JP2009063139A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】軸方向長さの短い変速機で前進９段を超える多段変速遊星歯車列を得る。
【解決手段】第１出力軸１２に第１遊星歯車組２４を、これに平行な第２出力軸１４に第２遊星歯車組２６を配置し、入力軸１０を、第１サンギヤ３０および第１リングギヤ３２と減速歯車対５２を介してそれぞれ連結可能とし、第２リングギヤ４２および第２サンギヤ４０とそれぞれ連結可能とし、第１出力軸１２と第２出力軸１４とは連結歯車組を介して互いに連結し、第１出力軸１２は第１キャリア３８と、第２出力軸は第２リングギヤ４２とそれぞれ連結し、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０は第２歯車組６０を介して連結するとともに静止部６４に固定可能であり、第２キャリア４８は静止部６４に固定可能であり、入力軸１０と第１サンギヤ３０および第１リングギヤ３２とを連結しない状態において、第１遊星歯車組２４を一体にできるように構成した。
【選択図】図１

Description

本発明は、車両用自動変速機に用いる、多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列は、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが提案されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、本出願人が提案した多段変速遊星歯車列があり、これらの歯車列は、前輪駆動車などいわゆるエンジン横置き式車両に適した軸方向長さの短い変速機とするため二つの出力軸に分けて配置された遊星歯車と６個の摩擦要素により、前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、６個の摩擦要素を用いて前進８段の変速比を得るのが限界であったため、多様に変化する車両の走行条件に応じて望ましい変速比を適用しようとしても限度があり、加速性能や燃費をさらに良くすることができないという問題があった。
特開２００５−０２３９８７号 特開２００５−１８０６６５号

解決しようとする問題点は、エンジン横置きタイプに適した軸方向長さの短い変速機に適用する歯車列として、前進８段を超える変速比を得ることができない点である。
本発明の目的は、遊星歯車列の軸方向長さを短く抑えながら、前進８段を超える変速比を得ることが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。

本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、該入力軸と平行に設けた第１出力軸と、入力軸と同軸、または入力軸および第１出力軸と平行に設けた第２出力軸と、第１出力軸と同軸に配置され、回転メンバーとして第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、第２出力軸と同軸に配置され、回転メンバーとして第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組を有し、入力軸は、第１サンギヤおよび第１リングギヤと減速機構を介してそれぞれ連結可能であるとともに、第２サンギヤおよび第２キャリアと、直接または伝達歯車を介してそれぞれ連結可能であり、第１出力軸と第２出力軸とは第１歯車組を介して互いに連結しており、第１出力軸は第１キャリアと連結され、第２出力軸は第２リングギヤと連結され、第１サンギヤと第２サンギヤは第２歯車組を介して連結されるとともに静止部に固定可能であり、第２キャリアは静止部に固定可能であり、入力軸と第１サンギヤおよび第１リングギヤとを連結しない状態において、第１遊星歯車組の回転メンバーが一体となって回転できるように構成した。

本発明の多段変速遊星歯車列は上記のように構成したため、遊星歯車列の軸方向長さを短く抑えつつ、車両用の変速機として好ましい値の前進１０段の変速比を得ることができる。その結果、エンジン横置き式前輪駆動車等の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、実施例に基づき図とともに説明する。

図１は、本発明の実施例の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、またこれらと平行に第１出力軸１２が配置され、入力軸１０と同軸に第２出力軸１４が配置されている。さらに、これらと平行に中間出力軸１６が設けてある。

第１出力軸１２と第２出力軸１４は、それぞれと一体の連結歯車１２ａ、１４ａを介して連結され、一方の歯車１４ａは中間出力軸１６と一体の入力歯車１６ａとも噛み合っている。これらの連結歯車１２ａ、１４ａは、本発明の第１歯車組を構成する。中間出力軸１６と一体の駆動歯車１６ｂは出力歯車１８と噛み合っている。
出力歯車１８は差動装置２０を介して車軸２２ａ、２２ｂを駆動し、車軸２２ａ、２２ｂは図示しない左右の車輪と連結されている。

第１出力軸１２上には第１遊星歯車組２４が、また第２出力軸１４上には第２遊星歯車組２６が、それぞれ同軸配置されている。
第１遊星歯車組２４と第２遊星歯車組２６は、いずれも一般的にシングルピニオン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組２４は、第１サンギヤ３０と、第１リングギヤ３２と、第１リングギヤ３２および第１サンギヤ３０に噛み合った複数の第１ピニオン３４と、第１ピニオン３４を回転自在に軸支する第１キャリア３８といった回転メンバーで構成されている。

同様に、第２遊星歯車組２６は、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、複数の第２ピニオン４４、第２キャリア４８といった回転メンバーで構成されている。
入力軸１０は、第１クラッチ５０および減速歯車対（歯車５２ａ、歯車５２ｂ）を介して第１出力軸と同軸配置されている中間軸５４と連結可能である。なお、減速歯車対は、本発明の減速機構を構成する。
中間軸５４は、第２クラッチ５６を介して第１リングギヤ３２と連結可能であるとともに、第３クラッチ５８を介して第１サンギヤ３０とも連結可能である。

第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０とは、第２歯車組（歯車６０ａ、歯車６０ｂ）を介して連結しているとともに、第１ブレーキ６２によりケース（静止部）６４に固定可能である。
入力軸１０は、第４クラッチ６６を介して第２キャリア４８と、また第５クラッチ６８を介して第２サンギヤ４０と、それぞれ連結可能である。
第２キャリア４８は第２ブレーキ７０によりケース６４に固定可能である
第１出力軸１２は第１キャリア３８と連結し、第２出力軸１４は第２リングギヤ４２と連結されている。

次に、図１に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表を参考にしながら説明する。
図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキといった締結要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ５０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６２をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図１に記してある。

作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」に分け、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第１０速（１０ｔｈ）の、Ｒレンジは後進（Ｒ−１、Ｒ−２）の各変速段を割り当ててある。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を、それぞれ表す。また、括弧でくくった○印は締結していても動力伝達に関与しないことを表す。

ここで、各歯数比の算出について、遊星歯車組にあっては、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）を、第１遊星歯車組２４はα１、第２遊星歯車組２６はα２とし、歯車組にあっては、減速歯車対の歯数比（歯車５２ｂの歯数／歯車５２ａの歯数）をｉ１、第１歯車組の歯数比（連結歯車１２ａの歯数／連結歯車１４ａの歯数）をｉ２、第２歯車組の歯数比（歯車６０ｂの歯数／歯車６０ａの歯数）をｉ３として説明する。
また、変速比は、入力軸１０の回転速度と第２出力軸１４の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／第２出力軸１４の回転速度）で表す。

ここでは、各変速比の計算に、α１を０．４３、α２を０．４４、ｉ１を２．１２、ｉ２を０．９２、ｉ３を１．０８３とした場合について例示する。
なお、表示および計算式を簡略化するため、α１・ｉ１（１＋α２）／｛α２・ｉ３＋α１・ｉ１（１＋α２）｝をＡと定義する。上記した歯数比においてＡは０．７３４である。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の変速比は、第１クラッチ５０（Ｃ−１）、第２クラッチ５６（Ｃ−２）の締結による入力軸１０と第１リングギヤ３０の連結、および第２ブレーキ７０（Ｂ−２）の締結による第２キャリア４８のケース６４への固定によって得られる。
第１速の変速比は、ｉ１｛α２・ｉ３（１＋α１）＋α１・ｉ２｝／（α２・ｉ２・ｉ３）になり、上記の値に設定した歯数比においては５．２０８になる。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第２ブレーキ７０の締結を解放するとともに第１ブレーキ６２（Ｂ−１）の締結で第１サンギヤ３０をケース６４に固定することで行う。
変速比はｉ１（１＋α１）／ｉ２になり、上記した歯数比においては３．２９５である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第１ブレーキ６２を解放するとともに第３クラッチ５８（Ｃ−３）を締結することで行う。
これにより第１遊星歯車組２４の各回転メンバーは一体となって回転するようになり、変速比はｉ１／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は２．３０４である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第３クラッチ５８の締結を解除するとともに第５クラッチ６８（Ｃ−５）を締結することで行う。
これにより、変速比はｉ１・ｉ３（１＋α１）／〔ｉ２｛ｉ３（１＋α１）＋α１（ｉ１−ｉ３）｝〕になる。上記した歯数比において変速比は１．７８９である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速における第１クラッチ５０、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに第４クラッチ６６（Ｃ−４）の締結することで行う。
これにより、変速比はＡ／（１＋α２）＋ｉ１（１−Ａ）（１＋α１）／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は１．３８７である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における、第２クラッチ５６の締結を維持したまま、第１クラッチ５０および第４クラッチ６６の締結を解除するとともに、再び第３クラッチ５８および第５クラッチ６８を締結することにより行う。
これにより、入力軸１０と第１遊星歯車組２４との連結は解除され、第１遊星歯車組２４が一体になるとともに第２サンギヤ４０が第２歯車組（歯車６０ａ、６０ｂ）を介して入力軸１０と連結され、変速比はｉ３／ｉ２になる。上記した歯数比において変速比は１．１７７になる。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ５６、第３クラッチ５８の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに再び第４クラッチ６６を締結することにより行う。
これにより、変速比は１／（１＋α２）＋α２・ｉ３／｛ｉ２（１＋α２）｝になる。上記した歯数比において変速比は１．０５４である。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第４クラッチ６６の締結を維持したまま、第２クラッチ５６および第３クラッチ５８の締結を解除するとともに再び第５クラッチ６８を締結することにより行う。なお、このとき第１クラッチ５０も締結するが前述のように動力伝達には関与しない。
これにより、第２遊星歯車組２６は一体となって第２出力軸１４は入力軸１０と直結され、変速比は歯数比に関係なく１になる。

つぎに、第９速（９ｔｈ）への変速は、第８速における第１クラッチ５０、第４クラッチ６６の締結を維持したまま、第５クラッチ６８の締結を解除するとともに再び第３クラッチ５８を締結することにより行う。
これにより、変速比はｉ１／｛ｉ１＋α２（ｉ１−ｉ３）｝になる。上記歯数比において変速比は０．８２３の増速である。

つぎに、第１０速（１０ｔｈ）への変速は、第９速における第１クラッチ５０、第４クラッチ６６の締結を維持したまま、第３クラッチ５８の締結を解除するとともに再び第１ブレーキ６２を締結することにより行う。
これにより、変速比は１／（１＋α２）になる。上記歯数比において変速比は０．６９４の増速である。

つぎに、Ｒレンジにおける後進第１速（Ｒ−１）の変速は、第２ブレーキ７０を締結して第２キャリア４８を固定したうえで、第１クラッチ５０および第３クラッチ５８の締結することで行われる。
これにより、変速比は−ｉ１／（α２・ｉ３）になる。上記歯数比において変速比は−４．４４９の逆転である。

つぎに、後進第２速（Ｒ−２）の変速は、第２ブレーキ７０の締結はそのままに、第３クラッチ５８を解除して第５クラッチ６８を締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α２になる。上記歯数比において変速比は−２．２７３である。

以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
第１速 ５．２０８ （１．５８１）
第２速 ３．２９５ （１．４３０）
第３速 ２．３０４ （１．２８８）
第４速 １．７８９ （１．２９０）
第５速 １．３８７ （１．１７８）
第６速 １．１７７ （１．１１７）
第７速 １．０５４ （１．０５４）
第８速 １．０００ （１．２１５）
第９速 ０．８２３ （１．１８６）
第１０速 ０．６９４

これを見ると、第６速と第７速の間と、第７速と第８速の間の段間比が小さいのが分かる。そこで、第７速をスキップして第６速から第８速へ変速すると、第６速と第８速の間の段間比は１．１７７になる。このようにすると、自動車用の変速比として好ましい段間比の９段の変速比が得られる。
この場合、普段は前進９段の変速比を用いて走行するものの、応用例として、第１速から第６速まで変速しながら加速し、続いて一定速の走行に移る際などに、走行条件に応じて第７速または第８速のどちらかを選択して変速することが考えられるので、決して第７速が無駄になるわけではない。

このように、前進１０段の変速比を有することを生かして、より適した変速比を選択しての走行が可能になる。
これらは、従来例の前進８段の遊星歯車列に比べて、クラッチを１個増やしたことにより、入力軸１０と第１遊星歯車組２４との連結をしない状態において、第１遊星歯車組２４を一体にすることが可能になったため、第７速および第８速の変速比を得て前進１０段の遊星歯車列が可能になったものである。

なお、上記では第２歯車組（歯車６０ａ、６０ｂ）の歯数比ｉ３を１．０８３の減速比として説明したが、これを１より小さい増速比としてもよい。この場合も、各変速比の計算式は上記と同じであるが、変速比の値が変化するため変速段の順番が変化して、上記の第６速と第８速が入れ替わる。

また、従来例の８段の遊星歯車列に比べてクラッチが１個増えているが、図２に見るように各変速段において締結していない摩擦要素（クラッチやブレーキ）は常に４個であり、従来例の８段の遊星歯車列と同数である。
各変速段において締結していない摩擦要素は、その引きずり抵抗が遊星歯車列の動力伝達効率を低下させる要因であるが、これが同数ということは１０段にしたことによる動力伝達効率の低下が最小限に抑えられることを意味する。
したがって、１０段の変速比を得て常に最適な変速比を選択して走行することで、車両の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

図３は、本発明の第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表し、図１に対応している。図４は図２に対応した作動表を示すものである。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例２の実施例１との第１の違いは、第２キャリア４８が第４クラッチ６６を介してスリーブ７２と連結可能になっており、スリーブ７２は図示しないアクチュエータにより軸方向左右に動かすことができるようになっていることである。
すなわち、スリーブ７２は、同図中、左に移動すると入力軸１０と一体の減速歯車対の歯車５２ａと連結し、右に移動するとケース６４と連結することができる。

これにより、スリーブ７２を左に移動したうえで第４クラッチ６６を締結すると入力軸１０と第２キャリア４８とが連結され、スリーブ７２を右に移動したうえで第４クラッチ６６を締結すると第２キャリア４８がケース６４に固定される。
したがって、第４クラッチ６６は実施例１における第２ブレーキ７０の機能を兼ねることになり、実施例１に比べて摩擦要素が１個少なくなる。

第２の違いは、第１クラッチ５０を第１出力軸１２と同軸に配置し、減速歯車対の歯車５２ｂと中間軸５４との間に設けたことである。

続いて、図４に示した作動表を参考に実施例２の作動を説明する。
図４の作動表はスリーブ７２を「Ｓ」と表示した欄を除くと、図２に示した実施例１と同じであり、Ｓの欄は左右を表す矢印でスリーブ７２の移動方向を表している。
すなわち、前進の第１速と後進においてスリーブ７２は右側へ移動して、第４クラッチ６６の締結と組み合わせて第２キャリア４８をケース６４に固定し、前進の第５速以上の高速段にあっては左側へ移動して第４クラッチ６６の締結と組み合わせて第２キャリア４８を入力軸１０と連結可能にする。
なお、括弧でくくった矢印はスリーブ７２が移動しているものの動力伝達に関与しないことを表す。
また、第３速の「Ｓ」の欄に「※」印が書いてある。これは第３速において次に予想される変速に応じてスリーブの左右移動の切り替えを行うことを表しているが、移動操作は第３速に限ることなく第２速または第４速において行ってもよい。

実施例２においても図４に示した作動表にしたがって各摩擦要素の締結を切り替えることで前進１０段、後進２段の変速比を得ることができる。各変速比の計算式も実施例１で説明したのと同じであるので説明を省略する。

このように、実施例２においても前進１０段の変速比を有することを生かして、より適した変速比を選択しての走行が可能になる。
これらは、入力軸１０と第１遊星歯車組２４との連結をしない状態において、第１遊星歯車組２４を一体にすることが可能になったため、第７速および第８速の変速比を得て前進１０段の遊星歯車列が可能になったものである。

さらに、前述のように実施例１に比べて摩擦要素が１個少ない。これは各変速段において締結していない摩擦要素の数が少ないことを意味する。一般に締結していない摩擦要素は、その引きずり抵抗が動力伝達効率を悪化させる要因であり、特に実施例１における第２ブレーキ７０はトルク容量が大きいので、その影響は大きい。実施例２の遊星歯車列は実施例１における第２ブレーキ７０が実質的になくなるので、動力伝達効率が向上する。

図５は、本発明の第３の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表し、図１に対応している。また、図６は、図５の左側から見た各軸の位置関係を表す。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例３の実施例１との第１の違いは、第２出力軸１４が第２遊星歯車組２６とともに入力軸１０と平行に配置されていることである。
そして、第１出力軸１２と一体の第１連結歯車１２ａと第２出力軸１４と一体の第２連結歯車１４ａは出力歯車１６と噛み合う。
図５では、第２連結歯車１４ａと出力歯車１６は離れて描いているが、実際は図６に示すように両者は噛み合っている。したがって、第１出力軸１２と第２出力軸１４は第１連結歯車１２ａ、第２連歯車１４ａ、出力歯車１６を介して連結されている。
図６において、第１連結歯車１２ａ、第２連歯車１４ａ、出力歯車１６は実線で描いてある。

実施例１との第２の違いは、第１サンギヤ３０と第２サンギヤ４０との連結が、第２歯車組６０ａ、６０ｂ、６０ｃで行われることである。すなわち、中間の第２歯車６０ｃは入力軸１０と同軸に配置され、入力軸と１０第２歯車６０ｃとは第５クラッチ６８により連結可能である。
このため、入力軸１０と第１サンギヤおよび第２サンギヤとの連結は、第５クラッチ６８、第２歯車組６０ｃと６０ａ、６０ｂを介して行われる。

実施例１との第３の違いは、入力軸１０が伝達歯車対（歯車７４ａ、７４ｂ）および第４クラッチ６６を介して第２キャリア４８と連結可能としたことである。
その他、詳細の説明は省略するが、各回転メンバー間の連結関係は基本的に実施例１と同じである。
なお、図６において、減速歯車対５２ａと５２ｂを破線で、第２歯車組（歯車６０ａ、６０ｂ、６０ｃ）を１点鎖線で、それぞれ太線にて描いてある。

続いて、実施例４の作動を説明する。
実施例４の作動表は図２に示した実施例１と同じであるので、詳細の説明は省略するが、変速比の計算式は以下となる。なお、各歯数比を次のように定義する。
第１歯車組の歯数比（連結歯車１２ａの歯数／連結歯車１４ａの歯数）をｉ３、伝達歯車対の歯数比（歯車７４ｂの歯数／歯車７４ａの歯数）をｉ４、第２歯車組のうち、歯車６０ａと歯車６０ｃの歯数比（歯車６０ａの歯数／歯車６０ｃの歯数）をｉ５、歯車６０ｂと歯車６０ｃの歯数比（歯車６０ｂの歯数／歯車６０ｃの歯数）をｉ６、とする。
また、変速比は入力軸１０の回転速度と第１出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／第１出力軸１２の回転速度）で表すが、上記のｉ３を１とすれば第２出力軸１４で見た変速比も同一になる。
さらに、α２・ｉ４・ｉ５／｛ｉ１・ｉ６・α１（１＋α２）｝をＢとして計算する。

前進
第１速：ｉ１｛１＋α１＋α１・ｉ３・ｉ６／（ｉ５・α２）｝
第２速：ｉ１（１＋α１）
第３速：ｉ１
第４速：ｉ１・ｉ５（１＋α１）／｛ｉ５（１＋α１）＋α１（ｉ１−ｉ５）｝
第５速：｛ｉ４＋Ｂ・ｉ１（１＋α１）（１＋α２）｝／｛（１＋Ｂ）（１＋α２）｝
第６速：ｉ５
第７速：（ｉ３・ｉ６＋α２・ｉ５）／｛ｉ６（１＋α２）｝
第８速：ｉ３・ｉ４
第９速：ｉ１・ｉ３／｛ｉ１＋α２（ｉ１−ｉ５／ｉ６）｝
第１０速：ｉ３・ｉ４／（１＋α２）
後進
第１速：ｉ１・ｉ３・ｉ６／（α２・ｉ５）
第２速：ｉ３・ｉ６／α２

具体的な変速比の例示は省略するが、実施例３においても実施例１と同様に、前進１０段の変速比を得て常に最適な変速比を選択して走行することで、車両の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。
これは、従来例の前進８段の遊星歯車列に比べて、入力軸１０と第１遊星歯車組２４との連結をしない状態において、第１遊星歯車組２４を一体にすることが可能になったため、第７速および第８速の変速比を得て前進１０段の遊星歯車列が可能になったものである。

このように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進１０段、後進２段の変速比が得られるとともに、従来の８段遊星歯車列に比べてクラッチを１個増やしたにもかかわらず、これによる動力伝達効率の低下を最小限に抑えられるので、常に最適な変速比を選択して走行することで、車両の加速性能や燃費を良くすることが可能になる。

上記の各実施例では、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータ２を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
また、一般的に自動変速機で行われるように、第２ブレーキ７０と並列にワンウエイクラッチを設けて、第１速から第２速への変速制御を容易にすることも可能である。
さらに、減速歯車対（歯車５２ａ、５２ｂ）は２枚の歯車で構成しているが、減速作用と２軸間の伝達機能を有する他の手法であってもよい。

以上の説明は、第２遊星歯車組２６を、第２サンギヤ４０、第２リングギヤ４２、複数の第２ピニオン４４、第２キャリア４８で構成されるシングルピニオン式の例で行ったが、これをいわゆるダブルピオン式の遊星歯車組としても同様の機能を得ることができる。
第２遊星歯車組２６をダブルピオン式の遊星歯車組にした場合は、連結関係を上記の説明に対して第２リングギヤ４２と第２キャリア４８を入れ替えればよい。

前進８段を超える変速比を得るとともに、変速機部分の軸方向長さを短くレイアウトできるため、特にエンジン横置き式車両に搭載する変速機へ適用する場合に、より車幅が小さい車両に適用可能になり、燃費が重視される乗用車などに幅広く適用することができる。

本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例１） 実施例１の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。 本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例２） 実施例２の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。 本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例３） 実施例３の多段変速遊星歯車列における軸の配置を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ トルクコンバータ
１０ 入力軸
１２ 第１出力軸
１４ 第２出力軸
１６ 中間出力軸
１８ 連結歯車
２０ 差動装置
２２ 車軸
２４ 第１遊星歯車組
２６ 第２遊星歯車組
２８ 第１歯車組の連結歯車
３０ 第１サンギヤ
３２ 第１リングギヤ
３４ 第１ピニオン
３８ 第１キャリア
４０ 第２サンギヤ
４２ 第２リングギヤ
４４ 第２ピニオン
４８ 第２キャリア
５０ 第１クラッチ
５２ 減速歯車対の歯車
５４ 中間軸
５６ 第２クラッチ
５８ 第３クラッチ
６０ 第２歯車組の歯車
６２ 第１ブレーキ
６４ ケース
６６ 第４クラッチ
６８ 第５クラッチ
７０ 第２ブレーキ
７２ スリーブ
７４ 伝達歯車対の歯車

Claims (3)

1. 入力軸と、
   該入力軸と平行に設けた第１出力軸と、
   前記入力軸と同軸、または前記入力軸および前記第１出力軸と平行に設けた第２出力軸と、
   前記第１出力軸と同軸に配置され、回転メンバーとして第１サンギヤ、第１リングギヤ、第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアからなる第１遊星歯車組と、
   前記第２出力軸と同軸に配置され回転メンバーとして、第２サンギヤ、第２リングギヤ、第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアからなる第２遊星歯車組を有し、
   前記入力軸は、前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤと減速機構を介してそれぞれ連結可能であるとともに、前記第２サンギヤおよび第２キャリアと、直接または伝達歯車を介してそれぞれ連結可能であり、
   前記第１出力軸と前記第２出力軸とは第１歯車組を介して互いに連結しており、
   前記第１出力軸は前記第１キャリアと連結され、
   前記第２出力軸は前記第２リングギヤと連結され、
   前記第１サンギヤと前記第２サンギヤは第２歯車組を介して連結されるとともに静止部に固定可能であり、
   前記第２キャリアは静止部に固定可能であり、
   前記入力軸と前記第１サンギヤおよび前記第１リングギヤとを連結しない状態において、前記第１遊星歯車組の前記回転メンバーが一体となって回転できるように構成したことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記入力軸と同軸に前記第２出力軸を設けるとともに、前記入力軸および前記第２出力軸と平行に中間出力軸を設け、前記第２出力軸と一体の前記連結歯車の一方の歯車から前記中間出力軸を駆動するように構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記入力軸と平行に前記第２出力軸を設け、前記第１出力軸と一体の第１駆動歯車と、前記第２出力軸と一体の第２駆動歯車とが、ともに出力歯車と噛み合うように構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。

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