JP2006132755A - Transmission device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、変速装置、特に複式クラッチ装置に対応した変速装置に関する。 The present invention relates to a transmission, and more particularly to a transmission corresponding to a double clutch device.
車両の変速を自動的に行う手段として自動変速機(AT)がある。近年のATは、例えばトルクコンバータと複数の遊星ギヤ及びクラッチを組み合わせたものが主流となっている。ATは、トルクコンバータの無段変速作用及び複数のクラッチの自動切換により、手動変速機(MT)で必要とされている発進時、停止時、及び変速時のドライバーによるクラッチ操作が不要になる。一方、ATは、流体を介するトルクコンバータを用いるため、入力側と出力側とを機械的に直接連結しトルクを伝達するMTに比べて伝達効率が劣る。したがって、ATは、ドライバーの労力が軽減されるという利点を有している反面、車両の燃費が低下するという欠点を有している。そこで、MTの伝達効率を確保しつつクラッチ操作を不要とするため、MTの構造をベースに自動化した自動変速機(AMT)が開発されている。 There is an automatic transmission (AT) as a means for automatically shifting the vehicle. In recent years, for example, a combination of a torque converter, a plurality of planetary gears, and a clutch has become mainstream. The AT eliminates the need for clutch operation by the driver at the start, stop, and shift required for the manual transmission (MT) due to the continuously variable transmission action of the torque converter and automatic switching of the plurality of clutches. On the other hand, since AT uses a torque converter via fluid, the transmission efficiency is inferior to MT that mechanically directly connects the input side and output side to transmit torque. Therefore, the AT has an advantage that the labor of the driver is reduced, but has a disadvantage that the fuel consumption of the vehicle is reduced. Therefore, in order to eliminate the need for clutch operation while ensuring the transmission efficiency of MT, an automatic transmission (AMT) automated based on the structure of MT has been developed.
AMTは、MTのクラッチ操作及びトランスミッションの変速操作を自動化しており、従来のMTと同様の伝達効率を確保しつつ、クラッチ操作を不要とすることができる。しかし、AMTは、変速操作をする間はMTと同様にクラッチの連結を解除するため、トルク伝達が一時的に遮断される。トルク伝達が遮断される間は、車両が加速することなく慣性のみで走行する状態となるため、変速時のいわゆるトルク切れは車両の加速に大きく影響し、ドライバーに不快感を与えやすい。一方、ATの場合は、複数のクラッチを用いるため、変速時のトルク切れがない。 The AMT automates the clutch operation of the MT and the gear shifting operation of the transmission, and can eliminate the clutch operation while ensuring the same transmission efficiency as the conventional MT. However, since the AMT releases the clutch connection in the same manner as the MT during the speed change operation, torque transmission is temporarily interrupted. While the torque transmission is interrupted, the vehicle is driven only by inertia without acceleration, so that the so-called torque loss during the shift greatly affects the acceleration of the vehicle and tends to make the driver uncomfortable. On the other hand, in the case of AT, since a plurality of clutches are used, there is no torque interruption at the time of shifting.
以上に述べたトルク切れの問題を解決するため、AMTのクラッチ装置として複式クラッチ装置を採用しているものが開発されている。複式クラッチ装置は、主に、入力軸と、第1出力軸と、第2出力軸と、第1クラッチと、第2クラッチとから構成される。入力軸は、エンジンから複式クラッチ装置へトルクを入力するためのものである。第1出力軸は、トランスミッション側へトルクを出力するためのものであり、入力軸と同軸上に配置されている。第2出力軸は、トランスミッション側へトルクを出力するためのものであり、第1出力軸の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第1クラッチは、入力軸に入力されたトルクを第1出力軸へ伝達及び遮断するためのものである。第2クラッチは、入力軸に入力されたトルクを第2出力軸へ伝達及び遮断するためのものであり、第1クラッチの外周側に配置されている(例えば、特許文献1を参照。)。 In order to solve the above-described problem of running out of torque, an AMT clutch device employing a double clutch device has been developed. The double clutch device mainly includes an input shaft, a first output shaft, a second output shaft, a first clutch, and a second clutch. The input shaft is for inputting torque from the engine to the double clutch device. The first output shaft is for outputting torque to the transmission side, and is arranged coaxially with the input shaft. The second output shaft is for outputting torque to the transmission side, and is a cylindrical member arranged coaxially on the outer peripheral side of the first output shaft. The first clutch is for transmitting and interrupting torque input to the input shaft to the first output shaft. The second clutch is for transmitting and blocking torque input to the input shaft to the second output shaft, and is disposed on the outer peripheral side of the first clutch (see, for example, Patent Document 1).
この複式クラッチ装置は、トルク切れを防止するため、第1及び第2クラッチにより第1及び第2出力軸へ交互にトルクを伝達可能としている。また、第1及び第2出力軸は、それぞれ異なる歯車対に選択的に連結可能となっている。この複式クラッチ装置は、第1クラッチを連結して第1出力軸へトルクを伝達している状態で第2出力軸をいずれかの歯車対に連結しておき、第1クラッチの連結を解除すると同時に第2クラッチを連結し第2出力軸へトルクを伝達することができる。また、その逆の動作も可能となっている。したがって、この複式クラッチ装置を採用したAMTは、変速時にトルク切れが発生せず、スムーズかつ無駄のない変速操作が可能となる。
以上に述べたAMTには、複数の歯車等で構成される有段変速装置が採用される。有段変速装置は、減速比の関係上、シフトアップ時においては変速後のエンジン回転数が下がる。したがって、減速比のステップ分だけ変速前のエンジン回転数を上げておく必要がある。特に前述のAMTの場合、シフトアップ及びシフトダウンのハンチング防止のため、シフトアップ及びシフトダウン時の車速に一定の余裕を設ける必要があり、変速前のエンジン回転数をMTよりも上げなければならない。この結果、AMTに従来の有段変速装置を用いると、燃費の低下及び騒音の増大を招く。したがって、AMTに搭載する変速装置は、従来より減速比のステップを小さくするため、変速段数を増やす必要があり、変速装置が大型化してしまう。加えて、この変速装置は、発進時において一方のクラッチのみ半クラッチ状態で滑らせているため、一方のクラッチのフェーシングが他方に比べて摩耗するという問題も発生する。 The AMT described above employs a stepped transmission that includes a plurality of gears and the like. In the stepped transmission, due to the reduction ratio, the engine speed after the shift is reduced during the upshift. Therefore, it is necessary to increase the engine speed before the shift by the step of the reduction ratio. In particular, in the case of the above-described AMT, it is necessary to provide a certain margin for the vehicle speed at the time of upshifting and downshifting to prevent hunting of upshifting and downshifting, and the engine speed before shifting must be higher than MT. . As a result, when a conventional stepped transmission is used for AMT, fuel consumption is reduced and noise is increased. Therefore, the transmission device mounted on the AMT needs to increase the number of shift stages in order to reduce the step of the reduction ratio as compared with the prior art, and the transmission device becomes large. In addition, in this transmission, only one clutch is slid in a half-clutch state at the time of starting, which causes a problem that the facing of one clutch is worn compared to the other.
また、複式クラッチ装置は、複数のクラッチとそれに付随する機構とにより軸方向寸法が従来のMT用クラッチよりも大きくなる。この結果、AMT全体の軸方向寸法が大きくなるため、変速装置の小型化が望まれる。しかし、変速装置は、例えば6段変速の場合、前進用として変速段数と同数である6つの歯車対が必要となる。また、それに伴い、4つの切換機構が必要となる(例えば、特許文献2を参照。)。これらの歯車対及び切換機構が軸方向に配置されるため、変速装置の小型化は困難である。 In addition, the multiple clutch device has a larger axial dimension than the conventional MT clutch due to the plurality of clutches and the associated mechanism. As a result, since the axial dimension of the entire AMT becomes large, it is desirable to reduce the size of the transmission. However, in the case of a six-speed shift, for example, the transmission needs six gear pairs that are the same as the number of shift stages for forward movement. Further, along with this, four switching mechanisms are required (see, for example, Patent Document 2). Since these gear pairs and the switching mechanism are arranged in the axial direction, it is difficult to reduce the size of the transmission.
また、従来の変速装置は、主軸、副軸及び出力軸の3本の軸を備えている。FR車用の場合、主軸と出力軸とは同軸上に配置され、副軸は主軸及び出力軸に並行に配置されている。このような構造の場合、各歯車対の減速比の設定によっては歯車の径が大きくなるため、主軸及び出力軸と副軸との軸間距離が大きくなる。特に、主軸側の歯車は、ニードルベアリング等を介して主軸に対して相対回転可能に配置されているため、必要以上に径が大きくなる。そして、減速比の関係上、副軸側の歯車は、第1入力軸側の歯車よりも径が大きくなる。この結果、軸間距離はさらに大きくなり、変速装置が大型化し、AMT全体の大型化を招く。 Further, the conventional transmission includes three shafts, a main shaft, a sub shaft, and an output shaft. In the case of an FR vehicle, the main shaft and the output shaft are arranged coaxially, and the auxiliary shaft is arranged in parallel to the main shaft and the output shaft. In the case of such a structure, depending on the setting of the reduction ratio of each gear pair, the diameter of the gear increases, so that the distance between the main shaft, the output shaft, and the sub shaft increases. Particularly, since the gear on the main shaft side is disposed so as to be rotatable relative to the main shaft via a needle bearing or the like, the diameter becomes larger than necessary. And, due to the reduction ratio, the gear on the countershaft side is larger in diameter than the gear on the first input shaft side. As a result, the distance between the shafts is further increased, the transmission is increased in size, and the entire AMT is increased in size.
さらに、従来の変速装置は複数の切換機構を主軸と副軸とに分けて配置しているため、切換機構の制御が複雑になる。また、従来の変速装置は複数の切換機構を主軸と副軸とに分けて配置することで、両軸の軸間距離がさら大きくなり変速装置が大型化する。 Furthermore, since the conventional transmission device has a plurality of switching mechanisms divided into a main shaft and a sub shaft, the control of the switching mechanism becomes complicated. Further, in the conventional transmission, a plurality of switching mechanisms are arranged separately for the main shaft and the sub shaft, so that the distance between the shafts of both the shafts is further increased and the transmission is increased in size.
本発明の課題は、変速装置のギヤ等の構成要素を少なくするとともに、軸間距離を短縮することで、複式クラッチ装置に対応した変速装置の小型化を図ることにある。 SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to reduce the size of a transmission corresponding to a double clutch device by reducing the number of components such as gears of the transmission and reducing the distance between the shafts.
本発明の別の課題は、複式クラッチ装置に対応した変速装置の切換機構の配置を同一の軸上に集中させることで、切換機構の制御をシンプルにすることにある。 Another object of the present invention is to simplify the control of the switching mechanism by concentrating the arrangement of the switching mechanism of the transmission corresponding to the double clutch device on the same axis.
請求項1に記載の変速装置は、第1及び第2クラッチを選択的に連結及び遮断可能な複式クラッチ装置を備えた自動変速装置に搭載され、エンジンからのトルクを出力側に伝達するためのものである。この変速装置は、第1入力軸と、第2入力軸と、副軸と、出力軸と、第1歯車対と、第2歯車対と、第3歯車対と、第4歯車対と、第1切換機構と、第2切換機構とから構成されている。第1入力軸は、第1クラッチを介してトルクが入力されるためのものである。第2入力軸は、第2クラッチを介してトルクが入力されるためのものである。副軸は、第1入力軸に対して並行に配置されている。出力軸は、第1入力軸に対して同軸上に配置されている。第1歯車対は、第2入力軸に固定された第1歯車と、副軸に固定され第1歯車と噛み合う第2歯車とから構成されている。第2歯車対は、副軸に対して固定された第3歯車と、第1入力軸に対して相対回転可能に配置され第3歯車と噛み合う第4歯車とから構成されている。第3歯車対は、副軸に対して固定された第5歯車と、第1入力軸に対して相対回転可能に配置され第5歯車と噛み合う第6歯車とから構成されている。第4歯車対は、副軸に対して固定された第7歯車と、出力軸に対して相対回転可能に配置され第7歯車と噛み合う第8歯車とから構成されている。第1切換機構は、第1入力軸と副軸とを第2及び第3歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能としている。第2切換機構は、副軸と出力軸との第4歯車対を介した連結と、第1入力軸と出力軸との第4歯車対を介さない連結とを選択的に切換及び解除可能としている。また、この変速装置は、第2歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα2、第4歯車対の副軸から出力軸への減速比をα4とした場合に、α2<α4である。
The transmission according to
前述のように複式クラッチ装置は、第1及び第2クラッチを選択的に作動させることができるため、変速装置に対して第1及び第2入力軸のいずれか一方からトルクを入力できる。また、第1及び第2切換機構の連結パターンを変更することにより、この変速装置のトルク伝達経路は数通りとなる。例えば、第1及び第2入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の6通りが考えられる。 As described above, since the double clutch device can selectively operate the first and second clutches, torque can be input from one of the first and second input shafts to the transmission. Further, by changing the connection pattern of the first and second switching mechanisms, there are several torque transmission paths of the transmission. For example, the following six torque transmission paths from the first and second input shafts to the output shaft can be considered.
1)第1入力軸→第1切換機構→第2歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
2)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
3)第1入力軸→第1切換機構→第3歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
4)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第2歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
5)第1入力軸→第2切換機構→出力軸
6)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第3歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
1) First input shaft → first switching mechanism → second gear pair → second shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 2) Second input shaft → first gear pair → second shaft → second switching Mechanism → fourth gear pair → output shaft 3) first input shaft → first switching mechanism → third gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 4) second input shaft → first Gear pair-> secondary shaft-> first switching mechanism-> second gear pair-> first input shaft-> second switching mechanism-> output shaft 5) First input shaft-> second switching mechanism-> output shaft 6) Second input shaft-> second 1 gear pair-> secondary shaft-> 1st switching mechanism-> 3rd gear pair-> 1st input shaft-> 2nd switching mechanism-> output shaft
したがって、減速比の設定を適切に行い、第1及び第2クラッチの動作に応じて第1及び第2切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は6段変速を実現することができる。そして、従来の6段変速の変速装置と比較すると、従来の変速装置が前進用として少なくとも6つの歯車対と4つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は前進用として4つの歯車対と2つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により6段変速を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。 Therefore, by appropriately setting the reduction ratio and appropriately switching the first and second switching mechanisms according to the operations of the first and second clutches, this transmission can realize a six-speed shift. Compared with the conventional six-speed transmission, the conventional transmission requires at least six gear pairs and four switching mechanisms for forward movement, whereas this transmission has four for forward movement. Only a gear pair and two switching mechanisms are required. As a result, this transmission can achieve a six-speed shift with fewer components than in the prior art. Thereby, this transmission can reduce an axial direction dimension compared with the past, and can achieve size reduction.
また、減速比の設定を適切にすることで、第1入力軸と副軸との軸間距離を短縮することもできる。例えば、上記の1)〜6)を第1速から第6速とする。第1〜第4歯車対の減速比α1〜α4は、図1に示すとおりとなる。第1入力軸と副軸との軸間距離は、減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。第1速から第6速にかけて順番に減速比が小さくなるよう設定する必要がある。したがって、第1速から第3速の減速比の関係より、α3×α4<α1×α4<α2×α4となる。これにより、この変速装置が6段変速を実現するためには、少なくともα3<α1<α2の関係が必要とされる。しかし、α4については特に限定されないため、α2とα4との大小関係により軸間距離が決まる。 In addition, the distance between the first input shaft and the auxiliary shaft can be shortened by appropriately setting the reduction ratio. For example, the above 1) to 6) are changed from the first speed to the sixth speed. The reduction ratios α1 to α4 of the first to fourth gear pairs are as shown in FIG. The distance between the first input shaft and the sub shaft is determined by the gear diameter of the gear pair that maximizes the reduction ratio. It is necessary to set so that the reduction gear ratio decreases in order from the first speed to the sixth speed. Therefore, α3 × α4 <α1 × α4 <α2 × α4 is established from the relationship of the reduction ratio from the first speed to the third speed. Thus, in order for this transmission to realize a six-speed shift, a relationship of at least α3 <α1 <α2 is required. However, since α4 is not particularly limited, the inter-axis distance is determined by the magnitude relationship between α2 and α4.
α2は、第2歯車対の第1入力軸から副軸への減速比であるため、副軸側の第3歯車の径は第1入力軸側の第4歯車の径よりも大きくなる。一方、第4歯車は第1入力軸に対して相対回転可能に配置されており、第4歯車の内周側にはニードルベアリング等の軸受が設けられているため、第4歯車の径をあまり小さくすることができない。したがって、第3及び第4歯車は小径化が困難である。 Since α2 is a reduction ratio from the first input shaft to the countershaft of the second gear pair, the diameter of the third gear on the countershaft side is larger than the diameter of the fourth gear on the first input shaft side. On the other hand, the fourth gear is disposed so as to be rotatable relative to the first input shaft, and a bearing such as a needle bearing is provided on the inner peripheral side of the fourth gear. It cannot be made smaller. Therefore, it is difficult to reduce the diameter of the third and fourth gears.
それに対して、α4は第4歯車対の副軸から出力軸への減速比であるため、副軸側の第7歯車の径は出力軸側の第8歯車の径よりも小さくなる。また、第8歯車が出力軸に対して相対回転可能に配置されており、第8歯車の内周側にニードルベアリング等の軸受が設けられている。しかし、第7歯車は副軸に固定されているため、小径化が容易であり、軸受を有する第8歯車も小径化が可能となる。したがって、第7歯車は第4歯車に比べて小径化が容易である。 On the other hand, since α4 is a reduction ratio from the secondary shaft to the output shaft of the fourth gear pair, the diameter of the seventh gear on the secondary shaft side is smaller than the diameter of the eighth gear on the output shaft side. The eighth gear is disposed so as to be rotatable relative to the output shaft, and a bearing such as a needle bearing is provided on the inner peripheral side of the eighth gear. However, since the seventh gear is fixed to the countershaft, it is easy to reduce the diameter, and the eighth gear having the bearing can also be reduced in diameter. Therefore, the seventh gear can be easily reduced in diameter compared to the fourth gear.
以上より、小径化が困難な第2歯車対の減速比α2を小さくし、小径化が容易な第4歯車対の減速比α4を大きくする、すなわちα2<α4とすることで、第2及び第4歯車対の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置では軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。 As described above, the reduction ratio α2 of the second gear pair, which is difficult to reduce the diameter, is reduced, and the reduction ratio α4 of the fourth gear pair, which is easy to reduce the diameter, is increased, that is, α2 <α4. The diameter of each gear of the four gear pairs can be reduced. As a result, in this transmission, the distance between the shafts can be shortened, and the transmission can be reduced in size. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項2に記載の変速装置は、請求項1において、第1歯車対の第2入力軸から副軸への減速比をα1、第3歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα3とした場合に、α3<α1<α2<α4である。 A transmission device according to a second aspect is the transmission device according to the first aspect, in which the reduction ratio from the second input shaft to the secondary shaft of the first gear pair is α1, and the reduction ratio from the first input shaft to the secondary shaft of the third gear pair. Is α3 <α1 <α2 <α4.
この変速装置では、α3<α1<α2<α4であるため、減速比をα2<α4とすることにより短縮された軸間距離でα1及びα3の減速比を有した歯車対を設けることができる。これにより、この変速装置は、より確実に小型化を図ることができ、AMT全体の大型化を防止することができる。 In this transmission, since α3 <α1 <α2 <α4, a gear pair having a reduction ratio of α1 and α3 can be provided with a reduced center distance by setting the reduction ratio to α2 <α4. As a result, the transmission can be more reliably reduced in size, and the entire AMT can be prevented from increasing in size.
請求項3に記載の変速装置は、請求項1又は2において、第3歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα3とした場合に、0.7<α3<1.0である。
図1に示すように、第5速の減速比が1.0となるため、第4速の減速比を1.5程度とするのが実用的である。そうすると、α1/α3=1.5となる。α3=1とした場合はα1=1.5となり、α2は1.5よりもさらに大きくなる。α2が大きくなると、前述のように第1入力軸と副軸との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α1及びα2が大きくならないように、α3を小さな増速、すなわち0.7<α3<1.0とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
According to a third aspect of the present invention, in the transmission device according to the first or second aspect, when the reduction ratio from the first input shaft to the sub shaft of the third gear pair is α3, 0.7 <α3 <1.0. is there.
As shown in FIG. 1, since the reduction ratio of the fifth speed is 1.0, it is practical to set the reduction ratio of the fourth speed to about 1.5. Then, α1 / α3 = 1.5. When α3 = 1, α1 = 1.5, and α2 is larger than 1.5. An increase in α2 is not preferable because the distance between the first input shaft and the auxiliary shaft becomes longer as described above. Therefore, the distance between the shafts can be shortened by reducing α3 to a small speed increase, that is, 0.7 <α3 <1.0 so that α1 and α2 do not increase, and the transmission can be reduced in size. Can do. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項4に記載の変速装置は、請求項1から3のいずれかにおいて、第5歯車対と、第3切換機構とをさらに備えている。第5歯車対は、副軸に対して固定された第9歯車と、第1入力軸に対して相対回転可能に配置され第9歯車と噛み合う第10歯車とから構成されている。第3切換機構は、第1入力軸と副軸とを第5歯車対を介して選択的に連結及び連結解除可能としている。 According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the transmission further includes a fifth gear pair and a third switching mechanism. The fifth gear pair is composed of a ninth gear fixed to the countershaft and a tenth gear arranged to be rotatable relative to the first input shaft and meshing with the ninth gear. The third switching mechanism can selectively connect and disconnect the first input shaft and the countershaft via the fifth gear pair.
この変速装置は、第5歯車対及び第3切換機構を備えているため、他の歯車対と組み合わせることで最大8段階の変速が可能となる。例えば、第1及び第2入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の8通りとなる。 Since this speed change device includes the fifth gear pair and the third switching mechanism, a maximum of eight speeds can be changed by combining with another gear pair. For example, there are the following eight torque transmission paths from the first and second input shafts to the output shaft.
1)第1入力軸→第1切換機構→第2歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
2)第1入力軸→第3切換機構→第5歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
3)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
4)第1入力軸→第1切換機構→第3歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
5)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第3歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
6)第1入力軸→第2切換機構→出力軸
7)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第3切換機構→第5歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
8)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第2歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
1) First input shaft → first switching mechanism → second gear pair → second shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 2) First input shaft → third switching mechanism → fifth gear pair → second gear Shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 3) second input shaft → first gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 4) first input shaft → first shaft 5) 2nd input shaft-> 1st gear pair-> secondary shaft-> 1st switching mechanism-> 3rd gear pair-> 1st switching mechanism-> 3rd gear pair-> secondary shaft-> 2nd switching mechanism-> 4th gear pair-> output shaft Input shaft → second switching mechanism → output shaft 6) First input shaft → second switching mechanism → output shaft 7) Second input shaft → first gear pair → secondary shaft → third switching mechanism → fifth gear pair → second 1 input shaft → second switching mechanism → output shaft 8) second input shaft → first gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → second gear pair → first input shaft → second switching mechanism → output shaft
したがって、減速比の設定を適切に行い、第1及び第2クラッチの動作に応じて第1及び第2切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は最大8段変速を実現することができる。そして、従来の8段変速の変速装置と比較すると、従来の変速装置が前進用として変速段と同数である8つの歯車対と少なくとも4つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は前進用として5つの歯車対と3つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により8段変速を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。 Therefore, by appropriately setting the reduction ratio and appropriately switching the first and second switching mechanisms in accordance with the operations of the first and second clutches, this transmission can realize a maximum eight-speed shift. . As compared with the conventional eight-speed transmission, the conventional transmission requires eight gear pairs and at least four switching mechanisms, which are the same as the number of gears, for forward movement. Requires only five gear pairs and three switching mechanisms for advancement. As a result, this transmission can achieve an eight-speed shift with fewer components than in the prior art. Thereby, this transmission can reduce an axial direction dimension compared with the past, and can achieve size reduction. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項5に記載の変速装置は、請求項4において、第1歯車対の第2入力軸から副軸への減速比をα1、第2歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα2、第3歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα3、第4歯車対の副軸から出力軸への減速比をα4、第5歯車対の第1入力軸から副軸への減速比をα5とした場合に、α3<α1<α5<α2<α4である。 A transmission device according to a fifth aspect is the transmission device according to the fourth aspect, wherein a reduction ratio from the second input shaft to the secondary shaft of the first gear pair is α1, and a reduction ratio from the first input shaft to the secondary shaft of the second gear pair is Α2, the reduction ratio of the third gear pair from the first input shaft to the auxiliary shaft is α3, the reduction ratio of the fourth gear pair from the auxiliary shaft to the output shaft is α4, and the fifth gear pair is input from the first input shaft to the auxiliary shaft. When the reduction ratio to the shaft is α5, α3 <α1 <α5 <α2 <α4.
この変速装置は、α3<α1<α5<α2<α4であるため、減速比をα2<α4とすることにより短縮された軸間距離でα1、α3及びα5の減速比を有した歯車対を設けることができる。これにより、この変速装置は、より確実に小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。 In this transmission, since α3 <α1 <α5 <α2 <α4, a gear pair having reduction ratios of α1, α3, and α5 is provided at a reduced inter-axis distance by setting the reduction ratio to α2 <α4. be able to. Thereby, this transmission can be more reliably reduced in size. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項6に記載の変速装置は、請求項4又は5において、後進軸と、第1後進歯車対と、第2後進歯車対とをさらに備えている。後進軸は、第1入力軸に対して並行に配置されている。第1後進歯車対は、第4歯車と、後進軸に対して相対回転可能に配置され第4歯車と噛み合う第1後進歯車とから構成されている。第2後進歯車対は、後進軸に対して相対回転可能にかつ第1後進歯車に対して相対回転不能に配置された第2後進歯車と、第1入力軸に相対回転可能に配置され第2後進歯車と噛み合う第3後進歯車とから構成されている。また、第3切換機構は、第1入力軸と副軸との第5歯車対を介した連結と、第1入力軸と第1後進歯車との第2後進歯車対を介した連結とを選択的に切換及び解除可能である。 A transmission according to a sixth aspect is the transmission according to the fourth or fifth aspect, further comprising a reverse shaft, a first reverse gear pair, and a second reverse gear pair. The reverse shaft is disposed in parallel with the first input shaft. The first reverse gear pair includes a fourth gear and a first reverse gear that is arranged to be rotatable relative to the reverse shaft and meshes with the fourth gear. The second reverse gear pair is disposed so as to be rotatable relative to the reverse shaft and non-rotatable relative to the first reverse gear, and second relative to the first input shaft. The third reverse gear meshes with the reverse gear. The third switching mechanism selects between the first input shaft and the countershaft via the fifth gear pair and the first input shaft and the first reverse gear via the second reverse gear pair. Can be switched and released automatically.
この変速装置では、後進軸と、第1後進歯車対と、第2後進歯車対とを備えているため、前進段に加えて後進段を設けることができる。この場合、第1及び第2入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の9通りとなる。 Since this transmission includes the reverse shaft, the first reverse gear pair, and the second reverse gear pair, it is possible to provide a reverse gear in addition to the forward gear. In this case, there are the following nine torque transmission paths from the first and second input shafts to the output shaft.
1)第1入力軸→第1切換機構→第2歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
2)第1入力軸→第3切換機構→第5歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
3)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
4)第1入力軸→第1切換機構→第3歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
5)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第3歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
6)第1入力軸→第2切換機構→出力軸
7)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第3切換機構→第5歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
8)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第2歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
9)第1入力軸→第3切換機構→第2後進歯車対→第1後進歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
1) First input shaft → first switching mechanism → second gear pair → second shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 2) First input shaft → third switching mechanism → fifth gear pair → second gear Shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 3) second input shaft → first gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 4) first input shaft → first 5) 2nd input shaft-> 1st gear pair-> secondary shaft-> 1st switching mechanism-> 3rd gear pair-> 1st switching mechanism-> 3rd gear pair-> secondary shaft-> 2nd switching mechanism-> 4th gear pair-> output shaft Input shaft → second switching mechanism → output shaft 6) First input shaft → second switching mechanism → output shaft 7) Second input shaft → first gear pair → secondary shaft → third switching mechanism → fifth gear pair → second 1 input shaft → second switching mechanism → output shaft 8) second input shaft → first gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → second gear pair → first input shaft → second switching mechanism → output shaft 9) 1st input shaft → 3rd switching mechanism → 2nd reverse gear → first reverse gear pair → countershaft → second switching mechanism → the fourth gear pair → output shaft
したがって、減速比の設定を適切に行い、第1及び第2クラッチの動作に応じて第1、第2及び第3切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は最大9段変速(前進8段、後進1段)を実現することができる。そして、従来の9段変速(前進8段、後進1段)の変速装置と比較すると、従来の変速装置が変速段と同数である9つの歯車対と少なくとも4つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は7つの歯車対と3つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により9段変速(前進8段、後進1段)を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。 Accordingly, by appropriately setting the reduction ratio and appropriately switching the first, second, and third switching mechanisms in accordance with the operations of the first and second clutches, the transmission can shift up to nine steps (forward 8). Stage, reverse one stage) can be realized. Compared to the conventional 9-speed transmission (8 forward speeds, 1 reverse speed), the conventional transmission system requires nine gear pairs and at least four switching mechanisms, which are the same number as the gear speed. In contrast, this transmission requires only seven gear pairs and three switching mechanisms. As a result, this speed change device can realize a nine-speed shift (8 forward speeds and 1 reverse speed) with fewer components than conventional ones. Thereby, this transmission can reduce an axial direction dimension compared with the past, and can achieve size reduction. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項7に記載の変速装置は、請求項4から6のいずれかにおいて、第1、第2及び第3切換機構が第1入力軸上に配置されている。
この変速装置では、第1、第2及び第3切換機構が第1入力軸上に配置されているため、全ての切換機構が同一の軸上に配置されることとなる。これにより、この変速装置では、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。
According to a seventh aspect of the present invention, in any one of the fourth to sixth aspects, the first, second and third switching mechanisms are arranged on the first input shaft.
In this transmission, since the first, second, and third switching mechanisms are disposed on the first input shaft, all the switching mechanisms are disposed on the same shaft. Thereby, in this transmission, control of each switching mechanism can be simplified.
請求項8に記載の変速装置は、請求項1から3のいずれかにおいて、後進軸と、第1後進歯車対と、第2後進歯車対と、後進切換機構とをさらに備えている。後進軸は、第1入力軸に対して並行に配置されている。第1後進歯車対は、第4歯車と、後進軸に対して相対回転可能に配置され第4歯車と噛み合う第1後進歯車とから構成されている。第2後進歯車対は、後進軸に対して相対回転可能にかつ第1後進歯車に対して相対回転不能に配置された第2後進歯車と、第1入力軸に相対回転可能に配置され第2後進歯車と噛み合う第3後進歯車とから構成されている。後進切換機構は、第1入力軸と第1後進歯車とを第2後進歯車対を介して連結及び連結解除可能である。 According to an eighth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the transmission further includes a reverse shaft, a first reverse gear pair, a second reverse gear pair, and a reverse switching mechanism. The reverse shaft is disposed in parallel with the first input shaft. The first reverse gear pair includes a fourth gear and a first reverse gear that is arranged to be rotatable relative to the reverse shaft and meshes with the fourth gear. The second reverse gear pair is disposed so as to be rotatable relative to the reverse shaft and non-rotatable relative to the first reverse gear, and second relative to the first input shaft. The third reverse gear meshes with the reverse gear. The reverse switching mechanism can connect and disconnect the first input shaft and the first reverse gear via the second reverse gear pair.
この変速装置では、後進軸と、第1後進歯車対と、第2後進歯車対とを備えているため、前進段に加えて後進段を設けることができる。この場合、第1及び第2入力軸から出力軸へのトルク伝達経路としては以下の7通りとなる。 Since this transmission includes the reverse shaft, the first reverse gear pair, and the second reverse gear pair, it is possible to provide a reverse gear in addition to the forward gear. In this case, there are the following seven torque transmission paths from the first and second input shafts to the output shaft.
1)第1入力軸→第1切換機構→第2歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
2)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
3)第1入力軸→第1切換機構→第3歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
4)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第2歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
5)第1入力軸→第2切換機構→出力軸
6)第2入力軸→第1歯車対→副軸→第1切換機構→第3歯車対→第1入力軸→第2切換機構→出力軸
7)第1入力軸→後進切換機構→第2後進歯車対→第1後進歯車対→副軸→第2切換機構→第4歯車対→出力軸
1) First input shaft → first switching mechanism → second gear pair → second shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 2) Second input shaft → first gear pair → second shaft → second switching Mechanism → fourth gear pair → output shaft 3) first input shaft → first switching mechanism → third gear pair → secondary shaft → second switching mechanism → fourth gear pair → output shaft 4) second input shaft → first Gear pair-> secondary shaft-> first switching mechanism-> second gear pair-> first input shaft-> second switching mechanism-> output shaft 5) First input shaft-> second switching mechanism-> output shaft 6) Second input shaft-> second 1 gear pair-> secondary shaft-> first switching mechanism-> 3rd gear pair-> 1st input shaft-> 2nd switching mechanism-> output shaft 7) 1st input shaft-> reverse switching mechanism-> 2nd reverse gear pair-> 1st reverse gear Pair → Sub shaft → Second switching mechanism → Fourth gear pair → Output shaft
したがって、減速比の設定を適切に行い、第1及び第2クラッチの動作に応じて第1、第2及び後進切換機構を適切に切り換えることで、この変速装置は7段変速(前進6段、後進1段)を実現することができる。そして、従来の7段変速(前進6段、後進1段)の変速装置と比較すると、従来の変速装置が変速段と同数である7つの歯車対と少なくとも4つの切換機構を必要としているのに対して、この変速装置は5つの歯車対と3つの切換機構しか必要としない。この結果、この変速装置は、従来に比べて少ない構成要素により7段変速(前進6段、後進1段)を実現できる。これにより、この変速装置は、従来に比べて軸方向寸法を短縮することができ、小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。 Therefore, by appropriately setting the reduction ratio and appropriately switching the first, second, and reverse switching mechanisms in accordance with the operations of the first and second clutches, the transmission can change to a seven-speed shift (six-speed forward, 1 reverse speed) can be realized. Compared with a conventional seven-speed transmission (6 forward speeds and 1 reverse speed), the conventional transmission apparatus requires seven gear pairs and at least four switching mechanisms, which are the same number as the gear speed. In contrast, this transmission requires only five gear pairs and three switching mechanisms. As a result, this transmission can achieve a seven-speed shift (6 forward speeds and 1 reverse speed) with fewer components than in the prior art. Thereby, this transmission can reduce an axial direction dimension compared with the past, and can achieve size reduction. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項9に記載の変速装置は、請求項8において、第1、第2及び後進切換機構が第1入力軸上に配置されている。
この変速装置では、第1、第2及び後進切換機構が第1入力軸上に配置されているため、全ての切換機構が同一の軸上に配置されることとなる。これにより、この変速装置では、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。
A transmission according to a ninth aspect is the transmission according to the eighth aspect, wherein the first, second, and reverse switching mechanisms are arranged on the first input shaft.
In this transmission, since the first, second, and reverse switching mechanisms are arranged on the first input shaft, all the switching mechanisms are arranged on the same shaft. Thereby, in this transmission, control of each switching mechanism can be simplified.
請求項10に記載の変速装置は、請求項1から9のいずれかにおいて、第1歯車対が他の歯車対に対して軸方向エンジン側に配置され、第2歯車対が第1歯車対に対して軸方向エンジン側と反対側に隣接して配置されている。 A transmission according to a tenth aspect is the transmission according to any one of the first to ninth aspects, wherein the first gear pair is disposed on the axial engine side with respect to the other gear pairs, and the second gear pair is the first gear pair. On the other hand, it is arranged adjacent to the side opposite to the axial engine side.
前述のように、第2歯車対の減速比α2は他の歯車対の減速比に比べて2番目に大きい。減速比が大きいということは、歯車の噛み合いにより発生する荷重が大きいことを意味する。しかし、この変速装置では、第2歯車対が第1歯車対に隣接して配置されているため、第2歯車対において発生する荷重により軸がたわむのを最小限に抑えることができる。これにより、軸のたわみによる各歯車の噛み合い状態の悪化を防止することができる。 As described above, the reduction ratio α2 of the second gear pair is the second largest compared to the reduction ratios of the other gear pairs. A large reduction ratio means that the load generated by the meshing of the gears is large. However, in this transmission, since the second gear pair is disposed adjacent to the first gear pair, it is possible to minimize the deflection of the shaft due to the load generated in the second gear pair. Thereby, it is possible to prevent the meshing state of each gear from being deteriorated due to the deflection of the shaft.
請求項11に記載の変速装置は、請求項1から10のいずれかにおいて、第7歯車が副軸の外周側に一体となって形成されている。
この変速装置では、第7歯車が副軸の外周側に一体となって形成されているため、第7歯車の径を最小限に抑えることができる。第4歯車対の第8歯車は、ニードルベアリング等の軸受により出力軸に対して相対回転可能に配置されているため径が大きくなるが、第4歯車対は副軸から出力軸へ減速するためのものであるため、出力軸側の第8歯車の径は副軸側の第7歯車の径より大きくなる。この結果、第8歯車も小径化することができ、第7及び第8歯車の小径化が容易となる。これにより、第1入力軸と副軸との軸間距離を短縮することができ、変速装置の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
According to an eleventh aspect of the present invention, in the transmission device according to any one of the first to tenth aspects, the seventh gear is integrally formed on the outer peripheral side of the auxiliary shaft.
In this transmission, since the seventh gear is integrally formed on the outer peripheral side of the countershaft, the diameter of the seventh gear can be minimized. The eighth gear of the fourth gear pair is arranged to be relatively rotatable with respect to the output shaft by a bearing such as a needle bearing, but the diameter of the fourth gear pair is reduced from the auxiliary shaft to the output shaft. Therefore, the diameter of the eighth gear on the output shaft side is larger than the diameter of the seventh gear on the counter shaft side. As a result, the diameter of the eighth gear can also be reduced, and the diameters of the seventh and eighth gears can be easily reduced. As a result, the distance between the first input shaft and the auxiliary shaft can be shortened, and the transmission can be reduced in size. And the enlargement of the whole AMT can be prevented.
請求項12に記載の変速装置は、請求項11において、副軸が両端に2つの軸受を有している。また、第7歯車は、2つの軸受の一方に隣接して配置されている。
前述のように、第7歯車が構成する第4歯車対の減速比α4は他の歯車対の減速比に比べて最も大きいため、歯車の噛み合いにより発生する荷重が最大となる。しかし、この変速装置では、第7歯車が2つの軸受の一方に隣接して配置されているため、第4歯車対において発生する荷重により副軸がたわむのを最小限に抑えることができる。これにより、副軸のたわみによる各歯車の噛み合い状態の悪化を防止することができる。
A transmission according to a twelfth aspect is the transmission according to the eleventh aspect, wherein the countershaft has two bearings at both ends. The seventh gear is disposed adjacent to one of the two bearings.
As described above, the reduction ratio α4 of the fourth gear pair formed by the seventh gear is the largest compared to the reduction ratios of the other gear pairs, and therefore the load generated by the meshing of the gears is maximized. However, in this transmission, since the seventh gear is disposed adjacent to one of the two bearings, it is possible to minimize the deflection of the countershaft due to the load generated in the fourth gear pair. Thereby, the deterioration of the meshing state of each gear due to the deflection of the countershaft can be prevented.
請求項13に記載の変速装置は、請求項1から12のいずれかにおいて、第2入力軸が第1入力軸の外周側に同軸上に配置された筒状部材である。 A transmission according to a thirteenth aspect is the cylindrical member according to any one of the first to twelfth aspects, wherein the second input shaft is coaxially disposed on the outer peripheral side of the first input shaft.
本発明に係る変速装置では、変速装置のギヤ等の構成要素を少なくするとともに、軸間距離を従来よりも短縮することで、複式クラッチ装置に対応した変速装置の小型化を図ることができる。また、本発明に係る変速装置では、複式クラッチ装置に対応した変速装置の切換機構の配置を同一の軸上に集中させることで、切換機構の制御をシンプルにすることができる。 In the transmission according to the present invention, it is possible to reduce the size of the transmission corresponding to the double clutch device by reducing the number of components such as gears of the transmission and reducing the inter-axis distance as compared with the conventional one. In the transmission according to the present invention, the control of the switching mechanism can be simplified by concentrating the arrangement of the switching mechanism of the transmission corresponding to the double clutch device on the same axis.
本発明の実施形態を図面を参照しながら説明する。
1.AMTの構成
図2に複式クラッチ装置を搭載したAMTの構成図を示す。図2では、エンジン(図示せず)は左側に配置されている。AMTは、主に、複式クラッチ装置1と、変速装置2と、図示しないケーシングとから構成されており、各装置の動作は、油圧制御等により自動的に行われる。複式クラッチ装置1は、主に、入力軸5と、第1出力軸50と、第2出力軸60と、第1クラッチC1と、第2クラッチC2とから構成されている。入力軸5は、エンジンからのトルクが入力される部材であり、ダンパー機構4を介してエンジン(図示せず)側のフライホイール3に回転方向へ弾性的に連結されている。第1出力軸50は、入力軸5から入力されたトルクを変速装置2側へ出力するためのものである。第2出力軸60は、第1出力軸50と同様に入力軸5から入力されたトルクを変速装置2側へ出力するためのものである。第1クラッチC1は、入力軸5と第1出力軸50との間でトルクを伝達及び遮断するためのものである。第2クラッチC2は、入力軸5と第2出力軸60との間でトルクを伝達及び遮断するためのものである。このような構成により、複式クラッチ装置1は、第1及び第2クラッチC1、C2を選択的に作動させて第1出力軸50又は第2出力軸60にトルクを出力可能としている。そして、第1出力軸50又は第2出力軸60に伝達されたトルクは、変速装置2により変速された後、出力軸40から出力される。以上に述べたAMTに採用される本発明の変速装置2としては、以下の第1〜第2実施形態が考えられる。
Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1. Configuration of AMT FIG. 2 shows a configuration diagram of an AMT equipped with a dual clutch device. In FIG. 2, the engine (not shown) is arranged on the left side. The AMT is mainly composed of a double
2.第1実施形態
(1)変速装置の構造
本発明の第1実施形態としての変速装置2について説明する。本実施形態の変速装置2は、6段変速を可能としている。図3に本発明の第1実施形態としての変速装置の縦断面概略図を示す。図3は、第1入力軸、副軸及び後進軸の軸心を通る断面図を示している。変速装置2は、図3に示すように、第1入力軸10と、第2入力軸20と、副軸30と、出力軸40と、後進軸70と、第1歯車対110と、第2歯車対120と、第3歯車対130と、第4歯車対140と、第1切換機構160と、第2切換機構170と、後進切換機構180と、後進歯車199と、第1後進歯車対195と、第2後進歯車対190と、ケーシング(図示せず)とから構成されている。
2. First Embodiment (1) Structure of
第1入力軸10は、複式クラッチ装置1からトルクが入力されるためのものであり、第1クラッチC1の第1出力軸50に対して相対回転不能に設けられている。第2入力軸20は、複式クラッチ装置1からトルクが入力されるためのものであり、第2クラッチC2の第2出力軸60に対して相対回転不能に設けられている。この実施形態では、第1及び第2入力軸10、20は、第1及び第2出力軸50、60と一体の部材となっている。第2入力軸20は、第1入力軸10の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第2入力軸20は、第1軸受81によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。第1入力軸10と第2入力軸20との半径方向間には、ニードルベアリング82が配置されている。第1入力軸10は、ニードルベアリング82により第2入力軸20に対して相対回転可能に支持されている。また、ニードルベアリング82は、第1軸受81に対して軸方向に近接して配置されている。そして、第1入力軸10は、後述する出力軸40側に配置された第3軸受83によりケーシングに対して相対回転可能に配置されている。これらの構造から明らかなように、第1軸受81、ニードルベアリング82及び第3軸受83により、第1入力軸10は第2入力軸20及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。
The
副軸30は、第1入力軸10に対して並行に配置されている。副軸30の両端には、第6及び第7軸受86、87が設けられている。副軸30は、第6及び第7軸受86、87によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。出力軸40は、変速装置2からトルクを出力するためのものであり、第1入力軸10に対して同軸上に配置されている。第1入力軸10の出力軸40側の端部には、後述する後進切換機構180の歯車181が設けられている。歯車181は軸方向出力軸40側に突出した筒状部181aを有しており、出力軸40の端部が筒状部181aの内周側に挿嵌されている。出力軸40と筒状部181aとの半径方向間には、ニードルベアリング84が配置されている。出力軸40は、ニードルベアリング84により第1入力軸10に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング84は、第3軸受83に対して軸方向に近接して配置されている。出力軸40の出力側には、第5軸受85が設けられている。これらの構造から明らかなように、出力軸40は、第3軸受83、ニードルベアリング84及び第5軸受85により第1入力軸10及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。また、後進軸70は、第1入力軸10に対して並行に配置されている。後進軸70は、ケーシングに直接挿入されており、固定部材71によりケーシングに対して相対回転不能に支持されている。
The
第1歯車対110は、第2入力軸20と副軸30とを連結するためのものであり、歯車111と、歯車112とから構成されている。歯車111は、第2入力軸20の外周側に一体となって形成されている。歯車112は、副軸30に固定されている。そして、歯車111と歯車112とは、互いに噛み合っている。第2歯車対120は、第1入力軸10と副軸30とを連結するためのものであり、歯車121と、歯車122とから構成されている。歯車121は、ニードルベアリング121aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。歯車122は、副軸30に一体となって形成されている。そして、歯車121と歯車122とは、互いに噛み合っている。第3歯車対130は、第1入力軸10と副軸30とを連結するためのものであり、歯車131と、歯車132とから構成されている。歯車131は、ニードルベアリング131aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。歯車132は、副軸30の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車131と歯車132とは、互いに噛み合っている。第4歯車対140は、出力軸40と副軸30とを連結するためのものであり、歯車141と、歯車142とから構成されている。歯車141は、2つのニードルベアリング141aにより出力軸40に対して相対回転可能に配置されている。歯車142は、副軸30の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車141と歯車142とは、互いに噛み合っている。歯車142が副軸と一体となって形成されているため、歯車141の径を最小限に抑えることができ、軸間距離の短縮を容易に行うことができる。
The
第1切換機構160は、第1入力軸10と副軸30とを第2及び第3歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能とするためのものであり、切換機構161と、第1切換歯車S1と、第2切換歯車S2と、第1スリーブ162とから構成されている。切換機構161は、第1入力軸10の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構161は、例えば従来のシンクロ機構等(図3では、ダブルシンクロ機構)と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第1切換歯車S1は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ歯車121に対して相対回転不能に設けられている。第2切換歯車S2は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ歯車131に対して相対回転不能に設けられている。第1スリーブ162は、切換機構161の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構161の外周側に形成された歯と噛み合っている。第1スリーブ162は、第1入力軸10に対して軸方向に相対移動可能することで、第1切換歯車S1及び第2切換歯車S2のいずれか一方と切換機構161との連結及び連結解除を切換可能としている。第1スリーブ162の動作は、油圧等により自動的に行われる。
The
第2切換機構170は、第1入力軸10及び副軸30のいずれか一方と出力軸40とを選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構171と、第3切換歯車S3と、第4切換歯車S4と、第2スリーブ172とから構成されている。切換機構171は、出力軸40の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構171は、例えば従来のシンクロ機構等(図3では、ダブルシンクロ機構)と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第3切換歯車S3は、出力軸40に対して相対回転可能にかつ歯車141に対して相対回転不能に設けられている。第4切換歯車S4は、第1入力軸10に対して相対回転不能に設けられている。第2スリーブ172は、切換機構171の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構171の外周側に形成された歯と噛み合っている。第2スリーブ172は、出力軸40に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第3切換歯車S3及び第4切換歯車S4のいずれか一方と切換機構171との連結及び連結解除を切換可能としている。第2スリーブ172の動作は、油圧等により自動的に行われる。
The
後進歯車199は、第1後進歯車対195の第1後進歯車191と、第2後進歯車対190の第2後進歯車192及び第3後進歯車193と、パーキングギヤ194とから構成されており、ケーシングに固定された後進軸70上にニードルベアリング191a及び192aを介して相対回転可能に配置されている。この実施形態では、第1後進歯車191、第2後進歯車192及びパーキングギヤ194は、一体の部材で形成されている。第1後進歯車対195は、後進歯車199と副軸30とを連結するためのものであり、第2歯車対120の歯車122と、第1後進歯車191とから構成されている。第1後進歯車191と歯車122とは、互いに噛み合っている。第2後進歯車対190は、第2後進歯車192と、第3後進歯車193とから構成されている。第2後進歯車192は、第1後進歯車191に対して相対回転不能に設けられている。第3後進歯車193は、ニードルベアリング193aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。そして、第2後進歯車192と第3後進歯車193とは、互いに噛み合っている。パーキングギヤ194は、図示しないパーキング機構により車両の駐車状態を保持するためのものであり、第1後進歯車191及び第2後進歯車192に対して相対回転不能に配置されている。
The
後進切換機構180は、第1入力軸10と後進軸70とを第2後進歯車対190を介して連結及び連結解除可能にするためのものであり、歯車181と、後進切換歯車S5と、後進スリーブ182とから構成されている。歯車181は、第1入力軸10の外周側に固定されている。後進切換歯車S5は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ第3後進歯車193に対して相対回転不能に配置されている。後進スリーブ182は、歯車181の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が歯車181の外周側と噛み合っている。後進スリーブ182は、第1入力軸10に対して軸方向に相対移動可能とすることで、後進切換歯車S5と歯車181とを連結及び連結解除可能としている。後進スリーブ182の動作は、油圧等により自動的に行われる。以上に述べたように、各切換機構は第1入力軸10上に配置されているため、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。
The
(2)変速装置の動作
次に図4及び図5を参照しながら変速装置2の動作について説明する。ここでは、第1速から第6速までのシフトアップ時の動作及び後進時の動作について説明する。図4(a)に本発明の第1実施形態としての変速装置の構成図、図4(b)に本発明に第1実施形態としての変速装置のトルク伝達経路の模式図を示す。図4(b)では、各軸が点線で、各変速段におけるトルク伝達経路が実線で、それぞれ示されている。そして、図4(b)の左側には、作動するクラッチが「C1」又は「C2」により示されている。また、図5に本発明の第1実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比を示す。図5では、各変速段において連結されているクラッチ及び切換歯車が「○」で、シフトアップ及びシフトダウンに備えて連結される切換歯車が「(○)」でそれぞれ示されている。また、図5の右側には、変速装置2全体での減速比と各変速段の減速比のステップと全体のレンジとがそれぞれ示されている。さらに、図5の下側には、各歯車の減速比が示されている。
(2) Operation of Transmission Device Next, the operation of the
ここで、各歯車対の減速比について説明する。減速比とは、一般的に従動側の歯車の歯数を駆動側の歯車の歯数で除したものを意味する。しかし、この実施形態においては、各歯車対は従動側と駆動側とが入れ替わる。ここでは便宜上、第1入力軸10及び第2入力軸20側の歯車を駆動側の歯車とする。また、第4歯車対140に関しては、駆動側と従動側が入れ替わらないため、出力軸40側の歯車を従動側の歯車とする。また、第1後進歯車対195に関しては、第1後進歯車191を駆動側の歯車とする。この実施形態では、各減速比を以下のように設定する(図5参照)。
第1歯車対110(歯車111→歯車112):α1=1.38
第2歯車対120(歯車121→歯車122):α2=1.85
第3歯車対130(歯車131→歯車132):α3=0.87
第4歯車対140(歯車142→歯車141):α4=2.87
第1後進歯車対195(第1後進歯車191→歯車122):αb1=1.85
第2後進歯車対190(第3後進歯車193→第2後進歯車192):αb2=1.14
Here, the reduction ratio of each gear pair will be described. The reduction ratio generally means a value obtained by dividing the number of teeth of the driven gear by the number of teeth of the driving gear. However, in this embodiment, each gear pair is switched between the driven side and the driving side. Here, for the sake of convenience, the gears on the
First gear pair 110 (
Second gear pair 120 (
Third gear pair 130 (
Fourth gear pair 140 (
First reverse gear pair 195 (first
Second reverse gear pair 190 (third
<停止〜前進第1速>
車両の停止状態では、第1クラッチC1及び第2クラッチC2は遮断されている。その状態で、図5に示すように、第1切換機構160の第1スリーブ162により切換機構161と第1切換歯車S1とが連結されるとともに、第2切換機構170の第2スリーブ172により切換機構171と第3切換歯車S3とが連結される。そして、第1クラッチC1が徐々に連結される。これにより、図4に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第2歯車対120、副軸30及び第4歯車対140を介して出力軸40に伝達され、車両は第1速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α2×α4=1.85×2.87=5.31となる。
<Stop to forward 1st speed>
When the vehicle is stopped, the first clutch C1 and the second clutch C2 are disconnected. In this state, as shown in FIG. 5, the
<前進第1速〜前進第2速>
図5に示すように、第1速走行時に、第1クラッチC1の連結が解除されるとともに、第2クラッチC2が連結される。このとき、第1速と同様に、第2切換機構170の第2スリーブ172により切換機構171と第3切換歯車S3との連結は保持しておく。これにより、図4に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対110、副軸30及び第4歯車対140を介して出力軸40に伝達され、車両は第2速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1×α4=1.38×2.87=3.96となる。
<Forward first speed to forward second speed>
As shown in FIG. 5, during the first speed traveling, the first clutch C1 is released and the second clutch C2 is connected. At this time, similarly to the first speed, the connection between the
<前進第2速〜前進第3速>
図5に示すように、第2速走行時に、第1切換機構160の第1スリーブ162により切換機構161と第2切換歯車S2とが連結される。そして、第2クラッチC2の連結が解除されるとともに、第1クラッチC1が連結される。このとき、第2速と同様に、第2切換機構170の第2スリーブ172により切換機構171と第3切換歯車S3との連結は保持しておく。これにより、図4に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第3歯車対130、副軸30及び第4歯車対140を介して出力軸40に伝達され、車両は第3速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α3×α4=0.87×2.87=2.50となる。
<Forward second speed to Forward third speed>
As shown in FIG. 5, during the second speed travel, the
<前進第3速〜前進第4速>
図5に示すように、第3速走行時に、第1クラッチC1の連結を解除するとともに、第2切換機構170での連結部分を第3切換歯車S3から第4切換歯車S4へ切り換える。その後、第2クラッチC2が連結される。このとき、第3速と同様に、第1切換機構160の第1スリーブ162により切換機構161と第2切換歯車S2との連結は保持しておく。これにより、図4に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対110、副軸30、第3歯車対130及び第1入力軸10を介して出力軸40に伝達され、車両は第4速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1/α3=1.38/0.87=1.58となる。
<Forward 3rd speed-Forward 4th speed>
As shown in FIG. 5, during the third speed traveling, the first clutch C1 is disconnected and the connecting portion in the
<前進第4速〜前進第5速>
図5に示すように、第4速走行時に、第2クラッチC2の連結が解除されるとともに、第1クラッチC1が連結される。このとき、第4速と同様に、第2切換機構170の第2スリーブ172により切換機構171と第4切換歯車S4との連結は保持しておく。これにより、図4に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第2切換機構170を介して出力軸40に伝達され、車両は第5速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=1.00となる。
<Forward 4th speed-Forward 5th speed>
As shown in FIG. 5, during the fourth speed traveling, the connection of the second clutch C2 is released and the first clutch C1 is connected. At this time, similarly to the fourth speed, the connection between the
<前進第5速〜前進第6速>
図5に示すように、第5速走行時に、第1切換機構160の第1スリーブ162により切換機構161と第1切換歯車S1とが連結される。そして、第1クラッチC1の連結が解除されるとともに、第2クラッチC2が連結される。このとき、第5速と同様に、第2切換機構170の第4切換歯車S4の連結は保持しておく。これにより、図4に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対110、副軸30及び第2歯車対120を介して出力軸40に伝達され、車両は第6速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1/α2=1.38/1.85=0.74となる。
<Forward fifth speed to forward sixth speed>
As shown in FIG. 5, during the fifth speed travel, the
<停止〜後進>
車両の停止状態では、第1クラッチC1及び第2クラッチC2は遮断されている。その状態で、図5に示すように、後進切換機構180の後進スリーブ182により歯車181と後進切換歯車S5とが連結されるとともに、第2切換機構170の第2スリーブ172により切換機構171と第3切換歯車S3とが連結される。そして、第1クラッチC1が徐々に連結される。これにより、図4に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第1入力軸10、第2後進歯車対190、第1後進歯車対195、副軸30及び第4歯車対140を介して出力軸40に伝達され、車両は後進する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=αb2×αb1×α3=1.14×1.85×2.87=6.05となる。
以上に述べたように、この変速装置2は、4つの歯車対と2つの切換機構のみで、前進6段変速を実現できる。また、この変速装置2は、後進段も備えている。
<Stop-reverse>
When the vehicle is stopped, the first clutch C1 and the second clutch C2 are disconnected. In this state, as shown in FIG. 5, the
As described above, the
(3)減速比の設定について
以上に述べた減速比の設定値は、第1入力軸10と副軸30との軸間距離を短縮するため、ある一定の制限が設けられている。具体的には、α2<α4及び0.7<α3<1.0とする必要がある。その理由を以下に示す。
(3) Setting of reduction ratio The setting value of the reduction ratio described above is provided with a certain restriction in order to shorten the inter-axis distance between the
1)α2<α4について
図5に示すように、第1速から第6速にかけて順番に減速比が小さくなる。したがって、第1速から第3速の減速比の関係より、α3×α4<α1×α4<α2×α4となる。これにより、この変速装置2が6段変速を実現するためには、少なくともα3<α1<α2の関係が必要とされる。α4については、特に限定されない。一方、軸間距離は減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。したがって、α2及びα4の減速比の大小関係により軸間距離が決まる。
1) For α2 <α4 As shown in FIG. 5, the reduction ratio decreases in order from the first speed to the sixth speed. Therefore, α3 × α4 <α1 × α4 <α2 × α4 is established from the relationship of the reduction ratio from the first speed to the third speed. As a result, in order for the
α2は、第2歯車対120の第1入力軸10から副軸30への減速比であるため、副軸30側の歯車122の径は第1入力軸10側の歯車121の径よりも大きくなる。一方、歯車121は第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されており、歯車121の内周側にはニードルベアリング121aが設けられているため、歯車121の径をあまり小さくすることができない。したがって、歯車121及び歯車122は小径化が困難である。
Since α2 is a reduction ratio of the
それに対して、α4は第4歯車対140の副軸30から出力軸40への減速比であるため、副軸30側の歯車142の径は出力軸40側の歯車141の径よりも小さくなる。また、歯車141が出力軸40に対して相対回転可能に配置されており、歯車141の内周側にニードルベアリング141aが設けられている。しかし、歯車142は副軸30に固定されているため、小径化が容易であり、ニードルベアリング141aを有する歯車141も小径化が可能となる。したがって、歯車141及び歯車142は歯車121及び歯車122に比べて小径化が容易である。
On the other hand, since α4 is a reduction ratio from the
以上より、小径化が困難な第2歯車対120の減速比α2を小さくし、小径化が容易な第4歯車対140の減速比α4を大きくする、すなわちα2<α4とすることで、第2及び第4歯車対120、140の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置2では軸間距離を短縮することができ、変速装置2の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
As described above, the reduction ratio α2 of the
2)0.7<α3<1.0について
図5に示すように、第5速の減速比が1.0であるため、第4速の減速比を1.5程度とするのが実用的である。そうすると、α1/α3=1.5となる。α3=1とした場合はα1=1.5となり、α2は1.5よりもさらに大きくなる。α2が大きくなると、前述のように第1入力軸10と副軸30との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α1及びα2が大きくならないように、α3を小さな増速、すなわち0.7<α3<1.0とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置2の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
2) 0.7 <α3 <1.0 As shown in FIG. 5, since the reduction ratio of the fifth speed is 1.0, it is practical to set the reduction ratio of the fourth speed to about 1.5. It is. Then, α1 / α3 = 1.5. When α3 = 1, α1 = 1.5, and α2 is larger than 1.5. If α2 is increased, the distance between the
(4)減速比のステップについて
MTの減速比のステップは、一般的に第1速と第2速との間が最も大きく、高速段にいくにしたがって徐々に小さくなっている。しかし、図5に示すように、この変速装置2では第1速から第2速及び第5速から第6速への減速比のステップ(1.34)が他の変速段同士のステップ(1.58)に比べて小さくなっている。ここで、この前進6速の変速装置2を従来のMTの前進5速の変速装置に対応したものと考えると、この変速装置2の第1速から第3速までが従来の変速装置の第1速から第2速に対応していると考えられる。そうすると、従来の前進5速の変速装置に比べて、この変速装置2は低速段の段数を1段増やすことができる。したがって、この変速装置2は、低速段において1速増やして第1速から第2速への減速比のステップを小さくすることができ、前述のようにエンジンの回転数を低く抑えるとともに燃費を向上させることができる。しかも、従来の前進5速の変速装置に比べて、歯車対や切換機構の数量を増やしていないため、変速装置の大型化を招くことがない。さらに、MTの低速段において1速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置2のように変速操作を自動化している場合はこのような問題は生じない。
(4) Reduction Ratio Step The MT reduction ratio step is generally the largest between the first speed and the second speed, and gradually decreases as the speed increases. However, as shown in FIG. 5, in this
また、第1速の牽引力は他の変速段に比べて最も大きく、発進時の加速度が他の変速段に比べて小さいため、従来のMTの変速装置のように第1速から第2速へのステップが大きいと第1速と第2速との加速度の差が大きくなりドライバーに違和感を与えやすい。しかし、この変速装置2では、前述のように低速段において1速増やしてステップを小さくしているため、加速度の差が従来よりも小さくなり、ドライバーに対してこのような違和感を与えにくい。また、MTの低速段において1速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置2のように変速操作を自動化した場合はこのような問題は生じない。したがって、この変速装置2は、複式クラッチ装置1を用いたAMT用の変速装置として特に有効なものといえる。
In addition, since the traction force of the first speed is the largest compared to the other speed stages and the acceleration at the time of starting is smaller than the other speed stages, the first speed changes from the first speed to the second speed as in the conventional MT transmission. If this step is large, the difference in acceleration between the first speed and the second speed becomes large, and the driver is likely to feel uncomfortable. However, in this
加えて、この変速装置2は、前進第1速から第2速への減速比のステップを小さくすることができるため、前進第1速で第1クラッチC1が滑り終える前に第2速で第2クラッチC2を滑らせて発進することができる。これにより、この変速装置2では、第1及び第2クラッチC1、C2に発進時の負荷を分担することでフェーシングの摩耗を低減することができる。
In addition, since the
3.第2実施形態
(1)変速装置の構造
本発明の第2実施形態としての変速装置2について説明する。第1実施形態の変速装置2は6段変速であるが、第2実施形態の変速装置2は7段変速を可能としている。図6に本発明の第2実施形態としての変速装置の縦断面概略図を示す。図6は、第1入力軸、副軸及び後進軸の軸心を通る断面図を示している。変速装置2は、図6に示すように、第1入力軸10と、第2入力軸20と、副軸30と、出力軸40と、後進軸70と、第1歯車対210と、第2歯車対220と、第3歯車対230と、第4歯車対240と、第5歯車対250と、第1切換機構260と、第2切換機構270と、第3切換機構280と、後進歯車299と、第1後進歯車対295と、第2後進歯車対290と、ケーシング(図示せず)とから構成されている。
3. Second Embodiment (1) Structure of
第1入力軸10は、複式クラッチ装置1からトルクが入力されるためのものであり、第1クラッチC1の第1出力軸50に対して相対回転不能に設けられている。第2入力軸20は、複式クラッチ装置1からトルクが入力されるためのものであり、第2クラッチC2の第2出力軸60に対して相対回転不能に設けられている。この実施形態では、第1及び第2入力軸10、20は、第1及び第2出力軸50、60と一体の部材となっている。第2入力軸20は、第1入力軸10の外周側に同軸上に配置された筒状の部材である。第2入力軸20は、第1軸受81によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。第1入力軸10と第2入力軸20との半径方向間には、ニードルベアリング82が配置されている。第1入力軸10は、ニードルベアリング82により第2入力軸20に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング82は、第1軸受81に対して軸方向に近接して配置されている。また、第1入力軸10は、後述する出力軸40側に配置された第3軸受83によりケーシングに対して相対回転可能に配置されている。これらの構造から明らかなように、第1軸受81、ニードルベアリング82及び第3軸受83により、第1入力軸10は第2入力軸20及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。
The
副軸30は、第1入力軸10に対して並行に配置されている。副軸30の両端には、第6及び第7軸受86、87が設けられている。副軸30は、第6及び第7軸受86、87によりケーシングに対して相対回転可能に支持されている。出力軸40は、変速装置2からトルクを出力するためのものであり、第1入力軸10に対して同軸上に配置されている。第1入力軸10の出力軸40側の端部には、筒状部253が設けられており、出力軸40側に突出している。出力軸40の端部は、筒状部253の内周側に挿嵌されている。出力軸40と筒状部253との半径方向間には、ニードルベアリング84が配置されている。出力軸40は、ニードルベアリング84により第1入力軸10に対して相対回転可能に支持されている。ニードルベアリング84は、第3軸受83に対して軸方向に近接して配置されている。出力軸40の出力側には、第5軸受85が設けられている。これらの構造から明らかなように、出力軸40は、第3軸受83、ニードルベアリング84及び第5軸受85により第1入力軸10及びケーシングに対して相対回転可能に支持されている。また、後進軸70は、第1入力軸10に対して並行に配置されている。後進軸70は、ケーシングに直接挿入されており、固定部材71によりケーシングに対して相対回転不能に支持されている。
The
第1歯車対210は、第2入力軸20と副軸30とを連結するためのものであり、歯車211と、歯車212とから構成されている。歯車211は、第2入力軸20の外周側に一体となって形成されている。歯車212は、副軸30に固定されている。そして、歯車211と歯車212とは、互いに噛み合っている。第2歯車対220は、第1入力軸10と副軸30とを連結するためのものであり、歯車221と、歯車222とから構成されている。歯車221は、ニードルベアリング221aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。歯車222は、副軸30に一体となって形成されている。そして、歯車221と歯車222とは、互いに噛み合っている。第3歯車対230は、第1入力軸10と副軸30とを連結するためのものであり、歯車231と、歯車232とから構成されている。歯車231は、ニードルベアリング231aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。歯車232は、副軸30の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車231と歯車232とは、互いに噛み合っている。第4歯車対240は、出力軸40と副軸30とを連結するためのものであり、歯車241と、歯車242とから構成されている。歯車241は、2つのニードルベアリング241aにより出力軸40に対して相対回転可能に配置されている。歯車242は、副軸30の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車241と歯車242とは、互いに噛み合っている。第5歯車対250は、第1入力軸10と副軸30とを連結するためのものであり、歯車251と、歯車252とから構成されている。歯車251は、ニードルベアリング251aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。歯車232は、副軸30の外周側に一体となって形成されている。そして、歯車231と歯車232とは、互いに噛み合っている。
The
第1切換機構260は、第1入力軸10と副軸30とを2種類の異なる減速比で選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構261と、第1切換歯車S1と、第2切換歯車S2と、第1スリーブ262とから構成されている。切換機構261は、第1入力軸10の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構261は、例えば従来のシンクロ機構等(図6では、ダブルシンクロ機構)と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第1切換歯車S1は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ歯車221に対して相対回転不能に設けられている。第2切換歯車S2は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ歯車231に対して相対回転不能に設けられている。第1スリーブ262は、切換機構261の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構261の外周側に形成された歯と噛み合っている。第1スリーブ262は、第1入力軸10に対して軸方向に相対移動可能することで、第1切換歯車S1及び第2切換歯車S2のいずれか一方と切換機構261との連結及び連結解除を切換可能としている。第1スリーブ262の動作は、油圧等により自動的に行われる。
The
第2切換機構270は、第1入力軸10及び副軸30のいずれか一方と出力軸40とを選択的に連結及び連結解除するためのものであり、切換機構271と、第3切換歯車S3と、第4切換歯車S4と、第2スリーブ272とから構成されている。切換機構271は、出力軸40の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構271は、例えば従来のシンクロ機構等(図6では、ダブルシンクロ機構)と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第3切換歯車S3は、出力軸40に対して相対回転可能にかつ歯車241に対して相対回転不能に設けられている。第4切換歯車S4は、第1入力軸10に対して相対回転不能に設けられている。第2スリーブ272は、切換機構271の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構271の外周側に形成された歯と噛み合っている。第2スリーブ272は、出力軸40に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第3切換歯車S3及び第4切換歯車S4のいずれか一方と切換機構271との連結及び連結解除を切換可能としている。第2スリーブ272の動作は、油圧等により自動的に行われる。
The
後進歯車299は、第1後進歯車対295の第1後進歯車291と、第2後進歯車対290の第2後進歯車292及び第3後進歯車293と、パーキングギヤ294とから構成されており、ケーシングに固定された後進軸70上にニードルベアリング291a及び292aを介して相対回転可能に配置されている。この実施形態では、第1後進歯車291、第2後進歯車292及びパーキングギヤ294は、一体の部材で形成されている。第1後進歯車対295は、後進歯車299と副軸30とを連結するためのものであり、第2歯車対220の歯車222と、第1後進歯車291とから構成されている。第1後進歯車291と歯車222とは、互いに噛み合っている。第2後進歯車対290は、第2後進歯車292と、第3後進歯車293とから構成されている。第2後進歯車292は、第1後進歯車291に対して相対回転不能に設けられている。第3後進歯車293は、ニードルベアリング293aにより第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されている。そして、第2後進歯車292と第3後進歯車293とは、互いに噛み合っている。パーキングギヤ294は、図示しないパーキング機構により車両の駐車状態を保持するためのものであり、第1後進歯車291及び第2後進歯車292に対して相対回転不能に配置されている。
The
第3切換機構280は、後進歯車299及び副軸30のいずれか一方と第1入力軸10とを連結及び連結解除可能にするためのものであり、切換機構281と、第5切換歯車S5と、第6切換歯車S6と、第3スリーブ282とから構成されている。切換機構281は、第1入力軸10の外周側に固定されており、複数の部材から構成されている。切換機構281は、例えば従来のシンクロ機構等(図6では、ダブルシンクロ機構)と同様の構成であるため、詳細な説明は省略する。第5切換歯車S5は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ第3後進歯車293に対して相対回転不能に配置されている。第6切換歯車S6は、第1入力軸10に対して相対回転可能にかつ歯車251に対して相対回転不能に配置されている。第3スリーブ282は、切換機構281の外周側に配置された筒状の部材であり、その内周側が切換機構281の外周側に形成された歯と噛み合っている。第3スリーブ282は、第1入力軸10に対して軸方向に相対移動可能とすることで、第5切換歯車S5及び第6切換歯車S6のいずれか一方と切換機構281との連結及び連結解除を切換可能としている。第3スリーブ282の動作は、油圧等により自動的に行われる。以上に述べたように、各切換機構は第1入力軸10上に配置されているため、各切換機構の制御をシンプルにすることができる。
The
(2)変速装置の動作
次に図7及び図8を参照しながら変速装置2の動作について説明する。ここでは、第1速から第7速まで(第1’速含む)のシフトアップ時及び後進時の動作について説明する。図7(a)に本発明の第1実施形態としての変速装置の構成図、図7(b)に本発明に第1実施形態としての変速装置のトルク伝達経路の模式図及び図8に本発明の第1実施形態としての変速装置の各変速段における締結要素の制御及び減速比を示す。図7(b)では、各軸が点線で、各変速段におけるトルク伝達経路が実線で、それぞれ示されている。そして、図7(b)の左側には、作動するクラッチが「C1」又は「C2」により示されている。また、図8では、各変速段において連結されているクラッチ及び切換歯車が「○」で、シフトアップ及びシフトダウンに備えて連結される切換歯車が「(○)」でそれぞれ示されている。また、図8の右側には、変速装置2全体での減速比と各変速段の減速比のステップと全体のレンジとがそれぞれ示されている。さらに、図8の下側には、各歯車対の減速比が示されている。
(2) Operation of Transmission Device Next, the operation of the
ここで、各歯車対の減速比について説明する。減速比とは、一般的に従動側の歯車の歯数を駆動側の歯車の歯数で除したものを意味する。しかし、この実施形態においては、各歯車対は従動側と駆動側とが入れ替わる。ここでは便宜上、第1入力軸10及び第2入力軸20側の歯車を駆動側の歯車とする。また、第4歯車対240に関しては、駆動側と従動側が入れ替わらないため、出力軸40側の歯車を従動側の歯車とする。また、第1後進歯車対295に関しては、第1後進歯車291を駆動側の歯車とする。この実施形態では、各減速比を以下のように設定する(図8参照)。
第1歯車対210(歯車211→歯車212):α1=1.19
第2歯車対220(歯車221→歯車222):α2=1.85
第3歯車対230(歯車231→歯車232):α3=0.84
第4歯車対240(歯車242→歯車241):α4=2.41
第5歯車対250(歯車251→歯車252):α5=1.52
第1後進歯車対295(第1後進歯車291→歯車222):αb1=1.85
第2後進歯車対290(第3後進歯車293→第2後進歯車292):αb2=1.14
Here, the reduction ratio of each gear pair will be described. The reduction ratio generally means a value obtained by dividing the number of teeth of the driven gear by the number of teeth of the driving gear. However, in this embodiment, each gear pair is switched between the driven side and the driving side. Here, for the sake of convenience, the gears on the
First gear pair 210 (
Second gear pair 220 (
Third gear pair 230 (
Fourth gear pair 240 (
Fifth gear pair 250 (
First reverse gear pair 295 (first
Second reverse gear pair 290 (third
<停止〜前進第1速>
車両の停止状態では、第1クラッチC1及び第2クラッチC2は遮断されている。その状態で、図8に示すように、第1切換機構260の第1スリーブ262により切換機構261と第1切換歯車S1とが連結されるとともに、第2切換機構270の第2スリーブ272により切換機構271と第3切換歯車S3とが連結される。そして、第1クラッチC1が徐々に連結される。これにより、図7に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第2歯車対220、副軸30及び第4歯車対240を介して出力軸40に伝達され、車両は第1速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α2×α4=1.85×2.41=4.46となる。
<Stop to forward 1st speed>
When the vehicle is stopped, the first clutch C1 and the second clutch C2 are disconnected. In this state, as shown in FIG. 8, the
<前進第1速〜前進第2速>
図8に示すように、第1速走行時に、第1クラッチC1の連結が解除されるとともに、第2クラッチC2が連結される。このとき、第1速と同様に、第2切換機構270の第2スリーブ272により切換機構271と第3切換歯車S3との連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対210、副軸30及び第4歯車対240を介して出力軸40に伝達され、車両は第2速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1×α4=1.19×2.41=2.88となる。
<Forward first speed to forward second speed>
As shown in FIG. 8, during the first speed traveling, the first clutch C1 is disengaged and the second clutch C2 is engaged. At this time, similarly to the first speed, the connection between the
<前進第2速〜前進第3速>
図8に示すように、第2速走行時に、第1切換機構260の第1スリーブ262により切換機構261と第2切換歯車S2とが連結される。そして、第2クラッチC2の連結が解除されるとともに、第1クラッチC1が連結される。このとき、第2速と同様に、第2切換機構270の第2スリーブ272により切換機構271と第3切換歯車S3との連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第3歯車対230、副軸30及び第4歯車対240を介して出力軸40に伝達され、車両は第3速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α3×α4=0.84×2.41=2.02となる。
<Forward second speed to Forward third speed>
As shown in FIG. 8, the
<前進第3速〜前進第4速>
図8に示すように、第3速走行時に、第1クラッチC1の連結を解除するとともに、第2切換機構270での連結部分を第3切換歯車S3から第4切換歯車S4へ切り換える。その後、第2クラッチC2が連結される。このとき、第3速と同様に、第1切換機構260の第1スリーブ262により切換機構261と第2切換歯車S2との連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対210、副軸30、第3歯車対230及び第1入力軸10を介して出力軸40に伝達され、車両は第4速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1/α3=1.19/0.84=1.42となる。
<Forward 3rd speed-Forward 4th speed>
As shown in FIG. 8, at the time of the third speed traveling, the first clutch C1 is disengaged and the connecting portion in the
<前進第4速〜前進第5速>
図8に示すように、第4速走行時に、第2クラッチC2の連結が解除されるとともに、第1クラッチC1が連結される。このとき、第4速と同様に、第2切換機構270の第2スリーブ272により切換機構271と第4切換歯車S4との連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第2切換機構270を介して出力軸40に伝達され、車両は第5速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=1.00となる。
<Forward 4th speed-Forward 5th speed>
As shown in FIG. 8, during the fourth speed traveling, the second clutch C2 is disengaged and the first clutch C1 is engaged. At this time, similarly to the fourth speed, the connection between the
<前進第5速〜前進第6速>
図8に示すように、第5速走行時に、第3切換機構280の第3スリーブ282により歯車251と第6切換歯車S6とが連結される。そして、第1クラッチC1の連結が解除されるとともに、第2クラッチC2が連結される。このとき、第5速と同様に、第2切換機構270の第4切換歯車S4の連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対210、副軸30及び第5歯車対250を介して出力軸40に伝達され、車両は第6速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1/α2=1.19/1.52=0.78となる。
<Forward fifth speed to forward sixth speed>
As shown in FIG. 8, the
<前進第6速〜前進第7速>
図8に示すように、第6速走行時に、第2クラッチC2の連結が解除される。その後、第3切換機構280による連結が解除されるとともに、第1切換機構260の第1スリーブ262により切換機構261と第1切換歯車S1とが連結される。そして、第2クラッチC2が再度連結される。このとき、第6速と同様に、第2切換機構270の第4切換歯車S4の連結は保持しておく。これにより、図7に示すように、第2クラッチC2を介して第2入力軸20に入力されたトルクは、第1歯車対210、副軸30及び第2歯車対220を介して出力軸40に伝達され、車両は第7速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α1/α2=1.19/1.85=0.64となる。
<6th forward speed to 7th forward speed>
As shown in FIG. 8, the second clutch C2 is disengaged during the sixth speed travel. Thereafter, the connection by the
<停止〜前進第1’速>
この実施形態における変速装置2は、以上の前進7速に加えて第1速と第2速との間にさらに1つの変速段(前進第1’速)を設けることができる。具体的には、車両の停止状態で、図8に示すように、第2切換機構270の第3切換歯車S3及び第3切換機構280の第6切換歯車S6を連結させ、第1クラッチC1を徐々に連結させる。これにより、図20(b)に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第5歯車対250、副軸30及び第4歯車対240を介して出力軸40に伝達され、車両は第1’速で走行する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=α5×α4=1.52×2.41=3.66となる。このように、第1速及び第1’速のいずれかを選定することで、発進時の減速比及び第2速へのステップを変えることができる。例えば、力強い発進をする場合は第1速からの発進となり、燃費重視でスムーズな発進をする場合は第1’速からの発進となる。
<Stop to forward 1st speed>
In the
<停止〜後進1>
車両の停止状態では、第1クラッチC1及び第2クラッチC2は遮断されている。その状態で、図8に示すように、第3切換機構280の第3スリーブ282により切換機構281と第5切換歯車S5とが連結されるとともに、第2切換機構270の第2スリーブ272により切換機構271と第3切換歯車S3とが連結される。そして、第1クラッチC1が徐々に連結される。これにより、図7に示すように、第1クラッチC1を介して第1入力軸10に入力されたトルクは、第1入力軸10、第2後進歯車対290、第1後進歯車対295、副軸30及び第4歯車対240を介して出力軸40に伝達され、車両は後進する。この場合、変速装置2全体の減速比α0は、α0=αb2×αb1×α4=1.14×1.85×2.41=5.09となる。
以上に述べたように、5つの歯車対と3つの切換機構のみで、この変速装置2は最大前進8段変速を実現できる。また、この変速装置2は、後進段も備えている。
<Stop-
When the vehicle is stopped, the first clutch C1 and the second clutch C2 are disconnected. In this state, as shown in FIG. 8, the
As described above, the
(3)減速比の設定について
以上に述べた減速比の設定値は、第1入力軸10と副軸30との軸間距離を短縮するため、ある一定の制限が設けられている。具体的には、α2<α4及び0.7<α3<1.0とする必要がある。その理由を以下に示す。
(3) Setting of reduction ratio The setting value of the reduction ratio described above is provided with a certain restriction in order to shorten the inter-axis distance between the
1)α2<α4について
図8に示すように、第1速から第7速にかけて順番に減速比が小さくなる。また、第1’速の減速比は、第1速よりも小さく、第2速よりも大きくなる。したがって、第1速及び第1’速から第3速の減速比の関係より、α3×α4<α1×α4<α5×α4<α2×α4となる。これにより、この変速装置2が8段変速を実現するためには、少なくともα3<α1<α5<α2の関係が必要とされる。α4については、特に限定されない。一方、軸間距離は減速比が最大となる歯車対の歯車径により決まる。したがって、α2及びα4の減速比の大小関係により軸間距離が決まる。
1) For α2 <α4 As shown in FIG. 8, the reduction ratio decreases in order from the first speed to the seventh speed. Further, the reduction ratio of the first 'speed is smaller than the first speed and larger than the second speed. Therefore, α3 × α4 <α1 × α4 <α5 × α4 <α2 × α4 is established based on the relationship between the reduction ratios of the first speed and the first 'speed to the third speed. Thus, in order for the
α2は、第2歯車対220の第1入力軸10から副軸30への減速比であるため、副軸30側の歯車222の径は第1入力軸10側の歯車221の径よりも大きくなる。一方、歯車221は第1入力軸10に対して相対回転可能に配置されており、歯車221の内周側にはニードルベアリング221aが設けられているため、歯車221の径をあまり小さくすることができない。したがって、歯車221及び歯車222は小径化が困難である。
Since α2 is a reduction ratio of the
それに対して、α4は第4歯車対240の副軸30から出力軸40への減速比であるため、副軸30側の歯車242の径は出力軸40側の歯車241の径よりも小さくなる。また、歯車241が出力軸40に対して相対回転可能に配置されており、歯車241の内周側にニードルベアリング241aが設けられている。しかし、歯車242は副軸30に固定されているため、小径化が容易であり、ニードルベアリング241aを有する歯車241も小径化が可能となる。したがって、歯車241及び歯車242は歯車221及び歯車222に比べて小径化が容易である。
On the other hand, α4 is a reduction ratio from the
以上より、小径化が困難な第2歯車対220の減速比α2を小さくし、小径化が容易な第4歯車対240の減速比α4を大きくする、すなわちα2<α4とすることで、第2及び第4歯車対220、240の各歯車の小径化を実現することができる。この結果、この変速装置2では軸間距離を短縮することができ、変速装置2の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
As described above, the reduction ratio α2 of the
2)0.7<α3<1.0について
図8に示すように、本実施形態では第1実施形態よりも変速段数が多く、第5速の減速比が1.0であるため、第4速の減速比を1.4程度とするのが実用的である。そうすると、α1/α3=1.4となる。α3=1とした場合はα1=1.4となり、α2は1.4よりもさらに大きくなる。α2が大きくなると、前述のように第1入力軸10と副軸30との軸間距離が長くなるため好ましくない。したがって、α1及びα2が大きくならないように、α3を小さな増速、すなわち0.7<α3<1.0とすることで、軸間距離を短縮することができ、変速装置2の小型化を図ることができる。そして、AMT全体の大型化を防止することができる。
2) Regarding 0.7 <α3 <1.0 As shown in FIG. 8, the fourth embodiment has a larger number of gears than the first embodiment and the fifth gear reduction ratio is 1.0. It is practical to set the speed reduction ratio to about 1.4. Then, α1 / α3 = 1.4. When α3 = 1, α1 = 1.4, and α2 is larger than 1.4. If α2 is increased, the distance between the
(4)減速比のステップについて
図8に示すような減速比に設定すると、高速域における減速比のステップを小さくすることができる。具体的には、第5速から第6速及び第6速から第7速へのステップがそれぞれ1.28及び1.22となる。高速域では牽引力が小さくなるため、減速比のステップが小さい方が好ましく、高速域で好ましいステップは1.2〜1.3とされている。したがって、この減速比の設定により理想的な減速比のステップを得ることができる。
(4) Step of reduction ratio If the reduction ratio as shown in FIG. 8 is set, the step of the reduction ratio in the high speed range can be reduced. Specifically, the steps from the fifth speed to the sixth speed and from the sixth speed to the seventh speed are 1.28 and 1.22, respectively. Since the traction force becomes small in the high speed region, it is preferable that the step of the reduction ratio is small, and the preferable step in the high speed region is 1.2 to 1.3. Therefore, an ideal reduction ratio step can be obtained by setting the reduction ratio.
また、本実施形態の前進8速の変速装置2は、第1実施形態よりも変速段数を増やして減速比のステップを小さくしたものである。本実施形態の前進8速の変速装置2を、一般的なMTの前進6速の変速装置に対抗したものとして考えると、従来の前進6速の変速装置に比べて高速段の段数を1段増やすことができる。したがって、この変速装置2は、高速段において段数を増やして減速比のステップを小さくすることができ、従来よりも理想的な減速比のステップを得ることができる。しかも、従来の前進6速の変速装置に比べて、歯車対や切換機構の数量を増やしていないため、変速装置の大型化を招くことがない。さらに、MTの高速段において1速増やすとドライバーによる変速操作の負担が増加するが、この変速装置2のように変速操作を自動化している場合はこのような問題は生じない。したがって、この変速装置2は、複式クラッチ装置1を用いたAMT用の変速装置として特に有効なものといえる。
Further, the
また、この変速装置2では、後進段で第1速と第1’速とが選定できる。第1速の減速比が最大であるため、発進時に第1速を選定すれば力強い発進が可能となる。また、第1’速の減速比は第1速の減速比よりも小さく、第1’速から第2速へのステップが第1速から第2速へのステップよりも小さいため、発進時に第1’速を選定すれば燃費重視でスムーズな発進が可能となる。また、第1’速において第1クラッチC1が滑り終える前に第2クラッチC2を滑らせることで、第1及び第2クラッチC1、C2に発進時の負荷を分担することでフェーシングの摩耗を低減することができる。
In the
4.その他の実施形態
本発明はかかる上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲を逸脱することなく種々の変形又は修正が可能である。
4). Other Embodiments The present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications or corrections can be made without departing from the scope of the present invention.
(1)減速比
前述の実施形態では、減速比を例示しているが、それらの減速比に限定されるものではなく、前述の条件を満たしていれば、他の減速比を用いてもよい。
(1) Reduction ratio In the above-described embodiment, the reduction ratio is exemplified, but the reduction ratio is not limited thereto, and other reduction ratios may be used as long as the above-described conditions are satisfied. .
(2)変速動作
前述の実施形態では、変速装置2の動作を説明しているが、これは変速装置2の変速動作を限定するものではない。したがって、変速装置2は前述の動作以外の変速動作により変速が可能である。
(2) Speed change operation In the above-described embodiment, the operation of the
(3)切換機構
前述の実施形態では、各切換機構の配置を例示しているが、それらの配置に限定されるものではない。切換機構の軸方向の配置が入れ替わってもよいし、歯車の固定側と相対回転側とが入れ替わってもよい。
(3) Switching mechanism In the above-mentioned embodiment, although arrangement of each switching mechanism is illustrated, it is not limited to those arrangements. The axial arrangement of the switching mechanism may be switched, or the fixed side and the relative rotation side of the gear may be switched.
1 複式クラッチ装置
2 変速装置
3 フライホイール
4 ダンパー機構
5 入力軸
10 第1入力軸
20 第2入力軸
30 副軸
40 出力軸
50 第1出力軸
60 第2出力軸
110、210 第1歯車対
120、220 第2歯車対
130、230 第3歯車対
140、240 第4歯車対
250 第5歯車対
160、260 第1切換機構
170、270 第2切換機構
180 後進切換機構
280 第3切換機構
C1 第1クラッチ
C2 第2クラッチ
S1 第1切換歯車
S2 第2切換歯車
S3 第3切換歯車
S4 第4切換歯車
S5 第5切換歯車
S6 第6切換歯車
DESCRIPTION OF
Claims (13)
前記第1クラッチを介してトルクが入力される第1入力軸と、
前記第2クラッチを介してトルクが入力される第2入力軸と、
前記第1入力軸に対して並行に配置された副軸と、
前記第1入力軸に対して同軸上に配置された出力軸と、
前記第2入力軸に固定された第1歯車と、前記副軸に固定され前記第1歯車と噛み合う第2歯車とから構成される第1歯車対と、
前記副軸に対して固定された第3歯車と、前記第1入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第3歯車と噛み合う第4歯車とから構成される第2歯車対と、
前記副軸に対して固定された第5歯車と、前記第1入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第5歯車と噛み合う第6歯車とから構成される第3歯車対と、
前記副軸に対して固定された第7歯車と、前記出力軸に対して相対回転可能に配置され前記第7歯車と噛み合う第8歯車とから構成される第4歯車対と、
前記第1入力軸と前記副軸とを前記第2及び第3歯車対のいずれか一方を介して選択的に連結及び連結解除可能な第1切換機構と、
前記副軸と前記出力軸との前記第4歯車対を介した連結と、前記第1入力軸と前記出力軸との前記第4歯車対を介さない連結とを選択的に切換及び解除可能な第2切換機構とを備え、
前記第2歯車対の前記第1入力軸から前記副軸への減速比をα2、
前記第4歯車対の副軸から前記出力軸への減速比をα4とした場合に、α2<α4である、変速装置。 A transmission that is mounted on an automatic transmission including a dual clutch device that can selectively connect and disconnect the first and second clutches, and that transmits torque from the engine to the output side,
A first input shaft to which torque is input via the first clutch;
A second input shaft to which torque is input via the second clutch;
A counter shaft arranged in parallel to the first input shaft;
An output shaft disposed coaxially with respect to the first input shaft;
A first gear pair composed of a first gear fixed to the second input shaft and a second gear fixed to the countershaft and meshing with the first gear;
A second gear pair composed of a third gear fixed to the countershaft, and a fourth gear arranged to be rotatable relative to the first input shaft and meshing with the third gear;
A third gear pair comprising a fifth gear fixed to the countershaft, and a sixth gear arranged to be rotatable relative to the first input shaft and meshing with the fifth gear;
A fourth gear pair comprising a seventh gear fixed to the countershaft and an eighth gear arranged to rotate relative to the output shaft and meshing with the seventh gear;
A first switching mechanism capable of selectively connecting and disconnecting the first input shaft and the auxiliary shaft via any one of the second and third gear pairs;
The connection between the auxiliary shaft and the output shaft via the fourth gear pair and the connection between the first input shaft and the output shaft not via the fourth gear pair can be selectively switched and released. A second switching mechanism,
A reduction ratio of the second gear pair from the first input shaft to the sub shaft is α2,
A transmission that satisfies α2 <α4, where α4 is a reduction ratio from the secondary shaft to the output shaft of the fourth gear pair.
前記第3歯車対の前記第1入力軸から前記副軸への減速比をα3とした場合に、α3<α1<α2<α4である、
請求項1に記載の変速装置。 A reduction ratio of the first gear pair from the second input shaft to the countershaft is α1,
Α3 <α1 <α2 <α4, where α3 is a reduction ratio from the first input shaft to the sub shaft of the third gear pair,
The transmission according to claim 1.
請求項1又は2に記載の変速装置。 When the reduction ratio from the first input shaft to the sub shaft of the third gear pair is α3, 0.7 <α3 <1.0.
The transmission according to claim 1 or 2.
前記第1入力軸と前記副軸とを前記第5歯車対を介して選択的に連結及び連結解除可能な第3切換機構とを備えた、
請求項1から3のいずれかに記載の変速装置。 A fifth gear pair composed of a ninth gear fixed to the countershaft and a tenth gear arranged to rotate relative to the first input shaft and meshing with the ninth gear;
A third switching mechanism capable of selectively connecting and disconnecting the first input shaft and the auxiliary shaft via the fifth gear pair;
The transmission according to any one of claims 1 to 3.
前記第2歯車対の前記第1入力軸から前記副軸への減速比をα2、
前記第3歯車対の前記第1入力軸から前記副軸への減速比をα3、
前記第4歯車対の前記副軸から前記出力軸への減速比をα4、
前記第5歯車対の前記第1入力軸から前記副軸への減速比をα5とした場合に、α3<α1<α5<α2<α4である、
請求項4に記載の変速装置。 A reduction ratio of the first gear pair from the second input shaft to the countershaft is α1,
A reduction ratio of the second gear pair from the first input shaft to the sub shaft is α2,
A reduction ratio of the third gear pair from the first input shaft to the sub shaft is α3,
A reduction ratio from the secondary shaft to the output shaft of the fourth gear pair is α4,
Α3 <α1 <α5 <α2 <α4, where α5 is a reduction ratio from the first input shaft to the sub shaft of the fifth gear pair,
The transmission according to claim 4.
前記第4歯車と、前記後進軸に対して相対回転可能に配置され前記第4歯車と噛み合う第1後進歯車とから構成される第1後進歯車対と、
前記後進軸に対して相対回転可能にかつ前記第1後進歯車に対して相対回転不能に配置された第2後進歯車と、前記第1入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第2後進歯車と噛み合う第3後進歯車とから構成される第2後進歯車対とをさらに備え、
前記第3切換機構は、前記第1入力軸と前記副軸との前記第5歯車対を介した連結と、前記第1入力軸と前記第1後進歯車との前記第2後進歯車対を介した連結とを選択的に切換及び解除可能である、
請求項4又は5に記載の変速装置。 A reverse shaft disposed in parallel to the first input shaft;
A first reverse gear pair configured by the fourth gear and a first reverse gear arranged to be rotatable relative to the reverse shaft and meshing with the fourth gear;
A second reverse gear disposed relative to the reverse shaft and non-rotatable relative to the first reverse gear; and the second reverse gear disposed relative to the first input shaft. A second reverse gear pair composed of a third reverse gear meshing with the gear;
The third switching mechanism includes a connection between the first input shaft and the countershaft via the fifth gear pair, and a second reverse gear pair between the first input shaft and the first reverse gear. Can be selectively switched and released.
The transmission according to claim 4 or 5.
請求項4から6のいずれかに記載の変速装置。 The first, second and third switching mechanisms are disposed on the first input shaft;
The transmission according to any one of claims 4 to 6.
前記第4歯車と、前記後進軸に対して相対回転可能に配置され前記第4歯車と噛み合う第1後進歯車とから構成される第1後進歯車対と、
前記後進軸に対して相対回転可能にかつ前記第1後進歯車に対して相対回転不能に配置された第2後進歯車と、前記第1入力軸に対して相対回転可能に配置され前記第2後進歯車と噛み合う第3後進歯車とから構成される第2後進歯車対と、
前記第1入力軸と前記第1後進歯車とを前記第2後進歯車対を介して連結及び連結解除可能な後進切換機構とをさらに備えた、
請求項1から3のいずれかに記載の変速装置。 A reverse shaft disposed in parallel to the first input shaft;
A first reverse gear pair configured by the fourth gear and a first reverse gear arranged to be rotatable relative to the reverse shaft and meshing with the fourth gear;
A second reverse gear disposed relative to the reverse shaft and non-rotatable relative to the first reverse gear; and the second reverse gear disposed relative to the first input shaft. A second reverse gear pair composed of a third reverse gear meshing with the gear;
A reverse switching mechanism capable of connecting and disconnecting the first input shaft and the first reverse gear via the second reverse gear pair;
The transmission according to any one of claims 1 to 3.
請求項8に記載の変速装置。 The first, second and reverse switching mechanisms are disposed on the first input shaft.
The transmission according to claim 8.
前記第2歯車対は、前記第1歯車対に対して軸方向前記エンジン側と反対側に隣接して配置される、
請求項1から9のいずれかに記載の変速装置。 The first gear pair is disposed on the engine side in the axial direction with respect to another gear pair,
The second gear pair is disposed adjacent to the opposite side of the engine side in the axial direction with respect to the first gear pair.
The transmission according to any one of claims 1 to 9.
請求項1から10のいずれかに記載の変速装置。 The seventh gear is integrally formed on the outer peripheral side of the countershaft.
The transmission according to any one of claims 1 to 10.
前記第7歯車は、前記2つの軸受の一方に隣接して配置される、
請求項11に記載の変速装置。 The countershaft has two bearings at both ends,
The seventh gear is disposed adjacent to one of the two bearings;
The transmission according to claim 11.
請求項1から12のいずれかに記載の変速装置。 The second input shaft is a cylindrical member disposed coaxially on the outer peripheral side of the first input shaft.
The transmission according to any one of claims 1 to 12.
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JP2004325587A JP2006132755A (en) | 2004-11-09 | 2004-11-09 | Transmission device |
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