专利名称：行星齿轮式变速机构的利记博彩app
技术领域：
本发明涉及一种安装于例如自卸卡车等的行星齿轮式变速机构。
背景技术：
近年来，在自卸卡车等建筑车辆上安装有包括多个行星齿轮系的变速机构。在该变速机构中，发动机的扭矩输入到输入轴，根据行驶目的在多个速度挡之间进行变速。例如，在专利文献I中公开了将变矩器与离合器、制动装置一起与两个行星齿轮系组合而成的变速机构。在该变速机构中，使各变速挡的变速比的比例(挡间比)大致相同，从而能够进行宽广范围的减速。专利文献1:US专利第4205563号(1980年6月3日授权登记)在上述现有的变速机构中存在如下所述的问题。S卩，在公开于上述公报的变速机构中，存在速度单元的减速比必定超过“I”的缺点。例如，如上述公报的图2所示，当离合器28(L离合器)连接时减速比为1.00，当制动装置24 (M离合器)连接时减速比为1.35，当制动装置26 (H离合器)连接时减速比为1.84。因此，导致传递到变速机构后段的扭矩变大。其结果是，需要采取下述对策，即、在配置于后段的齿轮的前段设置增速齿轮以抑制扭矩，或者考虑配置于后段的齿轮的耐久性而使该齿轮大型化等。
发明内容
本发明的课题是提供一种行星齿轮式变速机构，通过抑制输出侧的扭矩，在不加大配置于后段的齿轮或者不额外追加增速齿轮等部件的情况下，能够保持简单的结构，构成多挡化的齿轮系。第一发明的行星齿轮式变速机构具有包括输入动力的输入轴的前段侧变速部、和后段变速部。后段变速部包括与前段侧变速部连接的中间轴和输出动力的输出轴。另外，前段侧变速部具有第一行星齿轮系、第二行星齿轮系、第一离合器、第二离合器和第三离合器。第一行星齿轮系具有第一太阳齿轮、与第一太阳齿轮哨合的多个第一行星齿轮、与输入轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个第一行星齿轮的第一行星架' 'J 7)、以及与中间轴连接且多个第一行星齿轮与之啮合的第一环形齿轮。第二行星齿轮系具有与第一太阳齿轮连接且能够与第一太阳齿轮一体旋转的第二太阳齿轮、与第二太阳齿轮哨合的多个内周侧第二行星齿轮、与多个内周侧第二行星齿轮啮合的多个外周侧第二行星齿轮、与输入轴连接且以使之能够旋转的方式支承内周侧第二行星齿轮和外周侧第二行星齿轮的第二行星架、以及多个外周侧第二行星齿轮与之啮合的第二环形齿轮。第一离合器使输入轴和中间轴之间连接或断开。第二离合器使第二太阳齿轮能够旋转或者禁止第二太阳齿轮旋转。第三离合器使第二环形齿轮能够旋转或者禁止第二环形齿轮旋转。该行星齿轮式变速机构安装于例如自卸卡车等建筑车辆等，包括第一行星齿轮系和第二行星齿轮系以及切换三个速度挡的第一离合器 第三离合器，第二行星齿轮系是所谓双级行星式行星齿轮系。另外，在该行星齿轮式变速机构中，在减速比逐渐变小的变速挡中，第一行星齿轮系和第二行星齿轮系中的动力传递路径构成为动力从第一行星架输入而从第一环形齿轮输出。在这样的结构中，能够通过在第一行星齿轮系中设置为行星架输入、环形齿轮输出，使三挡的减速比均达到1.000以下。其结果是，无需象三个速度挡的减速比均为1.000以上的现有变速机构那样使后段侧的齿轮等大型化，能够实现紧凑的结构。进而，能够通过采用如上所述的结构，将减速比设定为使三个变速挡的各自的减速比成为大致相等的挡间比。其结果，能够通过在输入段配置本发明的行星齿轮式变速机构、在输出段配置现有的三列变速机构，使前进九挡后退三挡的多级变速机构构成为紧凑结构。第二方面的行星齿轮式变速机构是在第一发明中，第二行星齿轮系的输出经由第一行星齿轮系与中间轴连接。此时，能够使变速机构更加小型化。第三方面的行星齿轮式变速机构是在第一发明中，后段侧变速部是变速挡构成为低速、中速、高速、后退这前进三挡后退一挡的变速机构，具有:第三行星齿轮系、第四行星齿轮系、第五行星齿轮系、低速离合器、中速离合器、高速离合器和后退离合器。第三行星齿轮系具有第三太阳齿轮、与第三太阳齿轮啮合的多个第三行星齿轮、与输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个第三行星齿轮的第三行星架、以及多个第三行星齿轮与之啮合的第三环形齿轮。第四行星齿轮系具有第四太阳齿轮、与第四太阳齿轮啮合的多个第四行星齿轮、以使之能够旋转的方式支承多个第四行星齿轮的第四行星架、以及多个第四行星齿轮与之啮合的第四环形齿轮。第五行星齿轮系具有第五太阳齿轮、与第五太阳齿轮啮合的多个第五行星齿轮、以使之能够旋转的方式支承多个第五行星齿轮的第五行星架、以及多个第五行星齿轮与之啮合的第五环形齿轮。低速离合器使第三环形齿轮能够旋转或者禁止第三环形齿轮旋转。中速离合器使第四环形齿轮能够旋转或者禁止第四环形齿轮旋转。高速离合器将中间轴与第四行星架连接或断开并将中间轴与第五行星架连接或断开。后退离合器使第五环形齿轮能够旋转或者禁止第五环形齿轮旋转。在此，作为输出侧变速机构的结构，与相当于后退变速挡的后退离合器和第五行星齿轮系相比，使低速离合器和第三行星齿轮系配置在最靠近输出侧的最后段的位置。通常，在后退的变速挡配置在最后段侧的情况下，由于动力经由多个行星齿轮系输入，因此，减速比增大而使牵引力容易过度增大。由此，能够避免例如后退一速的减速比大于前进一速的减速比的结构。结果，不仅能够防止后退一速成为低速度且牵引力非常大的变速挡而成为使用性差的变速机构，而且能够构成前进九挡后退三挡的变速机构。第四发明的行星齿轮式变速机构是在第三发明中，第三太阳齿轮、第四太阳齿轮和第五太阳齿轮均与中间轴连接。 第五发明的行星齿轮式变速机构是在第三发明中，第五行星齿轮具有与第五太阳齿轮啮合的多个内周侧第五行星齿轮以及与第五环形齿轮啮合的外周侧第五行星齿轮。第六发明的行星齿轮式变速机构是在第三发明中，第三环形齿轮、第四行星架和第五行星架相互连接，以一体旋转。第七发明的行星齿轮式变速机构是在第一发明中，后段侧变速部是变速挡构成为低速、中速、高速、后退这前进三挡后退一挡的变速机构，具有:第三行星齿轮系、第四行星齿轮系、第五行星齿轮系、低速离合器、中速离合器、高速离合器和后退离合器。第三行星齿轮系具有第三太阳齿轮、与第三太阳齿轮啮合的多个第三行星齿轮、与输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个第三行星齿轮的第三行星架、以及多个第三行星齿轮与之啮合的第三环形齿轮。第四行星齿轮系具有第四太阳齿轮、与第四太阳齿轮啮合的多个第四行星齿轮、以使之能够旋转的方式支承多个第四行星齿轮的第四行星架、以及多个第四行星齿轮与之啮合的第四环形齿轮。第五行星齿轮系具有第五太阳齿轮、与第五太阳齿轮啮合的多个第五行星齿轮、与输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个第五行星齿轮的第五行星架、以及多个第五行星齿轮与之啮合的第五环形齿轮。低速离合器使第三环形齿轮能够旋转或者禁止第三环形齿轮旋转。中速离合器使第四环形齿轮能够旋转或者禁止第四环形齿轮旋转。高速离合器将中间轴与第四行星架连接或断开。后退离合器使第五环形齿轮能够旋转或者禁止第五环形齿轮旋转。在此，作为输出侧变速机构的结构，将相当于后退变速挡的后退离合器、第五行星齿轮系配置在最靠后段侧的位置。由此，不仅能够使后退一速的减速比增大以使后退一速中的牵引力增加到非常大，而且能够构成前进九挡后退三挡的变速机构。第八发明的行星齿轮式变速机构是在第七发明中，第三太阳齿轮和第四太阳齿轮与中间轴连接。第九发明的行星齿轮式变速机构是在第七发明中，第三环形齿轮、第四行星架和第五太阳齿轮相互连接，以一体旋转。
图1是表示本发明一实施方式的变速箱结构的剖面图；图2是表示图1的变速箱结构的示意图；图3 (a) (C)是表示图1的前段侧变速部中各变速挡的动力传递路径的示意图；图4是表示图1的变速箱中的各变速挡的减速比和挡间比之间关系的图；图5是表示本发明其他实施方式的变速箱的结构图。附图标记说明I 变速箱(行星齿轮式变速机构)2 变矩器10 前段侧变速部11 输入轴12a L离合器(第一离合器)12b M离合器(第二离合器)
12cH离合器(第三离合器)13M行星齿轮系(第一行星齿轮系)13a太阳齿轮13b行星架13c环形齿轮13e行星齿轮14H行星齿轮系(第二行星齿轮系)14a太阳齿轮14b行星架14c环形齿轮14el行星齿轮14e2行星齿轮20后段侧变速部21中间轴22a一速离合器(低速`离合器)22b二速离合器(中速离合器)22c三速离合器(高速离合器)22d后退离合器23一速行星齿轮系(第三行星齿轮系)23a太阳齿轮23b行星架23c环形齿轮23e行星齿轮24二速行星齿轮系(第四行星齿轮系)24a太阳齿轮24b行星架24c环形齿轮24e行星齿轮25后退行星齿轮系(第五行星齿轮系)25a太阳齿轮25b行星架25c环形齿轮25el，25e2 行星齿轮26输出轴30后段侧变速部31中间轴32a一速离合器(低速离合器)32b二速离合器(中速离合器)32c三速离合器(高速离合器)
32d后退离合器33一速行星齿轮系(第三行星齿轮系)33a太阳齿轮33b行星架33c环形齿轮33e行星齿轮34二速行星齿轮系(第四行星齿轮系)34a太阳齿轮34b行星架34c环形齿轮34e行星齿轮35后退行星齿轮系(第五行星齿轮系)35a太阳齿轮35b行星架35c环形齿 轮35e行星齿轮36输出轴
具体实施例方式利用图1 图4说明本发明一实施方式的变速箱(行星齿轮式变速机构)1的结构，该变速箱I包括前段侧变速部10和后段侧变速部20。[变速箱I的整体结构]如图1和图2所示，本实施方式的变速箱I具有变矩器2、配置于变矩器2的后段侧的前段侧变速部10、和后段侧变速部20。在该变速箱I中变矩器2的旋转传递到输入轴
11。然后，输入轴11的旋转由前段侧变速部10变速并传递到中间轴21，进而，中间轴21的旋转由后段侧变速部20变速并传递到输出轴26。具体地讲，变速箱I具有配置于输入轴11和中间轴21之间的前段侧变速部10以及配置于中间轴21和输出轴26之间的后段侧变速部20。然后，变速箱I将这些前段侧变速部10 (三挡)和后段侧变速部20 (前进三挡、后退一挡)组合而构成前进九挡(Fl F9)、后退三挡(Rl R3)的变速挡(参照图4)。[前段侧变速部10]前段侧变速部10具有:输入轴11、L离合器(第一离合器)12a、M离合器(第二离合器)12b、H离合器(第三离合器)12c以及相互同轴配置的M行星齿轮系(第一行星齿轮系)13和H行星齿轮系(第二行星齿轮系)14。输入轴11配置在变速箱I内的动力传递路径中最靠上游侧的位置，从变矩器2传递动力。L离合器12a配置在前段侧变速部10内最靠输出侧的位置。另外，M离合器12b配置在前段侧变速部10内最靠输入侧的位置，H离合器12c配置在L离合器12a和M离合器12b之间。(M行星齿轮系13)M行星齿轮系13是单级行星式的行星齿轮系，配置在前段侧变速部10中的输出侦!|。M行星齿轮系13构成为包括太阳齿轮13a、行星架13b、环形齿轮13c和多个行星齿轮13e0太阳齿轮13a配置在输入轴11的外周侧且M行星齿轮系13中最靠内周侧的位置。行星架13b可支承大致等间隔地配置在其周向的多个行星齿轮13e并使该多个行星齿轮13e可以旋转。多个行星齿轮13e分别与太阳齿轮13a啮合。另外，在本实施方式中，行星架13b相对于输出轴11固定，在该M行星齿轮系13中，输入轴11的旋转输入到行星架。环形齿轮13c被配置为与轴支承于行星架13b的多个行星齿轮13e啮合。在本实施方式中，该环形齿轮13c相对于中间轴21固定，M行星齿轮系13的旋转从环形齿轮13c输出。(H行星齿轮系14)H行星齿轮系14是双级行星式行星齿轮系，在前段侧变速部10中配置在相比于M行星齿轮系13更靠输入侧的位置。H行星齿轮系14构成为包括太阳齿轮14a、行星架14b、环形齿轮14c、内周侧的多个行星齿轮14el和外周侧的多个行星齿轮14e2。即，该H行星齿轮系14具有两组行星齿轮。太阳齿轮14a配置在输入轴11的外周侧且H行星齿轮系14中最靠内周侧的位置。另外，该H行星齿轮系14的太阳齿轮14a与M行星齿轮系13的太阳齿轮13a构成为一体旋转。行星架14b分别支承大致等间隔地配置在其周向的内外周侧的多个行星齿轮14el，14e2，并使该多 个行星齿轮14el，14e2可以旋转。在内外周的行星齿轮14el，14e2中，内周侧的多个行星齿轮14el与太阳齿轮14a啮合。在本实施方式中，行星架14b与行星架13b构成为一体，该行星架13b被包含于M行星齿轮系13，在输入轴11的轴向上与行星架14b相邻接。因此，即使在该H行星齿轮系14，也能够使输入轴11的旋转输入到行星架14b。环形齿轮14c被配置为与轴支承于行星架14b的行星齿轮14el, 14e2中位于外周侧的多个行星齿轮14e2啮合。另外，如前所述，内外周的行星齿轮14el，14e2分别与太阳齿轮14a、环形齿轮14c啮合并且相互啮合。即，多个内周侧的行星齿轮14el分别与太阳齿轮14a和外周侧的行星齿轮14e2啮合,多个外周侧的行星齿轮14e2分别与内周侧的行星齿轮14el和环形齿轮14c啮合。如上所述,H行星齿轮系14构成为包括两组行星齿轮14el, 14e2的双级行星式行星齿轮系。因此，能够使输出的旋转方向反转。(离合器及动力传递路径)L离合器12a是用于直接连接输入轴11和中间轴21的离合器。因此，如图3 (a)所示，在L离合器12a动作时(离合器连接时)，动力从输入轴11经由L离合器12a直接传递到中间轴21。另外，此时的减速比为1.000。M离合器12b选择性地使M行星齿轮系13的太阳齿轮13a和前段侧变速部10的壳体(固定部)结合。如图3 (b)所不,在M离合器12b动作时(离合器连接时)，向与输入轴11连接的M行星齿轮系13的行星架13b输入的动力，经由轴支承于行星架13b的行星齿轮13e，从环形齿轮13c传递到中间轴21。即，动力输入到行星架13b并从环形齿轮13c输出。因此，使M离合器12b动作时的减速比达到0.742，小于L离合器12a动作时的减速比(L-M间的挡间比为1.348)。H离合器12c选择性地使H行星齿轮系14的环形齿轮14c和前段侧变速部10的壳体(固定部)结合。如图3 (c)所不,在H离合器12c动作时(离合器连接时)，向与输入轴11连接的M行星齿轮系13的行星架13b输入的一部分动力，直接从M行星齿轮系13的环形齿轮13c传递到中间轴21。另一方面，输入到行星架13b的剩余的动力，经由与M行星齿轮系13的行星架13b —体化的H行星齿轮系14的行星架14b，依次以H行星齿轮系14的太阳齿轮14a、M行星齿轮系13的太阳齿轮13a的顺序传递,从M行星齿轮系13的环形齿轮13c向中间轴21传递。在这样的H离合器12c动作时，由于动力从M行星齿轮系13的行星架13b输入之后,经由H行星齿轮系14的行星架14b、太阳齿轮14a及M行星齿轮系13的太阳齿轮13a，从环形齿轮13c输出，因此，减速比是0.556，小于M离合器动作时的减速比(M-H间的挡间比为 1.335)。[后段侧变速部20]后段侧变速部20具有中间轴21、一速离合器(低速离合器)22a、二速离合器(中速离合器)22b、三速离合器(高速离合器)22c、后退离合器22d、一速行星齿轮系(第三行星齿轮系)23、二速行星齿轮系(第四行星齿轮系)24、后退行星齿轮系(第五行星齿轮系)25及输出轴26。中间轴21配置在输入轴11和输出轴26之间，向后段侧变速部20传递从前段侧变速部10输出的动力。一速离合器22a配置在后段侧变速部20内最靠输出侧的位置，二速离合器22b配置在三速离合器22c和后退离合器22d之间，三速离合器22c配置在后段侧变速部20内最靠输入侧的位置。另外，后退离合器22d配置在一速离合器22a和二速离合器22b之间。输出轴26配置在变速箱I中动力传递路径上最靠下游侧的位置，向下游侧输出从输入轴11经由中间轴21传递来的动力。(一速行星齿轮系23)一速行星齿轮系(第三行星齿轮系)23是单级行星式行星齿轮系，在后段侧变速部20中配置在最靠输出侧的位置。一速行星齿轮系23构成为包括太阳齿轮23a、行星架23b、环形齿轮23c及多个行星齿轮23e。太阳齿轮23a配置在中间轴21的外周侧且一速行星齿轮系23中的最靠内周侧的位置。行星架23b支承等间隔地配置在其周向的多个行星齿轮23e并使该多个行星齿轮23e能够旋转。多个行星齿轮23e分别与太阳齿轮23a啮合。另外，在本实施方式中，该行星架23b固定在输出轴26。因此，后段侧变速部20的动力从行星架23b向输出轴26输出。环形齿轮23c与轴支承于行星架23b的多个行星齿轮23e啮合。(二速行星齿轮系24)二速行星齿轮系(第四行星齿轮系)24是单级行星齿轮系，在后段侧变速部20中配置在最靠输入侧的位置。二速行星齿轮系24构成为包括太阳齿轮24a、行星架24b、环形齿轮24c及多个行星齿轮24e。
太阳齿轮24a配置在中间轴21的外周侧且二速行星齿轮系24中最靠内周侧的位置。行星架24b支承等间隔地配置在其周向的多个行星齿轮24e并使该多个行星齿轮24e能够旋转。多个行星齿轮24e分别与太阳齿轮24a啮合。在本实施方式中，该行星架24b与在轴向邻接的后退行星齿轮系25的行星架25b构成一体。环形齿轮24c与轴支承于行星架24b的多个行星齿轮24e啮合。(后退行星齿轮系25)后退行星齿轮系(第五行星齿轮系)25是双级行星式的行星齿轮系，配置在后段侧变速部20中的一速行星齿轮系23和二速行星齿轮系24之间。后退行星齿轮系25构成为包括太阳齿轮25a、行星架25b、环形齿轮25c、内周侧的多个行星齿轮25el和外周侧的多个行星齿轮25e2。太阳齿轮25a配置在中间轴21的外周面侧且后退行星齿轮系25中的最靠内周侧的位置。行星架25b分别支承大致等间隔地配置在其周向的内外周侧的行星齿轮25el，25e2，并使该行星齿轮25el，25e2能够旋转。内周侧的多个行星齿轮25el与太阳齿轮25a啮合。另外，在本实施方式中，如上所述，行星架25b与在轴向邻接的二速行星齿轮系24的行星架24b构成一体，并且与一速行星齿轮系23的环形齿轮23c连接成能够一体旋转。环形齿轮25c与轴支承于行星架25b的外周侧的多个行星齿轮25e2啮合。另外，如前所述，内外周的行星齿轮25el，25e2分别与太阳齿轮25a、环形齿轮25c啮合，并且相互啮合。即，多个内周侧的行星齿轮25el分别与太阳齿轮25a和外周侧的行星齿轮25e2啮合，多个外周侧的行星齿轮25e2分别与内周侧的行星齿轮25el和环形齿轮25c啮合。如上所述,后退行星齿轮系25构成为包括两组行星齿轮25el,25e2的双级行星式行星齿轮系。因此，通过使输出的旋转方向反转，能够传递用于后退的动力。(离合器及动力传递路径)一速离合器22a选择性地使一速行星齿轮系23的环形齿轮23c和后段侧变速部20的壳体(固定部)结合。另外，在一速离合器22a动作时(离合器连接时),动力从与中间轴21连接的一速行星齿轮系23的太阳齿轮23a经由行星齿轮23e，从行星架23b传递到输出轴26。另外，在一速离合器22a动作时，通过与上述L，M，H离合器12a 12c的动作配合，能够得到前进一速(Fl)到三速(F3)的变速挡。将此时的变速比的一个例子表示在图4中。具体地讲，作为Fl，F2，F3的变速比，分别能够设定在5.091,3.780，2.830。如图4所示，此时F1-F2间的挡间比为1.348，F2-F3间的挡间比为1.335。二速离合器22b选择性地使二速行星齿轮系24的环形齿轮24c和后段侧变速部20的壳体(固定部)结合。另外，在二速离合器22b动作时(离合器连接时),输入到中间轴21的一部分动力从二速行星齿轮系24的太阳齿轮24a经由行星齿轮24e、与行星架24b构成一体的行星架25b、一速行星齿轮系23的环形齿轮23c、行星齿轮23e，从行星架23b传递到输出轴26，并且，剩余的动力经由一速行星齿轮系23的太阳齿轮23a，从行星齿轮23e和行星架23b传递到输出轴26。另外，在二速离合器22b动作时，通过与上述L，M，H的离合器12a 12c的动作配合，能够得到前进四速(F4)到六速(F6)的变速挡。将此时的变速比的一个例子表示在图4中。具体地讲，作为F4，F5，F6的变速比，分别能够设定在2.163，
1.606，1.203。如图4所示，此时F3-F4间的挡间比为1.308，F4-F5间的挡间比为1.348，F5-F6间的挡间比为1.335。三速离合器22c选择性地使中间轴21和二速行星齿轮系24的行星架24b结合。这样，在三速离合器22c动作时(离合器连接时)，输入到中间轴21的一部分动力，从与二速行星齿轮系24的行星架24b构成一体的行星架25b、一速行星齿轮系23的环形齿轮23c、行星齿轮23e，行星架23b向输出轴26传递，并且，剩余的动力经由一速行星齿轮系23的太阳齿轮23a，从行星齿轮23e、行星架23b向输出轴26传递。另外，在三速离合器22c动作时，通过与上述L，M，H的离合器12a 12c的动作配合，能够得到前进七速(F7)到九速(F9)的变速挡。将此时的变速比的一个例子表示在图4中。具体地讲，作为F7，F8，F9的变速比，分别能够设定在1.000,0.742,0.556。如图4所示，此时F6-F7间的挡间比为1.203，F7-F8间的挡间比为1.348，F8-F9间的挡间比为1.335。后退离合器22d选择性地使后退行星齿轮系25的环形齿轮25c和后段侧变速部20的壳体(固定部)结合。另外，在后退离合器22d动作时(离合器连接时),输入到中间轴21的动力从后退行星齿轮系25的太阳齿轮25a经由行星齿轮25e，并经由行星架25b、一速行星齿轮系23的环形齿轮23c、行星齿轮23e、行星架23b传递到输出轴26。另外，在后退离合器22d动作时，通过与上述L，M，H离合器12a 12c的动作配合，能够得到后退一速(Rl)到三速(R3)的变速挡。将此时的变速比的一个例子表示在图4中。具体地讲，作为R1，R2，R3的变速比，分别能够设定在一 4.571，— 3.394，一 2.541。如图4所示，此时R1-R2间的挡间比为1.348，R2-R3间的挡间比为1.335。[本变速箱I和前段侧变速部10的特征](I)在本实施方式的前段侧变速部10中，M行星齿轮系13的行星架13b和H行星齿轮系14的行星架14b均与输入轴11连接。另外，M行星齿轮系13的环形齿轮13c与中间轴21连接。由此，前段侧变速部10能够构成为，在M，H离合器12b，12c动作时，能够从输入轴11向行星架13b输入动力，该动力从环形齿轮13c输出。因此,通过上述两个行星齿轮系的组合，能够将L，M，H各离合器12a 12c动作时的减速比均设定在1.000以下。结果，传递到输出侧的中间轴21的扭矩不增加，而能够使变速箱I的结构简单化。而且，如上所述，根据M，H行星齿轮系13，14的结构以及动力的输入输出关系，能够使H，M，L的挡间比大致相等。因此，通过与配置于后段侧的前进三挡、后退一挡的后段侧变速部20进行组合，能够容易地构成前进九挡、后退三挡的变速挡。(2)如图1和图2所示，在本实施方式的变速箱I中，后段侧变速部20配置在上述前段侧变速部10的输出侧。后段侧变速部20具有包括一速、二速、三速、后退的各离合器22a 22d的离合器机构以及一速、二速、后退的各行星齿轮系23 25。由此，在前段侧变速部10中，能够使三个变速挡(L，M，H)之间达到大致等挡间比。因此，仅通过使该前段侧变速部10组合前进三挡、后退一挡的后段侧变速部20，能够容易地、紧凑地构成前进九挡、后退三挡的等挡间比的多挡化的变速箱I。(3)在本实施方式的变速箱I中，后退离合器22d和后退行星齿轮系25相比于一速离合器22a和一速行星齿轮系23配置在更靠输入侧。因此，与后退离合器等配置在最靠输出侧的结构相比，能够避免使后退时变速挡的减速比过度地增大。结果，能够将后退时的行驶速度、行驶扭矩设定为合适的大小。[其他实施方式]以上说明了本发明一实施方式，但是，本发明并不限于上述实施方式，在不脱离本发明宗旨的范围内可以进行各种变更。(A)在上述实施方式中，作为配置于前段侧变速部10的后段的后段侧变速部20的结构，以从前段侧依次配置三速离合器22c、二速离合器22b和二速行星齿轮系24、后退离合器22d和后退行星齿轮系25、一速离合器22a和一速行星齿轮系23为例进行了说明。但是，本发明并不限于此。S卩、作为后段侧变速部的结构，可以组合具有其他结构的变速部而加以利用。例如，如图5所示，可以是将动力从中间轴31侧向输出轴36传递的变速箱100，其中，作为后段侧变速部30的结构，可以从前段侧依次配置三速离合器32c、二速离合器32b和二速行星齿轮系34、一速离合器32a和一速行星齿轮系33、后退离合器32d和后退行星齿轮系35。在该图5所示的变速箱100中，一速行星齿轮系33有选择地与一速离合器32a结合，包括太阳齿轮33a、行星架33b、可旋转地支承在行星架33b的行星齿轮33e、和环形齿轮33c。另外，二速行星齿轮系34有选择地与二速离合器32b结合，包括太阳齿轮34a、行星架34b、可旋转地支承在行星架34b的行星齿轮34e、和环形齿轮34c。后退行星齿轮系35有选择地与后退离合器32d结合，包括太阳齿轮35a、行星架35b、可旋转地支承在行星架35b的行星齿轮35e、和环形齿轮35c。另外，环形齿轮33c、行星架34b和太阳齿轮35a经由三速离合器32c与中间轴31连接。另外，太阳齿轮33a，34a相互连接，以一体旋转。另外，行星架33b，35b与输出轴36连接。另外，一速离合器32a将环形齿轮33c和壳体(固定部)之间连接或断开，二速离合器32b将环形齿轮34c和壳体(固定部)之间连接或断开，三速离合器32c将中间轴31和行星架34b之间连接。另外，后退离合器32d将环形齿轮35c和壳体(固定部)之间连接。此时，由于后退行星齿轮系35等配置在最后段侧，因此，能够使后退一速的减速比非常大以确保足够的牵引力。因此，能够适用于后退时需要牵引力的车辆。(B)在上述实施方式中，作为前段侧变速部10的H，M，L的减速比，以设定在0.556、
0.742、1.000为例进行了说明。但是，本发明并不限于此。例如，如果在H-M间和M-L间设定大致成为等挡间比的减速比，则可以将减速比设定为大于上述减速比的值，也可以将减速比设定为小于上述减速比的值。
(C)在上述实施方式中，作为后段侧变速部20的结构，以前进三挡、后退一挡的变速机构为例进行了说明。但是，本发明并不限于此。例如，像前进四挡、后退一挡那样，能够将可进一步多挡化的变速机构作为后段侧变速部进行组合。此时，作为变速机构整体，能够得到前进十二挡、后退三挡的进一步多挡化的变速机构。(D)在上述实施方式中，以将本发明的变速箱I安装于自卸卡车为例进行了说明。但是，本发明并不限于此。例如，可以安装于轮式装载机等其他建筑车辆，也可以安装于其他工程作业车辆。工业实用性本发明的行星齿轮式变速机构，通过抑制传递到后段侧的变速部的扭矩，在不加大配置于后段的齿轮，或者不额外追加增速齿轮等部件而保持简单结构的情况下，能够构成多挡化的齿轮系。因此，本发明能够广泛适用于切换多个变速挡从而一边变更行驶速度、牵引力一边行驶的车辆。
权利要求
1.一种行星齿轮式变速机构，其特征在于，具有: 前段侧变速部，其包括输入动力的输入轴；以及 后段侧变速部，其包括与所述前段侧变速部连接的中间轴和输出动力的输出轴； 所述前段侧变速部具有: 第一行星齿轮系，其具有第一太阳齿轮、与所述第一太阳齿轮啮合的多个第一行星齿轮、与所述输入轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个所述第一行星齿轮的第一行星架、以及与所述中间轴连接且多个所述第一行星齿轮与之啮合的第一环形齿轮； 第二行星齿轮系，其具有与所述第一太阳齿轮连接且能够与之一体旋转的第二太阳齿轮、与所述第二太阳齿轮啮合的多个内周侧第二行星齿轮、与多个所述内周侧第二行星齿轮啮合的多个外周侧第二行星齿轮、与所述输入轴连接且以使之能够旋转的方式支承所述内周侧第二行星齿轮和外周侧第二行星齿轮的第二行星架、以及多个所述外周侧第二行星齿轮与之啮合的第二环形齿轮； 第一离合器，其将所述输入轴和所述中间轴之间连接或断开； 第二离合器，其使 所述第二太阳齿轮能够旋转或者禁止所述第二太阳齿轮旋转； 第三离合器，其使所述第二环形齿轮能够旋转或者禁止所述第二环形齿轮旋转。
2.如权利要求1所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第二行星齿轮系的输出经由所述第一行星齿轮系与所述中间轴连接。
3.如权利要求1所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第二行星齿轮系的增速比大于所述第一行星齿轮系的增速比。
4.如权利要求1所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述后段侧变速部是变速挡构成为低速、中速、高速、后退这前进三挡与后退一挡的变速机构，具有: 第三行星齿轮系，其具有第三太阳齿轮、与所述第三太阳齿轮啮合的多个第三行星齿轮、与所述输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个所述第三行星齿轮的第三行星架、以及多个所述第三行星齿轮与之啮合的第三环形齿轮； 第四行星齿轮系，其具有第四太阳齿轮、与所述第四太阳齿轮啮合的多个第四行星齿轮、以使之能够旋转的方式支承多个所述第四行星齿轮的第四行星架、以及多个所述第四行星齿轮与之啮合的第四环形齿轮； 第五行星齿轮系，其具有第五太阳齿轮、与所述第五太阳齿轮啮合的多个第五行星齿轮、以使之能够旋转的方式支承多个所述第五行星齿轮的第五行星架、以及多个所述第五行星齿轮与之啮合的第五环形齿轮； 低速离合器，其使所述第三环形齿轮能够旋转或者禁止所述第三环形齿轮旋转； 中速离合器，其使所述第四环形齿轮能够旋转或者禁止所述第四环形齿轮旋转； 高速离合器，其将所述中间轴与所述第四行星架连接或断开，并将所述中间轴与所述第五行星架连接或断开； 后退离合器，其使所述第五环形齿轮能够旋转或者禁止所述第五环形齿轮旋转。
5.如权利要求4所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第三太阳齿轮、所述第四太阳齿轮和所述第五太阳齿轮均与所述中间轴连接。
6.如权利要求4所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于，所述第五行星齿轮具有与所述第五太阳齿轮啮合的多个内周侧第五行星齿轮以及与所述第五环形齿轮啮合的外周侧第五行星齿轮。
7.如权利要求4所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第三环形齿轮、所述第四行星架和所述第五行星架相互连接，以一体旋转。
8.如权利要求1所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述后段侧变速部是变速挡构成为低速、中速、高速、后退这前进三挡及后退一挡的变速机构，具有: 第三行星齿轮系，其具有第三太阳齿轮、与所述第三太阳齿轮啮合的多个第三行星齿轮、与所述输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个所述第三行星齿轮的第三行星架、以及多个所述第三行星齿轮与之啮合的第三环形齿轮； 第四行星齿轮系，其具有第四太阳齿轮、与所述第四太阳齿轮啮合的多个第四行星齿轮、以使之能够 旋转的方式支承多个所述第四行星齿轮的第四行星架、以及多个所述第四行星齿轮与之啮合的第四环形齿轮； 第五行星齿轮系，其具有第五太阳齿轮、与所述第五太阳齿轮啮合的多个第五行星齿轮、与所述输出轴连接且以使之能够旋转的方式支承多个所述第五行星齿轮的第五行星架、以及多个所述第五行星齿轮与之啮合的第五环形齿轮； 低速离合器，其使所述第三环形齿轮能够旋转或者禁止所述第三环形齿轮旋转； 中速离合器，其使所述第四环形齿轮能够旋转或者禁止所述第四环形齿轮旋转； 高速离合器，其将所述中间轴与所述第四行星架连接或断开； 后退离合器，其使所述第五环形齿轮能够旋转或者禁止所述第五环形齿轮旋转。
9.如权利要求8所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第三太阳齿轮和所述第四太阳齿轮与所述中间轴连接。
10.如权利要求8所述的行星齿轮式变速机构，其特征在于， 所述第三环形齿轮、所述第四行星架和所述第五太阳齿轮相互连接，以一体旋转。
全文摘要
本发明提供一种行星齿轮式变速机构，通过抑制传输扭矩，在不加大配置于后段的齿轮或者不额外追加增速齿轮等部件的情况下，能够保持简单的结构，构成多挡化的齿轮系。输入侧变速机构(10)是从输入轴(11)向中间轴(21)传递动力的变速机构，具有L、M、H离合器(12a～12c)和轴向邻接的两个M、H行星齿轮系(13，14)。M行星齿轮系(13)具有太阳齿轮(13a)、行星架(13b)、环形齿轮(13c)和行星齿轮(13e)。H行星齿轮系(14)具有太阳齿轮(14a)、行星架(14b)、环形齿轮(14c)和两组行星齿轮(14e1，14e2)。M、H离合器(12b)、(12c)构成为动作时动力从输入轴(11)输入到行星架(13b)并从环形齿轮(13c)输出。
文档编号F16H3/66GK103185113SQ20131009327
公开日2013年7月3日 申请日期2008年8月27日 优先权日2007年9月25日
发明者盐原正树 申请人:株式会社小松制作所