专利名称：多级变速行星齿轮系的制作方法
技术领域：
本发明涉及用于车辆用自动变速机的能进行多级变速的行星齿轮系。
背景技术：
用于车辆用自动变速机的行星齿轮系，主要着眼于提高车辆的燃料利用率、排气特性、加速性能等，使能进行前进6级的多级变速的机构供实用。
供实用的以往的前进6级的多级变速行星齿轮系由2组或者3组行星齿轮和5个摩擦部件得到前进6级的变速比(参照专利文献1)。
但是，为了得到前进6级的变速比，以往的行星齿轮系除了设有2组或者3组的行星齿轮组之外，还必须在与它们相同的轴上设置5个摩擦部件，当配置它们时，轴向所需要的空间会增大，因此，在该行星齿轮系用于搭载在横向配置发动机的所谓发动机横置式前轮驱动车等上的变速机上时，存在有时难以向车辆上搭载该行星齿轮系这样的问题。
因此，本申请人提出了能把2组行星齿轮和5至6个摩擦部件分别配置在2个轴上而减小轴向所需空间的多级变速行星齿轮系(参照专利文献2)。
专利文献1日本特开平4-219553号公报专利文献2日本特开2005-180655号公报发明内容想要解决的问题是变速机的轴向长度长而在应用于发动机横置式车辆时在所需要的空间方面有限制的变速机进行改进，而使其可以得到7级以上的合适的变速比。
本发明的目的在于提供一种多级变速行星齿轮系，该多级变速行星齿轮系能得到前进7级以上的合适的变速而提高燃料利用率，且能缩短齿轮系的轴向长度，并且能提高对发动机横置式车辆的变速机的适用性。
本发明的多级变速行星齿轮系被构成为具有输入轴、与该输入轴平行设置的第1输出轴和第2输出轴、与第1输出轴一体的第1驱动齿轮和与第2输出轴一体的第2驱动齿轮、与第1驱动齿轮和第2驱动齿轮啮合的输出齿轮、第1行星齿轮组、第2行星齿轮组、和中间齿轮；上述第1行星齿轮组与第1输出轴同轴配置，具有第1太阳轮、第1环形齿轮、与第1环形齿轮和第1太阳轮啮合的第1小齿轮、旋转自由地轴支承第1小齿轮的第1齿轮架，把输入轴的转速转换成第1驱动齿轮的转速；上述第2行星齿轮组与第2输出轴同轴配置，具有第2太阳轮、第2环形齿轮、与第2环形齿轮和第2太阳轮啮合的第2小齿轮、旋转自由地轴支承第2小齿轮的第2齿轮架，把输入轴的转速转换成第2驱动齿轮的转速；上述中间齿轮将第1太阳轮和第2太阳轮连接起来；上述输入轴可由第1齿轮对与第1环形齿轮连接，可由第2齿轮对与第2齿轮架连接；第1输出轴连接或可连接在第1齿轮架上，第2输出轴连接或可连接在第2环形齿轮上；第2齿轮架可以固定在壳体侧；第1太阳轮和第2太阳轮可以由第1齿轮对与输入轴连接，且可以固定在壳体侧，而且可以由与输入轴同轴配置的中间齿轮与输入轴连接。
本发明的多级变速行星齿轮系把第1行星齿轮组和第2行星齿轮组与各连结部件分开配置在第1输出轴与第2输出轴和输入轴上，并且用第1、第2齿轮对将输入轴与第1和第2行星齿轮组连接起来，由与输入轴同轴配置的中间齿轮将第1行星齿轮组的太阳轮和第2行星齿轮组的太阳轮连接起来，由此，可以得到前进7级以上的多级的变速比，可以在谋求提高燃料利用率的同时缩短行星齿轮系的轴向长度。因此，相应地，在把该多级变速行星齿轮系搭载在发动机横置的前轮驱动车等上时，可以应用于车宽小的车、将其与轴向长度更大的发动机组合地应用。
图1是表示本发明的多级变速行星齿轮系的结构的简图(实施例1)。
图2是表示实施例1的轴的配置的图。
图3是表示实施例1的动作表的图。
图4是表示本发明的第2实施方式的多级变速行星齿轮系的结构的简图(实施例2)。
图5表示实施例2的动作表的图。
图6是表示本发明的第3实施方式的多级变速行星齿轮系的结构的简图。(实施例3)具体实施方式
下面，根据各实施例和图说明本发明的实施方式的多级变速行星齿轮系。
实施例1图1是本发明装置的1个实施例的简图。
图2表示从图1的左侧看时的各轴的位置关系。
图1所示的本发明的多级变速行星齿轮系配置有借助流体联轴器(fluid coupling)2由发动机1驱动的输入轴10、与发动机1的输出轴1a同轴且与它们平行的第1输出轴12和第2输出轴14。
第1驱动齿轮12a和第2驱动齿轮14a分别与第1输出轴12和第2输出轴14成一体，第1驱动齿轮12a和第2驱动齿轮14a都与输出齿轮16啮合。图1是以把图2中的A-A剖面展开成平面的状态画出的图，在该图中，第2驱动齿轮14a与输出齿轮16分离开，但实际上如图2所示，第2驱动齿轮14a与输出齿轮16啮合。
再有，在图2中，各个圆表示各齿轮等的外径，轴中心用黑点表示并用箭头示出。
因此，第1输出轴12和第2输出轴14分别借助第1驱动齿轮12a、输出齿轮16、第2驱动齿轮14a相互连接。
输出齿轮16借助差动装置18来驱动车轴20a、20b，车轴20a、20b与未图示的左右车轮连接。
在第1输出轴12上同轴配置有第1行星齿轮组22，在第2输出轴14上同轴配置有第2行星齿轮组24。
与输入轴10一体的第1输入驱动齿轮10a同与第1输出轴12同轴的第1输入齿轮26啮合而构成第1齿轮对。
同样地，与输入轴10一体的第2输入驱动齿轮10b同与第2输出轴14同轴的第2输入齿轮28啮合而构成第2齿轮对。
第1行星齿轮组22和第2行星齿轮组24的都是通常被称为单小齿轮(single pinion)型的齿轮组，分别为相同的结构。
也就是说，第1行星齿轮组22由第1太阳轮30、第1环形齿轮32、与第1环形齿轮32和第1太阳轮30啮合的多个第1小齿轮34、旋转自由地支承第1小齿轮34的第1齿轮架38构成。
同样地，第2行星齿轮组24由第2太阳轮40、第2环形齿轮42、多个第2小齿轮44、第2齿轮架48构成。
第1输入齿轮26、第2输入齿轮28、第1输出轴12和第2输出轴14、第1行星齿轮组22和第2行星齿轮组24的各旋转构件如下述那样地被连接或可连接。
与第1太阳轮30一体连接的第1反作用力齿轮50借助中间齿轮52同与第2太阳轮40一体的第2反作用力齿轮54啮合。
也就是说，中间齿轮52与第1反作用力齿轮50啮合而构成第3齿轮对，并且与第2反作用力齿轮54啮合而构成第4齿轮对。
第1输入齿轮26因第1离合器56的结合而与第1环形齿轮32连接。同样地，当连结第2离合器58时，第1输入齿轮26与第1太阳轮30连接。
再有，第1齿轮架38与第1输出轴12连接。
第1太阳轮30可以由第1制动器60固定在壳体62上，此时，第1太阳轮30和第2太阳轮40一起被固定。
第2输入齿轮28可以借助第3离合器64与第2齿轮架48连接。
第2齿轮架48可以由第2制动器66固定在壳体62上，并且由单向离合器68始终在一个旋转方向上固定在壳体62上。
再有，第2环形齿轮42与第2输出轴14连接。
另外，中间齿轮52可以借助第4离合器70与输入轴10连接。
下面，参照图3所示的动作表说明图1所示的实施例1的动作。
在以下的说明中，把离合器和制动器称为摩擦部件，包括单向离合器，把具有连结轴、静止部、旋转构件中的任一个之间的功能的部件总称为连结部件。
在图3的动作表中，在横向的栏中分配了离合器或制动器和单向离合器这样的连结部件，C-1表示第1离合器56、B-1表示第1制动器60、OC表示单向离合器68的情况。
再有，这些记号和各连结部件的附图标记之间的关系表示在图1中。
在动作表的纵向栏中分成未图示的操作杆的“D档”、“R档”和“L档”，D档分配前进第1速(1st)至第8速(8th)的各变速级，R档配后退(R-1、R-2)的各变速级。
再有，在L档中，可以如后述的发动机制动器那样从输出齿轮16侧驱动输入轴10。
在图3的动作表中，○表示各连结部件的连结，空栏表示各连结部件的释放。
在此，在星行齿轮组中，把太阳轮的齿数(Zs)相对于环形齿轮的齿数(Zr)之比(Zs/Zr)设为α，把第1行星齿轮组22的齿数比设为α1，把第2行星齿轮组24的齿数比设为α2；在齿轮对中，把第1齿轮对的第1输入驱动齿轮10a与第1输入齿轮26的齿数比设为i1，把第2齿轮对的第2输入驱动齿轮10b与第2输入齿轮28的齿数比设为i2，把中间齿轮52与第1反作用力齿轮50的齿数比(第1反作用力齿轮50的齿数/中间齿轮52的齿数)设为i3，把中间齿轮52和第2反作用力齿轮54中的齿数比(第2反作用力齿轮54的齿数/中间齿轮52的齿数)设为i4，在该情况下对各齿数比的计算进行说明。
再有，各齿轮对的齿数比是把输入轴10侧的齿数作为分母，把第1输出轴12、第2输出轴14侧的齿数作为分子而得的数值。
在此，为了计算各变速比，对α1为0.41、α2为0.54、i1为1.76、i2为0.90、i3为0.85、i4为1.22时的情况进行了例示。
即，第1输入齿轮26从输入轴10被减速驱动，第2输入齿轮28被同样增速驱动。
为了简化表示和计算式，把α2·i2·i3/{i1·i4·α1(1+α2)}设为A，在上述齿数比下，A是0.305。
首先，前进第1速(1st)的变速比是由连结第1离合器56(C-1)得到的。
此时，第2齿轮架48被单向离合器68(OC)固定在壳体62上。
也就是说，单向离合器68在驱动车辆前进的旋转方向上自动进行连结，因此，D档中的第1速不能如所谓发动机制动器那样从输出齿轮16侧驱动输入轴10。
第1速的变速比(输入轴10的转速/第1输出轴12和第2输出轴14的转速)为i1(1+α1)+α1·i1·i4/(α2·i3)，在设定成上述值而得的齿数比下为4.400。
接着，在维持第1速时的第1离合器56的连结的状态下，通过第1制动器60(B-1)的连结，把第1太阳轮30固定在壳体62上，由此进行向第2速(2nd)的变速。
此时，第2齿轮架48相对于壳体62的固定由于单向离合器68的作用而被自动解除。
因此，在从第1速向第2速的变速中，所谓的变速冲击由于只通过追加第1制动器60即可，因此只通过慢慢地连结它就可以进行顺利的变速控制。
变速比成为i1(1+α1)，在上述的齿数比下是2.482。
接着，向第3速(3rd)的变速在维持第2速中的第1离合器56的连结的状态下，通过释放第1制动器60并连结第2离合器58来进行。
由此，第1行星齿轮组22成为一体，变速比成为i1。在上述的齿数比下，变速比是1.760。
接着，向第4速(4rh)的变速在维持第3速中的第1离合器56的连结的状态下，通过解除第3离合器58的连结同时进行第4离合器70(C-4)的连结，借助第3齿轮将第1太阳轮30和输入轴10连接起来。
由此，变速比成为i1·i3(1+α1)/{i3(1+α1)+α1(i1-i3)}，在上述齿数比下是1.342。
接着，向第5速(5th)的变速在维持第4速中的第1离合器56的连结的状态下，通过解除第4离合器70的连结并且进行第3离合器64(C-3)的连结，将第2齿轮架48和第2输入齿轮28连接起来。
由此，变速比成为{i2+A·i1(1+α1)(1+α2)}/{(1+A)(1+α2)}，在上述齿数比下，变速比是1.027。
接着，向第6速(6th)的变速在维持第5速中的第3离合器64的连结状态下，解除第1离合器56的连结，并且再连结第4离合器70。
由此，第2太阳轮40通过第4齿轮对与输入轴10连接，变速比成为i2·i4/{α2(i4-i2)+i4}，在上述齿数比下，变速比是0.788的增速。
接着，向第7速(7th)的变速在维持第6速中的第3离合器64的连结的状态下，通过解除第4离合器70的连结并且再连结第2离合器58，使第1太阳轮30和第2太阳轮40与第1输入齿轮26连接。
由此，变速比成为i1·i2·i4/{i1·i4+α(i1·i4-i2/i3)，在上述齿数比下，变速比是0.668。
接着，向第8速(8th)的变速在维持第7速中的第3离合器64的连结的状态下，通过解除第2离合器58的连结、并且连接第1制动器66，把第1太阳轮30和第2太阳轮40固定在壳体62上。
由此，变速比成为i2/(1+α2)。在上述齿数比下，变速比是0.584。
接着，通过第2离合器58和第2制动器66的连结，R档中的后退第1速(R-1)的变速使第2太阳轮40与第1输入齿轮26连接，把第2齿轮架48固定在壳体62上。
由此，变速比成为-i1·i4/(α2·i3)，在上述齿数比下，变速比是-4.678的反转。
接着，向后退第2速(R-2)的变速是通过第4离合器70的连结和把第2齿轮架48固定在壳体62上而进行。
由此，变速比成为-i4/α2。在上述齿数比下，变速比是-2.259。
如上所述，在D档的第1速中，在如发动机制动器那样从输出齿轮16侧进行驱动时，不能传递动力。因此，为了使发动机制动器起作用，如图3的动作表的L档所示，除了D档中的1速的连结而外，还要连结第2制动器66。由此，当从输出齿轮16侧进行驱动时，可以传递动力。
汇总以上的变速比成为下述那样。再有，把相邻的变速比的相互之比作为级间比表示在()内。即，第1速所示的值是与第2速的变速比之比。
第1速 4.400(1.773)第2速 2.482(1.410)第3速 1.760(1.311)第4速 1.342(1.306)第5速 1.027(1.303)第6速 0.788(1.180)第7速 0.668(1.143)第8速 0.584由此可见变速比的宽度(4.400/0.584)扩大为7.528，除了变速级数多之外，整体上因向高速级侧行进时而使级间比变小，作为用内燃机驱动的车辆用变速机的变速比而具有理想的倾向。
这是因为使中间齿轮52和第1反作用力齿轮50中的齿数比i3为增速比，使中间齿轮52和第2反作用力齿轮54中的齿数比i4为减速比。
另外，在上述的变速比例中，当改变第1齿轮对的齿数比i1时，成为下述那样。
i1 1.73 1.86第1速 4.325(1.773) 4.650(1.773)第2速 2.439(1.410) 2.623(1.410)第3速 1.730(1.301) 1.860(1.346)第4速 1.330(1.299) 1.359(1.328)第5速 1.023(1.298) 1.041(1.320)第6速 0.788(1.177) 0.788(1.189)第7速 0.670(1.146) 0.663(1.134)第8速 0.584 0.584变速比幅度 7.400 7.956也就是说，只通过改变第1齿轮对的齿数比，就可以不打乱级间比的顺序地改变变速比的幅度。
因此，在组合使用各种车辆和发动机时，由于只变更构成第1齿轮对的2个齿轮就可以应用，因此不使制造成本较大变地化就能应对。
这样，本发明的实施例的多级行星齿轮系的最大的特征在于由于把行星齿轮组分成第1输出轴12、第2输出轴14来进行配置，连结部件也包含输入轴10而分成3轴来进行配置，因此不加大轴向长度就可以得到合适的变速比的前进8级的变速比。
特别是，虽然没有例示，但即使以省略中间的变速级的方式来做成前进7级，也可以作为变速机而得到合适的变速比。
实施例2图4表示本发明的第2实施例的多级变速行星齿轮系。
在此，以与实施例1不同的部分为中心进行说明，对于实质上与实施例1相同的部分标注相同的附图标记并省略对他们的说明。
图4是与图1对应的简图，第1行星齿轮组22的周围与实施例1不同。
也就是说，在第1输入齿轮26与第1环形齿轮32和第1太阳轮30之间设有中间构件72，可以用起步离合器74连接该中间构件72和第1输入齿轮26之间，并且可以用第1离合器56连接中间构件72和第1环形齿轮32之间，用第2离合器58连接中间构件72和第1太阳轮30。
因此，输入轴10与第1环形齿轮32和第1太阳轮30可以由起步离合器74和第1离合器56或第2离合器58连接。
另外，第1制动器60做成配置在第2离合器58外侧的手制动的结构，但其功能与实施例1相同。
再有，如后述那样，由于通过起步离合器74进行起动作用，因此，在发动机1和输入轴10之间设有减震器3，删除了实施例1的流体联轴器。
对于图4所示的实施例2的动作，参照图5所示的动作表进行说明。
图5与图3对应，但在连结部件上追加了起步离合器74(C-O)的连结。◎表示使车辆起步时一边滑动一边连结，用括号围起来的○表示虽连结但与动力传递无关。
在该表中，除了第6速以外，只追加了起步离合器70(C-O)的连结，由于与实施例1的图3相同，故不详述，但在第1速(1st)和后退的第1速(R-1)中，除了与实施例1同样地将各连结部件连结之外，一边滑动起步离合器74一边进行连结这点不同。
也就是说，当以前进第1速为例时，连结第1离合器56，当慢慢使起步离合器74打滑并进行连结时，可与单向离合器68的作用互相结合而发动车辆。
第6速，即使与实施例1相同地只连结第3离合器64和第4离合器70，也可以得到第5速和第7速的中间的变速比，但在实施例2中，如图5所示，在连结了第3离合器64的基础上连结第1离合器56和第2离合器58。
通过连结第1离合器56和第2离合器58，第1行星齿轮组22成为一体，变速比成为i2/(1+α2)+i2·α2·i3/{i4(1+α2)}。
由此，当设α1为0.40、α2为0.55、i1为1.93、i2为0.94、i3为0.92、i4为1.22时，变速比的具体例子如下所述。()内的相邻的变速比相互之比表示级间比。
第1速 4.563(1.689)第2速 2.702(1.400)第3速 1.930(1.314)第4速 1.469(1.310)第5速 1.121(1.307)第6速 0.858(1.230)第7速 0.697(1.150)第8速 0.606由此可见变速比的幅度(4.563/0.606)为7.525，是与实施例1所例示的值大致相同的值，但改善了级间比。
也就是说，由于第1速和第2速的级间比减小成1.689，因此可以减小在从第1速向第2速变速时的变速冲击，并且，因向高速级侧行进而使级间比变小，作为用内燃机驱动的车辆用变速机的变速比，具有理想的倾向。
这是因为使中间齿轮52和第1反作用力齿轮50中的齿数比i3为增速比，使中间齿轮52和第2反作用力齿轮54中的齿数比i4为减速比，从而第6速的变速比与实施例1不同。
这样，与实施例1相比，实施例2的多级变速行星齿轮系，由于可以代替追加起步离合器74而把流体联轴器置换成减震器，因此作为整体可以设计减小轴向长度，可以得到希望的变速比，在这一点上没有变化。
实施例3图6表示本发明的第3实施例的多级行星齿轮系。
在此，以与实施例2不同的部分为中心进行说明，对实质上与实施例2相同的部分标注相同的附图标记，省略对它们的说明。
图6是与图4对应的简图，起步离合器74的配置与实施例2不同。
也就是说，起步离合器74在与输入轴10同轴地进行设置，输入轴10可以借助起步离合器74和第1齿轮对10a、26与中间构件72连接。
另外，第1制动器60的形状与实施例1相同，在这一点上与实施例2不同。
其他，包括动作表，变速比都与实施例2相同，故省略详细的说明。
由于把起步离合器74配置在输入轴10，因此实施例3可以加大起步离合器74的直径，由于在使车辆起步时容易适应因打滑产生的发热，因此，特别是用于车辆重量大的情况、发动机容量大的情况时，适用性优良。
这样，与实施例1一样，实施例3的多级变速行星齿轮系可以作为整体而设计减小轴向长度，可以得到所希望的变速比。
以上，如上所述，本实施例的多级变速行星齿轮系也具有如下的特征由于通过把轴向长度设计得较短而使整个车辆的重量比以往例的车辆重量小，因此，与变速级数相配合，即使在重量方面上也可以谋求燃料利用率的提高。
另外，由于使中间齿轮52和第1反作用力齿轮50中的齿数比i3增速比，使中间齿轮52和第2反作用力齿轮54中的齿数比i4为减速比，因此，因向高速级侧行进而使级间比变小，作为车辆用变速机的变速比，可以具有理想的倾向。
上述的各实施例是把第2行星齿轮组做成单小齿轮型的情况，但即使将其做成双小齿轮型，使第2齿轮架与第2输出轴连接，使第2环形齿轮能与第2齿轮对连接，也同样也可以得到前进7级以上的变速比。
再有，在上述实施例中，在发动机1和输入轴10之间设置了流体联轴器2，但当然也可以使用液力变矩器代替它。
由于得到前进7级以上的所希望的变速比，并且可以设计缩短变速机部分的轴向长度，因此在用于搭载在发动机横置式车辆上的变速机上时，由于可以在车宽更小的车辆上使用，并且可以与轴向长度更大的发动机组合使用，因此可以广泛地适用于小型乘用车等。
权利要求
1.一种多级变速行星齿轮系，其特征在于，具有输入轴、与该输入轴平行设置的第1输出轴、与上述输入轴和上述第1输出轴平行设置的第2输出轴、与上述第1输出轴一体的第1驱动齿轮、与上述第2输出轴一体的第2驱动齿轮、与上述第1驱动齿轮和上述第2驱动齿轮啮合的输出齿轮、第1行星齿轮组、第2行星齿轮组、和中间齿轮；上述第1行星齿轮组与上述第1输出轴同轴配置，具有第1太阳轮、第1环形齿轮、与第1环形齿轮和第1太阳轮啮合的第1小齿轮、旋转自由地轴支承第1小齿轮的第1齿轮架，把上述输入轴的转速转换成上述第1驱动齿轮的转速；上述第2行星齿轮组与上述第2输出轴同轴配置，具有第2太阳轮、第2环形齿轮、与第2环形齿轮和第2太阳轮啮合的第2小齿轮、旋转自由地轴支承第2小齿轮的第2齿轮架，把上述输入轴的转速转换成上述第2驱动齿轮的转速；上述中间齿轮与上述输入轴同轴配置，将上述第1太阳轮和上述第2太阳轮连接起来；上述输入轴可通过第1齿轮对与第1环形齿轮相连接，可通过第2齿轮对与第2齿轮架连接；上述第1输出轴连接或可连接在上述第1齿轮架上，上述第2输出轴连接或可连接在上述第2环形齿轮上；上述第2齿轮架可以固定在壳体上；上述第1太阳轮和上述第2太阳轮可以通过上述第1齿轮对与上述输入轴连接，且可以固定在上述壳体上，而且可以通过上述中间齿轮与上述输入轴连接。
2.根据权利要求1所述的多级变速行星齿轮系，其特征在于，在上述输入轴与上述第1环形齿轮和上述第1太阳轮之间设置与上述第1输出轴同轴的中间构件，设有能将上述第1环形齿轮和上述第1太阳轮分别与该中间构件连接起来的离合器，并且，可用起步离合器将上述输入轴和上述中间构件之间相连接。
3.根据权利要求1或2所述的多级变速行星齿轮系，其特征在于，使上述中间齿轮与上述第1太阳轮之间的齿数比为增速比，使上述中间齿轮与上述第2太阳轮之间的齿数比为减速比。
全文摘要
本发明提供一种多级变速行星齿轮系，在前进8级的多级变速行星齿轮系中，可以设计缩短变速机部分的轴向长度。具有与输入轴平行的第1输出轴、第2输出轴、与第1输出轴同轴配置的第1行星齿轮组、与第2输出轴同轴配置的第2行星齿轮组、与输入轴同轴配置且将第1太阳轮和第2太阳轮连接起来的中间齿轮，输入轴可借助第1齿轮对与第1环形齿轮连接，可借助第2齿轮对与第2齿轮架连接，第1输出轴连接或可连接在第1齿轮架上，第2输出轴连接或可连接在第2环形齿轮上，第2齿轮架可固定在壳体上，第1太阳轮和第2太阳轮可借助第1齿轮对与输入轴连接、且可以固定在壳体上、而且可借助中间齿轮与输入轴连接。
文档编号F16H3/44GK101063478SQ20071009805
公开日2007年10月31日 申请日期2007年4月26日 优先权日2006年4月26日
发明者平岩一美 申请人:协和合金株式会社