JP2016031087A - 自動車用駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】エンジン横置きの車両のように、限られた軸方向スペースにおいて前進７段を超える多段化を可能にする。【解決手段】第１クラッチ１０とつながる第１入力軸１４から駆動される第１駆動軸４６と、第２クラッチ１２とつながる第２入力軸１７から駆動される第２駆動軸１６と、第１被動歯車２２ｂと第２被動歯車２２ｃを有する被動軸２２と、第１駆動軸４６と被動軸２２との間で複数の変速比を得る第１変速機構と、第２駆動軸１６と被動軸２２との間で複数の変速比を得る第２変速機構と、第1入力軸１４と第1駆動軸４６の間に介在する第１減速機構２６と、を備え、第１入力軸１４と第２入力軸１８を、第１減速機構２６を介して連結可能とした。【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関（エンジン）と変速機との間に２つのクラッチを備えた、いわゆるデュアル・クラッチ・トランスミッション（以下、ＤＣＴと記す）に属し、これにモーター・ジェネレーター（以下、Ｍ／Ｇと記す）を追加することにより、ハイブリッド車両用に転用可能な自動車用駆動装置に関するものである。

従来、この種の自動車用駆動装置としては、平行軸式変速機で多軸化して前進６段の変速比を得る例が知られている（たとえば、特許文献１参照）。
また、第１駆動ギヤ軸（第１入力軸）上にプラネタリギヤ機構（遊星歯車）を備え、軸方向長さを抑えながら前進７段の変速比を得た例が知られている（たとえば、特許文献２の図７参照）。

特許３７４１３５５号公報 特許５４７８３２９号公報

しかしながら、上記従来の自動車用駆動装置にあっては、車両への搭載性を考慮すると、駆動装置の軸方向長さに限界があり、単純に歯車組を増やすことができず、この結果、変速段数が最大でも前進７段が限界であり、自動車の排気などの環境性能や燃費といった社会の要請に応えるのに不足という問題があった。

解決しようとする問題点は、変速段数が少ないため、環境性能や燃費を高めることが十分にできない点である。
本発明の目的は、より多くの変速比を得て、自動車が社会から求められる環境性能や燃費の向上を可能にすることにある。

本発明の自動車用駆動装置は、エンジンのクランク軸からの動力を受け入れ可能な第１クラッチおよび第２クラッチと、第１クラッチから第１入力軸を介して駆動される第１駆動軸と、該第１駆動軸と平行に配置され、第２クラッチから連結歯車と第２入力軸を介して駆動される第２駆動軸と、第１駆動軸および第２駆動軸と平行に配置され、第１被動歯車と第２被動歯車を有する被動軸と、第１駆動軸と被動軸との間で複数の変速比を得る第１変速機構と、第２駆動軸と被動軸との間で複数の変速比を得る第２変速機構と、第1入力軸と第1駆動軸の間に介在し直結と減速駆動を行う第１減速機構と、を備え、第１入力軸と第２入力軸を、第１減速機構を介して連結可能としたことを特徴とする。

本発明の自動車用駆動装置は、軸方向長さを抑えながら、前進７段を超える変速比を得ることができるようにして、自動車の排気などの環境性能や、燃費を向上させることができる。

本発明の実施例１に係る自動車用駆動装置の主要部を示したスケルトン図である。 実施例１の自動車用駆動装置における軸の配置を示したレイアウト図である。 実施例１の自動車用駆動装置における作動表を示す図である。 本発明の実施例２に係る自動車用駆動装置の主要部を示したスケルトン図である。 実施例２の自動車用駆動装置における作動表を示す図である。

以下、本発明の実施の形態に係る自動車用駆動装置を、実施例に基づき図とともに説明する。なお、図中の各スケルトンで軸上の○で示すものは、符号を付して説明しないが、それぞれ軸受を示す。

図１は、本発明の実施例１に係る自動車用駆動装置における主要部のスケルトン図である。
実施例１の自動車用駆動装置は、エンジン１のクランク軸２から第1クラッチ１０と第２クラッチ１２を経て、動力を受け入れる。すなわち、第1クラッチ１０と第２クラッチ１２は、それぞれ解放と接続との間での切り替えが可能であり、接続した場合に第１クラッチ板１０ａまたは第２クラッチ板１２ａに、それぞれエンジン１からの動力の伝達を行う。

はじめに、各軸について説明する。実施例１の自動車用駆動装置は、第１入力軸１４、第２クラッチ軸１２ｂ、第１駆動軸４６、第２駆動軸１６、第２入力軸１８、副軸２０、被動軸２２および出力軸２４を有している。
すなわち、第１入力軸１４は、第１クラッチ板１０ａと連結され、クランク軸２と同じ軸中心である。また、第１駆動軸４６は第１入力軸１４と同じ軸中心である。
第２駆動軸１６は、第１入力軸１４と平行に配置され、後述するように第２クラッチ板１２ａと連結した第２クラッチ軸１２ｂから、第２入力軸１８を介して動力の伝達を受ける。
副軸２０は、第１入力軸１４と平行に設けられ、後述する前進第１速および第１０速と後進の駆動に用いる。
被動軸２２は、第１駆動軸４６および第２駆動軸１６と平行に設けられ、後述するように第１駆動軸４６および第２駆動軸１６から変速した動力の伝達を受ける。
出力軸２４は、被動軸２２と平行であり、被動軸２２と一体の出力駆動歯車２２ａと噛み合った出力被動歯車２４ａにより動力を伝達され、内蔵する差動装置２４ｂなどを介して図示しない左右の車輪を駆動する。なお、図１において、出力被動歯車２４ａと差動装置２４ｂは、便宜上、他の部分から離すとともに縮小して描いている。

ここで、図２に描いた各軸の配置を説明する。
図２は、図１の左側から見たＡ−Ａ断面における各軸中心を点で表し、各歯車の外径を破線で表しており、全体を図１より縮小して描いている。
クランク軸２、第1クラッチ１０、第２クラッチ１２、第１入力軸１４、第２クラッチ軸１２ｂおよび第１駆動軸４６の各軸中心は、軸中心Ｂに一致する。したがって、入力歯車１２ｃの軸中心も軸中心Ｂである。
また、第２入力軸１８と中間歯車１８ａの軸中心は軸中心Ｃであり、第２駆動軸１６と第２入力被動歯車１６ａの軸中心は軸中心Ｄである。
また、軸中心Ｂおよび軸中心Ｄから等距離の軸中心Ｅには被動軸２２と出力駆動歯車２２ａがあり、軸中心Ｆには出力軸２４と出力被動歯車２４ａが、それぞれ配置されている。
そして、副軸２０がある軸中心Ｇには中継歯車２０ｂが、後述する第２Ｍ／Ｇ７０がある軸中心Ｈには第２Ｍ／Ｇ駆動歯車７０ａがそれぞれ配置されている。

つづいて、第１入力軸１４および第１駆動軸４６を中心とする第１変速機構と第１減速機構について説明する。
第１変速機構は、主として後述する第３速、第５速などでの奇数段の駆動を行い、第１駆動軸４６と第１被動歯車２２ｂおよび第２被動歯車２２ｃとの間で２つの変速比を得る。

すなわち、第１駆動軸４６は、回転自在に支持された第１駆動歯車４８と第２駆動歯車５０と選択的に連結可能であり、第１駆動歯車４８と第２駆動歯車５０とは、被動軸２２と一体の第１被動歯車２２ｂ、第２被動歯車２２ｃと、それぞれ常時噛み合っている。
第１駆動軸４６と連結した第１スリーブ４６ａは、回転方向は第１駆動軸４６と一体で軸方向に移動可能であり、図中左側へ移動すると第１駆動歯車４８のドッグ歯４８ａと係合して第１駆動軸４６と第１被動歯車２２ｂとが動力の伝達を行い、右側へ移動すると第２駆動歯車５０のドッグ歯５０ａと係合して第１駆動軸４６と第２被動歯車２２ｃとが動力の伝達を行う。
なお、以降の説明において、各スリーブが図中左右へ移動した場合の説明では、そのスリーブがそれぞれのスプラインに嵌合しつつ相手ドッグ歯との係合したことを省略する。

一方、第１減速機構を構成する減速歯車２６ａ、２６ｂは、第１入力軸１４が副軸２０を介して第１駆動軸４６を減速駆動することに関わる。すなわち、減速歯車２６ｂと係合した第４スリーブ２０ｃは図中右側へ移動すると副軸２０と連結し、副軸２０と一体の副軸被動歯車２０ａは第１駆動軸４６と一体の副軸駆動歯車４６ｃと噛み合っている。
そして、副軸駆動歯車４６ｃと係合した第２スリーブ４６ｂは、図中右側へ移動することで第１入力軸１４と連結する。

つまり、第４スリーブ２０ｃが右側へ移動すると第１駆動軸４６は第１入力軸１４から減速駆動され、第４スリーブ２０ｃの副軸２０との係合を解除して第２スリーブ４６ｂを右側へ移動すると第１駆動軸４６は第１入力軸１４と直結される。
ここで、減速歯車２６ａ、２６ｂの歯数比（減速歯車２６ｂの歯数／減速歯車２６ａの歯数）をｉＰとする。また、副軸駆動歯車４６ｃと副軸被動歯車２０ａの歯数比（副軸被動歯車２０ａの歯数／副軸駆動歯車４６ｃの歯数）をｉＳとする。
したがって、第１駆動軸４６は第１入力軸１４から減速駆動と直結駆動の２種類の変速比で選択的に駆動されるとともに、第１駆動軸４６は２種類の変速比で選択的に被動軸２２を駆動する。
第１入力軸１４は第１Ｍ／Ｇ４０と連結している。

つづいて、第２駆動軸１６および第２入力軸１８を中心とする第２変速機構と第２減速機構について説明する。
第２変速機構は、主として後述する第２速、第４速などでの偶数段の駆動を行い、第２駆動軸１６と第１被動歯車２２ｂおよび第２被動歯車２２ｃとの間で２つの変速比を得る。すなわち、第２駆動軸１６は、第２クラッチ軸１２ｂと一体の入力歯車１２ｃから駆動される第２入力軸１８を介して、２種類の減速比で動力の伝達を受ける。
なお、入力歯車１２ｃと噛み合った中間歯車１８ａは、第２駆動軸１６上に回転自在に支持された第２中間被動歯車１６ａと噛み合っている。図１では入力歯車１２ｃと中間歯車１８ａが離れて描かれているが、図２に見るように両者は噛み合っている。
第２駆動軸１６上に回転自在に支持された第２低速被動歯車１８ｄは、第２入力軸１８と一体の第２低速駆動歯車１８ｅと噛み合っている。

第２駆動軸１６に設けられた第４スリーブ１６ｂは、図中右側へ移動すると第２中間駆動歯車１６ａと連結し、左側へ移動すると第２低速被動歯車１８ｄと連結する。
第２中間駆動歯車１６ａは第２クラッチ軸１２ｂから速度比ｉ２ｍで減速駆動されているが、第２低速被動歯車１８ｄはさらに大きな減速比ｉ２ｎで第２クラッチ軸１２ｂから駆動される。

第２駆動軸１６は、第３駆動歯車５６と第４駆動歯車５８を回転自在に支持しており、第２駆動軸１６に設けられた第５スリーブ１６ｃが図中左側へ移動すると第３駆動歯車５６と、右側へ移動すると第４駆動歯車５８と、それぞれ連結可能である。
第３駆動歯車５６と第４駆動歯車５８とは、被動軸２２と一体の第１被動歯車２２ｂ、第２被動歯車２２ｃと、それぞれ常時噛み合っている。

前述したように、第１駆動軸４６および第２駆動軸１６と被動軸２２とのそれぞれの軸中心間同士の距離は同じであり、第１駆動歯車４８と第３駆動歯車５６は同じ第１被動歯車２２ｂと噛み合い、第２駆動歯車５０と第４駆動歯車５８は同じ第２被動歯車２２ｃと噛み合っているので、それぞれの歯数比は同じである。
したがって、ここでは、第１駆動歯車４８および第３駆動歯車５６と第１被動歯車２２ｂとの歯数比（第１被動歯車２２ｂの歯数／第１駆動歯車４８および第３駆動歯車５６の歯数）をｉＬ、第２駆動歯車５０および第４駆動歯車５８と第２被動歯車２２ｃとの歯数比（第２被動歯車２２ｃの歯数／第２駆動歯車５０および第４駆動歯車５８の歯数）をｉＨとする。

つづいて、後述する前進第１速および後進の駆動に関わる副軸２０について、前述に継続する形で説明する。
副軸２０上で回転自在に支持された中継歯車２０ｂは入力歯車１２ｃと噛み合っている。したがって、副軸２０に嵌合した第５スリーブ２０ｄを図中右側へ移動すると、副軸２０と第２クラッチ軸１２ｂとが動力伝達可能になる。
したがって、第５スリーブ２０ｄが中継歯車２０ｂと連結すると、第１入力軸１４が第１減速機構を構成する減速歯車２６ａ、２６ｂおよび中継歯車２０ｂ、入力歯車１２ｃを介して第２駆動軸１６を駆動することや、逆に第２入力軸１８が第１駆動軸４６を駆動することが可能になる。すなわち、第１入力軸１４と第２入力軸１８とが連結可能である。
つまり、第１減速機構の減速歯車２６ａ、２６ｂは、本発明の減速歯車を構成する。
ここで、中継歯車２０ｂと入力歯車１２ｃの歯数比（入力歯車１２ｃの歯数／中継歯車２０ｂの歯数）をｉＴとする。

減速歯車２６ｂ上に回転自在に支持された後進歯車６２は、第１被動歯車２２ｂと噛み合っている。図１では後進歯車６２と第１被動歯車２２ｂが離れて描かれているが、両者は噛み合っている。
後進歯車６２は、第６スリーブ１６ｃが図中左側へ移動することで減速歯車２６ｂと連結可能である。
後進歯車６２と第１被動歯車２２ｂの歯数比（第１被動歯車２２ｂの歯数／後進歯車６２の歯数）をｉＲとする。
なお、説明は省略したが、各スリーブは図示しないシフトフォークにより移動可能であり、それぞれのスリーブには必要に応じて図示しない同期装置を備えている。

次に、図１に示した自動車用駆動装置の作動を、図３に示した作動表を参照しながら説明する。
図３の作動表において、縦方向にこれから説明する各変速段を第１速は「１ｓｔ」のように割り当て、横方向には第１クラッチ１０および第２クラッチ１２と、上記した各スリーブを、それぞれの符号を記して割り当ててある。
表中の×印は第１クラッチ１０および第２クラッチ１２の接続を、矢印は各スリーブの移動方向を、それぞれ表しており、空白および矢印がないのは解放あるいは中立を表す。また、（ ）で囲った矢印はそのスリーブが連結していてもいいが、動力伝達には関与しないことを表している。

図示は省略するが、図１に示した自動車用駆動装置は、これを作動させるため必要に応じて油圧ポンプ、バッテリー、各種センサ、コントローラー、アクチュエーターなどを備えており、以下の作動はコントローラーの指示に基づいて行われる。
なお、以下の説明ではエンジン１の回転方向と同じ方向、またはそれに連動した方向の回転を「正回転」、それらの方向と逆の回転を「逆回転」と定義する。

ここで、以降の作動説明において、上記した各歯車の歯数比を以下の値に設定した場合の例を説明する。
ｉＰ：３．０１４
ｉ２ｍ：１．２５０
ｉ２ｎ：１．９５３
ｉＬ：１．１６８
ｉＨ：０．４７８
ｉＳ：１．９２９
ｉＴ：０．６２２
ｉＲ：−１．１６８
なお、ｉＲの値は、入力軸１４が第１被動歯車２２ｂを、エンジン１と連動した回転と逆方向に駆動するので−（マイナス）がつく。

始めに、エンジン１の始動は第１クラッチ１０を接続して第１Ｍ／Ｇ４０を正回転させることで行う。この始動時に、車両が停止している場合や低速走行状態にあっては、第３スリーブ１６ｂ、第４スリーブ１６ｃ、第６スリーブ２０ｃ、の３つは、図３の作動表の前進第１速に示すように係合してあってもいいが、他のスリーブは図１に示すように中立にしておく。

なお、必要がない場合はエンジン１を停止しているが、以降は、奇数段で走行している場合は第１クラッチ１０を、偶数段で走行している場合は第２クラッチ１２を、それぞれ接続することでエンジン１を正回転させることで始動可能である。
前進の第１速への切替えは、第１クラッチ１０を解放して、第３スリーブ１６ｂ、第４スリーブ１６ｃ、第６スリーブ２０ｃの３つの係合に加えて第５スリーブ２０ｄを係合して行う。
一般に発進は第１速のＥＶ走行（第１Ｍ／Ｇ４０のみを動力源とした駆動）で行う。したがって、エンジン１を停止し第１クラッチ１０を解放した第１速の状態で第１Ｍ／Ｇ４０を正回転させると、バッテリーを電源とした第１速でのＥＶ走行になる。

つづいて、ドライバーがアクセルペダルを踏み込むなどした場合に、ＥＶ走行の状態において第１クラッチ１０を接続すると、エンジン１を回転させて始動することができる。
エンジン１を始動した後は、エンジン１のみによる１速走行と、これに第１Ｍ／Ｇ４０に加勢させてハイブリッド駆動での走行が可能である。第１速の変速比（エンジン１の回転速度／被動軸２２の回転速度）はｉＰ・ｉＴ・ｉ２ｎ・ｉＬであり、上記した値では４．２７６である。

なお、上記の第１速のＥＶ走行における第１Ｍ／Ｇ４０から被動軸２２への変速比も、エンジン１からの変速比と同じであり、これは以下の奇数段での駆動も同様である。
また、この第１速での走行中にドライバーがアクセルペダルを放した場合には、第１クラッチ１０を解放してエンジン１を停止して、第１Ｍ／Ｇ４０に発電させてバッテリーに充電する、いわゆるエネルギ回生を行うことができる。このエネルギ回生は、以降の奇数段の各変速段での走行においても同様にできるが、これらについては個々の説明を省略する。

つぎに、エンジン１による第１速走行から第２速への切替えは、各スリーブは上記の第１速の状態のまま、第１クラッチ１０を解放しつつ第２クラッチ１２を接続することで行う。通常は、第２速に切り替わった後、第５スリーブ２０ｄの係合を外す。
第２速の変速比はｉ２ｎ・ｉＬであり、上記した値では２．２８１である。
エンジン１による駆動の第２速の走行において、第５スリーブ２０ｄが第１速から引き続いて係合していた場合は、第１Ｍ／Ｇ４０により第１速の変速比で加勢することができる。また、つぎの第３速への切替えに備えて第５スリーブ２０ｄの係合を外して第１スリーブ４６ａを左側へ移動して係合した場合は、第１Ｍ／Ｇ４０は後述する第３速の変速比で加勢することができる。

また、前述のようにドライバーがアクセルペダルを放したときのエネルギ回生も、同様にそれぞれの奇数段の変速比で第１Ｍ／Ｇ４０を駆動して行うことができる。
このように偶数段の他の変速段での走行においても、エンジン１の駆動で走行中に奇数段の変速比で第１Ｍ／Ｇ４０による加勢ができるし、エネルギ回生も可能であるが、これらについては以降の説明を省略する。

つぎに、エンジン１による第２速走行から第３速への切替えは、あらかじめ第１スリーブ４６ｂを第１駆動歯車４８と連結して、続いて第２クラッチ１２を解放しつつ第１クラッチ１０を接続することで行う。
第３速の変速比はｉｐ・ｉＬ／ｉＳであり、上記した値では１．８２５である。

つぎに、エンジン１による走行の第３速走行から第４速への切替えは、あらかじめ第３スリーブ１６ｂを右側へ移動して係合し、続いて第１クラッチ１０を解放しつつ第２クラッチ１２を接続することで行う。
第４速の変速比はｉ２ｍ・ｉＬであり、上記した値では１．４６０である。

つぎに、エンジン１による走行の第４速走行から第５速への切替えは、第４速での走行中に第２スリーブ４６ｂを右側へ移動して係合し、続いて第２クラッチ１２を解放しつつ第１クラッチ１０を接続することで行う。
第５速の変速比はｉＬであり、上記した値では１．１６８である。

つぎに、エンジン１による走行の第５速から第６速への切替えは、あらかじめ第３スリーブ１６ｂと第４スリーブ１６ｃを作動表のように係合し、続いて第１クラッチ１０を解放しつつ第２クラッチ１２を接続することで行う。
第６速の変速比はｉ２ｎ・ｉＨであり、上記した値では０．９３４である。

つぎに、エンジン１による走行の第６速から第７速への切替えは、あらかじめ第１スリーブ４６ａと第６スリーブ２０ｃを作動表のように係合し、続いて第２クラッチ１２を解放しつつ第１クラッチ１０を接続することで行う。
第７速の変速比はｉＰ・ｉＨ／ｉＳであり、上記した値では０．７４７である。

つぎに、エンジン１による走行の第７速から第８速への切替えは、あらかじめ第３スリーブ１６ｂを作動表のように係合し、続いて第１クラッチ１０を解放しつつ第２クラッチ１２を接続することで行う。
第８速の変速比はｉ２ｍ×ｉＨであり、上記した値では０．５９８である。

つぎに、エンジン１による第８速から第９速への切替えは、あらかじめ第２スリーブ４６ａを作動表のように係合し、続いて第２クラッチ１２を解放しつつ第１クラッチ１０を接続することで行う。
第９速の変速比はｉＨであり、上記した値では０．４７８である。

つぎに、エンジン１による第９速から第１０速への切替えは、あらかじめ第５スリーブ２０ｄを作動表のように係合し、続いて第１クラッチ１０を解放しつつ第２クラッチ１２を接続することで行う。
第１０速の変速比はｉＨ／（ｉＴ・ｉＳ）であり、上記した値では０．３９８である。

一方、後進の走行は、第１クラッチ１０と第２クラッチ１２を解放したうえで、第６スリーブ２０ｃを係合して行う。
この後進の状態で第１Ｍ／Ｇ４０を正回転させると、バッテリーを電源とした後進でのＥＶ走行になる。上記の前進と同様に発進は後進のＥＶ走行から始める。
つづいてエンジン１による駆動にするには、後進でのＥＶ走行をしつつ第１クラッチ１０を接続してエンジン１の始動を行って移行する。後進のエンジン１による駆動の変速比は、ｉＰ・ｉＲであり、上記した値では−３．５２０である。
後進においても、エンジン１による駆動に加えて第１Ｍ／Ｇ４０による加勢と、エネルギ回生ができる。

上記した各変速比は理論的な数値（歯車比）から算出したものであり、具体的に歯数を設定して算出した場合には若干の差異は生ずるが、きわめて僅かである。
また、前進の各変速比同士の段間差（当該変速比／１段上位の変速比）は、第１速と第２速の間が１．８７５で、第９速と第１０速の間が１．２０１である他は、全ての段間において１．２５であり、ほぼ一定の値である。

上記の説明では、第５スリーブ２０ｄを係合して第１変速機構と第２変速機構を連結するのは、第１速と最高段の第１０速のみであったが、実際にはさまざまな組み合わせがある。
例えば、第１スリーブ４６ａ、第６スリーブ２０ｃは第３速の状態にして、第５スリーブ２０ｄを係合して第２クラッチ１２ａを接続すると、第２クラッチ軸１２ｂから第１駆動軸４６が増速駆動される。その結果、変速比はｉＬ／（ｉＴ／ｉＳ）であり、上記の値にあっては０．９７３である。
この値は上記の第５速と第６速の中間とも言える変速比であり、第５速からは第１クラッチ１０から第２クラッチ１２のつなぎ替えで切り替えることができる。
詳細の説明は省略するが、本発明はこのように上記した各変速段以外の変速比を得ることが可能である。

上記では、エンジン１のクランク軸２を車両の横方向に配置する、いわゆるエンジン横置き式の前輪駆動や後輪駆動に適した構成で説明したが、これにとらわれることなく出力駆動歯車２２ａと出力被動歯車２４ａをハイポイド歯車にすることで、いわゆるエンジン縦置き式に適用するも可能である。
また、出力軸２４をクランク軸２と同じ軸中心とした場合は、前部エンジンで後輪を駆動するＦＲ車に適用することができる。
むろん、第１Ｍ／Ｇ４０を第１入力軸１４と直結する必要はなく、歯車等を介して第１入力軸１４と第１Ｍ／Ｇ４０を連結してもよい。

以上が実施例１の作用であるが、実施例１では以下のような効果を得ることができる。
まず従来技術では、特にエンジン１のクランク軸２を車両の横方向に配置する、いわゆるエンジン横置きの場合、駆動装置の取り得る軸方向長さに制約があるため、前進７段が実用化の限界であったが、実施例１にあっては、従来の７段と同等の軸方向長さで前進１０段の多段化が可能になる。
変速段数が増えたため、エンジン１の特性と車両の要求にきめ細かに応えた駆動を行うことが可能となり、エンジン１の排気性能や燃費の向上が期待できる。
また、第２速以降の各段間比をほぼ一定の小さな値にすることができ、優れた変速・駆動特性を得ることができる。

しかも、第１Ｍ／Ｇ４０を備えれば、容易にハイブリッド車両への適用ができる。
そして、第１減速機構と第２減速機構に加えて、両者を連結する機能も有するので、変速段数の割に歯車の数が少なくてすむというメリットもある。

次に、本発明の実施例２の自動車用駆動装置につき説明する。
図４は、本発明の実施例２に係る自動車用駆動装置の主要部のスケルトン図である。
図５は図３と同様に、実施例２の作動表を示している。
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じ符号を付し、作動も含めてそれらの説明を省略する。

実施例２における実施例１との第１の違いは、第２減速機構がないことである。
すなわち、入力歯車１２ｃと第２駆動軸１６の間には、中間歯車１８ａと第２入力駆動歯車１８ｆがあり、入力歯車１２ｃは一定の減速比で第２駆動軸１６を駆動するのみで、減速比を切り替える機能を有していない。
実施例１との第２の違いは、第２駆動軸１６と被動軸２２の間に第６駆動歯車６０と第３被動歯車２２ｄを有していることである。
その他は、実施例１と同様であるので説明を省略する。

つづいて実施例２の作動を、図５に示した作動表を参照しながら、主に実施例１と異なる部分について説明する。
図５に見るように、実施例２は前進８段、後進１段の変速比を有している。
実施例２も、前進第１速と最高段の第８速において、第５スリーブ２０ｄが中継歯車２０ｂと係合することにより、第１入力軸１４が第１減速機構を構成する減速歯車２６ａ、２６ｂおよび中継歯車２０ｂ、入力歯車１２ｃを介して第２駆動軸１６を駆動することや、逆に第２入力軸１８が第１駆動軸４６を駆動することが可能になる。すなわち、第１入力軸１４と第２入力軸１８とが連結可能である。

上記したように、入力歯車１２ｃは一定の減速比で第２駆動軸１６を駆動するのみであることと、第６駆動歯車６０と第３被動歯車２２ｄを有して前進第６速の変速比を得る点が実施例１との相違点であり、変速比を含めて作動は実施例１と同様であるので詳細の説明を省略する。

実施例２は、前進の変速段数が８段であり、実施例１と同様に従来例よりも変速段数が増えたため、エンジン１の特性と車両の要求にきめ細かに応えた駆動を行うことが可能となり、エンジン１の排気性能や燃費の向上が期待できる。
また、図３の作動表に見るように、変速のつど移動させるスリーブの数が常に１個であり、各スリーブを操作するアクチュエーターの構造が簡単にできるというメリットを有している。

本発明の自動車用駆動装置は、当業者の一般的な知識に基づいて、自動車の走行条件に応じて最適な駆動モードを選択して駆動を行うことや、ＧＰＳ（全地球測位システム）、カーナビゲーションシステムなどの情報を基に、長い坂道の走行時や高速道路において最適な制御を行うなどの工夫と合わせた態様で実施することができる。

本発明の自動車用駆動装置は、特に走行コストを重視し、環境負荷の低減を要求される乗用車などに適用することができるが、それらに限らず内燃機関および電気モーター・ジェネレーターを利用したさまざまな車両に適用することができる。

１ エンジン
２ クランク軸
１０ 第１クラッチ
１２ 第２クラッチ
１４ 第１入力軸
１６ 第２駆動軸
１８ 第２入力軸
２０ 副軸
２２ 被動軸
２４ 出力軸
２６ 減速歯車
４０ 第１Ｍ／Ｇ
４４ ケース
４６ 第１駆動軸
４８ 第１駆動歯車
５０ 第２駆動歯車
５６ 第３駆動歯車
５８ 第４駆動歯車
６０ 第５駆動歯車
６２ 後進歯車
６６ １速歯車

Claims (3)

1. エンジンのクランク軸からの動力を受け入れ可能な第１クラッチおよび第２クラッチと、
   前記第１クラッチから第１入力軸を介して駆動される第１駆動軸と、
   該第１駆動軸と平行に配置され、前記第２クラッチから連結歯車と第２入力軸を介して駆動される第２駆動軸と、
   前記第１駆動軸および前記第２駆動軸と平行に配置され、第１被動歯車と第２被動歯車を有する被動軸と、
   前記第１駆動軸と前記被動軸との間で複数の変速比を得る第１変速機構と、
   前記第２駆動軸と前記被動軸との間で複数の変速比を得る第２変速機構と、
   前記第1入力軸と前記第1駆動軸の間に介在し直結と減速駆動を行う第１減速機構と、
   を備え、
   前記第１入力軸と前記第２入力軸を、前記第１減速機構を介して連結可能としたことを特徴とする自動車用駆動装置。
2. 前記第１減速機構が、前記第１入力軸と該第１入力軸に平行に配置された副軸との間に設けた減速歯車であることを特徴とする請求項１に記載の自動車用駆動装置。
3. 前記第１入力軸と前記第２入力軸を連結することにより、前進第１速と前進の最上段の変速比を得ることを特徴とする請求項１または２に記載の自動車用駆動装置。
   

Images