JP2010007709A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】前進８段の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、該入力軸１０上の第１、第２遊星歯車組１４、１６と、出力軸１２と、該出力軸１２上の第３遊星歯車組１８を備え、入力軸１０は第１キャリア２８と連結されるとともに第２リングギヤ３２と連結可能であり、第１サンギヤ２０は第３サンギヤ４０と第１歯車対６２を介して連結されるとともに静止部６６に固定可能であり、第１リングギヤ２２は第２サンギヤ３０と連結され、第２キャリア３８は第２歯車対７０を介して出力軸１２と連結可能であり、第２リングギヤ３２は減速歯車対７４を介して第３リングギヤ４２と連結可能であり、第３キャリア４８は出力軸１２と連結され、第２遊星歯車組１６を一体にするクラッチ６８を備えた。
【選択図】図１

Description

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

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列としては、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実用化されている。
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、２セットの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、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を２セット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、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、該入力軸と平行に配置した出力軸と、
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キャリアを有する第１遊星歯車組と、
前記入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キャリアを有する第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キャリアを有する第２遊星歯車組とを備え、
入力軸は第１キャリアと連結されるとともに第２リングギヤと連結可能であり、第１サンギヤは第３サンギヤと第１歯車対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１リングギヤは第２サンギヤと連結され、第２キャリアは第２歯車対を介して出力軸と連結可能であり、第２リングギヤは減速歯車対を介して第３リングギヤと連結可能であり、第３キャリアは出力軸と連結され、第２遊星歯車組を一体にするクラッチを備えた。

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、動力伝達効率の高いシングルピニオン型遊星歯車組を用いて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、常に遊転している摩擦要素の数を２個と従来例より２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が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、これと平行に出力軸１２が配置されている。出力軸１２と一体の出力歯車１２ａは図示しない駆動輪を駆動する。
このような構成は、いわゆるエンジン横置きの前輪駆動車に適用することができる。
なお、図１は、入力軸１０側にあっては入力軸１０より上側を、出力軸１２側にあっては出力軸１２より下側を描いてある。

歯車列を構成する第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、第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６が入力軸１０と同軸上に、第３遊星歯車組１８が出力軸１２と同軸上に配置され、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、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、それぞれ構成されている。

続いて、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の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されるとともに、第１クラッチ６０を介して第２リングギヤ３２と連結可能である。

第１サンギヤ２０は、第１歯車対６２を介して第３サンギヤと連結されるとともに、第１ブレーキ６４により変速機のケース（静止部）６６に固定可能である。
第１リングギヤ２２は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに、第２クラッチ６８を介して第２リングギヤ３２と連結可能である。
なお、第２クラッチ６８を締結すると第２サンギヤ３０と第２リングギヤ３２が連結されるため、第２遊星歯車組１６は一体になる（第２遊星歯車組１６の回転メンバが一体となって回転可能となる）。

第２キャリア３８は、第２歯車対７０および第３クラッチ７２を介して出力軸１２と連結可能である。
第２リングギヤ３２は、減速歯車対７４および第４クラッチ７６を介して第３リングギヤ４２と連結可能である。
第３キャリア４は出力軸１２と連結されている。

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ぶ。
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摩擦要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６４をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦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８速（８ｔｈ）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。

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ではα３として説明する。
また、各歯車対の歯数比を、出力軸１２側の歯数／入力軸１０側の歯数で表現し、第１歯車対６２ではｉ１、第２歯車対７０ではｉ２、減速歯車対７４ではｉ３として説明する。

ここでは、各変速比の計算に用いるそれぞれの歯数比を、α１を０．４６、α２を０．６２、α３を０．５０、ｉ１を１．２６、ｉ２を０．９０、ｉ３を２．８０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。

また、計算式を簡素化するため、α２・α３・ｉ３（１＋α１）／｛α２・α３・ｉ３（１＋α１）＋α３・ｉ３＋α１・α２・ｉ１｝をＡとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが０．４１９になる。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ６０（Ｃ−１）、第１ブレーキ６４（Ｂ−１）、第４クラッチ７６（Ｃ−４）の締結で行われる。
以降の変速で、第４クラッチ７６の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、ｉ３（１＋α３）になり、上記の値に設定した歯数比においては４．２００である。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６８（Ｃ−２）を締結することで行われる。
第２速の変速比は、ｉ３（１＋α３）／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては２．８７７である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ６４の締結を解除して再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
変速比は、ｉ１・ｉ３（１＋α３）／｛ｉ１（１＋α３）＋α３（ｉ３−ｉ１）｝になる。
上記した歯数比においては１．９８９である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第３クラッチ７２（Ｃ−３）を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛α１・ｉ１・ｉ３（１＋α３）＋ｉ２（α３・ｉ３−α１・ｉ１）｝／｛α３・ｉ３（１＋α１）｝になる。上記した歯数比においては１．５５２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６８の締結を解除して、再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
第５速の変速比は、Ａ〔｛α３・ｉ２（１＋α２）＋α１・α２・ｉ１（１＋α３）｝／｛α２・α３（１＋α１）｝〕になる。
上記した歯数比においては１．１７３である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までにおける第４クラッチ７６の締結を解除して、第２クラッチ６８を締結することで行われる。
これにより、第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６が一体になり、入力軸１０から出力軸１２へは第２歯車対７０のみでトルクが伝達されるので、第６速の変速比はｉ２になる。上記の歯数比では０．９００である。

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６８の締結を解除して、第１ブレーキ６４を締結することで行われる。
これにより、変速比はｉ２（１＋α２）／｛１＋α２（１＋α１）｝になり、上記した歯数比においては０．７６５の増速である。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第１クラッチ６０の締結を解除して、再び第２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ｉ２／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては０．６１６の増速である。

つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第２クラッチ６８と第３クラッチ７２と第１ブレーキ６４を締結することで行われる。
これにより、変速比はｉ２（１＋α２）／｛α２（１＋α１）｝−ｉ３（１＋α３）／｛α２（１＋α１）｝になって、上記した歯数比においては−３．０２９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 ４．２００ （１．４６０）
第２速 ２．８７７ （１．４４６）
第３速 １．９８９ （１．２８２）
第４速 １．５５２ （１．３２３）
第５速 １．１７３ （１．３０３）
第６速 ０．９００ （１．１７６）
第７速 ０．７６５ （１．２４１）
第８速 ０．６１６

これを見ると、乗用車の変速比として好ましい段間比の８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、前進８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、ダブルピニオン型をまったく用いずにすべて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、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２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。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。

以上説明したように、本発明に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進８段の変速比が得られ、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、各遊星歯車組および歯車対、各摩擦要素の配列は、変速機のレイアウトに応じて適宜変更することができる。

前進８段の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、前輪駆動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。

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
６０ 第１クラッチ
６２ 第１歯車対
６４ 第１ブレーキ
６６ ケース
６８ 第２クラッチ
７０ 第２歯車対
７２ 第３クラッチ
７４ 減速歯車対
７６ 第４クラッチ

Claims (1)

1. 入力軸と、
   該入力軸と平行に配置した出力軸と、
   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キャリアを有する第１遊星歯車組と、
   前記入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キャリアを有する第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キャリアを有する第３遊星歯車組と、を備え、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結されるとともに前記第２リングギヤと連結可能であり、
   前記第１サンギヤは前記第３サンギヤと第１歯車対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１リングギヤは前記第２サンギヤと連結され、
   前記第２キャリアは第２歯車対を介して前記出力軸と連結可能であり、
   前記第２リングギヤは減速歯車対を介して前記第３サンギヤと連結可能であり、
   前記第３キャリアは前記出力軸と連結され、
   前記第２遊星歯車組を一体にするクラッチを備えたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。

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