JP2005083479A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents
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Abstract
【課題】後進のためにケースに固定するブレーキの容量を小さくし、各変速比で駆動している際に空転する摩擦要素の数を少なくして、引きずり抵抗を減らす。
【解決手段】第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20とを有し、第1遊星歯車群14が入力軸10と中間出力メンバーとの間において正転2段または3段逆転1段の変速比を得ることができる構成であり、第2遊星歯車群20が回転メンバーとして、中間出力メンバーと連結した中間入力メンバーと、ケース76に固定可能な低速段固定メンバーと、入力軸10と連結可能な高速段入力メンバーと、出力軸12と連結した出力メンバーとを備えた。
【選択図】図1
【解決手段】第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20とを有し、第1遊星歯車群14が入力軸10と中間出力メンバーとの間において正転2段または3段逆転1段の変速比を得ることができる構成であり、第2遊星歯車群20が回転メンバーとして、中間出力メンバーと連結した中間入力メンバーと、ケース76に固定可能な低速段固定メンバーと、入力軸10と連結可能な高速段入力メンバーと、出力軸12と連結した出力メンバーとを備えた。
【選択図】図1
Description
本発明は、車両用自動変速機に用いる多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。
車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費や排気特性および加速性能を向上することを主眼に、前進5段以上の多段変速が可能なものが実用に供されている。
実用に供されている多段変速遊星歯車列は、4列の遊星歯車と6個の摩擦要素により前進7段の変速比を得ている。
実用に供されている多段変速遊星歯車列は、4列の遊星歯車と6個の摩擦要素により前進7段の変速比を得ている。
しかし、4列の遊星歯車のうち、上流の2列は2段の減速と直結が可能な歯車群であり、下流の2列は多段化の機能と後進のための逆転機能を有した歯車群であった。
このように後進において、上流の歯車群で減速されて大きくなったトルクを下流の歯車群で逆転する構成であるため、逆転に際して所定のメンバーをケースに固定するブレーキの容量が大きくなってしまい、製造コストや重量およびスペースの面での問題のほかに、当該ブレーキが締結していない高速走行において、引きずり抵抗が過大になって発熱を来たし燃費を悪化させるという欠点があった。
このように後進において、上流の歯車群で減速されて大きくなったトルクを下流の歯車群で逆転する構成であるため、逆転に際して所定のメンバーをケースに固定するブレーキの容量が大きくなってしまい、製造コストや重量およびスペースの面での問題のほかに、当該ブレーキが締結していない高速走行において、引きずり抵抗が過大になって発熱を来たし燃費を悪化させるという欠点があった。
また、6個の摩擦要素のうち各変速比を得るのに選択された2個の摩擦要素を締結する構成であるため、常に残りの4個の摩擦要素は空転しており、これらが引きずり抵抗の要因になるので、空転している摩擦要素の数が多いことに起因して燃費を悪化させるという欠点があった。
特開2000−266138号公報
解決しようとする第一の問題点は、4列の遊星歯車を有する多段変速遊星歯車列において後進のために所定のメンバーをケースに固定するブレーキの容量が大きい点であり、第二の問題点は、各変速比で駆動している際に空転している摩擦要素の数が多い点である。
本発明は、4列の遊星歯車のうち、上流の2列で構成する第1遊星歯車群において、少なくとも1段の減速と直結に加えて逆転が可能な正転2段または3段逆転1段の変速比が得られることを最も主要な特徴とする。
本発明の多段変速遊星歯車列は、上流の2列で構成する第1遊星歯車群において、正転2段または3段逆転1段の変速比が得られる構成にしたため、下流の2列で構成する第2遊星歯車群に容量の大きな後進専用のブレーキが不要になり、製造コストや重量およびスペースを低減でき、当該ブレーキが締結していない高速走行における引きずり抵抗が小さくなって燃費が向上するという利点がある。また、前進7段または8段の構成を例にとると各変速比を得る際に6個の摩擦要素のうち選択された3個を締結するので、引きずり抵抗の要因になるのは常に3個の摩擦要素となって、通常のように2個締結する場合に比べ引きずりの原因となる摩擦要素数が減少し、燃費が向上するという利点がある。
上流の2列で構成する第1遊星歯車群を、従来一般的に前進3段後進1段の自動変速機に用いられた歯車列として、下流の2列で構成する第2遊星歯車群を多段化の機能に特化させ、下流の2列で構成する第2遊星歯車群に容量の大きな後進専用のブレーキを不要としながら、摩擦要素の数を増やさずに前進7段または8段後進1段の変速比を得ることを実現した。
図1は、本発明装置の1実施例のスケルトン図であって、同心とした入力軸10と出力軸12の軸心より上側半分を描いてある。
図1に示した本発明の多段変速遊星歯車列は、入力軸10と出力軸12とが同軸上に配置され、これらの軸上の上流側(図の左側)の2列が第1遊星歯車群14であり、第1遊星歯車組16と第2遊星歯車組18とで構成されている。
また、下流側(図の右側)の2列が第2遊星歯車群20であり、第3遊星歯車組22と第4遊星歯車組24とで構成されている。
また、下流側(図の右側)の2列が第2遊星歯車群20であり、第3遊星歯車組22と第4遊星歯車組24とで構成されている。
第1遊星歯車組乃至第4遊星歯車組16、18、22、24は、いずれも一般的にシングルピニヨン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。すなわち、第1遊星歯車組16は第1サンギヤ30と、第1リングギヤ32と、第1リングギヤ32および第1サンギヤ30に噛み合った第1ピニヨン34と、第1ピニヨン34を回転自在に軸支する第1キャリヤ38とで構成されている。
同様に、第2遊星歯車組18は、第2サンギヤ40、第2リングギヤ42、第2ピニヨン44、第2キャリヤ48で、第3遊星歯車組22は、第3サンギヤ50、第3リングギヤ52、第3ピニヨン54、第3キャリヤ58で、第4遊星歯車組24は、第4サンギヤ60、第4リングギヤ62、第4ピニヨン64、第4キャリヤ68で、それぞれ構成されている。
入力軸10、出力軸12と、第1遊星歯車組乃至第4遊星歯車組16、18、22、24の各回転メンバーは以下のように連結されているか、または連結可能である。
第2リングギヤ32は第1クラッチ70を介して入力軸10と選択的に連結可能である。第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは連結しており、第2クラッチ72を介して入力軸10と選択的に連結可能であるとともに、第1ブレーキ74によりケース(静止部)76に固定可能である。
第2リングギヤ32は第1クラッチ70を介して入力軸10と選択的に連結可能である。第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは連結しており、第2クラッチ72を介して入力軸10と選択的に連結可能であるとともに、第1ブレーキ74によりケース(静止部)76に固定可能である。
第1キャリヤ38は第2ブレーキ78によりケース76に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ80によって一回転方向は常にケース76に固定されるようになっている。
第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とは連結しているとともに、第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62と連結している。
第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とは連結しているとともに、第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62と連結している。
ここで、第1遊星歯車群14にあって入力軸10とのみ連結可能な第2リングギヤ32は本発明の第1入力メンバーを構成する。
また、第1遊星歯車群14にあって入力軸10と連結可能かつケース76に固定可能な第1サンギヤ30および第2サンギヤ40は本発明の第2入力メンバーを構成する。
そして、第1遊星歯車群14にあってケース76に固定可能であるのみの第1キャリヤ38は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第1遊星歯車群14にあって第2遊星歯車群20の回転メンバーと連結している第1リングギヤ32および第2キャリヤ48は本発明の中間出力メンバーを構成する。
また、第1遊星歯車群14にあって入力軸10と連結可能かつケース76に固定可能な第1サンギヤ30および第2サンギヤ40は本発明の第2入力メンバーを構成する。
そして、第1遊星歯車群14にあってケース76に固定可能であるのみの第1キャリヤ38は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第1遊星歯車群14にあって第2遊星歯車群20の回転メンバーと連結している第1リングギヤ32および第2キャリヤ48は本発明の中間出力メンバーを構成する。
第2遊星歯車群20において、第4リングギヤ62は前述のように中間出力メンバーの第1リングギヤ32および第2キャリヤ48と連結している。
第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とは連結するとともに第3クラッチ82を介して入力軸10と連結可能である。
第3サンギヤ50は第4サンギヤ60と連結するとともに第3ブレーキ84によりケース76に固定可能である。
第3キャリヤ58は出力軸12と連結している。
第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とは連結するとともに第3クラッチ82を介して入力軸10と連結可能である。
第3サンギヤ50は第4サンギヤ60と連結するとともに第3ブレーキ84によりケース76に固定可能である。
第3キャリヤ58は出力軸12と連結している。
ここで、第2遊星歯車群20にあって第1遊星歯車群14の中間出力メンバーと連結している第4リングギヤ62は本発明の中間入力メンバーを構成する。
また、第2遊星歯車群20にあって入力軸10と連結可能な第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とは本発明の高速段入力メンバーを構成する。
そして、第2遊星歯車群20にあってケース76に固定可能な第3サンギヤ50および第4サンギヤ60は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第2遊星歯車群20にあって出力軸12と連結している第3キャリヤ58は本発明の出力メンバーを構成する。
また、第2遊星歯車群20にあって入力軸10と連結可能な第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とは本発明の高速段入力メンバーを構成する。
そして、第2遊星歯車群20にあってケース76に固定可能な第3サンギヤ50および第4サンギヤ60は本発明の低速段固定メンバーを構成する。
さらに、第2遊星歯車群20にあって出力軸12と連結している第3キャリヤ58は本発明の出力メンバーを構成する。
次に、図1に示した多段変速遊星歯車列の作動を、図2に示した作動表と図3の(a)に示した共通速度線図を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ワンウエイクラッチを含めて軸や静止部および回転メンバー間の連結機能を有するものを総称して締結要素と呼ぶ。
なお、図2の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキおよびワンウエイクラッチなどの締結要素が割り当ててあり、C−1は第1クラッチ70を、B−1は第1ブレーキ74を、OCはワンウエイクラッチ80をといった具合に、それぞれ表す。
なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図1に記してある。
なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図1に記してある。
縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Dレンジ」「Rレンジ」および「Lレンジ」に分け、Dレンジは前進第1速(1st)乃至第8速(8th)の、Rレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
なお、Lレンジでは、後述するエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10側を駆動することが可能である。
図2の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を表す。
また、(○)印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
なお、Lレンジでは、後述するエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10側を駆動することが可能である。
図2の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を表す。
また、(○)印は締結しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
図3の(a)に示す、実施例1の多段変速遊星歯車列における共通速度線図は、縦方向が入力軸10の回転数を1とした場合の各回転メンバーの回転数を表し、横方向は、第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20とに分けて、第1遊星歯車組乃至第4遊星歯車組16、18、22、24の各歯数比に応じた間隔に各回転メンバーを割り振って回転メンバーごとに縦線で速度軸を描いてある。
共通速度線図の各速度軸上方に書いた記号は、サンギヤはS、リングギヤはR、キャリヤはCで、またその後の数字1、2はそれぞれが属する第1乃至第4の遊星歯車組を表し、例えばS1、R1、C1は、それぞれ第1遊星歯車組16の第1サンギヤ30、第1リングギヤ32、第1キャリヤ38を表すようになっている。
ここで、各遊星歯車組の歯数比は、リングギヤの歯数(Zr)に対するサンギヤの歯数(Zs)の比(Zs/Zr)であり、第1遊星歯車組16をα1、第2遊星歯車組18をα2、第3遊星歯車組22をα3、第4遊星歯車組24をα4とする。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α1を0.58、α2を0.48、α3を0.38、α4を0.45とした場合について説明する。
なお、共通速度線図を含めて変速比の計算には、α1を0.58、α2を0.48、α3を0.38、α4を0.45とした場合について説明する。
さらに、表示および計算式を簡略化するため、A、B、Cの中間値を以下のように定める。
A=α2(1+α1)
B=α4(1+α3)
C=1/{(1+α2)+α2/α1}
これに上記の歯数比を代入すると、Aは0.621、Bは0.676、Cは0.433になる。
A=α2(1+α1)
B=α4(1+α3)
C=1/{(1+α2)+α2/α1}
これに上記の歯数比を代入すると、Aは0.621、Bは0.676、Cは0.433になる。
共通速度線図は、各回転メンバーの回転数を表す線を太線で描いてあり、水平の細い2点鎖線は中間出力メンバーと中間入力メンバーとが同じ回転数で連結されていることを表している。
なお、各縦線(速度軸)と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸12と連結された第3キャリヤ58(C3)の縦線における交点を○印で表示した。
また、交点を●で表した部分は各締結要素の配置を示している。
図3の(b)にはα1、α2、α3、α4を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。
なお、各縦線(速度軸)と太線との交点の高さがそれぞれの回転メンバーの回転数を表す。
分かりやすくするため、出力軸12と連結された第3キャリヤ58(C3)の縦線における交点を○印で表示した。
また、交点を●で表した部分は各締結要素の配置を示している。
図3の(b)にはα1、α2、α3、α4を上記の値とした場合の各変速比およびそれら間の各段間比を示してある。
はじめに、前進第1速(1st)の駆動は、図2に示した作動表に見るように、第1クラッチ70(C−1)と第3ブレーキ84(B−1)の締結により入力軸10と第1入力メンバーの第2リングギヤ42とが連結され、低速段固定メンバーの第3サンギヤ50および第4サンギヤ60がケース76に固定されることで行われる。
このとき、第1キャリヤ38はワンウエイクラッチ80(OC)によりケース76に固定される。
このとき、第1キャリヤ38はワンウエイクラッチ80(OC)によりケース76に固定される。
すなわち、ワンウエイクラッチ80は第1速で、車両を加速する方向において第1キャリヤ38をケース76に固定するようになっており、Dレンジの第1速では、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10への駆動はできない。
第1速の変速比(入力軸10の回転数/出力軸12の回転数)は、(1/C)(1+α3)(1+α4)になり、上記の値に設定した歯数比においては4.617になる。
第1速の変速比(入力軸10の回転数/出力軸12の回転数)は、(1/C)(1+α3)(1+α4)になり、上記の値に設定した歯数比においては4.617になる。
第1速を図3の共通速度線図で説明すると、第1遊星歯車群14側(図の左側)は、第2リングギヤ42(R2)が入力軸10と同じ回転数1であり、第1キャリヤ38(C1)が固定されて回転数0として、両者を結んだのが1st、7thの斜線である。
なお、第1遊星歯車群14においては後述のように7thも1stと同じになる。
この斜線と第1リングギヤ32(R1)および第2キャリヤ48(C2)の縦線との交点が中間出力メンバーの回転数になり、これと連結されている第2遊星歯車群20(図の右側)の第4リングギヤ62(R4)が同じ回転数であり、これと固定されて回転数0の第3サンギヤ50(S3)および第4サンギヤ60(S4)とを結んだ1stの斜線が第2遊星歯車群20における回転数を表す。
この斜線と第3キャリヤ58(C3)の縦線との交点の高さが出力軸12の回転数になる。
すなわち、第1速においては、第1遊星歯車群14で中間出力メンバーが第1の減速比で駆動され、これをさらに第2遊星歯車群20で減速することになる。
この斜線と第1リングギヤ32(R1)および第2キャリヤ48(C2)の縦線との交点が中間出力メンバーの回転数になり、これと連結されている第2遊星歯車群20(図の右側)の第4リングギヤ62(R4)が同じ回転数であり、これと固定されて回転数0の第3サンギヤ50(S3)および第4サンギヤ60(S4)とを結んだ1stの斜線が第2遊星歯車群20における回転数を表す。
この斜線と第3キャリヤ58(C3)の縦線との交点の高さが出力軸12の回転数になる。
すなわち、第1速においては、第1遊星歯車群14で中間出力メンバーが第1の減速比で駆動され、これをさらに第2遊星歯車群20で減速することになる。
次に、第2速(2nd)への変速は、前述の第1速での第1クラッチ70および第3ブレーキ74の締結に加えて、第1ブレーキ74(B−1)を締結することにより、第1サンギヤ30および第2サンギヤ40をケース76に固定することで行われる。
このとき、第1キャリヤ38のケース76への固定は、ワンウエイクラッチ80の作用で自動的に解除される。
このとき、第1キャリヤ38のケース76への固定は、ワンウエイクラッチ80の作用で自動的に解除される。
共通速度線図においては、第1遊星歯車群14側は第1サンギヤ30および第2サンギヤ40がケース76に固定されるため、この回転数を0として第2リングギヤ42の回転数1とを結んだ斜線になる。
これにより、中間出力メンバーは第1の減速比より小さい第2の減速比で駆動されるので、第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62の回転数も同様に変化して2nd、6thの斜線になる。
第2速の変速比は(1+α2)(1+α3)(1+α4)になり、上記した歯数比においては2.961である。
これにより、中間出力メンバーは第1の減速比より小さい第2の減速比で駆動されるので、第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62の回転数も同様に変化して2nd、6thの斜線になる。
第2速の変速比は(1+α2)(1+α3)(1+α4)になり、上記した歯数比においては2.961である。
前述のように、前進第1速から第2速への変速においては、ワンウエイクラッチ80の作用があるため、第1ブレーキ74の締結を追加するだけで済む。
したがって、変速する際のいわゆる変速ショックは、第1ブレーキ74の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速制御を容易に行うことができる。
したがって、変速する際のいわゆる変速ショックは、第1ブレーキ74の締結を緩やかに行うように制御するだけで抑えられるので、円滑な変速制御を容易に行うことができる。
次に、第3速(3rd)への変速は、第2速での第1ブレーキ74の締結を解除して第2クラッチ22(C−2)を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図においては第1遊星歯車群14が一体になるため、中間出力メンバーの第1リングギヤ32および第2キャリヤ48は入力軸10と直結されるので3rd、5thの水平線になり、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が入力軸10と同じ1になって、3rdの斜線に変化する。
変速比は第2遊星歯車群20のみで決まり(1+α3)(1+α4)になる。
上記した歯数比においては1.443である。
これにより、共通速度線図においては第1遊星歯車群14が一体になるため、中間出力メンバーの第1リングギヤ32および第2キャリヤ48は入力軸10と直結されるので3rd、5thの水平線になり、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が入力軸10と同じ1になって、3rdの斜線に変化する。
変速比は第2遊星歯車群20のみで決まり(1+α3)(1+α4)になる。
上記した歯数比においては1.443である。
続いて第4速(4th)への変速は、第3速における第2クラッチ72の締結を解除して、第3クラッチ82(C−3)を締結することで行われる。
このとき、第1クラッチ70は締結したままであるが動力伝達には関与しない。
第3クラッチ82は第4速以降の高速段において締結を維持する。
第3クラッチ82の締結により第2遊星歯車群20側は第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とが入力軸10と連結され、これの回転数を1とした4thの斜線に変化する。
変速比は1+α3になり、上記した歯数比においては1.380である。
このとき、第1クラッチ70は締結したままであるが動力伝達には関与しない。
第3クラッチ82は第4速以降の高速段において締結を維持する。
第3クラッチ82の締結により第2遊星歯車群20側は第3リングギヤ52と第4キャリヤ68とが入力軸10と連結され、これの回転数を1とした4thの斜線に変化する。
変速比は1+α3になり、上記した歯数比においては1.380である。
なお、作動表および共通速度線図は第1クラッチ70を締結した状態になっているが、これを解除して第2クラッチ72を締結してもよい。この場合も第2クラッチ72は動力伝達に関与しない。
共通速度線図において第1遊星歯車群14側の4thの斜線が破線になっているのは動力伝達に関与していないことを表す。
共通速度線図において第1遊星歯車群14側の4thの斜線が破線になっているのは動力伝達に関与していないことを表す。
次に、第5速(5th)への変速は、第4速までにおける第3ブレーキ84の締結を解除して、再び第2クラッチ72を締結することで行われる。
これにより、共通速度線図において5thの水平線が示すように、3個のクラッチ全てが締結されて第1遊星歯車群14および第2遊星歯車群20と入力軸10および出力軸12が全て一体になる。
したがって、変速比は上記の歯数比と関係なく1になる。
これにより、共通速度線図において5thの水平線が示すように、3個のクラッチ全てが締結されて第1遊星歯車群14および第2遊星歯車群20と入力軸10および出力軸12が全て一体になる。
したがって、変速比は上記の歯数比と関係なく1になる。
次に、第6速(6th)への変速は、第5速における第2クラッチ72の締結を解除して、第1ブレーキ74を締結することで行われる。
これにより、再び第1サンギヤ30および第2サンギヤ40がケース76に固定されて回転数が0になり、共通速度線図において第1遊星歯車群14側は2ndと同じ斜線に変化する。
したがって、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が2ndと同じになり、これと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ6thの斜線に変化する。
変速比はA/{A・B+(1−B)(A+α3)}になり、上記した歯数比では0.834の増速(オーバードライブ)である。
これにより、再び第1サンギヤ30および第2サンギヤ40がケース76に固定されて回転数が0になり、共通速度線図において第1遊星歯車群14側は2ndと同じ斜線に変化する。
したがって、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が2ndと同じになり、これと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ6thの斜線に変化する。
変速比はA/{A・B+(1−B)(A+α3)}になり、上記した歯数比では0.834の増速(オーバードライブ)である。
次に、第7速(7th)への変速は、第6速における第1ブレーキ74の締結を解除して、第2ブレーキ78を締結することで行われる。
これにより、再び第1キャリヤ38がケース76に固定されて回転数が0になり、共通速度線図において第1遊星歯車群14側は1stと同じ斜線に変化する。
したがって、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が1stと同じになり、これと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ7thの斜線に変化する。
変速比はA/{A・C+(1−C)(A+α3)}になり、上記した歯数比では0.743の増速である。
これにより、再び第1キャリヤ38がケース76に固定されて回転数が0になり、共通速度線図において第1遊星歯車群14側は1stと同じ斜線に変化する。
したがって、第2遊星歯車群20側は第4リングギヤ62の回転数が1stと同じになり、これと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ7thの斜線に変化する。
変速比はA/{A・C+(1−C)(A+α3)}になり、上記した歯数比では0.743の増速である。
次に、この歯車列は第8速(8th)の変速比を得ることも可能である。
すなわち、第8速(8th)への変速は、第7速までにおける第1クラッチ70の締結を解除して、再び第1ブレーキ74を締結することで行われる。
これにより、第1遊星歯車群14が一体になってケース76に固定されるので、第4リングギヤ62の回転数も0になり、共通速度線図において第2遊星歯車群20側はこれと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ8thの斜線に変化する。
変速比はA/(A+α3)になり、上記した歯数比では0.620の増速である。
すなわち、第8速(8th)への変速は、第7速までにおける第1クラッチ70の締結を解除して、再び第1ブレーキ74を締結することで行われる。
これにより、第1遊星歯車群14が一体になってケース76に固定されるので、第4リングギヤ62の回転数も0になり、共通速度線図において第2遊星歯車群20側はこれと第3リングギヤ52および第3キャリヤ68の回転数1とを結んだ8thの斜線に変化する。
変速比はA/(A+α3)になり、上記した歯数比では0.620の増速である。
次に、Rレンジにおける後進(Rev)の駆動は、第2クラッチ72と第2ブレーキ78および第3ブレーキ84を締結することで行われる。
これにより、第1サンギヤ30および第2サンギヤ40が入力軸10と連結され、第1キャリヤ38が回転数0となるので、共通速度線図において第1遊星歯車群14側はRevの斜線になって、第1リングギヤ32および第2キャリヤ48が逆転減速駆動される。
したがって、これと連結された第4リングギヤ62も逆回転するので、第2遊星歯車群20側はこれと第3サンギヤ50および第4サンギヤ60の回転数0とを結んだ斜線になる。
変速比は−(1+α3)(1+α4)/α1になり、上記した歯数比においては−3.450になる。
すなわち、後進においては、第1遊星歯車群14で逆転減速されたトルクを第2遊星歯車群20でさらに減速して駆動することになる。
これにより、第1サンギヤ30および第2サンギヤ40が入力軸10と連結され、第1キャリヤ38が回転数0となるので、共通速度線図において第1遊星歯車群14側はRevの斜線になって、第1リングギヤ32および第2キャリヤ48が逆転減速駆動される。
したがって、これと連結された第4リングギヤ62も逆回転するので、第2遊星歯車群20側はこれと第3サンギヤ50および第4サンギヤ60の回転数0とを結んだ斜線になる。
変速比は−(1+α3)(1+α4)/α1になり、上記した歯数比においては−3.450になる。
すなわち、後進においては、第1遊星歯車群14で逆転減速されたトルクを第2遊星歯車群20でさらに減速して駆動することになる。
前述のように、Dレンジの第1速においてワンウエイクラッチ80は車両を加速する方向にのみ自動的に締結されるので、エンジンブレーキのように出力軸12側から駆動する場合には、図2の作動表のLレンジにおける1stに示すように、第1クラッチ70と第3ブレーキ84の締結に加えて、第2ブレーキ78を締結する。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第1速の変速比を得ることができる。
これにより、トルクが作用する方向を問わずに前進第1速の変速比を得ることができる。
以上の変速比を図3の(b)にまとめる。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
なお、隣り合った変速比同士の比が段間比である。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
以上が、図1に示した本発明の前進8段後進1段の多段遊星歯車列における作動と変速比である。
図1に示した本発明の多段遊星歯車列は、後進時に上流の第1遊星歯車群14において逆転させるので、従来のように上流で減速されて大きくなったトルクを下流の第2遊星歯車群20で逆転する必要がないため、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量は大幅に小さくて済み、製造コストや重量およびスペースを低減できる。
一般に逆転時にケースに固定するブレーキは、容量(作用するトルク)が大きくなりがちであり、かつ非作動の高速走行において引きずり抵抗を生む要因であるため、この容量が小さいことは特に高速走行における燃費の向上に効果が大きい。
図1に示した本発明の多段遊星歯車列は、後進時に上流の第1遊星歯車群14において逆転させるので、従来のように上流で減速されて大きくなったトルクを下流の第2遊星歯車群20で逆転する必要がないため、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量は大幅に小さくて済み、製造コストや重量およびスペースを低減できる。
一般に逆転時にケースに固定するブレーキは、容量(作用するトルク)が大きくなりがちであり、かつ非作動の高速走行において引きずり抵抗を生む要因であるため、この容量が小さいことは特に高速走行における燃費の向上に効果が大きい。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において作動(締結)している摩擦要素が3個となるので、通常の2個の場合に比べ非作動(非締結)の摩擦要素は3個と少なくなって、それだけ引きずり抵抗の発生を抑えることができる。
さらに、本発明の多段遊星歯車列によれば前進8段の変速比を得ることができるので、段間比を好適に維持しながら全体の変速比幅(Spread:1速変速比/8th変速比)を大きくすることが可能であり、車両の走行条件に応じて最適な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上にメリットがある。
図4は、本発明の多段変速遊星歯車列における第2の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例2における実施例1との違いは、第1遊星歯車群14の構成が異なっていることである。
すなわち、第1遊星歯車群14は一般に複式遊星歯車と呼ばれるもので、第1サンギヤ30および第2リングギヤ42と噛み合った第1ピニヨン34が第1列から第2列にかけて長くなっており、この第1ピニヨン34と第1リングギヤ32とに噛み合う第2ピニヨン46と、これら第1ピニヨン34および第2ピニヨン46を回転自在に軸支する第1キャリヤ38とで構成されている。
すなわち、第1遊星歯車群14は一般に複式遊星歯車と呼ばれるもので、第1サンギヤ30および第2リングギヤ42と噛み合った第1ピニヨン34が第1列から第2列にかけて長くなっており、この第1ピニヨン34と第1リングギヤ32とに噛み合う第2ピニヨン46と、これら第1ピニヨン34および第2ピニヨン46を回転自在に軸支する第1キャリヤ38とで構成されている。
第2リングギヤ42は、第1クラッチ70を介して入力軸10と連結可能であり、本発明の第1入力メンバーを構成する。
第1サンギヤ30は、第2クラッチ72を介して入力軸10と連結可能であるとともに、第1ブレーキ74によってケース76に固定可能であり、本発明の第2入力メンバーを構成する。
第1サンギヤ30は、第2クラッチ72を介して入力軸10と連結可能であるとともに、第1ブレーキ74によってケース76に固定可能であり、本発明の第2入力メンバーを構成する。
第1リングギヤ32は、第2ブレーキ78によってケース76に固定可能であるとともに、ワンウエイクラッチ(OC1)80によって一回転方向はケース76に固定されており、本発明の第1固定メンバーを構成する。
第1キャリヤ38は、第2遊星歯車群20の第4リングギヤ62と連結されており、本発明の中間出力メンバーを構成する。
第1キャリヤ38は、第2遊星歯車群20の第4リングギヤ62と連結されており、本発明の中間出力メンバーを構成する。
各回転メンバーの機能および各締結要素の役割は実施例1と同じであり、作動表も図2を共用できるので、詳細の作動説明は省略するが、実施例1と同様に前進8段後進1段の変速比を得ることができる。
変速比の計算に用いるA、B、Cの中間値と各変速比は以下のようになる。
A=α4(1+α3)
B=1/(1+α2)
C=α1/(α1+α2)
1st:(α1+α2)(1+α3)(1+α4)/α1
2nd:(1+α2)(1+α3)(1+α4)
3rd:(1+α3)(1+α4)
4th:(1+α3)
5th:1
6th:A/{A・B+(1−B)(A+α3)}
7th:A/{A・C+(1−C)(A+α3)}
8th:A/(A+α3)
Rev:(α1−1)(1+α3)(1+α4)/α1
変速比の計算に用いるA、B、Cの中間値と各変速比は以下のようになる。
A=α4(1+α3)
B=1/(1+α2)
C=α1/(α1+α2)
1st:(α1+α2)(1+α3)(1+α4)/α1
2nd:(1+α2)(1+α3)(1+α4)
3rd:(1+α3)(1+α4)
4th:(1+α3)
5th:1
6th:A/{A・B+(1−B)(A+α3)}
7th:A/{A・C+(1−C)(A+α3)}
8th:A/(A+α3)
Rev:(α1−1)(1+α3)(1+α4)/α1
なお、図示は省略したが、共通速度線図に関しては図3に示した実施例1のものと基本的に同じ形状になるが、各縦線が表す速度軸の回転メンバーが変化する。
すなわち、第1遊星歯車群14側が次のようになる。
左端 第2リングギヤ42(第1入力メンバー)
左から2番目 第1キャリヤ38(中間出力メンバー)
左から3番目 第1リングギヤ32(第1固定メンバー)
右端 第1サンギヤ30(第2入力メンバー)
第2遊星歯車群20側は図3と同一であり、第1遊星歯車群14および入力軸10との連結関係も同じである。
すなわち、第1遊星歯車群14側が次のようになる。
左端 第2リングギヤ42(第1入力メンバー)
左から2番目 第1キャリヤ38(中間出力メンバー)
左から3番目 第1リングギヤ32(第1固定メンバー)
右端 第1サンギヤ30(第2入力メンバー)
第2遊星歯車群20側は図3と同一であり、第1遊星歯車群14および入力軸10との連結関係も同じである。
したがって、実施例2において各遊星歯車組の歯数比を適切に設定して、各縦線間の間隔が図3の共通速度線図と同じになるようにすると、変速比の値も実施例1と同じになる。
実施例2も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
実施例2も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
図5は、本発明の多段変速遊星歯車列における第3の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例2と異なる部分を中心に説明し、実施例2と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例2と異なる部分を中心に説明し、実施例2と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例3における実施例2との違いは、第1に第1遊星歯車群の構成がやや異なることである。
すなわち、第1リングギヤ32と噛み合った第1ピニヨン34が2列目まで伸びて、これに第2ピニヨン44が噛み合うとともに、この第2ピニヨン44と第2サンギヤ40および第2リングギヤ42が噛み合っている。
すなわち、第1リングギヤ32と噛み合った第1ピニヨン34が2列目まで伸びて、これに第2ピニヨン44が噛み合うとともに、この第2ピニヨン44と第2サンギヤ40および第2リングギヤ42が噛み合っている。
第2の違いは実施例2における第1ブレーキが削除されていることである。
作動表の図示は省略したが、図2に示した実施例1の作動表のうち、第1ブレーキ(B−1)の縦1列と、2nd、6th、8thの横3列を削除したものになる。
したがって、前進5段後進1段の歯車列になる。
作動表の図示は省略したが、図2に示した実施例1の作動表のうち、第1ブレーキ(B−1)の縦1列と、2nd、6th、8thの横3列を削除したものになる。
したがって、前進5段後進1段の歯車列になる。
変速比については実施例2の2nd、6th、8thを削除したものと同じになるが、各遊星歯車組の歯数比を、α1を0.48、α2を0.36、α3を0.43、α4を0.50とした場合で例示すると以下になる。なお、( )内は隣り合った変速比同士の段間比である。
1st: 3.754 (1.750)
2nd: 2.145 (1.500)
3rd: 1.430 (1.430)
4th: 1.000 (1.258)
5th: 0.795
Rev:−2.324
1st: 3.754 (1.750)
2nd: 2.145 (1.500)
3rd: 1.430 (1.430)
4th: 1.000 (1.258)
5th: 0.795
Rev:−2.324
前述のように、実施例2における第1ブレーキがないため、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は2個になる。
実施例3も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進5段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と5個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は2個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
実施例3も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進5段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と5個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は2個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
図6は、本発明の多段変速遊星歯車列における第4の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例4における実施例1との違いは、第1に入力軸10と出力軸12とが平行に配置されていることである。なお、図6は、入力軸10側は軸心より下側半分を、出力軸12側は軸心より上側半分を描いてある。
違いの第2は、第1遊星歯車群14とそれに付随する締結要素が入力軸10と同軸上に、第2遊星歯車群20とそれに付随する締結要素が出力軸12と同軸上に配置されていることである。
違いの第2は、第1遊星歯車群14とそれに付随する締結要素が入力軸10と同軸上に、第2遊星歯車群20とそれに付随する締結要素が出力軸12と同軸上に配置されていることである。
すなわち、第1遊星歯車組乃至第4遊星歯車組16、18、22、24の構成および連結関係は基本的に実施例1と同じであるが、第1遊星歯車組16および第2遊星歯車組18と第1クラッチ70、第2クラッチ72、第1ブレーキ74、第2ブレーキ78および第1ワンウエイクラッチ80は入力軸10と同軸上に配置されており、第3遊星歯車組22および第4遊星歯車組24と第3クラッチ82、第3ブレーキ84は出力軸12と同軸上に配置されている。
そして、入力軸10と第3クラッチ82との間は第1歯車対86で連結されており、中間出力メンバーの第1リングギヤ32および第2キャリヤ48と中間入力メンバーの第4リングギヤ62との間は第2歯車対88で連結されている。
違いの第3は、締結要素が増えていることである。すなわち、第1ブレーキ74と並列に第2ワンウエイクラッチ90と第4ブレーキ92が設けられ、第3ブレーキと並列に第3ワンウエイクラッチ94が設けられている。
違いの第3は、締結要素が増えていることである。すなわち、第1ブレーキ74と並列に第2ワンウエイクラッチ90と第4ブレーキ92が設けられ、第3ブレーキと並列に第3ワンウエイクラッチ94が設けられている。
これにより、第4ブレーキ92を締結すると第2入力メンバーの第1サンギヤ30および第2サンギヤ40が一回転方向はケース76に固定され、低速段固定メンバーの第3サンギヤ50および第4サンギヤ60は常に一回転方向においてケース76に固定されることになる。
これらの締結要素の作動は図7に示す作動表のようになる。なお、図7の作動表の中において破線で示した○印は、図示しない「Lレンジ」においてエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10側を駆動する際に締結することを表す。
前述のように歯車列そのものは実施例1と基本的に同じであるので、各回転メンバーの連結および固定の関係も基本は同じである。
前述のように歯車列そのものは実施例1と基本的に同じであるので、各回転メンバーの連結および固定の関係も基本は同じである。
すなわち、Dレンジの第2速においては、実施例1における第1ブレーキ74に代わって第4ブレーキ92を締結することで車両を加速する方向にのみ第2入力メンバーの第1サンギヤ30および第2サンギヤ40がケース76に固定され、所定の変速比を得ることができる。
したがって、第3速への変速においては第2クラッチ72の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。
したがって、第3速への変速においては第2クラッチ72の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。
また、第3ワンウエイクラッチ94の作用で、第1速乃至第4速において低速段固定メンバーの第3サンギヤ50および第4サンギヤ60が常に一回転方向はケース76に固定されるので、Dレンジにおいては第3ブレーキ84を締結する必要はない。
したがって、第4速から第5速へ変速する場合も、第2クラッチ72の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。
したがって、第4速から第5速へ変速する場合も、第2クラッチ72の締結を追加するだけで済むので変速ショックの発生を抑える制御が容易にできる。
これらを除けば各変速段における連結、固定の関係は実施例1で説明したのと同じであり、変速比に関しても第1歯車対86と第2歯車対88の歯数比を1とすれば実施例 1と同じになる。
詳細の説明は省略するが、図7の作動表に示した破線の○印の摩擦要素は非作動であるが、当該変速段における回転差はないので、実施例3も第1速以外においては回転差のある摩擦要素は常に3個である。
詳細の説明は省略するが、図7の作動表に示した破線の○印の摩擦要素は非作動であるが、当該変速段における回転差はないので、実施例3も第1速以外においては回転差のある摩擦要素は常に3個である。
実施例4も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と7個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と7個の摩擦要素で構成され、各変速段において非作動(非締結)の摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
さらに、第1遊星歯車組乃至第4遊星歯車組16、18、22、24および各締結要素を入力軸10側と出力軸12側とに分散して配置したので、第1歯車対86と第2歯車対88を追加したことを考慮しても歯車列全体の軸方向長さを短縮する効果があり、エンジン横置きの前輪駆動車に適用する変速機に用いることがやりやすくなるというメリットがある。
図8は、本発明の多段変速遊星歯車列における第5の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例5における実施例1との違いは、第1遊星歯車群14の回転メンバーの構成が異なることである。
すなわち、第1遊星歯車組16および第2遊星歯車組18は、実施例1と同様にシングルピニヨン型と呼ばれるもので両遊星歯車組16、18間の連結関係は同じであるが、各回転メンバーの定義と摩擦要素との関係は以下のようになっている。
第2リングギヤ32は第1クラッチ70を介して入力軸10と選択的に連結可能である。
第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは連結する一方、第1ブレーキ74によりケース76に固定可能である。
すなわち、第1遊星歯車組16および第2遊星歯車組18は、実施例1と同様にシングルピニヨン型と呼ばれるもので両遊星歯車組16、18間の連結関係は同じであるが、各回転メンバーの定義と摩擦要素との関係は以下のようになっている。
第2リングギヤ32は第1クラッチ70を介して入力軸10と選択的に連結可能である。
第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは連結する一方、第1ブレーキ74によりケース76に固定可能である。
第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とは連結しており、第2クラッチ72を介して入力軸10と選択的に連結可能であるとともに、第2ブレーキ78よってケース76に固定可能である。
第1キャリヤ38は第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62と連結している。
第1キャリヤ38は第2遊星歯車群20側の第4リングギヤ62と連結している。
ここで、第1遊星歯車群14にあって入力軸10とのみ連結可能な第2リングギヤ32は本発明の第1入力メンバーを構成する。
また、第1遊星歯車群14にあって入力軸10と連結可能かつケース76に固定可能な第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とは本発明の第2入力メンバーを構成する。
そして、第1遊星歯車群14にあってケース76に固定可能であるのみの第1サンギヤ30および第2サンギヤ40は本発明の第1固定メンバーを構成する。
さらに、第1遊星歯車群14にあって第2遊星歯車群20の回転メンバーと連結している第1キャリヤ38は本発明の中間出力メンバーを構成する。
また、第1遊星歯車群14にあって入力軸10と連結可能かつケース76に固定可能な第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とは本発明の第2入力メンバーを構成する。
そして、第1遊星歯車群14にあってケース76に固定可能であるのみの第1サンギヤ30および第2サンギヤ40は本発明の第1固定メンバーを構成する。
さらに、第1遊星歯車群14にあって第2遊星歯車群20の回転メンバーと連結している第1キャリヤ38は本発明の中間出力メンバーを構成する。
第2遊星歯車群20の構成と第1遊星歯車群14および入力軸10との連結関係は実施例1と同じである。
すなわち、中間入力メンバーの第4リングギヤ62は中間出力メンバーの第1キャリヤ38と連結している。
すなわち、中間入力メンバーの第4リングギヤ62は中間出力メンバーの第1キャリヤ38と連結している。
最初に第1遊星歯車群14の作動を、図9に示す作動表および図10の(a)示す共通速度線図を参考にしながら説明する。
1stおよび7thのように、第2リングギヤ42と入力軸10とを第1クラッチ70により連結し、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とを第1ブレーキ74によりケース76に固定すると、共通速度線図の1st、7thの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第1キャリヤ38は第1の減速比で駆動される。
1stおよび7thのように、第2リングギヤ42と入力軸10とを第1クラッチ70により連結し、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とを第1ブレーキ74によりケース76に固定すると、共通速度線図の1st、7thの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第1キャリヤ38は第1の減速比で駆動される。
次に、2ndおよび6thのように、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40の固定はそのままに、第2リングギヤ42と入力軸10との連結を解除して、第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とを第2クラッチ72によって入力軸10と連結すると、共通速度線図の2nd、6thの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第1キャリヤ38は第2の減速比で駆動される。
続いて、3rdおよび5thのように、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40との固定を解除して、再び第2リングギヤ42と入力軸10とを第1クラッチ70により連結すると、第1遊星歯車群14は一体となって中間出力メンバーの第1キャリヤ38は入力軸10と直結され、共通速度線図においては3rd、5thの水平線になる。
さらに、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とを第1ブレーキ74により、第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とを第2ブレーキ78によって、それぞれケース76に固定すると、第1遊星歯車群14は一体となってケース76に固定され、共通速度線図においては8thの水平線になる。
また、第2リングギヤ42と入力軸10とを第1クラッチ70により連結し、第1リングギヤ32と第2キャリヤ48とを第2ブレーキ78によってケース76に固定すると、共通速度線図のRevの斜線が示すようになって、中間出力メンバーの第1キャリヤ38は逆転減速駆動される。
これらの説明でわかるように、第1遊星歯車群14の各回転メンバーと摩擦要素との連結関係および、共通速度線図に示す速度線の関係は実施例1と異なるが、入力軸10と中間出力メンバーの第1キャリヤ38との間が、正転3段逆転1段の変速比で連結される関係であることは同じである。
前述のように、第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20との関係は実施例1と同じであり、共通速度線図において第2遊星歯車群20側の速度線の形状は実施例1と同じである。
詳細の説明は省略するが、図9の作動表および図10の共通速度線図に見るように、実施例5は実施例1と同様に前進8段、後進1段の変速比を得ることができる。
詳細の説明は省略するが、図9の作動表および図10の共通速度線図に見るように、実施例5は実施例1と同様に前進8段、後進1段の変速比を得ることができる。
変速比の計算に用いるA、B、Cの中間値と各変速比は以下のようになる。
A=α4(1+α3)
B=1/(1+α1)
C=α1/{(1+α1)(1+α2)}
1st:(1+α1)(1+α2)(1+α3)(1+α4)
2nd:(1+α2)(1+α3)(1+α4)
3rd:(1+α3)(1+α4)
4th:(1+α3)
5th:1
6th:A/{A・B+(1−B)(A+α3)}
7th:A/{A・C+(1−C)(A+α3)}
8th:A/(A+α3)
Rev:−α2(1+α1)(1+α3)(1+α4)/α1
A=α4(1+α3)
B=1/(1+α1)
C=α1/{(1+α1)(1+α2)}
1st:(1+α1)(1+α2)(1+α3)(1+α4)
2nd:(1+α2)(1+α3)(1+α4)
3rd:(1+α3)(1+α4)
4th:(1+α3)
5th:1
6th:A/{A・B+(1−B)(A+α3)}
7th:A/{A・C+(1−C)(A+α3)}
8th:A/(A+α3)
Rev:−α2(1+α1)(1+α3)(1+α4)/α1
各遊星歯車組の歯数比を、α1を0.48、α2を0.56、α3を0.38、α4を0.45とした場合の変速比の値と段間比を図10の(b)に示す。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
これに見るように、全般に高速段側へ行くにしたがって段間比が小さくなっており、内燃機関で駆動する車両用変速機の変速比として好ましい傾向になっている。
実施例5も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両が走行中の引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
なお、実施例5も、実施例4のように入力軸10と出力軸12とを平行に配置して、際1遊星歯車群14を入力軸10上に、第2遊星歯車群を出力軸12上に、それぞれ設けることが可能である。
また、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
なお、実施例5も、実施例4のように入力軸10と出力軸12とを平行に配置して、際1遊星歯車群14を入力軸10上に、第2遊星歯車群を出力軸12上に、それぞれ設けることが可能である。
図11は、本発明の多段変速遊星歯車列における第6の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例5と異なる部分を中心に説明し、実施例5と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例5と異なる部分を中心に説明し、実施例5と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例6における実施例5との違いは、第1に第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20の配置が左右逆になっていることである。
すなわち、第2遊星歯車群20の第3遊星歯車組22および第4遊星歯車組24が図の左側で、第1遊星歯車群14の第1遊星歯車組16および第2遊星歯車組18が右側に配置されているが、両遊星歯車群14、20間ならびに入力軸10および出力軸12との連結関係は同じである。
すなわち、第2遊星歯車群20の第3遊星歯車組22および第4遊星歯車組24が図の左側で、第1遊星歯車群14の第1遊星歯車組16および第2遊星歯車組18が右側に配置されているが、両遊星歯車群14、20間ならびに入力軸10および出力軸12との連結関係は同じである。
違いの第2は、第2リングギヤ42と入力軸10とが第1クラッチ70により連結可能であるのと並列に、ワンウエイクラッチ80で一回転方向は常に連結されていることである。
ワンウエイクラッチ80は、前進第1速で車両を駆動する回転方向において第2リングギヤ42と入力軸10とを連結するようになっている。
ワンウエイクラッチ80は、前進第1速で車両を駆動する回転方向において第2リングギヤ42と入力軸10とを連結するようになっている。
実施例6の作動は、図12に示した作動表のように前進7段後進1段である。すなわち、実施例5における第8速がないのと同じである。
作動表の表示方法は実施例1の図2と同じであるので詳細の説明は省略するが、ワンウエイクラッチ80の配置は異なるが作用は実施例1のものと実質的に同じである。
実施例6においては、ワンウエイクラッチ80が第2リングギヤ42と入力軸10との間に設けられているため、実施例5のような第8速が成り立たないが、そのほかは実施例5と同じであり、変速比も同様であるので説明を省略する。
作動表の表示方法は実施例1の図2と同じであるので詳細の説明は省略するが、ワンウエイクラッチ80の配置は異なるが作用は実施例1のものと実質的に同じである。
実施例6においては、ワンウエイクラッチ80が第2リングギヤ42と入力軸10との間に設けられているため、実施例5のような第8速が成り立たないが、そのほかは実施例5と同じであり、変速比も同様であるので説明を省略する。
実施例6も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両の走行中における引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、前進7段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
また、前進7段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
図13は、本発明の多段変速遊星歯車列における第7の実施例のスケルトンである。
ここでは、実施例5および6と異なる部分を中心に説明し、実施例5、6と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例5および6と異なる部分を中心に説明し、実施例5、6と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例7における実施例5、6との違いは、第1に第1遊星歯車群14および第2遊星歯車群20の中で各遊星歯車組の並べ方が異なることである。
すなわち、第1遊星歯車群14に例をとると第1遊星歯車組16と第2遊星歯車組18とが左右逆に配置されている。第2遊星歯車群20も同様である。
第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20の並べ方は実施例5と同じである。
すなわち、第1遊星歯車群14に例をとると第1遊星歯車組16と第2遊星歯車組18とが左右逆に配置されている。第2遊星歯車群20も同様である。
第1遊星歯車群14と第2遊星歯車群20の並べ方は実施例5と同じである。
第2の違いは、第1遊星歯車群14において第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とが一体でないことである。
すなわち、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは第4クラッチ96により選択的に連結可能であるとともに、これと並列に配置されたワンウエイクラッチ80により一回転方向は常に連結されており、第1サンギヤ30が第1ブレーキ74によりケース76に固定可能になっている。
すなわち、第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは第4クラッチ96により選択的に連結可能であるとともに、これと並列に配置されたワンウエイクラッチ80により一回転方向は常に連結されており、第1サンギヤ30が第1ブレーキ74によりケース76に固定可能になっている。
ワンウエイクラッチ80は、第1速で車両を駆動する回転方向において第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とを連結する。
第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは一体ではないが互いに連結可能であり、両者が本発明の第1固定メンバーを構成することに変わりはない。
一方、第2リングギヤ42と入力軸10とが第1クラッチ70のみにより連結可能になっている点は実施例5と同じである。
第1サンギヤ30と第2サンギヤ40とは一体ではないが互いに連結可能であり、両者が本発明の第1固定メンバーを構成することに変わりはない。
一方、第2リングギヤ42と入力軸10とが第1クラッチ70のみにより連結可能になっている点は実施例5と同じである。
実施例7の作動は、図14に示した作動表のように前進8段後進1段の変速が可能である。すなわち第2リングギヤ42と入力軸10との間が第1クラッチ70のみにより連結可能になっているので実施例5と同様に第8速が可能になり、一方、ワンウエイクラッチ80の作用は実施例6と実質的に同じであるので、第1速から第2速の変速に際して変速ショックの少ない制御を容易にできる効果がある。
共通速度線図および詳細の説明は省略するが、実施例7も、前進8段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と7個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個である。
実施例7も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両の走行中における引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
実施例7も、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量が従来よりも小さいので、製造コストや重量およびスペースを低減できるほか、車両の走行中における引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上に効果が大きい。
また、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個と少ないので、これも引きずり抵抗の減少につながり燃費の向上にメリットがある。
なお、図14の作動表からわかるように、第1クラッチ70を削除して第2リングギヤ42と入力軸10とを一体的に連結すると、第8速がない前進7段後進1段にすることができる。
その場合も、前進7段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個である。
その場合も、前進7段の変速比を得ながら4列の遊星歯車組と6個の摩擦要素で構成され、各変速段において回転差のある摩擦要素は3個である。
以上、第1乃至第7の実施例について説明したが、これらに共通することは、4列の遊星歯車のうち、上流の2列で構成する第1歯車群14において、少なくとも1段の減速と直結に加えて逆転が可能な正転2段または3段逆転1段の歯車列を用いることが最も主要な特徴である。
その結果、後進時は上流の第1遊星歯車群14において逆転されるため、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量は従来よりも小さくて済むので、引きずり抵抗が少なくなる。
その結果、後進時は上流の第1遊星歯車群14において逆転されるため、後進時に逆転のためにケースに固定する第2ブレーキ78のトルク容量は従来よりも小さくて済むので、引きずり抵抗が少なくなる。
また、前進7段または8段の変速比を得ながら、各変速段において回転差の生ずる摩擦要素はおおむね3個と少なく、さらに、前進5段の場合には各変速段において回転差の生ずる摩擦要素は2個になり、それだけ引きずり抵抗の発生を抑えることができる。
これらの引きずり抵抗の減少により、特に高速走行において動力伝達効率が向上するので、変速機の発熱を抑えるとともに燃費向上の効果が大きい。
さらに、本発明の多段遊星歯車列によれば最大で前進8段の変速比を得ることができるので、段間比を好適に維持しながら全体の変速比幅を大きくとることが可能になり、車両の走行条件に応じて適切な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上に効果がある。
さらに、本発明の多段遊星歯車列によれば最大で前進8段の変速比を得ることができるので、段間比を好適に維持しながら全体の変速比幅を大きくとることが可能になり、車両の走行条件に応じて適切な変速比を選択して走行することで、加速性能や燃費の向上に効果がある。
また、前進7段または8段の場合、第1遊星歯車群14は、従来一般的に前進3段後進1段の自動変速機に用いられてきた歯車列である。したがって、第1遊星歯車群14は上記した実施例以外の歯車列であっても、正転3段逆転1段の変速比を有する歯車列であれば同様の作用をすることができる。
さらに第2遊星歯車群20は上記したように4つの回転メンバーを備え、かつ共通速度線図において各速度軸が並ぶ順番が同一になる連結関係であれば、上記実施例以外の歯車列であっても同様の多段変速が可能になるので、当業者の一般的な知識に基づいて、最適な歯車列を選択しレイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。
さらに第2遊星歯車群20は上記したように4つの回転メンバーを備え、かつ共通速度線図において各速度軸が並ぶ順番が同一になる連結関係であれば、上記実施例以外の歯車列であっても同様の多段変速が可能になるので、当業者の一般的な知識に基づいて、最適な歯車列を選択しレイアウトなどの変更や改良を加えた態様で実施することができる。
各遊星歯車組の歯数比により変速比の範囲が大きく変化するので、比較的車重の軽い乗用自動車から重いトラック、バスなどの商用自動車の自動変速機をはじめ、産業車両などの変速機にも幅広く適用することができる。
10 入力軸
12 出力軸
14 第1遊星歯車群
16 第1遊星歯車組
18 第2遊星歯車組
20 第2遊星歯車群
22 第3遊星歯車組
24 第4遊星歯車組
30 第1サンギヤ
32 第1リングギヤ
34 第1ピニヨン
38 第1キャリヤ
40 第2サンギヤ
42 第2リングギヤ
44 第2ピニヨン
48 第2キャリヤ
50 第3サンギヤ
52 第3リングギヤ
54 第3ピニヨン
58 第3キャリヤ
60 第4サンギヤ
62 第4リングギヤ
64 第4ピニヨン
68 第4キャリヤ
70 第1クラッチ
72 第2クラッチ
74 第1ブレーキ
76 ケース
78 第2ブレーキ
80 ワンウエイクラッチ、第1ワンウエイクラッチ
82 第3クラッチ
84 第3ブレーキ
86 第1歯車対
88 第2歯車対
90 第2ワンウエイクラッチ
92 第4ブレーキ
94 第3ワンウエイクラッチ
96 第4クラッチ
12 出力軸
14 第1遊星歯車群
16 第1遊星歯車組
18 第2遊星歯車組
20 第2遊星歯車群
22 第3遊星歯車組
24 第4遊星歯車組
30 第1サンギヤ
32 第1リングギヤ
34 第1ピニヨン
38 第1キャリヤ
40 第2サンギヤ
42 第2リングギヤ
44 第2ピニヨン
48 第2キャリヤ
50 第3サンギヤ
52 第3リングギヤ
54 第3ピニヨン
58 第3キャリヤ
60 第4サンギヤ
62 第4リングギヤ
64 第4ピニヨン
68 第4キャリヤ
70 第1クラッチ
72 第2クラッチ
74 第1ブレーキ
76 ケース
78 第2ブレーキ
80 ワンウエイクラッチ、第1ワンウエイクラッチ
82 第3クラッチ
84 第3ブレーキ
86 第1歯車対
88 第2歯車対
90 第2ワンウエイクラッチ
92 第4ブレーキ
94 第3ワンウエイクラッチ
96 第4クラッチ
Claims (8)
- 入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と前記出力軸との間に設けられ、前記入力軸の回転数を前記出力軸の回転数へ変換する上流側の第1遊星歯車群と下流側の第2遊星歯車群とを有し、
前記第1遊星歯車群が、回転メンバーとして該第1遊星歯車群の出力を前記第2遊星歯車群に入力する中間出力メンバーを有し、前記入力軸と前記中間出力メンバーとの間において正転方向で直結を含む2段または3段の変速比を得るとともに逆転方向で1段の変速比を得る構成であり、
前記第2遊星歯車群が、回転メンバーとして、前記中間出力メンバーと連結するか連結可能な中間入力メンバーと、ケースに固定可能な低速段固定メンバーと、前記入力軸と連結可能な高速段入力メンバーと、前記出力軸と連結した出力メンバーとを備え、
前記第2遊星歯車群の共通速度線図において、前記中間入力メンバー、前記高速段入力メンバー、前記出力メンバー、前記低速段固定メンバーの各速度軸がこの順に配置されるようにしたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。 - 前記第1遊星歯車群が、前記中間出力メンバーのほかに回転メンバーとして、第1入力メンバーと、第2入力メンバーと、第1固定メンバーとを備え、
前記第1入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第1固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが第1の減速比で連結され、
前記第1入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第2入力メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが前記第1の減速比より小さい第2の減速比で連結され、
前記第1入力メンバーおよび前記第2入力メンバーと前記入力軸とを連結すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが直結し、
前記第2入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第1固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが逆転減速比で連結される構成であることを特徴とする請求項1に記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記第1遊星歯車群は、
第1サンギヤと、第1リングギヤと、前記第1サンギヤおよび前記第1リングギヤと噛み合った第1ピニヨンと、該第1ピニヨンを回転自在に支持する第1キャリヤを有する第1遊星歯車組と、
第2サンギヤと、第2リングギヤと、前記第2サンギヤおよび前記第2リングギヤと噛み合った第2ピニヨンと、該第2ピニヨンを回転自在に軸支する第2キャリヤを有する第2遊星歯車組とからなり、
前記第2リングギヤが前記第1入力メンバーを構成し、
前記第1サンギヤと前記第2サンギヤとが連結して前記第2入力メンバーを構成し、
前記第1キャリヤが前記第1固定メンバーを構成し、
前記第1リングギヤと前記第2キャリヤとが連結して前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項2に記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記第1遊星歯車群は、
第1サンギヤと、第1リングギヤと、該第1リングギヤと噛み合った第1ピニヨンと、該第1ピニヨンおよび前記第1サンギヤと噛み合った第2ピニヨンと、該第2ピニヨンと噛み合った第2リングギヤと、前記第1ピニヨンおよび前記第2ピニヨンを回転自在に軸支する第1キャリヤとからなり、
前記第2リングギヤが前記第1入力メンバーを構成し、
前記第1サンギヤが前記第2入力メンバーを構成し、
前記第1リングギヤが前記第1固定メンバーを構成し、
前記第1キャリヤが前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項2に記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記第1遊星歯車群が、前記中間出力メンバーのほかに回転メンバーとして、第1入力メンバーと、第2入力メンバーと、第1固定メンバーとを備え、
前記第1入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第1固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが第1の減速比で連結され、
前記第2入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第1固定メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが前記第1の減速比より小さい第2の減速比で連結され、
前記第1入力メンバーおよび前記第2入力メンバーと前記入力軸とを連結すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが直結し、
前記第1入力メンバーと前記入力軸とを連結して前記第2入力メンバーを前記ケースに固定すると、前記入力軸と前記中間出力メンバーとが逆転減速比で連結されることを特徴とする請求項1に記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記第1遊星歯車群は、
第1サンギヤと、第1リングギヤと、前記第1サンギヤおよび前記第1リングギヤと噛み合った第1ピニヨンと、該第1ピニヨンを回転自在に支持する第1キャリヤを有する第1遊星歯車組と、
第2サンギヤと、第2リングギヤと、前記第2サンギヤおよび前記第2リングギヤと噛み合った第2ピニヨンと、該第2ピニヨンを回転自在に軸支する第2キャリヤを有する第2遊星歯車組とからなり、
前記第2リングギヤが前記第1入力メンバーを構成し、
前記第1リングギヤと前記第2キャリヤとが連結して前記第2入力メンバーを構成し、
前記第1サンギヤが前記第2サンギヤと連結するかまたは連結可能であって前記第1固定メンバーを構成し、
前記第1キャリヤが前記中間出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項5に記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記第2遊星歯車群は、
第3サンギヤと、第3リングギヤと、前記第3サンギヤおよび前記第3リングギヤと噛み合った第3ピニヨンと、該第3ピニヨンを回転自在に支持する第3キャリヤを有する第3遊星歯車組と、
第4サンギヤと、第4リングギヤと、該第4サンギヤおよび第4リングギヤと噛み合った第4ピニヨンと、該第4ピニヨンを回転自在に軸支する第4キャリヤを有する第4遊星歯車組とからなり、
前記第4リングギヤが前記中間入力メンバーを構成し、
前記第4キャリヤと前記第3リングギヤとが連結して前記高速段入力メンバーを構成し、
前記第3サンギヤが前記第4サンギヤと連結するかまたは連結可能であって前記低速段固定メンバーを構成し、
前記第3キャリヤが前記出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項1乃至6のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。 - 前記入力軸と前記出力軸とを平行に配置し、
前記第1遊星歯車群を前記入力軸と同軸上に、前記第2遊星歯車群を前記出力軸と同軸上に、それぞれ配置するとともに、
前記入力軸と前記高速段入力メンバーとを第1歯車対を介して、前記中間出力メンバーと前記中間入力メンバーとを第2歯車対を介して、それぞれ連結または連結可能にしたことを特徴とする請求項1乃至7のいずれかに記載の多段変速遊星歯車列。
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JP2007255696A (ja) * | 2006-03-22 | 2007-10-04 | Hyundai Motor Co Ltd | 自動変速機のパワートレイン |
US7377872B2 (en) | 2005-12-06 | 2008-05-27 | Hyundai Motor Company | Seven-speed powertrain of an automatic transmission for vehicles |
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