WO2015064389A1 - ツインクラッチ式変速機 - Google Patents

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WO2015064389A1
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浩平 明石
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いすゞ自動車株式会社
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    • F16H2200/0056—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising seven forward speeds

Definitions

  • the present invention relates to a twin clutch transmission.
  • a first input shaft provided with a first clutch for connecting and disconnecting power from a drive source
  • a second input shaft provided with a second clutch for connecting and disconnecting power from a drive source
  • a plurality of gear pairs for transmission
  • a twin-clutch transmission that shifts by alternately switching between a first clutch and a second clutch.
  • Patent Document 1 discloses a twin-clutch transmission in which the primary gear pair is reused as a six-speed gear pair and the number of gear pairs for transmission is reduced.
  • the 1st speed and 2nd speed transmissions are performed by connecting the 1/2 speed combined transmission gear pair 320 to the input shaft 140, This is realized by selectively switching between the first primary gear pair 200 and the second primary gear pair 210.
  • FIG. 10B in the fifth speed shift, the first input shaft 110 is directly connected to the output shaft 140, and in the sixth speed shift, the first primary gear pair 200 is re-used as the shift gear pair. It is realized by using.
  • the step ratio between the first and second gears is the ratio between the gear ratio of the first primary gear pair 200 and the gear ratio of the second primary gear pair 210, and between the fifth and sixth gears. Is the product of the gear ratio of the second primary gear pair 210 and the reciprocal of the gear ratio of the first primary gear pair 200, and the step ratios between the first to second speeds and the fifth to sixth speeds are equal to each other. .
  • shifting feeling In general, in order to ensure a sense of connection at the time of shifting (hereinafter referred to as shifting feeling), it is preferable to increase the interstage ratio at a lower speed while reducing the interstage ratio at a higher speed.
  • shifting feeling In the above-described twin clutch type transmission, the step ratio between the 1st to 2nd speeds and the 5th to 6th speeds are equal to each other, so these cannot be individually set to optimum values, and the shift feeling There is a problem that makes it worse.
  • the disclosed twin clutch transmission is intended to effectively prevent the deterioration of the shift feeling.
  • the disclosed twin-clutch transmission includes a first input shaft having a first clutch for connecting / disconnecting power from a drive source, a second input shaft having a second clutch for connecting / disconnecting power from the drive source, An output shaft disposed coaxially with the one input shaft, the first input shaft, the second input shaft, a sub-axis disposed in parallel with the output shaft, and a first shaft fixed to the first input shaft.
  • a first input main gear a first input gear pair including a first input sub gear that is provided rotatably relative to the sub shaft and meshes with the first input main gear, and fixed to the second input shaft
  • a second input main gear a second input gear pair including a second input sub gear fixed to the sub shaft and meshing with the second input main gear
  • a second input gear pair provided rotatably on the output shaft.
  • a first connection means capable of selectively connecting the main gear and the second output main gear to the output shaft, and the second output sub gear and the third output sub gear selectively connected to the sub shaft.
  • a second connecting means capable of selectively connecting at least the first output main gear to the output shaft. And a connecting means.
  • FIG. 2 is a diagram showing a 4-speed power transmission path in the twin clutch transmission shown in FIG. 1. It is a figure which shows the 5-speed power transmission path
  • a first clutch 10 is provided at the input side end of the first input shaft 11.
  • a second clutch 12 is provided at the input side end of the second input shaft 13.
  • a hollow shaft penetrating in the axial direction is formed in the second input shaft 13, and the first input shaft is inserted into the hollow shaft so as to be relatively rotatable.
  • the output shaft 14 is arranged coaxially with the first input shaft 11 with a space therebetween.
  • the counter shaft 15 is disposed in parallel with the input shafts 11 and 13 and the output shaft 14.
  • the first clutch 10 includes a first pressure plate 10A fixed to the crankshaft 3 of the engine 2 and a first clutch disk 10B fixed to the input side end of the first input shaft 11.
  • first pressure plate 10A fixed to the crankshaft 3 of the engine 2
  • first clutch disk 10B fixed to the input side end of the first input shaft 11.
  • the second clutch 12 includes a second pressure plate 12A fixed to the crankshaft 3 of the engine 2 and a second clutch disk 12B fixed to the input side end of the second input shaft 13.
  • a second pressure plate 12A fixed to the crankshaft 3 of the engine 2
  • a second clutch disk 12B fixed to the input side end of the second input shaft 13.
  • the first primary gear pair 20 is an example of a first input gear pair according to the present invention, and includes a first input gear 20A and a first counter gear 20B that mesh with each other.
  • the first input gear 20 ⁇ / b> A is fixed to the output side end of the first input shaft 11.
  • the first counter gear 20B is provided on the counter shaft 15 so as to be relatively rotatable, and is formed integrally with a third-speed counter gear 30B described later.
  • the second primary gear pair 21 is an example of a second input gear pair of the present invention, and includes a second input gear 21A and a second counter gear 21B that mesh with each other.
  • the second input gear 21 ⁇ / b> A is fixed to the output side end of the second input shaft 13.
  • the second counter gear 21B is fixed to the input side end of the counter shaft 15. That is, the power of the engine 2 transmitted to the second input shaft 13 via the second clutch 12 is directly transmitted to the countershaft 15 via the second primary gear pair 21.
  • the third-speed transmission gear pair 30 is an example of a second transmission gear pair according to the present invention, and includes a third-speed output gear 30A and a third-speed counter gear 30B that mesh with each other.
  • the third-speed output gear 30A is provided on the output shaft 14 so as to be relatively rotatable.
  • the third speed counter gear 30B is formed so as to be able to rotate integrally with the first counter gear 20B. More specifically, a hollow shaft penetrating in the axial direction is formed in the integrally formed first counter gear 20B and third-speed counter gear 30B, and the counter shaft 15 is rotatably inserted into the hollow shaft. ing.
  • the number of teeth of the 3-speed output gear 30A is set to be larger than the number of teeth of the 3-speed counter gear 30B.
  • the 6-speed transmission gear pair 31 is an example of a third transmission gear pair according to the present invention, and includes a 6-speed output gear 31A and a 6-speed counter gear 31B that mesh with each other.
  • the 6-speed output gear 31A is fixed to the output shaft 14, and the 6-speed counter gear 31B is provided on the counter shaft 15 so as to be relatively rotatable.
  • the number of teeth of the 6-speed output gear 31A is set to be smaller than the number of teeth of the 6-speed counter gear 31B.
  • the 1/2 speed combined transmission gear pair 32 is an example of the first transmission gear pair of the present invention, and includes a 1/2 speed output gear 32A and a 1/2 speed counter gear 32B that mesh with each other. .
  • the 1/2 speed output gear 32 ⁇ / b> A is provided to be rotatable relative to the output shaft 14, and the 1/2 speed counter gear 32 ⁇ / b> B is fixed to the counter shaft 15.
  • the number of teeth of the 1/2 speed output gear 32A is set larger than the number of teeth of the 1/2 speed counter gear 32B.
  • the reverse transmission gear pair 33 includes a reverse output gear 33A, a reverse counter gear 33B, and an idler gear 33C that mesh with each other.
  • the reverse output gear 33A is provided on the output shaft 14 so as to be relatively rotatable, and the reverse counter gear 33B is fixed to the counter shaft 15.
  • the 4-speed transmission gear pair 34 is an example of a fourth transmission gear pair according to the present invention, and includes a 4-speed output gear 34A and a 4-speed counter gear 34B that mesh with each other.
  • the 4-speed output gear 34 ⁇ / b> A is provided to be rotatable relative to the output shaft 14, and the 4-speed counter gear 34 ⁇ / b> B is fixed to the counter shaft 15.
  • the number of teeth of the 4-speed output gear 34A is set larger than the number of teeth of the 4-speed counter gear 34B.
  • the first sync mechanism 40 is an example of the first connecting means of the present invention, and includes a first sleeve 40A that can move in the axial direction according to a shift operation of a shift lever device (not shown), and an input side end of the output shaft 14.
  • the first sync mechanism 40 is configured so that the first input gear 20 ⁇ / b> A and the third-speed output gear 30 ⁇ / b> A can be selectively connected to the output shaft 14.
  • the second sync mechanism 41 is an example of the second connecting means of the present invention, and the counter shaft 15 between the second sleeve 41A that can move in the axial direction, the third speed counter gear 30B, and the sixth speed counter gear 31B.
  • the second sync mechanism 41 is configured so that the third speed counter gear 30B and the sixth speed counter gear 31B can be selectively connected to the counter shaft 15.
  • the third sync mechanism 42 is an example of the third connecting means of the present invention, and is provided between the third sleeve 42A that is movable in the axial direction, the 1/2 speed output gear 32A, and the reverse output gear 33A.
  • a spline 42B fixed to the output shaft 14, a spline 42C fixed to the 1/2 speed output gear 32A, and a spline 42D fixed to the reverse output gear 33A are provided.
  • the third sync mechanism 42 is configured so that the 1/2 speed output gear 32 ⁇ / b> A and the reverse output gear 33 ⁇ / b> A can be selectively connected to the output shaft 14.
  • the fourth sync mechanism 43 is an example of the fourth connecting means of the present invention, and is fixed to the output shaft 14 on the output end side of the fourth sleeve 43A that is movable in the axial direction and the fourth-speed output gear 34A.
  • the spline 43B and the spline 43C fixed to the 4-speed output gear 34A are provided.
  • the fourth sync mechanism 43 is configured so that the fourth-speed output gear 34 ⁇ / b> A can be selectively connected to the output shaft 14.
  • the transmission control unit (TCU) 80 executes shift control for operating the first clutch 10, the second clutch 12, and the sync mechanisms 40 to 43 in accordance with a shift operation of a shift device (not shown).
  • TCU transmission control unit
  • FIG. 2 shows a first-speed power transmission path.
  • the first clutch 10 is selected, the second sync mechanism 41 connects the third speed counter gear 30B and the counter shaft 15, and the third sync mechanism 42 connects the 1/2 speed output gear 32A and the output gear.
  • the shaft 14 is connected.
  • the power of the engine 2 is output from the first clutch 10 through the first input shaft 11, the first primary gear pair 20, the third speed counter gear 30 ⁇ / b> B, the counter shaft 15, and the 1/2 speed combined transmission gear pair 32. 14 is transmitted.
  • FIG. 3 shows a second speed power transmission path.
  • the second speed it is executed by switching the first clutch 10 to the second clutch 12 from the first speed state. That is, the power of the engine 2 is transmitted from the second clutch 12 to the output shaft 14 via the second input shaft 13, the second primary gear pair 21, the counter shaft 15, and the 1/2 speed combined transmission gear pair 32.
  • FIG. 4 shows a third speed power transmission path.
  • the third speed it is executed by connecting the third speed output gear 30A and the output shaft 14 by the first sync mechanism 40 in the second speed state to enter a standby state, and switching the second clutch 12 to the first clutch 10. Is done.
  • the power of the engine 2 is transmitted from the first clutch 10 to the output shaft 14 via the first input shaft 11, the first primary gear pair 20, and the third speed transmission gear pair 30.
  • FIG. 5 shows a 4-speed power transmission path.
  • the 4th sync mechanism 43 is connected to the 4th speed output gear 34A and the output shaft 14 in the 3rd speed state to enter a standby state, and the first clutch 10 is switched to the 2nd clutch 12. Is done.
  • the power of the engine 2 is transmitted from the second clutch 12 to the output shaft 14 via the second input shaft 13, the second primary gear pair 21, the counter shaft 15, and the fourth speed transmission gear pair 34.
  • FIG. 6 shows a 5-speed power transmission path.
  • the first input gear 20A and the output shaft 14 are connected (directly connected) by the first sync mechanism 40 in the fourth speed state to be in a standby state, and the second clutch 12 is switched to the first clutch 10. Is executed.
  • the power of the engine 2 is transmitted from the first clutch 10 to the output shaft 14 via the first input shaft 11 and the first input gear 20A.
  • FIG. 7 shows a 6-speed power transmission path.
  • the 6th speed counter gear 31B and the countershaft 15 are connected by the second sync mechanism 41 in the 5th speed state to be in a standby state, and the first clutch 10 is switched to the 2nd clutch 12.
  • the power of the engine 2 is transmitted from the second clutch 12 to the output shaft 14 via the second input shaft 13, the second primary gear pair 21, the counter shaft 15, and the sixth speed transmission gear pair 31.
  • FIG. 8 shows a 7-speed power transmission path.
  • the second clutch 12 is once disconnected in the sixth speed state.
  • the first sync mechanism 40 connects the first input gear 20A and the output shaft 14
  • the second sync mechanism 41 connects the 3-speed counter gear 30B and the counter shaft 15, and the second clutch 12 is connected again. To be executed.
  • the power of the engine 10 is transmitted from the second clutch 12 to the output shaft 14 via the second input shaft 13, the second primary gear pair 21, the counter shaft 15, the third speed counter gear 30 ⁇ / b> B, and the first primary gear pair 20. Is done. Thereby, reuse of the first primary gear pair 20 as a gear pair for transmission is realized. Since the second clutch 12 is connected / disconnected during the shift change to the sixth to seventh speeds, so-called torque loss occurs, but the influence is small due to the high speed.
  • Table 1 An example of the number of teeth and the gear ratio of each gear pair is shown in Table 1 below, and the gear ratio of each gear stage 1 to 7 is shown in Table 2 below.
  • the upper number of teeth Z1 indicates the number of gear teeth provided on the countershaft 15
  • the middle number of teeth Z2 indicates the number of gear teeth provided on the input shafts 11 and 13 or the output shaft 14. Yes.
  • the inter-step ratio between the 1st to 2nd speeds and the 5th to 7th speeds is obtained from Table 2.
  • the gear ratio between the 1st and 2nd speeds is expanded, and even if the gear ratio between the 5th and 7th speeds is expanded accordingly, the gear ratio for 6 speeds can be set independently. Since 31 is provided, for example, as shown in FIG. 10, the interstage ratio on the high speed stage side can be set narrow.
  • the output gears of the three-speed transmission gear pair 30, the 1 / 2-speed transmission gear pair 32, and the fourth-speed transmission gear pair 34, which are the reduction gear pairs, are all supported by the output shaft 14 for free rotation. Only the output gear 31 ⁇ / b> A of the 6-speed transmission gear pair 31 that is a gear pair is fixed to the output shaft 14. For this reason, there is no counter gear that is always increased with respect to the output shaft 14, and heat generation and wear due to high-speed rotation are effectively suppressed.
  • the step ratio between the 1st and 2nd speeds and the step ratio between the 5th and 6th speeds are equal to each other, so these cannot be set to optimum values individually. There is a problem that causes the deterioration of the shift feeling.
  • the step ratio between the first and second gears and the step ratio between the fifth and seventh gears are equal to each other, but the gear ratio is increased between the fifth and seventh gears.
  • a 6-speed transmission gear pair 31 that can be set independently is provided. In other words, the speed ratio between the 1st and 2nd speeds on the low speed side is expanded to improve the shifting feeling, and even if the speed ratio between the 5th and 7th speeds is expanded accordingly, the speed between 5th and 7th speeds is increased.
  • the supplementary 6-speed transmission gear pair 31 is configured such that the interstage ratio on the high speed side can be set narrow. Therefore, according to the twin clutch type transmission of the present embodiment, it is possible to set a good interstage ratio that becomes narrower as the speed increases, and the shift feeling can be effectively improved.
  • the output gear of a reduction gear pair (for example, a 4-speed transmission gear pair) is fixed to the output shaft. For this reason, when the output shaft rotates at a high speed, the counter gear rotates at a higher speed than the output shaft, causing problems such as heat generation, wear, and loss increase.
  • the twin clutch transmission of the present embodiment only the 6-speed output gear 31A is fixed to the output shaft 14, and the other output gears are supported idle on the output shaft 14. Since the 6-speed transmission gear pair 31 is an increased gear pair, the rotation of the output shaft 14 is always decelerated and transmitted to the 6-speed counter gear 31B. Therefore, according to the twin clutch transmission of the present embodiment, there is no counter gear that is always accelerated with respect to the output shaft 14, so that the heat generation, wear, loss increase, etc. of the counter gear can be effectively suppressed. Can do.
  • the third-speed counter gear 30B and the first counter gear 20B are not necessarily formed integrally, and may be formed separately.
  • the third speed counter gear 30B and the first counter gear 20B may be configured to be selectively connectable to the counter shaft 15 by a synchro mechanism or the like.

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Abstract

　ツインクラッチ式変速機に関し、変速フィーリングの悪化を防止する。　第１クラッチ１０、第１入力軸１１、第２クラッチ１２、第２入力軸１３、出力軸１４、副軸１５、第１入力主ギヤ２０Ａ及び第１入力副ギヤ２０Ｂを含む第１入力ギヤ対２０、第２入力主ギヤ２１Ａ及び第２入力副ギヤ２１Ｂを含む第２入力ギヤ対２１、第１出力主ギヤ３２Ａ及び第１出力副ギヤ３２Ｂを含む第１変速ギヤ対３２、第２出力主ギヤ３０Ａ及び第２出力副ギヤ３０Ｂを含む第２変速ギヤ対３０、第３出力主ギヤ３１Ａ及び第３出力副ギヤ３１Ｂを含む第３変速ギヤ対３１、第１入力主ギヤ２０Ａ又は第２出力主ギヤ３０Ａを出力軸１４に連結する第１連結機構４０、第２出力副ギヤ３０Ｂ又は第３出力副ギヤ３１Ｂを副軸１５に連結する第２連結機構４１、第１出力主ギヤ３２Ａを出力軸１４に連結する第３連結機構４２を備えた。

Description

ツインクラッチ式変速機
　本発明は、ツインクラッチ式変速機に関する。
　従来、駆動源からの動力を断接する第１クラッチが設けられた第１インプットシャフトと、駆動源からの動力を断接する第２クラッチが設けられた第２インプットシャフトと、複数の変速用ギヤ対とを備え、第１クラッチ及び第２クラッチを交互に切り替えることで変速を行うツインクラッチ式変速機が知られている。
　例えば、特許文献１には、プライマリギヤ対を６速の変速用ギヤ対として再利用することで変速用ギヤ対を削減したツインクラッチ式変速機が開示されている。
特開２０１０－５３１４１７号公報
　上述のプライマリギヤ対を再利用する従来技術では、図１０（Ａ）に示すように、１速及び２速の変速は、１／２速兼用変速ギヤ対３２０をインプットシャフト１４０に連結し、第１プライマリギヤ対２００と第２プライマリギヤ対２１０とを選択的に切り替えることで実現される。また、図１０（Ｂ）に示すように、５速の変速は、第１インプットシャフト１１０をアウトプットシャフト１４０と直結し、６速の変速は、第１プライマリギヤ対２００を変速用ギヤ対として再利用することで実現される。
　すなわち、従来型のツインクラッチ式変速機では、１～２速間の段間比は第１プライマリギヤ対２００のギヤレシオと第２プライマリギヤ対２１０のギヤレシオとの比になり、５～６速間の段間比は第２プライマリギヤ対２１０のギヤレシオと第１プライマリギヤ対２００のギヤレシオの逆数との積になり、これら１～２速間及び５～６速間の段間比が互いに等しくなる。
　一般的に変速時の繋がり感（以下、変速フィーリングという）を確保するためには、低速段ほど段間比を広くする一方、高速段は段間比を狭くすることが好ましい。しかしながら、上述のツインクラッチ式変速機では、１～２速間及び５～６速間の段間比が互いに等しくなるため、これらを個別に最適な値に設定することができず、変速フィーリングを悪化させる課題がある。
　開示のツインクラッチ式変速機は、変速フィーリングの悪化を効果的に防止することを目的とする。
　開示のツインクラッチ式変速機は、駆動源からの動力を断接する第１クラッチを有する第１入力軸と、前記駆動源からの動力を断接する第２クラッチを有する第２入力軸と、前記第１入力軸と同軸上に配置された出力軸と、前記第１入力軸、前記第２入力軸及び、前記出力軸と平行に配置された副軸と、前記第１入力軸に固定された第１入力主ギヤ及び、前記副軸に相対回転可能に設けられて前記第１入力主ギヤと噛合する第１入力副ギヤを含む第１入力用ギヤ対と、前記第２入力軸に固定された第２入力主ギヤ及び、前記副軸に固定されて前記第２入力主ギヤと噛合する第２入力副ギヤを含む第２入力用ギヤ対と、前記出力軸に相対回転可能に設けられた第１出力主ギヤ及び、前記副軸に固定されて前記第１出力主ギヤと噛合する第１出力副ギヤを含む第１変速用ギヤ対と、前記第１出力主ギヤよりも入力端側の前記出力軸に相対回転可能に設けられた第２出力主ギヤ及び、前記第１入力副ギヤと一体回転可能に形成されて前記第２出力主ギヤと噛合する第２出力副ギヤを含む第２変速用ギヤ対と、前記第２出力主ギヤと前記第１出力主ギヤとの間の前記出力軸に固定された第３出力主ギヤ及び、前記副軸に相対回転可能に設けられて前記第３出力主ギヤと噛合する第３出力副ギヤを含む第３変速用ギヤ対と、前記第１入力主ギヤ及び、前記第２出力主ギヤを前記出力軸に選択的に連結可能な第１連結手段と、前記第２出力副ギヤ及び、前記第３出力副ギヤを前記副軸に選択的に連結可能な第２連結手段と、少なくとも前記第１出力主ギヤを前記出力軸に選択的に連結可能な第３連結手段とを備える。
　開示のツインクラッチ式変速機によれば、変速フィーリングの悪化を効果的に防止することができる。
本発明の一実施形態に係るツインクラッチ式変速機を示すスケルトン図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における１速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における２速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における３速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における４速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における５速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における６速の動力伝達経路を示す図である。 図１に示すツインクラッチ式変速機における７速の動力伝達経路を示す図である。 本実施形態の段間比の一例を説明するグラフである。 従来型のツインクラッチ式変速機による動力伝達経路を説明する図である。
　以下、添付図面に基づいて、本発明の一実施形態に係るツインクラッチ式変速機を説明する。同一の部品には同一の符号を付してあり、それらの名称及び機能も同じである。したがって、それらについての詳細な説明は繰返さない。
　図１に示すように、第１インプットシャフト１１の入力側端には、第１クラッチ１０が設けられている。第２インプットシャフト１３の入力側端には、第２クラッチ１２が設けられている。第２インプットシャフト１３には、軸方向に貫通する中空軸が形成されると共に、この中空軸には第１インプットシャフトが相対回転可能に挿通されている。
　アウトプットシャフト１４は、第１インプットシャフト１１と同軸上に間隔を隔てて配置されている。カウンタシャフト１５は、インプットシャフト１１，１３及び、アウトプットシャフト１４と平行に配置されている。
　第１クラッチ１０は、エンジン２のクランクシャフト３に固定された第１プレッシャプレート１０Ａと、第１インプットシャフト１１の入力側端に固定された第１クラッチディスク１０Ｂとを備えている。第１プレッシャプレート１０Ａが移動して第１クラッチディスク１０Ｂに圧接すると、エンジン２の動力は第１クラッチ１０を介して第１インプットシャフト１１に伝達される。
　第２クラッチ１２は、エンジン２のクランクシャフト３に固定された第２プレッシャプレート１２Ａと、第２インプットシャフト１３の入力側端に固定された第２クラッチディスク１２Ｂとを備えている。第２プレッシャプレート１２Ａが移動して第２クラッチディスク１２Ｂに圧接すると、エンジン２の動力は第２クラッチ１２を介して第２インプットシャフト１３に伝達される。
　第１プライマリギヤ対２０は、本発明の第１入力用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する第１インプットギヤ２０Ａ及び、第１カウンタギヤ２０Ｂを備えている。第１インプットギヤ２０Ａは、第１インプットシャフト１１の出力側端に固定されている。第１カウンタギヤ２０Ｂは、カウンタシャフト１５に相対回転可能に設けられており、後述する３速カウンタギヤ３０Ｂと一体的に形成されている。
　第２プライマリギヤ対２１は、本発明の第２入力用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する第２インプットギヤ２１Ａ及び、第２カウンタギヤ２１Ｂを備えている。第２インプットギヤ２１Ａは、第２インプットシャフト１３の出力側端に固定されている。第２カウンタギヤ２１Ｂは、カウンタシャフト１５の入力側端に固定されている。すなわち、第２クラッチ１２を介して第２インプットシャフト１３に伝達されるエンジン２の動力は、第２プライマリギヤ対２１を介してカウンタシャフト１５に直接的に伝達される。
　３速用変速ギヤ対３０は、本発明の第２変速用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する３速アウトプットギヤ３０Ａ及び、３速カウンタギヤ３０Ｂを備えている。３速アウトプットギヤ３０Ａは、アウトプットシャフト１４に相対回転可能に設けられている。３速カウンタギヤ３０Ｂは、第１カウンタギヤ２０Ｂと一体回転可能に形成されている。より詳しくは、一体形成された第１カウンタギヤ２０Ｂ及び、３速カウンタギヤ３０Ｂには、軸方向に貫通する中空軸が形成されると共に、この中空軸にはカウンタシャフト１５が回転自在に挿通されている。３速アウトプットギヤ３０Ａの歯数は、３速カウンタギヤ３０Ｂの歯数よりも多く設定されている。
　６速用変速ギヤ対３１は、本発明の第３変速用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する６速アウトプットギヤ３１Ａ及び、６速カウンタギヤ３１Ｂを備えている。６速アウトプットギヤ３１Ａは、アウトプットシャフト１４に固定され、６速カウンタギヤ３１Ｂは、カウンタシャフト１５に相対回転可能に設けられている。６速アウトプットギヤ３１Ａの歯数は、６速カウンタギヤ３１Ｂの歯数よりも少なく設定されている。
　１／２速兼用変速ギヤ対３２は、本発明の第１変速用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する１／２速アウトプットギヤ３２Ａ及び、１／２速カウンタギヤ３２Ｂを備えている。１／２速アウトプットギヤ３２Ａは、アウトプットシャフト１４に相対回転可能に設けられ、１／２速カウンタギヤ３２Ｂは、カウンタシャフト１５に固定されている。１／２速アウトプットギヤ３２Ａの歯数は、１／２速カウンタギヤ３２Ｂの歯数よりも多く設定されている。
　リバース用変速ギヤ対３３は、互いに噛合するリバースアウトプットギヤ３３Ａ、リバースカウンタギヤ３３Ｂ及び、アイドラギヤ３３Ｃを備えている。リバースアウトプットギヤ３３Ａは、アウトプットシャフト１４に相対回転可能に設けられ、リバースカウンタギヤ３３Ｂは、カウンタシャフト１５に固定されている。
　４速用変速ギヤ対３４は、本発明の第４変速用ギヤ対の一例であって、互いに噛合する４速アウトプットギヤ３４Ａ及び、４速カウンタギヤ３４Ｂを備えている。４速アウトプットギヤ３４Ａは、アウトプットシャフト１４に相対回転可能に設けられ、４速カウンタギヤ３４Ｂは、カウンタシャフト１５に固定されている。４速アウトプットギヤ３４Ａの歯数は、４速カウンタギヤ３４Ｂの歯数よりも多く設定されている。
　第１シンクロ機構４０は、本発明の第１連結手段の一例であって、図示しないシフトレバー装置のシフト操作に応じて軸方向に移動可能な第１スリーブ４０Ａと、アウトプットシャフト１４の入力側端に固定されたスプライン４０Ｂと、第１インプットギヤ２０Ａに固定されたスプライン４０Ｃと、３速アウトプットギヤ３０Ａに固定されたスプライン４０Ｄとを備えている。
　第１スリーブ４０Ａが第１インプットギヤ２０Ａ側に移動してスプライン４０Ｃと係合すると、第１インプットギヤ２０Ａとアウトプットシャフト１４とが連結（第１インプットシャフト１１とアウトプットシャフト１４とが直結）される。一方、第１スリーブ４０Ａが３速アウトプットギヤ３０Ａ側に移動してスプライン４０Ｄと係合すると、３速アウトプットギヤ３０Ａとアウトプットシャフト１４とが連結される。すなわち、第１シンクロ機構４０によって、第１インプットギヤ２０Ａ及び、３速アウトプットギヤ３０Ａがアウトプットシャフト１４と選択的に連結可能に構成されている。
　第２シンクロ機構４１は、本発明の第２連結手段の一例であって、軸方向に移動可能な第２スリーブ４１Ａと、３速カウンタギヤ３０Ｂと６速カウンタギヤ３１Ｂとの間のカウンタシャフト１５に固定されたスプライン４１Ｂと、３速カウンタギヤ３０Ｂに固定されたスプライン４１Ｃと、６速カウンタギヤ３１Ｂに固定されたスプライン４１Ｄとを備えている。
　第２スリーブ４１Ａが３速カウンタギヤ３０Ｂ側に移動してスプライン４１Ｃと係合すると、３速カウンタギヤ３０Ｂとカウンタシャフト１５とが連結される。一方、第２スリーブ４１Ａが６速カウンタギヤ３１Ｂ側に移動してスプライン４２Ｄと係合すると、６速カウンタギヤ３１Ｂとカウンタシャフト１５とが連結される。すなわち、第２シンクロ機構４１によって、３速カウンタギヤ３０Ｂ及び、６速カウンタギヤ３１Ｂがカウンタシャフト１５と選択的に連結可能に構成されている。
　第３シンクロ機構４２は、本発明の第３連結手段の一例であって、軸方向に移動可能な第３スリーブ４２Ａと、１／２速アウトプットギヤ３２Ａとリバースアウトプットギヤ３３Ａとの間のアウトプットシャフト１４に固定されたスプライン４２Ｂと、１／２速アウトプットギヤ３２Ａに固定されたスプライン４２Ｃと、リバースアウトプットギヤ３３Ａに固定されたスプライン４２Ｄとを備えている。
　第３スリーブ４２Ａが１／２速アウトプットギヤ３２Ａ側に移動してスプライン４２Ｃと係合すると、１／２速アウトプットギヤ３２Ａとアウトプットシャフト１４とが連結される。一方、第３スリーブ４２Ａがリバースアウトプットギヤ３３Ａ側に移動してスプライン４２Ｄと係合すると、リバースアウトプットギヤ３３Ａとアウトプットシャフト１４とが連結される。すなわち、第３シンクロ機構４２によって、１／２速アウトプットギヤ３２Ａ及び、リバースアウトプットギヤ３３Ａがアウトプットシャフト１４と選択的に連結可能に構成されている。
　第４シンクロ機構４３は、本発明の第４連結手段の一例であって、軸方向に移動可能な第４スリーブ４３Ａと、４速アウトプットギヤ３４Ａよりも出力端側のアウトプットシャフト１４に固定されたスプライン４３Ｂと、４速アウトプットギヤ３４Ａに固定されたスプライン４３Ｃとを備えている。
　第４スリーブ４３Ａが４速アウトプットギヤ３４Ａ側に移動してスプライン４３Ｃと係合すると、４速アウトプットギヤ３４Ａとアウトプットシャフト１４とが連結される。すなわち、第４シンクロ機構４３によって、４速アウトプットギヤ３４Ａがアウトプットシャフト１４と選択的に連結可能に構成されている。
　変速機制御ユニット（ＴＣＵ）８０は、図示しないシフト装置のシフト操作に応じて、第１クラッチ１０、第２クラッチ１２、各シンクロ機構４０～４３を作動させる変速制御を実行する。以下、ＴＣＵ８０の変速制御による各前進段の動力伝達経路を図２～８に基づいて説明する。
　図２は、１速の動力伝達経路を示している。１速の場合は、第１クラッチ１０が選択され、第２シンクロ機構４１によって３速カウンタギヤ３０Ｂとカウンタシャフト１５とが連結され、第３シンクロ機構４２によって１／２速アウトプットギヤ３２Ａとアウトプットシャフト１４とが連結される。
　すなわち、エンジン２の動力は、第１クラッチ１０から第１インプットシャフト１１、第１プライマリギヤ対２０、３速カウンタギヤ３０Ｂ、カウンタシャフト１５、１／２速兼用変速ギヤ対３２を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図３は、２速の動力伝達経路を示している。２速の場合は、１速の状態から第１クラッチ１０を第２クラッチ１２に切り替えることで実行される。すなわち、エンジン２の動力は、第２クラッチ１２から第２インプットシャフト１３、第２プライマリギヤ対２１、カウンタシャフト１５、１／２速兼用変速ギヤ対３２を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図４は、３速の動力伝達経路を示している。３速の場合は、２速の状態で第１シンクロ機構４０によって３速アウトプットギヤ３０Ａとアウトプットシャフト１４とを連結して待機状態とし、第２クラッチ１２を第１クラッチ１０に切り替えることで実行される。
　すなわち、エンジン２の動力は、第１クラッチ１０から第１インプットシャフト１１、第１プライマリギヤ対２０、３速用変速ギヤ対３０を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図５は、４速の動力伝達経路を示している。４速の場合は、３速の状態で第４シンクロ機構４３によって４速アウトプットギヤ３４Ａとアウトプットシャフト１４とを連結して待機状態とし、第１クラッチ１０を第２クラッチ１２に切り替えることで実行される。
　すなわち、エンジン２の動力は、第２クラッチ１２から第２インプットシャフト１３、第２プライマリギヤ対２１、カウンタシャフト１５、４速用変速ギヤ対３４を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図６は、５速の動力伝達経路を示している。５速の場合は、４速の状態で第１シンクロ機構４０によって第１インプットギヤ２０Ａとアウトプットシャフト１４とを連結（直結）して待機状態とし、第２クラッチ１２を第１クラッチ１０に切り替えることで実行される。
　すなわち、エンジン２の動力は、第１クラッチ１０から第１インプットシャフト１１、第１インプットギヤ２０Ａを介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図７は、６速の動力伝達経路を示している。６速の場合は、５速の状態で第２シンクロ機構４１によって６速カウンタギヤ３１Ｂとカウンタシャフト１５とを連結して待機状態とし、第１クラッチ１０を第２クラッチ１２に切り替えることで実行される。
　すなわち、エンジン２の動力は、第２クラッチ１２から第２インプットシャフト１３、第２プライマリギヤ対２１、カウンタシャフト１５、６速用変速ギヤ対３１を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。
　図８は、７速の動力伝達経路を示している。７速の場合は、６速の状態で第２クラッチ１２を一旦切断する。そして、第１シンクロ機構４０によって第１インプットギヤ２０Ａとアウトプットシャフト１４とを連結し、第２シンクロ機構４１によって３速カウンタギヤ３０Ｂとカウンタシャフト１５とを連結すると共に、第２クラッチ１２を再度接続することで実行される。
　すなわち、エンジン１０の動力は、第２クラッチ１２から第２インプットシャフト１３、第２プライマリギヤ対２１、カウンタシャフト１５、３速カウンタギヤ３０Ｂ、第１プライマリギヤ対２０を介してアウトプットシャフト１４に伝達される。これにより、第１プライマリギヤ対２０の変速用ギヤ対としての再利用が実現される。なお、６～７速へのシフトチェンジ時に第２クラッチ１２を断接するため、いわゆるトルク抜けが生じるが、高速段のためその影響は少ない。
　次に、本実施形態に係るツインクラッチ式変速機のギヤレシオ及び段間比について説明する。なお、以下の説明に用いる各数値は本実施形態の一例であって、本発明の趣旨を一脱しない範囲で適宜最適な値に設定することが可能である。
　各ギヤ対の歯数及びギヤレシオの一例を以下の表１、各変速段１～７のギヤレシオを以下の表２に示す。なお、表１において、上段の歯数Ｚ１はカウンタシャフト１５に設けられたギヤの歯数、中段の歯数Ｚ２はインプットシャフト１１，１３又はアウトプットシャフト１４に設けられたギヤの歯数を示している。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２から１～２速間及び、５～７速間の各段間比を求めると、１～２速間の段間比は約１．６４８（＝１速／２速）、５～７速の段間比も約１．６４８（＝５速／７速）となり、これらは互いに略等しくなる。変速フィーリングを良好に維持するためには、低速段側の段間比を広く設定し、高速段側の段間比を狭く設定することが好ましい。本実施形態では、１～２速間の段間比を拡張し、これに伴い５～７速間の段間比が拡張されても、独立してギヤレシオを設定可能な６速用変速ギヤ対３１が設けられているため、例えば図１０に示すように、高速段側の段間比を狭く設定することができる。
　また、減速ギヤ対である３速用変速ギヤ対３０、１／２速兼用変速ギヤ対３２、４速用変速ギヤ対３４のアウトプットギヤは、全てアウトプットシャフト１４に遊転支持され、増速ギヤ対である６速用変速ギヤ対３１のアウトプットギヤ３１Ａのみがアウトプットシャフト１４に固定されている。そのため、アウトプットシャフト１４に対して常に増速されるカウンタギヤが存在しなくなり、高速回転による発熱や摩耗等が効果的に抑止される。
　次に、本実施形態に係るツインクラッチ式変速機による作用効果を説明する。
　従来型のツインクラッチ式変速機では、１～２速間の段間比と５～６速間の段間比とが互いに等しくなるため、これらを個別に最適な値に設定することができず、変速フィーリングの悪化を招く課題がある。
　これに対し、本実施形態のツインクラッチ式変速機では、１～２速間の段間比と５～７速間の段間比とが互いに等しくなるが、５～７速間にはギヤレシオを独立して設定可能な６速用変速ギヤ対３１が設けられている。すなわち、変速フィーリングを良好にすべく、低速側の１～２速の段間比を拡張し、これに伴い５～７速間の段間比が拡張されても、５～７速間を補う６速用変速ギヤ対３１によって高速段側の段間比を狭く設定できるように構成されている。したがって、本実施形態のツインクラッチ式変速機によれば、高速段側ほど狭くなる良好な段間比を設定することが可能となり、変速フィーリングを効果的に向上することができる。
　また、従来型のツインクラッチ式変速機では、減速ギヤ対（例えば、４速用変速ギヤ対）のアウトプットギヤがアウトプットシャフトに固定されている。そのため、アウトプットシャフトが高速回転すると、カウンタギヤはアウトプットシャフトよりもさらに増速されて回転することになり、発熱や摩耗、損失増加等を招く課題がある。
　これに対し、本実施形態のツインクラッチ式変速機では、アウトプットシャフト１４に６速アウトプットギヤ３１Ａのみが固定され、他のアウトプットギヤはアウトプットシャフト１４に遊転支持されている。６速用変速ギヤ対３１は増速ギヤ対のため、アウトプットシャフト１４の回転は常時減速されて６速カウンタギヤ３１Ｂに伝達される。したがって、本実施形態のツインクラッチ式変速機によれば、アウトプットシャフト１４に対して常に増速されるカウンタギヤが存在しないため、カウンタギヤの発熱や摩耗、損失増加等を効果的に抑制することができる。
　なお、本発明は、上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、適宜変形して実施することが可能である。
　例えば、３速カウンタギヤ３０Ｂ及び、第１カウンタギヤ２０Ｂは、必ずしも一体に形成される必要はなく、別体に形成されてもよい。この場合は、３速カウンタギヤ３０Ｂ及び、第１カウンタギヤ２０Ｂをシンクロ機構等によって、カウンタシャフト１５と選択的に連結可能に構成すればよい。
　２　エンジン
　１０　第１クラッチ
　１１　第１インプットシャフト
　１２　第２クラッチ
　１３　第２インプットシャフト
　１４　アウトプットシャフト
　１５　カウンタシャフト
　２０　第１プライマリギヤ対
　２１　第２プライマリギヤ対
　３０　３速用変速ギヤ対
　３１　６速用変速ギヤ対
　３２　１／２速兼用変速ギヤ対
　３４　４速用変速ギヤ対
　４０　第１シンクロ機構
　４１　第２シンクロ機構
　４２　第３シンクロ機構
　４３　第４シンクロ機構

Claims (4)

  1. 　駆動源からの動力を断接する第１クラッチを有する第１入力軸と、
    　前記駆動源からの動力を断接する第２クラッチを有する第２入力軸と、
    　前記第１入力軸と同軸上に配置された出力軸と、
    　前記第１入力軸、前記第２入力軸及び、前記出力軸と平行に配置された副軸と、
    　前記第１入力軸に固定された第１入力主ギヤ及び、前記副軸に相対回転可能に設けられて前記第１入力主ギヤと噛合する第１入力副ギヤを含む第１入力用ギヤ対と、
    　前記第２入力軸に固定された第２入力主ギヤ及び、前記副軸に固定されて前記第２入力主ギヤと噛合する第２入力副ギヤを含む第２入力用ギヤ対と、
    　前記出力軸に相対回転可能に設けられた第１出力主ギヤ及び、前記副軸に固定されて前記第１出力主ギヤと噛合する第１出力副ギヤを含む第１変速用ギヤ対と、
    　前記第１出力主ギヤよりも入力端側の前記出力軸に相対回転可能に設けられた第２出力主ギヤ及び、前記第１入力副ギヤと一体回転可能に形成されて前記第２出力主ギヤと噛合する第２出力副ギヤを含む第２変速用ギヤ対と、
    　前記第２出力主ギヤと前記第１出力主ギヤとの間の前記出力軸に固定された第３出力主ギヤ及び、前記副軸に相対回転可能に設けられて前記第３出力主ギヤと噛合する第３出力副ギヤを含む第３変速用ギヤ対と、
    　前記第１入力主ギヤ及び、前記第２出力主ギヤを前記出力軸に選択的に連結可能な第１連結手段と、
    　前記第２出力副ギヤ及び、前記第３出力副ギヤを前記副軸に選択的に連結可能な第２連結手段と、
    　少なくとも前記第１出力主ギヤを前記出力軸に選択的に連結可能な第３連結手段と、を備えるツインクラッチ式変速機。
  2. 　前記第１出力主ギヤよりも出力端側の前記出力軸に相対回転可能に設けられた第４出力主ギヤ及び、前記副軸に固定されて前記第４出力主ギヤと噛合する第４出力副ギヤを含む第４変速用ギヤ対と、
    　少なくとも前記第４出力副ギヤを前記副軸に選択的に連結可能な第４連結手段と、をさらに備える
    　請求項１に記載のツインクラッチ式変速機。
  3. 　前記第１、第２及び、第４変速用ギヤ対が、出力軸側のギヤ歯数を副軸側のギヤ歯数よりも多く設定された減速用ギヤ対であり、
    　前記第３変速用ギヤ対が、出力軸側のギヤ歯数を副軸側のギヤ歯数よりも少なく設定された増速用ギヤ対である
    　請求項２に記載のツインクラッチ式変速機。
  4. 　前記第１変速用ギヤ対が１速及び、２速兼用の変速ギヤ対であり、
    　前記第３変速用ギヤ対が６速用の変速ギヤ対であり、
    　７速の場合は、前記第２クラッチを接続し、前記第２連結手段により前記第２出力副ギヤと前記副軸とを連結し、且つ、前記第１連結手段により前記第１入力主ギヤと前記出力軸とを連結して、前記第１入力用ギヤ対を変速用ギヤ対として利用する
    　請求項１から３の何れか一項に記載のツインクラッチ式変速機。
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