JPH09210152A - 動力伝達装置 - Google Patents
動力伝達装置Info
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- JPH09210152A JPH09210152A JP8040308A JP4030896A JPH09210152A JP H09210152 A JPH09210152 A JP H09210152A JP 8040308 A JP8040308 A JP 8040308A JP 4030896 A JP4030896 A JP 4030896A JP H09210152 A JPH09210152 A JP H09210152A
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- Japan
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- gear
- pinion
- carrier
- sun gear
- gears
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. RAVIGNEAUX
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0047—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising five forward speeds
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
- Retarders (AREA)
- Gear Transmission (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 プラネタリギヤセット間ではすば歯車からな
る段付ピニオンを介して動力を伝達する動力伝達装置に
おいて、段付ピニオンにかかるスラスト力を平衡させ
る。 【解決手段】 動力伝達装置は、異径のはすば歯車から
なるピニオンギヤＰ１，Ｐ２を一体化した段付ピニオン
Ｐと、そのキャリアＣ１と、ピニオンギヤＰ１に噛合す
るリングギヤＲ１と、ピニオンギヤＰ２に噛合するサン
ギヤＳ２とを備え、キャリアＣ１、リングギヤＲ１、サ
ンギヤＳ２のうちの１つの要素を反力要素として他の２
要素間で段付ピニオンＰを介して動力を伝達する。ピニ
オンギヤＰ１，Ｐ２の歯すじのねじれ角βD 1 ，βD 2
相互の関係を、段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材
に作用させないように、両はすば歯車の径Ｄ1 ，Ｄ2 の
比に基づいて設定した。
る段付ピニオンを介して動力を伝達する動力伝達装置に
おいて、段付ピニオンにかかるスラスト力を平衡させ
る。 【解決手段】 動力伝達装置は、異径のはすば歯車から
なるピニオンギヤＰ１，Ｐ２を一体化した段付ピニオン
Ｐと、そのキャリアＣ１と、ピニオンギヤＰ１に噛合す
るリングギヤＲ１と、ピニオンギヤＰ２に噛合するサン
ギヤＳ２とを備え、キャリアＣ１、リングギヤＲ１、サ
ンギヤＳ２のうちの１つの要素を反力要素として他の２
要素間で段付ピニオンＰを介して動力を伝達する。ピニ
オンギヤＰ１，Ｐ２の歯すじのねじれ角βD 1 ，βD 2
相互の関係を、段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材
に作用させないように、両はすば歯車の径Ｄ1 ，Ｄ2 の
比に基づいて設定した。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、動力伝達装置に関
し、特に、複数のプラネタリギヤセットからなり、それ
らの相互に径の異なるピニオンギヤを介して動力の伝達
を行う動力伝達装置に関する。
し、特に、複数のプラネタリギヤセットからなり、それ
らの相互に径の異なるピニオンギヤを介して動力の伝達
を行う動力伝達装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】複数のプラネタリギヤセットの組合せか
らなる動力伝達装置において、一体的に構成された大径
のピニオンギヤ及び小径のピニオンギヤ（以下、こうし
た大小異径のピニオンギヤを一体化したものを段付ピニ
オンという）とを備え、段付ピニオンを支承するキャリ
アと、段付ピニオンの一方のピニオンギヤに噛合するリ
ングギヤと、他方のピニオンギヤに噛合するサンギヤと
の間において、それらのうちの１つの要素を反力要素と
して、他の２要素間で段付ピニオンを介して動力を伝達
する構成のギヤトレインを備えるものがある。こうした
構成の動力伝達装置の一例として、特開平７−１１９８
０２号公報に開示の技術があり、この動力伝達装置で
は、噛合部での動力伝達を円滑にするため、通常、各歯
車の歯すじに設定されるねじれ角の方向を工夫すること
で、段付ピニオンに生じるピニオン軸を傾斜させるモー
メントをスラスト力を利用して打ち消す対策が講じられ
ている。
らなる動力伝達装置において、一体的に構成された大径
のピニオンギヤ及び小径のピニオンギヤ（以下、こうし
た大小異径のピニオンギヤを一体化したものを段付ピニ
オンという）とを備え、段付ピニオンを支承するキャリ
アと、段付ピニオンの一方のピニオンギヤに噛合するリ
ングギヤと、他方のピニオンギヤに噛合するサンギヤと
の間において、それらのうちの１つの要素を反力要素と
して、他の２要素間で段付ピニオンを介して動力を伝達
する構成のギヤトレインを備えるものがある。こうした
構成の動力伝達装置の一例として、特開平７−１１９８
０２号公報に開示の技術があり、この動力伝達装置で
は、噛合部での動力伝達を円滑にするため、通常、各歯
車の歯すじに設定されるねじれ角の方向を工夫すること
で、段付ピニオンに生じるピニオン軸を傾斜させるモー
メントをスラスト力を利用して打ち消す対策が講じられ
ている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】ところで、１つのプラ
ネタリギヤをサンギヤとリングギヤに噛合させたシンプ
ルプラネタリギヤセットや、一対のプラネタリギヤを相
互に噛合させ、それらのうちの一方のプラネタリギヤを
サンギヤに、他方をリングギヤに噛合させたダブルピニ
オンプラネタリギヤセット等の一般的なプラネタリギヤ
セットの場合、歯すじに設定されたねじれ角によってピ
ニオンギヤに生じるスラスト力は、リングギヤ側とサン
ギヤ側とで逆向きに作用し、ねじれ角がリングギヤ側と
サンギヤ側とで等しくなることから、ピニオンギヤに作
用する両方向のスラスト力は、自ずと等しくなって打ち
消され、他の部材に作用することはない。
ネタリギヤをサンギヤとリングギヤに噛合させたシンプ
ルプラネタリギヤセットや、一対のプラネタリギヤを相
互に噛合させ、それらのうちの一方のプラネタリギヤを
サンギヤに、他方をリングギヤに噛合させたダブルピニ
オンプラネタリギヤセット等の一般的なプラネタリギヤ
セットの場合、歯すじに設定されたねじれ角によってピ
ニオンギヤに生じるスラスト力は、リングギヤ側とサン
ギヤ側とで逆向きに作用し、ねじれ角がリングギヤ側と
サンギヤ側とで等しくなることから、ピニオンギヤに作
用する両方向のスラスト力は、自ずと等しくなって打ち
消され、他の部材に作用することはない。
【０００４】しかしながら、上記従来技術のように、大
径ピニオンギヤと小径ピニオンギヤを段付ピニオンとし
た場合、両者のねじれ角が等しくても、サンギヤとリン
グギヤにそれぞれ噛合するピニオンギヤの径の相違によ
り、段付ピニオンにかかるスラスト力はアンバランスと
なり、他の部材にスラスト力を作用させるようになる。
そのため、上記従来技術では、段付ピニオンとそれを支
承するキャリアとの間に十分な軸方向支持力をもつスラ
ストローラベアリングを配設し、スラスト力をキャリア
で支持しているが、このようにスラストローラベアリン
グを配設する構成は、装置の軸方向寸法を増加させ大型
化を招く。
径ピニオンギヤと小径ピニオンギヤを段付ピニオンとし
た場合、両者のねじれ角が等しくても、サンギヤとリン
グギヤにそれぞれ噛合するピニオンギヤの径の相違によ
り、段付ピニオンにかかるスラスト力はアンバランスと
なり、他の部材にスラスト力を作用させるようになる。
そのため、上記従来技術では、段付ピニオンとそれを支
承するキャリアとの間に十分な軸方向支持力をもつスラ
ストローラベアリングを配設し、スラスト力をキャリア
で支持しているが、このようにスラストローラベアリン
グを配設する構成は、装置の軸方向寸法を増加させ大型
化を招く。
【０００５】そこで本発明は、段付ピニオンを介して動
力を伝達する動力伝達装置において、歯すじのねじれ角
を適切に設定することにより、段付ピニオンのスラスト
力の支承を必要としないコンパクトな構成を実現するこ
とを第１の目的とする。
力を伝達する動力伝達装置において、歯すじのねじれ角
を適切に設定することにより、段付ピニオンのスラスト
力の支承を必要としないコンパクトな構成を実現するこ
とを第１の目的とする。
【０００６】また、本発明は、上記のようにねじれ角を
設定することにより、前進５速を達成する変速機構から
なる動力伝達装置をコンパクトに構成することを第２の
目的とする。
設定することにより、前進５速を達成する変速機構から
なる動力伝達装置をコンパクトに構成することを第２の
目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】上記第１の目的を達成す
るため、本発明は、相互に径の異なるはすば歯車からな
る一体化された第１及び第２のピニオンギヤと、該第１
及び第２のピニオンギヤを回転自在に支承するキャリア
と、前記第１のピニオンギヤに噛合するはすば歯車から
なるリングギヤと、前記第２のピニオンギヤに噛合する
はすば歯車からなるサンギヤと、を備えるプラネタリギ
ヤセットであって、前記キャリア、リングギヤ、サンギ
ヤのうちの１つの要素を反力要素として他の２要素間で
前記第１及び第２のピニオンギヤを介して動力を伝達す
る動力伝達装置において、前記第１及び第２のピニオン
ギヤの歯すじのねじれ角相互の関係を、前記第１及び第
２のピニオンギヤがスラスト力を他の部材に作用させな
いように両はすば歯車の径の比に基づいて設定したこと
を特徴とする。
るため、本発明は、相互に径の異なるはすば歯車からな
る一体化された第１及び第２のピニオンギヤと、該第１
及び第２のピニオンギヤを回転自在に支承するキャリア
と、前記第１のピニオンギヤに噛合するはすば歯車から
なるリングギヤと、前記第２のピニオンギヤに噛合する
はすば歯車からなるサンギヤと、を備えるプラネタリギ
ヤセットであって、前記キャリア、リングギヤ、サンギ
ヤのうちの１つの要素を反力要素として他の２要素間で
前記第１及び第２のピニオンギヤを介して動力を伝達す
る動力伝達装置において、前記第１及び第２のピニオン
ギヤの歯すじのねじれ角相互の関係を、前記第１及び第
２のピニオンギヤがスラスト力を他の部材に作用させな
いように両はすば歯車の径の比に基づいて設定したこと
を特徴とする。
【０００８】そして、上記第２の目的を達成するため、
前記プラネタリギヤセットは、第１のリングギヤと、該
第１のリングギヤに噛合する第１のピニオンギヤを回転
自在に支承する第１のキャリアと、前記第１のピニオン
ギヤに噛合する第１のサンギヤと、前記第１のキャリア
に連結された第２のリングギヤと、該第２のリングギヤ
に噛合する第３のピニオンギヤを回転自在に支承すると
ともに、前記第１のリングギヤに連結された第２のキャ
リアと、前記第３のピニオンギヤに噛合する第３のサン
ギヤと、前記第１のピニオンギヤより小径とされた前記
第２のピニオンギヤに噛合する第２のサンギヤとからな
り、前記第１のリングギヤ及び第２のキャリアは、出力
軸に連結され、前記第１のサンギヤは、第１のクラッチ
により入力軸に連結されるとともに、第１のブレーキに
よりケースに係止され、前記第３のサンギヤは、第２の
ブレーキにより前記ケースに係止され、前記第１のキャ
リア及び第２のリングギヤは、第３のブレーキにより前
記ケースに係止されるとともに、前記第２のクラッチに
より前記入力軸に連結され、前記第２のサンギヤは、第
４のブレーキにより前記ケースに係止された構成とされ
る。
前記プラネタリギヤセットは、第１のリングギヤと、該
第１のリングギヤに噛合する第１のピニオンギヤを回転
自在に支承する第１のキャリアと、前記第１のピニオン
ギヤに噛合する第１のサンギヤと、前記第１のキャリア
に連結された第２のリングギヤと、該第２のリングギヤ
に噛合する第３のピニオンギヤを回転自在に支承すると
ともに、前記第１のリングギヤに連結された第２のキャ
リアと、前記第３のピニオンギヤに噛合する第３のサン
ギヤと、前記第１のピニオンギヤより小径とされた前記
第２のピニオンギヤに噛合する第２のサンギヤとからな
り、前記第１のリングギヤ及び第２のキャリアは、出力
軸に連結され、前記第１のサンギヤは、第１のクラッチ
により入力軸に連結されるとともに、第１のブレーキに
よりケースに係止され、前記第３のサンギヤは、第２の
ブレーキにより前記ケースに係止され、前記第１のキャ
リア及び第２のリングギヤは、第３のブレーキにより前
記ケースに係止されるとともに、前記第２のクラッチに
より前記入力軸に連結され、前記第２のサンギヤは、第
４のブレーキにより前記ケースに係止された構成とされ
る。
【０００９】
【発明の作用及び効果】上記構成よりなる本発明では、
一体化された第１及び第２のピニオンギヤ、すなわち段
付ピニオンがスラスト力を他の部材に作用させないよう
に、両ピニオンギヤのねじれ角の関係が設定されている
ので、スラストベアリングを必要とせず、装置をコンパ
クトに構成することができる。
一体化された第１及び第２のピニオンギヤ、すなわち段
付ピニオンがスラスト力を他の部材に作用させないよう
に、両ピニオンギヤのねじれ角の関係が設定されている
ので、スラストベアリングを必要とせず、装置をコンパ
クトに構成することができる。
【００１０】また、請求項２に記載の構成では、最高変
速段のときに、段付ピニオンを介して第１のキャリアか
ら第１のリングギヤへ動力伝達を行う状態が発生する。
この状態では、段付ピニオンとキャリアとの相対回転も
大きくなるため、大径のピニオンギヤと小径のピニオン
ギヤのねじれ角の関係が適切でないと、段付ピニオンが
スラスト力を他の部材に作用させるため、比較的大容量
のスラストベアリングが必要となるが、請求項２に記載
の構成によれば、段付ピニオンがスラスト力を他の部材
に作用させないように、大径のピニオンギヤと小径のピ
ニオンギヤのねじれ角の関係が設定されているので、ス
ラストベアリングを必要とせず、装置のコンパクト化が
前進５段を達成する動力伝達装置について可能となる。
速段のときに、段付ピニオンを介して第１のキャリアか
ら第１のリングギヤへ動力伝達を行う状態が発生する。
この状態では、段付ピニオンとキャリアとの相対回転も
大きくなるため、大径のピニオンギヤと小径のピニオン
ギヤのねじれ角の関係が適切でないと、段付ピニオンが
スラスト力を他の部材に作用させるため、比較的大容量
のスラストベアリングが必要となるが、請求項２に記載
の構成によれば、段付ピニオンがスラスト力を他の部材
に作用させないように、大径のピニオンギヤと小径のピ
ニオンギヤのねじれ角の関係が設定されているので、ス
ラストベアリングを必要とせず、装置のコンパクト化が
前進５段を達成する動力伝達装置について可能となる。
【００１１】
【発明の実施の形態】以下、図面に沿い、本発明の実施
形態を説明する。図１は、複数のプラネタリギヤセット
Ｍからなる動力伝達装置における本発明の適用部位を模
式的に示す。この動力伝達装置は、相互に径の異なるは
すば歯車からなる一体化された第１及び第２のピニオン
ギヤＰ１，Ｐ２と、第１及び第２のピニオンギヤＰ１，
Ｐ２を回転自在に支承するキャリアＣ１と、第１のピニ
オンギヤＰ１に噛合するはすば歯車からなるリングギヤ
Ｒ１と、第２のピニオンギヤＰ２に噛合するはすば歯車
からなるサンギヤＳ２と、を備えるプラネタリギヤセッ
トＭ１，Ｍ２において、キャリアＣ１、リングギヤＲ
１、サンギヤＳ２のうちの１つの要素（本形態において
サンギヤＳ２）を反力要素として他の２要素（本実施形
態においてキャリアＣ１及びリングギヤＲ１）間で第１
及び第２のピニオンギヤＰ１，Ｐ２を介して動力を伝達
する構成とされている。
形態を説明する。図１は、複数のプラネタリギヤセット
Ｍからなる動力伝達装置における本発明の適用部位を模
式的に示す。この動力伝達装置は、相互に径の異なるは
すば歯車からなる一体化された第１及び第２のピニオン
ギヤＰ１，Ｐ２と、第１及び第２のピニオンギヤＰ１，
Ｐ２を回転自在に支承するキャリアＣ１と、第１のピニ
オンギヤＰ１に噛合するはすば歯車からなるリングギヤ
Ｒ１と、第２のピニオンギヤＰ２に噛合するはすば歯車
からなるサンギヤＳ２と、を備えるプラネタリギヤセッ
トＭ１，Ｍ２において、キャリアＣ１、リングギヤＲ
１、サンギヤＳ２のうちの１つの要素（本形態において
サンギヤＳ２）を反力要素として他の２要素（本実施形
態においてキャリアＣ１及びリングギヤＲ１）間で第１
及び第２のピニオンギヤＰ１，Ｐ２を介して動力を伝達
する構成とされている。
【００１２】そして、第１及び第２のピニオンギヤＰ
１，Ｐ２の歯すじの基準ピッチ円上ねじれ角βD 1 ，β
D 2 相互の関係は、第１及び第２のピニオンギヤＰ１，
Ｐ２すなわち段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材に
作用させないように、両はすば歯車の径（基準ピッチ円
径）Ｄ1 ，Ｄ2 の比に基づいて設定されている。
１，Ｐ２の歯すじの基準ピッチ円上ねじれ角βD 1 ，β
D 2 相互の関係は、第１及び第２のピニオンギヤＰ１，
Ｐ２すなわち段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材に
作用させないように、両はすば歯車の径（基準ピッチ円
径）Ｄ1 ，Ｄ2 の比に基づいて設定されている。
【００１３】上記のねじれ角の設定は、以下のようにな
される。以下の計算において、スラスト力、トルクの接
線力とも、かみあいピッチ円上でかかるものとして、第
１のピニオンギヤＰ１の基準ピッチ円上ねじれ角βD 1
に対して、段付ピニオンＰに発生するスラスト力を打ち
消し合うような第２のピニオンギヤＰ２の基準ピッチ円
上ねじれ角βD 2 を求める。 Ｄ1 , Ｄ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の基準ピッチ円径 ｄ1 ，ｄ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円径 βd 1 ，βd 2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピ
ッチ円上ねじれ角 ｍ1 ，ｍ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の歯直角モジュー
ル ＺP 1 ，ＺP 2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の歯数 Ｆ1 ，Ｆ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円上の接線力 ｆ1 ，ｆ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円上のスラスト力 とすると、スラスト力のつり合い、すなわちｆ2 ＝ｆ1
より、 Ｆ2 ・ｔａｎβd 2 ＝Ｆ1 ・ｔａｎβd 1 ・・・（１） が得られる。一方、 ピニオン軸まわりのモーメントの
つり合いより、 Ｆ2 ・ｄ2 ＝Ｆ1 ・ｄ1 ・・・（２） が得られる。そこで、（１）、（２）式より、 ｄ1 ・ｔａｎβd 2 ＝ｄ2 ・ｔａｎβd 1 ・・・（３） となる。また、基準ピッチ円上ねじれ角とかみあいピッ
チ円上ねじれ角との関係は、リードＬ（Ｌ＝π・Ｄ／ｔ
ａｎβ）が一定であることから、 π・Ｄ／ｔａｎβD ＝π・ｄ／ｔａｎβd すなわち、 ｔａｎβd ＝（ｄ／Ｄ）・ｔａｎβD したがって、 ｔａｎβd 2 ＝（ｄ2 ／Ｄ2 ）・ｔａｎβD 2 ・・・（４ａ） ｔａｎβd 1 ＝（ｄ1 ／Ｄ1 ）・ｔａｎβD 1 ・・・（４ｂ） が得られる。これら（４ａ）、（４ｂ）式を（３）式へ
代入して整理すると、 Ｄ1 ・ｔａｎβd 2 ＝Ｄ2 ・ｔａｎβD 1 ・・・（５） すなわち、 （ＺP 1 ・ｍ1 ／ｃｏｓβD 1 ）・ｔａｎβD 2 ＝（Ｚ
P 2 ・ｍ2 ／ｃｏｓβD 2 ）・ｔａｎβD 1 すなわち、 ＺP 1 ・ｍ1 ・ｓｉｎβD 2 ＝ＺP 2 ・ｍ2 ・ｓｉｎβ
D 1 よって βD 2 ＝ｓｉｎ- 1 ｛（ＺP 2 ・ｍ2 ／ＺP 1 ・ｍ1 ）
・ｓｉｎβD 1 ｝ となる。
される。以下の計算において、スラスト力、トルクの接
線力とも、かみあいピッチ円上でかかるものとして、第
１のピニオンギヤＰ１の基準ピッチ円上ねじれ角βD 1
に対して、段付ピニオンＰに発生するスラスト力を打ち
消し合うような第２のピニオンギヤＰ２の基準ピッチ円
上ねじれ角βD 2 を求める。 Ｄ1 , Ｄ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の基準ピッチ円径 ｄ1 ，ｄ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円径 βd 1 ，βd 2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピ
ッチ円上ねじれ角 ｍ1 ，ｍ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の歯直角モジュー
ル ＺP 1 ，ＺP 2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２の歯数 Ｆ1 ，Ｆ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円上の接線力 ｆ1 ，ｆ2 ：ピニオンギヤＰ１，Ｐ２のかみあいピッチ
円上のスラスト力 とすると、スラスト力のつり合い、すなわちｆ2 ＝ｆ1
より、 Ｆ2 ・ｔａｎβd 2 ＝Ｆ1 ・ｔａｎβd 1 ・・・（１） が得られる。一方、 ピニオン軸まわりのモーメントの
つり合いより、 Ｆ2 ・ｄ2 ＝Ｆ1 ・ｄ1 ・・・（２） が得られる。そこで、（１）、（２）式より、 ｄ1 ・ｔａｎβd 2 ＝ｄ2 ・ｔａｎβd 1 ・・・（３） となる。また、基準ピッチ円上ねじれ角とかみあいピッ
チ円上ねじれ角との関係は、リードＬ（Ｌ＝π・Ｄ／ｔ
ａｎβ）が一定であることから、 π・Ｄ／ｔａｎβD ＝π・ｄ／ｔａｎβd すなわち、 ｔａｎβd ＝（ｄ／Ｄ）・ｔａｎβD したがって、 ｔａｎβd 2 ＝（ｄ2 ／Ｄ2 ）・ｔａｎβD 2 ・・・（４ａ） ｔａｎβd 1 ＝（ｄ1 ／Ｄ1 ）・ｔａｎβD 1 ・・・（４ｂ） が得られる。これら（４ａ）、（４ｂ）式を（３）式へ
代入して整理すると、 Ｄ1 ・ｔａｎβd 2 ＝Ｄ2 ・ｔａｎβD 1 ・・・（５） すなわち、 （ＺP 1 ・ｍ1 ／ｃｏｓβD 1 ）・ｔａｎβD 2 ＝（Ｚ
P 2 ・ｍ2 ／ｃｏｓβD 2 ）・ｔａｎβD 1 すなわち、 ＺP 1 ・ｍ1 ・ｓｉｎβD 2 ＝ＺP 2 ・ｍ2 ・ｓｉｎβ
D 1 よって βD 2 ＝ｓｉｎ- 1 ｛（ＺP 2 ・ｍ2 ／ＺP 1 ・ｍ1 ）
・ｓｉｎβD 1 ｝ となる。
【００１４】かくして、第２のピニオンギヤＰ２のねじ
れ角βD 2 を上記のように設定することにより、段付ピ
ニオンＰ自体がスラスト力を他の部材に作用させないよ
うに、大径のピニオンギヤＰ１の歯すじのねじれ角β
D 1 と小径のピニオンギヤＰ２の歯すじのねじれ角β
D 2 の関係が設定される。なお、実際には、歯車の噛合
は、複数の歯について同時に生じ、しかも、ねじれ角を
設定された歯のかみあいの場合、各歯ごとのかみあい位
置も噛合の進行につれて、軸線方向にみて歯先側から歯
元側あるいはその逆に移動するものであるから、厳密に
計算すると非常に複雑なものとなるが、上記計算例のよ
うに、かみあいピッチ円上でスラスト力がかかるものと
考えても、単純な計算で十分実情に則した値が得られ
る。
れ角βD 2 を上記のように設定することにより、段付ピ
ニオンＰ自体がスラスト力を他の部材に作用させないよ
うに、大径のピニオンギヤＰ１の歯すじのねじれ角β
D 1 と小径のピニオンギヤＰ２の歯すじのねじれ角β
D 2 の関係が設定される。なお、実際には、歯車の噛合
は、複数の歯について同時に生じ、しかも、ねじれ角を
設定された歯のかみあいの場合、各歯ごとのかみあい位
置も噛合の進行につれて、軸線方向にみて歯先側から歯
元側あるいはその逆に移動するものであるから、厳密に
計算すると非常に複雑なものとなるが、上記計算例のよ
うに、かみあいピッチ円上でスラスト力がかかるものと
考えても、単純な計算で十分実情に則した値が得られ
る。
【００１５】次に、このような段付ピニオンＰを組み込
んだ動力伝達装置のより具体的な構成について説明す
る。図２にスケルトンで示すように、この動力伝達装置
は車両用自動変速機として構成されている。変速機Ｔ
は、ロックアップクラッチ１１付のトルクコンバータ１
２と、３段のプラネタリギヤセットＭ１，Ｍ２，Ｍ３
と、それらに関連配置された４つのブレーキ（Ｂ−０
L , Ｂ−０H ，Ｂ−１，Ｂ−２）及び２つのクラッチ
（Ｃ−１，Ｃ−２）から構成されている。プラネタリギ
ヤセットＭ１は、第１のサンギヤＳ１、第１のリングギ
ヤＲ１、それらに噛合する第１のピニオンギヤＰ１及び
それを回転自在に支承する第１のキャリアＣ１を備え、
プラネタリギヤセットＭ２は、第２のサンギヤＳ２とそ
れに噛合する上記ピニオンギヤＰ１より小径の第２のピ
ニオンギヤＰ２とを備え、ピニオンギヤＰ２はキャリア
Ｃ１に回転自在に支承されてピニオンギヤＰ１に一体化
されている。プラネタリギヤセットＭ３は、第３のサン
ギヤＳ３と、第２のリングギヤＲ３と、それらに噛合す
る第３のピニオンギヤＰ３を回転自在に支承する第２の
キャリアＣ３とを備えている。両ギヤセットＭ１，Ｍ３
のそれぞれのリングギヤＲ１，Ｒ３とキャリアＣ３，Ｃ
１は、相互に連結されており、ギヤセットＭ１のサンギ
ヤＳ１とキャリアＣ１は、入力要素とすべく、それぞれ
第１及び第２のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を介してト
ルクコンバータ１２のタービン軸１３に連なる入力軸１
４に連結されている。相互に連結されたリングギヤＲ１
とキャリアＣ３は、出力軸１５を介して出力要素として
のカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
んだ動力伝達装置のより具体的な構成について説明す
る。図２にスケルトンで示すように、この動力伝達装置
は車両用自動変速機として構成されている。変速機Ｔ
は、ロックアップクラッチ１１付のトルクコンバータ１
２と、３段のプラネタリギヤセットＭ１，Ｍ２，Ｍ３
と、それらに関連配置された４つのブレーキ（Ｂ−０
L , Ｂ−０H ，Ｂ−１，Ｂ−２）及び２つのクラッチ
（Ｃ−１，Ｃ−２）から構成されている。プラネタリギ
ヤセットＭ１は、第１のサンギヤＳ１、第１のリングギ
ヤＲ１、それらに噛合する第１のピニオンギヤＰ１及び
それを回転自在に支承する第１のキャリアＣ１を備え、
プラネタリギヤセットＭ２は、第２のサンギヤＳ２とそ
れに噛合する上記ピニオンギヤＰ１より小径の第２のピ
ニオンギヤＰ２とを備え、ピニオンギヤＰ２はキャリア
Ｃ１に回転自在に支承されてピニオンギヤＰ１に一体化
されている。プラネタリギヤセットＭ３は、第３のサン
ギヤＳ３と、第２のリングギヤＲ３と、それらに噛合す
る第３のピニオンギヤＰ３を回転自在に支承する第２の
キャリアＣ３とを備えている。両ギヤセットＭ１，Ｍ３
のそれぞれのリングギヤＲ１，Ｒ３とキャリアＣ３，Ｃ
１は、相互に連結されており、ギヤセットＭ１のサンギ
ヤＳ１とキャリアＣ１は、入力要素とすべく、それぞれ
第１及び第２のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を介してト
ルクコンバータ１２のタービン軸１３に連なる入力軸１
４に連結されている。相互に連結されたリングギヤＲ１
とキャリアＣ３は、出力軸１５を介して出力要素として
のカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００１６】更に、ギヤセットＭ１のサンギヤＳ１は、
第１のブレーキ（Ｂ−０L ）により変速機ケース１０に
固定可能とされ、ギヤセットＭ３のサンギヤＳ３は、第
２のブレーキ（Ｂ−１）により同じく変速機ケース１０
に固定可能とされ、キャリアＣ１に連結されたリングギ
ヤＲ３は、第３のブレーキ（Ｂ−２）により変速機ケー
ス１０に固定可能とされている。更に詳しくは、本形態
において、サンギヤＳ１は、入力軸１４の外周に嵌まる
サンギヤ軸１６を介してクラッチ（Ｃ−１）に連結さ
れ、キャリアＣ１は、入力軸１４の外周に嵌まるキャリ
ア軸１７を介してクラッチ（Ｃ−２）に連結され、サン
ギヤＳ３は、キャリア軸１７の外周に嵌まるサンギヤ軸
１８を介してブレーキ（Ｂ−１）に連結されている。ま
た、これに限るものではないが、ブレーキ（Ｂ−２）を
除く各ブレーキは、バンドブレーキ構成とされ、ブレー
キ（Ｂ−２）については、湿式多板構成とされている。
なお、この例では、カウンタドライブギヤ１９は、カウ
ンタ軸２２に固定のカウンタギヤ２０を介して差動装置
２１に連結されて、横置構成のトランスミッションとさ
れている。
第１のブレーキ（Ｂ−０L ）により変速機ケース１０に
固定可能とされ、ギヤセットＭ３のサンギヤＳ３は、第
２のブレーキ（Ｂ−１）により同じく変速機ケース１０
に固定可能とされ、キャリアＣ１に連結されたリングギ
ヤＲ３は、第３のブレーキ（Ｂ−２）により変速機ケー
ス１０に固定可能とされている。更に詳しくは、本形態
において、サンギヤＳ１は、入力軸１４の外周に嵌まる
サンギヤ軸１６を介してクラッチ（Ｃ−１）に連結さ
れ、キャリアＣ１は、入力軸１４の外周に嵌まるキャリ
ア軸１７を介してクラッチ（Ｃ−２）に連結され、サン
ギヤＳ３は、キャリア軸１７の外周に嵌まるサンギヤ軸
１８を介してブレーキ（Ｂ−１）に連結されている。ま
た、これに限るものではないが、ブレーキ（Ｂ−２）を
除く各ブレーキは、バンドブレーキ構成とされ、ブレー
キ（Ｂ−２）については、湿式多板構成とされている。
なお、この例では、カウンタドライブギヤ１９は、カウ
ンタ軸２２に固定のカウンタギヤ２０を介して差動装置
２１に連結されて、横置構成のトランスミッションとさ
れている。
【００１７】なお、この変速機Ｔでは、第１及び第２の
クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）は変速機構Ｍを挟んで配置
され、それらの第１及び第２の油圧サーボ３，４は、変
速機ケース１０の軸方向両端部のそれぞれ側壁１０ａ，
１０ｂに内包されている。これら第１及び第２の油圧サ
ーボ３，４は、それぞれ、変速機ケース１０のそれぞれ
の側壁１０ａ，１０ｂに相互に対向して形成された静止
型の第１及び第２のシリンダ３０，４０とされ、これら
シリンダ３０，４０内に摺動自在に配設され、各々第１
及び第２のシリンダ３０，４０と協働して油圧が供給さ
れる油室３Ｃ，４Ｃを画定する第１及び第２のピストン
３１，４１と、ピストン３１，４１と第１及び第２のク
ラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との間にそれぞれ配設され、
第１及び第２のピストン３１，４１と第１及び第２のク
ラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との間の相対回転をそれぞれ
許容するとともに油圧の供給にともなう第１及び第２の
ピストン３１，４１からの押圧力を第１及び第２のクラ
ッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）にそれぞれ伝達する第１及び第
２のベアリング３２，４２とを有する。第１及び第２の
油圧サーボ３，４は、第１及び第２のベアリング３２，
４２と第１及び第２のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との
間に、それぞれ押圧部材３３，４３を有する。押圧部材
３３，４３は、内周側部でベアリング３２，４２と対峙
し、外周側部でクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）と対峙して
いる。
クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）は変速機構Ｍを挟んで配置
され、それらの第１及び第２の油圧サーボ３，４は、変
速機ケース１０の軸方向両端部のそれぞれ側壁１０ａ，
１０ｂに内包されている。これら第１及び第２の油圧サ
ーボ３，４は、それぞれ、変速機ケース１０のそれぞれ
の側壁１０ａ，１０ｂに相互に対向して形成された静止
型の第１及び第２のシリンダ３０，４０とされ、これら
シリンダ３０，４０内に摺動自在に配設され、各々第１
及び第２のシリンダ３０，４０と協働して油圧が供給さ
れる油室３Ｃ，４Ｃを画定する第１及び第２のピストン
３１，４１と、ピストン３１，４１と第１及び第２のク
ラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との間にそれぞれ配設され、
第１及び第２のピストン３１，４１と第１及び第２のク
ラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との間の相対回転をそれぞれ
許容するとともに油圧の供給にともなう第１及び第２の
ピストン３１，４１からの押圧力を第１及び第２のクラ
ッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）にそれぞれ伝達する第１及び第
２のベアリング３２，４２とを有する。第１及び第２の
油圧サーボ３，４は、第１及び第２のベアリング３２，
４２と第１及び第２のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）との
間に、それぞれ押圧部材３３，４３を有する。押圧部材
３３，４３は、内周側部でベアリング３２，４２と対峙
し、外周側部でクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）と対峙して
いる。
【００１８】図４は、本発明の適用部分の詳細を断面で
示しており、段付ピニオンＰは、ピニオン軸５１にベア
リングブッシュ５２を介して回転自在にラジアル方向に
支承され、ピニオン軸５１を支持するキャリアフランジ
５３，５４との間にワッシャ５５，５６を挟んで軸方向
位置決めされている。一方、サンギヤＳ１は、サンギヤ
軸１６の段差部にスプライン嵌合され、サンギヤ軸１６
を支持するローラベアリング５７を介して入力軸１４に
ラジアル方向に支持され、段差部の端面とスラストベア
リング５８でスラスト方向に支持されている。また、第
２のサンギヤＳ２は、ローラベアリング５９でサンギヤ
軸１６にラジアル方向支持され、サンギヤ軸のフランジ
部とキャリアフランジ５４にスラストベアリング６０，
６１を介してスラスト方向に支持されている。その余の
部分については、対応する部材に図２と同様の符号を付
して説明に代える。
示しており、段付ピニオンＰは、ピニオン軸５１にベア
リングブッシュ５２を介して回転自在にラジアル方向に
支承され、ピニオン軸５１を支持するキャリアフランジ
５３，５４との間にワッシャ５５，５６を挟んで軸方向
位置決めされている。一方、サンギヤＳ１は、サンギヤ
軸１６の段差部にスプライン嵌合され、サンギヤ軸１６
を支持するローラベアリング５７を介して入力軸１４に
ラジアル方向に支持され、段差部の端面とスラストベア
リング５８でスラスト方向に支持されている。また、第
２のサンギヤＳ２は、ローラベアリング５９でサンギヤ
軸１６にラジアル方向支持され、サンギヤ軸のフランジ
部とキャリアフランジ５４にスラストベアリング６０，
６１を介してスラスト方向に支持されている。その余の
部分については、対応する部材に図２と同様の符号を付
して説明に代える。
【００１９】このように構成された変速機は、図示しな
い油圧制御装置の制御の下に各クラッチ及びブレーキに
対応する油圧サーボに油圧を供給し、図３に作動を図表
化して示すように、各クラッチ及びブレーキを係合（図
に○印で示す）及び解放（図に無印で示す）させること
で各変速段を達成する。すなわち、第１速（１ＳＴ）
は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−１）を係合さ
せたときに達成される。このとき、入力軸１４の回転
は、クラッチ（Ｃ−１）経由でサンギヤＳ１に入り、ブ
レーキ（Ｂ−１）の係合によるサンギヤＳ３の固定で最
も減速されたキャリアＣ３の回転としてカウンタドライ
ブギヤ１９に出力される。これに対して第２速（２Ｎ
Ｄ）は、クラッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−１）の係
合で達成される。このとき、クラッチ（Ｃ−２）経由で
キャリア軸１７に入った入力は、キャリアＣ１経由でそ
のままリングギヤＲ３に入り、ブレーキ（Ｂ−１）の係
合で固定されたサンギヤＳ３を反力要素とするキャリア
Ｃ３の差動回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力
される。第３速（３ＲＤ）は、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ
−２）の係合による第１のプラネタリギヤセットＭ１の
直結で達成される。このとき入力軸１４の回転は、その
ままキャリアＣ３の回転としてカウンタドライブギヤ１
９に出力される。
い油圧制御装置の制御の下に各クラッチ及びブレーキに
対応する油圧サーボに油圧を供給し、図３に作動を図表
化して示すように、各クラッチ及びブレーキを係合（図
に○印で示す）及び解放（図に無印で示す）させること
で各変速段を達成する。すなわち、第１速（１ＳＴ）
は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−１）を係合さ
せたときに達成される。このとき、入力軸１４の回転
は、クラッチ（Ｃ−１）経由でサンギヤＳ１に入り、ブ
レーキ（Ｂ−１）の係合によるサンギヤＳ３の固定で最
も減速されたキャリアＣ３の回転としてカウンタドライ
ブギヤ１９に出力される。これに対して第２速（２Ｎ
Ｄ）は、クラッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−１）の係
合で達成される。このとき、クラッチ（Ｃ−２）経由で
キャリア軸１７に入った入力は、キャリアＣ１経由でそ
のままリングギヤＲ３に入り、ブレーキ（Ｂ−１）の係
合で固定されたサンギヤＳ３を反力要素とするキャリア
Ｃ３の差動回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力
される。第３速（３ＲＤ）は、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ
−２）の係合による第１のプラネタリギヤセットＭ１の
直結で達成される。このとき入力軸１４の回転は、その
ままキャリアＣ３の回転としてカウンタドライブギヤ１
９に出力される。
【００２０】オーバドライブによる第４速（４ＴＨ）
は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、サンギヤＳ１を固定
するブレーキ（Ｂ−０L ）の係合で達成される。このと
き、入力軸１４の回転はキャリアＣ１の回転に対してピ
ニオンギヤＰ１の自転分増速されたリングギヤＲ１の回
転としてキャリアＣ３からカウンタドライブギヤ１９に
伝達される。これに対して、第５速は、クラッチ（Ｃ−
２）の係合と、ブレーキ（Ｂ−０H ）の係合で達成さ
れ、このとき、入力軸１４の回転はキャリアＣ１の回転
に対して、第４速達成時より大径のサンギヤＳ２に反力
をとる小径のピニオンギヤＰ２の自転分さらに増速され
たリングギヤＲ１の回転としてキャリアＣ３からカウン
タドライブギヤ１９に伝達される。
は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、サンギヤＳ１を固定
するブレーキ（Ｂ−０L ）の係合で達成される。このと
き、入力軸１４の回転はキャリアＣ１の回転に対してピ
ニオンギヤＰ１の自転分増速されたリングギヤＲ１の回
転としてキャリアＣ３からカウンタドライブギヤ１９に
伝達される。これに対して、第５速は、クラッチ（Ｃ−
２）の係合と、ブレーキ（Ｂ−０H ）の係合で達成さ
れ、このとき、入力軸１４の回転はキャリアＣ１の回転
に対して、第４速達成時より大径のサンギヤＳ２に反力
をとる小径のピニオンギヤＰ２の自転分さらに増速され
たリングギヤＲ１の回転としてキャリアＣ３からカウン
タドライブギヤ１９に伝達される。
【００２１】なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチ（Ｃ−
１）とブレーキ（Ｂ−２）の係合で達成され、このと
き、サンギヤＳ１の入力に対してキャリアＣ１の固定で
逆転する減速されたリングギヤＲ１の回転がキャリアＣ
３経由でカウンタドライブギヤ１９から出力される。
１）とブレーキ（Ｂ−２）の係合で達成され、このと
き、サンギヤＳ１の入力に対してキャリアＣ１の固定で
逆転する減速されたリングギヤＲ１の回転がキャリアＣ
３経由でカウンタドライブギヤ１９から出力される。
【００２２】こうした各変速時に、図４に示す第１及び
第２のプラネタリギヤセット部位では、第１速（１Ｓ
Ｔ）のとき、入力軸１４のトルクは、サンギヤ軸１６に
スプライン嵌合した小径のサンギヤＳ１に入り、大径の
ピニオンギヤＰ１を介してリングギヤＲ１及びキャリア
Ｃ３に伝達され、第１のプラネタリギヤセットＭ１によ
る動力伝達がなされる。こうした単一のプラネタリギヤ
セット内での動力伝達の場合は、ピニオンギヤＰ１の歯
すじのねじれ角と、はすば歯車の径は、当然にサンギヤ
Ｓ１とのかみあい側、リングギヤＲ１とのかみあい側に
ついて等しくなるから、このとき、ピニオンギヤＰ１に
かかるスラスト力は、サンギヤＳ１とのかみあい側、リ
ングギヤＲ１とのかみあい側について、方向が逆で、等
しい力となるため、ピニオンギヤＰ１すなわち段付ピニ
オンＰには軸方向の不平衡力は作用しない。
第２のプラネタリギヤセット部位では、第１速（１Ｓ
Ｔ）のとき、入力軸１４のトルクは、サンギヤ軸１６に
スプライン嵌合した小径のサンギヤＳ１に入り、大径の
ピニオンギヤＰ１を介してリングギヤＲ１及びキャリア
Ｃ３に伝達され、第１のプラネタリギヤセットＭ１によ
る動力伝達がなされる。こうした単一のプラネタリギヤ
セット内での動力伝達の場合は、ピニオンギヤＰ１の歯
すじのねじれ角と、はすば歯車の径は、当然にサンギヤ
Ｓ１とのかみあい側、リングギヤＲ１とのかみあい側に
ついて等しくなるから、このとき、ピニオンギヤＰ１に
かかるスラスト力は、サンギヤＳ１とのかみあい側、リ
ングギヤＲ１とのかみあい側について、方向が逆で、等
しい力となるため、ピニオンギヤＰ１すなわち段付ピニ
オンＰには軸方向の不平衡力は作用しない。
【００２３】次に、第２速（２ＮＤ）のときは、上記の
ように、キャリアＣ１経由で第３のプラネタリギヤセッ
トＭ３のリングギヤＲ３に動力が伝達されるだけである
から、段付ピニオンＰは動力伝達には関与しない。ま
た、第３速（３ＲＤ）のときにも、上記のように第１の
プラネタリギヤセットＭ１が直結となるので、同様に段
付ピニオンＰの自転による動力伝達はなされない。
ように、キャリアＣ１経由で第３のプラネタリギヤセッ
トＭ３のリングギヤＲ３に動力が伝達されるだけである
から、段付ピニオンＰは動力伝達には関与しない。ま
た、第３速（３ＲＤ）のときにも、上記のように第１の
プラネタリギヤセットＭ１が直結となるので、同様に段
付ピニオンＰの自転による動力伝達はなされない。
【００２４】そして、第４速（４ＴＨ）のときは、キャ
リアＣ１からのトルク入力に対してサンギヤＳ１固定の
反力によるピニオンギヤＰ１の自転分増速されたリング
ギヤＲ１のトルク出力の動力伝達が行われるが、この動
力伝達も第１速（１ＳＴ）のときと同様に、第１のプラ
ネタリギヤセットＭ１による単独の動力伝達となるの
で、ピニオンギヤＰ１すなわち段付ピニオンＰには軸方
向の不平衡力は上記と同様の理由で作用しない。
リアＣ１からのトルク入力に対してサンギヤＳ１固定の
反力によるピニオンギヤＰ１の自転分増速されたリング
ギヤＲ１のトルク出力の動力伝達が行われるが、この動
力伝達も第１速（１ＳＴ）のときと同様に、第１のプラ
ネタリギヤセットＭ１による単独の動力伝達となるの
で、ピニオンギヤＰ１すなわち段付ピニオンＰには軸方
向の不平衡力は上記と同様の理由で作用しない。
【００２５】これに対して、この変速機の最高速度段で
ある第５速（５ＴＨ）のときは、キャリアＣ１の回転に
対して、第４速達成時より大径のサンギヤＳ２に反力を
とる小径のピニオンギヤＰ２の自転分さらに増速された
リングギヤＲ１の回転動力伝達が行われる。このとき、
第１及び第２のピニオンギヤＰ１，Ｐ２にまたがる動力
伝達がなされ、しかも段付ピニオンＰとキャリアＣ１と
の相対回転も大きくなるが、上記した本発明の構成の適
用により、段付ピニオンＰにかかるスラスト力が相殺さ
れて、他の部材に作用することがないので、図に示すよ
うに、キャリアＣ１と段付ピニオンＰの端面との間に偏
平な平ワッシャ５５，５６を介装させた簡単な構成で、
段付ピニオンＰを所定の軸方向位置に保持することがで
きる。
ある第５速（５ＴＨ）のときは、キャリアＣ１の回転に
対して、第４速達成時より大径のサンギヤＳ２に反力を
とる小径のピニオンギヤＰ２の自転分さらに増速された
リングギヤＲ１の回転動力伝達が行われる。このとき、
第１及び第２のピニオンギヤＰ１，Ｐ２にまたがる動力
伝達がなされ、しかも段付ピニオンＰとキャリアＣ１と
の相対回転も大きくなるが、上記した本発明の構成の適
用により、段付ピニオンＰにかかるスラスト力が相殺さ
れて、他の部材に作用することがないので、図に示すよ
うに、キャリアＣ１と段付ピニオンＰの端面との間に偏
平な平ワッシャ５５，５６を介装させた簡単な構成で、
段付ピニオンＰを所定の軸方向位置に保持することがで
きる。
【００２６】かくして、上記実施形態によれば、最高変
速段のときに、段付ピニオンＰを介して第１のキャリア
Ｃ１から第１のリングギヤＲ１へ動力伝達を行う状態が
発生する。そしてこのときには、段付ピニオンＰとキャ
リアＣ１との相対回転も大きくなるため、大径のピニオ
ンギヤＰ１と小径のピニオンギヤＰ２のねじれ角
βD1 ，βD 2 の関係が適切でないと、段付ピニオンＰ
がスラスト力をキャリアＣ１に作用させるため、比較的
大容量のスラストベアリングが必要となるが、この構成
によれば、段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材に作
用させないように、大径のピニオンギヤＰ１と小径のピ
ニオンギヤＰ２のねじれ角βD 1 ，βD 2 の関係が設定
されているので、スラストベアリングを必要とせず、装
置のコンパクト化が前進５段を達成する動力伝達装置に
ついて得られる。
速段のときに、段付ピニオンＰを介して第１のキャリア
Ｃ１から第１のリングギヤＲ１へ動力伝達を行う状態が
発生する。そしてこのときには、段付ピニオンＰとキャ
リアＣ１との相対回転も大きくなるため、大径のピニオ
ンギヤＰ１と小径のピニオンギヤＰ２のねじれ角
βD1 ，βD 2 の関係が適切でないと、段付ピニオンＰ
がスラスト力をキャリアＣ１に作用させるため、比較的
大容量のスラストベアリングが必要となるが、この構成
によれば、段付ピニオンＰがスラスト力を他の部材に作
用させないように、大径のピニオンギヤＰ１と小径のピ
ニオンギヤＰ２のねじれ角βD 1 ，βD 2 の関係が設定
されているので、スラストベアリングを必要とせず、装
置のコンパクト化が前進５段を達成する動力伝達装置に
ついて得られる。
【００２７】以上、本発明を一実施形態に基づいて説明
したが、本発明は、上記実施形態に例示した具体的構成
に限定されるものではなく、広く種々のプラネタリギヤ
セットに種々の具体的構成で適用可能なものである。例
えば、はす歯のねじれ方向を実施形態のものと逆向きと
して、段付ピニオンにかかるスラスト力を平衡させなが
ら従来技術で問題とされているセパレートフォースを打
ち消すようにすることも可能である。
したが、本発明は、上記実施形態に例示した具体的構成
に限定されるものではなく、広く種々のプラネタリギヤ
セットに種々の具体的構成で適用可能なものである。例
えば、はす歯のねじれ方向を実施形態のものと逆向きと
して、段付ピニオンにかかるスラスト力を平衡させなが
ら従来技術で問題とされているセパレートフォースを打
ち消すようにすることも可能である。
【図１】本発明を適用した動力伝達装置の一実施形態の
歯すじのねじれ角相互の関係を示す模式図である。
歯すじのねじれ角相互の関係を示す模式図である。
【図２】本発明を適用した動力伝達装置としての車両用
自動変速機の全体構成を示すスケルトン図である。
自動変速機の全体構成を示すスケルトン図である。
【図３】上記変速機の作動図表である。
【図４】上記変速機における本発明の適用部分の詳細を
示す部分断面図である。
示す部分断面図である。
Ｍ プラネタリギヤセット Ｃ１ 第１のキャリア Ｃ３ 第２のキャリア Ｐ１ 第１のピニオンギヤ Ｐ２ 第２のピニオンギヤ Ｐ３ 第３のピニオンギヤ Ｒ１ 第１のリングギヤ Ｒ２ 第２のリングギヤ Ｓ１ 第１のサンギヤ Ｓ２ 第２のサンギヤ Ｓ３ 第３のサンギヤ Ｂ−０L 第１のブレーキ Ｂ−０H 第４のブレーキ Ｂ−１ 第２のブレーキ Ｂ−２ 第３のブレーキ Ｃ−１ 第１のクラッチ Ｃ−２ 第２のクラッチ １０ ケース １４ 入力軸 １５ 出力軸 βD 1 ，βD 2 ねじれ角 ｆ1 ，ｆ2 スラスト力 Ｄ1 , Ｄ2 歯車の径
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 糟谷 悟 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内
Claims (2)
- 【請求項１】 相互に径の異なるはすば歯車からなる一
体化された第１及び第２のピニオンギヤと、 該第１及び第２のピニオンギヤを回転自在に支承するキ
ャリアと、 前記第１のピニオンギヤに噛合するはすば歯車からなる
リングギヤと、 前記第２のピニオンギヤに噛合するはすば歯車からなる
サンギヤと、を備えるプラネタリギヤセットであって、
前記キャリア、リングギヤ、サンギヤのうちの１つの要
素を反力要素として他の２要素間で前記第１及び第２の
ピニオンギヤを介して動力を伝達する動力伝達装置にお
いて、 前記第１及び第２のピニオンギヤの歯すじのねじれ角相
互の関係を、前記第１及び第２のピニオンギヤがスラス
ト力を他の部材に作用させないように両はすば歯車の径
の比に基づいて設定したことを特徴とする動力伝達装
置。 - 【請求項２】 前記プラネタリギヤセットは、 第１のリングギヤと、該第１のリングギヤに噛合する第
１のピニオンギヤを回転自在に支承する第１のキャリア
と、前記第１のピニオンギヤに噛合する第１のサンギヤ
と、前記第１のキャリアに連結された第２のリングギヤ
と、該第２のリングギヤに噛合する第３のピニオンギヤ
を回転自在に支承するとともに、前記第１のリングギヤ
に連結された第２のキャリアと、前記第３のピニオンギ
ヤに噛合する第３のサンギヤと、前記第１のピニオンギ
ヤより小径とされた前記第２のピニオンギヤに噛合する
第２のサンギヤとからなり、 前記第１のリングギヤ及び第２のキャリアは、出力軸に
連結され、 前記第１のサンギヤは、第１のクラッチにより入力軸に
連結されるとともに、第１のブレーキによりケースに係
止され、 前記第３のサンギヤは、第２のブレーキにより前記ケー
スに係止され、 前記第１のキャリア及び第２のリングギヤは、第３のブ
レーキにより前記ケースに係止されるとともに、前記第
２のクラッチにより前記入力軸に連結され、 前記第２のサンギヤは、第４のブレーキにより前記ケー
スに係止された請求項１記載の動力伝達装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8040308A JPH09210152A (ja) | 1996-02-05 | 1996-02-05 | 動力伝達装置 |
| EP97101813A EP0787926A3 (en) | 1996-02-05 | 1997-02-05 | Power transmission system with helical planetary gears |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8040308A JPH09210152A (ja) | 1996-02-05 | 1996-02-05 | 動力伝達装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH09210152A true JPH09210152A (ja) | 1997-08-12 |
Family
ID=12576998
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP8040308A Pending JPH09210152A (ja) | 1996-02-05 | 1996-02-05 | 動力伝達装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0787926A3 (ja) |
| JP (1) | JPH09210152A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2015137740A (ja) * | 2014-01-23 | 2015-07-30 | 本田技研工業株式会社 | 変速機 |
| JP2016011745A (ja) * | 2014-06-30 | 2016-01-21 | ダイハツ工業株式会社 | 動力分割式無段変速機 |
Families Citing this family (4)
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| DE102015205264A1 (de) * | 2015-03-24 | 2016-09-29 | Zf Friedrichshafen Ag | Antriebseinheit für ein Flurförderzeug und Flurförderzeug |
| DE102018209447A1 (de) | 2018-06-13 | 2019-12-19 | Aktiebolaget Skf | Getriebeanordnung |
| DE102021001879A1 (de) | 2021-04-12 | 2022-10-13 | Mercedes-Benz Group AG | Hybridantriebssystem für ein Kraftfahrzeug sowie Kraftfahrzeug |
Family Cites Families (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
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| US4089238A (en) * | 1967-02-03 | 1978-05-16 | Daimler-Benz Aktiengesellschaft | Planetary gear change-speed transmission, especially for motor vehicles |
| GB1398526A (en) * | 1971-08-11 | 1975-06-25 | Rolls Royce | Epicyclic gear train |
| DE3139110C2 (de) * | 1981-09-12 | 1983-07-28 | Maag-Zahnräder & -Maschinen AG, 8023 Zürich | Mehrstufiges Zahnradgetriebe |
| DE4318338A1 (de) * | 1993-06-02 | 1994-12-08 | Dewitta Spezialmaschf | Wolfrom-Planetenzahnradgetriebe mit axial in zwei unterschiedlich verzahnte Bereiche aufgeteilten Planetenrädern |
| JPH07293644A (ja) * | 1994-04-25 | 1995-11-07 | Toyota Motor Corp | 遊星歯車装置 |
-
1996
- 1996-02-05 JP JP8040308A patent/JPH09210152A/ja active Pending
-
1997
- 1997-02-05 EP EP97101813A patent/EP0787926A3/en not_active Withdrawn
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2015137740A (ja) * | 2014-01-23 | 2015-07-30 | 本田技研工業株式会社 | 変速機 |
| JP2016011745A (ja) * | 2014-06-30 | 2016-01-21 | ダイハツ工業株式会社 | 動力分割式無段変速機 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| EP0787926A3 (en) | 1998-04-01 |
| EP0787926A2 (en) | 1997-08-06 |
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