JP2001082555A - 車両用自動変速機 - Google Patents
車両用自動変速機Info
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Abstract
合要素の追加で大幅な多段化を図る。 【解決手段】 車両用自動変速機は、入力軸11の回転
に対して、固定の第1の速度比を持つ第1の入力経路T
1と、第1の速度比と異なる固定の第2の速度比を持つ
第2の入力経路T2と、複数のプラネタリギヤの組み合
わせからなる4要素のプラネタリギヤセットGと、プラ
ネタリギヤセットの4要素を、速度線図上での各要素の
並び順に従い第1〜第4要素として、第2の入力経路か
らの回転を第1要素S3と第4要素S2とにそれぞれ伝
達する第1クラッチ(C−1)及び第3クラッチ(C−
3)と、第1の入力経路からの回転を第3要素C2(C
3)と第1要素とにそれぞれ伝達する第2クラッチ(C
−2)及び第4クラッチ(C−4)と、第4要素を係止
する第1ブレーキ(B−1)及び第3要素を係止する第
2ブレーキ(B−2)と、第2要素R2(R3)に連結
された出力軸33とを有する。この構成により前進10
段を達成する。
Description
多段の自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインに関
する。
イバビリティの確保と、省エネルギに不可欠な燃費の向
上のために、多段化の要請がある。こうした要請に応え
るには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数と
係合要素数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限
の要素からなるプラネタリギヤセットを、3つのクラッ
チと2つのブレーキとからなる5つの係合要素で操作し
て、前進6速・後進1速を達成するコンパクトなギヤト
レインが特開平4−219553号公報において提案さ
れている。この提案に係るギヤトレインによれば、前進
6段を達成することにより、ワイドなギヤ比幅とクロス
レシオの両立が可能となり、駆動力、燃費において、高
い性能を得ることができる。
れる様々な走行状態において、最適な駆動力を得、かつ
最良の燃費を確保するためには、6段の変速段でも必ず
しも十分とは言えず、更なる多段化が望ましい。他方、
そのために自動変速機が大型化し重量が増加すること
は、逆に燃費の悪化を招くので避けなければならない。
いて、装置の大型化を最小限に抑えながら更なる多段化
を達成することを目的とする。
め、本発明の車両用自動変速機は、入力軸の回転に対し
て、固定の第1の速度比を持つ第1の入力経路と、第1
の速度比と異なる固定の第2の速度比を持つ第2の入力
経路と、複数のプラネタリギヤの組み合わせからなる4
要素のプラネタリギヤセットと、該プラネタリギヤセッ
トの4要素を、速度線図上での各要素の並び順に従い第
1〜第4要素として、第2の入力経路からの回転を第1
要素と第4要素とにそれぞれ伝達する第1クラッチ及び
第3クラッチと、第1の入力経路からの回転を第3要素
と前記第1要素とにそれぞれ伝達する第2クラッチ及び
第4クラッチと、第4要素を係止する第1ブレーキ及び
第3要素を係止する第2ブレーキと、第2要素に連結さ
れた出力軸とを有する。
減速して出力する減速プラネタリギヤを有し、該減速プ
ラネタリギヤからの入力経路が前記第2の入力経路とさ
れ、減速プラネタリギヤを介さない入力軸からの入力経
路が前記第1の入力経路とされた構成とするのが有効で
ある。
らの回転を増速して出力する増速プラネタリギヤを有
し、該増速プラネタリギヤからの入力経路が前記第1の
入力経路とされ、増速プラネタリギヤを介さない入力軸
からの入力経路が前記第2の入力経路とされた構成を採
るのが有効である。
回転を前記第1の速度比で出力する第1のカウンタギヤ
列と、入力軸からの回転を前記第2の速度比で出力する
第2のカウンタギヤ列とを有し、前記第1カウンタギヤ
列からの入力経路が前記第1の入力経路とされ、前記第
2カウンタギヤ列からの入力経路が前記第2の入力経路
とされた構成とするのも有効である。
第1〜第4クラッチと第1及び第2ブレーキからなる6
つの係合要素により最高で前進10段を得ることができ
る。よって、少ない係合要素により大幅な多段化が可能
となるので、自動変速機の大型化を最小限に抑えなが
ら、様々な走行状態において、最適なギヤ比の選択が可
能となる。
の回転が、入力回転に対して直結及び減速回転となるこ
とで、プラネタリギヤセットで作られる変速段のギヤ比
を全体的に低いギヤ比とすることができるので、特に、
FF車やRR車用のトランスアクスルのように、変速機
部にディファレンシャル装置を備える場合には、それへ
の入力部で設定される最終減速比を比較的小さくするこ
とができ、変速機部を小さくすることができる。
の回転が、入力回転に対して直結及び増速回転となるこ
とで、プラネタリギヤセットへの両入力経路で伝達され
るトルクの増幅がなくなり、各クラッチ、ブレーキ及び
プラネタリギヤセットをコンパクトに構成でき、変速機
部を小さくすることができる。
リギヤセットが、入力軸とは異なる軸、即ち、エンジン
の軸とは異なる軸に配置されることになるので、エンジ
ンの軸上での部材の集中を妨止でき、レイアウトの自由
度が増す。
形態を説明する。図1〜図4は本発明を具体化した車両
用自動変速機の第1実施形態を示す。図1にそのギヤト
レイン構成を軸間を共通平面内に展開してスケルトンで
示すように、この自動変速機は、互いに並行する主軸
X、カウンタ軸Y、デフ軸Zの各軸上に各要素が配設さ
れた3軸構成の横置式トランスアクスルを構成してい
る。
置されたロックアップクラッチ付の3要素のトルクコン
バータ4と、出力側に配置された変速機構1と、変速機
構に対して並列配置とされたカウンタ軸Y上のカウンタ
ギヤ機構2と、更にカウンタギヤ機構に対して並列配置
とされたデフ軸Z上のディファレンシャル装置3とで構
成されている。トルクコンバータ4は、ポンプインペラ
41とタービンランナ42とステータ43を備える構成
とされている。また、カウンタギヤ機構2は、カウンタ
軸20に固定されたカウンタドリブンギヤ21とデフド
ライブピニオンギヤ22とを備える構成とされている。
更に、ディファレンシャル装置3は、デフケース30
と、それに固定のデフリングギヤ31と、デフケース3
0内に配置された差動歯車32と、デフサイドギヤに連
結された出力軸33とを備える構成とされている。これ
ら相互の連結関係は、トルクコンバータ4のタービンラ
ンナ42が変速機構1の入力軸11に連結され、変速機
構の出力部材を構成するカンタドライブギヤ19が噛合
によりカウンタギヤ機構2のカウンタドリブンギヤ21
に連結され、デフドライブピニオンギヤ22が噛合によ
りデフリングギヤ31に連結された構成とされている。
転に対して、固定の第1の速度比(本形態では、直結の
速度比1)を持つ第1の入力経路T1と、第1の速度比
と異なる固定の第2の速度比(本形態において、減速
比)を持つ第2入力経路T2と、複数のプラネタリギヤ
の組み合わせからなる4要素のプラネタリギヤセット
(本形態において、ラビニョタイプのプラネタリギヤセ
ット)Gと、プラネタリギヤセットGの4要素を、速度
線図(図3参照)上での各要素の並び順に従い第1〜第
4要素として、第2の入力経路T2からの回転を第1要
素S3と第4要素S2とにそれぞれ伝達する第1クラッ
チ(C−1)及び第3クラッチ(C−3)と、第1の入
力経路T1からの回転を第1要素S3と第3要素C2
(C3)とにそれぞれ伝達する第4クラッチ(C−4)
及び第2クラッチ(C−2)と、第4要素S2を係止す
る第1ブレーキ(B−1)及び第3要素C2(C3)を
係止する第2ブレーキ(B−2)と、第2要素R2(R
3)に連結された出力軸(本形態において、出力軸は、
カウンタギヤ機構2とデファレンシャル装置3を介して
第2要素に連結)33とを有する。
転を減速して出力する減速プラネタリギヤG1を有し、
減速プラネタリギヤからの入力経路が第2の入力経路T
2とされ、減速プラネタリギヤを介さない入力軸11か
らの入力経路が第1の入力経路T1とされている。
は、第1要素S3が小径サンギヤ、第2要素R2(R
3)がリングギヤ、第3要素C2(C3)が2つのピニ
オンギヤP2,P3を支持するキャリア、第4要素S2
が大径サンギヤとされ、2つのピニオンギヤP2,P3
は、互いに噛合するロングピニオンP2とショートピニ
オンP3とで構成され、ショートピニオンP3が小径サ
ンギヤS3に噛合し、ロングピニオンP2が大径サンギ
ヤS2とリングギヤR2に噛合する関係にある。
プルプラネタリタイプとされ、サンギヤS1、それに外
接噛合するピニオンギヤP1を支持するキャリアC1、
ピニオンギヤP1が内接噛合するリングギヤR1を有す
る。この形態では、リングギヤR1を入力要素とすべ
く、該ギヤR1が入力軸11に連結され、キャリアC1
は出力要素としてクラッチ(C−1)のドラム側に連結
され、サンギヤS1が反力要素として変速機ケース10
に固定されている。
そのドラム側を前記のように減速プラネタリギヤG1の
キャリアC1に連結され、ハブ側は動力伝達部材12を
介して小径サンギヤS3に連結されている。
そのドラム側を第4クラッチ(C−4)のドラムを介し
て入力軸11に連結され、ハブ側はプラネタリギヤセッ
トGのキャリアC2(C3)に連結されている。
とれ、そのハブ側が第1クラッチ(C−1)のドラムを
介して減速プラネタリギヤG1のキャリアC1に連結さ
れ、ドラム側はプラネタリギヤセットGの大径サンギヤ
S2に動力伝達部材13を介して連結されている。
とれ、そのドラム側が入力軸11に連結され、ハブ側は
プラネタリギヤセットGの小径サンギヤS3に連結され
ている。
(C−3)のドラムをブレーキドラムとするバンドブレ
ーキ構成とされ、第3クラッチ(C−3)とプラネタリ
ギヤセットGの連結関係から、その大径サンギヤS2を
変速機ケース10に係止するものとされている。
後記するワンウェイクラッチ(F−1)のインナレース
を介してプラネタリギヤセットGのキャリアC2(C
3)に連結された多板構成のブレーキとされている。
レーキ(B−2)に並列させてワンウェイクラッチ(F
−1)を配しているが、これは、1→2変速時の第2ブ
レーキ(B−2)と第1ブレーキ(B−1)の掴み替え
のための複雑な油圧制御を避け、第2ブレーキ(B−
2)の解放制御を単純化すべく、第1ブレーキ(B−
1)の係合に伴って自ずと係合力を解放する回転方向に
対して係合・解放に方向性を持つワンウェイクラッチ
(F−1)を用いたものであり、第2ブレーキ(B−
2)と同等のものである。
しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運
転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車
両負荷に基づき、変速を行う。図2は図に略号で示す各
クラッチ及びブレーキの係合及び解放(○印で係合、無
印で解放を表す)で達成される変速段と、各変速段のギ
ヤ比を図表化して示す。この図表におけるギヤ比は、減
速プラネタリギヤG1のサンギヤS1とリングギヤR1
の歯数比λ1=0.625、プラネタリギヤセットGの
大径サンギヤS2とリングギヤR2(R3)すなわちラ
ビニョのシンプル側の歯数比λ2=0.397、小径サ
ンギヤS3とリングギヤR3すなわちラビニョのダブル
プラネタリ側の歯数比λ3=0.384に設定したもの
で、この場合の入出力ギヤ比は、 第1速(1ST):(A+B)/AC=4.237 第2速(2ND):(A+B)/A=2.607 第3速(3RD):(1+A+B)/(1+A)C=
2.368 第4速(4TH):1/C=1.625 第5速(5TH):(1+A+B)/(1+A)=1.
457 第6速(6TH):(A+B)/(B+AC)=1.1
73 第7速(7TH):(1+A+B)/(1+A+BC)
=1.137 第8速(8TH):1/1=1.000 第9速(9TH):1/(1+A(1−C))=0.8
67 第10速(10TH):1/(1+A)=0.716 後進(REV):−1/AC=−4.091 となる。
合(●印でそれらの係合を表す)により達成される変速
段と、そのときの各要素の速度比との関係を速度線図で
示す。速度線図における縦軸は、それぞれ減速プラネタ
リギヤG1及びプラネタリギヤセットGの各要素を示
し、それら各軸間の横方向幅がギヤ比の関係、縦方向位
置が速度比を示す。ちなみに、減速プラネタリギヤG1
のサンギヤS1を固定(速度比0)とし、リングギヤR
1に入力(速度比1)を与えることで、キャリアC1に
減速回転(サンギヤS1の速度比0の点とリングギヤR
1の速度比1の点とを結ぶ直線とキャリアC1を表す縦
線との交点の速度比)が出力され、この減速回転を第1
クラッチ(C−1)の係合でプラネタリギヤセットGの
小径サンギヤS3に入力させ、かつ、第2ブレーキ(B
−2)の係止でキャリアC2(C3)を係止(速度比
0)した場合に、リングギヤR3(R2)に第1速(1
ST)の減速回転が出力され、サンギヤS2はサンギヤ
S3とリングギヤR3(R2)に対して逆回転(速度比
−)で空転する。
(1ST)は、第1クラッチ(C−1 )と第2ブレーキ
(B−2)の係合(本形態において、作動図表を参照し
てわかるように、この第2ブレーキ(B−2)の係合に
代えてワンウェイクラッチ(F−1)の自動係合が用い
られているが、この係合を用いている理由及びこの係合
が第2ブレーキ(B−2)の係合に相当する理由につい
ては前記のとおりである。)により達成される。この場
合、図1を参照して、入力軸11から減速プラネタリギ
ヤG1を経て減速された回転が第1クラッチ(C−1)
経由で小径サンギヤS3に入力され、ワンウェイクラッ
チ(F−1)の係合により係止されたキャリアC2(C
3)に反力を取って、リングギヤR2(R3)の最大減
速比の減速回転がカウンタドライブギヤ19に出力され
る。
は、一般には、プラネタリギヤセットGの各要素間のギ
ヤ比設定次第で、達成される変速段と変速段の達成関与
する要素との関係が入れ替わる可能性のあるものである
が、これらの変速段については、前記のギヤ比設定の場
合を例として説明する。
第4クラッチ(C−4)とワンウェイクラッチ(F−
1)の係合により達成される。この場合、入力軸11か
らの非減速回転が第4クラッチ(C−4)経由で小径サ
ンギヤS3に入力され、ワンウェイクラッチ(F−1)
の係合により係止されたキャリアC2(C3)に反力を
取って、リングギヤR2(R3)の減速回転がカウンタ
ドライブギヤ19に出力される。このときの減速比は、
入力回転が非減速回転であるため、ギヤ比の設定に関わ
りなく入力回転が減速回転である第1速(1ST)より
小さくなる。
(C−1)と第1ブレーキ(B−1)の係合により達成
される。この場合、減速プラネタリギヤG1経由の減速
回転が第1クラッチ(C−1)経由で小径サンギヤS3
に入力され、第1ブレーキ(B−1)の係合により係止
された大径サンギヤS2に反力を取って、リングギヤR
2(R3)の減速回転がカウンタドライブギヤ19に出
力される。この場合の速度比は図3の速度線図を参照し
て解かるように第2速(2ND)と接近したものであ
り、ギヤ比設定によっては、第2速(2ND)と減速比
が逆転する可能性のあるものである。
(C−1)と第3クラッチ(C−3)の同時係合により
達成される。この場合、一方で入力軸11から減速プラ
ネタリギヤG1を経て減速された回転が第1クラッチ
(C−1)経由で小径サンギヤS3に入力され、他方で
入力軸11から第3クラッチ(C−3)経由で入力され
た減速回転が大径サンギヤS2に入力され、プラネタリ
ギヤセットGは直結状態となって、減速プラネタリギヤ
G1により減速された回転がそのままリングギヤR2
(R3)の回転としてカウンタドライブギヤ19に出力
される。したがって、この場合の減速比は、減速入力を
更に減速して出力する第3速(3RD)とはギヤ比設定
の如何に関わらず入れ替わらない。
(C−4)と第1ブレーキ(B−1)の係合により達成
される。この場合、入力軸11からの回転が第4クラッ
チ(C−4)経由で小径サンギヤS3に入力され、第1
ブレーキ(B−1)の係合で係止された大径サンギヤS
2に反力を取るリングギヤR2(R3)の回転がカウン
タドライブギヤ19に出力される。この場合の減速比
は、第4速(4TH)のものと入れ替わる可能性があ
る。
チ(C−1)と第2クラッチ(C−2)の同時係合によ
り達成される。この場合、一方で減速プラネタリギヤG
1を経て減速された第1クラッチ(C−1)経由の回転
が小径サンギヤS3に入力され、他方で入力軸11から
第3クラッチ(C−2)経由の非減速回転がキャリアC
2(C3)に入力されて、キャリアC2(C3)と小径
サンギヤS3の回転に対する中間の回転がリングギヤR
2(R3)からカウンタドライブギヤ19に出力され
る。この第6速(6TH)の減速比は第5速(5TH)
の減速比と入れ替わることはない。
(C−3)と第4クラッチ(C−4)の同時係合により
達成される。この場合、一方で減速プラネタリギヤG1
を経て減速された第3クラッチ(C−3)経由の回転が
大径サンギヤS2に入力され、他方で入力軸11から第
4クラッチ(C−4)経由の非減速回転が小径サンギヤ
S3に入力されて、大径サンギヤS2と小径サンギヤS
3の回転に対する中間の回転がリングギヤR2(R3)
からカウンタドライブギヤ19に出力される。この第7
速(7TH)の減速比も第6速(6TH)の減速比と入
れ替わる可能性がある。
2)と第4クラッチ(C−4)の同時係合により達成さ
れる。この場合、両クラッチとも入力軸11の回転をそ
のまま入力するクラッチであるので、プラネタリギヤセ
ットGは直結状態となり、入力軸11の回転がそのまま
リングギヤR2(R3)からカウンタドライブギヤ19
に出力される。この第8速(8TH)の速度比は、他の
変速段に対して絶対的なものであり、それらと入れ替わ
ることはない。
2)と第3クラッチ(C−3)の同時係合により達成さ
れる。この場合、第3クラッチ経由の大径サンギヤS2
への入力は減速回転となるのに対して、第2クラッチ経
由のキャリアC2(C3)への入力は非減速回転となる
ため、リングギヤR2(R3)出力はオーバドライブと
なってカウンタドライブギヤ19に出力される。このと
きの速度比も他の変速段に対して絶対的なものであり、
それらと入れ替わることはない。
(C−2)と第1ブレーキ(B−1)の係合により達成
される。この場合、第2クラッチ経由のキャリアC2
(C3)への非減速回転入力に対して、第1ブレーキ
(B−1)の係合により大径サンギヤS2が係止される
ため、リングギヤR2(R3)出力は更にオーバドライ
ブとなってカウンタドライブギヤ19に出力される。こ
のときの速度比も同様に他の変速段に対して絶対的なも
のであり、それらと入れ替わることはない。
(C−3)と第2ブレーキ(B−2)の係合により達成
される。この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤ
G1を経て減速された回転が第3クラッチ(C−3)経
由で大径サンギヤS2に入力され、ブレーキ(B−2)
の係合により係止されたキャリアC2(C3)に反力を
取るリングギヤR2(R3)の逆転がカウンタドライブ
ギヤ19に出力され、リバースが達成される。なお、こ
の場合の大径サンギヤS2にかかる反力は、エンジンド
ライブ状態での第1速(1ST)や第2速(2ND)と
は逆回転方向となるため、これらの変速段のようにワン
ウェイクラッチ(F−1)の係合を代用することはでき
ない。この点は、同様に大径サンギヤS2にかかる反力
が逆向きとなるエンジンコースト状態においても同様で
ある。したがって、図2の係合図表にみるように、図に
括弧付きで係合を示すエンジンブレーキ状態では、これ
らの変速段においても、エンジンブレーキ達成のために
は、ワンウェイクラッチ(F−1)の係合による第2ブ
レーキ(B−2)係合の代用はできない。
ンによれば、6つの係合要素により前進10段を得るこ
とができる。したがって、従来の5つの係合要素により
前進6段を達成するものに対して、1つの係合要素の増
加だけの少ない係合要素により自動変速機の大型化を最
小限に抑えながら、大幅な多段化が可能となる。しか
も、このようにして達成される各変速段は、図3の速度
線図上で、リングギヤR2(R3)の速度比を示す○印
の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、特
にアンダドライブ側の第1速(1ST)〜第8速(8T
H)間で極めて間隔の詰まった速度ステップとなるた
め、様々な走行状態において、エンジン特性に応じた最
適な駆動力を得るギヤ比の選択が可能となる。
及び減速回転となるので、プラネタリギヤセットGで作
られる変速段のギヤ比を全体的に低いギヤ比とすること
ができ、最終減速比を小さくすることができるため、該
減速比を設定するデフリングギヤ31径を小さくするこ
とで、3軸間の距離を縮めて変速機全体を小さくするこ
とができる。
から各変速段を達成する場合、図2の係合図表を参照し
て解かるように、第4速(4TH)〜第7速(7TH)
間で、2つずつの係合要素の一方を解放し、他方を同時
に係合させる変速操作、いわゆる2係合要素同士の掴み
替えを必要とすることになる。こうした操作は、不可能
ではないにしても、複雑な制御を要するため、コストパ
フォーマンスの点で実現性に乏しいものである。そこ
で、こうした変速操作を経ることなく、1つの係合要素
の追加係合又は1つずつの係合要素の掴み替えにより達
成可能な変速のシーケンスを図4に模式化して示す。こ
の場合、各変速段を示すブロック(それらの上下位置で
速度比の大小関係を表す)間を結ぶ線がアップダウンシ
フトのシーケンスを示す。
(1ST)からは、第2速(2ND)、第3速(3E
D)、第4速(4TH)又は第6速(6TH)への直接
変速が可能であり、それより上位の一方の変速系列とし
て、第2速(2ND)からは、第5速(5TH)、第7
速(7TH)又は第8速(8TH)への直接変速が可能
であり、第5速(5TH)からは、第7速(7TH)、
第8速(8TH)又は第10速(10TH)への変速、
第7速(7TH)からは第8速(8TH)又は第9速
(9TH)、第8速(8TH)からは第9速(9TH)
又は第10速(10TH)への変速が可能である。ま
た、他の系列として、第3速(3RD)からは、第4速
(4TH)、第5速(5TH)、第6速(6TH)又は
第10速(10TH)への跳び変速が可能であり、第4
速(4TH)からは、第6速(6TH)、第7速(7T
H)又は第9速(9TH)への変速、第6速(6TH)
からは、第8速(8TH)、第9速(9TH)又は第1
0速(10TH)への変速が可能である。またダウンシ
フトの場合、上記と逆の系統を辿る変速が可能である。
トレインでは、最小の3段(1ST→3RD→10T
H、1ST→6TH→10TH)から、4段(1ST→
2ND→5TH→10TH、1ST→2ND→8TH→
10TH、1TH→3RD→5TH→10TH、1ST
→4TH→9TH→10TH、1ST→6TH→8TH
→10TH)、5段(1ST→2ND→7TH→8TH
→10TH、1ST→4TH→7TH→8TH→10T
H、1ST→3RD→4TH→6TH→10TH、1S
T→3RD→4TH→9TH→10TH)、最大の6段
(1ST→2ND→5TH→7TH→8TH→10T
H、1ST→2ND→5TH→7TH→9TH→10T
H、1ST→3RD→4TH→7TH→8TH→10T
H、1ST→3RD→5TH→7TH→8TH→10T
H、1ST→3RD→5TH→7TH→9TH→10T
H、1ST→3RD→4TH→6TH→8TH→10T
H、1ST→3RD→4TH→6TH→9TH→10T
H)まで、各段数に対応して複数のシーケンスが成立す
る。したがって、これらのシーケンスから運転状況や所
期の変速特性に適したものをマップ等で状況に応じて選
択することにより、エンジン特性への適合のための微細
な設定や、所望とする変速モードへのきめ細かなギヤ比
ステップの適合が可能となる。
者のアクセルペダルやブレーキペダルの操作状況、車両
の車速や加速度などの走行状況、更には、車両の走行し
ている道路の勾配などの道路状況等から、最適なギヤ比
を求め、現在の変速段から2係合要素同士の掴み替えを
必要としない変速を行うことができる変速段の中で、求
められる最適なギヤ比に一番近い変速段を設定すること
も可能である。
ラネタリギヤG1をシンプルプラネタリタイプとした
が、ギヤ比ステップをより良好なものとする上では、減
速プラネタリギヤG1が若干大型化するものの、それを
ダブルピニオンタイプとするのも有効である。図5〜図
8はこのようにした第2実施形態を示す。この場合の第
1実施形態に対する相違点のみ説明すると、図5のスケ
ルトンを参照して、第1実施形態において出力要素とさ
れていたキャリアC1が反力要素として変速機ケース1
0に固定され、入力要素とされていたリングギヤR1が
出力要素として第1クラッチ(C−1)のドラムに連結
され、反力要素とされていたサンギヤS1が入力要素と
して入力軸11に連結されている。こうした連結関係を
採ると、減速プラネタリギヤG1の内周側のサンギヤS
1をより内周側の入力軸11に自然に連結し、キャリア
C1をその直前の変速機ケース10に固定することで、
出力を後側に無理な引回しなく自然な形態で導くことが
できるため、減速プラネタリギヤG1周りの取回しを簡
素化することができる。
図表に示すように、減速プラネタリギヤG1のギヤ比λ
1=0.542、プラネタリギヤセットGのラビニョの
シンプル側のギヤ比λ2=0.500、同じくダブルプ
ラネタリ側のギヤ比=0.458に設定した場合、図6
と図2との対比で解かるように、第2速(2ND)と第
3速(3RD)が第1実施形態に対して逆転する。した
がって、この場合の第2速(2ND)は、図7の速度線
図を参照して、第1クラッチ(C−1)と第1ブレーキ
(B−1)の係合で達成され、第3速(3RD)は、第
4クラッチ(C−4)と第2ブレーキ(B−2)(ただ
し、実際にはワンウェイクラッチ(F−1))の係合で
達成される。
で、アップダウンシフトのシーケンスは図8に示すよう
なものとなる。具体的には、アップシフトの場合、第1
速(1ST)からは、第2速(2ND)、第3速(3E
D)、第4速(4TH)又は第6速(6TH)への直接
変速が可能である点は同様であり、一方の系列として、
第2速(2ND)からは、第4速(4TH)、第5速
(5TH)又は第6速(6TH)への直接変速が可能と
なり、他の系列として、第3速(3RD)からは、第5
速(5TH)、第7速(7TH)又は第8速(8TH)
への跳び変速が可能となる。これより上位の第4速(4
TH)と第5速(5TH)からのアップシフトについて
は、第1実施形態の場合と同様となる。またダウンシフ
トの場合、上記と逆の系統を辿る変速が可能となる。
ギヤ比を図6の係合図表に具体的数値で例示し、また図
7の変速線図に○印で示すように設定することができ、
これらを参照して解かるように、比較的等間隔の良好な
ギヤ比ステップが得られる。
トGをラビニョタイプとしたが、これをより単純なシン
プルプラネタリタイプの組み合わせとすることもでき
る。図9〜図11は第1実施形態に対して上記のように
プラネタリギヤセットを変更した第3実施形態を示す。
この場合、図9にスケルトンで示すように、プラネタリ
ギヤセットGは、3要素のシンプルプラネタリギヤG2
と同じく3要素のシンプルプラネタリギヤG3との組み
合わせで構成されている。そして、この形態におけるプ
ラネタリギヤセットの4要素は、図11に示す速度線図
の順番で、第1要素が互いに連結されたサンギヤS3と
リングギヤR2、第2要素が同じく互いに連結されたキ
ャリアC2とキャリアC3、第3要素がリングギヤR
3、そして第4要素がサンギヤS2となる。したがっ
て、第1要素S3,R2と第4要素S2に第2の入力経
路T2からの回転をそれぞれ伝達する第1クラッチ(C
−1)及び第3クラッチ(C−3)は、図9のスケルト
ンに示すように、それぞれサンギヤS3とリングギヤR
2に連結され、第1要素S3,R2と第3要素R3に第
1の入力経路T1からの回転をそれぞれ伝達する第4ク
ラッチ(C−4)及び第2クラッチ(C−2)は、それ
ぞれサンギヤS3とリングギヤR3に連結され、第4要
素S2と第3要素R3をそれぞれ係止する第1ブレーキ
(B−1)及び第2ブレーキ(B−2)は、サンギヤS
2とリングギヤR3に連結され、第2要素としてのキャ
リアC2,C3がカウンタドライブギヤ19経由で出力
軸33に連結された構成となる。
合図表を示すように、減速プラネタリギヤG1のギヤ比
λ1=0.597、プラネタリギヤセットのシンプルプ
ラネタリギヤG2側のギヤ比λ2=0.431、シンプ
ルプラネタリギヤG3側のギヤ比=0.569に設定し
た場合、各変速段について図10の係合図表に示すよう
なギヤ比が得られる。そして、図10と図2との対比及
び図11と図3の対比で解かるように、各係合要素とそ
れにより達成される変速段の関係は、第1実施形態と同
様となる。したがって、この場合の変速のアップダウン
シフトのシーケンスは第1実施形態の場合と全く同様と
なるので、第1実施形態におけるアップダウンシフトの
シーケンスを示す図4及びそれに関連する説明の参照を
もって説明に代える。
を1とし、第1の速度比とは異なる固定の第2の速度比
を減速側としたものであるが、第1の速度比を増速側と
し、第2の速度比を1とする選択により本発明を具体化
することもできる。この場合、入力軸からの回転を増速
して出力する増速プラネタリギヤを用いたものが、図1
2に示す第4実施形態である。この形態では、図にスケ
ルトンで示すように、増速プラネタリギヤG1’を経た
入力経路が第1の入力経路T1、増速プラネタリギヤG
1’を介さずに入力軸11に直結した入力経路が第2の
入力経路T2とされる。
トGは第1実施形態の場合と同様にラビニョタイプとさ
れているので、以下第1実施形態との相違点を主として
説明する。増速プラネタリギヤG1’は、この例では3
要素のシンプルプラネタリタイプとされ、変速機構1の
最後部に配置されている。増速プラネタリギヤG1’の
サンギヤS1’は反力要素として変速機ケース10に固
定され、キャリアC1’が入力要素として入力軸11に
連結され、リングギヤR1’が出力要素として第4クラ
ッチ(C−4)と第2クラッチ(C−2)のドラム側に
連結されている。一方、第1クラッチ(C−1)のドラ
ム側と第3クラッチ(C−3)のハブ側は、入力軸11
に直結の第2の入力経路T2に連結されている。この場
合の各係合要素とプラネタリギヤセットGの4要素との
連結関係及び出力側への連結関係は、第1実施形態の場
合と同様である。
2の回転が、入力回転に対して直結及び増速回転となる
ことで、プラネタリギヤセットGへの両入力経路T1,
T2で伝達されるトルクの増幅がなくなり、各クラッ
チ、ブレーキ及びプラネタリギヤセットGをコンパクト
に構成でき、変速機構を小さくすることができる。
異なり、変速機構1をカウンタ軸Y上に配置した第5実
施形態を示す。こうした形態を採っても、本発明の基本
とする概念である、固定の第1の速度比を持つ第1の入
力経路と、第1の速度比と異なる固定の第2の速度比を
持つ第2の入力経路と、プラネタリギヤセットの4要素
と、各係合要素との関係は貫かれる。この形態では、第
1の速度比と第2の速度比は、主軸X上の両カウンタド
ライブギヤ14,15と、それらに噛合するカウンタ軸
Y上の両カウンタドリブンギヤ23,24との歯数比の
設定により実現される。
1の速度比で出力する第1のカウンタギヤ列14,23
からの入力経路が第1の入力経路T1とされ、入力軸1
1からの回転を第2の速度比で出力する第2のカウンタ
ギヤ列15,24からの入力経路が第2の入力経路T2
とされている。
と、図示しないエンジンのクランク軸と同軸とされる主
軸X上には、ロックアップクラッチ付のトルクコンバー
タ4と、そのタービンランナ42に連結された入力軸1
1と、入力軸に固定した2つのカウンタドライブギヤ1
4,15が配置されている。
第1実施形態における変速機構と同様の変速機構1が減
速プラネタリギヤを除いた形態で配置され、カウンタ軸
20の軸端に固定してカウンタドリブンギヤ24がカウ
ンタドライブギヤ15と噛合させて配置され、カウンタ
軸20に対して回転自在にカウンタドリブンギヤ23が
カウンタドライブギヤ14に噛合させて配置されてい
る。この場合、前記のように第1のカウンタギヤ列1
4,23からの入力経路が第1の入力経路T1を構成す
ることから、この入力経路に第4クラッチ(C−4)と
第2クラッチ(C−2)の両ドラム側が連結され、同様
に第2のカウンタギヤ列15,24からの入力経路が第
2の入力経路T2を構成することから、この入力経路に
カウンタ軸20を介して第1クラッチ(C−1)のドラ
ム側と第3クラッチ(C−3)のハブ側が連結されてい
る。この場合も各係合要素とプラネタリギヤセットGの
4要素との連結関係は、第1実施形態の場合と同様であ
る。なお、この形態では、変速機構1がカウンタ軸Y上
に配置されたことから、プラネタリギヤセットGの出力
要素としてのリングギヤR2(R3)に連結したカウン
タギヤは、直接デフリングギヤ31に噛合するデフドラ
イブピニオンギヤ25の形態を採っている。
場合と同様の効果を達成することができる。そして、特
にこの形態の特徴として、プラネタリギヤセットGが、
入力軸11とは異なる軸20、すなわち、エンジンの軸
とは異なる軸に配置されることになるので、エンジンの
軸上での部材の集中を妨止でき、レイアウトの自由度が
増す利点が得られる。
をすべて使用するものとして説明したが、ギヤ比の設定
によっては、達成可能な前進10段すべてを使用するの
ではなく、例えば、それら変速段のうちの前進9段や8
段のみを使用する形態を採ることも可能である。
基として、各構成要素の形式及び配置並びに連結関係を
変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、代表
例の例示であって、本発明は、これら実施形態に限定さ
れるものではなく、ディファレンシャル装置を備えない
FR車用の変速機にも当然に適用可能なものであり、特
許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種
々に具体的な構成を変更して実施することができるもの
である。
形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図であ
る。
れるギヤ比を示す図表である。
る。
フトのシーケンスを示す線図である。
更した第2実施形態のギヤトレインを展開して示すスケ
ルトン図である。
れるギヤ比を示す図表である。
る。
フトのシーケンスを示す線図である。
変更した第3実施形態のギヤトレインを展開して示すス
ケルトン図である。
されるギヤ比を示す図表である。
る。
更した第4実施形態のギヤトレインを展開して示すスケ
ルトン図である。
更した第5実施形態のギヤトレインを展開して示すスケ
ルトン図である。
素) C2(C3) ラビニョタイプのキャリア(第3要素) S2 大径サンギヤ(第4要素) S3 シンプルタイプのサンギヤ(第1要素) R2 シンプルタイプのリングギヤ(第1要素) C2,C3 シンプルタイプのキャリア(第2要素) R3 シンプルタイプのリングギヤ(第3要素) S2 シンプルタイプのサンギヤ(第4要素) C−1 第1クラッチ C−2 第2クラッチ C−3 第3クラッチ C−4 第4クラッチ B−1 第1ブレーキ B−2 第2ブレーキ 11 入力軸 33 出力軸
Claims (4)
- 【請求項1】 入力軸の回転に対して、固定の第1の速
度比を持つ第1の入力経路と、 第1の速度比と異なる固定の第2の速度比を持つ第2の
入力経路と、 複数のプラネタリギヤの組み合わせからなる4要素のプ
ラネタリギヤセットと、 該プラネタリギヤセットの4要素を、速度線図上での各
要素の並び順に従い第1〜第4要素として、第2の入力
経路からの回転を第1要素と第4要素とにそれぞれ伝達
する第1クラッチ及び第3クラッチと、 第1の入力経路からの回転を第3要素と前記第1要素と
にそれぞれ伝達する第2クラッチ及び第4クラッチと、 第4要素を係止する第1ブレーキ及び第3要素を係止す
る第2ブレーキと、 第2要素に連結された出力軸とを有する車両用自動変速
機。 - 【請求項2】 入力軸からの回転を減速して出力する減
速プラネタリギヤを有し、 該減速プラネタリギヤからの入力経路が前記第2の入力
経路とされ、 減速プラネタリギヤを介さない入力軸からの入力経路が
前記第1の入力経路とされたことを特徴とする、請求項
1記載の車両用自動変速機。 - 【請求項3】 入力軸からの回転を増速して出力する増
速プラネタリギヤを有し、 該増速プラネタリギヤからの入力経路が前記第1の入力
経路とされ、 増速プラネタリギヤを介さない入力軸からの入力経路が
前記第2の入力経路とされたことを特徴とする、請求項
1記載の車両用自動変速機。 - 【請求項4】 入力軸からの回転を前記第1の速度比で
出力する第1のカウンタギヤ列と、 入力軸からの回転を前記第2の速度比で出力する第2の
カウンタギヤ列とを有し、 前記第1カウンタギヤ列からの入力経路が前記第1の入
力経路とされ、 前記第2カウンタギヤ列からの入力経路が前記第2の入
力経路とされたことを特徴とする、請求項1記載の車両
用自動変速機。
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