JP2009293762A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents

Abstract

【課題】前進８段の多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。
【解決手段】入力軸１０と出力軸１２と第１、第２遊星歯車組１４、１６と、入力メンバー４０、出力メンバー４８、固定メンバー４２を有する第１減速遊星歯車組１８と、第２減速歯車１９とを備え、入力軸１０は第１キャリア２８と連結されるとともに互いに一体的に連結された入力メンバー４０および第２リングギヤ３２と連結可能であり、出力軸１２は第２キャリア３８と連結可能であるとともに出力メンバー４８と第２減速歯車１９を介して連結可能であり、第１サンギヤ２０と固定メンバー４２とは一体的に連結されるとともに静止部６４に固定可能であり、第１リングギヤ２２は第２サンギヤ３０と一体的に連結され、第２遊星歯車組１６を一体にするクラッチ６６を備えた。
【選択図】図１

Description

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

車両用自動変速機に用いる遊星歯車列としては、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進８段の多段変速が可能なものが実用化されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、１組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、６個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、６個の摩擦要素のうち常に２個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進８段の変速比を得ている。（特許文献１を参照）。

しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進８段の自動車用として好ましい変速比を得るために、２セットのダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある一方、６個の摩擦要素のうち常に４個が遊転しているため、遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きくなり、前述の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
特許第３７７７９２９号

解決しようとする問題点は、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を２セット必要とするとともに、常に４個の摩擦要素が遊転しているため、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、ダブルピニオン型遊星歯車は１セット以下、すなわち１セットか無しで残りはシングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善することが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。

本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、出力軸と、入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有する第１遊星歯車組と、第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有する第２遊星歯車組と、入力メンバー、出力メンバー、固定メンバーを有する第１減速遊星歯車組と、第２減速歯車とを備え、入力軸は第１キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された入力メンバーおよび第２リングギヤと連結可能であり、出力軸は第２キャリアと連結可能であるとともに出力メンバーと第２減速歯車を介して連結可能であり、第１サンギヤと固定メンバーとは一体的に連結されるとともに静止部に固定可能であり、第１リングギヤは第２サンギヤと一体的に連結され、第２遊星歯車組１６を一体にするクラッチを備えた。

本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、ダブルピニオン型遊星歯車を１セット以下に抑えて、動力伝達効率の高いシングルピニオン型等を用いて自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、常に遊転している摩擦要素の数を２個と従来例より２個少なくできるので、燃費と発熱の改善が期待できる。

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

図１は、本発明の実施例１の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図１に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン１からトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸１０および出力軸１２が、エンジン１の出力軸１ａと同じ軸上にあり、出力軸１２は図示しない駆動輪を駆動する。

歯車列を構成する第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６と第３遊星歯車組１８と第４遊星歯車組１９とは、いずれも一般的にシングルピニオン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第１遊星歯車組１４は、第１サンギヤ２０と、第１リングギヤ２２と、第１リングギヤ２２および第１サンギヤ２０に噛み合った複数の第１ピニオン２４と、第１ピニオン２４を回転自在に軸支する第１キャリア２８といった回転メンバーで構成されている。

同様に、第２遊星歯車組１６は、第２サンギヤ３０、第２リングギヤ３２、複数の第２ピニオン３４、第２キャリア３８といった回転メンバーで構成されており、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、複数の第３ピニオン４４、第３キャリア４８といった回転メンバーで構成されており、第４遊星歯車組１９は、第４サンギヤ５０、第４リングギヤ５２、複数の第４ピニオン５４、第４キャリア５８といった回転メンバーで構成されている。

続いて、第１遊星歯車組１４と、第２遊星歯車組１６と、第３遊星歯車組１８と、第４遊星歯車組１９の連結関係につき、以下に説明する。
入力軸１０は、第１キャリア２８と連結されるとともに、第１クラッチ６０を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

第１サンギヤ２０は、第３リングギヤ４２と一体的に連結されるとともに、第１ブレーキ６２により変速機のケース（静止部）６４に固定可能である。
第１リングギヤ２２は、第２サンギヤ３０と連結されるとともに、第２クラッチ６６を介して互いに連結された第２リングギヤ３２および第３サンギヤ４０と連結可能である。

なお、第２クラッチ６６を締結すると第２サンギヤ３０と第２リングギヤ３２が連結されるため、第２遊星歯車組１６は一体になる（第２遊星歯車組１６の回転メンバが一体となって回転可能となる）。
第３キャリア４８は、第４サンギヤ５０と連結されている。
第４リングギヤ５２は、第２ブレーキ７０により変速機のケース６４に固定可能である。
出力軸１２は、第４キャリア５８と連結されるとともに、第３クラッチ６８を介して第２キャリア３８と連結可能である。

ここで、第３遊星歯車組１８は本発明の第１減速遊星歯車組を構成し、第３サンギヤ４０が本発明の入力メンバーを、第３キャリア４８が本発明の出力メンバーを、第３リングギヤ４２が本発明の固定メンバーを、それぞれ構成する。
また、第４遊星歯車組１９が本発明の第２減速歯車を構成する。
すなわち、第２ブレーキ７０の締結により第４リングギヤ５２をケース６４に固定すると、第４サンギヤ５０への入力を出力軸１２へ減速して出力することができる。

つぎに、図１に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図２に示した作動表を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼ぶ。
図２の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキといった摩擦要素が割り当ててあり、Ｃ−１は第１クラッチ６０を、Ｂ−１は第１ブレーキ６２をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各摩擦要素の符号との関係は、図１に記してある。

作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「Ｐ」「Ｒ」「Ｎ」「Ｄ」「Ｌ」などのレンジのうち「Ｄレンジ」「Ｒレンジ」を取り上げて、Ｄレンジは前進第１速（１ｓｔ）乃至第８速（８ｔｈ）の、Ｒレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
図２の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を、それぞれ表す。

ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、リングギヤの歯数（Ｚｒ）に対するサンギヤの歯数（Ｚｓ）の比（Ｚｓ／Ｚｒ）をαで表現し、第１遊星歯車組１４ではα１、第２遊星歯車組１６ではα２、第３遊星歯車組１８ではα３、第４遊星歯車組１９にあってはα４として説明する。

ここでは、各変速比の計算に用いるそれぞれの歯数比を、α１を０．６０、α２を０．６０、α３を０．６０、α４を０．５５とした場合について例示する。
なお、変速比は入力軸１０の回転速度と出力軸１２の回転速度の比（入力軸１０の回転速度／出力軸１２の回転速度）で表す。
また、計算式を簡素化するため、α１・α２（１＋α３）／（１＋α２）をＡとして説明する。
上記した歯数比においては、Ａが０．３６０になる。

はじめに、前進第１速（１ｓｔ）の駆動は、図２に示した作動表に見るように、第１クラッチ６０（Ｃ−１）、第１ブレーキ６２（Ｂ−１）、第２ブレーキ７０（Ｂ−２）の締結で行われる。
以降の変速で第２ブレーキ７０の締結は第５速まで維持される。
第１速の変速比は、（１＋α３）（１＋α４）／（α３・α４）になり、上記の値に設定した歯数比においては７．５１５である。

つぎに、第２速（２ｎｄ）への変速は、第１速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第２クラッチ６６（Ｃ−２）を締結することで行われる。
第２速の変速比は、（１＋α３）（１＋α４）／｛α３・α４（１＋α１）｝になり、上記した歯数比においては４．６９７である。

つぎに、第３速（３ｒｄ）への変速は、第２速での第１ブレーキ６２の締結を解除して再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
変速比は、（１＋α４）／α４になる。
上記した歯数比においては２．８１８である。

つぎに、第４速（４ｔｈ）への変速は、第３速での第１クラッチ６０の締結を解除して、第３クラッチ６８（Ｃ−３）を締結することで行われる。
第４速の変速比は、｛α４（１＋α１）＋α１（１＋α３）｝／｛α４（１＋α１）｝になる。上記した歯数比においては２．０９１である。

つぎに、第５速（５ｔｈ）への変速は、第４速での第２クラッチ６６の締結を解除して、再び第１クラッチ６０を締結することで行われる。
第５速の変速比は、｛α４（１＋Ａ）＋Ａ｝／｛α４（１＋Ａ）｝になる。上記した歯数比においては１．４８１である。

つぎに、第６速（６ｔｈ）への変速は、第５速までにおける第２ブレーキ７０の締結を解除して、第２クラッチ６６を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸１０と出力軸１２とは直結されるので、第６速の変速比は歯数比に関係なく１になる。

つぎに、第７速（７ｔｈ）への変速は、第６速における第２クラッチ６６の締結を解除して、第１ブレーキ６２を締結することで行われる。
これにより、変速比は（１＋α３）／（１＋α３＋Ａ）になり、上記した歯数比においては０．８１６の増速である。

つぎに、第８速（８ｔｈ）への変速は、第７速における第１クラッチ６０の締結を解除して、再び第２クラッチ６６を締結することで行われる。
これにより、変速比は１／（１＋α１）になり、上記した歯数比においては０．６２５の増速である。

つぎに、Ｒレンジの後進の変速は、第３クラッチ６８と第１ブレーキ６２と第２ブレーキ７０を締結することで行われる。
これにより、変速比は（１＋α２）／｛α２（１＋α１）｝−（１＋α３）（１＋α４）／｛α２・α３・α４（１＋α１）｝になって、上記した歯数比においては−６．１６２である。

以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
第１速 ７．５１５ （１．６００）
第２速 ４．６９７ （１．６６７）
第３速 ２．８１８ （１．３４８）
第４速 ２．０９１ （１．４１２）
第５速 １．４８１ （１．４８１）
第６速 １．０００ （１．２２５）
第７速 ０．８１６ （１．３０６）
第８速 ０．６２５

これを見ると、車両総重量の重い大型トラックまたはバス用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られるのが分かる。

このように、本発明の実施例１に係る多段遊星歯車列は、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８、１９は、ダブルピニオン型をまったく用いずにすべて構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗（ドラッグトルク）を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。

図３は、本発明における第２の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例２における実施例１との違いは、ダブルピニオン型を１セットのみに抑えて用いる点で、本発明の第１減速遊星歯車を構成する第３遊星歯車組１８がダブルピニオン型になっていることである。
すなわち、第３遊星歯車組１８は、第３サンギヤ４０、第３リングギヤ４２、該第３リングギヤ４２に噛み合ったアウターピニオン４４、該アウターピニオン４４および第３サンギヤ４０と噛み合ったインナーピニオン４６、該アウターピニオン４４およびインナーピニオン４６を回転自在に軸支する第３キャリア４８からなり、第３キャリア４８が本発明の入力メンバーを、第３サンギヤ４０が本発明の固定メンバーを、第３リングギヤ４２が本発明の出力メンバーを構成する。

その他の構成および各メンバー間の連結関係は実施例１と同じであるので、詳細の説明を省略する。
つぎに、図３に示した実施例２の遊星歯車列の作動であるが、作動表は図２に示した実施例１と同じであるので、詳細な説明を省略する。

第３遊星歯車組１８がダブルピニオン型になったことにより、各変速比の計算式が以下のように変化する。
Ａ：α４｛α３（１＋α２）＋α１・α２｝
第１速：（１＋α４）／｛α４（１−α３）｝
第２速：（１＋α４）／｛α４（１＋α１）（１−α３）｝
第３速：（１＋α４）／α４
第４速：｛α３・α４（１−α１）＋α１｝／｛α３・α４（１＋α１）｝
第５速：（α１・α２＋Ａ）／Ａ
第６速：１
第７速：（１＋α２）／（１＋α２＋α１・α２）
第８速：１／（１＋α１）
後進：（１＋α２）／｛α２（１＋α１）｝−（１＋α４）／｛α２・α４（１＋α１）（１−α３）｝

これに、第１乃至第４遊星歯車組１４、１６、１８、１９の歯数比を、α１が０．４１０、α２が０．６２６、α３が０．４６０、α４が０．５４５とした場合、変速比は以下のようになる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
Ａ ０．５４８
第１速 ５．２５０ （１．４１０）
第２速 ３．７２３ （１．３１３）
第３速 ２．８３５ （１．３１３）
第４速 ２．１６０ （１．４７１）
第５速 １．４６９ （１．４６９）
第６速 １．０００ （１．１５８）
第７速 ０．８６４ （１．２１９）
第８速 ０．７０９
後進 −４．１０５

これを見ると、乗用車用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られるのが分かる。

このように、本発明の実施例２に係る多段遊星歯車列も、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８、１９のうち、ダブルピニオン型を１セットのみに抑え、他は構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。

図４は、本発明における第３の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。なお図４は、入力軸１０側は入力軸１０より上側半分を、出力軸１２側は出力軸１２より下側半分を描いてある。
ここでは、実施例１と異なる部分を中心に説明し、実施例１と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例３における実施例１との違いは、ダブルピニオン型を１セットのみに抑えて用いる点および２セットの遊星歯車を半径方向に重ねて配置した点で、出力軸１２が入力軸１０と平行に設けられていること、これに伴って第４キャリア５８および第２キャリア３８と出力軸１２との間が連結歯車対７２で連結されていること、実施例２と同様に第３遊星歯車組１８がダブルピニオン型であること、および第２遊星歯車組１６が第１遊星歯車組１４の径方向外側に配置され、第１リングギヤ２２と第２サンギヤ３０とが一体になっていることである。

つぎに、図４に示した実施例３の遊星歯車列の作動であるが、作動表は図２に示した実施例１と同じであるので、詳細な説明を省略する。
このように、第４キャリア５８と出力軸１２との間に連結歯車対７２が設けられたため、連結歯車対７２の歯数比が変速比の計算に関係するが、実施例２の変速比の計算式に単に連結歯車対７２の歯数比を乗ずるだけであるので、詳細の説明は省略する。

したがって、図４に示した実施例３も実施例２と同様に乗用車用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られる。
また、第２遊星歯車組１６を第１遊星歯車組１４の径方向外側に配置する構成にしたため、歯車列の軸方向長さを短縮するメリットが生ずる。このため、実施例３はいわゆるエンジン横置きの前輪駆動などの乗用車に適すると言える。

このように、本発明の実施例３に係る多段遊星歯車列も、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、４組の遊星歯車組１４、１６、１８、１９のうち、ダブルピニオン型を１セットのみに抑え、他は構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。

図５は、本発明における第４の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。なお、図５の描き方は実施例３と同じである。
ここでは、実施例１および実施例３と異なる部分を中心に説明し、これらと実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。

実施例４は、出力軸１２が入力軸１０と平行に設けられていることは実施例３と同じであるが、本発明の第２減速歯車が遊星歯車組ではなく減速歯車対７４であることが実施例１および実施例３と異なる。
第１遊星歯車組１４と第２遊星歯車組１６および第３遊星歯車組１８が入力軸１０上に直列に並んでいるのは実施例１と同じであるが、第３遊星歯車組１８がダブルピニオン型であることは実施例２と同じである。

そして、第３クラッチ６８は出力軸１２側に配置され、減速歯車対７４と出力軸１２との間に設けた第４クラッチ７６も出力軸１２側に配置されている。
この第４クラッチ７６は実施例１における第２ブレーキ７０と同じ機能を果たす。
すなわち、第２ブレーキ７０を締結することにより、出力メンバーである第３リングギヤ４２と出力軸１２とが減速歯車対７４で連結されることになる。

また、本発明の第１減速遊星歯車組である第３遊星歯車組１８の回転メンバーの関係が実施例２および実施例３と異なる。すなわち、第３サンギヤ４０と第３キャリア４８とが入れ替わって、第３サンギヤ４０が本発明の入力メンバーを、第３キャリア４８が本発明の固定メンバーを、それぞれ構成する。

つぎに、図５に示した実施例４の遊星歯車列の作動を、図６に示した作動表を参考に説明する。
図６を図２に示した実施例１の作動表と比べて分かるように、実施例１における第２ブレーキ７０（Ｂ−２）と実施例４における第４クラッチ７６（Ｃ−４）が入れ替わっただけである。
そのため、図６に示した作動表にしたがって各摩擦要素の締結・解放を切り替えることによって前進８段、後進１段の変速を行うことができるので、詳細な説明は省略する。

つぎに、変速比であるが、本発明の第２減速歯車が減速歯車対７４に置き換わったこと、および第３遊星歯車組１８の第３サンギヤ４０と第３キャリア４８とが入れ替わったことから、変速比の計算式が以下のように変化する。
ここで、連結歯車対７２および減速歯車対７４の各歯数比（入力軸１０側の歯数／出力軸１２側の歯数）を、連結歯車対７２にあってはｉ１、減速歯車対７４にあってはｉ２と定義して説明する。

計算式を簡素化するため、１／（１＋α１）−α１（１−α３）／｛α３（１＋α１）｝をＢ、α３・α２／｛α３＋α２・α３（１＋α１）＋α１・α２（１−α３）｝をＣとして表す。
第１速：ｉ２／α３
第２速：ｉ２／｛α３（１＋α１）｝
第３速：ｉ２
第４速：α１・ｉ２／｛（１＋α１）（１−α３）｝＋ｉ１・Ｂ
第５速：α１・ｉ２・Ｃ／α３＋ｉ１・Ｃ（１＋α２）／α２
第６速：ｉ１
第７速：ｉ１（１＋α２）／｛１＋α２（１＋α１）｝
第８速：ｉ１／（１＋α１）
後進：ｉ１（１＋α２）／｛α２（１＋α１）｝−ｉ２／｛α２・α３（１＋α１）｝

これに、第１乃至第４遊星歯車組１４、１６、１８、１９の歯数比を、α１が０．４３０、α２が０．６２６、α３が０．４９０、ｉ１が０．９０、ｉ２が１．９８とした場合、変速比は以下のようになる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と１段上位の変速比との間の比（段間比）である。
Ｃ ０．３８６
Ｂ ０．２８８
第１速 ４．０４１ （１．４３０）
第２速 ２．８２６ （１．４２７）
第３速 １．９８０ （１．３０７）
第４速 １．５１５ （１．２９２）
第５速 １．１７３ （１．３０３）
第６速 ０．９００ （１．１６６）
第７速 ０．７７２ （１．２２７）
第８速 ０．６２９
後進 −２．８７９

これを見ると、乗用車用の変速比として好ましい段間比の８段の変速比が得られるのが分かる。
また、実施例３と同様に、第２遊星歯車組１６を第１遊星歯車組１４の径方向外側に配置する構成にしたため、歯車列の軸方向長さを短縮するメリットがある。このため、実施例４もいわゆるエンジン横置きの前輪駆動などの乗用車に適する。

このように、本発明の実施例４に係る多段遊星歯車列も、前進８段、後進１段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、３組の遊星歯車組１４、１６、１８のうち、ダブルピニオン型を１セットのみに抑え、他は構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、常に遊転している摩擦要素の数が２個であり、従来例より２個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗を減らすことができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進８段の自動変速機を得ることができる。

以上説明したように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進８段の変速比が得られ、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になる。

上記の各実施例では、エンジン１と入力軸１０との間にトルクコンバータ２を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
また、各遊星歯車組および歯車対、各摩擦要素の配列は、変速機のレイアウトに応じて適宜変更することができる。

前進８段の変速比を得るとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から大型商用車などに幅広く適用することができる。

本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例１） 実施例１の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。 本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例２） 本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例３） 本発明の多段変速遊星歯車列を示したスケルトン図である。（実施例４） 実施例４の多段変速遊星歯車列の作動表を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ トルクコンバータ
１０ 入力軸
１２ 出力軸
１４ 第１遊星歯車組
１６ 第２遊星歯車組
１８ 遊星歯車群
１８ 第３遊星歯車組
１９ 第４遊星歯車組
２０ 第１サンギヤ
２２ 第１リングギヤ
２４ 第１ピニオン
２８ 第１キャリア
３０ 第２サンギヤ
３２ 第２リングギヤ
３４ 第２ピニオン
３８ 第２キャリア
４０ 第３サンギヤ
４２ 第３リングギヤ
４４ 第３ピニオン、アウターピニオン
４６ インナーピニオン
４８ 第３キャリア
５０ 第４サンギヤ
５２ 第４リングギヤ
５４ 第４ピニオン
５８ 第４キャリア
６０ 第１クラッチ
６２ 第１ブレーキ
６４ ケース
６６ 第２クラッチ
６８ 第３クラッチ
７０ 第２ブレーキ
７２ 連結歯車対
７４ 減速歯車対
７６ 第４クラッチ

Claims (6)

1. 入力軸と、
   出力軸と、
   前記入力軸と同軸に配置され、第１サンギヤ、第１リングギヤ、該第１リングギヤおよび前記第１サンギヤに噛み合った第１ピニオン、該第１ピニオンを回転自在に軸支する第１キャリアを有する第１遊星歯車組と、
   第２サンギヤ、第２リングギヤ、該第２リングギヤおよび前記第２サンギヤに噛み合った第２ピニオン、該第２ピニオンを回転自在に軸支する第２キャリアを有する第２遊星歯車組と、
   入力メンバー、出力メンバー、固定メンバーを有する第１減速遊星歯車組と、
   第２減速歯車と、を備え、
   前記入力軸は、前記第１キャリアと連結されるとともに互いに一体的に連結された前記入力メンバーおよび前記第２リングギヤと連結可能であり、
   前記出力軸は、前記第２キャリアと連結可能であるとともに前記出力メンバーと前記第２減速歯車を介して連結可能であり、
   前記第１サンギヤと前記固定メンバーとは一体的に連結されるとともに静止部に固定可能であり、
   前記第１リングギヤは、前記第２サンギヤと一体的に連結され、
   前記第２遊星歯車組を一体にするクラッチを備えたことを特徴とする多段変速遊星歯車列。
2. 前記第１減速遊星歯車組は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤおよび前記第３サンギヤに噛み合った第３ピニオン、該第３ピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備え、前記第３サンギヤが前記入力メンバーを、前記第３キャリアが前記出力メンバーを、前記第３リングギヤが前記固定メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
3. 前記第１減速遊星歯車組は、第３サンギヤ、第３リングギヤ、該第３リングギヤに噛み合ったアウターピニオン、該アウターピニオンおよび前記第３サンギヤと噛み合ったインナーピニオン、該アウターピニオンおよびインナーピニオンを回転自在に軸支する第３キャリアを備え、前記第３サンギヤおよび前記第３キャリアのうち、いずれか一方が前記入力メンバーを他方が前記固定メンバーを構成し、前記第３リングギヤが前記出力メンバーを構成したことを特徴とする請求項１に記載の多段変速遊星歯車列。
4. 前記第２減速歯車は、第４サンギヤ、第４リングギヤ、該第４リングギヤおよび前記第４サンギヤに噛み合った第４ピニオン、該第４ピニオンを回転自在に軸支する第４キャリアを備えた遊星歯車組で、前記第４サンギヤが前記出力メンバーと連結し、前記第４キャリアが前記出力軸と連結し、前記第４キャリアが静止部に固定可能であることを特徴とする請求項１乃至請求項３に記載の多段変速遊星歯車列。
5. 前記入力軸と前記出力軸とを互いに平行に配置し、前記入力軸と同軸に前記第１遊星歯車組と前記減速遊星歯車組とを配置するとともに、前記第１遊星歯車組の径方向外側に前記第２遊星歯車組を配置して、前記第１リングギヤと前記第２サンギヤを一体としたことを特徴とする請求項１乃至請求項３に記載の多段変速遊星歯車列。
6. 前記出力メンバーと前記出力軸とを、前記第２減速歯車を構成する減速歯車対を介して連結可能としたことを特徴とする請求項５に記載の多段変速遊星歯車列。

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