛合する最終減速ギヤが形成される環状部材と、を有する変速装置。
2. 請求項１の変速装置において、
   前記最終減速ギヤは、前記環状部材において前記リングギヤと異なる軸方向位置に形成されるとともに、前記リングギヤよりもピッチ円直径が小径に形成される。
3. 請求項１または２の変速装置において、
   前記変速機構は、
   同心に配置された第一入力軸および第二入力軸と、
   前記原動機の回転駆動力を前記第一入力軸に伝達する第一クラッチと回転駆動力を前記第二入力軸に伝達する第二クラッチとを有するデュアルクラッチと、を有する。
4. 請求項３の変速装置において、
   前記変速機構において最も高い減速比である変速段を構成する駆動ギヤは、前記第一入力軸および前記第二入力軸のうち外周側に位置する入力軸に設けられる。
5. 請求項１〜４の何れか一項の変速装置において、
   前記環状部材の前記最終減速ギヤは、前記変速機構の前記出力軸と前記中間軸を連結する前記ギヤ対よりも前記車両の左右方向中央側に位置するように形成される。
6. 請求項２の変速装置において、
   前記環状部材は、前記遊星ギヤおよび前記キャリアの外周側に配置され且つ前記リングギヤが形成される大径部と、前記最終減速ギヤが形成される小径部と、前記大径部と前記小径部を連結する連結部と、により構成され、
   前記プラネタリ機構は、前記キャリアの軸方向端面に設けられ前記環状部材における前記連結部を相対回転可能に支持するスラスト軸受を有する。
   

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