WO2018043605A1 - 変速機 - Google Patents

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WO2018043605A1
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input
shaft
speed
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英隆 古賀
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Isuzu Motors Ltd
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Isuzu Motors Ltd
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    • F16D25/06—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch
    • F16D25/062—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces
    • F16D25/063—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially
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    • F16D25/0638—Fluid-actuated clutches in which the fluid actuates a piston incorporated in, i.e. rotating with the clutch the clutch having friction surfaces with clutch members exclusively moving axially with flat friction surfaces, e.g. discs with more than two discs, e.g. multiple lamellae
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    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/087—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears
    • F16H3/091—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears including a single countershaft
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    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/46—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears
    • F16H3/48—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears
    • F16H3/52—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears
    • F16H3/54—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears one of the central gears being internally toothed and the other externally toothed

Definitions

  • the present disclosure relates to a transmission, and more particularly, to a multi-stage transmission including a planetary gear mechanism.
  • the transmission is multi-staged by adding a transmission gear train
  • the overall weight of the device will increase and the overall length will increase.
  • a planetary gear mechanism as a sub-transmission is arranged on the output side of the main transmission, and the planetary gear mechanism is switched between high speed and low speed.
  • Multi-stage transmissions are widely put into practical use (see, for example, Patent Documents 1 and 2).
  • a clutch device for connecting / disconnecting power transmission from the drive source to the main transmission, a torque converter for generating torque amplification, and the like are provided on the input side of the main transmission.
  • a brake and a clutch for switching the planetary gear mechanism to high speed or low speed are required, and the number of parts increases. This causes an increase in weight, an increase in the overall length, an increase in cost, and the like.
  • the torque transmitted from the main transmission to the planetary gear mechanism is increased by the main transmission at the low speed stage. For this reason, in order to sufficiently secure the pressure contact force of the brake that switches the planetary gear mechanism to a low speed with respect to the increased torque, it is necessary to increase the capacity of the clutch plate, resulting in an increase in the size of the planetary gear mechanism.
  • This disclosure effectively suppresses an increase in weight and an increase in overall length while achieving multistage transmission.
  • the technology of the present disclosure includes an input shaft to which power is transmitted from a drive source, a gear group to which power is transmitted from the input shaft, a carrier that rotatably supports a part of the gear group, and the gear.
  • a planetary gear mechanism including an input / output shaft to which power is transmitted from the group, and an engaged state in which one gear of the gear group is engaged to stop the rotation of the one gear, or the rotation of the one gear
  • a first engagement mechanism that can be switched to a release state that allows the rotation, and an engagement state in which another gear different from the one gear in the gear group is engaged with the carrier and integrally rotated, or the other
  • a second engagement mechanism that can be switched to a release state for releasing the engagement between the gear and the carrier, an output shaft that is arranged coaxially with the input / output shaft, a counter shaft that is arranged in parallel with the output shaft, Input gears provided on the input / output shaft and the counter shaft And characterized by comprising a main transmission that includes a plurality of output
  • the first engagement mechanism is selected to be in the released state and the second engagement mechanism is selected to be in the engagement state, and the input shaft and the input / output shaft are directly connected to each other, and the predetermined high speed
  • the first engagement mechanism is selected to be in the engaged state and the second engagement mechanism is selected to be in the released state, and the power transmitted to the input shaft is accelerated and transmitted to the input / output shaft. It is preferable.
  • the second engagement mechanism may be a wet multi-plate clutch, and the wet multi-plate clutch may be completely connected via a half-clutch state at a predetermined start stage.
  • the planetary gear mechanism is fixed to the input shaft, a sun gear fixed to the input / output shaft, a ring gear disposed concentrically with the sun gear, a plurality of pinion gears meshed with the sun gear and the ring gear, and the input shaft. And a carrier that rotatably supports the pinion gear, wherein the first engagement mechanism stops the rotation of the ring gear in the engaged state, and the second engagement mechanism is in contact with the carrier in the engaged state.
  • the input / output shaft may be integrally rotated.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram showing a transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a first-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is a view for explaining a second-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining a third speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining a 4-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining a fifth-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a 6-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram showing a transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a first-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is a view for explaining a second-speed power transmission path
  • FIG. 8 is a view for explaining a seventh-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 9 is a skeleton diagram showing a transmission according to another embodiment.
  • FIG. 10 is a skeleton diagram showing a transmission according to another embodiment.
  • FIG. 11 is a table for explaining detailed settings of the gear ratios of the transmission according to the present embodiment and the final gear ratio of each gear stage.
  • the transmission 1 of this embodiment includes a planetary gear mechanism 20 as a sub-transmission and a main transmission 30 in order from the input side.
  • reference numeral 10 denotes an engine as a drive source
  • reference numeral 11 denotes a crankshaft (hereinafter referred to as an input shaft) of the engine 10.
  • the planetary gear mechanism 20 is a speed increasing planetary gear, and is arranged concentrically with the input / output shaft 12 coaxially arranged with the input shaft 11, the sun gear 22 fixed to the input / output shaft 12, and the sun gear 22.
  • the sun gear 22, the ring gear 25, and the pinion gear 23 correspond to the gear group of the present disclosure
  • the brake 26B corresponds to the first engagement mechanism of the present disclosure
  • the clutch 26C corresponds to the second engagement mechanism of the present disclosure.
  • the brake 26B is preferably a wet multi-plate clutch, and is provided between the ring gear 25 and a fixed portion 27 such as a transmission case.
  • a hydraulic control circuit not shown
  • the clutch plates are pressed into contact with each other
  • the brake 26B enters an “engaged state” in which the ring gear 25 is engaged with the fixed portion 27 to stop the rotation.
  • the brake 26B is switched to a “released state” that allows the ring gear 25 to rotate. .
  • the clutch 26C is preferably a wet multi-plate clutch, and is provided between the carrier 24 and the input / output shaft 12.
  • the clutch 26C engages the carrier 24 with the input / output shaft 12 to connect the input shaft 11 and the input / output shaft 12 to each other.
  • An “engaged state” is established for direct connection.
  • the clutch 26C enters a “release state” in which the direct connection between the input shaft 11 and the input / output shaft 12 is released. It can be switched.
  • the main transmission 30 includes an output shaft 13 disposed coaxially with the input / output shaft 12, a counter shaft 14 disposed in parallel with the input / output shaft 12 and the output shaft 13, a primary gear train 40, and a fourth gear.
  • the primary gear train 40 is an example of the input gear train of the present disclosure.
  • the primary gear train 40 is provided so as to be integrally rotatable with the input / output shaft 12 and the counter shaft 14 is integrally rotatable.
  • a primary counter gear 42 that always meshes with the gear 41 is provided.
  • the 4-speed gear train 43 is an example of the output gear train of the present disclosure.
  • the 4-speed gear train 43 is provided on the output shaft 13 so as to be rotatable relative to the output shaft 13 and the counter shaft 14 is integrally rotatable.
  • a 4-speed counter gear 45 that always meshes with the 4-speed main gear 44;
  • the third-speed gear train 46 is an example of the output gear train of the present disclosure, and is provided with a third-speed main gear 47 provided on the output shaft 13 so as to be relatively rotatable and on the counter shaft 14 so as to be integrally rotatable. And a third-speed counter gear 48 that always meshes with the third-speed main gear 47.
  • the second-speed gear train 50 is an example of the output gear train of the present disclosure, and is provided so as to be integrally rotatable with the counter-shaft 14 and the second-speed main gear 51 that is relatively rotatable with the output shaft 13.
  • a second-speed counter gear 52 that always meshes with the second-speed main gear 51;
  • the first-speed gear train 53 is an example of the output gear train of the present disclosure.
  • the first-speed gear train 53 is provided on the output shaft 13 so as to be rotatable relative to the output shaft 13 and on the counter shaft 14 so as to be integrally rotatable.
  • a first-speed counter gear 55 that always meshes with the first-speed main gear 54.
  • the reverse gear train 56 is an example of the output gear train of the present disclosure.
  • the reverse gear train 57 is provided on the output shaft 13 so as to be relatively rotatable, and is provided on the counter shaft 14 so as to be integrally rotatable.
  • a reverse counter gear 58 that is always meshed with the main gear 57 and an idler gear 59 that is always meshed with the reverse counter gear 58 are included.
  • the first sync mechanism 60 meshes with a first sync hub 61 provided on the output shaft 13 between the primary main gear 41 and the 4-speed main gear 44 so as to be integrally rotatable, and with the outer peripheral teeth of the first sync hub 61.
  • a first sync sleeve 62 having inner peripheral teeth, a 5/7 speed dog gear 63 provided integrally with the primary main gear 41, and a 4/4 provided integrally with the fourth speed main gear 44.
  • a 6-speed dog gear 64 and a synchronizer ring (not shown) provided between the first sync hub 61 and the dog gears 63 and 64 are provided.
  • the first sync mechanism 60 selects the primary main gear 41 or the fourth-speed main gear 44 as the output shaft 13 by shifting the first sync sleeve 61 by a shift fork (not shown) and meshing with the dog gears 63 and 64. Synchronously coupled (gear-in).
  • the second synchro mechanism 70 includes a second sync hub 71 provided on the output shaft 13 between the third-speed main gear 47 and the second-speed main gear 51 so as to be integrally rotatable, and outer peripheral teeth of the second sync hub 71.
  • a second sync sleeve 72 having inner teeth that mesh with the third gear, a third-speed dog gear 73 provided integrally with the third-speed main gear 47, and a second-speed main gear 51 provided so as to be integrally rotatable.
  • a second-speed dog gear 74 and a synchronizer ring (not shown) provided between the second sync hub 71 and the dog gears 73 and 74 are provided.
  • the second sync mechanism 70 shifts the second sync sleeve 71 by a shift fork (not shown) and meshes with the dog gears 73 and 74, so that the third-speed main gear 47 or the second-speed main gear 51 is connected to the output shaft 13.
  • a shift fork not shown
  • the second sync mechanism 70 is configured so that the counter shaft 14 is provided if the third-speed main gear 47 and the second-speed main gear 51 are fixed gears, and the third-speed counter gear 48 and the second-speed counter gear 51 are idle gears. It may be provided on the side.
  • the third synchronization mechanism 80 includes a third synchronization hub 81 provided on the output shaft 13 between the first-speed main gear 54 and the reverse main gear 57 so as to be integrally rotatable, and outer peripheral teeth of the third synchronization hub 81.
  • a third sync sleeve 82 having meshing inner teeth, a first-speed dog gear 83 provided integrally with the first-speed main gear 54, and a reverse provided integrally with the reverse-speed main gear 57 Dog gear 84, and a third synchronizer hub 81 and a synchronizer ring (not shown) provided between dog gears 83 and 84, respectively.
  • the third sync mechanism 80 shifts the third sync sleeve 81 by a shift fork (not shown) and meshes with each of the dog gears 83 and 84, so that the first speed main gear 54 or the reverse main gear 57 is used as the output shaft 13.
  • a synchronous coupling (gear-in) is selectively performed.
  • the third sync mechanism 80 is arranged on the counter shaft 14 side if the first-speed main gear 54 and the reverse main gear 57 are fixed gears, and the first-speed counter gear 55 and the reverse counter gear 58 are idle gears. It may be provided.
  • FIG. 2 shows a first-speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be in the “released state” and the clutch 26C is selected to be in the “engaged state”, and the first speed main gear 54 and the output shaft 13 are coupled by the third sync mechanism 80. That is, the power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ carrier 24 ⁇ clutch 26 C ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14, first speed gear train 53 ⁇ third sync mechanism 80 ⁇ output shaft 13.
  • a first-speed power transmission path is established.
  • the clutch 26C can also be used as a first speed start clutch. be able to.
  • FIG. 3 shows a second speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be in the “released state” and the clutch 26C is selected to be in the “engaged state”, and the second-speed main gear 51 and the output shaft 13 are coupled by the second sync mechanism 70. That is, the power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ the carrier 24 ⁇ the clutch 26C ⁇ the input / output shaft 12 ⁇ the primary gear train 40 ⁇ the counter shaft 14 ⁇ the second gear train 50 ⁇ the second sync mechanism 70 ⁇ the output shaft 13.
  • a second-speed power transmission path is established.
  • the clutch 26C is also used as a clutch for the second speed start. be able to.
  • FIG. 4 shows a third speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be “released state” and the clutch 26C is selected to be “engaged state”, and the third speed main gear 47 and the output shaft 13 are coupled by the second sync mechanism 70. That is, the motive power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ the carrier 24 ⁇ the clutch 26C ⁇ the input / output shaft 12 ⁇ the primary gear train 40 ⁇ the counter shaft 14 ⁇ the third gear train 46 ⁇ the second sync mechanism 70 ⁇ the output shaft 13.
  • a third-speed power transmission path is established.
  • FIG. 5 shows a 4-speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be in the “released state” and the clutch 26C is selected to be in the “engaged state”, and the main gear 44 for the fourth speed and the output shaft 13 are coupled by the first sync mechanism 60. That is, the motive power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ the carrier 24 ⁇ the clutch 26C ⁇ the input / output shaft 12 ⁇ the primary gear train 40 ⁇ the counter shaft 14 ⁇ the 4-speed gear train 43 ⁇ the first sync mechanism 60 ⁇ the output shaft 13.
  • a 4-speed power transmission path is established.
  • FIG. 6 shows a 5-speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be in the “released state” and the clutch 26C is selected to be in the “engaged state”, and the primary main gear 41 and the output shaft 13 are coupled by the first sync mechanism 60, 11, the input / output shaft 12 and the output shaft 13 are directly connected. That is, the power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ carrier 24 ⁇ clutch 26 ⁇ / b> C ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary main gear 41 ⁇ first sync mechanism 60 ⁇ output shaft 13, so that a 5-speed power transmission path is established. Has been established.
  • FIG. 7 shows a 6-speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be “engaged” and the clutch 26C is selected to be “released”, and the first sync mechanism 60 causes the 4th speed main gear 44 to pass through the 4 / 6th speed dog gear 64.
  • the output shaft 13 is coupled. That is, after the power of the engine 10 is increased through the input shaft 11 ⁇ the carrier 24 ⁇ the pinion gear 23 ⁇ the sun gear 22, the input / output shaft 12 ⁇ the primary gear train 40 ⁇ the counter shaft 14 ⁇ the fourth gear train 43 ⁇
  • a 6th-speed power transmission path is established.
  • FIG. 8 shows a 7-speed power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be “engaged” and the clutch 26C is selected to be “released”, and the primary main gear 41 and the output shaft 13 are coupled by the first sync mechanism 60, The shaft 12 and the output shaft 13 are directly connected. That is, the power of the engine 10 is increased through the input shaft 11 ⁇ carrier 24 ⁇ pinion gear 23 ⁇ sun gear 22, and then transmitted to the input / output shaft 12 ⁇ primary main gear 41 ⁇ first sync mechanism 60 ⁇ output shaft 13. As a result, a 7-speed power transmission path is established.
  • the gear ratio of the planetary gear mechanism 20 is set to 0.55. Further, the gear ratio of each transmission gear train of the main transmission 30 is 5.979 for the first gear train 53 and the gear train 50 for the second gear when the gear ratio of the primary gear train 40 is 1.0. Is 3.434, the third gear set 46 is set to 2.040, and the fourth gear set 43 is set to 1.379.
  • the brake 26B of the planetary gear mechanism 20 is set to the “released state” and the clutch 26C is set to the “engaged state” so that the input shaft 11 and the input / output shaft 12 are directly connected (5th speed).
  • the final gear ratio of each gear stage becomes the same value as the gear ratio of each gear train.
  • the final gear ratio of each gear stage is determined by the planetary gear mechanism 20 by setting the brake 26B of the planetary gear mechanism 20 to the “engaged state” and the clutch 26C to the “released state”. Increased value.
  • the planetary gear mechanism 20 is configured to be able to effectively expand the number of gears and the gear ratio ratio without causing an increase in the gear train for shifting by switching directly to a low gear and increasing to a high gear. . Further, when starting at the first and second speeds, the clutch 26C is gradually connected and completely engaged from the half-clutch state, so that the clutch 26C can also be used as a starting clutch.
  • the speed change planetary gear mechanism 20 is provided on the input side of the main transmission 30, so that the speed change gear train is provided to the main transmission 30.
  • Multi-stage transmission 1 can be achieved without adding.
  • the clutch 26C of the planetary gear mechanism 20 is gradually connected and completely engaged from the half-clutch state, so that the clutch 26C can be used as a starting clutch.
  • the clutch device and torque converter of the conventional structure it becomes possible to omit the clutch device and torque converter of the conventional structure, and the weight and the total length of the entire device can be effectively reduced as compared with the conventional structure.
  • the torque increased by the main transmission is transmitted to the planetary gear mechanism at the low speed stage, so it is necessary to ensure a large brake capacity.
  • the planetary gear mechanism 20 is arranged on the input side of the main transmission 30, transmission of increased torque unlike the conventional structure does not occur, so that the capacity of the brake 26 ⁇ / b> B and the clutch 26 ⁇ / b> C is reduced. Can be kept small, and an increase in the size of the planetary gear mechanism 20 can be effectively prevented.
  • the carrier 24 is connected to the input shaft 11
  • the ring gear 25 is connected to the input / output shaft 12
  • the brake 26B fixes the sun gear 22.
  • a possible single pinion type planetary gear mechanism may be used.
  • a double pinion type planetary gear mechanism in which the ring gear 25 is connected to the input shaft 11 and the sun gear 22 is connected to the input / output shaft 12 as shown in FIG. In any of these cases, the same operational effects as in the above embodiment can be obtained.
  • brake 26B and the clutch 26C are not limited to the wet multi-plate clutch, and a wet single-plate clutch or the like can also be applied.

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Abstract

入力軸、入力軸から動力が伝達されるギヤ群、キャリア及び、ギヤ群から動力が伝達される入出力軸を含む遊星歯車機構と、ギヤの回転を停止させる係合状態又は、ギヤの回転を許容する解除状態に切り替え可能なブレーキと、ギヤをキャリアと係合させて一体回転させる係合状態又は、ギヤとキャリアとの係合を解除する解除状態に切り替え可能なクラッチと、出力軸、カウンタ軸、入力ギヤ列及び、複数の出力ギヤ列を含む主変速機とを備えた。

Description

変速機
　本開示は、変速機に関し、特に、遊星歯車機構を備えた多段変速機に関する。
　一般的に、変速機の多段化を変速ギヤ列の追加によって行うと、装置全体の重量増加や全長増加等を招くことになる。このような変速ギヤ列の追加を行うことなく多段化を図る構造として、主変速機の出力側に副変速機としての遊星歯車機構を配置し、遊星歯車機構を高速又は低速に切り替えるようにした多段変速機が広く実用化されている（例えば、特許文献１，２参照）。
日本国特開２０１１－１４４８５３号公報 日本国特開２００７－２７０９４６号公報
　一般的に、主変速機の入力側には、駆動源から主変速機への動力伝達を断接するクラッチ装置やトルクの増幅作用を発生させるトルクコンバータ等が設けられている。このため、主変速機の出力側に遊星歯車機構を設けた構造では、入力側のクラッチ装置やトルクコンバータに加え、遊星歯車機構を高速又は低速に切り替えるブレーキ及びクラッチも必要となり、部品点数の増加に伴う重量増加や全長増加、コスト上昇等を招く。
　また、主変速機の出力側に遊星歯車機構を設けた構造では、主変速機から遊星歯車機構に伝達されるトルクは、低速段時に主変速機によって増大されることになる。このため、増大されたトルクに対して、遊星歯車機構を低速に切り替えるブレーキの圧接力を十分に確保するには、クラッチプレートの容量を大きくする必要があり、遊星歯車機構の大型化を招く。　　
　本開示は、変速機の多段化を図りつつ、重量増加や全長増加を効果的に抑制する。
　本開示の技術は、駆動源から動力が伝達される入力軸、該入力軸から動力が伝達されるギヤ群、該ギヤ群のうち一部のギヤ群を回転可能に支持するキャリア及び、前記ギヤ群から動力が伝達される入出力軸を含む遊星歯車機構と、前記ギヤ群のうち一のギヤと係合して当該一のギヤの回転を停止させる係合状態又は、前記一のギヤの回転を許容する解除状態に切り替え可能な第１係合機構と、前記ギヤ群のうち前記一のギヤとは異なる他のギヤを前記キャリアと係合させて一体回転させる係合状態又は、前記他のギヤと前記キャリアとの係合を解除する解除状態に切り替え可能な第２係合機構と、前記入出力軸と同軸上に配置された出力軸、該出力軸と平行に配置されたカウンタ軸、前記入出力軸と前記カウンタ軸とに設けられた入力ギヤ列及び、前記出力軸と前記カウンタ軸とに設けられた複数の出力ギヤ列を含む主変速機とを備えることを特徴とする。
　また、所定の低速段にて、前記第１係合機構が解除状態、前記第２係合機構が係合状態に選択されて、前記入力軸と前記入出力軸とが直結され、所定の高速段にて、前記第１係合機構が係合状態、前記第２係合機構が解除状態に選択されて、前記入力軸に伝達される動力が前記入出力軸に増速されて伝達されることが好ましい。
　また、前記第２係合機構は湿式多板クラッチであって、当該湿式多板クラッチが所定の発進段にて半クラッチ状態を経由して完接されてもよい。
　また、前記遊星歯車機構は、前記入出力軸に固定されたサンギヤと、該サンギヤと同心に配置されたリングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤと噛合する複数のピニオンギヤと、前記入力軸に固定されると共に、前記ピニオンギヤを回転可能に支持するキャリアとを含み、前記第１係合機構は、係合状態で前記リングギヤの回転を停止させ、前記第２係合機構は、係合状態で前記キャリアと前記入出力軸とを一体回転させてもよい。
　本開示の技術によれば、変速機の多段化を図りつつ、重量増加や全長増加を効果的に抑制することができる。
図１は、本実施形態に係る変速機を示すスケルトン図である。 図２は、本実施形態に係る変速機の１速の動力伝達経路を説明する図である。 図３は、本実施形態に係る変速機の２速の動力伝達経路を説明する図である。 図４は、本実施形態に係る変速機の３速の動力伝達経路を説明する図である。 図５は、本実施形態に係る変速機の４速の動力伝達経路を説明する図である。 図６は、本実施形態に係る変速機の５速の動力伝達経路を説明する図である。 図７は、本実施形態に係る変速機の６速の動力伝達経路を説明する図である。 図８は、本実施形態に係る変速機の７速の動力伝達経路を説明する図である。 図９は、他の実施形態に係る変速機を示すスケルトン図である。 図１０は、他の実施形態に係る変速機を示すスケルトン図である。 図１１は、本実施形態に係る変速機の各ギヤ比及び各変速段の最終変速比の詳細設定を説明する表である。
　以下、添付図面に基づいて、本開示の一実施形態に係る変速機を説明する。
　図１に示すように、本実施形態の変速機１は、入力側から順に副変速機としての遊星歯車機構２０と、主変速機３０とを備えている。なお、図中において、符号１０は駆動源としてのエンジン、符号１１はエンジン１０のクランク軸（以下、入力軸という）をそれぞれ示している。
　遊星歯車機構２０は、増速用遊星歯車であって、入力軸１１と同軸上に配置された入出力軸１２と、入出力軸１２に固定されたサンギヤ２２と、サンギヤ２２と同心に配置されたリングギヤ２５と、サンギヤ２２及びリングギヤ２５と噛合する複数のピニオンギヤ２３と、入力軸１１に固定されると共に、各ピニオンギヤ２３を自転及び公転自在に支持するキャリア２４と、ブレーキ２６Ｂと、クラッチ２６Ｃとを備えている。なお、サンギヤ２２、リングギヤ２５、ピニオンギヤ２３は、本開示のギヤ群、ブレーキ２６Ｂは本開示の第１係合機構、クラッチ２６Ｃは本開示の第２係合機構に相当する。
　ブレーキ２６Ｂは、好ましくは、湿式多板クラッチであって、リングギヤ２５と変速機ケース等の固定部２７との間に設けられている。ブレーキ２６Ｂは、図示を省略する油圧制御回路から作動油が供給されて各クラッチプレートが圧接されると、リングギヤ２５を固定部２７に係合させて回転を停止させる「係合状態」になる。一方、ブレーキ２６Ｂは、作動油の供給が停止されて各クラッチプレートが図示しないリターンスプリングの付勢力によって離反されると、リングギヤ２５の回転を許容する「解除状態」に切り替えられるようになっている。
　クラッチ２６Ｃは、好ましくは、湿式多板クラッチであって、キャリア２４と入出力軸１２との間に設けられている。クラッチ２６Ｃは、図示を省略する油圧制御回路から作動油が供給されて各クラッチプレートが圧接されると、キャリア２４を入出力軸１２に係合させて、入力軸１１と入出力軸１２とを直結させる「係合状態」になる。一方、クラッチ２６Ｃは、作動油の供給が停止されて各クラッチプレートが図示しないリターンスプリングの付勢力によって離反されると、入力軸１１と入出力軸１２との直結を解除する「解除状態」に切り替えられるようになっている。
　主変速機３０は、入出力軸１２と同軸上に配置された出力軸１３と、入出力軸１２及び出力軸１３と平行に配置されたカウンタ軸１４と、プライマリギヤ列４０と、４速用ギヤ列４３と、３速用ギヤ列４６と、２速用ギヤ列５０と、１速用ギヤ列５３と、リバース用ギヤ列５６と、第１シンクロ機構６０と、第２シンクロ機構７０と、第３シンクロ機構８０とを備えている。
　プライマリギヤ列４０は、本開示の入力ギヤ列の一例であって、入出力軸１２に一体回転可能に設けられたプライマリ主ギヤ４１と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、プライマリ主ギヤ４１と常時噛合するプライマリカウンタギヤ４２とを有する。
　４速用ギヤ列４３は、本開示の出力ギヤ列の一例であって、出力軸１３に相対回転可能に設けられた４速用主ギヤ４４と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、４速用主ギヤ４４と常時噛合する４速用カウンタギヤ４５とを有する。
　３速用ギヤ列４６は、本開示の出力ギヤ列の一例であって、出力軸１３に相対回転可能に設けられた３速用主ギヤ４７と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、３速用主ギヤ４７と常時噛合する３速用カウンタギヤ４８とを有する。
　２速用ギヤ列５０は、本開示の出力ギヤ列の一例であって、出力軸１３に相対回転可能に設けられた２速用主ギヤ５１と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、２速用主ギヤ５１と常時噛合する２速用カウンタギヤ５２とを有する。
　１速用ギヤ列５３は、本開示の出力ギヤ列の一例であって、出力軸１３に相対回転可能に設けられた１速用主ギヤ５４と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、１速用主ギヤ５４と常時噛合する１速用カウンタギヤ５５とを有する。
　リバース用ギヤ列５６は、本開示の出力ギヤ列の一例であって、出力軸１３に相対回転可能に設けられたリバース用主ギヤ５７と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、リバース用主ギヤ５７と常時噛合するリバース用カウンタギヤ５８と、リバース用カウンタギヤ５８と常時噛合するアイドラギヤ５９とを有する。
　第１シンクロ機構６０は、プライマリ主ギヤ４１と４速用主ギヤ４４との間の出力軸１３に一体回転可能に設けられた第１シンクロハブ６１と、第１シンクロハブ６１の外周歯と噛合する内周歯を有する第１シンクロスリーブ６２と、プライマリ主ギヤ４１に一体回転可能に設けられた５／７速用ドグギヤ６３と、４速用主ギヤ４４に一体回転可能に設けられた４／６速用ドグギヤ６４と、第１シンクロハブ６１と各ドグギヤ６３，６４との間にそれぞれ設けられた図示しないシンクロナイザリングとを備えている。
　第１シンクロ機構６０は、図示しないシフトフォークによって第１シンクロスリーブ６１がシフト移動されて各ドグギヤ６３，６４と噛合することで、プライマリ主ギヤ４１又は４速用主ギヤ４４を出力軸１３に選択的に同期結合（ギヤイン）させるようになっている。
　第２シンクロ機構７０は、３速用主ギヤ４７と２速用主ギヤ５１との間の出力軸１３に一体回転可能に設けられた第２シンクロハブ７１と、第２シンクロハブ７１の外周歯と噛合する内周歯を有する第２シンクロスリーブ７２と、３速用主ギヤ４７に一体回転可能に設けられた３速用ドグギヤ７３と、２速用主ギヤ５１に一体回転可能に設けられた２速用ドグギヤ７４と、第２シンクロハブ７１と各ドグギヤ７３，７４との間にそれぞれ設けられた図示しないシンクロナイザリングとを備えている。
　第２シンクロ機構７０は、図示しないシフトフォークによって第２シンクロスリーブ７１がシフト移動されて各ドグギヤ７３，７４と噛合することで、３速用主ギヤ４７又は２速用主ギヤ５１を出力軸１３に選択的に同期結合（ギヤイン）させるようになっている。なお、第２シンクロ機構７０は、３速用主ギヤ４７及び２速用主ギヤ５１を固定ギヤ、３速用カウンタギヤ４８及び２速用カウンタギヤ５１を遊転ギヤとすれば、カウンタ軸１４側に設けられてもよい。
　第３シンクロ機構８０は、１速用主ギヤ５４とリバース用主ギヤ５７との間の出力軸１３に一体回転可能に設けられた第３シンクロハブ８１と、第３シンクロハブ８１の外周歯と噛合する内周歯を有する第３シンクロスリーブ８２と、１速用主ギヤ５４に一体回転可能に設けられた１速用ドグギヤ８３と、リバース速用主ギヤ５７に一体回転可能に設けられたリバース用ドグギヤ８４と、第３シンクロハブ８１と各ドグギヤ８３，８４との間にそれぞれ設けられた図示しないシンクロナイザリングとを備えている。
　第３シンクロ機構８０は、図示しないシフトフォークによって第３シンクロスリーブ８１がシフト移動されて各ドグギヤ８３，８４と噛合することで、１速用主ギヤ５４又はリバース用主ギヤ５７を出力軸１３に選択的に同期結合（ギヤイン）させるようになっている。なお、第３シンクロ機構８０は、１速用主ギヤ５４及びリバース用主ギヤ５７を固定ギヤ、１速用カウンタギヤ５５及びリバース用カウンタギヤ５８を遊転ギヤとすれば、カウンタ軸１４側に設けられてもよい。
　次に、本実施形態の変速機１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、ブレーキ２６Ｂが「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第３シンクロ機構８０によって１速用主ギヤ５４と出力軸１３とが結合される。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→クラッチ２６Ｃ→入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４、１速用ギヤ列５３→第３シンクロ機構８０→出力軸１３に伝達されることで、１速の動力伝達経路が確立されるようになっている。１速発進時には、１速の動力伝達経路を確立した状態で、クラッチ２６Ｃを徐々に接続すると共に半クラッチ状態を経由して完接させれば、クラッチ２６Ｃを１速発進用のクラッチとして兼用することができる。
　図３は、２速の動力伝達経路を示している。２速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第２シンクロ機構７０によって２速用主ギヤ５１と出力軸１３とが結合される。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→クラッチ２６Ｃ→入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→２速用ギヤ列５０→第２シンクロ機構７０→出力軸１３に伝達されることで、２速の動力伝達経路が確立されるようになっている。２速発進時には、２速の動力伝達経路を確立した状態で、クラッチ２６Ｃを徐々に接続すると共に半クラッチ状態を経由して完接させれば、クラッチ２６Ｃを２速発進用のクラッチとして兼用することができる。
　図４は、３速の動力伝達経路を示している。３速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第２シンクロ機構７０によって３速用主ギヤ４７と出力軸１３とが結合される。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→クラッチ２６Ｃ→入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→３速用ギヤ列４６→第２シンクロ機構７０→出力軸１３に伝達されることで、３速の動力伝達経路が確立されるようになっている。
　図５は、４速の動力伝達経路を示している。４速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第１シンクロ機構６０によって４速用主ギヤ４４と出力軸１３とが結合される。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→クラッチ２６Ｃ→入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→４速用ギヤ列４３→第１シンクロ機構６０→出力軸１３に伝達されることで、４速の動力伝達経路が確立されるようになっている。
　図６は、５速の動力伝達経路を示している。５速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第１シンクロ機構６０によってプライマリ主ギヤ４１と出力軸１３とが結合されて、入力軸１１、入出力軸１２及び、出力軸１３が直結状態にされる。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→クラッチ２６Ｃ→入出力軸１２→プライマリ主ギヤ４１→第１シンクロ機構６０→出力軸１３に伝達されることで、５速の動力伝達経路が確立されるようになっている。
　図７は、６速の動力伝達経路を示している。６速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「係合状態」、クラッチ２６Ｃが「解除状態」に選択されると共に、第１シンクロ機構６０によって４速用主ギヤ４４が４／６速用ドグギヤ６４を介して出力軸１３とが結合される。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→ピニオンギヤ２３→サンギヤ２２を経由して増速された後、入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→４速用ギヤ列４３→第１シンクロ機構６０→出力軸１３に伝達されることで、６速の動力伝達経路が確立されるようになっている。
　図８は、７速の動力伝達経路を示している。７速の場合は、ブレーキ２６Ｂが「係合状態」、クラッチ２６Ｃが「解除状態」に選択されると共に、第１シンクロ機構６０によってプライマリ主ギヤ４１と出力軸１３とが結合されて、入出力軸１２及び、出力軸１３が直結状態にされる。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→キャリア２４→ピニオンギヤ２３→サンギヤ２２を経由して増速された後、入出力軸１２→プライマリ主ギヤ４１→第１シンクロ機構６０→出力軸１３に伝達されることで、７速の動力伝達経路が確立されるようになっている。
　次に、図１１に基づいて、本実施形態に係る変速機１の各ギヤ比及び各変速段の最終変速比の詳細設定について説明する。なお、以下の説明に用いる各数値は、本実施形態の好適な一例であって、本開示の趣旨を一脱しない範囲で他の値に設定することが可能である。
　図１１に示すように、遊星歯車機構２０のギヤ比は０．５５に設定されている。また、主変速機３０の各変速用ギヤ列のギヤ比は、プライマリギヤ列４０のギヤ比を１．０とした場合に、１速用ギヤ列５３が５．９７９、２速用ギヤ列５０が３．４３４、３速用ギヤ列４６が２．０４０、４速用ギヤ列４３が１．３７９で設定されている。１～５速までの低速段領域では、遊星歯車機構２０のブレーキ２６Ｂを「解除状態」、クラッチ２６Ｃを「係合状態」にして、入力軸１１と入出力軸１２とを直結状態（５速は出力軸１３も直結）とすることで、各変速段の最終変速比は各変速用ギヤ列のギヤ比と同値になる。一方、６速以降の高速段領域では、遊星歯車機構２０のブレーキ２６Ｂを「係合状態」、クラッチ２６Ｃを「解除状態」にすることで、各変速段の最終変速比は遊星歯車機構２０によって増速された値になる。
　すなわち、遊星歯車機構２０を低速段では直結、高速段では増速に切り替えることで、変速用ギヤ列の増加を招くことなく変速段数及び変速比幅を効果的に拡張できるように構成されている。また、１・２速発進時には、クラッチ２６Ｃを徐々に接続して半クラッチ状態から完接させることで、クラッチ２６Ｃを発進用のクラッチとして兼用できるように構成されている。
　以上詳述したように、本実施形態の変速機１によれば、主変速機３０の入力側に増速用の遊星歯車機構２０を設けたことで、主変速機３０に変速用ギヤ列を追加することなく変速機１の多段化を図ることができる。
　また、発進時には、遊星歯車機構２０のクラッチ２６Ｃを徐々に接続して半クラッチ状態から完接させることで、クラッチ２６Ｃを発進用のクラッチに兼用することができる。これにより、従来構造のクラッチ装置やトルクコンバータを省略することが可能となり、従来構造よりも装置全体の重量や全長を効果的に減少させることができる。
　また、遊星歯車機構を主変速機の出力側に配置した従来構造では、低速段時に主変速機によって増大されたトルクが遊星歯車機構に伝達されるため、ブレーキ容量を大きく確保する必要がある。これに対し、本実施形態では、遊星歯車機構２０を主変速機３０の入力側に配置したことで、従来構造のような増大されたトルクの伝達が生じないため、ブレーキ２６Ｂやクラッチ２６Ｃの容量を小さく抑えることが可能となり、遊星歯車機構２０の大型化を効果的に防止することができる。
　なお、本開示は、上述の実施形態に限定されるものではなく、本開示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、遊星歯車機構２０は、増速用であれば、図９に示すように、キャリア２４が入力軸１１に接続され、リングギヤ２５が入出力軸１２に接続され、ブレーキ２６Ｂがサンギヤ２２を固定可能なシングルピニオン型の遊星歯車機構であってもよい。或いは、図１０に示すような、リングギヤ２５が入力軸１１に接続され、サンギヤ２２が入出力軸１２に接続されたダブルピニオン型の遊星歯車機構であってもよい。これら何れの場合も上記実施形態と同様の作用効果を奏することができる。
　また、上記実施形態では、変速段は計７段として説明したが、遊星歯車機構２０やプライマリギヤ列４０、各変速用ギヤ列４３，４６，５０，５３のギヤ比を適宜調整することで、計８～１０段の変速段を設定してもよい。
　また、ブレーキ２６Ｂやクラッチ２６Ｃは、湿式多板クラッチに限定されず、湿式単板クラッチ等を適用することもできる。
　本出願は、2016年8月31日付で出願された日本国特許出願（特願2016-169407）に基づくものであり、その内容はここに参照として取り込まれる。
　本開示の技術によれば、変速機の多段化を図りつつ、重量増加や全長増加を効果的に抑制することができる。
　１　変速機
　１０　エンジン
　１１　入力軸
　１２　入出力軸
　１３　出力軸
　１４　カウンタ軸
　２０　遊星歯車機構
　２２　サンギヤ
　２３　ピニオンギヤ
　２４　キャリア
　２５　リングギヤ
　２６Ｂ　ブレーキ
　２６Ｃ　クラッチ
　３０　主変速機
　４０　プライマリギヤ列
　４３　４速用ギヤ列
　４６　３速用ギヤ列
　５０　２速用ギヤ列
　５３　１速用ギヤ列
　５６　リバース用ギヤ列
　６０　第１シンクロ機構
　７０　第２シンクロ機構
　８０　第３シンクロ機構

Claims (4)

  1. 　駆動源から動力が伝達される入力軸、該入力軸から動力が伝達されるギヤ群、該ギヤ群のうち一部のギヤ群を回転可能に支持するキャリア及び、前記ギヤ群から動力が伝達される入出力軸を含む遊星歯車機構と、
    　前記ギヤ群のうち一のギヤと係合して当該一のギヤの回転を停止させる係合状態又は、前記一のギヤの回転を許容する解除状態に切り替え可能な第１係合機構と、
    　前記ギヤ群のうち前記一のギヤとは異なる他のギヤを前記キャリアと係合させて一体回転させる係合状態又は、前記他のギヤと前記キャリアとの係合を解除する解除状態に切り替え可能な第２係合機構と、
    　前記入出力軸と同軸上に配置された出力軸、該出力軸と平行に配置されたカウンタ軸、前記入出力軸と前記カウンタ軸とに設けられた入力ギヤ列及び、前記出力軸と前記カウンタ軸とに設けられた複数の出力ギヤ列を含む主変速機と、を備える
    　ことを特徴とする変速機。
  2. 　所定の低速段にて、前記第１係合機構が解除状態、前記第２係合機構が係合状態に選択されて、前記入力軸と前記入出力軸とが直結され、
    　所定の高速段にて、前記第１係合機構が係合状態、前記第２係合機構が解除状態に選択されて、前記入力軸に伝達される動力が前記入出力軸に増速されて伝達される
    　請求項１に記載の変速機。
  3. 　前記第２係合機構は湿式多板クラッチであって、当該湿式多板クラッチが所定の発進段にて半クラッチ状態を経由して完接される
    　請求項１又は２に記載の変速機。
  4. 　前記遊星歯車機構は、前記入出力軸に固定されたサンギヤと、該サンギヤと同心に配置されたリングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤと噛合する複数のピニオンギヤと、前記入力軸に固定されると共に、前記ピニオンギヤを回転可能に支持するキャリアとを含み、前記第１係合機構は、係合状態で前記リングギヤの回転を停止させ、前記第２係合機構は、係合状態で前記キャリアと前記入出力軸とを一体回転させる
    　請求項１から３の何れか一項に記載の変速機。
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Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002048213A (ja) * 2000-08-01 2002-02-15 Toyota Motor Corp 無段変速機構を備えた変速機
JP2002266980A (ja) * 2001-03-05 2002-09-18 Aisin Aw Co Ltd 車両用変速機
JP2004100941A (ja) * 2002-03-05 2004-04-02 Aisin Aw Co Ltd 車両用変速機

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002048213A (ja) * 2000-08-01 2002-02-15 Toyota Motor Corp 無段変速機構を備えた変速機
JP2002266980A (ja) * 2001-03-05 2002-09-18 Aisin Aw Co Ltd 車両用変速機
JP2004100941A (ja) * 2002-03-05 2004-04-02 Aisin Aw Co Ltd 車両用変速機

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