JP2008039004A - 車両用変速機 - Google Patents
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Abstract
【課題】動力の伝達効率や車載性などに優れ、しかも無段変速の可能な変速機を提供する。
【解決手段】2本のドライブ軸10,11から複数の伝動機構および切換機構を介してドリブン軸13に動力を伝達する車両用変速機であって、ドライブ軸と同一の軸線上に配置された第1遊星歯車機構7と、第1モータ9と、ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第2遊星歯車機構5と、第2モータ6とを備え、第1遊星歯車機構のサンギヤがいずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、第2遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくはいずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されている。
【選択図】 図1
【解決手段】2本のドライブ軸10,11から複数の伝動機構および切換機構を介してドリブン軸13に動力を伝達する車両用変速機であって、ドライブ軸と同一の軸線上に配置された第1遊星歯車機構7と、第1モータ9と、ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第2遊星歯車機構5と、第2モータ6とを備え、第1遊星歯車機構のサンギヤがいずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、第2遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくはいずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されている。
【選択図】 図1
Description
この発明は、ギヤ対などの複数の伝動機構を動力伝達系統に備え、トルク伝達に関与する伝動機構を切り替えることにより変速を行うように構成した車両用の変速機に関し、特に歯車機構などの機械的手段による動力伝達と油圧などの圧力流体あるいは電力などの他のエネルギ形態を介した動力伝達とを併用できる変速機に関するものである。
この種の変速機の一例が特許文献1に記載されている。この特許文献1に記載された変速機は、遊星歯車機構におけるトルクの伝達経路を複数のクラッチ機構の係合・解放の状態に応じて切り替える機械式トランスミッション(MT)と、油圧ポンプで発生させた圧油を油圧モータに供給して動力を伝達し、その圧油の供給状態に応じて変速を行う静液圧式トランスミッション(HST)とを、入力部材と出力部材との間に並列に配置して構成されている。この特許文献1に記載された変速機では、機械式トランスミッションによってステップ的に変化する変速比が設定されるのに対して、静液圧式トランスミッションで設定される変速比は連続的に変化する変速比となるので、全体としての変速比を連続的に変化させることができ、したがっていわゆる無段変速機として機能させることができる。
また、他の例が特許文献2に記載されている。この特許文献2に記載されたトランスミッションは、動力源が出力した動力を、複数のギヤ対と複数のクラッチ機構とを主体とする多段変速装置と、HST(静液圧式トランスミッション)とに分配して伝達し、これらの多段変速装置とHSTとで変速された動力を遊星歯車機構によって合成した後、出力するように構成されている。したがって、この特許文献2に記載されたトランスミッションでは、多段変速装置とHSTとのそれぞれで伝達する動力の割合をHSTで変化させることにより、全体としての変速比を連続的に変化させることができる。
上述したように特許文献1に記載されている変速機では、静液圧式トランスミッションを介して動力を伝達し、その伝達割合を変化させることにより、変速比を無段階に変化させることができる。しかしながら、その場合の流体を介した動力の伝達は、ポンプを動力源の動力で直接駆動し、それによって発生した流体圧をモータに送ってこれを駆動し、そのモータが出力した動力をそのまま出力側に伝達するようになっている。そのため、伝達するトルクに応じて流体圧が高くなるなど、動力損失が相対的に多くなって全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。
このような事情は特許文献2に記載されているトランスミッションにおいても同様であって、特許文献2に記載された構成は、多段変速装置とHSTとを入力部材と出力部材との間に実質的に並列に配置した構成であるから、HSTを介した動力伝達を行う場合に動力損失が多くなるなどの全体としての動力伝達効率が十分には高くならない可能性があった。
さらに、各特許文献1,2に記載されたいずれの変速機であっても、エンジンなどの動力源が出力した動力を変速機に入力し、またその動力を遮断するための機構として多板クラッチなどのクラッチを使用することになり、そのため入力を維持するのに油圧などの動力を消費し、これが全体としての動力損失の増大もしくは動力伝達効率の悪化の要因になる可能性があった。
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、動力の伝達効率や車両の燃費を向上させることができ、しかも小型で車載性に優れた変速機を提供することを目的とするものである。
上記の目的を達成するために、請求項1の発明は、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも2本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドライブ軸の少なくともいずれかと同一の軸線上に配置された第1遊星歯車機構と、この第1遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第1遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第1モータと、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第2遊星歯車機構と、この第2遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第2遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第2モータとを備え、前記第1遊星歯車機構のサンギヤが前記いずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、前記第2遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくは前記いずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されていることを特徴とするものである。
請求項2の発明は、請求項1の発明において、前記各遊星歯車機構は互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っており、さらにこれらのリングギヤのいずれか一方に前記動力源からトルクが入力されていることを特徴とする車両用変速機である。
請求項3の発明は、動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも2本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第1遊星歯車機構と、この第1遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第1モータと、外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第2遊星歯車機構と、この第2遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第2モータとを備え、前記各遊星歯車機構が互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っていることを特徴とする車両用変速機である。
請求項4の発明は、請求項1ないし3のいずれかの発明において、前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記第1遊星歯車機構よりもドライブ軸側に配置され、もしくは第2遊星歯車機構よりも前記ドリブン軸側に配置され、かつ前記いずれかの遊星歯車機構のサンギヤと一体の前記サンギヤ軸が前記第1モータもしくは第2モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする車両用変速機である。
請求項5の発明は、請求項1ないし3のいずれかの発明において、前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記第1遊星歯車機構もしくは第2遊星歯車機構を挟んで前記ドライブ軸もしくはドリブン軸とは反対側に配置され、かつ前記動力源の動力を前記いずれかの遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに伝達する入力軸が前記第1モータもしくは第2モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする車両用変速機である。
請求項6の発明は、請求項1または3ないし5のいずれかの発明において、前記第1モータは、前記第2モータの半径方向での外側に隣接して配置され、その第1モータが前記第1遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに連結されていることを特徴とする車両用変速機である。
請求項7の発明は、請求項6の発明において、前記第2モータは前記第2遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第1モータは前記第1遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第2遊星歯車機構のキャリヤと第1遊星歯車機構のキャリヤとがトルク伝達可能に連結され、前記入力軸はいずれかの遊星歯車機構のキャリヤに連結されていることを特徴とする車両用変速機である。
請求項8の発明は、請求項1ないし7のいずれかの発明において、前記第2遊星歯車機構のサンギヤと一体のサンギヤ軸が前記ドリブン軸と同一軸線上で隣接して配置され、かつこれらのサンギヤ軸とドリブン軸とを選択的に連結する直結連結機構を更に備えていることを特徴とする車両用変速機である。
請求項9の発明は、請求項1ないし8のいずれかの発明において、前記第1モータおよび第2モータは、相互に連結された流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。
請求項10の発明は、請求項9の発明において、前記流体圧ポンプモータは、押出容積を変化させることのできる可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする車両用変速機である。
請求項1の発明によれば、各遊星歯車機構のサンギヤがドライブ軸にそれぞれ連結されて出力要素となっており、またそれぞれのキャリヤとリングギヤとのいずれか一方が動力源からの動力が入力される入力要素となり、また他方がモータに連結されて反力要素となっている。また、第1遊星歯車機構がドライブ軸と同一軸線上に配置され、第2遊星歯車機構がドリブン軸と同一軸線上に配置されている。いずれかのモータには、サンギヤ軸もしくは入力軸が貫通しているから、そのモータをいずれかの遊星歯車機構とドリブン軸もしくはドライブ軸との間に配置することができる。あるいはそのモータを、いずれかの遊星歯車機構と動力源との間に配置することができる。その結果、ドリブン軸と同一の軸線上とドライブ軸と同一の軸線上との二つの軸線上に、各遊星歯車機構およびモータを配置でき、全体としていわゆる二軸構成とすることができるので、外径が相対的に小さい変速機とすることができる。そのため、変速機を小型・軽量化でき、また車載性を向上させることができる。特に車両の前後方向に向けて搭載する場合の車載性を向上させることができる。また、サンギヤが出力要素となることに伴い、キャリヤもしくはリングギヤをモータに連結して反力要素とすることができ、こうすることにより、モータの回転数を相対的に低減し、その小型化を図ることができる。
また、請求項1の発明では、動力源が出力した動力が、各遊星歯車機構に伝達され、そのいずれかの遊星歯車機構からいずれかのドライブ軸に動力が伝達され、さらに切換機構の動作状態に応じたいずれかの伝動機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。その場合、いずれか一つの遊星歯車機構のみが、入力された動力をそのままドライブ軸に出力する状態になっていれば、その遊星歯車機構に連結され、かつ動力を伝達できる状態になっている伝動機構によって決まる変速比が設定される。これに対して、いずれかの遊星歯車機構に連結されたモータにおいて、入力された動力の一部がそのエネルギ形態を変換させられ、その動力が他のモータに伝達されると、該他のモータからこれに連結されている遊星歯車機構を介してドライブ軸に動力が伝達され、さらにそのドライブ軸から、所定の切換機構を介してドリブン軸に動力が伝達される。
すなわち、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達が並行して行われ、そのエネルギ形態の変換を伴って伝達される動力を連続的に変化させることができるので、変速機の全体としての変速比が連続的に変化する。すなわち、無段変速が可能になる。その場合、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達は、動力源から入力された動力を、それぞれのドライブ軸を通る複数の動力伝達系統に分配するためのものであるから、エネルギ形態の変換を伴う動力の伝達で負担するトルクを抑制でき、それに伴って動力損失を防止もしくは抑制して全体としての動力伝達効率を向上させることができる。
請求項2の発明によれば、各遊星歯車機構のリングギヤが、それぞれの遊星歯車機構における入力要素となっており、しかもそれらのリングギヤが、各々の外周部に設けた歯車によって連結されているので、リングギヤがいわゆるカウンタギヤ対を兼ねることになり、それに伴って全体としての部品点数を少なくして、変速機の構成を簡素化し、かつ小型・軽量化することができる。
請求項3の発明によれば、請求項2の発明と同様に、各遊星歯車機構の入力要素であるリングギヤがいわゆるカウンタギヤ対を兼ねることになり、それに伴って全体としての部品点数を少なくして、変速機の構成を簡素化し、かつ小型・軽量化することができる。
請求項4の発明によれば、請求項1ないし3の発明による効果と同様の効果に加えて、第1モータが第1遊星歯車機構とドライブ軸との間に配置され、あるいは第2モータが第2遊星歯車機構とドリブン軸との間に配置されており、いずれかの遊星歯車機構のサンギヤ軸がいずれかのモータを貫通しているので、変速機の全体をいわゆる二軸構成とすることができる。そのため、変速機の外径が相対的に小さくなり、小型・軽量化に有利であるうえに、車載性を向上させることができる。
請求項5の発明によれば、請求項1ないし3の発明による効果と同様の効果に加えて、第1モータと第2遊星歯車機構、もしくは第2モータと第2遊星歯車機構とが同一軸線上に配置され、しかもいずれかの遊星歯車機構に対して動力を入力する入力軸がいずれかのモータを貫通しているので、変速機の全体をいわゆる二軸構成とすることができる。そのため、変速機の外径が相対的に小さくなり、小型・軽量化に有利であるうえに、車載性を向上させることができる。
請求項6あるいは7の発明によれば、上述した各請求項の発明による効果と同様の効果に加えて、各モータを軸線方向での一端部側にまとめて配置することができ、したがって車載性が向上するうえに、各モータとして流体圧モータを採用した場合には、流体圧回路の構成が容易になり、また変速機の製造性や組立性を向上させることができる。
請求項8の発明によれば、請求項1ないし7のいずれかの発明による効果と同様の効果に加えて、入力軸とドリブン軸との回転方向を同じにすることができるので、動力源から駆動輪に到る動力伝達系統の構成を簡素化することができ、もしくは変速機より出力側の動力伝達系統に既存のものを採用することができる。
請求項9あるいは10の発明によれば、請求項1ないし8の発明と同様の効果に加えて、油圧ポンプなどの流体圧ポンプを、遊星歯車機構に対する反力を与える部材として使用するので、変速制御が容易であり、またモータを固定状態に維持するために動力を消費することがなく、動力の伝達効率を更に向上させることができる。
つぎにこの発明を具体例に基づいて説明する。図1に示す例は、伝達するべき動力(エネルギ)の形態を変更せずに設定できるいわゆる固定変速比として四つの前進段および一つの後進段を設定するように構成した例であり、特にエンジンなどの動力源1を車両の前後方向に向けて搭載するFR車(フロントエンジン・リヤドライブ車)に適するように構成した例である。すなわち、動力源1に連結されている入力部材2と同一の軸線上と、これに平行な軸線上とのそれぞれに、動力を分配し、また伝達および遮断する機構が配置されている。ここで、動力源1は、内燃機関や電気モータあるいはこれらを組み合わせた構成など、車両に使用されている一般的な動力源であってよい。なお、以下の説明では、動力源1を仮にエンジン1と記す。また、入力部材2はエンジン(E/G)1の出力した動力を伝達できる部材であればよく、ドライブプレートや入力軸であってもよい。以下の説明では、入力部材2を入力軸2と記す。これらエンジン1と入力軸2と間に、ダンパーやクラッチ、トルクコンバータなどの適宜の伝動手段を介在させることができる。
前記各軸線上に配置されている機構は、入力された動力をそのまま出力し、あるいはその一部をそのまま出力するとともに、他の動力を、エネルギ形態を変換して出力し、さらには空転して動力の伝達を行わないように構成された伝動手段の一種である。図1に示す例では、差動機構とこれに反力を与えかつその反力の可変な反力機構とによって構成されている。差動機構は、要は、三つの回転要素によって差動作用を行うものであればよく、歯車やローラを回転要素とした機構であり、そのうちの歯車式差動機構としてはシングルピニオン型遊星歯車機構やダブルピニオン型遊星歯車機構を使用することができる。また、反力機構は、選択的にトルクを出力できる機構であればよく、油圧などの流体式のポンプモータや電気的に動作するモータ・ジェネレータなどを用いることができる。
図1に示す例では、差動機構としてシングルピニオン型遊星歯車機構が用いられ、また反力を生じさせるための反力機構(この発明のモータに相当する)として可変容量型油圧ポンプモータが用いられている。以下の説明では、エンジン1と同軸上の遊星歯車機構を仮に第2遊星歯車機構5と記し、また油圧ポンプモータを仮に第2ポンプモータ6と記す。さらに、これと平行に配置されている遊星歯車機構を仮に第1遊星歯車機構7と記し、また油圧ポンプモータを第1ポンプモータ9と記す。なお、第1ポンプモータ9を図にはPM1と記し、第2ポンプモータ6を図にはPM2と記すことがある。
第2遊星歯車機構5は、外歯歯車であるサンギヤS2と、これと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤR2と、これらのサンギヤS2とリングギヤR2とに噛み合っているピニオンギヤを自転かつ公転自在に保持しているキャリヤC2とを回転要素するシングルピニオン型のものである。そのリングギヤR2に入力軸2が連結されており、したがってリングギヤR2が入力要素となっている。またそのキャリヤC2に反力機構としての第2ポンプモータ6が接続されている。すなわち、キャリヤC2が反力要素となっている。
この第2ポンプモータ6は、押出容積を変更できる可変容量型であり、第2遊星歯車機構5を挟んで前記入力軸2とは反対側に、これら遊星歯車機構5および入力軸2と同一軸線上に配置されている。この種の第2ポンプモータ6としては、各種の形式のものを採用することができ、例えば斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。
上記のように第2遊星歯車機構5では、リングギヤR2が入力要素、キャリヤC2が反力要素となっていることに伴って、サンギヤS2が出力要素となっており、そのサンギヤS2にサンギヤ軸5Aが一体化されている。このサンギヤ軸5Aは、第2ポンプモータ6をその中心軸線に沿って貫通して入力軸2や第2遊星歯車機構5と同一軸線上に延びている。
一方、第1遊星歯車機構7は、上記の第2遊星歯車機構5と同様の構成であって、サンギヤS1とリングギヤR1とこれらに噛み合っているピニオンギヤを自転および公転自在に保持しているキャリヤC1とを回転要素とし、これら三つの回転要素によって差動作用を行うシングルピニオン型の遊星歯車機構である。そのリングギヤR1が入力要素となり、またサンギヤS1が出力要素となり、さらにキャリヤC1が反力要素となっている。すなわち、各遊星歯車機構7,5は互いに半径方向に隣接して配置されており、それぞれのリングギヤR2,R1の外周部に、互いに噛み合っている歯車8A,8Bが設けられている。したがって、入力軸2から第2遊星歯車機構5のリングギヤR2に伝達された動力の一部が、そのリングギヤR2から第1遊星歯車機構7のリングギヤR1に伝達されるようになっている。これらの歯車8A,8Bからなるカウンタギヤ対(以下、仮に第1カウンタギヤ対と記す)8は、いわゆる入力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。また、入力軸2は、第1遊星歯車機構7と同一軸線上に設け、かつ第1遊星歯車機構7のリングギヤR1に動力を入力するように構成することもできる。
さらに、第1遊星歯車機構7のキャリヤC1に反力機構としての第1ポンプモータ9が接続されている。この第1ポンプモータ9は、押出容積を変更できる可変容量型であり、図1に示す例では、押出容積をゼロから正負のいずれか一方向に変化させることのできるいわゆる片振り型のものであり、前記第1遊星歯車機構7に対してエンジン1とは反対側(図1の右側)に、第1遊星歯車機構7と同一軸線上に配置されている。また、この第1ポンプモータ9としては、上述した第2ポンプモータ6と同様に、斜板ポンプや斜軸ポンプ、あるいはラジアルピストンポンプなどを用いることができる。
上記のように第1遊星歯車機構7では、リングギヤR1が入力要素、キャリヤC1が反力要素となっていることに伴って、サンギヤS1が出力要素となっており、そのサンギヤS1にサンギヤ軸7Aが一体化されている。このサンギヤ軸7Aは、第1ポンプモータ9をその中心軸線に沿って貫通して第1遊星歯車機構7と同一軸線上に延びている。
上記の第1遊星歯車機構7および第1ポンプモータ9と同一の軸線上に第1ドライブ軸10と第2ドライブ軸11との二本のドライブ軸が配置されている。これらのうち一方のドライブ軸、例えば第2ドライブ軸11は中空構造であって、第1ドライブ軸10の外周側に相互に回転自在に嵌合している。そして、これらのドライブ軸10,11は第1ポンプモータ9を挟んで第1遊星歯車機構7とは軸線方向で反対側に配置されている。言い換えれば、第1遊星歯車機構7とドライブ軸10,11との間に第1ポンプモータ9が配置されている。それに伴ってサンギヤ軸7Aが第1ポンプモータ9をその軸線方向に沿って貫通している。
第1ドライブ軸10は第1遊星歯車機構7のサンギヤ軸7Aに連結され、したがってサンギヤS1が出力要素となっている。また第2ドライブ軸11は第2遊星歯車機構5のサンギヤ軸5Aにトルク伝達可能に連結されている。すなわち、このサンギヤ軸5Aにカウンタドライブギヤ12Aが連結され、そのカウンタドライブギヤ12Aに噛み合っているカウンタドリブンギヤ12Bが第2ドライブ軸11に取り付けられている。これらのカウンタドライブギヤ12Aおよびカウンタドリブンギヤ12Bからなるカウンタギヤ対(以下、仮に第2カウンタギヤ対と記す)12は、いわゆる出力用伝動機構を構成しており、これは、摩擦車を利用した伝動機構やチェーンもしくはベルトなどを使用した巻き掛け伝動機構に置き換えることができる。
各ドライブ軸10,11から動力が伝達されるドリブン軸13は、各ドライブ軸10,11と平行になるように、前記入力軸2や第2遊星歯車機構5および第2ポンプモータ6と同一軸線上に配置されている。したがって、図1に示す変速機はいわゆる二軸構造になっている。これら各ドライブ軸10,11とドリブン軸13との間には、異なる変速比を設定するための複数の伝動機構が設けられている。これらの各伝動機構は、トルクの伝達に関与した場合にそれぞれの回転数比に応じて、入力軸2とドリブン軸13との間の変速比を設定するためのものであり、歯車機構や巻き掛け伝動機構、摩擦車を使用した機構などを採用することができる。図1に示す例では、前進走行のための四つのギヤ対14,15,16,17と後進走行のためのギヤ対18とが設けられている。
具体的に説明すると、前記の第1ドライブ軸10は、中空構造の第2ドライブ軸11の端部から突出しており、その突出した部分に第1速駆動ギヤ14Aと第3速駆動ギヤ16Aとリバース駆動ギヤ18Aとが取り付けられている。その配列順序は、第1ドライブ軸10の先端(図1の右端)側から、第1速駆動ギヤ14A、第3速駆動ギヤ16A、リバース駆動ギヤ18Aの順である。また、第2ドライブ軸11には、その先端側(図1の右側)から順に、第4速駆動ギヤ17Aおよび第2速駆動ギヤ15Aが取り付けられている。したがって、第1および第2のドライブ軸10,11の一方には、奇数段の駆動ギヤが取り付けられ、他方には偶数段の駆動ギヤが取り付けられている。言い換えれば、第1ドライブ軸10に第2速および第4速の駆動ギヤを取り付け、第2ドライブ軸11に第1速および第3速の駆動ギヤを取り付けてもよい。
上記の各ギヤ対14,15,16,17,18における従動ギヤ14B,15B,16B,17B,18Bが、ドリブン軸13に回転自在に嵌合して支持されている。すなわち、第1速従動ギヤ14Bは上記の第1速駆動ギヤ14Aに噛み合った状態でドリブン軸13に回転自在に嵌合している。また、第3速従動ギヤ16Bは、第3速駆動ギヤ16Aに噛み合った状態でドリブン軸13に回転自在に嵌合し、かつ第1速従動ギヤ14Bに隣接して配置されている。さらに、第4速従動ギヤ17Bは、第4速駆動ギヤ17Aに噛み合った状態でドリブン軸13に回転自在に嵌合し、かつリバース従動ギヤ18Bに隣接して配置されている。そして、第2速従動ギヤ15Bは、第2速駆動ギヤ15Aに噛み合った状態でドリブン軸13に回転自在に嵌合し、ドリブン軸13の前記サンギヤ軸5A側の端部に配置されている。なお、リバース従動ギヤ18Bとリバース駆動ギヤ18Aとの間にはアイドルギヤ18Cが配置され、リバース駆動ギヤ18Aの回転方向とリバース駆動ギヤ18の回転方向とが同じになるように構成されている。したがって、第1速ないし第4速のギヤ対14,15,16,17が前進速伝動機構に相当し、リバースギヤ対18が後進速伝動機構に相当する。
これらのギヤ対14,15,16,17,18を選択的に動力伝達可能な状態にするための切換機構が設けられている。この切換機構は、各ギヤ対14,15,16,17,18をいずれかのドライブ軸10,11とドリブン軸13とに選択的に連結する機構であり、したがって従来の手動変速機などにおける同期連結機構(シンクロナイザー)を使用することができ、あるいは噛み合いクラッチ(ドグクラッチ)や摩擦式クラッチなどを使用することができる。また、上記の従動ギヤをドリブン軸13に一体的に取り付けた場合には、駆動ギヤをドライブ軸に対して回転自在とし、その駆動ギヤをドライブ軸に対して選択的に連結するようにドライブ軸側に切換機構を設けることができる。
図1に示す例では、切換機構として同期連結機構が使用されており、上記の第1速従動ギヤ14Bと第3速従動ギヤ16Bとの間に第1シンクロ19が配置され、またリバース従動ギヤ18Bと第4速従動ギヤ17Bとの間に第2シンクロ20が配置され、さらに第2速従動ギヤ15Bに隣接して第3シンクロ22が設けられている。
これらのシンクロ19,20,22は、従来の手動変速機で用いられているものと同様に構成されたものであって、ドリブン軸13に一体のハブにスリーブがスプライン嵌合され、そのスリーブを軸線方向に移動することにより次第にスプライン嵌合するチャンファーもしくはスプラインが各従動ギヤに一体に設けられ、さらにスリーブの移動に伴って、従動ギヤ側の所定の部材に次第に摩擦接触して回転を同期させるリングが設けられている。
したがって第1シンクロ19は、そのスリーブ19Sを図1の右側に移動させることにより、第1速従動ギヤ17Bをドリブン軸13に連結し、またスリーブ19Sを図1の左側に移動させることにより、第3速従動ギヤ16Bをドリブン軸13に連結し、さらにスリーブ19Sを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ14B,16Bとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。また、第2シンクロ20は、そのスリーブ20Sを図1の右側に移動させることにより、リバース従動ギヤ18Bをドリブン軸13に連結し、またスリーブ20Sを図1の左側に移動させることにより、第4速従動ギヤ17Bをドリブン軸13に連結し、さらにスリーブ20Sを中央に位置させることにより、いずれの従動ギヤ18B,17Bとも係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。さらに、第3シンクロ22は、そのスリーブ22Sを図1の右側に移動させることにより、第2速従動ギヤ15Bをドリブン軸13に連結し、またスリーブ22Sを中央に位置させることにより、第2速従動ギヤ15Bに係合せずにニュートラル状態となるように構成されている。
上記の各スリーブ19S,20S,22Sは、図示しないリンケージを介して手動操作によって切換動作させるように構成することができ、あるいはそれぞれに個別に設けたアクチュエータ23,24,26によって切換動作させるように構成することができる。また、上記の各ポンプモータ6,9の押出容積を電気的に制御するため、また各アクチュエータ23,24,26を電気的に制御するための電子制御装置(ECU)27が設けられている。この電子制御装置27は、マイクロコンピュータを主体として構成され、入力されたデータや予め記憶しているデータおよびプログラムに従って演算を行い、押出容積を設定し、あるいはシンクロ19,20,22を動作させるための指令信号を出力するようになっている。
なおここで、各ポンプモータ6,9に関する油圧回路について簡単に説明すると、図2に示すように、これらのポンプモータ6,9と閉回路によって連通されている。すなわち、各ポンプモータ6,9の吸入ポート6S,9S同士が油路28によって連通され、また吐出ポート6D,9D同士が油路29によって連通されている。その吸入ポートとは、前進走行する際に遊星歯車機構に対して反力を与えるように押出容積を設定した場合に、相対的に低圧となるポートであり、相対的に高圧となるポートが吐出ポートである。なお、圧油の不可避的な漏洩が生じるから、圧油の補給を行うチャージポンプ(図示せず)を上記の閉回路に接続してもよい。
さらに、前記各吸入ポート6S,9S同士を連通している油路28における圧力が、各吐出ポート6D,9Dを連通している油路29における圧力より所定値以上高い場合に開くリリーフ弁30が、これらの油路28,29を連通させた状態に設けられている。また、前記各吐出ポート6D,9D同士を連通している油路29における圧力が、各吸入ポート6S,9Sを連通している油路28における圧力より所定値以上高い場合に開くリリーフ弁31が、これらの油路28,29を連通させた状態に設けられている。そして、これらのリリーフ弁30,31は、そのリリーフ圧を電気的に制御でき、あるいは電気的に開弁できるように構成されている。
つぎに、上述した変速機の作用について説明する。図3は、いずれかのギヤ対14,15,16,17,18のギヤ比で決まる各変速段を設定する際の第1および第2のポンプモータ(PM1,PM2)6,9、および各シンクロ19,20,22の動作状態をまとめて示す図表であって、この図3における各ポンプモータ6,9についての「0」は、ポンプ容量(押出容積)を実質的にゼロとし、そのロータ軸が回転させられても圧油を発生することがなく、また油圧が供給されても出力軸が回転しない状態(フリー)を示し、「LOCK」はそのロータの回転を止めている状態を示している。さらに「PUMP」は、ポンプ容量を実質的なゼロより大きくするとともに圧油を吐出している状態を示し、したがって該当する第1あるいは第2のポンプモータ6,9はポンプとして機能している。また、「MOTOR」は、一方のポンプモータ6(もしくは9)が吐出した圧油が供給されてモータとして機能している状態を示し、したがって該当する油圧ポンプモータ9(もしくは6)は軸トルクを発生している。
そして、各シンクロ19,20,22についての「右」、「左」は、それぞれのスリーブ19S,20S,22Sの図1での位置を示すとともに、丸括弧はダウンシフトするための待機状態、カギ括弧はアップシフトするための待機状態を示し、そして「N」は該当するシンクロ19,20,22をOFF状態(中立位置)に設定している状態を示し、斜体の「N」は引き摺りを低減するためOFF状態(中立位置)に設定していることを示す。
ニュートラルポジションが選択されてニュートラル状態を設定する際には、各ポンプモータ6,9の押出容積がゼロとされ、また各シンクロ19,20,22が「OFF」状態とされる。すなわちそれぞれのスリーブ19S,20S,22Sが中央位置に設定される。したがって、いずれのギヤ対14,15,16,17,18もドリブン軸13に連結されていないニュートラル状態となる。その結果、各ポンプモータ6,9がいわゆる空回り状態となる。したがって、各遊星歯車機構5,7のリングギヤR2,R1にエンジン1からトルクが伝達されても、キャリヤC2,C1に反力が作用しないため、出力要素であるサンギヤS2,S1に連結されている各ドライブ軸10,11にはトルクが伝達されない。
シフトポジションがドライブポジションなどの走行ポジションに切り替えられると、第1シンクロ19のスリーブ19Sが図1の右側に移動させられる。したがって、第1速従動ギヤ14Bがドリブン軸13に連結されるので、第1ドライブ軸10とドリブン軸13とが第1速ギヤ対14を介して連結される。すなわち、ギヤ対の連結状態としては、第1速を設定する状態となる。
この状態では、車両が未だ停止しているので、各遊星歯車機構7,5では、サンギヤS1,S2が停止している状態でリングギヤR1,R2にエンジン1から動力が入力され、したがってキャリヤC1,C2がそれぞれのリングギヤR1,R2と同方向にリングギヤR1,R2より低速で回転する。この状態で、第1ポンプモータ9の押出容積を次第に大きくすると、第1ポンプモータ9がポンプとして機能し、油圧を発生する。その場合、前述した一方のリリーフ弁30のリリーフ圧を所定の圧力に維持したままリリーフさせる。それに伴う反力が第1遊星歯車機構7におけるキャリヤC1に作用するので、サンギヤS1にこれをリングギヤR1と同方向に回転させるトルクが現れる。その結果、第1速ギヤ対14を介してドリブン軸13に動力が伝達される。したがってドリブン軸13が出力部材もしくは出力軸となっている。そして、第1ポンプモータ9の押出容積が最大まで増大するとともに、前記リリーフ弁30からの油圧の排出が止まることにより、第1ポンプモータ9の回転が停止し、固定変速比である第1速となる。
この状態で第2ポンプモータ6の押出容積がゼロに設定されているので、第2ポンプモータ6が空転するとともに、第1ポンプモータ9がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ9,6を連通させている閉回路が第2ポンプモータ6によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第1ポンプモータ9は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第1遊星歯車機構7のキャリヤC1にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第1遊星歯車機構7ではキャリヤC1を固定した状態でリングギヤR1に動力が入力されるので、出力要素であるサンギヤS1にはこれをリングギヤR1と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第1ドライブ軸10および第1速ギヤ対14を介して、出力軸としてのドリブン軸13に伝達される。こうして固定変速比である第1速が設定される。
この第1速の状態で第3シンクロ22をOFF状態に設定していれば、すなわちそのスリーブ22Sを中立位置に設定していれば、ダウンシフト待機状態となる。また、第1シンクロ19のスリーブ19Sを図1の右側に移動させたまま、第3シンクロ22のスリーブ22Sを図1の右側に移動させて、第2速従動ギヤ15Bをドリブン軸13に連結すれば、第2遊星歯車機構5の出力要素であるサンギヤS2がサンギヤ軸5Aおよび第2カウンタギヤ対12ならびに第2速ギヤ対15を介してドリブン軸13に連結されるので、固定変速比である第2速へのアップシフト待機状態となる。
固定変速比である第1速が設定されている状態を図4の(a)に各遊星歯車機構5,7についての共線図で示してある。この状態では、第2ポンプモータ6およびこれに連結されているキャリヤC2がリングギヤR2と同じ方向に回転している。したがって第2ポンプモータ6の押出容積を正の方向に増大させると、第2ポンプモータ6がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤC2に作用する。その結果、リングギヤR2に入力されたトルクとキャリヤC2に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤS2に作用し、これがリングギヤR2とは反対方向に回転し、かつその回転数が次第に増大する。言い換えれば、エンジン1の回転数が次第に引き下げられる。そのサンギヤS2から第2カウンタギヤ対12および第2ドライブ軸11ならびに第2速ギヤ対15を介してドリブン軸13にトルクが伝達される。
上記の過程を図4の(b)に共線図で示してあり、第2ポンプモータ6がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート6Sから第1ポンプモータ9の吸入ポート9Sに供給される。そのため、第1ポンプモータ9がモータとして機能してトルクを出力し、これが第1遊星歯車機構7のキャリヤC1に作用する。第1遊星歯車機構7のリングギヤR1にはエンジン1から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤC1に作用するトルクとが合成されてサンギヤS1から第1ドライブ軸10に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達(図4の(b)に「流体パス」と記してある)が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸13にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第2ポンプモータ6の回転数が次第に低下することにより、第2遊星歯車機構5および第2速ギヤ対15を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第1速ギヤ対14で決まる変速比から第2速ギヤ対15で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第1速に変化する場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第2ポンプモータ6の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第2速となる。
この状態で第1ポンプモータ9の押出容積がゼロに設定されるので、第1ポンプモータ9が空転するとともに、第2ポンプモータ6がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ6,9を連通させている閉回路が第1ポンプモータ9によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第2ポンプモータ6は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第2遊星歯車機構5のキャリヤC2にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第2遊星歯車機構5ではキャリヤC2を固定した状態でリングギヤR2に動力が入力されるので、出力要素であるサンギヤS2にはこれをリングギヤR2と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第2カウンタギヤ対12および第2ドライブ軸11ならびに第2速ギヤ対15を介して、出力軸としてのドリブン軸13に伝達される。こうして固定変速比である第2速が設定される。その状態を図4の(c)に共線図で示してある。
この第2速の状態で第1シンクロ19をOFF状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ19Sを中立位置に設定すれば、第1ポンプモータ9を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第1シンクロ19のスリーブ19Sを図1の左側に移動させて第3速従動ギヤ16Bをドリブン軸13に連結すれば、固定変速比である第3速へのアップシフト待機状態となる。一方、第1シンクロ19のスリーブ19Sを図1の右側に移動させて第1速従動ギヤ14Bをドリブン軸13に連結しておけば、第1速へのダウンシフト待機状態となる。
第2速から第3速へのアップシフト待機状態では第1ポンプモータ9およびこれに連結されているキャリヤC1がリングギヤR1とは反対の方向に回転している。したがって第1ポンプモータ9の押出容積を正の方向に増大させると、第1ポンプモータ9がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤC1に作用する。その結果、リングギヤR1に入力されたトルクとキャリヤC1に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤS1に作用し、そのトルクが第1ドライブ軸10および第3速ギヤ対16を介して出力軸であるドリブン軸13に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン1の回転数が次第に引き下げられる。
第1ポンプモータ9がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート9Sから第2ポンプモータ6の吸入ポート6Sに供給される。そのため、第2ポンプモータ6がモータとして機能して正回転方向にトルクを出力し、これが第2遊星歯車機構5のキャリヤC2に作用する。第2遊星歯車機構5のリングギヤR2にはエンジン1から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤC2に作用するトルクとが合成されてサンギヤS2から第2カウンタギヤ対12を介して第2ドライブ軸11に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸13にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第1ポンプモータ9の回転数が次第に低下することにより、第1遊星歯車機構7および第3速ギヤ対16を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第2速ギヤ対15で決まる変速比から第3速ギヤ対16で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した発進後に固定変速比である第1速に変化する場合や第1速から第2速にアップシフトする場合と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第1ポンプモータ9の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第3速となる。
この状態で第2ポンプモータ6の押出容積がゼロに設定されるので、第2ポンプモータ6が空転するとともに、第1ポンプモータ9がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ6,9を連通させている閉回路が第2ポンプモータ6によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第1ポンプモータ9は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第1遊星歯車機構7のキャリヤC1にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第1遊星歯車機構7ではキャリヤC1を固定した状態でリングギヤR1に動力が入力されるので、出力要素であるサンギヤS1にはこれをリングギヤR1と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第1ドライブ軸10および第3速ギヤ対16を介して、出力軸としてのドリブン軸13に伝達される。こうして固定変速比である第3速が設定される。
この第3速の状態で第2シンクロ20をOFF状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ20Sを中立位置に設定すれば、第2ポンプモータ6を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第2シンクロ20のスリーブ20Sを図1の左側に移動させて第4速従動ギヤ17Bをドリブン軸13に連結すれば、固定変速比である第4速へのアップシフト待機状態となる。一方、第2シンクロ20のスリーブ20Sを中央の中立位置にすれば、第2速へのダウンシフト待機状態となる。
第3速から第4速へのアップシフト待機状態では、第2ポンプモータ6の押出容積を増大させると、第2ポンプモータ6がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤC2に作用する。その結果、リングギヤR2に入力されたトルクとキャリヤC2に作用する反力とを合成したトルクがサンギヤS2に作用してこれが回転し、そのトルクが第2カウンタギヤ対12を介して第2ドライブ軸11に伝達され、さらに第4速ギヤ対17を介して出力軸であるドリブン軸13に伝達される。また、変速比の低下に伴ってエンジン1の回転数が次第に引き下げられる。
第2ポンプモータ6がポンプとして機能することにより発生した圧油はその吸入ポート6Sから第1ポンプモータ9の吸入ポート9Sに供給される。そのため、第1ポンプモータ9がモータとして機能してトルクを出力し、これが第1遊星歯車機構7のキャリヤC1に作用する。第1遊星歯車機構7のリングギヤR1にはエンジン1から動力が入力されているので、そのトルクとキャリヤC1に作用するトルクとが合成されてサンギヤS1から第1ドライブ軸10に出力される。すなわち、油圧を介した動力伝達が、機械的な動力伝達と並行して生じ、ドリブン軸13にはこれらの動力を合算した動力が伝達される。そして、第2ポンプモータ6の回転数が次第に低下することにより、第2遊星歯車機構5および第4速ギヤ対17を介した機械的動力伝達の割合が次第に増大し、変速機の全体としての変速比は、第3速ギヤ対16で決まる変速比から第4速ギヤ対17で決まる変速比に次第に低下する。その変化は、上述した各固定変速比の間での変速と同様に、連続的な変化となる。すなわち、無段変速となる。そして、第2ポンプモータ6の押出容積が最大まで増大してその回転が停止することにより、固定変速比である第4速となる。
この状態で第1ポンプモータ9の押出容積がゼロに設定されるので、第1ポンプモータ9が空転するとともに、第2ポンプモータ6がロックされてその回転が止められる。すなわち、各ポンプモータ6,9を連通させている閉回路が第1ポンプモータ9によって閉じられることになるので、押出容積が最大になっている第2ポンプモータ6は圧油を供給および吐出できなくなり、その回転が止められる。その結果、第2遊星歯車機構5のキャリヤC2にはこれを固定するトルクが作用することになる。そのため、第2遊星歯車機構5ではキャリヤC2を固定した状態でリングギヤR2に動力が入力されるので、出力要素であるサンギヤS2にはこれをリングギヤR2と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第2カウンタギヤ対12を介して第2ドライブ軸11に伝達され、さらに第4速ギヤ対17を介して、出力軸としてのドリブン軸13に伝達される。こうして固定変速比である第4速が設定される。
この第4速の状態で第1シンクロ19をOFF状態に設定すれば、すなわちそのスリーブ19Sを中立位置に設定すれば、第1ポンプモータ9を連れ回すことがないので、いわゆる引き摺りによる動力の損失を回避することができる。また、第1シンクロ19のスリーブ19Sを図1の左側に移動させて第3速従動ギヤ16Bをドリブン軸13に連結しておけば、第3速へのダウンシフト待機状態となる。
つぎに後進段について説明する。シフトポジションがニュートラルポジションからリバースポジションに切り替えられるなどのことによって後進段を設定する指示が行われると、第2シンクロ20のスリーブ20Sが図1の右側に移動させられてリバース従動ギヤ18Bがドリブン軸13に連結される。
この状態で第1ポンプモータ9の押出容積を次第に増大させるとともに、リリーフ弁30のリリーフ圧を所定圧力に維持したまま油圧をリリーフさせると、第1ポンプモータ9がポンプとして機能し、それに伴う反力がキャリヤC1に作用するので、出力要素であるサンギヤS1にはこれを前進走行時と同方向に回転させるトルクが生じ、これが第1ドライブ軸10に伝達される。この状態は、第1速で発進する場合と同様であって、いわゆるフリクションスタートである。この第1ドライブ軸10とドリブン軸13との間に配置されているリバースギヤ対18は、アイドルギヤ18Cを備えているので、第1ドライブ軸10が前進走行時と同方向に回転すると、ドリブン軸13はこれとは反対方向に回転し、したがって後進走行することになる。
そして、第1ポンプモータ9の押出容積を次第に大きくすることによりその回転数が次第に低下し、変速比はリバースギヤ対18のギヤ比によって決まる変速比になる。そして、各ポンプモータ6,9の押出容積を最大にすることにより、固定変速比としての後進段が設定される。
上述したように図1に示す変速機では、流体伝動を伴わずに設定できるいわゆる固定変速比として前進4段・後進1段の変速比を設定でき、またそれらの固定変速比の間の変速比を連続的に設定でき、したがって全体として変速比幅の広い無段変速を行うことができる。また、各ドライブ軸10,11やドリブン軸13、各遊星歯車機構7,5およびポンプモータ9,6などの回転部材を配置する軸線が二本のいわゆる二軸構成となるので、外径を小さくして全体としての構成を小型化でき、しかもエンジン1の回転中心軸線の延長線上もしくはこれと平行な軸線上で動力を出力できるから、外径の制約が大きくかつ軸長の制約が相対的に小さいFR車に対する車載性に優れた変速機とすることができる。
さらに、上記の変速機で前進段としての各固定変速比を設定する場合、いずれかのポンプモータ6,9の押出容積をゼロにし、それに伴って他のポンプモータ9,6をロックするから、これらの固定変速比では流体伝動が行われない。すなわち、エネルギ形態の変換を行うことなく動力を伝達することができ、かつ動力の伝達経路を動力伝達可能な状態に維持するために特にエネルギを必要としないので、動力の伝達効率を従来になく向上させることができる。
ここで図1に示す構成でリングギヤに動力を入力し、かつサンギヤから出力するように構成したことによる利点について説明する。変速機の全体としての変速比γ’は
γ’={−ρ(q1・κ1’+q2・κ2’)}/(q1+q2)
である。ここで、ρは各遊星歯車機構5,7のギヤ比(サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比)、q1は第1ポンプモータ9の押出容積、q2は第2ポンプモータ6の押出容積、κ1’は第1速ギヤ対14のギヤ比、κ2’は第2速ギヤ対15のギヤ比である。なお、マイナス符号は、出力回転が逆回転となっていることによる。
γ’={−ρ(q1・κ1’+q2・κ2’)}/(q1+q2)
である。ここで、ρは各遊星歯車機構5,7のギヤ比(サンギヤの歯数とリングギヤの歯数との比)、q1は第1ポンプモータ9の押出容積、q2は第2ポンプモータ6の押出容積、κ1’は第1速ギヤ対14のギヤ比、κ2’は第2速ギヤ対15のギヤ比である。なお、マイナス符号は、出力回転が逆回転となっていることによる。
一方、サンギヤに替えてキャリヤを出力要素とし、かつ入力要素はリングギヤとして構成した場合の変速機全体としての変速比γは、
γ={(1+ρ)(q1・κ1+q2・κ2)}/(q1+q2)
となる。なお、κ1は第1速ギヤ対のギヤ比、κ2は第2速ギヤ対のギヤ比である。
γ={(1+ρ)(q1・κ1+q2・κ2)}/(q1+q2)
となる。なお、κ1は第1速ギヤ対のギヤ比、κ2は第2速ギヤ対のギヤ比である。
変速機としての変速比は、出力要素が入れ替わっていても等しいことを条件に比較しているので、
γ=−γ’
であるから、上記の二式をこの関係で整理すると、
q1{(1+ρ)κ1−ρ・κ1’}+q2{(1+ρ)κ2−ρ・κ2’}=0
この式に掛ける左辺第一項と左辺第二項とは、それぞれ「0」となるから、
κ1’=κ1(1+ρ)/ρ
κ2’=κ2(1+ρ)/ρ
となる。
γ=−γ’
であるから、上記の二式をこの関係で整理すると、
q1{(1+ρ)κ1−ρ・κ1’}+q2{(1+ρ)κ2−ρ・κ2’}=0
この式に掛ける左辺第一項と左辺第二項とは、それぞれ「0」となるから、
κ1’=κ1(1+ρ)/ρ
κ2’=κ2(1+ρ)/ρ
となる。
図1に示す構成におけるポンプ回転数Np’と入力回転数Ninとの関係は、
Np’={1+(ρ・κ2’/γ’)}Nin/(1+ρ)
であり、これに対してリングギヤに動力を入力し、かつキャリヤから出力するように構成した場合のポンプ回転数Npと入力回転数Ninとの関係は、
Np=[{(1+ρ)κ2/γ}−1]Nin/ρ
となる。
Np’={1+(ρ・κ2’/γ’)}Nin/(1+ρ)
であり、これに対してリングギヤに動力を入力し、かつキャリヤから出力するように構成した場合のポンプ回転数Npと入力回転数Ninとの関係は、
Np=[{(1+ρ)κ2/γ}−1]Nin/ρ
となる。
上記のNp’の式におけるγ’に(−γ)を代入し、またκ2’に(κ2(1+ρ)/ρ)を代入して整理すると、
Np’=[1−{(1+ρ)κ2/γ}]Nin/(1+ρ)
となる。この式を利用してNp’とNpとの比を求めると、
Np’/Np=−ρ/(1+ρ)
となる。ここで、マイナス符号が付いているのは、キャリヤ出力した場合には、ポンプモータの回転方向と入力軸の回転方向とが反対になることによる。結局、図1の構成と、その出力要素をサンギヤからキャリヤに変更した構成とでは、ポンプモータの回転数の比が
Np’/Np=ρ/(1+ρ)
となり、遊星歯車機構のギヤ比が一般的には、0.3〜0.6程度であることを考慮すると、サンギヤを出力要素として図1に示す構成では、キャリヤ出力とした場合に比較して、ポンプモータをポンプとして機能させた場合の回転数を0.23〜0.38程度に抑制することができる。
Np’=[1−{(1+ρ)κ2/γ}]Nin/(1+ρ)
となる。この式を利用してNp’とNpとの比を求めると、
Np’/Np=−ρ/(1+ρ)
となる。ここで、マイナス符号が付いているのは、キャリヤ出力した場合には、ポンプモータの回転方向と入力軸の回転方向とが反対になることによる。結局、図1の構成と、その出力要素をサンギヤからキャリヤに変更した構成とでは、ポンプモータの回転数の比が
Np’/Np=ρ/(1+ρ)
となり、遊星歯車機構のギヤ比が一般的には、0.3〜0.6程度であることを考慮すると、サンギヤを出力要素として図1に示す構成では、キャリヤ出力とした場合に比較して、ポンプモータをポンプとして機能させた場合の回転数を0.23〜0.38程度に抑制することができる。
なお、モータとして機能させた場合も同様の関係が成立するので、モータとして機能させた場合の回転数を、キャリヤ出力の構成とした場合に比較して0.23〜0.38程度に抑制することができる。
つぎに、この発明の他の例を説明する。図5に示す例は、上述した図1に示す構成における各遊星歯車機構5,7とポンプモータ6,9とを、その軸線方向で入れ替えて配置し、それに伴う変更を施した例である。すなわち、第2遊星歯車機構5よりも入力軸2側に第2ポンプモータ6が配置されており、その第2ポンプモータ6を中心軸線に沿って入力軸2が貫通しており、その入力軸2が第2遊星歯車機構5のキャリヤC2に連結されている。すなわち、キャリヤC2が入力要素となっている。そして、第2ポンプモータ6のロータ(図示せず)が第2遊星歯車機構5のリングギヤR2に連結され、リングギヤR2が反力要素となっている。
また、第1遊星歯車機構7を挟んでドライブ軸10,11とは反対側に第1ポンプモータ9が配置されている。より具体的には、各ポンプモータ9,6が半径方向に隣接して配置されている。そして、そのロータ(図示せず)が第1遊星歯車機構7のリングギヤR2に連結され、リングギヤR1が反力要素となっている。なお、この第1ポンプモータ9は、その中心部を軸が貫通する構造にはなっていない。
したがって、第1遊星歯車機構7においてはキャリヤC1が入力要素となっており、これが第2遊星歯車機構5のキャリヤC2にトルク伝達可能に連結されている。すなわち、第2遊星歯車機構5のキャリヤC2にドライブギヤ8Aが取り付けられ、これに噛み合っているドリブンギヤ8Bが第1遊星歯車機構7のキャリヤC1に取り付けられている。これらのドライブギヤ8Aおよびドリブンギヤ8Bが第1カウンタギヤ対8を形成している。他の構成は、前述した図1に示す構成と同様であるから、図5に図1と同様の符号を付してその説明を省略する。なお、図5にはエンジン1および各アクチュエータ23,24,26および電子制御装置27は省略してある。
図5に示す構成の変速機は、上述したように、図1に示す構成における各遊星歯車機構5,7とポンプモータ6,9との位置を軸線方向において入れ替えたものであるから、各ポンプモータ9,6およびシンクロ19,20,22を前述した図3に示すように動作させることにより、前進4段・後進1段の変速比を無段階に設定することができる。各変速比を設定する場合の挙動は、回転方向が一部異なるものの、基本的には、図1に示す構成の変速機について説明したのと同様である。一例として、固定変速比である第1速および第2速、ならびにその中間の状態を図6の(a)、(b)、(c)に共線図で示してある。
第1速では、第2ポンプモータ6の押出容積がゼロに設定されてこれが空転するとともに、第1ポンプモータ9がロックされ、また第1シンクロ19によって第1速従動ギヤ14Bが出力軸としてのドリブン軸13に連結される。したがって、図6の(a)に示すように、第1遊星歯車機構7では、リングギヤR1が第1ポンプモータ9によって固定された状態でキャリヤC1にエンジン1の動力が入力されるから、出力要素であるサンギヤS1がキャリヤC1より高速で同方向に回転する。このサンギヤS1のトルクがサンギヤ軸7Aおよびドライブ軸10ならびに第1速ギヤ対14を介してドリブン軸13に伝達され、ここから出力される。
第1速から第2速へのアップシフト待機状態では、第3シンクロ22によって第2速従動ギヤ15Bがドリブン軸13に連結されている。したがって、この状態では、第2遊星歯車機構5のサンギヤS2がドリブン軸13から伝達されるトルクによって回転しており、また入力要素であるキャリヤC2が回転しているので、リングギヤR2およびこれに連結されている第2ポンプモータ6が低速で空転している。
この状態で、第2ポンプモータ6の押出容積を次第に増大させると、図6の(b)に示すように、これがポンプとして機能して油圧を発生するとともに、その回転数が次第に低下する。すなわち、第2遊星歯車機構5のリングギヤR2にその回転数を低下させるように反力が作用する。それに伴って、サンギヤS2およびこれに第2速ギヤ対15を介して連結されているドリブン軸13に正回転方向のトルクが作用する。一方、第2ポンプモータ6で発生した油圧が第1ポンプモータ9に供給されてこれがモータとして機能し、キャリヤC1とは反対方向に回転するようトルクを出力する。そして、そのトルクがリングギヤR1に反力として作用するために、出力要素であるサンギヤS1にはこれを増速回転させるようにトルクが作用し、これが第1速ギヤ対14を介してドリブン軸13に伝達される。すなわち、いわゆる機械的動力伝達と流体圧を介した動力伝達(図6の(b)には「流体パス」と記してある)とによってドリブン軸13に動力が伝達され、変速比が各動力伝達の割合に応じて連続的に変化する。
そして、第1ポンプモータ9の押出容積を次第に小さくして、ついにはゼロになると、第1ポンプモータ9が空転するとともに、第2ポンプモータ6がロックされる。これが図6の(c)に示す状態であって、第2遊星歯車機構5のリングギヤR2が第2ポンプモータ6によって固定され、その状態でキャリヤC2にエンジン1から動力が入力されていることにより、サンギヤS2がキャリヤC2より高速で回転し、そのトルクが第2速ギヤ対15を介してドリブン軸13に伝達される。これに対して第1遊星歯車機構7では、キャリヤC1にエンジン1からトルクが作用してキャリヤC1が回転している状態でサンギヤS1がドリブン軸13からトルクを受けて回転するので、リングギヤR1およびこれに連結されている第1ポンプモータ9がキャリヤC1とは反対方向に空転する。
したがって、図5に示すように構成した場合であっても、前述した図1に示す構成の変速機と同様に作用させて前進4段・後進1段の変速比を連続的に設定することができる。また、いわゆる二軸構成として全体として小型化でき、また車載性を向上させることができる。さらに、図5に示すように構成した場合であっても、サンギヤを出力要素としていることにより、ポンプモータをポンプとして機能させた場合の回転数、およびモータとして機能させた場合の回転数を、いわゆるキャリヤ出力として構成した場合(比較例)と比較して低下させることができる。これを結論的に示せば、図5に示す構成のポンプ回転数をNp’、モータ回転数をNm’、ポンプモータのトルクをTp’、比較例のポンプ回転数をNp、モータ回転数をNm、ポンプモータのトルクをTpとすると、
Np’/Np=(1+ρ)ρ
Nm’/Nm=(1+ρ)ρ
Tp’/Tp=1/(1+ρ)ρ
となる。そのρに0.3〜0.6の値を入れると、ポンプとして機能した場合、およびモータとして機能した場合の回転数は、比較例の0.39〜0.96程度に低下する。
Np’/Np=(1+ρ)ρ
Nm’/Nm=(1+ρ)ρ
Tp’/Tp=1/(1+ρ)ρ
となる。そのρに0.3〜0.6の値を入れると、ポンプとして機能した場合、およびモータとして機能した場合の回転数は、比較例の0.39〜0.96程度に低下する。
さらに、図5に示す構成では、エンジン1側(もしくは入力軸2側)にポンプモータ6,9をまとめて配置できるから、いわゆるポンプ部Iとギヤ部IIとを区画して構成することができる。そのため、各ポンプモータ6,9を連通させる油路の構成を簡素化することができるうえに、ポンプ部Iとギヤ部IIとを個別に組み立てた後に両者を組み合わせるなど、製造性や組立性を向上させることができる。さらには、各部I,IIのケーシングを別構成として、それぞれに適した材料および形状のケーシングとすることができる。
なお、上述した各具体例では、ドリブン軸13を出力軸として構成したが、この発明では、ドリブン軸13とは別に出力軸を設け、その出力軸にドリブン軸13から動力を伝達して変速機から出力するように構成してもよい。その場合、出力軸は前述したドライブ軸10,11と同一の軸線上に配置してもよい。また、この発明における入力軸は、第1遊星歯車機構5側あるいは第2遊星歯車機構7側のいずれに設けてもよい。さらに、この発明は、設定可能な固定変速比が4速より多くてもよく、あるいは反対に少なくてもよい。
1…エンジン(動力源)、 2…入力軸(入力部材)、 5…遊星歯車機構(第2遊星歯車機構)、 5A…サンギヤ軸、 S2…サンギヤ、 R2…リングギヤ、 C2…キャリヤ、 6…油圧ポンプモータ(第2ポンプモータ)、 7…遊星歯車機構(第1遊星歯車機構)、 7A…サンギヤ軸、 S1…サンギヤ、 R1…リングギヤ、 C1…キャリヤ、 8…カウンタギヤ対、 9…油圧ポンプモータ(第1ポンプモータ)、 10…第1ドライブ軸、 11…第2ドライブ軸、 12…カウンタギヤ対、 13…ドリブン軸、 14…第1速ギヤ対、 15…第2速ギヤ対、 16…第3速ギヤ対、 17…第4速ギヤ対、 18…リバースギヤ対、 19…第1シンクロ、 20…第2シンクロ、 22…第3シンクロ。
Claims (10)
- 動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも2本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドライブ軸の少なくともいずれかと同一の軸線上に配置された第1遊星歯車機構と、
この第1遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第1遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第1モータと、
外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置された内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有し、前記ドリブン軸と同一の軸線上に配置された第2遊星歯車機構と、
この第2遊星歯車機構と同一軸線上に配置されるとともにその第2遊星歯車機構における前記リングギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第2モータとを備え、
前記第1遊星歯車機構のサンギヤが前記いずれかのドライブ軸にトルク伝達可能に連結されるとともに、前記第2遊星歯車機構のサンギヤが他のドライブ軸にトルク伝達可能に連結され、
前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記いずれかの遊星歯車機構におけるサンギヤと一体のサンギヤ軸もしくは前記いずれかの遊星歯車機構に動力を伝達する入力軸が中心軸線に沿って貫通するように構成されていることを特徴とする車両用変速機。 - 前記各遊星歯車機構は互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っており、さらにこれらのリングギヤのいずれか一方に前記動力源からトルクが入力されていることを特徴とする請求項1に記載の車両用変速機。
- 動力源から選択的に動力が伝達される少なくとも2本のドライブ軸と、それらのドライブ軸から動力が伝達されるドリブン軸と、前記各ドライブ軸と前記ドリブン軸との間に配置された複数の伝動機構と、その伝動機構を介した各ドライブ軸とドリブン軸との間の動力の伝達を選択的に可能にする切換機構とを有する車両用変速機において、
外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第1遊星歯車機構と、
この第1遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第1モータと、
外歯歯車であるサンギヤと、そのサンギヤと同心円上に配置されかつ前記動力源から動力が伝達される内歯歯車であるリングギヤと、これらサンギヤとリングギヤとの間に配置されたピニオンギヤを保持しているキャリヤとを有する第2遊星歯車機構と、
この第2遊星歯車機構における前記サンギヤとキャリヤとのいずれか一方に連結された、エネルギ回収と動力の出力とが可能な第2モータとを備え、
前記各遊星歯車機構が互いに半径方向に隣接して配置されるとともに、それぞれのリングギヤの外周部に一体に設けた歯車が互いに噛み合っていることを特徴とする車両用変速機。 - 前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記第1遊星歯車機構よりもドライブ軸側に配置され、もしくは第2遊星歯車機構よりも前記ドリブン軸側に配置され、かつ前記いずれかの遊星歯車機構のサンギヤと一体の前記サンギヤ軸が前記第1モータもしくは第2モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする請求項1ないし3のいずれかに記載の車両用変速機。
- 前記第1モータと第2モータとの少なくともいずれか一方は、前記第1遊星歯車機構もしくは第2遊星歯車機構を挟んで前記ドライブ軸もしくはドリブン軸とは反対側に配置され、かつ前記動力源の動力を前記いずれかの遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに伝達する入力軸が前記第1モータもしくは第2モータをその中心軸線に沿って貫通していることを特徴とする請求項1ないし3のいずれかに記載の車両用変速機。
- 前記第1モータは、前記第2モータの半径方向での外側に隣接して配置され、その第1モータが前記第1遊星歯車機構のキャリヤもしくはリングギヤに連結されていることを特徴とする請求項1または3ないし5のいずれかに記載の車両用変速機。
- 前記第2モータは前記第2遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第1モータは前記第1遊星歯車機構のリングギヤに連結され、前記第2遊星歯車機構のキャリヤと第1遊星歯車機構のキャリヤとがトルク伝達可能に連結され、前記入力軸はいずれかの遊星歯車機構のキャリヤに連結されていることを特徴とする請求項6に記載の車両用変速機。
- 前記第2遊星歯車機構のサンギヤと一体のサンギヤ軸が前記ドリブン軸と同一軸線上で隣接して配置され、かつこれらのサンギヤ軸とドリブン軸とを選択的に連結する直結連結機構を更に備えていることを特徴とする請求項1ないし7のいずれかに記載の車両用変速機。
- 前記第1モータおよび第2モータは、相互に連結された流体圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項1ないし8のいずれかに記載の車両用変速機。
- 前記流体圧ポンプモータは、押出容積を変化させることのできる可変容量型の油圧ポンプモータを含むことを特徴とする請求項9に記載の車両用変速機。
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JP2006212515A JP2008039004A (ja) | 2006-08-03 | 2006-08-03 | 車両用変速機 |
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2013024301A (ja) * | 2011-07-19 | 2013-02-04 | Kubota Corp | 油圧無段変速装置を備えた作業車両 |
CN109505927A (zh) * | 2018-12-28 | 2019-03-22 | 内蒙古工业大学 | 一种实现重物上楼梯搬运的电动小车 |
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2006
- 2006-08-03 JP JP2006212515A patent/JP2008039004A/ja active Pending
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CN109505927B (zh) * | 2018-12-28 | 2023-08-04 | 内蒙古工业大学 | 一种实现重物上楼梯搬运的电动小车 |
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