JP2009250327A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】前進８段を超える多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。
【解決手段】入力軸１０と出力軸１２と３組のシングルピニオン型の遊星歯車組１４、１６、１８を有し、入力軸１０は第１キャリア２８と連結され、出力軸１２は第２リングギヤ３２および第３キャリア４８と連結され、第１サンギヤ２０は第２サンギヤ３０と連結可能であり、第１リングギヤ２２は第３サンギヤ４０と連結され、第２サンギヤ３０は静止部５４に固定可能であり、第２キャリア３８は第３サンギヤ４０および第３リングギヤ４２とそれぞれ連結可能であるとともに第３リングギヤ４２と連結しない状態で静止部５４に固定可能であり、第３リングギヤ４２は、静止部５４に固定可能であり、第１遊星歯車組１４をクラッチ５０により一体化可能とした。
【選択図】図１

Description

本発明は、自動車等の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としては、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、１組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、６個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、６個の摩擦要素のうち常に２個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進８段の変速比を得る遊星歯車列が知られている。（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進８段の自動車用として好ましい変速比を得るために、ダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある一方、６個の摩擦要素のうち常に４個が遊転しているため、遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きくなり、前述の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
特許第３７７７９２９号

解決しようとする問題点は、前進８段以上の遊星歯車列を得る場合に、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を必要とするとともに常に４個の摩擦要素が遊転しているため、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら前進８段を超える変速段を得ることができ、この場合、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善す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、出力軸と、入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第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、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第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、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組とを有し、入力軸は第１キャリアと連結され、出力軸は第２リングギヤおよび第３キャリアと連結され、第１サンギヤは第２サンギヤと連結可能であり、第１リングギヤは第３サンギヤと連結され、第２サンギヤは静止部に固定可能であり、第２キャリアは第３サンギヤおよび第３リングギヤとそれぞれ連結可能であるとともに第３リングギヤと連結しない状態で静止部に固定可能であり、第３リングギヤは静止部に固定可能であり、第１遊星歯車組は、クラッチにより一体化可能であるように構成した。

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、自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いて前進８段を超える遊星歯車列を得ることができるとともに、この場合に常に遊転している摩擦要素の数を３個と従来例より１個少なくできるので、燃費と発熱の改善が期待できる。

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１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および図示しない駆動輪を駆動する出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にある。

入力軸１０および出力軸１２と同軸に、上流側から下流側に向けて順に配置した第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８とは、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１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８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１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されている。

続いて、入力軸１０、出力軸１２、第１遊星歯車組１４、第２遊星歯車組１６、第３遊星歯車組１８の回転メンバー間の連結関係につき、説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されている。
第１サンギヤ２０は、第１クラッチ５０により第１リングギヤ２２と連結可能である。なお、第１クラッチ５０を締結した場合には第１遊星歯車組１４は一体（すなわち、すべての回転メンバーが一体回転する状態）になる。
第１リングギヤ２２は、第３サンギヤ４０と連結されている。

第２サンギヤ３０は、第１ブレーキ５２によって変速機のケース（静止部）５４に固定可能であるとともに、第２クラッチ５６により第１サンギヤ２０と連結可能である。
第２リングギヤ３２は、第３キャリア４８とともに出力軸１２と連結している。
第３リングギヤ４２は第２ブレーキ５８によりケース５４に固定可能である。
第２キャリア３８は、第３クラッチ６０により第３サンギヤ４０と、第４クラッチ６２により第３リングギヤ４２と、それぞれ連結可能であるとともに、ロック機構６４によってケース５４に固定することができるようになっている。

つぎに、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。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ロック機構６４を含めて締結要素と呼称する。

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５２を、ＭＬはロック機構６４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「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」を取り上げて、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第９速（９ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、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○印は締結しているものの動力伝達には関与しないことを表す。

ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、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αで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８あってはα３として説明する。

ここでは、各変速比の計算には、それぞれの歯数比を、α１を０．２７、α２を０．３５、α３を０．４１とした場合について例示する。
なお、変速比は、入力軸１０の回転速度と出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）で表す。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第２クラッチ５６（Ｃ−２）、第３クラッチ６０（Ｃ−３）、第２ブレーキ５８（Ｂ−２）の締結で行われる。以降の変速で第２ブレーキ５８の締結は第４速まで維持される。
第１速の変速比は、｛α２（１＋α１）（１＋α３）＋α１｝／｛α２・α３（１＋α１）｝になり、上記の値に設定した歯数比においては４．９２１である。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第３クラッチ６０の締結を解除して、第１クラッチ５０（Ｃ−１）を締結することで行われる。
上記したように、第１クラッチ５０を締結したことで第１遊星歯車組１４は一体になるので、入力軸１０と第３サンギヤ４０は直結される。
第２速の変速比は、（１＋α３）／α３になり、上記した歯数比においては３．４３９である。
なお、第２速において第２クラッチ５６の締結は動力伝達に関与しないが、つぎの変速のためにこれを維持する。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１クラッチ５０の締結を解除して第１ブレーキ５２（Ｂ−１）を締結することで行われる。
変速比は（１＋α３）／｛α３（１＋α１）｝になる。
上記した歯数比においては２．７０８である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第１ブレーキ５２の締結を解除して、第４クラッチ６２（Ｃ−４）を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛α３（α２−α１）＋α２｝／｛α２・α３（１＋α１）｝になる。上記した歯数比においては２．１００である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第２クラッチ５６および第２ブレーキ５８の締結を解除して、第１クラッチ５０および第１ブレーキ５２を締結することで行われる。
第５速の変速比は、｛α２（１＋α３）＋α３｝／｛α３（１＋α２）｝になる。上記した歯数比においては１．６３２である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速における第１クラッチ５０の締結を解除して、再び第２クラッチ５６を締結することで行われる。
第６速の変速比は、｛α３（１＋α２）＋α２｝／｛α３（１＋α１）（１＋α２）｝になる。上記した歯数比においては１．２８５である。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第１ブレーキ５２の締結を解除して、第１クラッチ５０を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸１０と出力軸１２とは直結されるので、第７速の変速比は歯数比に関係なく１になる。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、変速前の第７速において第３クラッチ６０も締結し、続いて第２クラッチ５６および第４クラッチ６２の締結を解除して、再び第１ブレーキ５２を締結することで行われる。
第８速の変速比は、１／（１＋α２）になり、上記した歯数比においては０．７４１の増速になる。

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の締結を解除して、再び第２クラッチ５６を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／｛（１＋α１）（１＋α２）｝になり、上記した歯数比においては０．５８３の増速になる。

つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、図示しないアクチュエータによってロック機構６４を作用させて第２キャリア３８をケース５４に固定したうえで、第１クラッチ５０および第２クラッチ５６の締結することで行われる。
これにより、変速比は−１／α２になって、上記した歯数比においては−２．８５７になる。

なお、ロック機構６４を作用させる際に、第２ブレーキ５８と第４クラッチ６２を締結して、第２キャリア３８の回転を停止させてからロック機構６４を作用させることが望ましい。このようにすると、たとえ車両が微速で動いている場合でもスムーズにロック機構６４を作用させることができる。
ロック機構６４にて第２キャリア３８をケース５４に固定した後に、第２ブレーキ５８と第４クラッチ６２の締結を解除して、第１クラッチ５０および第２クラッチ５６締結する。
ロック機構６４は、一般的な自動変速機のパーキングロック装置のようなもの、またはドグクラッチのようなもので構わない。

また、ロック機構６４の作動を、より確実にスムーズに行うために、図示しない操作レバーの「Ｄ」レンジと「Ｒ」レンジの中間にある中立の「Ｎ」レンジにおいて、第２ブレーキ５８と第４クラッチ６２を締結して、第２キャリア３８の回転を停止させておくことも有用である。この場合、第２キャリア３８の回転を停止させただけでは遊星歯車列としての動力伝達は行われないので、中立である。

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 ４．９２１ （１．４３１）
第２速 ３．４３９ （１．２７０）
第３速 ２．７０８ （１．２８９）
第４速 ２．１００ （１．２８７）
第５速 １．６３２ （１．２７０）
第６速 １．２８５ （１．２８５）
第７速 １．０００ （１．３５０）
第８速 ０．７４１ （１．２７０）
第９速 ０．５８３
これを見ると、自動車用の変速比として好ましい段間比の前進９段の変速比が得られるのが分かる。

このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい変速比が得られる前進９段、後進１段を達成できる。また、歯車列を上記のように構成したため、３組の遊星歯車組１４、１６、１８には構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、この場合、常に遊転している摩擦要素の数が３個であり、従来例より１個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。

また、後進時に第２キャリア３８をケース５４に固定する手段としてロック機構６４を用いたので、一般的な摩擦クラッチを用いる場合に比べて前進時における引きずり抵抗が小さい。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進９段の自動変速機を得ることができる。

図３は、本発明における第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ている。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例２における実施例１との違いは、第３クラッチ６０と並列にワンウエイクラッチ（以下、「ＯＷＣ」という）７０を設けたことである。
ＯＷＣ７０は、第２キャリア３８が第３サンギヤ４０を前進で駆動する方向でのみトルクを伝達することができる。
これにより、前進第１速においてエンジン１から出力軸１２を駆動するトルクは、第３クラッチ６０を締結することなく伝達可能になる。

第１クラッチ５０および第２クラッチ５６の配置が実施例１とやや異なるが、連結関係は同じである。
その他は実施例１と同じ構成であるので詳細な説明は省略する。

つぎに、実施例２の作動を、図４に示した作動表を参考に説明する。
図２に示した実施例１の作動表との違いは、「Ｄ」レンジの他に「Ｌ」レンジを記載してあり、Ｄレンジの第１速とＬレンジの第１速が異なることである。
すなわち、Ｄレンジの第１速は第３クラッチ６０の締結をしないでＯＷＣ７０が車両を加速する方向にのみ自動的に締結する。
したがって、Ｄレンジの第１速においては、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸１２側から入力軸１０を駆動することはできない。

ＯＷＣ７０の締結で第１速の駆動が行われるので、第１速から第２速への変速において第１クラッチ５０の締結を追加するだけでよく、この際、ＯＷＣ７０の締結は自動的に解除される。

Ｌレンジの第１速は実施例１におけるＤレンジの第１速と同様に第３クラッチ６０を締結するので、出力軸１２側から入力軸１０を駆動することができる。
その他の作動は実施例１と同じであるので詳細な説明を省略する。

本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、前進９段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、３組の遊星歯車組１４、１６、１８は、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができる。この場合、常に遊転している摩擦要素の数が３個であり、従来例より１個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。

図５は、本発明における第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ている。
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３における実施例１との違いは、エンジン１が右側に配置されていることと、出力軸１２が入力軸１０の外側に配置されていることであり、出力軸１２は出力歯車１２ａと一体になっている。
出力歯車１２ａは図示しない相手歯車を介して車輪を駆動するようになっている。
その他の部分は実施例１と同じであるので詳細の説明を省略する。

つぎに、実施例３の作動を説明する。
実施例３の作動は実施例１と同じであり、作動表も図２と同じであるので詳細な説明を省略する。

本発明の実施例３に係る多段遊星歯車列も実施例１と同様に、前進９段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、３組の遊星歯車組１４、１６、１８は、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができる。この場合、常に遊転している摩擦要素の数が３個であり、従来例より１個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。
また、出力軸１２を入力軸１０の外側に配置し、出力歯車１２ａと一体にしたため、前輪駆動車に適したレイアウトが可能になる。

以上説明したように、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９段の変速比が得られるとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得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、後進時に第２キャリア３８をケース５４に固定する手段としてロック機構６４を用いる例で説明したが、一般的な多板式の摩擦クラッチや円錐クラッチなどを用いることも可能である。

前進８段を超える変速比を得るとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から中型商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）

符号の説明

１ エンジン
２ トルクコンバータ
１０ 入力軸
１２ 出力軸
１４ 第１遊星歯車組
１６ 第２遊星歯車組
１８ 第３遊星歯車組
２０ 第１サンギヤ
２２ 第１リングギヤ
２４ 第１ピニオン
２８ 第１キャリア
３０ 第２サンギヤ
３２ 第２リングギヤ
３４ 第２ピニオン
３８ 第２キャリア
４０ 第３サンギヤ
４２ 第３リングギヤ
４４ 第３ピニオン
４８ 第３キャリア
５０ 第１クラッチ
５２ 第１ブレーキ
５４ ケース
５６ 第２クラッチ
５８ 第２ブレーキ
６０ 第３クラッチ
６２ 第４クラッチ
６４ ロック機構
７０ ワンウエイクラッチ（ＯＷＣ）

Claims (3)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを備えた第１遊星歯車組と、
   前記出力軸と同軸に配置され、第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを備えた第２遊星歯車組と、
   前記出力軸と同軸に配置され、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備えた第３遊星歯車組とを有し、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結され、
   前記出力軸は、前記第２リングギヤおよび前記第３キャリアと連結され、
   前記第１サンギヤは、前記第２サンギヤと連結可能であり、
   前記第１リングギヤは、前記第３サンギヤと連結され、
   前記第２サンギヤは、静止部に固定可能であり、
   前記第２キャリアは、前記第３サンギヤおよび前記第３リングギヤとそれぞれ連結可能であるとともに前記第３リングギヤと連結しない状態で静止部に固定可能であり、
   前記第３リングギヤは、静止部に固定可能であり、
   前記第１遊星歯車組は、クラッチにより一体化可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第２キャリアを静止部に固定する手段は、ロック機構であることを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記第２キャリアと前記第３サンギヤとの間を摩擦クラッチで連結可能にするとともに、該摩擦クラッチと並列に配置したワンウエイクラッチで連結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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