JP6251161B2 - transmission - Google Patents
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Description
本発明は、同軸3重に配置した入力軸と、それぞれ同軸2重に配置した一対の出力軸とを備え、駆動源の駆動力を3個の摩擦クラッチを介して何れかの入力軸に選択的に入力するとともに、その駆動力を何れかの出力軸から選択的に出力するトリプルクラッチ式の変速機に関する。 The present invention comprises an input shaft arranged coaxially and a pair of output shafts arranged coaxially, and the driving force of the drive source is selected as any one of the input shafts via three friction clutches. The present invention relates to a triple clutch type transmission that selectively inputs the driving force and selectively outputs the driving force from any output shaft.
同軸2重に配置した入力軸と、それぞれ同軸2重に配置した一対の出力軸とを備え、駆動源の駆動力を2個の摩擦クラッチを介して何れかの入力軸に選択的に入力するとともに、その駆動力を何れかの出力軸から選択的に出力する、いわゆるデュアルクラッチ式の変速機において、入力軸から一方の出力軸に直接駆動力を出力する単純フローの動力伝達経路と、入力軸から両方の出力軸を経て駆動力を出力する複雑フローの動力伝達経路とを併用することで、限られた個数のギヤを有効に利用して骨格の大型化を回避しながら10段への多段化を図った変速機(図40参照)が、下記特許文献1により公知である。 An input shaft arranged coaxially and a pair of output shafts arranged coaxially respectively, and a driving force of a driving source is selectively inputted to any of the input shafts via two friction clutches In addition, in a so-called dual clutch type transmission that selectively outputs the driving force from any output shaft, a simple flow power transmission path that directly outputs the driving force from the input shaft to one output shaft, and an input Combined with a complex flow power transmission path that outputs driving force from the shaft through both output shafts, the limited number of gears can be used effectively, avoiding an increase in the size of the skeleton and increasing to 10 stages. A transmission (see FIG. 40) having a multistage structure is known from Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-228561.
ところで、変速機の変速には、連続する変速段間で変速する順次変速と、連続しない変速段間で変速する飛び変速とがあり、飛び変速には、例えば1速変速段から2速変速段を飛ばして3速変速段に変速する1段飛び変速や、1速変速段から2速変速段および3速変速段を飛ばして4速変速段に変速する2段飛び変速等がある。 By the way, the shift of the transmission includes a sequential shift that shifts between consecutive shift stages and a jump shift that shifts between non-continuous shift stages. There is a one-step jump shift that shifts to the third speed shift step and the two-step jump shift that shifts from the first speed shift step to the second speed shift step and the third speed shift step to the fourth speed shift step.
デュアルクラッチ式の変速機の一種である上記従来の変速機は、順次変速を行う場合に予め次変速段をプリシフトした状態で2個の摩擦クラッチを掴み換えすることで、トルク抜けのない変速が可能になる。しかしながら、トルク抜けのない飛び変速を行おうとした場合、現変速段から目標変速段に直接飛び変速することができず、多くの場合に現変速段から目標変速段に変速する過程で複数の仮変速段を経由してトルク抜けを防止しながら変速する必要が生じてしまい(多ステップ変速)、そのために変速応答性が低下する問題がある。 The conventional transmission, which is a type of dual clutch transmission, can shift without torque loss by shifting two friction clutches in a state where the next shift stage is pre-shifted in advance when performing sequential shifts. It becomes possible. However, if a jump shift without torque loss is attempted, it is not possible to jump directly from the current shift stage to the target shift stage, and in many cases, a plurality of temporary shifts are required in the process of shifting from the current shift stage to the target shift stage. There is a need to shift while preventing torque loss via the shift speed (multi-step shift), and there is a problem that shift response is reduced.
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、小型化および多段化を図りながら飛び変速時の多ステップ化を極力回避可能な変速機を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to provide a transmission that can avoid multiple steps at the time of jump gear shifting as much as possible while reducing the size and the number of stages.
上記目的を達成するために、請求項1に記載された発明によれば、少なくとも一部が重なり合うように同軸上に配置された第1入力軸、第2入力軸および第3入力軸と、前記第1入力軸を駆動源に接続する第1摩擦係合装置と、前記第2入力軸を前記駆動源に接続する第2摩擦係合装置と、前記第3入力軸を前記駆動源に接続する第3摩擦係合装置と、前記第1入力軸に固設された第1入力ギヤと、前記第2入力軸に固設された第2入力ギヤと、前記第3入力軸に固設された第3、第4入力ギヤと、前記第1入力軸と平行に配置された第1出力軸および第2出力軸と、前記第1出力軸の外周に同軸に配置されて第1噛合係合装置を介して該第1出力軸に結合可能な第1副出力軸と、前記第2出力軸の外周に同軸に配置されて第5噛合係合装置を介して該第2出力軸に結合可能な第2副出力軸と、前記第1副出力軸に相対回転自在に支持されて第2噛合係合装置を介して該第1副出力軸に結合可能な第1出力ギヤと、前記第1副出力軸に相対回転自在に支持されて第3噛合係合装置を介して該第1副出力軸に結合可能な第2出力ギヤと、前記第1副出力軸に相対回転自在に支持されて第4噛合係合装置を介して該第1副出力軸に選択的に結合可能な第3、第4出力ギヤと、前記第2副出力軸に相対回転自在に支持されて第6噛合係合装置を介して該第2副出力軸に結合可能な第5出力ギヤと、前記第2副出力軸に相対回転自在に支持されて第7噛合係合装置を介して該第2副出力軸に結合可能な第6出力ギヤと、前記第2副出力軸に相対回転自在に支持されて第8噛合係合装置を介して該第2副出力軸に選択的に結合可能な第7出力ギヤと、前記第1出力軸に固設された第1ファイナルドライブギヤと、前記第2出力軸に固設された第2ファイナルドライブギヤとを備え、前記第1入力ギヤは前記第1出力ギヤおよび前記第5出力ギヤに噛合し、前記第2入力ギヤは前記第2出力ギヤおよび前記第6出力ギヤに噛合し、前記第3入力ギヤは前記第3出力ギヤに噛合し、前記第4入力ギヤは前記第4出力ギヤおよび前記第7出力ギヤに噛合し、前記第1〜第3摩擦係合装置および前記第1〜第8噛合係合装置の選択的係合により複数の変速段を確立し、前記駆動源の駆動力を前記第1ファイナルドライブギヤまたは前記第2ファイナルドライブギヤの何れか一方からディファレンシャルギヤに伝達することを特徴とする変速機が提案される。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the first input shaft, the second input shaft, and the third input shaft that are arranged coaxially so that at least a part thereof overlaps, A first friction engagement device that connects a first input shaft to a drive source, a second friction engagement device that connects the second input shaft to the drive source, and a third input shaft that connects to the drive source A third friction engagement device; a first input gear fixed to the first input shaft; a second input gear fixed to the second input shaft; and fixed to the third input shaft. Third and fourth input gears, a first output shaft and a second output shaft arranged in parallel with the first input shaft, and a first meshing engagement device arranged coaxially on the outer periphery of the first output shaft A first auxiliary output shaft that can be coupled to the first output shaft via a first output shaft, and a fifth meshing engagement device that is coaxially disposed on the outer periphery of the second output shaft A second sub output shaft that can be coupled to the second output shaft via the second sub output shaft, and a second sub output shaft that is rotatably supported by the first sub output shaft and can be coupled to the first sub output shaft via the second meshing engagement device. A first output gear, a second output gear supported relative to the first sub output shaft so as to be relatively rotatable, and coupled to the first sub output shaft via a third meshing engagement device, and the first sub gear Third and fourth output gears, which are rotatably supported on the output shaft and can be selectively coupled to the first sub output shaft via a fourth meshing engagement device, and relative rotation to the second sub output shaft A fifth output gear which is freely supported and can be coupled to the second secondary output shaft via a sixth meshing engagement device; and a seventh meshing engagement device which is rotatably supported by the second secondary output shaft. A sixth output gear that can be coupled to the second sub-output shaft via the second sub-output shaft, and an eighth meshing engagement device that is rotatably supported by the second sub-output shaft. A seventh output gear selectively connectable to the second sub output shaft; a first final drive gear fixed to the first output shaft; and a second final drive fixed to the second output shaft. The first input gear meshes with the first output gear and the fifth output gear, the second input gear meshes with the second output gear and the sixth output gear, and the third input gear. The input gear meshes with the third output gear, the fourth input gear meshes with the fourth output gear and the seventh output gear, and the first to third friction engagement devices and the first to eighth establishing a plurality of gear positions by selective engagement of the meshing engagement device, that transmits the driving force of the driving source to the first final drive gear or a differential gear from either of the second final drive gear The characteristic transmission is Proposed.
また請求項2に記載された発明によれば、請求項1の構成に加えて、前記第1入力軸の外周に前記第2入力軸が配置され、前記第2入力軸の外周に前記第3入力軸が配置されることを特徴とする変速機が提案される。 According to the second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, the second input shaft is disposed on the outer periphery of the first input shaft, and the third input shaft is disposed on the outer periphery of the second input shaft. A transmission characterized in that an input shaft is arranged is proposed.
また請求項3に記載された発明によれば、請求項1の構成に加えて、前記第3入力軸の外周に前記第1入力軸が配置され、前記第1入力軸の外周に前記第2入力軸が配置されることを特徴とする変速機が提案される。 According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, the first input shaft is disposed on the outer periphery of the third input shaft, and the second input shaft is disposed on the outer periphery of the first input shaft. A transmission characterized in that an input shaft is arranged is proposed.
また請求項4に記載された発明によれば、請求項1〜請求項3の何れか1項の構成に加えて、前記複数の変速段は、最低変速段から所定段上の変速段までの低速変速段群と、最高変速段から所定段下の変速段までの高速変速段群と、前記低速変速段群および前記高速変速段群に挟まれた中速変速段群とからなり、前記低速変速段群および前記高速変速段群では前記駆動源の駆動力が前記第1、第2副出力軸の両方を経由して出力され、前記中速変速段群では前記駆動源の駆動力が前記第1、第2副出力軸の一方だけを経由して出力されることを特徴とする変速機が提案される。
According to the invention described in
また請求項5に記載された発明によれば、請求項1〜請求項4の何れか1項の構成に加えて、前記複数の変速段の中間に位置する中間変速段未満の低速側変速段では前記駆動源の駆動力が前記第1、第2出力軸の一方から出力され、前記中間変速段以上の高速側変速段では前記駆動源の駆動力が前記第1、第2出力軸の他方から出力されることを特徴とする変速機が提案される。 According to the fifth aspect of the present invention, in addition to the configuration of any one of the first to fourth aspects, the low-speed side shift stage less than the intermediate shift stage located in the middle of the plurality of shift stages. Then, the driving force of the driving source is output from one of the first and second output shafts, and the driving force of the driving source is the other of the first and second output shafts at the high speed side gear stage that is higher than the intermediate gear stage. A transmission characterized by being output from is proposed.
また請求項6に記載された発明によれば、請求項1〜請求項5の何れか1項の構成に加えて、前記第1副出力軸に固設されたリバースドライブギヤと、前記第2出力軸に相対回転自在に支持されて前記リバースドライブギヤに噛合するリバースドリブンギヤと、前記リバースドリブンギヤを前記第2出力軸に結合可能な第9噛合係合装置とを備え、前記第9噛合係合装置および前記第5噛合係合装置は相互に対向するように配置されて共通のシフトフォークで作動することを特徴とする変速機が提案される。
According to the invention described in
尚、実施の形態のエンジンPは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第1摩擦クラッチC1〜第3摩擦クラッチC3は本発明の第1〜第3摩擦係合装置に対応し、実施の形態の第1シンクロ装置A〜第9シンクロ装置Iは本発明第1〜第9噛合係合装置に対応する。 The engine P of the embodiment corresponds to the drive source of the present invention, the first friction clutch C1 to the third friction clutch C3 of the embodiment correspond to the first to third friction engagement devices of the present invention, The first synchronizer A to the ninth synchronizer I of the embodiment correspond to the first to ninth meshing engagement devices of the present invention.
請求項1の構成によれば、同軸に配置されて第1〜第3摩擦係合装置を介して駆動力が入力される第1〜第3入力軸と、同軸に配置された第1出力軸および第1副出力軸と、同軸に配置された第2出力軸および第2副出力軸とを3軸に配置し、それら3軸間を接続する第1〜第4入力ギヤおよび第1〜第7出力ギヤよりなる動力伝達経路を第1〜第3摩擦係合装置および第1〜第8噛合係合装置で切り換えるので、合計11個のギヤで最大25段の変速段を確立可能となり、各ギヤの歯数の設定により、25段の変速段のうちから11段の有効変速段を選択することで、少ないギヤ数で変速段の多段化が可能となる。
According to the structure of
また通常のデュアルクラッチ式の変速機では、駆動源の駆動力が第1入力軸および第2入力軸の2系統に選択的に入力されるが、本発明では駆動源の駆動力が第1入力軸〜第3入力軸の3系統に選択的に入力されるために変速時のインターロックが発生し難くなり、飛び変速時の多ステップ化を抑制して変速応答性を高めることができる。しかも通常のデュアルクラッチ式の変速機に対して摩擦係合装置の数が2個から3個に増加するので、現変速段で係合する摩擦係合装置と目標変速段で係合する摩擦係合装置とが一致してしまう確率が減少し、トルク抜けを発生させずにクラッチtoクラッチ変速が可能になる確率が増加することで、飛び変速時の多ステップ化を一層効果的に抑制して変速応答性を高めることができる。 In a normal dual clutch transmission, the driving force of the driving source is selectively input to the two systems of the first input shaft and the second input shaft. In the present invention, the driving force of the driving source is the first input. Since it is selectively inputted to the three systems of the shaft to the third input shaft, it is difficult to generate an interlock at the time of shifting, and multi-steps at the time of jump shifting can be suppressed, and the shift response can be improved. Moreover, since the number of friction engagement devices is increased from two to three with respect to a normal dual clutch transmission, the friction engagement device engaged at the current gear stage and the friction engagement device engaged at the target gear stage. The probability of matching with the combined device decreases, and the probability that clutch-to-clutch shift can be performed without causing torque loss increases, thereby effectively suppressing the multi-step at the time of jump shift. Shift response can be improved.
また請求項3の構成によれば、第3入力軸の外周に第1入力軸が配置され、第1入力軸の外周に第2入力軸が配置されるので、中間の第1入力軸は1個の第1入力ギヤだけを支持し、また最外周の第2入力軸は1個の第2入力ギヤだけを支持することから、第1入力軸および第2入力軸の軸方向長さを短縮することができる。その結果、最内周の最も細くて最も長い第3入力軸が撓んでも、第1〜第3入力軸間で干渉が発生し難くなり、その分だけ第1〜第3入力軸を小径化して変速機の小型軽量化を図ることができる。 According to the configuration of the third aspect, the first input shaft is disposed on the outer periphery of the third input shaft and the second input shaft is disposed on the outer periphery of the first input shaft. Only the first input gear is supported, and the outermost second input shaft supports only one second input gear, so that the axial lengths of the first input shaft and the second input shaft are shortened. can do. As a result, even if the thinnest and longest third input shaft on the innermost circumference is bent, interference between the first to third input shafts hardly occurs, and the diameters of the first to third input shafts are reduced accordingly. Thus, the transmission can be reduced in size and weight.
また請求項4の構成によれば、複数の変速段は、最低変速段から所定段上の変速段までの低速変速段群(1速変速段および2速変速段)と、最高変速段から所定段下の変速段までの高速変速段群(10速変速段および11速変速段)と、低速変速段群および高速変速段群に挟まれた中速変速段群(3速変速段〜9速変速段)とからなり、低速変速段群および高速変速段群では駆動源の駆動力が第1、第2副出力軸の両方を経由して出力され、中速変速段群では駆動源の駆動力が第1、第2副出力軸の一方だけを経由して出力されるので、駆動力が第1、第2副出力軸の両方を経由する複雑フローを使用頻度が低い低速変速段群および高速変速段群に割り当てるとともに、駆動力が第1、第2副出力軸の一方だけを経由する単純フローを使用頻度が高い中速変速段群に割り当てることで、ギヤの噛み合い数を減らして動力損失を最小限に抑えることができる。 According to the fourth aspect of the present invention, the plurality of shift speeds includes a low-speed shift speed group (first speed shift speed and second speed shift speed) from the lowest shift speed to a shift speed on a predetermined speed, and a predetermined speed from the highest shift speed. High-speed gear groups (10-speed gear and 11-speed gears) up to the lower gear, and medium-speed gears (third-speed to ninth-speed) sandwiched between the low-speed gears and the high-speed gears. In the low speed gear group and the high speed gear group, the driving force of the drive source is output via both the first and second auxiliary output shafts, and in the medium speed gear group, the driving source is driven. Since the force is output via only one of the first and second auxiliary output shafts, the low-speed shift stage group having a low frequency of use of the complicated flow in which the driving force passes through both the first and second auxiliary output shafts and A simple flow in which the driving force is routed through only one of the first and second auxiliary output shafts is frequently used while being assigned to the high-speed gear group. By assigning a high medium-speed shift stage group, it is possible to minimize the power loss by reducing the number of gear engagement.
このとき、低速変速段群および高速変速段群では第1副出力軸および第2副出力軸間で第3入力ギヤおよび第4入力ギヤを介して駆動力が伝達されるため、第3入力ギヤおよび第4入力ギヤを減速ギヤとして機能させて低速変速段群の変速比を増加させるとともに、第3入力ギヤおよび第4入力ギヤを増速ギヤとして機能させて高速変速段群の変速比を減少させることで、変速機のレシオレンジを拡大することができる。 At this time, in the low speed gear group and the high speed gear group, the driving force is transmitted between the first sub output shaft and the second sub output shaft via the third input gear and the fourth input gear. The fourth input gear functions as a reduction gear to increase the gear ratio of the low-speed gear stage group, and the third input gear and the fourth input gear function as speed-up gears to decrease the gear ratio of the high-speed gear group. By doing so, the transmission orange of the transmission can be enlarged.
また請求項5の構成によれば、複数の変速段の中間に位置する中間変速段未満の低速側変速段(1速変速段〜6速変速段)では駆動源の駆動力が第1、第2出力軸の一方から出力され、中間変速段以上の高速側変速段(7速変速段〜11速変速段)では駆動源の駆動力が第1、第2出力軸の他方から出力されるので、連続的にアップシフトあるいはダウンシフトする際に駆動力の伝達経路が頻繁にあるいは複雑に切り換わるのを防止し、動力損失の低減および変速応答性の確保が可能となる。 According to the fifth aspect of the present invention, the driving force of the drive source is the first and the first in the low speed side speed stage (1st speed stage to 6th speed stage) less than the intermediate speed stage located in the middle of the plurality of speed stages. Since it is output from one of the two output shafts, and the driving force of the drive source is output from the other of the first and second output shafts at a high speed side shift stage (7th speed shift stage to 11th speed shift stage) higher than the intermediate shift stage. When the upshift or downshift is continuously performed, the driving force transmission path is prevented from being frequently or complicatedly switched, and power loss can be reduced and the shift response can be ensured.
また請求項6の構成によれば、第1副出力軸に固設されたリバースドライブギヤと、第2出力軸に相対回転自在に支持されて第1リバースドライブギヤに噛合するリバースドリブンギヤと、リバースドリブンギヤを第2出力軸に結合可能な第9噛合係合装置とを備え、第9噛合係合装置および第5噛合係合装置は相互に対向するように配置されて共通のシフトフォークで作動するので、第9噛合係合装置および第5噛合係合装置をそれぞれ専用のシフトフォークで作動させる場合に比べて、シフトフォークの数を削減することができる。 According to the sixth aspect of the present invention, the reverse drive gear fixed to the first sub output shaft, the reverse driven gear that is rotatably supported by the second output shaft and meshes with the first reverse drive gear, A ninth meshing engagement device capable of coupling the driven gear to the second output shaft, and the ninth meshing engagement device and the fifth meshing engagement device are arranged to face each other and operate with a common shift fork. Therefore, the number of shift forks can be reduced as compared with the case where the ninth meshing engagement device and the fifth meshing engagement device are operated by dedicated shift forks.
以下、図1〜図20に基づいて本発明の第1の実施の形態を説明する。 Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
図1および図2に示すように、本実施の形態の前進11段のトリプルクラッチ式の変速機Tは、エンジンPに第1摩擦クラッチC1を介して接続された第1入力軸Im1と、第1入力軸Im1の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンPに第2摩擦クラッチC2を介して接続された第2入力軸Im2と、第2入力軸Im2の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンPに第3摩擦クラッチC3を介して接続された第3入力軸Im3とを備える。第1摩擦クラッチC1、第2摩擦クラッチC2および第3摩擦クラッチC3は、第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3の軸端とエンジンPとの間に一纏めにして配置される。 As shown in FIGS. 1 and 2, the eleven forward-stage triple clutch transmission T of the present embodiment includes a first input shaft Im1 connected to the engine P via a first friction clutch C1, and a first input shaft Im1. The first input shaft Im1 is fitted to the outer periphery of the input shaft Im1 so as to be relatively rotatable, and the second input shaft Im2 connected to the engine P via the second friction clutch C2 is fitted to the outer periphery of the second input shaft Im2. And a third input shaft Im3 connected to the engine P via a third friction clutch C3. The first friction clutch C1, the second friction clutch C2, and the third friction clutch C3 are collectively arranged between the shaft ends of the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3 and the engine P. Is done.
第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3に対して第1出力軸Om1および第2出力軸Om2が平行に配置されており、第1出力軸Om1の外周に第1副出力軸Os1が相対回転自在に嵌合するとともに、第2出力軸Om2の外周に第2副出力軸Os2が相対回転自在に嵌合する。 The first output shaft Om1 and the second output shaft Om2 are arranged in parallel to the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3, and the first sub shaft is arranged on the outer periphery of the first output shaft Om1. The output shaft Os1 is fitted so as to be relatively rotatable, and the second auxiliary output shaft Os2 is fitted to the outer periphery of the second output shaft Om2 so as to be relatively rotatable.
第1入力軸Im1に第1入力ギヤGi1が固設され、第2入力軸Im2に第2入力ギヤGi2が固設され、第3入力軸Im3に第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4が固設される。 The first input gear Gi1 is fixed to the first input shaft Im1, the second input gear Gi2 is fixed to the second input shaft Im2, and the third input gear Gi3 and the fourth input gear Gi4 are fixed to the third input shaft Im3. It is fixed.
第1入力ギヤGi1は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第1出力ギヤGo1と、第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第5出力ギヤGo5とに噛合し、第2入力ギヤGi2は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第2出力ギヤGo2と、第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第6出力ギヤGo6とに噛合し、第3入力ギヤGi3は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第3出力ギヤGo3に噛合し、第4入力ギヤGi4は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第4出力ギヤGo4と第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第7出力ギヤGo7とに噛合する。 The first input gear Gi1 meshes with a first output gear Go1 supported relatively rotatably on the first sub-output shaft Os1 and a fifth output gear Go5 supported relatively rotatably on the second sub-output shaft Os2. The second input gear Gi2 meshes with the second output gear Go2 supported relatively rotatably on the first sub output shaft Os1 and the sixth output gear Go6 supported rotatably relative to the second sub output shaft Os2. The third input gear Gi3 meshes with the third output gear Go3 supported relative to the first auxiliary output shaft Os1, and the fourth input gear Gi4 is supported relative to the first auxiliary output shaft Os1. It meshes with the fourth output gear Go4 and the seventh output gear Go7 that is rotatably supported by the second auxiliary output shaft Os2.
第1出力軸Om1と第1副出力軸Os1とは、第1シンクロ装置Aにより結合可能であり、第1出力ギヤGo1は第2シンクロ装置Bを介して第1副出力軸Os1に結合可能であり、第2出力ギヤGo2は第3シンクロ装置Cを介して第1副出力軸Os1に結合可能であり、第3出力ギヤGo3および第4出力ギヤGo4は第4シンクロ装置D1,D2を介して第1副出力軸Os1に選択的に結合可能である。第4シンクロ装置D1,D2は共通のシフトフォークで作動するもので、スリーブの左動により第3出力ギヤGo3を第1副出力軸Os1に結合し、スリーブの右動により第4出力ギヤGo4を第1副出力軸Os1に結合する。 The first output shaft Om1 and the first sub output shaft Os1 can be coupled by the first synchronizer A, and the first output gear Go1 can be coupled to the first sub output shaft Os1 via the second synchronizer B. Yes, the second output gear Go2 can be coupled to the first auxiliary output shaft Os1 via the third synchronizer C, and the third output gear Go3 and the fourth output gear Go4 can be coupled via the fourth synchronizers D1 and D2. The first auxiliary output shaft Os1 can be selectively coupled. The fourth synchronizers D1 and D2 are operated by a common shift fork. The third output gear Go3 is coupled to the first auxiliary output shaft Os1 by the left movement of the sleeve, and the fourth output gear Go4 is coupled by the right movement of the sleeve. The first auxiliary output shaft Os1 is coupled.
第2出力軸Om2と第2副出力軸Os2とは、第5シンクロ装置Eにより結合可能であり、第5出力ギヤGo5は第6シンクロ装置Fを介して第2副出力軸Os2に結合可能であり、第6出力ギヤGo6は第7シンクロ装置Gを介して第2副出力軸Os2に結合可能であり、第7出力ギヤGo7は第8シンクロ装置Hを介して第2副出力軸Os2に結合可能である。 The second output shaft Om2 and the second sub output shaft Os2 can be coupled by the fifth synchronizer E, and the fifth output gear Go5 can be coupled to the second sub output shaft Os2 via the sixth synchronizer F. Yes, the sixth output gear Go6 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 via the seventh synchronizer G, and the seventh output gear Go7 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 via the eighth synchronizer H. Is possible.
第1出力軸Om1に固設した第1ファイナルドライブギヤGf1と、第2出力軸Om2に固設した第2ファイナルドライブギヤGf2とが、左右の駆動輪W,Wに駆動力を配分するディファレンシャルギヤGdのケースに固設したファイナルドリブンギヤGfに噛合する。 A differential gear in which a first final drive gear Gf1 fixed to the first output shaft Om1 and a second final drive gear Gf2 fixed to the second output shaft Om2 distribute driving force to the left and right drive wheels W, W. It meshes with a final driven gear Gf fixed to the case of Gd.
このような骨格を備えた変速機Tは、第1摩擦クラッチC1〜第3摩擦クラッチC3の選択的な係合と、第1シンクロ装置A〜第8シンクロ装置Hの選択的な係合との組み合わせにより最大で合計25段の変速段を確立可能であるが、本実施の形態では、合計25段の変速段のうちから合計11段の変速段を選択して使用する。 The transmission T having such a skeleton includes a selective engagement of the first friction clutch C1 to the third friction clutch C3 and a selective engagement of the first synchronization device A to the eighth synchronization device H. Although a maximum of 25 shift stages can be established by the combination, in the present embodiment, a total of 11 shift stages are selected from a total of 25 shift stages and used.
図3には、第1入力ギヤGi1〜第4入力ギヤGi4および第1出力ギヤGo1〜第7出力ギヤGo7の歯数と、それらのうちの相互に噛合するギヤの歯数比とが示される。図4(A)および図4(B)には、上記歯数設定により達成される1速変速段〜11速変速段のレシオと、隣接する変速段間の公比とが示されており、1速変速段〜11速変速段のレシオが適切な間隔で配分されていることが分かる。 FIG. 3 shows the number of teeth of the first input gear Gi1 to the fourth input gear Gi4 and the first output gear Go1 to the seventh output gear Go7, and the gear ratio of the gears that mesh with each other. . FIG. 4 (A) and FIG. 4 (B) show the ratio of the first gear to the eleventh gear that is achieved by setting the number of teeth and the common ratio between the adjacent gears. It can be seen that the ratio of the first speed to the eleventh speed is distributed at appropriate intervals.
図5は第1摩擦クラッチC1〜第3摩擦クラッチC3および第1シンクロ装置A〜第8シンクロ装置Hの係合表であり、各変速段で係合する摩擦クラッチおよびシンクロ装置が○印で示される。また図6〜図15は1速変速段〜11速変速段の順次アップシフトの過程の説明図であり、そこでは係合しているシンクロ装置が黒塗りで示され、係合解除しているシンクロ装置が白抜きで示される。 FIG. 5 is an engagement table of the first friction clutch C1 to the third friction clutch C3 and the first synchronizer A to the eighth synchronizer H, and the friction clutch and the synchronizer engaged at each gear stage are indicated by ◯. It is. FIGS. 6 to 15 are explanatory views of the sequential upshift process from the first gear to the eleventh gear, where the engaged synchro device is shown in black and disengaged. The synchro device is shown in white.
以下、1速変速段〜11速変速段のトルクフローを順番に説明する。 Hereinafter, the torque flow from the first gear to the eleventh gear will be described in order.
<1速変速段>
1速変速段の確立時には、第1摩擦クラッチC1が係合し、第1シンクロ装置A、第4シンクロ装置D1(左動側)、第6シンクロ装置Fおよび第8シンクロ装置Hが係合する。その結果、図6(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第1摩擦クラッチC1→第1入力軸Im1→第1入力ギヤGi1→第5出力ギヤGo5→第6シンクロ装置F→第2副出力軸Os2→第8シンクロ装置H→第7出力ギヤGo7→第4入力ギヤGi4→第3入力軸Im3→第3入力ギヤGi3→第3出力ギヤGo3→第4シンクロ装置D1(左動側)→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<1st gear stage>
When the first gear is established, the first friction clutch C1 is engaged, and the first synchronizer A, the fourth synchronizer D1 (left side), the sixth synchronizer F, and the eighth synchronizer H are engaged. . As a result, as is apparent from FIG. 6A, the driving force of the engine P is such that the first friction clutch C1, the first input shaft Im1, the first input gear Gi1, the fifth output gear Go5, and the sixth synchronizer F. → second auxiliary output shaft Os2 → eighth synchronizer H → seventh output gear Go7 → fourth input gear Gi4 → third input shaft Im3 → third input gear Gi3 → third output gear Go3 → fourth synchronizer D1 ( Left drive side) → first auxiliary output shaft Os1 → first synchronizer A → first output shaft Om1 → first final drive gear Gf1 → final driven gear Gf → differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W .
<2速変速段>
2速変速段の確立時には、第2摩擦クラッチC2が係合し、第1シンクロ装置A、第4シンクロ装置D1(左動側)、第7シンクロ装置Gおよび第8シンクロ装置Hが係合する。その結果、図7(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第2摩擦クラッチC2→第2入力軸Im2→第2入力ギヤGi2→第6出力ギヤGo6→第7シンクロ装置G→第2副出力軸Os2→第8シンクロ装置H→第7出力ギヤGo7→第4入力ギヤGi4→第3入力軸Im3→第3入力ギヤGi3→第3出力ギヤGo3→第4シンクロ装置D1(左動側)→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<2nd gear stage>
When the second gear is established, the second friction clutch C2 is engaged, and the first synchronizer A, the fourth synchronizer D1 (left-hand side), the seventh synchronizer G, and the eighth synchronizer H are engaged. . As a result, as is apparent from FIG. 7A, the driving force of the engine P is such that the second friction clutch C2, the second input shaft Im2, the second input gear Gi2, the sixth output gear Go6, and the seventh synchronizer G. → second auxiliary output shaft Os2 → eighth synchronizer H → seventh output gear Go7 → fourth input gear Gi4 → third input shaft Im3 → third input gear Gi3 → third output gear Go3 → fourth synchronizer D1 ( Left drive side) → first auxiliary output shaft Os1 → first synchronizer A → first output shaft Om1 → first final drive gear Gf1 → final driven gear Gf → differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W .
<3速変速段>
3速変速段の確立時には、第3摩擦クラッチC3が係合し、第1シンクロ装置Aおよび第4シンクロ装置D1(左動側)が係合する。その結果、図8(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第3摩擦クラッチC3→第3入力軸Im3→第3入力ギヤGi3→第3出力ギヤGo3→第4シンクロ装置D1(左動側)→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<3rd gear stage>
When the third gear is established, the third friction clutch C3 is engaged, and the first synchronizer A and the fourth synchronizer D1 (left side) are engaged. As a result, as is apparent from FIG. 8A, the driving force of the engine P is such that the third friction clutch C3 → the third input shaft Im3 → the third input gear Gi3 → the third output gear Go3 → the fourth synchronizer D1. (Left moving side) → first auxiliary output shaft Os1 → first synchronizer A → first output shaft Om1 → first final drive gear Gf1 → final driven gear Gf → differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W. The
<4速変速段>
4速変速段の確立時には、第1摩擦クラッチC1が係合し、第1シンクロ装置Aおよび第2シンクロ装置Bが係合する。その結果、図9(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第1摩擦クラッチC1→第1入力軸Im1→第1入力ギヤGi1→第1出力ギヤGo1→第2シンクロ装置B→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<4th gear>
When the fourth speed is established, the first friction clutch C1 is engaged, and the first synchronizer A and the second synchronizer B are engaged. As a result, as is apparent from FIG. 9A, the driving force of the engine P is such that the first friction clutch C1 → the first input shaft Im1 → the first input gear Gi1 → the first output gear Go1 → the second synchronizer B. It is transmitted to the drive wheels W, W through the path of the first auxiliary output shaft Os1, the first synchronizer A, the first output shaft Om1, the first final drive gear Gf1, the final driven gear Gf, and the differential gear Gd.
<5速変速段>
5速変速段の確立時には、第2摩擦クラッチC2が係合し、第1シンクロ装置Aおよび第3シンクロ装置Cが係合する。その結果、図10(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第2摩擦クラッチC2→第2入力軸Im2→第2入力ギヤGi2→第2出力ギヤGo2→第3シンクロ装置C→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<5-speed shift stage>
When the fifth gear is established, the second friction clutch C2 is engaged, and the first synchronizer A and the third synchronizer C are engaged. As a result, as apparent from FIG. 10 (A), the driving force of the engine P is such that the second friction clutch C2 → second input shaft Im2 → second input gear Gi2 → second output gear Go2 → third synchronizer C. It is transmitted to the drive wheels W, W through the path of the first auxiliary output shaft Os1, the first synchronizer A, the first output shaft Om1, the first final drive gear Gf1, the final driven gear Gf, and the differential gear Gd.
<6速変速段>
6速変速段の確立時には、第3摩擦クラッチC3が係合し、第1シンクロ装置Aおよび第4シンクロ装置D2(右動側)が係合する。その結果、図11(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第3摩擦クラッチC3→第3入力軸Im3→第4入力ギヤGi4→第4出力ギヤGo4→第4シンクロ装置D2(右動側)→第1副出力軸Os1→第1シンクロ装置A→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<6-speed shift stage>
When the sixth speed is established, the third friction clutch C3 is engaged, and the first synchronizer A and the fourth synchronizer D2 (right side) are engaged. As a result, as is clear from FIG. 11A, the driving force of the engine P is such that the third friction clutch C3 → the third input shaft Im3 → the fourth input gear Gi4 → the fourth output gear Go4 → the fourth synchronizer D2. (Right movement side) → first auxiliary output shaft Os1 → first synchronizer A → first output shaft Om1 → first final drive gear Gf1 → final driven gear Gf → differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W. The
<7速変速段>
7速変速段の確立時には、第1摩擦クラッチC1が係合し、第5シンクロ装置Eおよび第6シンクロ装置Fが係合する。その結果、図12(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第1摩擦クラッチC1→第1入力軸Im1→第1入力ギヤGi1→第5出力ギヤGo5→第6シンクロ装置F→第2副出力軸Os2→第5シンクロ装置E→第2出力軸Om2→第2ファイナルドライブギヤGf2→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<7-speed gear stage>
When the seventh speed is established, the first friction clutch C1 is engaged, and the fifth synchronizer E and the sixth synchronizer F are engaged. As a result, as apparent from FIG. 12A, the driving force of the engine P is such that the first friction clutch C1, the first input shaft Im1, the first input gear Gi1, the fifth output gear Go5, and the sixth synchronizer F. → Second auxiliary output shaft Os2 → Fifth synchronizer E → Second output shaft Om2 → Second final drive gear Gf2 → Final driven gear Gf → Differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W.
<8速変速段>
8速変速段の確立時には、第2摩擦クラッチC2が係合し、第5シンクロ装置Eおよび第7シンクロ装置Gが係合する。その結果、図13(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第2摩擦クラッチC2→第2入力軸Im2→第2入力ギヤGi2→第6出力ギヤGo6→第7シンクロ装置G→第2副出力軸Os2→第5シンクロ装置E→第2出力軸Om2→第2ファイナルドライブギヤGf2→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<8-speed gear stage>
At the time of establishment of the eighth gear, the second friction clutch C2 is engaged, and the fifth synchronization device E and the seventh synchronization device G are engaged. As a result, as apparent from FIG. 13 (A), the driving force of the engine P is such that the second friction clutch C2, the second input shaft Im2, the second input gear Gi2, the sixth output gear Go6, and the seventh synchronizer G. → Second auxiliary output shaft Os2 → Fifth synchronizer E → Second output shaft Om2 → Second final drive gear Gf2 → Final driven gear Gf → Differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W.
<9速変速段>
9速変速段の確立時には、第3摩擦クラッチC3が係合し、第5シンクロ装置Eおよび第8シンクロ装置Hが係合する。その結果、図14(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第3摩擦クラッチC3→第3入力軸Im3→第4入力ギヤGi4→第7出力ギヤGo7→第8シンクロ装置H→第2副出力軸Os2→第5シンクロ装置E→第2出力軸Om2→第2ファイナルドライブギヤGf2→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<9-speed gear stage>
When the ninth gear is established, the third friction clutch C3 is engaged, and the fifth synchronizer E and the eighth synchronizer H are engaged. As a result, as apparent from FIG. 14A, the driving force of the engine P is such that the third friction clutch C3 → the third input shaft Im3 → the fourth input gear Gi4 → the seventh output gear Go7 → the eighth synchronizer H. → Second auxiliary output shaft Os2 → Fifth synchronizer E → Second output shaft Om2 → Second final drive gear Gf2 → Final driven gear Gf → Differential gear Gd is transmitted to the drive wheels W and W.
<10速変速段>
10速変速段の確立時には、第1摩擦クラッチC1が係合し、第2シンクロ装置B、第4シンクロ装置D1(左動側)、第5シンクロ装置Eおよび第8シンクロ装置Hが係合する。その結果、図15(A)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第1摩擦クラッチC1→第1入力軸Im1→第1入力ギヤGi1→第1出力ギヤGo1→第2シンクロ装置B→第1副出力軸Os1→第4シンクロ装置D1(左動側)→第3出力ギヤGo3→第3入力ギヤGi3→第3入力軸Im3→第4入力ギヤGi4→第7出力ギヤGo7→第8シンクロ装置H→第2副出力軸Os2→第5シンクロ装置E→第2出力軸Om2→第2ファイナルドライブギヤGf2→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<10-speed gear stage>
When the tenth speed is established, the first friction clutch C1 is engaged, and the second synchronizer B, the fourth synchronizer D1 (left side), the fifth synchronizer E, and the eighth synchronizer H are engaged. . As a result, as apparent from FIG. 15A, the driving force of the engine P is such that the first friction clutch C1, the first input shaft Im1, the first input gear Gi1, the first output gear Go1, and the second synchronizer B. → first auxiliary output shaft Os1 → fourth synchronizer D1 (left side) → third output gear Go3 → third input gear Gi3 → third input shaft Im3 → fourth input gear Gi4 → seventh output gear Go7 → second It is transmitted to the drive wheels W and W through a path of 8 synchronizer H → second auxiliary output shaft Os2 → fifth synchronizer E → second output shaft Om2 → second final drive gear Gf2 → final driven gear Gf → differential gear Gd. .
<11速変速段>
11速変速段の確立時には、第2摩擦クラッチC2が係合し、第3シンクロ装置C、第4シンクロ装置D1(左動側)、第5シンクロ装置Eおよび第8シンクロ装置Hが係合する。その結果、図15(D)から明らかなように、エンジンPの駆動力は、第2摩擦クラッチC2→第2入力軸Im2→第2入力ギヤGi2→第2出力ギヤGo2→第3シンクロ装置C→第1副出力軸Os1→第4シンクロ装置D1(左動側)→第3出力ギヤGo3→第3入力ギヤGi3→第3入力軸Im3→第4入力ギヤGi4→第7出力ギヤGo7→第8シンクロ装置H→第2副出力軸Os2→第5シンクロ装置E→第2出力軸Om2→第2ファイナルドライブギヤGf2→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で駆動輪W,Wに伝達される。
<11-speed gear stage>
When the 11th speed is established, the second friction clutch C2 is engaged, and the third synchronizer C, the fourth synchronizer D1 (left-hand side), the fifth synchronizer E, and the eighth synchronizer H are engaged. . As a result, as apparent from FIG. 15 (D), the driving force of the engine P is such that the second friction clutch C2, the second input shaft Im2, the second input gear Gi2, the second output gear Go2, and the third synchronizer C. → first auxiliary output shaft Os1 → fourth synchronizer D1 (left side) → third output gear Go3 → third input gear Gi3 → third input shaft Im3 → fourth input gear Gi4 → seventh output gear Go7 → second It is transmitted to the drive wheels W and W through a path of 8 synchronizer H → second auxiliary output shaft Os2 → fifth synchronizer E → second output shaft Om2 → second final drive gear Gf2 → final driven gear Gf → differential gear Gd. .
以上のように、第1摩擦クラッチC1〜第3摩擦クラッチC3の係合および第1シンクロ装置A〜第8シンクロ装置Hの係合を制御することで、1速変速段〜11速変速段が確率する。 As described above, by controlling the engagement of the first friction clutch C1 to the third friction clutch C3 and the engagement of the first synchronizer A to the eighth synchronizer H, the first gear to the eleventh gear are changed. Probability.
次に、1速変速段から11速変速段へのアップシフトの順次変速の手順を説明する。 Next, the sequence of the upshift from the first gear to the eleventh gear will be described.
<1速変速段→2速変速段>
図6(A)に示す1速変速段での走行状態から、図6(B)に示すシフト準備過程で、第7シンクロ装置Gを係合して第6出力ギヤGo6を第2副出力軸Os2に結合することで、2速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第2摩擦クラッチC2は未だ係合解除状態にあるため、1速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第2副出力軸Os2に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<1st gear stage → 2nd gear stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 6 (B) from the running state at the first speed gear stage shown in FIG. 6 (A), the seventh synchronizer G is engaged and the sixth output gear Go6 is moved to the second auxiliary output shaft. By coupling to Os2, a pre-shift to the second gear is performed. At this time, since the second friction clutch C2 is still in the disengaged state, the second sub-output shaft Os2 to which the driving force is transmitted through the power transmission path of the first gear is simultaneously driven through the power transmission path indicated by the broken line No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図6(C)に示すクラッチ切替過程で、第1摩擦クラッチC1を係合解除して第2摩擦クラッチC2を係合すると、1速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく2速変速段が確立する。そして図6(D)に示すシフト解除過程で、1速変速段で係合していたが2速変速段では不要な第6シンクロ装置Fを係合解除することで、2速変速段へのアップシフトを完了する。 When the first friction clutch C1 is disengaged and the second friction clutch C2 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 6C, torque transmission through the power transmission path of the first gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the second gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 6D, by disengaging the sixth synchronizer F that was engaged at the first speed gear stage but is not necessary at the second speed gear stage, the shift to the second speed gear stage is achieved. Complete the upshift.
<2速変速段→3速変速段>
2速変速段に対して3速変速段で新たに係合するシンクロ装置は存在しないため、図7(A)に示す2速変速段での走行状態から図7(B)に示すシフト準備過程に移行するときには、特に操作は行われない。
<2nd gear stage → 3rd gear stage>
Since there is no synchronization device that newly engages with the second gear in the third gear, the shift preparation process shown in FIG. 7 (B) from the traveling state in the second gear shown in FIG. 7 (A). No particular operation is performed when shifting to.
図7(C)に示すクラッチ切替過程で、第2摩擦クラッチC2を係合解除して第3摩擦クラッチC3を係合すると、2速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されるようになり、トルク抜けが発生することなく3速変速段が確立する。そして図7(D)に示すシフト解除過程で、2速変速段で係合していたが3速変速段では不要な第7シンクロ装置Gおよび第8シンクロ装置Hを係合解除することで、3速変速段へのアップシフトを完了する。 When the second friction clutch C2 is disengaged and the third friction clutch C3 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 7 (C), torque transmission through the power transmission path of the second speed gear stage is not performed. Thus, the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, and the third gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 7D, by disengaging the seventh synchronizer G and the eighth synchronizer H that were engaged at the second gear, but unnecessary at the third gear, Complete the upshift to the third gear.
<3速変速段→4速変速段>
図8(A)に示す3速変速段での走行状態から、図8(B)に示すシフト準備過程で、第2シンクロ装置Bを係合して第1出力ギヤGo1を第1副出力軸Os1に結合することで、4速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第1摩擦クラッチC1は未だ係合解除状態にあるため、3速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第1副出力軸Os1に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<3rd gear stage → 4th gear stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 8 (B) from the traveling state at the third speed gear stage shown in FIG. 8 (A), the second synchronizer B is engaged and the first output gear Go1 is set to the first sub output shaft. By combining with Os1, pre-shifting to the fourth gear is performed. At this time, since the first friction clutch C1 is still in the disengaged state, the first auxiliary output shaft Os1 to which the driving force is transmitted through the power transmission path of the third speed gear stage is simultaneously driven through the power transmission path indicated by the broken line. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図8(C)に示すクラッチ切替過程で、第3摩擦クラッチC3を係合解除して第1摩擦クラッチC1を係合すると、3速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく4速変速段が確立する。そして図8(D)に示すシフト解除過程で、3速変速段で係合していたが4速変速段では不要な第4シンクロ装置D1(左動側)を係合解除することで、4速変速段へのアップシフトを完了する。 When the third friction clutch C3 is disengaged and the first friction clutch C1 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 8 (C), torque transmission through the power transmission path of the third speed gear stage is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the fourth gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 8 (D), the fourth synchronizer D1 (left-hand side), which was engaged at the third speed gear stage but is not required at the fourth speed gear stage, is disengaged to Complete the upshift to the fast gear.
<4速変速段→5速変速段>
図9(A)に示す4速変速段での走行状態から、図9(B)に示すシフト準備過程で、第3シンクロ装置Cを係合して第2出力ギヤGo2を第1副出力軸Os1に結合することで、5速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第2摩擦クラッチC2は未だ係合解除状態にあるため、4速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第1副出力軸Os1に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<4th gear stage → 5th gear stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 9 (B) from the running state at the fourth speed gear stage shown in FIG. 9 (A), the third synchronizer C is engaged and the second output gear Go2 is moved to the first sub output shaft. By combining with Os1, a pre-shift to the fifth gear is performed. At this time, since the second friction clutch C2 is still in the disengaged state, it is simultaneously driven by the power transmission path indicated by the broken line to the first sub output shaft Os1 to which the driving force is transmitted by the power transmission path of the fourth gear. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図9(C)に示すクラッチ切替過程で、第1摩擦クラッチC1を係合解除して第2摩擦クラッチC2を係合すると、4速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく5速変速段が確立する。そして図9(D)に示すシフト解除過程で、4速変速段で係合していたが5速変速段では不要な第2シンクロ装置Bを係合解除することで、5速変速段へのアップシフトを完了する。 When the first friction clutch C1 is disengaged and the second friction clutch C2 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 9C, torque transmission through the power transmission path of the fourth gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the fifth gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 9 (D), the second synchronizer B, which was engaged at the fourth speed gear stage but is not necessary at the fifth speed gear stage, is disengaged. Complete the upshift.
<5速変速段→6速変速段>
図10(A)に示す5速変速段での走行状態から、図10(B)に示すシフト準備過程で、第4シンクロ装置D2(右動側)を係合して第4出力ギヤGo4を第1副出力軸Os1に結合することで、6速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第3摩擦クラッチC3は未だ係合解除状態にあるため、5速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第1副出力軸Os1に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<5-speed shift stage → 6-speed shift stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 10 (B) from the traveling state at the fifth gear shown in FIG. 10 (A), the fourth synchronizer D2 (right movement side) is engaged and the fourth output gear Go4 is engaged. By connecting to the first auxiliary output shaft Os1, pre-shifting to the sixth gear is performed. At this time, since the third friction clutch C3 is still in the disengaged state, it is simultaneously driven by the power transmission path indicated by the broken line to the first auxiliary output shaft Os1 to which the driving force is transmitted by the power transmission path of the fifth gear. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図10(C)に示すクラッチ切替過程で、第2摩擦クラッチC2を係合解除して第3摩擦クラッチC3を係合すると、5速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく6速変速段が確立する。そして図10(D)に示すシフト解除過程で、5速変速段で係合していたが6速変速段では不要な第3シンクロ装置Cを係合解除することで、6速変速段へのアップシフトを完了する。 When the second friction clutch C2 is disengaged and the third friction clutch C3 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 10C, torque transmission through the power transmission path of the fifth gear is not performed. As a result, the 6th speed is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 10 (D), the third synchronizer C, which was engaged at the fifth speed gear stage but is unnecessary at the sixth speed gear stage, is disengaged. Complete the upshift.
<6速変速段→7速変速段>
図11(A)に示す6速変速段での走行状態から、図11(B)に示すシフト準備過程で、第5シンクロ装置Eおよび第6シンクロ装置Fを係合して第2副出力軸Os2を第2出力軸Om2に結合するとともに第5出力ギヤGo5を第2副出力軸Os2に結合することで、7速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第1摩擦クラッチC1は未だ係合解除状態にあるため、6速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されているファイナルドリブンギヤGfに破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<6th gear shift stage → 7th gear shift stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 11 (B) from the traveling state at the sixth speed shown in FIG. 11 (A), the fifth synchronizer E and the sixth synchronizer F are engaged to provide the second auxiliary output shaft. The Os2 is coupled to the second output shaft Om2 and the fifth output gear Go5 is coupled to the second auxiliary output shaft Os2, thereby pre-shifting to the seventh speed gear stage. At this time, since the first friction clutch C1 is still in the disengaged state, the driving force is simultaneously transmitted through the power transmission path indicated by the broken line to the final driven gear Gf where the driving power is transmitted through the power transmission path of the sixth gear. There is no risk that an interlock will occur.
図11(C)に示すクラッチ切替過程で、第3摩擦クラッチC3を係合解除して第1摩擦クラッチC1を係合すると、6速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく7速変速段が確立する。そして図11(D)に示すシフト解除過程で、6速変速段で係合していたが7速変速段では不要な第1シンクロ装置Aおよび第4シンクロ装置D2(右動側)を係合解除することで、7速変速段へのアップシフトを完了する。 When the third friction clutch C3 is disengaged and the first friction clutch C1 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 11C, torque transmission through the power transmission path of the sixth gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the seventh gear is established without torque loss. In the shift release process shown in FIG. 11 (D), the first synchronizer A and the fourth synchronizer D2 (right movement side) are engaged, which were engaged at the sixth speed but not required at the seventh speed. By releasing, the upshift to the seventh gear is completed.
<7速変速段→8速変速段>
図12(A)に示す7速変速段での走行状態から、図12(B)に示すシフト準備過程で、第7シンクロ装置Gを係合して第6出力ギヤGo6を第2副出力軸Os2に結合することで、8速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第2摩擦クラッチC2は未だ係合解除状態にあるため、7速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第2副出力軸Os2に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<7th gear shift stage → 8th gear shift stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 12 (B) from the running state at the seventh speed gear stage shown in FIG. 12 (A), the seventh synchronizer G is engaged and the sixth output gear Go6 is moved to the second auxiliary output shaft. By combining with Os2, a pre-shift to the eighth gear is performed. At this time, since the second friction clutch C2 is still in the disengaged state, the second auxiliary output shaft Os2 to which the driving force is transmitted through the power transmission path of the seventh speed gear stage is simultaneously driven through the power transmission path indicated by the broken line. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図12(C)に示すクラッチ切替過程で、第1摩擦クラッチC1を係合解除して第2摩擦クラッチC2を係合すると、7速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく8速変速段が確立する。そして図12(D)に示すシフト解除過程で、7速変速段で係合していたが8速変速段では不要な第6シンクロ装置Fを係合解除することで、8速変速段へのアップシフトを完了する。 When the first friction clutch C1 is disengaged and the second friction clutch C2 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 12 (C), torque transmission through the power transmission path of the seventh gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the eighth gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 12D, the sixth synchronizer F that was engaged at the seventh speed shift stage but is not required at the eighth speed shift stage is disengaged, so that the shift to the eighth speed shift stage is achieved. Complete the upshift.
<8速変速段→9速変速段>
図13(A)に示す8速変速段での走行状態から、図13(B)に示すシフト準備過程で、第8シンクロ装置Hを係合して第7出力ギヤGo7を第2副出力軸Os2に結合することで、9速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第3摩擦クラッチC3は未だ係合解除状態にあるため、8速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第2副出力軸Os2に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<8th gear shift stage → 9th gear shift stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 13 (B) from the traveling state at the eighth speed shown in FIG. 13 (A), the eighth synchronizer H is engaged and the seventh output gear Go7 is moved to the second auxiliary output shaft. By coupling to Os2, a pre-shift to the ninth gear is performed. At this time, since the third friction clutch C3 is still in the disengaged state, it is simultaneously driven by the power transmission path indicated by the broken line to the second auxiliary output shaft Os2 to which the driving force is transmitted by the power transmission path of the eighth gear. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図13(C)に示すクラッチ切替過程で、第2摩擦クラッチC2を係合解除して第3摩擦クラッチC3を係合すると、8速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく9速変速段が確立する。そして図13(D)に示すシフト解除過程で、8速変速段で係合していたが9速変速段では不要な第7シンクロ装置Gを係合解除することで、9速変速段へのアップシフトを完了する。 When the second friction clutch C2 is disengaged and the third friction clutch C3 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 13C, torque transmission through the power transmission path of the eighth gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the ninth gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 13 (D), the seventh synchronizer G, which was engaged at the eighth speed, but is unnecessary at the ninth speed, is disengaged. Complete the upshift.
<9速変速段→10速変速段>
図14(A)に示す9速変速段での走行状態から、図14(B)に示すシフト準備過程で、第2シンクロ装置Bおよび第4シンクロ装置D1(左動側)を係合して第1出力ギヤGo1および第3出力ギヤGo3を第1副出力軸Os1に結合することで、10速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第1摩擦クラッチC1は未だ係合解除状態にあるため、9速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第2副出力軸Os2に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<9th gear stage → 10th gear stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 14 (B) from the running state at the 9th gear stage shown in FIG. 14 (A), the second sync device B and the fourth sync device D1 (left-hand side) are engaged. The first output gear Go1 and the third output gear Go3 are coupled to the first auxiliary output shaft Os1, thereby performing pre-shifting to the tenth speed gear stage. At this time, since the first friction clutch C1 is still in the disengaged state, it is simultaneously driven by the power transmission path indicated by the broken line to the second auxiliary output shaft Os2 to which the driving force is transmitted by the power transmission path of the ninth gear. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図14(C)に示すクラッチ切替過程で、第3摩擦クラッチC3を係合解除して第1摩擦クラッチC1を係合すると、9速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく10速変速段が確立する。そして図14(D)に示すシフト解除過程では、不要なシンクロ装置は係合していないために特に操作を行うことなく、10速変速段へのアップシフトを完了する。 When the third friction clutch C3 is disengaged and the first friction clutch C1 is engaged in the clutch switching process shown in FIG. 14C, torque transmission through the power transmission path of the ninth gear is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the 10th gear is established without torque loss. And in a shift release process shown in FIG. 14 (D), in particular without performing an operation to the unnecessary synchronizer not engaged to complete the upshift to 10 gear shift stage.
<10速変速段→11速変速段>
図15(A)に示す10速変速段での走行状態から、図15(B)に示すシフト準備過程で、第3シンクロ装置Cを係合して第2出力ギヤGo2を第1副出力軸Os1に結合することで、11速変速段へのプリシフトを行う。このとき、第2摩擦クラッチC2は未だ係合解除状態にあるため、10速変速段の動力伝達経路で駆動力が伝達されている第2副出力軸Os2に破線で示す動力伝達経路で同時に駆動力が伝達されることはなく、インターロックが発生する虞はない。
<10th gear stage → 11th gear stage>
In the shift preparation process shown in FIG. 15 (B) from the traveling state at the 10th speed gear stage shown in FIG. 15 (A), the third synchronizer C is engaged and the second output gear Go2 is moved to the first auxiliary output shaft. By coupling to Os1, a pre-shift to the 11th gear stage is performed. At this time, since the second friction clutch C2 is still in the disengaged state, it is simultaneously driven by the power transmission path indicated by the broken line to the second auxiliary output shaft Os2 to which the driving force is transmitted by the power transmission path of the 10th speed gear stage. No force is transmitted and there is no risk of interlocking.
図15(C)に示すクラッチ切替過程で、第1摩擦クラッチC1を係合解除して第2摩擦クラッチC2を係合すると、10速変速段の動力伝達経路によるトルク伝達が行われなくなり、新たに駆動力が実線で示す動力伝達経路で伝達されることで、トルク抜けが発生することなく11速変速段が確立する。そして図15(D)に示すシフト解除過程で、10速変速段で係合していたが11速変速段では不要な第2シンクロ装置Bを係合解除することで、11速変速段へのアップシフトを完了する。 In the clutch switching process shown in FIG. 15C, when the first friction clutch C1 is disengaged and the second friction clutch C2 is engaged, torque transmission through the power transmission path of the 10th speed shift stage is not performed. When the driving force is transmitted through the power transmission path indicated by the solid line, the 11th gear is established without torque loss. Then, in the shift release process shown in FIG. 15 (D), the second synchronizer B, which was engaged at the 10th speed gear stage but is not required at the 11th speed speed stage, is disengaged, so that the shift to the 11th speed speed stage is achieved. Complete the upshift.
以上のように、本実施の形態によれば、いわゆるクラッチtoクラッチ変速により、つまりプリシフトを行った状態で第1〜第3摩擦クラッチC1,C2,C3を掴み替えることにより、トルク抜けを発生させることなくアップシフトの順次変速を完了することができる。同様にして、クラッチtoクラッチ変速により、トルク抜けを発生させることなくダウンシフトの順次変速を完了することができる。 As described above, according to this embodiment, torque loss is generated by so-called clutch-to-clutch shift, that is, by holding the first to third friction clutches C1, C2, and C3 in a pre-shifted state. The upshift sequential shift can be completed without any problem. Similarly, the downshift sequential shift can be completed without causing torque loss by the clutch-to-clutch shift.
次に、上記特許文献1に記載の変速機(以下、従来例という)に対する、本実施の形態の変速機Tの利点を説明する。 Next, advantages of the transmission T according to the present embodiment over the transmission described in Patent Document 1 (hereinafter referred to as a conventional example) will be described.
図40に示す従来例は、入力軸に支持した4個の入力ギヤと、一対の出力軸に支持した8個の出力ギヤとからなる合計12個のギヤで10段の変速段が確立可能であるが、本実施の形態は、入力軸に支持した4個の入力ギヤと、一対の出力軸に支持した7個の出力ギヤとからなる合計11個のギヤで11段の変速段が確立可能であり、従来例に対して1個少ないギヤ数で変速段数を1段増加させることができる。 In the conventional example shown in FIG. 40, 10 shift stages can be established with a total of 12 gears consisting of 4 input gears supported on the input shaft and 8 output gears supported on the pair of output shafts. However, in this embodiment, 11 shift stages can be established with a total of 11 gears consisting of 4 input gears supported on the input shaft and 7 output gears supported on the pair of output shafts. Thus, the number of gears can be increased by one with a smaller number of gears than the conventional example.
また図16に示すように、従来例は10段の変速段のうちの3段でギヤの噛み合い数=2であるが、残りの7段でギヤの噛み合い数が4であり、噛み合い数=2となる2噛み合い率が30%と低くなっている。変速機の動力伝達効率はギヤの噛み合い1カ所毎に1.5%低下するといわれており、従来例は噛み合い数=4の変速段が多いために動力伝達効率が低下する問題がある。 Further, as shown in FIG. 16, in the conventional example, the number of meshing gears is 2 in 3 out of 10 gears, but the number of meshing gears is 4 in the remaining 7th gear, and the number of meshing = 2. The two meshing rate is as low as 30%. It is said that the power transmission efficiency of the transmission is reduced by 1.5% at each meshing position of the gear, and the conventional example has a problem that the power transmission efficiency is lowered because there are many gear stages with the number of meshing = 4.
本実施の形態は11段の変速段のうちの7段でギヤの噛み合い数=2であり、残りの4段でギヤの噛み合い数=4であり、噛み合い数=2となる2噛み合い率が64%と高くなっている。このように、本実施の形態は噛み合い数=4の変速段の数が減少することで、動力伝達効率の低下が最小限に抑えられる。 In the present embodiment, the gear meshing number = 2 in seven of the eleventh gear positions, the gear meshing number = 4 in the remaining four gears, and the two meshing ratio at which the meshing number = 2 is 64. % Is high. As described above, in the present embodiment, the reduction in the power transmission efficiency can be minimized by reducing the number of shift stages with the number of meshes = 4.
図17は、本実施の形態の変速機の変速段毎のトルクフローを簡略的に示すものである。トルクフローは、第1入力軸Im1、第2入力軸Im2あるいは第3入力軸Im3の駆動力が、第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2の何れか一方だけを経由してディファレンシャルギヤGdに出力される単純フロー(噛み合い数=2)と、第1入力軸Im1、第2入力軸Im2あるいは第3入力軸Im3の駆動力が、第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2の両方を経由してディファレンシャルギヤGdに出力される複雑フロー(噛み合い数=4)とに分類されるが、本実施の形態では、低速変速段群である1速変速段および2速変速段と、高速変速段群である10速変速段および11速変速段との合計4個の変速段のトルクフローが複雑フローとなり、残りの3速変速段〜9速変速段の合計7個の変速段のトルクフローが単純フローとなるため、単純フローの変速段の比率が多くなってギヤの噛み合い数が減少することで動力伝達効率の低下が最小限に抑えられる。しかも噛み合い数=2の単純フローの変速段である3速変速段〜9速変速段を、使用頻度の高い中速変速段群に纏めることが可能な骨格となるため、常用域での燃費向上を期待することができる。 FIG. 17 simply shows the torque flow for each gear position of the transmission according to the present embodiment. The torque flow is such that the driving force of the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, or the third input shaft Im3 passes through only one of the first sub output shaft Os1 and the second sub output shaft Os2. The simple flow (number of meshes = 2) output to Gd and the driving force of the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, or the third input shaft Im3 are the first sub output shaft Os1 and the second sub output shaft Os2. In this embodiment, the first speed stage and the second speed stage, which are low speed speed stage groups, are classified into complicated flows (number of meshes = 4) that are output to the differential gear Gd via both. The torque flow of a total of four shift stages, ie, the 10th speed shift stage and the 11th speed shift stage, which are high speed shift stage groups, becomes a complex flow, and a total of 7 shift speeds including the remaining 3rd speed shift speed to 9th speed shift speed. Torque flow of Since the net flow, reduction in power transmission efficiency can be minimized by the number of gear meshes in torque increasingly ratio gear of a simple flow is reduced. In addition, since the 3rd to 9th gears, which are simple flow gears with 2 meshes, can be combined into a frequently used medium speed gear group, the fuel consumption in the normal range is improved. Can be expected.
しかしながら、従来例は10段の変速段のうちの3段だけが単純フローであり、残りの7段が複雑フローであるため、複雑フローの変速段の比率が多くなってギヤの噛み合い数が増加することで、動力伝達効率が低下してしまう。 However, in the conventional example, only three of the ten shift speeds are simple flows, and the remaining seven speeds are complex flows, so the ratio of the gear stages of the complex flow increases and the number of gear meshes increases. As a result, the power transmission efficiency decreases.
また図17から明らかなように、本実施の形態は、低速変速段群である1速変速段および2速変速段のトルクフローが類似し、中速変速段群のうちの3速変速段〜6速変速段のトルクフローが類似し、中速変速段群のうちの7速変速段〜9速変速段のトルクフローが類似し、高速変速段群である10速変速段および11速変速段のトルクフローが類似するため、順次変速時に隣接する変速段間の動力伝達経路の変化が最小限に抑えられることで、つまりシンクロ装置の作動頻度が最小限に抑えられることで、動力伝達効率の向上および変速応答性の向上が可能になる。 As is clear from FIG. 17, in the present embodiment, the torque flow of the first speed stage and the second speed stage, which are the low speed speed stage groups, is similar, and the third speed stage of the medium speed speed stage group— The torque flow of the 6th speed shift stage is similar, the torque flow of the 7th speed shift stage to the 9th speed shift stage in the middle speed shift stage group is similar, and the 10th speed shift stage and the 11th speed shift stage which are the high speed shift stage groups. Since the torque flow of the two gears is similar, the change in the power transmission path between adjacent gears during sequential shifts can be minimized, that is, the frequency of operation of the synchro device can be minimized. It is possible to improve the speed change response.
しかも、低速変速段群および高速変速段群では第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2間で第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4を介して駆動力が伝達されるため、1速変速段および2速変速段では第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4を減速ギヤとして機能させて低速変速段群の変速比を増加させるとともに、10速変速段および11速変速段では第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4を増速ギヤとして機能させて高速変速段群の変速比を減少させることで、変速機Tのレシオレンジを拡大することができる。 In addition, since the driving force is transmitted between the first sub output shaft Os1 and the second sub output shaft Os2 via the third input gear Gi3 and the fourth input gear Gi4 in the low speed gear group and the high speed gear group, 1 The third input gear Gi3 and the fourth input gear Gi4 function as a reduction gear at the high speed gear stage and the second speed gear stage to increase the gear ratio of the low speed gear group, and at the tenth speed stage and the eleventh speed stage, the first gear stage. By making the 3 input gear Gi3 and the 4th input gear Gi4 function as speed increasing gears and reducing the gear ratio of the high speed gear group, the ratio orange of the transmission T can be expanded.
更に、低速側変速段である1速変速段〜6速変速段では駆動力が全て第1出力軸Om1から出力され、高速側変速段である7速変速段〜11速変速段では駆動力が全て第2出力軸Om2から出力されるため、順次変速時に隣接する変速段間の動力伝達経路の変化が最小限に抑えられることで、つまりシンクロ装置の作動頻度が最小限に抑えられることで、動力伝達効率の更なる向上および変速応答性の更なる向上が可能になる。 Further, the driving force is all output from the first output shaft Om1 at the first to sixth gears, which are the low-speed gears, and the driving force is at the seventh to eleventh gears, which are the high-speed gears. Since all are output from the second output shaft Om2, the change in the power transmission path between adjacent gears during sequential shifts is minimized, that is, the frequency of operation of the synchro device is minimized. Further improvement in power transmission efficiency and further improvement in shift response are possible.
ところで、現変速段から目標変速段に飛び変速する際に、トルク抜けやインターロックの発生を回避するために、現変速段および目標変速段間に仮変速段を介在させながら変速を行う必要がある場合がある。現変速段および目標変速段間に二つ以上の仮変速段を介在させる必要がある飛び変速を多ステップ変速と呼ぶ。従来例に対する本実施の形態の大きな利点は、飛び変速時における多ステップ変速の回避にある。以下、本実施の形態において多ステップ変速が回避される理由を説明する。 By the way, when jumping from the current gear to the target gear, it is necessary to perform a shift while interposing a temporary gear between the current gear and the target gear to avoid torque loss and interlock. There may be. A jump shift that requires two or more temporary shift stages to be interposed between the current shift stage and the target shift stage is called a multi-step shift. The great advantage of the present embodiment over the conventional example is in avoiding multi-step shifting at the time of jump shifting. Hereinafter, the reason why the multi-step shift is avoided in the present embodiment will be described.
図18に示すように、本実施の形態では、第1摩擦クラッチC1の係合により、エンジンPの駆動力が第1入力軸Im1の第1入力ギヤGi1から第1副出力軸Os1の第1出力ギヤGo1あるいは第2副出力軸Os2の第5出力ギヤGo5に伝達される動力伝達経路と、第2摩擦クラッチC2の係合により、エンジンPの駆動力が第2入力軸Im2の第2入力ギヤGi2から第1副出力軸Os1の第2出力ギヤGo2あるいは第2副出力軸Os2の第6出力ギヤGo6に伝達される動力伝達経路と、第3摩擦クラッチC3の係合により、エンジンPの駆動力が第3入力軸Im3の第3入力ギヤGi3あるいは第4入力ギヤGi4から第1副出力軸Os1の第3出力ギヤGo3、第4出力ギヤGo4あるいは第2副出力軸Os2の第7出力ギヤGo7に伝達される動力伝達経路とが存在する。このように、第1〜第3摩擦クラッチC1,C2,C3を用いて入力を3系統化したことにより、変速過程でインターロックが発生する確率を小さくし、必要な仮変速段の数を減少させることができる。 As shown in FIG. 18, in the present embodiment, due to the engagement of the first friction clutch C1, the driving force of the engine P is changed from the first input gear Gi1 of the first input shaft Im1 to the first of the first auxiliary output shaft Os1. Due to the engagement of the second friction clutch C2 with the power transmission path that is transmitted to the output gear Go1 or the fifth output gear Go5 of the second auxiliary output shaft Os2, the driving force of the engine P becomes the second input of the second input shaft Im2. The engagement of the third friction clutch C3 and the power transmission path that is transmitted from the gear Gi2 to the second output gear Go2 of the first sub output shaft Os1 or the sixth output gear Go6 of the second sub output shaft Os2 causes the engine P to The driving force is from the third input gear Gi3 or the fourth input gear Gi4 of the third input shaft Im3 to the seventh output of the third output gear Go3 of the first auxiliary output shaft Os1, the fourth output gear Go4 or the second auxiliary output shaft Os2. Gi And a power transmission path to be transmitted exists in Go7. As described above, by using the first to third friction clutches C1, C2, and C3, the input is made into three systems, thereby reducing the probability of occurrence of an interlock during the shift process and reducing the number of necessary temporary shift stages. Can be made.
また2段クラッチを有する従来のデュアルクラッチ式の変速機では、2個の摩擦クラッチの掴み替えによりトルク抜けのないクラッチtoクラッチ変速を可能にするので、現変速段で係合するクラッチと目標変速段で係合するクラッチとが同一クラッチである場合に、つまり1段飛びの飛び変速や3段飛びの飛び変速の場合に直接クラッチtoクラッチ変速することが不能になる。 Also, in the conventional dual clutch type transmission having a two-stage clutch, clutch-to-clutch transmission without torque loss is possible by re-holding two friction clutches, so that the clutch engaged with the current gear stage and the target gear shift can be achieved. When the clutch engaged in the step is the same clutch, that is, in the case of the jumping shift of one step jumping or the jumping shift of three step jumping, it is impossible to perform the clutch-to-clutch shift directly.
一方、本実施の形態の変速機Tでは、3個の摩擦クラッチC1,C2,C3の掴み替えによりトルク抜けのないクラッチtoクラッチ変速を可能にするので、現変速段で係合する摩擦クラッチと目標変速段で係合する摩擦クラッチとが同一クラッチである場合に、つまり3段飛びの飛び変速や6段飛びの飛び変速の場合に直接クラッチtoクラッチ変速することが不能になる。 On the other hand, in the transmission T according to the present embodiment, the clutch-to-clutch shift without torque loss is enabled by changing the gripping of the three friction clutches C1, C2, and C3. When the friction clutch that is engaged at the target gear stage is the same clutch, that is, in the case of a three-step jump gear shift or a six-step jump gear shift, it is impossible to perform a clutch-to-clutch shift directly.
このように、本実施の形態の変速機Tは3個の摩擦クラッチC1,C2,C3を有するだけでなく、3個の摩擦クラッチC1,C2,C3が変速段の並び順に交互に係合するので、2個の摩擦クラッチを有する従来例の変速機に対して、現変速段で係合する摩擦クラッチと目標変速段で係合する摩擦クラッチとが同一クラッチである確率が1/2から1/3に減少することで、仮変速段を介さずにクラッチtoクラッチ変速が可能になる確率が増加する。 As described above, the transmission T according to the present embodiment has not only the three friction clutches C1, C2, and C3 but also the three friction clutches C1, C2, and C3 are alternately engaged in the order in which the gears are arranged. Therefore, with respect to the conventional transmission having two friction clutches, the probability that the friction clutch engaged at the current gear stage and the friction clutch engaged at the target gear stage are the same clutch is ½ to 1. By decreasing to / 3, the probability that a clutch-to-clutch shift can be performed without going through the temporary shift speed increases.
図19は、本実施の形態の変速機Tが順次変速、1段飛び変速、2段飛び変速、3段飛び変速および4段飛び変速する場合のステップ数を示すものである。例えば、「1→2」の表示は、1速変速段から2速変速段への順次変速が、トルク抜けやインターロックを起こさずに、かつ仮変速段を介さずに可能であることを示している。また「2→(3)→4」の表示は、2速変速段から4速変速段への1段飛び変速をトルク抜けやインターロックを起こさずに行うには、現変速段である2速変速段と目標変速段である4速変速段との間に仮3速変速段を介在させる必要があることを示している。 FIG. 19 shows the number of steps when the transmission T according to the present embodiment sequentially shifts, performs one step jump, two steps jump, three steps, and four steps. For example, a display of “1 → 2” indicates that a sequential shift from the first gear to the second gear is possible without causing torque loss or interlock and without using a temporary gear. ing. In addition, “2 → (3) → 4” is displayed in order to perform a one-step jump shift from the second gear to the fourth gear without causing torque loss or interlock. This shows that it is necessary to interpose a temporary third-speed shift stage between the shift stage and the fourth-speed shift stage that is the target shift stage.
本実施の形態では、順次変速〜4段飛び変速の全てのパターンのうち、仮変速段を1個介在させる必要がある場合が15回存在するが、仮変速段を2個以上介在させる必要がある場合、つまり多ステップ変速が必要となる場合は1回も存在しない。これは、単純フローのみを採用する従来のデュアルクラッチ式の変速機と同等である。 In the present embodiment, there are 15 cases where one temporary shift stage needs to be interposed among all the patterns of sequential shift to four-step jump shift, but two or more temporary shift stages need to be interposed. In some cases, that is, when a multi-step shift is required, there is no one time. This is equivalent to a conventional dual clutch transmission that employs only a simple flow.
一方、図20は、図40に示す従来例の変速機が順次変速、1段飛び変速、2段飛び変速、3段飛び変速および4段飛び変速する場合のステップ数を示すものである。この従来例では、順次変速〜4段飛び変速の全てのパターンのうち、仮変速段を2個以上介在させる必要がある多ステップ変速が11回も存在しており、多ステップ変速により変速応答性が低下する懸念がある。 On the other hand, FIG. 20 shows the number of steps when the conventional transmission shown in FIG. 40 performs a sequential shift, a one-step jump shift, a two-step jump shift, a three-step jump shift, and a four-step jump shift. In this conventional example, among all the patterns of sequential shifts to four-step jump shifts, there are 11 multi-step shifts that require two or more temporary shift steps, and the multi-step shifts provide shift response. There is a concern that will decrease.
以上のように、本実施の形態によれば、第1摩擦クラッチC1、第2摩擦クラッチC2および第3摩擦クラッチC3の3個の摩擦クラッチにより入力系統を3系統に増加してインターロックの発生を抑制したことと、現変速段と目標変速段とで同一摩擦クラッチが係合する確率を減らしたこととにより、多ステップ変速の発生を回避して変速応答性を高めるとともに、より少ないギヤ数で多くの変速段を作り出すことができる。 As described above, according to the present embodiment, the input system is increased to three systems by the three friction clutches of the first friction clutch C1, the second friction clutch C2, and the third friction clutch C3, thereby generating an interlock. And reducing the probability that the same friction clutch will be engaged at the current shift speed and the target shift speed, thereby avoiding the occurrence of multi-step shifts and improving the shift response and reducing the number of gears. Can produce many gears.
次に、図21に基づいて本発明の第2の実施の形態を説明する。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
第2の実施の形態は、第1の実施の形態の変速機Tにリバース変速段を追加したものである。 In the second embodiment, a reverse shift stage is added to the transmission T of the first embodiment.
変速機Tは、第2副出力軸Os2の反エンジンP側の軸端に相対回転自在に支持されたリバースドライブギヤGr1と、第1副出力軸Os1の反エンジンP側の軸端に固設されてリバースドライブギヤGr1に噛合するリバースドリブンギヤGr2とを備えており、リバースドライブギヤGr1は第9シンクロ装置Iを介して第2副出力軸Os2に結合可能である。 The transmission T is fixed to the reverse drive gear Gr1 that is rotatably supported by the shaft end of the second auxiliary output shaft Os2 on the side opposite to the engine P, and to the shaft end of the first auxiliary output shaft Os1 on the side opposite to the engine P. The reverse drive gear Gr2 meshes with the reverse drive gear Gr1, and the reverse drive gear Gr1 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 via the ninth synchronizer I.
第1の実施の形態の第1シンクロ装置Aおよび第5シンクロ装置Eは、それぞれ第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2の反エンジンP側の軸端に配置されているが、第2の実施の形態の第1シンクロ装置Aおよび第5シンクロ装置Eは、リバースドリブンギヤGr2およびリバースドライブギヤGr1との干渉を回避するため、それぞれ第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2のエンジンP側の軸端に配置されている。 The first synchronizer A and the fifth synchronizer E of the first embodiment are disposed at the shaft ends of the first sub output shaft Os1 and the second sub output shaft Os2 on the side opposite to the engine P, respectively. In the second embodiment, the first synchronizer A and the fifth synchronizer E of the first sub-output shaft Os1 and the second sub-output shaft Os2, respectively, in order to avoid interference with the reverse driven gear Gr2 and the reverse drive gear Gr1. It is arranged at the shaft end on the engine P side.
従って、リバース変速段の確立時には、第1摩擦クラッチC1が係合し、第6シンクロ装置Fおよび第9シンクロ装置Iが係合することで、エンジンPの駆動力は、第1摩擦クラッチC1→第1入力軸Im1→第1入力ギヤGi1→第5出力ギヤGo5→第6シンクロ装置F→第2副出力軸Os2→第9シンクロ装置I→リバースドライブギヤGr1→リバースドリブンギヤGr2→第1出力軸Om1→第1ファイナルドライブギヤGf1→ファイナルドリブンギヤGf→ディファレンシャルギヤGdの経路で逆回転となって駆動輪W,Wに伝達される。 Therefore, when the reverse gear is established, the first friction clutch C1 is engaged, and the sixth synchronizer F and the ninth synchronizer I are engaged, so that the driving force of the engine P is changed to the first friction clutch C1 → First input shaft Im1, first input gear Gi1, fifth output gear Go5, sixth synchronizer F, second auxiliary output shaft Os2, ninth synchronizer I, reverse drive gear Gr1, reverse drive gear Gr2, first output shaft The reverse rotation is transmitted along the path of Om1 → first final drive gear Gf1 → final driven gear Gf → differential gear Gd and transmitted to the drive wheels W and W.
次に、図22〜図38に基づいて本発明の第3の実施の形態を説明する。 Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
第1、第2の実施の形態では、第1入力軸Im1の外周に第2入力軸Im2を配置し、第2入力軸Im2の外周に第3入力軸Im3を配置しているが、第3の実施の形態では、図22および図23に示すように、第3入力軸Im3の外周に第1入力軸Im1を配置し、第1入力軸Im1の外周に第2入力軸Im2を配置している。 In the first and second embodiments, the second input shaft Im2 is disposed on the outer periphery of the first input shaft Im1, and the third input shaft Im3 is disposed on the outer periphery of the second input shaft Im2. In this embodiment, as shown in FIGS. 22 and 23, the first input shaft Im1 is arranged on the outer periphery of the third input shaft Im3, and the second input shaft Im2 is arranged on the outer periphery of the first input shaft Im1. Yes.
図22および図23に示すように、本実施の形態の前進11段のトリプルクラッチ式の変速機Tは、エンジンPに第3摩擦クラッチC3を介して接続された第3入力軸Im3と、第3入力軸Im3の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンPに第1摩擦クラッチC1を介して接続された第1入力軸Im1と、第1入力軸Im1の外周に相対回転自在に嵌合してエンジンPに第2摩擦クラッチC2を介して接続された第2入力軸Im2とを備える。第3入力軸Im3は最内周に配置され、第2入力軸Im2は最外周に配置され、第3入力軸Im3および第2入力軸Im2の中間に第1入力軸Im1が配置される。第1摩擦クラッチC1、第2摩擦クラッチC2および第3摩擦クラッチC3は、第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3の軸端とエンジンPとの間に一纏めにして配置される。 As shown in FIGS. 22 and 23, the eleven forward speed triple clutch transmission T of the present embodiment includes a third input shaft Im3 connected to the engine P via a third friction clutch C3, and a first input shaft Im3. The first input shaft Im1 connected to the outer periphery of the three input shaft Im3 so as to be relatively rotatable and connected to the engine P via the first friction clutch C1, and the outer periphery of the first input shaft Im1 to be relatively rotatable. And a second input shaft Im2 connected to the engine P via a second friction clutch C2. The third input shaft Im3 is disposed on the innermost periphery, the second input shaft Im2 is disposed on the outermost periphery, and the first input shaft Im1 is disposed between the third input shaft Im3 and the second input shaft Im2. The first friction clutch C1, the second friction clutch C2, and the third friction clutch C3 are collectively arranged between the shaft ends of the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3 and the engine P. Is done.
第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3に対して第1出力軸Om1および第2出力軸Om2が平行に配置されており、第1出力軸Om1の外周に第1副出力軸Os1が相対回転自在に嵌合するとともに、第2出力軸Om2の外周に第2副出力軸Os2が相対回転自在に嵌合する。 The first output shaft Om1 and the second output shaft Om2 are arranged in parallel to the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3, and the first sub shaft is arranged on the outer periphery of the first output shaft Om1. The output shaft Os1 is fitted so as to be relatively rotatable, and the second auxiliary output shaft Os2 is fitted to the outer periphery of the second output shaft Om2 so as to be relatively rotatable.
第1入力軸Im1に第1入力ギヤGi1が固設され、第2入力軸Im2に第2入力ギヤGi2が固設され、第3入力軸Im3に第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4が固設される。 The first input gear Gi1 is fixed to the first input shaft Im1, the second input gear Gi2 is fixed to the second input shaft Im2, and the third input gear Gi3 and the fourth input gear Gi4 are fixed to the third input shaft Im3. It is fixed.
第1入力ギヤGi1は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第1出力ギヤGo1と、第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第5出力ギヤGo5とに噛合し、第2入力ギヤGi2は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第2出力ギヤGo2と、第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第6出力ギヤGo6とに噛合し、第3入力ギヤGi3は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第3出力ギヤGo3に噛合し、第4入力ギヤGi4は、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持した第4出力ギヤGo4と第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持した第7出力ギヤGo7とに噛合する。 The first input gear Gi1 meshes with a first output gear Go1 supported relatively rotatably on the first sub-output shaft Os1 and a fifth output gear Go5 supported relatively rotatably on the second sub-output shaft Os2. The second input gear Gi2 meshes with the second output gear Go2 supported relatively rotatably on the first sub output shaft Os1 and the sixth output gear Go6 supported rotatably relative to the second sub output shaft Os2. The third input gear Gi3 meshes with the third output gear Go3 supported relative to the first auxiliary output shaft Os1, and the fourth input gear Gi4 is supported relative to the first auxiliary output shaft Os1. It meshes with the fourth output gear Go4 and the seventh output gear Go7 that is rotatably supported by the second auxiliary output shaft Os2.
第1出力軸Om1と第1副出力軸Os1とは、第1シンクロ装置Aにより結合可能であり、第1出力ギヤGo1は第2シンクロ装置Bを介して第1副出力軸Os1に結合可能であり、第2出力ギヤGo2は第3シンクロ装置Cを介して第1副出力軸Os1に結合可能であり、第3出力ギヤGo3および第4出力ギヤGo4は第4シンクロ装置D1,D2を介して第1副出力軸Os1に選択的に結合可能である。第4シンクロ装置D1,D2は、スリーブの右動により第3出力ギヤGo3を第1副出力軸Os1に結合し、スリーブの左動により第4出力ギヤGo4を第1副出力軸Os1に結合する。 The first output shaft Om1 and the first sub output shaft Os1 can be coupled by the first synchronizer A, and the first output gear Go1 can be coupled to the first sub output shaft Os1 via the second synchronizer B. Yes, the second output gear Go2 can be coupled to the first auxiliary output shaft Os1 via the third synchronizer C, and the third output gear Go3 and the fourth output gear Go4 can be coupled via the fourth synchronizers D1 and D2. The first auxiliary output shaft Os1 can be selectively coupled. The fourth synchronizers D1 and D2 couple the third output gear Go3 to the first sub output shaft Os1 by the right movement of the sleeve, and couple the fourth output gear Go4 to the first sub output shaft Os1 by the left movement of the sleeve. .
第2出力軸Om2と第2副出力軸Os2とは、第5シンクロ装置Eにより結合可能であり、第5出力ギヤGo5は第6シンクロ装置Fを介して第2副出力軸Os2に結合可能であり、第6出力ギヤGo6は第7シンクロ装置Gを介して第2副出力軸Os2に結合可能であり、第7出力ギヤGo7は第8シンクロ装置Hを介して第2副出力軸Os2に結合可能である。 The second output shaft Om2 and the second sub output shaft Os2 can be coupled by the fifth synchronizer E, and the fifth output gear Go5 can be coupled to the second sub output shaft Os2 via the sixth synchronizer F. Yes, the sixth output gear Go6 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 via the seventh synchronizer G, and the seventh output gear Go7 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 via the eighth synchronizer H. Is possible.
リバース変速段を確立するための構成は第2の実施の形態と異なっており、第1副出力軸Os1のエンジンP側の端部にリバースドライブギヤGr1が固設され、このリバースドライブギヤGr1に噛合するリバースドリブンギヤGr2が第2出力軸Om2のエンジンP側の端部(第2ファイナルドライブギヤGf2および第6出力ギヤGo6間)に相対回転自在に支持される。リバースドリブンギヤGr2を第2出力軸Om2に結合する第9シンクロ装置Iは、第2副出力軸Os2を第2出力軸Om2に結合する第5シンクロ装置Eと相互に対向するように配置される。第5シンクロ装置Eおよび第9シンクロ装置Iは共通のアクチュエータで駆動される共通のシフトフォークで作動するもので、スリーブの左動により第2副出力軸Os2を第2出力軸Om2に結合し、スリーブの右動によりリバースドリブンギヤGr2を第2出力軸Om2に結合する。 The configuration for establishing the reverse gear is different from that of the second embodiment, and a reverse drive gear Gr1 is fixed to the end of the first auxiliary output shaft Os1 on the engine P side, and the reverse drive gear Gr1 The meshed reverse driven gear Gr2 is supported on the end of the second output shaft Om2 on the engine P side (between the second final drive gear Gf2 and the sixth output gear Go6) so as to be relatively rotatable. The ninth synchronizer I that couples the reverse driven gear Gr2 to the second output shaft Om2 is disposed so as to face the fifth synchronizer E that couples the second auxiliary output shaft Os2 to the second output shaft Om2. The fifth synchronizer E and the ninth synchronizer I are operated by a common shift fork driven by a common actuator, and the second auxiliary output shaft Os2 is coupled to the second output shaft Om2 by the left movement of the sleeve. The reverse driven gear Gr2 is coupled to the second output shaft Om2 by the right movement of the sleeve.
第1出力軸Om1に固設した第1ファイナルドライブギヤGf1と、第2出力軸Om2に固設した第2ファイナルドライブギヤGf2とが、左右の駆動輪W,Wに駆動力を配分するディファレンシャルギヤGdのケースに固設したファイナルドリブンギヤGfに噛合する。 A differential gear in which a first final drive gear Gf1 fixed to the first output shaft Om1 and a second final drive gear Gf2 fixed to the second output shaft Om2 distribute driving force to the left and right drive wheels W, W. It meshes with a final driven gear Gf fixed to the case of Gd.
各入力ギヤの歯数および各出力ギヤの歯数は、図3で説明した第1の実施の形態と同じである。 The number of teeth of each input gear and the number of teeth of each output gear are the same as those in the first embodiment described with reference to FIG.
図24は第1摩擦クラッチC1〜第3摩擦クラッチC3および第1シンクロ装置A〜第9シンクロ装置Iの係合表であり、リバース変速段およびニュートラル変速段を含む各変速段で係合する摩擦クラッチおよびシンクロ装置が○印で示される。 FIG. 24 is an engagement table of the first friction clutch C1 to the third friction clutch C3 and the first synchronizer A to the ninth synchronizer I, and the friction engaged at each gear stage including the reverse gear stage and the neutral gear stage. The clutch and synchronizer are marked with a circle.
1速変速段〜11速変速段における順次アップシフトの過程の説明は、既に説明した第1の実施の形態と同じであるため、図25〜図34および図36にトルクフローだけを示すことで、重複する説明を省略する。 The description of the sequential upshift process in the first speed to the eleventh speed is the same as that in the first embodiment already described, and therefore only the torque flow is shown in FIGS. 25 to 34 and 36. The duplicated explanation is omitted.
上記構成を備えた第3の実施の形態によれば、既に説明した第1の実施の形態および第2の実施の形態と同様の作用効果を達成することが可能であるが、その骨格の相違により、以下のような更なる作用効果を達成することができる。 According to the third embodiment having the above-described configuration, it is possible to achieve the same operational effects as those of the first and second embodiments already described, but the difference in the skeleton thereof. Thus, the following further operational effects can be achieved.
図1に示す第1の実施の形態の変速機Tの骨格と、図22に示す本実施の形態の変速機Tの骨格とを比較すると明らかなように、第1の実施の形態では、最内周に配置された第1入力軸Im1に1個の入力ギヤ(第1入力ギヤGi1)が支持され、中間の第2入力軸Im2に1個の入力ギヤ(第2入力ギヤGi2)が支持され、最外周の第3入力軸Im3に2個の入力ギヤ(第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4)が支持されているため、必然的に第3入力軸Im3が長くなり、その第3入力軸Im3を外周に支持する第2入力軸Im2も長くなる。 As is apparent from a comparison between the skeleton of the transmission T according to the first embodiment shown in FIG. 1 and the skeleton of the transmission T according to this embodiment shown in FIG. One input gear (first input gear Gi1) is supported on the first input shaft Im1 arranged on the inner periphery, and one input gear (second input gear Gi2) is supported on the intermediate second input shaft Im2. Since the two input gears (the third input gear Gi3 and the fourth input gear Gi4) are supported on the outermost third input shaft Im3, the third input shaft Im3 inevitably becomes longer, The second input shaft Im2 that supports the three input shafts Im3 on the outer periphery also becomes longer.
その結果、最内周の最も細くて最も長い第1入力軸Im1が伝達する駆動力で曲げ変形したとき、第1入力軸Im1がその外周に嵌合する第2入力軸Im2と干渉したり、第2入力軸Im2がその外周に嵌合する第3入力軸Im3と干渉したりする可能性があり、これを防止するために第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3を太くすると、重量が増加したり寸法が大型化したりする問題がある。 As a result, when the first input shaft Im1 having the thinnest and longest innermost circumference is bent and deformed by the driving force transmitted, the first input shaft Im1 interferes with the second input shaft Im2 fitted to the outer circumference, In order to prevent the second input shaft Im2 from interfering with the third input shaft Im3 fitted on the outer periphery thereof, the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3 may be prevented. If the thickness is increased, there is a problem that the weight increases or the size increases.
一方、本実施の形態では、最内周に配置された第3入力軸Im3に2個の入力ギヤ(第3入力ギヤGi3および第4入力ギヤGi4)が支持され、中間の第1入力軸Im1に1個の入力ギヤ(第1入力ギヤGi1)が支持され、最外周の第2入力軸Im2に1個の入力ギヤ(第2入力ギヤGi2)が支持されているため、必然的に第2入力軸Im2が短くなり、その第2入力軸Im2を外周に支持する第1入力軸Im1も短くなる。 On the other hand, in the present embodiment, two input gears (third input gear Gi3 and fourth input gear Gi4) are supported on the third input shaft Im3 arranged on the innermost periphery, and the intermediate first input shaft Im1. Since one input gear (first input gear Gi1) is supported on the outer periphery and one input gear (second input gear Gi2) is supported on the outermost second input shaft Im2, the second input inevitably becomes the second. The input shaft Im2 is shortened, and the first input shaft Im1 that supports the second input shaft Im2 on the outer periphery is also shortened.
その結果、最内周の最も細くて最も長い第3入力軸Im3が伝達する駆動力で曲げ変形したとき、第3入力軸Im3が第1入力軸Im1と干渉したり、第1入力軸Im1が第2入力軸Im2と干渉したりすることが回避され、その分だけ第1入力軸Im1、第2入力軸Im2および第3入力軸Im3を細くして重量の軽減および寸法の小型化を図ることができる。 As a result, when the third input shaft Im3 having the thinnest and longest innermost circumference is bent and deformed by the driving force transmitted, the third input shaft Im3 interferes with the first input shaft Im1, or the first input shaft Im1 Interference with the second input shaft Im2 is avoided, and the first input shaft Im1, the second input shaft Im2, and the third input shaft Im3 are reduced by that amount to reduce weight and size. Can do.
図37は、比較例である第2の実施の形態の(図21参照)アクチュエータおよびシフトフォークの配置を示すものである。比較例は第1シンクロ装置A〜第9シンクロ装置Iの合計10個のシンクロ装置を備えている。第4シンクロ装置D1,D2は、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、1個のアクチュエータAdで作動する1個のシフトフォークFdで駆動される両振り式である。 FIG. 37 shows the arrangement of the actuators and shift forks of the second embodiment (see FIG. 21) as a comparative example. The comparative example includes a total of ten sync devices, ie, the first sync device A to the ninth sync device I. Since the fourth synchronizers D1 and D2 are not engaged at the same time and the moving directions of the sleeves when engaged are opposite to each other, one shift fork that operates with one actuator Ad This is a swing type driven by Fd.
第2シンクロ装置Bおよび第6シンクロ装置Fは第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2に振り分けて配置されるが、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、1個のアクチュエータAbfで作動する2個のシフトフォークFb,Ffで駆動される並列両振り式である。同様に、第3シンクロ装置Cおよび第7シンクロ装置Gは第1副出力軸Os1および第2副出力軸Os2に振り分けて配置されるが、両方が同時に係合することがなく、かつ係合時のスリーブの移動方向が相互に逆方向であるため、1個のアクチュエータAcgで作動する2個のシフトフォークFc,Fgで駆動される並列両振り式である。 The second synchronizer B and the sixth synchronizer F are allocated to the first sub-output shaft Os1 and the second sub-output shaft Os2, but they are not engaged at the same time, and the sleeve at the time of engagement is not Since the moving directions are opposite to each other, it is a parallel swing type driven by two shift forks Fb and Ff operated by one actuator Abf. Similarly, the third synchronizer C and the seventh synchronizer G are allocated to the first sub-output shaft Os1 and the second sub-output shaft Os2, but they are not engaged at the same time, and when engaged. Since the moving directions of the sleeves are opposite to each other, it is a parallel swing type driven by two shift forks Fc and Fg operated by one actuator Acg.
残りの第1シンクロ装置A、第5シンクロ装置E、第8シンクロ装置Hおよび第9シンクロ装置Iは、それぞれ1個のアクチュエータAa,Ae,Ah,Aiで作動する1個のシフトフォークFa,Fe,Fh,Fiで駆動される片振り式である。従って、比較例は、両振り式のアクチュエータAdが1個、並列両振り式のアクチュエータAbf,Acgが2個、片振り式のアクチュエータAa,Ae,Ah,Aiが4個で、合計7個のアクチュエータを必要としている。 The remaining first synchronizer A, fifth synchronizer E, eighth synchronizer H and ninth synchronizer I are each provided with one shift fork Fa, Fe operated by one actuator Aa, Ae, Ah, Ai. , Fh, Fi. Therefore, in the comparative example, there are one swing-type actuator Ad, two parallel swing-type actuators Abf, Acg, and four swing-type actuators Aa, Ae, Ah, Ai, a total of seven. Need an actuator.
一方、図38は、第3の実施の形態のアクチュエータおよびシフトフォークの配置を示すものである。第3の実施の形態も比較例と同様に第1シンクロ装置A〜第9シンクロ装置Iの合計10個のシンクロ装置を備えている。そして第4シンクロ装置D1,D2が1個のアクチュエータAdで作動する1個のシフトフォークFdで駆動される両振り式であり、第5シンクロ装置Eおよび第9シンクロ装置Iが1個のアクチュエータAeiで作動する1個のシフトフォークFeiで駆動される両振り式であり、第2シンクロ装置Bおよび第6シンクロ装置Fが1個のアクチュエータAbfで作動する2個のシフトフォークFb,Ffで駆動される並列両振り式であり、第3シンクロ装置Cおよび第7シンクロ装置Gが1個のアクチュエータAcgで作動する2個のシフトフォークFc,Fgで駆動される並列両振り式であり、残りの第1シンクロ装置Aおよび第8シンクロ装置Hが、それぞれ1個のアクチュエータAa,Ahで作動する1個のシフトフォークFa,Fhで駆動される片振り式である。 On the other hand, FIG. 38 shows the arrangement of the actuator and shift fork of the third embodiment. Similarly to the comparative example, the third embodiment also includes a total of ten sync devices, the first sync device A to the ninth sync device I. The fourth synchronizer D1, D2 is a double swing type driven by one shift fork Fd operated by one actuator Ad, and the fifth synchronizer E and the ninth synchronizer I are one actuator Aei. The second synchro device B and the sixth synchro device F are driven by two shift forks Fb and Ff operated by one actuator Abf. that parallel a Reversed type, two shift forks Fc third synchronizer C and seventh synchronizer G is operated by one actuator ACG, a parallel Reversed expression driven by Fg, rest The first synchronizer A and the eighth synchronizer H are operated by one actuator Aa, Ah, respectively, and one shift fork Fa, F In a pulsating type to be driven.
従って、第3の実施の形態は、両振り式のアクチュエータAd,Aeiが2個、並列両振り式のアクチュエータAbf,Acgが2個、片振り式のアクチュエータAa,Ahが2個で、合計6個のアクチュエータを必要としており、比較例に比べてアクチュエータの数が1個減少している。 Therefore, in the third embodiment, two swing-type actuators Ad and Aei, two parallel swing-type actuators Abf and Acg, and two swing-type actuators Aa and Ah, two in total. One actuator is required, and the number of actuators is reduced by one compared to the comparative example.
アクチュエータの数が1個減少した理由は、第5シンクロ装置Eおよび第9シンクロ装置Iを、1個のアクチュエータAeiで作動する1個のシフトフォークFeiで駆動される両振り式としたことにある。 The reason for the decrease in the number of actuators is that the fifth synchronizer E and the ninth synchronizer I are of the double swing type driven by one shift fork Fei that is operated by one actuator Aei. .
即ち、リバースドリブンギヤGr2を第2出力軸Om2に結合する第9シンクロ装置Iと、第2副出力軸Os2を第2出力軸Om2に結合する第5シンクロ装置Eとは相互に対向するように配置され、かつ図24の係合表から明らかなように、第9シンクロ装置Iおよび第5シンクロ装置Eは両方が同時に係合することがないため、第9シンクロ装置Iおよび第5シンクロ装置Eを共通のアクチュエータAeiで作動させることが可能となり、アクチュエータの数の削減が達成される。 That is, the ninth synchronizer I that couples the reverse driven gear Gr2 to the second output shaft Om2 and the fifth synchronizer E that couples the second auxiliary output shaft Os2 to the second output shaft Om2 are arranged to face each other. As is apparent from the engagement table of FIG. 24, since the ninth sync device I and the fifth sync device E are not engaged at the same time, the ninth sync device I and the fifth sync device E are It is possible to operate with a common actuator Aei, and a reduction in the number of actuators is achieved.
また雪路における発進時に駆動輪がスリップしたような場合、シフトレンジをDレンジおよびRレンジ間で交互に切り換えて脱出を図る場合があるが、このような場合にDレンジおよびRレンジ間の切り換えに時間が掛かることは望ましくない。 If the drive wheel slips when starting on a snowy road, the shift range may be switched alternately between the D range and the R range to escape, but in such a case, switching between the D range and the R range may occur. It is not desirable to take a long time.
図21に示す第2の実施の形態でRレンジからDレンジに切り換える場合には、Rレンジで第1摩擦クラッチC1が係合し、第6シンクロ装置Fおよび第9シンクロ装置Iが係合した状態から、第1摩擦クラッチC1を係合解除し、第1シンクロ装置A、第4シンクロ装置D1(左動側)および第8シンクロ装置Hを係合し、かつ第9シンクロ装置Iを係合解除してNレンジにプリシフトした後に、第1摩擦クラッチC1を係合してDレンジ(1速変速段)を確立する。この場合、RレンジからNレンジに移行する過程で第1シンクロ装置A、第4シンクロ装置D1(左動側)および第8シンクロ装置Hが係合する必要があるため、その過程で時間が掛かってDレンジの確立が遅れる可能性がある。 When switching from the R range to the D range in the second embodiment shown in FIG. 21, the first friction clutch C1 is engaged and the sixth synchronizer F and the ninth synchronizer I are engaged in the R range. From the state, the first friction clutch C1 is disengaged, the first synchronizer A, the fourth synchronizer D1 (left movement side) and the eighth synchronizer H are engaged, and the ninth synchronizer I is engaged. After releasing and pre-shifting to the N range, the first friction clutch C1 is engaged to establish the D range (first gear). In this case, since the first synchronizer A, the fourth synchronizer D1 (left movement side), and the eighth synchronizer H need to be engaged in the process of shifting from the R range to the N range, this process takes time. The establishment of the D range may be delayed.
それに対して、本実施の形態でRレンジからDレンジに切り換える場合には、図24の係合表に示すように、Rレンジで第1摩擦クラッチC1が係合し、第4シンクロ装置D1(右動側)、第6シンクロ装置F、第8シンクロ装置Hおよび第9シンクロ装置Iが係合した状態から(図35(A)参照)、第1摩擦クラッチC1を係合解除し、第1シンクロ装置Aを係合し、かつ第9シンクロ装置Iを係合解除してNレンジにプリシフトした後に(図35(B)参照)、第1摩擦クラッチC1を係合してDレンジ(1速変速段)を確立する(図35(C)参照)。 On the other hand, when switching from the R range to the D range in the present embodiment, as shown in the engagement table of FIG. 24, the first friction clutch C1 is engaged in the R range, and the fourth synchronizer D1 ( From the state in which the sixth synchronization device F, the eighth synchronization device H, and the ninth synchronization device I are engaged (see FIG. 35A), the first friction clutch C1 is disengaged, After engaging the synchronizer A and disengaging the ninth synchronizer I and pre-shifting to the N range (see FIG. 35B), the first friction clutch C1 is engaged and the D range (first speed) (Shift stage) is established (see FIG. 35C).
この場合、RレンジからNレンジに移行する過程で新たに係合するシンクロ装置は第1シンクロ装置Aだけであるため、新たに係合するシンクロ装置の数が第2の実施の形態の3個(第1シンクロ装置A、第4シンクロ装置D1(左動側)および第8シンクロ装置H)から1個(第1シンクロ装置A)に減少し、その分だけDレンジを速やかに確立することができる。 In this case, since only the first sync device A is engaged in the process of shifting from the R range to the N range, the number of the newly engaged sync devices is three in the second embodiment. (The first sync device A, the fourth sync device D1 (left moving side), and the eighth sync device H) are reduced to one (first sync device A), and the D range can be quickly established accordingly. it can.
尚、DレンジからRレンジに切り換える場合に新たに係合するシンクロ装置は、第2の実施の形態および第3の実施の形態の両方共、第9シンクロ装置Iの1個だけであり、両者ともRレンジ(リバース変速段)は速やかに確立する。 Note that the synchronization device newly engaged when switching from the D range to the R range is only one of the ninth synchronization devices I in both the second embodiment and the third embodiment. In both cases, the R range (reverse gear position) is quickly established.
図1(第1の実施の形態)および図22(第3の実施の形態)を比較すると明らかなように、第3の実施の形態のギヤの配列は、第1の実施の形態のギヤの配列を組み換えたものに相当する。具体的には、第1の実施の形態の第1入力ギヤGi1、第2入力ギヤGi2、第1出力ギヤGo1、第2出力ギヤGo2、第5出力ギヤGo5および第6出力ギヤGo6は、第3の実施の形態でそのまま図中で右側に移動している。また第1の実施の形態の第3入力ギヤGi3、第4入力ギヤGi4、第3出力ギヤGo3、第4出力ギヤGo4および第7出力ギヤGo7は、第3の実施の形態で図中で左右が反転して左側に移動している。即ち、第1の実施の形態では、第3入力ギヤGi3および第3出力ギヤGo3が左側にあり、第4入力ギヤGi4、第4出力ギヤGo4および第7出力ギヤGo7が右側にあるのに対し、第3の実施の形態では、第3入力ギヤGi3および第3出力ギヤGo3が右側にあり、第4入力ギヤGi4、第4出力ギヤGo4および第7出力ギヤGo7が左側にある。 As is clear from a comparison between FIG. 1 (first embodiment) and FIG. 22 (third embodiment), the gear arrangement of the third embodiment is the same as that of the gear of the first embodiment. Corresponds to a sequence recombination Specifically, the first input gear Gi1, the second input gear Gi2, the first output gear Go1, the second output gear Go2, the fifth output gear Go5, and the sixth output gear Go6 of the first embodiment are In the third embodiment, it moves to the right side in the figure as it is. In addition, the third input gear Gi3, the fourth input gear Gi4, the third output gear Go3, the fourth output gear Go4, and the seventh output gear Go7 of the first embodiment are illustrated as left and right in the drawing in the third embodiment. Is reversed and moved to the left. That is, in the first embodiment, the third input gear Gi3 and the third output gear Go3 are on the left side, while the fourth input gear Gi4, the fourth output gear Go4, and the seventh output gear Go7 are on the right side. In the third embodiment, the third input gear Gi3 and the third output gear Go3 are on the right side, and the fourth input gear Gi4, the fourth output gear Go4, and the seventh output gear Go7 are on the left side.
しかしながら、図3に示す各ギヤの歯数は両実施の形態で同じであり、かつ図5に示す各シンクロ装置および各摩擦クラッチの係合状態も両実施の形態で同じであるため、図4に示す各変速段のレシオも両実施の形態で同じになり、第3の実施の形態は、ギヤの配列の組み換えにより支障が生じることはない。また第3の実施の形態は、第1の実施の形態と同様に、隣接する変速段間でクラッチtoクラッチ変速が全て可能であるばかりか、飛び変速時の多ステップ現象を最小限に抑えることが可能である(図19参照)。 However, the number of teeth of each gear shown in FIG. 3 is the same in both embodiments, and the engagement state of each synchro device and each friction clutch shown in FIG. 5 is also the same in both embodiments. The ratios of the respective gear stages shown in FIG. 6 are the same in both embodiments, and the third embodiment does not cause any trouble due to the rearrangement of the gear arrangement. In the third embodiment, as well as the first embodiment, not only clutch-to-clutch shift can be performed between adjacent shift stages, but also the multi-step phenomenon at the time of jump shift is minimized. Is possible (see FIG. 19).
以上のように、第3の実施の形態によれば、第1の実施の形態の利点をそのまま維持しながら、ギヤの配列の組み換えにより、最外周の第2入力軸Im2の長さを短縮して変速機Tの軸方向寸法を小型化し、必要なシンクロ装置の数を7個から6個に削減し、リバース変速段→1速変速段の切り替えを速やかに行うことができる。 As described above, according to the third embodiment, the length of the outermost second input shaft Im2 is shortened by rearranging the gear arrangement while maintaining the advantages of the first embodiment. Thus, the axial dimension of the transmission T can be reduced, and the number of required synchronization devices can be reduced from seven to six, so that the reverse gear can be switched quickly to the first gear.
次に、図39に基づいて本発明の第4の実施の形態を説明する。 Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
第4の実施の形態は、図22に示す第3の実施の形態に3個のギヤおよび2個のシンクロ装置を追加することで、前進変速段の数を第3の実施の形態の11段から15段に増加させたものである。 In the fourth embodiment, three gears and two synchronizers are added to the third embodiment shown in FIG. 22, so that the number of forward shift speeds is the 11th speed in the third embodiment. Is increased to 15 steps.
追加される3個のギヤは、第1入力軸Im1に固設された第5入力ギヤGi5と、第1副出力軸Os1に相対回転自在に支持された第8出力ギヤGo8と、第2副出力軸Os2に相対回転自在に支持された第9出力ギヤGo9とであり、第8出力ギヤGo8は追加された第10シンクロ装置Jで第1副出力軸Os1に結合可能であり、第9出力ギヤGo9は追加された第11シンクロ装置Kで第2副出力軸Os2に結合可能である。 The three additional gears include a fifth input gear Gi5 fixed to the first input shaft Im1, an eighth output gear Go8 supported by the first auxiliary output shaft Os1 so as to be relatively rotatable, and a second auxiliary gear. A ninth output gear Go9 that is rotatably supported on the output shaft Os2, and the eighth output gear Go8 can be coupled to the first sub output shaft Os1 by the added tenth synchronizer J. The gear Go9 can be coupled to the second auxiliary output shaft Os2 by the added eleventh synchronizer K.
本実施の形態によれば、第3の実施の形態の作用効果をそのまま達成しながら、3個のギヤおよび2個のシンクロ装置を追加するだけで前進変速段の数を15段に増加させることができる。 According to the present embodiment, the number of forward shift stages can be increased to 15 by simply adding three gears and two synchronizers while achieving the operational effects of the third embodiment as they are. Can do.
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。 The embodiments of the present invention have been described above, but various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
例えば、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンPに限定されず、モータ・ジェネレータのような他の任意の駆動源であっても良い。 For example, the drive source of the present invention is not limited to the engine P of the embodiment, and may be any other drive source such as a motor / generator.
C1 第1摩擦クラッチ(第1摩擦係合装置)
C2 第2摩擦クラッチ(第2摩擦係合装置)
C3 第3摩擦クラッチ(第3摩擦係合装置)
Im1 第1入力軸
Im2 第2入力軸
Im3 第3入力軸
Om1 第1出力軸
Om2 第2出力軸
Os1 第1副出力軸
Os2 第2副出力軸
P エンジン(駆動源)
A 第1シンクロ装置(第1噛合係合装置)
B 第2シンクロ装置(第2噛合係合装置)
C 第3シンクロ装置(第3噛合係合装置)
D1 第4シンクロ装置(第4噛合係合装置)
D2 第4シンクロ装置(第4噛合係合装置)
E 第5シンクロ装置(第5噛合係合装置)
Fei シフトフォーク
F 第6シンクロ装置(第6噛合係合装置)
G 第7シンクロ装置(第7噛合係合装置)
H 第8シンクロ装置(第8噛合係合装置)
I 第9シンクロ装置(第9噛合係合装置)
Gi1 第1入力ギヤ
Gi2 第2入力ギヤ
Gi3 第3入力ギヤ
Gi4 第4入力ギヤ
Go1 第1出力ギヤ
Go2 第2出力ギヤ
Go3 第3出力ギヤ
Go4 第4出力ギヤ
Go5 第5出力ギヤ
Go6 第6出力ギヤ
Go7 第7出力ギヤ
Gf1 第1ファイナルドライブギヤ
Gf2 第2ファイナルドライブギヤ
Gr1 リバースドライブギヤ
Gr2 リバースドリブンギヤ
Gd ディファレンシャルギヤ
C1 first friction clutch (first friction engagement device)
C2 second friction clutch (second friction engagement device)
C3 Third friction clutch (third friction engagement device)
Im1 First input shaft Im2 Second input shaft Im3 Third input shaft Om1 First output shaft Om2 Second output shaft Os1 First sub output shaft Os2 Second sub output shaft P Engine (drive source)
A 1st synchronizing device (1st meshing engagement device)
B Second synchro device (second meshing engagement device)
C Third synchronizer (third engagement device)
D1 4th synchronization device (4th meshing engagement device)
D2 Fourth synchronization device (fourth meshing engagement device)
E Fifth synchronization device (fifth engagement device)
Fei shift fork F sixth synchronizer (sixth engagement device)
G 7th synchronizer (seventh engagement device)
H 8th synchronization device (8th mesh engagement device)
I 9th synchronization device (9th meshing engagement device)
Gi1 1st input gear Gi2 2nd input gear Gi3 3rd input gear Gi4 4th input gear Go1 1st output gear Go2 2nd output gear Go3 3rd output gear Go4 4th output gear Go5 5th output gear Go6 6th output gear Go7 7th output gear Gf1 1st final drive gear Gf2 2nd final drive gear Gr1 Reverse drive gear Gr2 Reverse driven gear
Gd differential gear
Claims (6)
前記第1入力軸(Im1)を駆動源(P)に接続する第1摩擦係合装置(C1)と、
前記第2入力軸(Im2)を前記駆動源(P)に接続する第2摩擦係合装置(C2)と、
前記第3入力軸(Im3)を前記駆動源(P)に接続する第3摩擦係合装置(C3)と、
前記第1入力軸(Im1)に固設された第1入力ギヤ(Gi1)と、
前記第2入力軸(Im2)に固設された第2入力ギヤ(Gi2)と、
前記第3入力軸(Im3)に固設された第3、第4入力ギヤ(Gi3,Gi4)と、
前記第1入力軸(Im1)と平行に配置された第1出力軸(Om1)および第2出力軸(Om2)と、
前記第1出力軸(Om1)の外周に同軸に配置されて第1噛合係合装置(A)を介して該第1出力軸(Om1)に結合可能な第1副出力軸(Os1)と、
前記第2出力軸(Om2)の外周に同軸に配置されて第5噛合係合装置(E)を介して該第2出力軸(Om2)に結合可能な第2副出力軸(Os2)と、
前記第1副出力軸(Os1)に相対回転自在に支持されて第2噛合係合装置(B)を介して該第1副出力軸(Os1)に結合可能な第1出力ギヤ(Go1)と、
前記第1副出力軸(Os1)に相対回転自在に支持されて第3噛合係合装置(C)を介して該第1副出力軸(Os1)に結合可能な第2出力ギヤ(Go2)と、
前記第1副出力軸(Os1)に相対回転自在に支持されて第4噛合係合装置(D1,D2)を介して該第1副出力軸(Os1)に選択的に結合可能な第3,第4出力ギヤ(Go3,Go4)と、
前記第2副出力軸(Os2)に相対回転自在に支持されて第6噛合係合装置(F)を介して該第2副出力軸(Os2)に結合可能な第5出力ギヤ(Go5)と、
前記第2副出力軸(Os2)に相対回転自在に支持されて第7噛合係合装置(G)を介して該第2副出力軸(Os2)に結合可能な第6出力ギヤ(Go6)と、
前記第2副出力軸(Os2)に相対回転自在に支持されて第8噛合係合装置(H)を介して該第2副出力軸(Os2)に選択的に結合可能な第7出力ギヤ(Go7)と、
前記第1出力軸(Om1)に固設された第1ファイナルドライブギヤ(Gf1)と、
前記第2出力軸(Om2)に固設された第2ファイナルドライブギヤ(Gf2)とを備え、
前記第1入力ギヤ(Gi1)は前記第1出力ギヤ(Go1)および前記第5出力ギヤ(Go5)に噛合し、前記第2入力ギヤ(Gi2)は前記第2出力ギヤ(Go2)および前記第6出力ギヤ(Go6)に噛合し、前記第3入力ギヤ(Gi3)は前記第3出力ギヤ(Go3)に噛合し、前記第4入力ギヤ(Gi4)は前記第4出力ギヤ(Go4)および前記第7出力ギヤ(Go7)に噛合し、
前記第1〜第3摩擦係合装置(C1〜C3)および前記第1〜第8噛合係合装置(A〜H)の選択的係合により複数の変速段を確立し、前記駆動源(P)の駆動力を前記第1ファイナルドライブギヤ(Gf1)または前記第2ファイナルドライブギヤ(Gf2)の何れか一方からディファレンシャルギヤ(Gd)に伝達することを特徴とする変速機。 A first input shaft (Im1), a second input shaft (Im2), and a third input shaft (Im3) that are arranged coaxially so that at least a part thereof overlaps;
A first friction engagement device (C1) for connecting the first input shaft (Im1) to a drive source (P);
A second friction engagement device (C2) for connecting the second input shaft (Im2) to the drive source (P);
A third friction engagement device (C3) for connecting the third input shaft (Im3) to the drive source (P);
A first input gear (Gi1) fixed to the first input shaft (Im1);
A second input gear (Gi2) fixed to the second input shaft (Im2);
Third and fourth input gears (Gi3, Gi4) fixed to the third input shaft (Im3);
A first output shaft (Om1) and a second output shaft (Om2) disposed in parallel with the first input shaft (Im1);
A first auxiliary output shaft (Os1) that is coaxially disposed on the outer periphery of the first output shaft (Om1) and can be coupled to the first output shaft (Om1) via the first meshing engagement device (A);
A second auxiliary output shaft (Os2) that is coaxially disposed on the outer periphery of the second output shaft (Om2) and can be coupled to the second output shaft (Om2) via a fifth meshing engagement device (E);
A first output gear (Go1) supported relative to the first sub-output shaft (Os1) so as to be relatively rotatable and coupled to the first sub-output shaft (Os1) via a second meshing engagement device (B); ,
A second output gear (Go2) supported relative to the first sub-output shaft (Os1) and coupled to the first sub-output shaft (Os1) via a third meshing engagement device (C); ,
The third auxiliary output shaft (Os1) is supported by the first auxiliary output shaft (Os1) so as to be relatively rotatable, and can be selectively coupled to the first auxiliary output shaft (Os1) via a fourth meshing engagement device (D1, D2). A fourth output gear (Go3, Go4);
A fifth output gear (Go5) supported by the second sub-output shaft (Os2) so as to be relatively rotatable and coupled to the second sub-output shaft (Os2) via a sixth meshing engagement device (F); ,
A sixth output gear (Go6) supported by the second secondary output shaft (Os2) so as to be relatively rotatable and coupled to the second secondary output shaft (Os2) via a seventh meshing engagement device (G); ,
A seventh output gear (supported by the second sub output shaft (Os2)) so as to be relatively rotatable and selectively connectable to the second sub output shaft (Os2) via the eighth meshing engagement device (H). Go7)
A first final drive gear (Gf1) fixed to the first output shaft (Om1);
A second final drive gear (Gf2) fixed to the second output shaft (Om2),
The first input gear (Gi1) meshes with the first output gear (Go1) and the fifth output gear (Go5), and the second input gear (Gi2) is the second output gear (Go2) and the second output gear (Go2). The third input gear (Gi3) is engaged with the third output gear (Go3), the fourth input gear (Gi4) is engaged with the fourth output gear (Go4) and the fourth output gear (Go4). Meshed with the 7th output gear (Go7),
A plurality of shift stages are established by selective engagement of the first to third friction engagement devices (C1 to C3) and the first to eighth engagement engagement devices (A to H), and the drive source (P transmission, wherein the transmitting from either the differential gear (Gd) of the first final drive gear (Gf1) or the second final drive gear (Gf2) the driving force).
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