WO2018043609A1 - 変速機 - Google Patents

変速機 Download PDF

Info

Publication number
WO2018043609A1
WO2018043609A1 PCT/JP2017/031270 JP2017031270W WO2018043609A1 WO 2018043609 A1 WO2018043609 A1 WO 2018043609A1 JP 2017031270 W JP2017031270 W JP 2017031270W WO 2018043609 A1 WO2018043609 A1 WO 2018043609A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
input
shaft
output shaft
speed
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2017/031270
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
英隆 古賀
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Isuzu Motors Ltd
Original Assignee
Isuzu Motors Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Isuzu Motors Ltd filed Critical Isuzu Motors Ltd
Publication of WO2018043609A1 publication Critical patent/WO2018043609A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • 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
    • 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
    • F16H3/46—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).
  • the power from the drive source is transmitted to each output gear train and planetary gear mechanism via a primary gear train provided on the input shaft of the main transmission.
  • a primary gear train provided on the input shaft of the main transmission.
  • the shaft diameter of the input shaft is shortened, resulting in insufficient strength of the input shaft.
  • This disclosure provides a transmission that can ensure a large start gear ratio.
  • 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, an engaged state in which one gear of the gear group is engaged to stop the rotation of the one gear, and the rotation of the one gear
  • a first engagement mechanism that can be switched to a release state that allows the carrier, an engagement state in which the carrier is engaged with the input shaft or the input / output shaft and integrally rotated, and the carrier and the input shaft or the input
  • a second engagement mechanism that can be switched to a released state in which the engagement with the output shaft is released; an output shaft that is arranged coaxially with the input / output shaft; a counter shaft that is arranged in parallel with the output shaft;
  • a main transmission including a plurality of output gear trains that
  • a high speed starting stage is established that is directly connected to the entry output shaft.
  • the first engagement mechanism when shifting up from the starting stage low speed to the starting stage high speed, the first engagement mechanism is switched from the engaged state to the released state while the coupling of the output gear train for the starting stage is maintained.
  • the second engagement mechanism may be switched from the released state to the engaged state.
  • the first engagement mechanism may be a wet multi-plate clutch, and the first engagement mechanism may be completely connected via a half-clutch state when starting at the starting stage low speed.
  • the second engagement mechanism may be a wet multi-plate clutch, and the second engagement mechanism may be completely connected via a half-clutch state when starting at the start stage high speed.
  • the planetary gear mechanism is fixed to the input / output shaft, a sun gear fixed to the input shaft, a ring gear arranged concentrically with the sun gear, a plurality of pinion gears meshed with the sun gear and the ring gear, and the input / output 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 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 and low-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a first-speed high-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining a second-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining a third-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram for explaining a 4-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a fifth-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 and low-speed power transmission path of the transmission according to the present embodiment.
  • FIG. 3 is
  • FIG. 8 is a diagram for explaining a 6-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 table for explaining detailed settings of each gear ratio and final gear ratio of the transmission according to the present embodiment.
  • 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 reduction planetary gear, and includes an input / output shaft 12 coaxially arranged with the input shaft 11, a sun gear 22 fixed to the input shaft 11, and a ring gear arranged concentrically with the sun gear 22. 25, a plurality of pinion gears 23 that mesh with the sun gear 22 and the ring gear 25, a carrier 24 that is fixed to the input / output shaft 12 and supports the pinion gears 23 so as to rotate and revolve, a brake 26B, and a clutch 26C.
  • 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 26 ⁇ / b> C is preferably a wet multi-plate clutch, and is provided between the input shaft 11 and the carrier 24.
  • the clutch 26C engages the carrier 24 with the input shaft 11 and directly connects the input shaft 11 and the input / output shaft 12.
  • the “engaged state” is entered.
  • 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 includes a primary main gear 41 provided on the input / output shaft 12 so as to be integrally rotatable, and a primary counter gear 42 provided on the counter shaft 14 so as to be integrally rotatable and always meshed with the primary main gear 41.
  • a primary main gear 41 provided on the input / output shaft 12 so as to be integrally rotatable
  • a primary counter gear 42 provided on the counter shaft 14 so as to be integrally rotatable and always meshed with the primary main gear 41.
  • the 4-speed gear train 43 is provided so as to be rotatable relative to the output shaft 13 and the countershaft 14 so as to be integrally rotatable.
  • the 4-speed gear train 43 is always meshed with the 4-speed main gear 44.
  • a speed counter gear 45 is provided.
  • the third-speed gear train 46 is provided so as to be rotatable relative to the output shaft 13 and the counter-shaft 14 so as to be integrally rotatable with the third-speed main gear 47.
  • the second-speed gear train 49 is provided so as to be rotatable relative to the output shaft 13 and to the countershaft 14 so as to be integrally rotatable with the second-speed main gear 50. And a speed counter gear 51.
  • the first-speed gear train 52 is provided with a first-speed main gear 53 that can be rotated relative to the output shaft 13 and a counter-shaft 14 that can rotate integrally with the first-speed main gear 53. And a speed counter gear 54.
  • the reverse gear train 15 includes a reverse main gear 16 provided so as to be rotatable relative to the output shaft 13, and a reverse counter gear provided so as to be integrally rotatable with the counter shaft 14 and always meshing with the reverse main gear 16. 17 and an idler gear 18 that always meshes with the counter gear 17 for reverse.
  • the 6-speed gear train 55 is provided with a 6-speed main gear 56 that can be rotated relative to the output shaft 13 and a countershaft 14 that is integrally rotatable with the 6-speed main gear 56. And a speed counter gear 57.
  • 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-speed dog gear 63 provided integrally with the primary main gear 41, and a 4-speed dog gear provided integrally with the 4-speed main gear 44.
  • 64, and a synchronizer ring (not shown) provided between the first sync hub 61 and the dog gears 63 and 64, respectively.
  • 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 sync 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 50 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 gear dog gear 73 provided integrally with the third-speed main gear 47, and a second gear main gear 50 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 each of the dog gears 73 and 74, so that the third-speed main gear 47 or the second-speed main gear 50 is moved to the output shaft 13.
  • the second sync mechanism 70 is configured so that the counter shaft 14 can be obtained by using the third-speed main gear 47 and the second-speed main gear 50 as fixed gears, and the third-speed counter gear 48 and the second-speed counter gear 51 as 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 53 and the reverse main gear 16 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 to be integrally rotatable with the first-speed main gear 53, and a reverse gear provided to be integrally rotatable with the reverse main gear 16
  • a dog gear 84 and a synchronizer ring (not shown) provided between the third sync hub 81 and each of the dog gears 83 and 84 are provided.
  • 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 53 or the reverse main gear 16 is connected to 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 53 and the reverse main gear 16 are fixed gears, and the first-speed counter gear 54 and the reverse counter gear 17 are idle gears. It may be provided.
  • the fourth sync mechanism 90 includes a fourth sync hub 91 provided on the output shaft 13 between the reverse main gear 16 and the sixth speed main gear 56 so as to be integrally rotatable, and outer peripheral teeth of the fourth sync hub 91. Between a fourth sync sleeve 92 having meshing inner teeth, a 6-speed dog gear 94 provided integrally with the 6-speed main gear 56, and a fourth sync hub 91 and a 6-speed dog gear 94. Provided with a synchronizer ring (not shown).
  • the fourth sync mechanism 90 is selectively synchronously coupled to the output shaft 13 by shifting the fourth sync sleeve 91 by a shift fork (not shown) and meshing with the 6-speed dog gear 94 ( Gear in).
  • the fourth synchronization mechanism 90 may be provided on the counter shaft 14 side if the 6-speed main gear 56 is a fixed gear and the 6-speed counter gear 57 is an idle gear.
  • FIG. 2 shows a first-speed low-speed (starting stage low-speed) power transmission path.
  • the brake 26B is selected to be “engaged” and the clutch 26C is selected to be “released”, and the first speed main gear 53 and the output shaft 13 are coupled by the third sync mechanism 80.
  • the input shaft 11 ⁇ sun gear 22 ⁇ pinion gear 23 ⁇ carrier 24
  • the input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ first gear train 52 ⁇ first gear train
  • a first-speed and low-speed power transmission path is established.
  • the brake 26B When starting at a low speed in the first speed, the brake 26B is gradually connected in a state where the first speed main gear 53 and the output shaft 13 are coupled by the third sync mechanism 80, and a complete connection is made via a half-clutch state.
  • the brake 26B can also be used as a starting clutch.
  • FIG. 3 shows a first-speed high-speed (starting stage high-speed) power transmission path.
  • the brake 26B is selected from the state of the first speed and low speed shown in FIG. That is, after the power of the engine 10 is transmitted in a directly connected state to the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ input / output shaft 12, primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ first gear train 52 ⁇ third sync mechanism By transmitting from 80 to the output shaft 13, a first-speed and high-speed power transmission path is established.
  • the brake 26B and the clutch 26C By transmitting from 80 to the output shaft 13, a first-speed and high-speed power transmission path is established.
  • it is possible to prevent torque loss by switching only the brake 26B and the clutch 26C while the first speed power transmission path is established. it can.
  • the clutch 26C when starting at the first speed and the high speed, the clutch 26C is gradually connected and the half-clutch state is passed through with the third sync mechanism 80 connecting the first speed main gear 53 and the output shaft 13. If it is completely connected, the clutch 26C can also be used as a starting clutch.
  • FIG. 4 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 sync mechanism 70 connects the second speed main gear 50 and the output shaft 13. That is, the power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ second speed gear train 49 ⁇ second sync mechanism 70 ⁇ output shaft 13.
  • a second-speed power transmission path is established.
  • FIG. 5 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 power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ third speed gear train 46 ⁇ second sync mechanism 70 ⁇ output shaft 13.
  • a third-speed power transmission path is established.
  • FIG. 6 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 power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ fourth gear train 43 ⁇ first sync mechanism 60 ⁇ output shaft 13.
  • a 4-speed power transmission path is established.
  • FIG. 7 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 from the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ 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. 8 shows a 6-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 sixth speed main gear 56 and the output shaft 13 are coupled by the fourth sync mechanism 90. That is, the power of the engine 10 is transmitted to the input shaft 11 ⁇ clutch 26C ⁇ carrier 24 ⁇ input / output shaft 12 ⁇ primary gear train 40 ⁇ counter shaft 14 ⁇ 6-speed gear train 55 ⁇ fourth sync mechanism 90 ⁇ output shaft 13.
  • a 6-speed power transmission path is established.
  • the gear ratio of each gear train for main transmission 30 is 5.979, 2 for first gear train 52 when the gear ratio of primary gear train 40 is 1.0.
  • the speed gear train 49 is set to 3.434
  • the third gear train 46 is set to 2.040
  • the fourth gear train 43 is set to 1.379
  • the sixth gear train 55 is set to 0.759.
  • the brake 26B is in the “released state”
  • the clutch 26C is in the “engaged state”
  • the input shaft 11 and the input / output shaft 12 are directly connected (the fifth speed is the output shaft 13).
  • the final gear ratio of each gear stage becomes the same value as the gear ratio of each gear train.
  • the planetary gear mechanism 20 decelerates the power transmitted from the input shaft 11 to the input / output shaft 12 by setting the brake 26B to the “engaged state” and the clutch 26C to the “released state”.
  • the final gear ratio is set at a gear ratio (> 5.979) that is greater than the first speed and high speed. That is, the gear ratio of the planetary gear mechanism 20 is appropriately set to an optimal value so that a large reduction ratio can be obtained at the first speed and low speed (starting speed).
  • the reduction planetary gear mechanism 20 is provided on the input side of the main transmission 30, so that a transmission gear train is added to the main transmission 30. Therefore, the transmission 1 can be multistaged. Further, if the gear ratio of the planetary gear mechanism 20 is appropriately set to an appropriate value, a large reduction ratio can be obtained at the first speed and low speed (starting stage) without reducing the number of teeth of the primary main gear 41. Become. Accordingly, it is possible to effectively prevent a shortage of strength caused by a reduction in the shaft diameter of the input / output shaft 12 as the number of teeth of the primary main gear 41 decreases.
  • the brake 26B is switched from the “engaged state” to the “released state” while the first transmission power transmission path is established in the main transmission 30. Since it is only necessary to switch the clutch 26C from the “released state” to the “engaged state”, it is possible to prevent torque loss at the time of upshifting, and to effectively improve acceleration.
  • the brake 26B When starting at the first speed and low speed, the brake 26B is gradually connected and fully engaged from the half-clutch state, and when starting at the first speed and high speed, the clutch 26C is gradually connected and completely connected from the half-clutch state.
  • the brake 26B and the clutch 26C can also be used as a starting clutch. Thereby, it becomes possible to omit a clutch device, a torque converter, etc. of a 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 since the planetary gear mechanism 20 is arranged on the input side of the main transmission 30, transmission of increased torque as in the conventional structure does not occur, so the capacity of the brake 26 ⁇ / b> B and the clutch 26 ⁇ / b> C
  • the planetary gear mechanism 20 can be downsized.
  • the planetary gear mechanism 20 is a double pinion type planetary gear mechanism in which the sun gear 22 is connected to the input shaft 11 and the ring gear 25 is connected to the input / output shaft 12 as shown in FIG. There may be. In this case as well, the same operational effects as in the above embodiment can be obtained.
  • the number of shift stages has been described as a total of 7 stages from the first speed to the sixth speed.
  • the planetary gear mechanism 20, the primary gear train 40, and the gear trains 43, 46, 49, 52, and 55 for each gear shift are used.
  • a total of 8 to 12 speeds may be set by appropriately adjusting each gear ratio.
  • 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.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

入力軸、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と、ギヤの回転を許容する解除状態とに切り替え可能なブレーキと、キャリアを入力軸と係合させて一体回転させる係合状態と、キャリアと入力軸との係合を解除する解除状態と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
　ところで、上記従来構造では、駆動源からの動力は主変速機の入力軸に設けられたプライマリギヤ列を経由して、出力側の各変速ギヤ列や遊星歯車機構に伝達される。このようなギヤ配列構造において、発進変速比を大きく確保するには、入力側のプライマリギヤの歯数を少なく設定して、プライマリギヤ列の減速比を大きくする必要がある。しかしながら、プライマリギヤの歯数を極端に少なくすると、入力軸の軸径が短くなり、入力軸の強度不足を招く。
　また、上記従来構造において、１速から２速にシフトアップする際は、クラッチ装置を切断して変速ギヤ列のギヤ結合を１速から２速に切り替えた後にクラッチ装置を接続する必要がある。このため、クラッチ装置が切断される間は所謂トルク抜け状態となり、加速性を悪化させる。
　本開示は、発進変速比を大きく確保することが可能な変速機を提供する。
　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と、前記一のギヤの回転を許容する解除状態とに切り替え可能な第１係合機構と、前記キャリアを前記入力軸又は前記入出力軸と係合させて一体回転させる係合状態と、前記キャリアと前記入力軸又は前記入出力軸との係合を解除する解除状態と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、前記入出力軸及び前記カウンタ軸に設けられた入力ギヤ列及び、前記出力軸又は前記カウンタ軸に選択的に結合可能な複数の出力ギヤ列を含む主変速機と、を備え、前記複数の出力ギヤ列のうち、発進段用の出力ギヤ列が前記出力軸又は前記カウンタ軸に結合された状態で、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ると、前記入力軸に伝達される動力が前記ギヤ群を介して前記入出力軸に減速されて伝達される発進段低速が確立され、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ると、前記入力軸と前記入出力軸とが直結される発進段高速が確立される。
　また、前記発進段低速から前記発進段高速にシフトアップする際は、前記発進段用の出力ギヤ列の結合を保持した状態で、前記第１係合機構を係合状態から解除状態に切り替えると共に、前記第２係合機構を解除状態から係合状態に切り替えてもよい。
　また、前記第１係合機構は湿式多板クラッチであり、前記発進段低速で発進する際は前記第１係合機構が半クラッチ状態を経由して完接されてもよい。
　また、前記第２係合機構は湿式多板クラッチであり、前記発進段高速で発進する際は前記第２係合機構が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、前記入出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力軸とを一体回転させてもよい。
　本開示の技術によれば、発進変速比を大きく確保することができる。
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速低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１速高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２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３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４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５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６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、本実施形態に係る変速機の各ギヤ比及び最終変速比の詳細設定について説明する表である。
　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、減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、入力軸１１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、入出力軸１２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。サンギヤ２２、リングギヤ２５及び、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、入力軸１１とキャリア２４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を入力軸１１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４９と、１速用ギヤ列５２と、リバース用ギヤ列１５と、６速用ギヤ列５５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、第４シンクロ機構９０とを備えている。
　プライマリギヤ列４０は、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、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、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４９は、出力軸１３に相対回転可能に設けられた２速用主ギヤ５０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５０と常時噛合する２速用カウンタギヤ５１とを有する。
　１速用ギヤ列５２は、出力軸１３に相対回転可能に設けられた１速用主ギヤ５３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５３と常時噛合する１速用カウンタギヤ５４とを有する。
　リバース用ギヤ列１５は、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１６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１６と常時噛合するリバース用カウンタギヤ１７と、リバース用カウンタギヤ１７と常時噛合するアイドラギヤ１８とを有する。
　６速用ギヤ列５５は、出力軸１３に相対回転可能に設けられた６速用主ギヤ５６と、カウンタ軸１４に一体回転可能に設けられて、６速用主ギヤ５６と常時噛合する６速用カウンタギヤ５７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５０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５０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５０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５０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５３とリバース用主ギヤ１６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５３に一体回転可能に設けられた１速用ドグギヤ８３と、リバース用主ギヤ１６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５３又はリバース用主ギヤ１６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５３及びリバース用主ギヤ１６を固定ギヤ、１速用カウンタギヤ５４及びリバース用カウンタギヤ１７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４シンクロ機構９０は、リバース用主ギヤ１６と６速用主ギヤ５６との間の出力軸１３に一体回転可能に設けられた第４シンクロハブ９１と、第４シンクロハブ９１の外周歯と噛合する内周歯を有する第４シンクロスリーブ９２と、６速用主ギヤ５６に一体回転可能に設けられた６速用ドグギヤ９４と、第４シンクロハブ９１と６速用ドグギヤ９４との間に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４シンクロ機構９０は、図示しないシフトフォークによって第４シンクロスリーブ９１がシフト移動されて６速用ドグギヤ９４と噛合することで、６速用主ギヤ５６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４シンクロ機構９０は、６速用主ギヤ５６を固定ギヤ、６速用カウンタギヤ５７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速低速（発進段低速）の動力伝達経路を示している。１速低速の場合は、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３シンクロ機構８０によって１速用主ギヤ５３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→サンギヤ２２→ピニオンギヤ２３→キャリア２４を経由して減速された後、入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→１速用ギヤ列５２→第３シンクロ機構８０→出力軸１３に伝達されることで、１速低速の動力伝達経路が確立されるようになっている。１速低速で発進する際には、第３シンクロ機構８０によって１速用主ギヤ５３と出力軸１３とを結合した状態で、ブレーキ２６Ｂ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、ブレーキ２６Ｂを発進用のクラッチとして兼用することができる。
　図３は、１速高速（発進段高速）の動力伝達経路を示している。１速高速の場合は、図２に示す１速低速の状態から、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。すなわち、エンジン１０の動力が入力軸１１→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→入出力軸１２に直結状態で伝達された後、プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→１速用ギヤ列５２→第３シンクロ機構８０→出力軸１３に伝達されることで、１速高速の動力伝達経路が確立されるようになっている。このように、１速低速から１速高速へのシフトアップ時は、１速の動力伝達経路を確立した状態で、ブレーキ２６Ｂ及びクラッチ２６Ｃの切り替えのみを行うことで、トルク抜けを防止することができる。また、１速高速で発進する際には、第３シンクロ機構８０によって１速用主ギヤ５３と出力軸１３とを結合した状態で、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を発進用のクラッチとして兼用することができる。
　図４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５０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→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→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４９→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。
　図５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→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→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６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→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→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７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→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→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８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「解除状態」、クラッチ２６Ｃが「係合状態」に選択されると共に、第４シンクロ機構９０によって６速用主ギヤ５６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→クラッチ２６Ｃ→キャリア２４→入出力軸１２→プライマリギヤ列４０→カウンタ軸１４→６速用ギヤ列５５→第４シンクロ機構９０→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。
　次に、図１０に基づいて、本実施形態に係る変速機１の各ギヤ比及び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１０に示すように、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５２が５．９７９、２速用ギヤ列４９が３．４３４、３速用ギヤ列４６が２．０４０、４速用ギヤ列４３が１．３７９、６速用ギヤ列５５が０．７５９で設定されている。１速高速～６速までの各変速段では、ブレーキ２６Ｂを「解除状態」、クラッチ２６Ｃを「係合状態」とし、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）にすることで、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、１速低速では、ブレーキ２６Ｂを「係合状態」、クラッチ２６Ｃを「解除状態」にして、入力軸１１から入出力軸１２に伝達される動力を遊星歯車機構２０によって減速させることで、最終変速比は１速高速よりも大きい変速比（＞５．９７９）で設定される。すなわち、遊星歯車機構２０の変速比を適宜最適な値に設定することで、１速低速（発進段）にて大きな減速比が得られ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の入力側に減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、遊星歯車機構２０の変速比を適宜最適な値に設定すれば、プライマリ主ギヤ４１の歯数を減少させることなく、１速低速（発進段）にて大きな減速比を得ることが可能になる。これにより、プライマリ主ギヤ４１の歯数減少に伴い入出力軸１２の軸径が短くなることで引き起こされる強度不足を効果的に防止することができる。
　また、１速低速から１速高速にシフトアップする際は、主変速機３０にて１速の動力伝達経路を確立した状態で、ブレーキ２６Ｂを「係合状態」から「解除状態」に切り替えると共に、クラッチ２６Ｃを「解除状態」から「係合状態」に切り替えるのみでよいため、シフトアップ時のトルク抜けを防止することが可能となり、加速性も効果的に向上することができる。　　
　また、１速低速で発進する際はブレーキ２６Ｂを徐々に接続して半クラッチ状態から完接させ、１速高速で発進する際はクラッチ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、これらブレーキ２６Ｂ及びクラッチ２６Ｃを発進用のクラッチとして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等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の小型化を図ることができる。
　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、減速用であれば、図９に示すように、サンギヤ２２が入力軸１１に接続され、リングギヤ２５が入出力軸１２に接続されたダブルピニオン型の遊星歯車機構であってもよい。こ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、変速段数は１速低速～６速の計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４３，４６，４９，５２，５５の各ギヤ比を適宜調整することで、計８～１２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2016-169408）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、発進変速比を大きく確保することができる。
　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
　４９　２速用ギヤ列
　５２　１速用ギヤ列
　５５　６速用ギヤ列
　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
　９０　第４シンクロ機構

Claims (5)

  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と、前記一のギヤの回転を許容する解除状態とに切り替え可能な第１係合機構と、
    　前記キャリアを前記入力軸又は前記入出力軸と係合させて一体回転させる係合状態と、前記キャリアと前記入力軸又は前記入出力軸との係合を解除する解除状態と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、前記入出力軸及び前記カウンタ軸に設けられた入力ギヤ列及び、前記出力軸又は前記カウンタ軸に選択的に結合可能な複数の出力ギヤ列を含む主変速機と、を備え、
    　前記複数の出力ギヤ列のうち、発進段用の出力ギヤ列が前記出力軸又は前記カウンタ軸に結合された状態で、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ると、前記入力軸に伝達される動力が前記ギヤ群を介して前記入出力軸に減速されて伝達される発進段低速が確立され、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ると、前記入力軸と前記入出力軸とが直結される発進段高速が確立される
    　変速機。
  2. 　前記発進段低速から前記発進段高速にシフトアップする際は、前記発進段用の出力ギヤ列の結合を保持した状態で、前記第１係合機構を係合状態から解除状態に切り替えると共に、前記第２係合機構を解除状態から係合状態に切り替える
    　請求項１に記載の変速機。
  3. 　前記第１係合機構は湿式多板クラッチであり、前記発進段低速で発進する際は前記第１係合機構が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. 　前記第２係合機構は湿式多板クラッチであり、前記発進段高速で発進する際は前記第２係合機構が半クラッチ状態を経由して完接される
    　請求項１から３の何れか一項に記載の変速機。
  5. 　前記遊星歯車機構は、前記入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、前記入出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力軸とを一体回転させる
    　請求項１から４の何れか一項に記載の変速機。
PCT/JP2017/031270 2016-08-31 2017-08-30 変速機 Ceased WO2018043609A1 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016-169408 2016-08-31
JP2016169408A JP6733431B2 (ja) 2016-08-31 2016-08-31 変速機

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018043609A1 true WO2018043609A1 (ja) 2018-03-08

Family

ID=61300961

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2017/031270 Ceased WO2018043609A1 (ja) 2016-08-31 2017-08-30 変速機

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP6733431B2 (ja)
WO (1) WO2018043609A1 (ja)

Citations (2)

* 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
JP2012096653A (ja) * 2010-11-02 2012-05-24 Aisin Seiki Co Ltd ハイブリッド車両の変速装置

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4917658B2 (ja) * 2009-11-25 2012-04-18 本田技研工業株式会社 自動変速機

Patent Citations (2)

* 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
JP2012096653A (ja) * 2010-11-02 2012-05-24 Aisin Seiki Co Ltd ハイブリッド車両の変速装置

Also Published As

Publication number Publication date
JP6733431B2 (ja) 2020-07-29
JP2018035875A (ja) 2018-03-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US9194463B2 (en) 10-shift power train of automatic transmission for vehicle
CN101970901B (zh) 车辆用双离合器式变速器
US20060207365A1 (en) Dual clutch kinematic arrangements with wide span
CN105370814B (zh) 多挡双离合变速器及车辆
CN107575543A (zh) 九挡双离合变速器
CN104373527B (zh) 三输入离合器变速器
US9022891B2 (en) Triple clutch multi-speed transmission
US8747274B2 (en) Triple clutch multi-speed transmission
JP7209401B2 (ja) 動力伝達装置
JP2010249303A (ja) 常時噛合式の車両用変速機
CN105370816B (zh) 多挡双离合变速器及车辆
CN113931980A (zh) 一种六挡双离合变速传动机构
US9145960B2 (en) Triple clutch multi-speed transmission
CN204533385U (zh) 自动变速器及具有该自动变速器的车辆
CN204267617U (zh) 多挡双离合变速器及车辆
CN204114024U (zh) 多挡双离合变速器及车辆
US10975935B2 (en) Dual clutch-type transmission
JP2008291893A (ja) デュアルクラッチ式変速機
JP6221485B2 (ja) ツインクラッチ式変速機
CN204114025U (zh) 多挡双离合变速器及车辆
CN204004220U (zh) 双离合自动变速器
WO2018043609A1 (ja) 変速機
JP6729191B2 (ja) 変速機
KR101393908B1 (ko) 자동변속기의 6속 파워트레인
CN113685498B (zh) 九挡双离合变速器及车辆

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 17846613

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17846613

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1