JP2007321771A - 有段自動変速機の変速機構 - Google Patents
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Abstract
【課題】 変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる有段自動変速機の変速機構を提供すること。
【解決手段】 シングルピニオン型の第１遊星歯車組SG1と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG3と、を備え、第２キャリアC2と第１サンギヤS1とを第１メンバM1により直結し、第１キャリアC1に出力軸OUTを直結し、前進１速時、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードを選択すると共に、第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、を締結し、入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する変速制御手段を設けた。
【選択図】 図１
【解決手段】 シングルピニオン型の第１遊星歯車組SG1と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG3と、を備え、第２キャリアC2と第１サンギヤS1とを第１メンバM1により直結し、第１キャリアC1に出力軸OUTを直結し、前進１速時、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードを選択すると共に、第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、を締結し、入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する変速制御手段を設けた。
【選択図】 図１
Description
本発明は、車両の変速機として適用される有段自動変速機の変速機構に関する。
従来、有段自動変速機の変速機構としては、例えば、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組と第２遊星歯車組と、を備え、第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）と、第１キャリアと、第１リングギヤ（出力）と、第２サンギヤと、第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、前進１速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に、第１メンバと入力軸との間に介装された第１クラッチと、第１キャリアをケースに固定する第２ブレーキを締結し、入力軸から入力される回転駆動力を減速して第１リングギヤから出力軸へと出力するものが知られている。
また、シングルピニオン型の第１遊星歯車組とダブルピニオン型の第２遊星歯車組と、を備え、第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）と、第１キャリア（出力）と、第１リングギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、前進１速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に、第２サンギヤと入力軸との間に介装された第１クラッチと、第１メンバをケースに固定する第３ブレーキを締結し、入力軸から入力される回転駆動力を減速して第１キャリアから出力軸へと出力するものが知られている（例えば、特許文献１参照。）。
特開２００３−２１４５０２号公報
しかしながら、特許文献１に記載の有段自動変速機の変速機構のうち、２組の遊星歯車組が共にダブルピニオン型のものにあっては、クラッチ５組とブレーキ２組により前進６速後退２速を達成しているものの、出力軸が設けられるダブルピニオン型遊星歯車組のギヤ比（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）の設定には限界があるため、最低段の前進第１速時、大きな値による減速比を得ることができない、という問題があった。
一方、シングルピニオン型の第１遊星歯車組とダブルピニオン型の第２遊星歯車組によるものにあっては、前進１速ギヤ比や後退ギヤ比の適正値化は可能であるものの、前進１速のギヤ比が、２組の遊星歯車組のギヤ比の組み合わせにより決まるため、大きな減速比による前進１速ギヤ比を意図した場合、他の変速段でのギヤ比への影響を考慮しつつ、２組の遊星歯車組のギヤ比を調整しながら設定するという手法となり、減速比の設定自由度が低い、という問題があった。
また、シングルピニオン型の第１遊星歯車組とダブルピニオン型の第２遊星歯車組によるものにあっては、クラッチ４組とブレーキ３組により前進６速後退２速を達成したものであり、前進１速時、第３ブレーキの締結により第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）をケースに対し固定するものであるため、第３ブレーキには大きな締結トルク容量を必要とし、変速機構の大型化を招くと共に、ブレーキ数増大による空転時の引き摺りによるフリクショントルクも大となってしまう、という問題があった。
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる有段自動変速機の変速機構を提供することを目的とする。
上記目的を達成するため、本発明では、第１サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤと第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンと、を有するシングルピニオン型の第１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、を有するダブルピニオン型の第２遊星歯車組と、を備え、
前記第１ピニオンを第１キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２ピニオンと前記第３ピニオンとを第２キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２キャリアと前記第１サンギヤとを第１メンバにより直結し、
前記第１キャリアに出力部材を直結し、
前記第１メンバと、前記第１キャリアと、前記第１リングギヤと、前記第２サンギヤと、前記第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、
摩擦要素として、前記第１メンバと入力部材との間に介装した第１クラッチと、前記第１リングギヤとケースとの間に介装した第１ブレーキと、を有し、
前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前記入力部材から入力される回転駆動力を減速して前記第１キャリアから前記出力部材へと出力する変速制御手段を設けたことを特徴とする。
第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、を有するダブルピニオン型の第２遊星歯車組と、を備え、
前記第１ピニオンを第１キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２ピニオンと前記第３ピニオンとを第２キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２キャリアと前記第１サンギヤとを第１メンバにより直結し、
前記第１キャリアに出力部材を直結し、
前記第１メンバと、前記第１キャリアと、前記第１リングギヤと、前記第２サンギヤと、前記第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、
摩擦要素として、前記第１メンバと入力部材との間に介装した第１クラッチと、前記第１リングギヤとケースとの間に介装した第１ブレーキと、を有し、
前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前記入力部材から入力される回転駆動力を減速して前記第１キャリアから前記出力部材へと出力する変速制御手段を設けたことを特徴とする。
よって、本発明の有段自動変速機の変速機構にあっては、前進１速時、変速制御手段において、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードが選択されると共に、第１メンバと入力部材との間に介装した第１クラッチと第１リングギヤとケースとの間に介装した第１ブレーキとが締結され、入力部材から入力される回転駆動力が減速され第１キャリアから出力部材へと出力される。
すなわち、従来技術のように、前進１速時、第３ブレーキの締結により第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）をケースに対し固定する場合、第３ブレーキには大きな締結トルク容量を必要とし、変速機構の大型化を招くと共に、ブレーキ数の増大による空転時の引き摺りによるフリクショントルクも大となってしまう。
これに対し、本発明では、第１メンバと入力部材との間には第１クラッチを介装し、前進１速時、第１クラッチの締結により第１メンバを介して入力トルクを伝達するものであるため、第１クラッチの締結トルク容量は、入力トルクを１とした場合、１以上であれば滑りが発生せず、変速機構の大型化を招くことがない。
加えて、従来技術では、前進１速時に第１メンバを反力受け要素として用いているが、本発明では、前進１速時に第１メンバを入力回転要素として用いているため、第３ブレーキに相当するブレーキを省略することができ、空転時の引き摺りによるフリクショントルクを解消できる。
また、前進第１速時、入力部材からの回転駆動力は、第１クラッチの締結により第１メンバを介して第１サンギヤに入力され、第１ブレーキの締結により第１リングギヤがケースに固定され、第１キャリアから出力される。
したがって、前進第１速時、第１サンギヤ入力、第１リングギヤ固定、第１キャリア出力の関係となり、前進１速ギヤ比ｉ1は、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）により決まる。
ちなみに、前進１速ギヤ比ｉ1を式であらわすと、ｉ1＝１＋１／ρ1となり、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1を、小さい値すればするほど大きな減速比による前進１速ギヤ比ｉ1を得ることができる。
言い換えると、最低段の前進第１速時、第２遊星歯車組のギヤ比ρ2を何ら考慮することなく、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1のみを設定すれば決まるという、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる。
この結果、変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる。
すなわち、従来技術のように、前進１速時、第３ブレーキの締結により第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）をケースに対し固定する場合、第３ブレーキには大きな締結トルク容量を必要とし、変速機構の大型化を招くと共に、ブレーキ数の増大による空転時の引き摺りによるフリクショントルクも大となってしまう。
これに対し、本発明では、第１メンバと入力部材との間には第１クラッチを介装し、前進１速時、第１クラッチの締結により第１メンバを介して入力トルクを伝達するものであるため、第１クラッチの締結トルク容量は、入力トルクを１とした場合、１以上であれば滑りが発生せず、変速機構の大型化を招くことがない。
加えて、従来技術では、前進１速時に第１メンバを反力受け要素として用いているが、本発明では、前進１速時に第１メンバを入力回転要素として用いているため、第３ブレーキに相当するブレーキを省略することができ、空転時の引き摺りによるフリクショントルクを解消できる。
また、前進第１速時、入力部材からの回転駆動力は、第１クラッチの締結により第１メンバを介して第１サンギヤに入力され、第１ブレーキの締結により第１リングギヤがケースに固定され、第１キャリアから出力される。
したがって、前進第１速時、第１サンギヤ入力、第１リングギヤ固定、第１キャリア出力の関係となり、前進１速ギヤ比ｉ1は、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）により決まる。
ちなみに、前進１速ギヤ比ｉ1を式であらわすと、ｉ1＝１＋１／ρ1となり、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1を、小さい値すればするほど大きな減速比による前進１速ギヤ比ｉ1を得ることができる。
言い換えると、最低段の前進第１速時、第２遊星歯車組のギヤ比ρ2を何ら考慮することなく、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組のギヤ比ρ1のみを設定すれば決まるという、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる。
この結果、変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる。
以下、本発明の有段自動変速機の変速機構を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。
まず、構成を説明する。
図１は実施例１の有段自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図２は実施例１の有段自動変速機の変速機構における各ギヤ段での回転速度関係を示す速度線図、図３は実施例１の有段自動変速機の変速機構における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図、である。
図１は実施例１の有段自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図２は実施例１の有段自動変速機の変速機構における各ギヤ段での回転速度関係を示す速度線図、図３は実施例１の有段自動変速機の変速機構における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図、である。
実施例１の有段自動変速機の変速機構は、図１に示すように、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の第１遊星歯車組PG1と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG2と、を備えている。
前記第１遊星歯車組PG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1と第１リングギヤR1に噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。
前記第２遊星歯車組PG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２リングギヤR2に噛み合う第２ピニオンP2と、該第２ピニオンP2と第２リングギヤR2に噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。
前記第１遊星歯車組PG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1と第１リングギヤR1に噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。
前記第２遊星歯車組PG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２リングギヤR2に噛み合う第２ピニオンP2と、該第２ピニオンP2と第２リングギヤR2に噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。
そして、前記第１ピニオンP1を第１キャリアC1に対して回転可能に支持し、前記第２ピニオンP2と前記第３ピニオンP3とを第２キャリアC2に対して回転可能に支持し、前記第２キャリアC2と前記第１サンギヤS1とを第１メンバM1により直結している。
また、前記第１キャリアC1に出力軸OUT（出力部材）を直結している。
また、前記第１キャリアC1に出力軸OUT（出力部材）を直結している。
実施例１のギヤトレーンは、出力軸OUTと連結している２個の回転要素のうち、片方を変速段によって解放する出力軸セミ切換え型による２遊星の多段自動変速機用遊星歯車列を構成している。
すなわち、前記第１メンバM1と、前記第１キャリアC1と、前記第１リングギヤR1と、前記第２サンギヤS2と、前記第２リングギヤR2と、の５つの回転要素のうち、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モード（図２の上部速度線図を参照）と、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モード（図２の下部速度線図を参照）と、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成している。
すなわち、前記第１メンバM1と、前記第１キャリアC1と、前記第１リングギヤR1と、前記第２サンギヤS2と、前記第２リングギヤR2と、の５つの回転要素のうち、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モード（図２の上部速度線図を参照）と、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モード（図２の下部速度線図を参照）と、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成している。
変速時に締結・解放の制御が行われる摩擦要素としては、図１に示すように、前記第１メンバM1と入力軸IN（入力部材）との間に介装した第１クラッチK1と、前記第１キャリアC1と前記第２リングギヤR2との間に介装した第２クラッチK2と、前記第１リングギヤR1と前記第２リングギヤR2との間に介装した第３クラッチK3と、前記第１リングギヤR1と入力軸INとの間に介装した第４クラッチK4と、前記第２サンギヤS2と入力軸INとの間に介装した第５クラッチK5と、前記第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2と、を設けている。なお、前記第１ブレーキB1とは並列の位置関係により、前進１速時に作動するワンウェイクラッチOWCを設けている。
前記入力軸INには、動力源（エンジン等）からの回転駆動力が、トルクコンバータT/CまたはロックアップクラッチL/Cを介して入力される。
そして、ギヤトレーンのうち、締結により第１速度線図モードと第２速度線図モードとのいずれかを選択するのが、第２クラッチK2、第３クラッチK3である。
ギヤトレーンのうち、締結によりいずれの回転要素に回転駆動力を入力させるかを選択するのが、第１クラッチK1、第４クラッチK4、第５クラッチK5である。
ギヤトレーンのうち、締結によりいずれの回転要素を反力受けとするかを選択するのが、第１ブレーキB1、第２ブレーキB2である。
前記出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。
前記入力軸INには、動力源（エンジン等）からの回転駆動力が、トルクコンバータT/CまたはロックアップクラッチL/Cを介して入力される。
そして、ギヤトレーンのうち、締結により第１速度線図モードと第２速度線図モードとのいずれかを選択するのが、第２クラッチK2、第３クラッチK3である。
ギヤトレーンのうち、締結によりいずれの回転要素に回転駆動力を入力させるかを選択するのが、第１クラッチK1、第４クラッチK4、第５クラッチK5である。
ギヤトレーンのうち、締結によりいずれの回転要素を反力受けとするかを選択するのが、第１ブレーキB1、第２ブレーキB2である。
前記出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図２の速度線図及び図３の結合表により説明する（変速制御手段）。
前進１速時、図３に示すように、第１クラッチK1と第２クラッチK2と第１ブレーキB1を締結し、ワンウェイクラッチOWCを作動する。第２クラッチK2の締結により、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第１メンバM1を介して第１サンギヤS1に入力される。また、第１リングギヤR1は、第１ブレーキB1の締結とワンウェイクラッチOWCの作動によりケースTCに固定される。
よって、前進１速時、図２の第１速度線図モード(1)に示すように、第１サンギヤS1に入力された回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進１速時、図２の第１速度線図モード(1)に示すように、第１サンギヤS1に入力された回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
前進２速時、図３に示すように、第１クラッチK1と第２クラッチK2と第２ブレーキB2を締結する。第２クラッチK2の締結により、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第２キャリアC2に入力される。また、第２サンギヤS2は、第２ブレーキB2の締結によりケースTCに固定される。
よって、前進２速時、図２の第１速度線図モード(2)に示すように、第２キャリアC2に入力された回転駆動力を減速し、第２リングギヤR2及び第２クラッチK2を介して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進２速時、図２の第１速度線図モード(2)に示すように、第２キャリアC2に入力された回転駆動力を減速し、第２リングギヤR2及び第２クラッチK2を介して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
前進３速時、図３に示すように、第１クラッチK1と第３クラッチK3と第２ブレーキB2を締結する。第３クラッチK3の締結により、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第１メンバM1（第１サンギヤS1＋第２キャリアC2）に入力される。また、第２サンギヤS2は、第２ブレーキB2の締結によりケースTCに固定される。
よって、前進３速時、図２の第２速度線図モード(3)に示すように、第１メンバM1に入力された回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進３速時、図２の第２速度線図モード(3)に示すように、第１メンバM1に入力された回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
前進４速時、図３に示すように、第１クラッチK1と第３クラッチK3と第４クラッチK4を締結する。第３クラッチK3の締結により、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2に入力されると共に、第１メンバM1（第１サンギヤS1＋第２キャリアC2）に入力される。
よって、前進４速時、図２の第２速度線図モード(4)に示すように、入力軸INからの回転速度を減速することも増速することもなく、変速比＝１により第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進４速時、図２の第２速度線図モード(4)に示すように、入力軸INからの回転速度を減速することも増速することもなく、変速比＝１により第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
前進５速時、図３に示すように、第３クラッチK3と第４クラッチK4と第２ブレーキB2を締結する。第３クラッチK3の締結により、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2に入力される。また、第２サンギヤS2は、第２ブレーキB2の締結によりケースTCに固定される。
よって、前進５速時、図２の第２速度線図モード(5)に示すように、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2に入力された回転駆動力を増速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進５速時、図２の第２速度線図モード(5)に示すように、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2に入力された回転駆動力を増速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
前進６速時、図３に示すように、第２クラッチK2と第４クラッチK4と第２ブレーキB2を締結する。第２クラッチK2の締結により、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第１リングギヤR1に入力される。また、第２サンギヤS2は、第２ブレーキB2の締結によりケースTCに固定される。
よって、前進６速時、図２の第１速度線図モード(6)に示すように、第１リングギヤR1に入力された回転駆動力を増速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、前進６速時、図２の第１速度線図モード(6)に示すように、第１リングギヤR1に入力された回転駆動力を増速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
後退速時、図３に示すように、第３クラッチK3と第５クラッチK5と第１ブレーキB1を締結する。第３クラッチK3の締結により、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードとされ、入力軸INからの回転駆動力は、第２サンギヤS2に入力される。また、第１リングギヤR1は、第１ブレーキB1の締結によりケースTCに固定される。
よって、後退速時、図２の第２速度線図モード(R)に示すように、第２サンギヤS2に入力された回転駆動力を減速すると共に逆転して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
よって、後退速時、図２の第２速度線図モード(R)に示すように、第２サンギヤS2に入力された回転駆動力を減速すると共に逆転して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する。
次に、図３により実施例１での減速比の具体例を説明する。
ここで、各歯車の歯数は、
ZS1＝２３、ZR1＝７６、ZP1＝２９、ZS2＝４０、ZR2＝７９、ZP2＝１７、ZP3＝１７
であり、第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.382、第２遊星歯車組PG2のギヤ比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.506とする事例により説明する。
ここで、各歯車の歯数は、
ZS1＝２３、ZR1＝７６、ZP1＝２９、ZS2＝４０、ZR2＝７９、ZP2＝１７、ZP3＝１７
であり、第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.382、第２遊星歯車組PG2のギヤ比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.506とする事例により説明する。
前進１速時の減速比ｉ1は、
ｉ1＝１＋１／ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速時の減速比ｉ1は、ｉ1＝3.621となる。
ｉ1＝１＋１／ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速時の減速比ｉ1は、ｉ1＝3.621となる。
前進２速時の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１／（１−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速時の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.026となる。
ｉ2＝１／（１−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速時の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.026となる。
前進３速時の減速比ｉ3は、
ｉ3＝（１＋ρ1）（１＋ρ1−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速時の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.521となる。
ｉ3＝（１＋ρ1）（１＋ρ1−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速時の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.521となる。
前進４速時の減速比ｉ4は、
ｉ4＝１
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進４速時の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.000となる。
ｉ4＝１
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進４速時の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.000となる。
前進５速時の減速比ｉ5は、
ｉ5＝１−ρ1ρ2／（１＋ρ1−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進５速時の減速比ｉ5は、ｉ5＝0.779となる。
ｉ5＝１−ρ1ρ2／（１＋ρ1−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進５速時の減速比ｉ5は、ｉ5＝0.779となる。
前進６速時の減速比ｉ6は、
ｉ6＝１−ρ1ρ2／（１−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速時の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.609となる。
ｉ6＝１−ρ1ρ2／（１−ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速時の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.609となる。
後退速時の減速比ｉRは、
ｉR＝１−（１＋ρ1−ρ2）／（ρ1ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速時の減速比ｉRは、ｉR＝-3.530となる。
ｉR＝１−（１＋ρ1−ρ2）／（ρ1ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速時の減速比ｉRは、ｉR＝-3.530となる。
次に、作用を説明する。
市販の６速自動変速機や７速自動変速機は、遊星歯車３組、摩擦要素５組以上で構成されている。
遊星歯車構造の基本である回転要素数と回転自由度数の観点に立ち返り、さらに簡素な構造の６速自動変速機や７速自動変速機を追求してみたところ、遊星歯車２組、摩擦要素６〜７組の構成が最小の構成であることが判った。
この最小の構成と思われる構造について、発想の原点から分類してみると、「５要素２自由度型」と「出力軸セミ切換え型」の２種類の遊星歯車列が挙げられる。なお、ＦＦ用として全長短縮を目的として平行軸噛み合い歯車を追加した２軸方式（主軸と副軸の両方で変速）とする案もあるが、平行軸噛み合い歯車で受け渡しする際の軸受けスペースが思いのほか大きくなり、重量・コストの面で不利である。
そこで、１軸上で完結する上記「５要素２自由度型」と「出力軸セミ切換え型」の具体的な構造を優先的に発掘することとした。
市販の６速自動変速機や７速自動変速機は、遊星歯車３組、摩擦要素５組以上で構成されている。
遊星歯車構造の基本である回転要素数と回転自由度数の観点に立ち返り、さらに簡素な構造の６速自動変速機や７速自動変速機を追求してみたところ、遊星歯車２組、摩擦要素６〜７組の構成が最小の構成であることが判った。
この最小の構成と思われる構造について、発想の原点から分類してみると、「５要素２自由度型」と「出力軸セミ切換え型」の２種類の遊星歯車列が挙げられる。なお、ＦＦ用として全長短縮を目的として平行軸噛み合い歯車を追加した２軸方式（主軸と副軸の両方で変速）とする案もあるが、平行軸噛み合い歯車で受け渡しする際の軸受けスペースが思いのほか大きくなり、重量・コストの面で不利である。
そこで、１軸上で完結する上記「５要素２自由度型」と「出力軸セミ切換え型」の具体的な構造を優先的に発掘することとした。
このうち、「出力軸セミ切換え型」であって、出力軸OUTと連結している２個の回転要素のうち、片方を変速段によって解放する２遊星の多段自動変速機用遊星歯車列として、ダブルピニオン型の遊星歯車組を２組用いたものと、ダブルピニオン型の遊星歯車組とシングルピニオン型の遊星歯車組を用いたものが既に知られている（特開２００３−２１４５０２号公報参照）。
上記ダブルピニオン型の第１遊星歯車組Pfと第２遊星歯車組Prと用いたものは、図４(A)に示すように、第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）と、第１キャリアと、第１リングギヤ（出力）と、第２サンギヤと、第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、前進１速時、図４(B)に示すように、第４クラッチC4を締結して第２速度線図モードを選択すると共に、第１メンバと入力軸との間に介装された第１クラッチC1と、第１キャリアをケースに固定する第２ブレーキB2を締結し、入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１リングギヤから出力軸OUTへと出力するようにしている。
一方、シングルピニオン型の第１遊星歯車組Prとダブルピニオン型の第２遊星歯車組Pfとを用いたものは、図５(A)に示すように、第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）と、第１キャリア（出力）と、第１リングギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、前進１速時、図５(B)に示すように、第４クラッチC4を締結して第２速度線図モードを選択すると共に、第２サンギヤS2と入力軸INとの間に介装された第１クラッチC1と、第１メンバをケースに固定する第３ブレーキB3を締結し、入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１キャリアから出力軸OUTへと出力するようにしている。
しかし、２組の遊星歯車組が共にダブルピニオン型のものにあっては、図４に示すように、クラッチ５組とブレーキ２組により前進６速後退２速を達成しているものの、出力軸OUTが設けられるダブルピニオン型遊星歯車組のギヤ比（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）の設定には限界があるため、最低段の前進第１速時、大きな値による減速比を得ることができない、また、後退ギヤ比が適正値とはならない。さらに、１−６速ギヤ比幅も狭い。
すなわち、前進１速時、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組Pfにおいて、図４(C)に示すように、第１サンギヤ入力、第１キャリア固定、第１リングギヤ出力という関係となり、第１遊星歯車組Pfのギヤ比ρfを設定限界域のρf＝0.33としても、前進１速の減速比は3.000となり、例えば、3.500以上の減速比要求があった場合に応えられない。
また、１−６速ギヤ比幅は、前進１速の減速比の値（3.0）が小さいことで、１−６速ギヤ比幅＝4.5というように狭い。
さらに、後退のギヤ比はロー／ハイの２段が得られているが、後退のギヤ比は前進１速と同程度が好ましいという観点により検討すると、大き過ぎる（4.5）か小さ過ぎる（2.0）かであり、どちらも適正値とはいえない。
すなわち、前進１速時、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組Pfにおいて、図４(C)に示すように、第１サンギヤ入力、第１キャリア固定、第１リングギヤ出力という関係となり、第１遊星歯車組Pfのギヤ比ρfを設定限界域のρf＝0.33としても、前進１速の減速比は3.000となり、例えば、3.500以上の減速比要求があった場合に応えられない。
また、１−６速ギヤ比幅は、前進１速の減速比の値（3.0）が小さいことで、１−６速ギヤ比幅＝4.5というように狭い。
さらに、後退のギヤ比はロー／ハイの２段が得られているが、後退のギヤ比は前進１速と同程度が好ましいという観点により検討すると、大き過ぎる（4.5）か小さ過ぎる（2.0）かであり、どちらも適正値とはいえない。
一方、シングルピニオン型の第１遊星歯車組とダブルピニオン型の第２遊星歯車組によるものにあっては、図５(B),(C)に示すように、前進１速ギヤ比（3.453）や後退ギヤ比（3.482）の適正値化は可能であるものの、前進１速のギヤ比が、２組の遊星歯車組Pf,Prのギヤ比ρf,ρrの組み合わせにより決まるため、大きな減速比による前進１速ギヤ比を意図した場合、他の変速段でのギヤ比への影響を考慮しつつ、２組の遊星歯車組のギヤ比を調整しながら設定するという手法となり、減速比の設定自由度が低い。
また、シングルピニオン型の第１遊星歯車組とダブルピニオン型の第２遊星歯車組によるものにあっては、クラッチ４組とブレーキ３組により前進６速後退２速を達成したものであり、前進１速時、第３ブレーキB3の締結により第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）をケースに対し固定するものであるため、第３ブレーキB3には大きな締結トルク容量（入力トルクを１としたとき2.453）を必要とし、変速機構の大型化を招くと共に、ブレーキ数増大による空転時の引き摺りによるフリクショントルクも大となってしまう。
これに対し、実施例１の有段自動変速機の変速機構では、２遊星としてシングルピニオン型の第１遊星歯車組PG1とダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG2を用い、前進１速時に第１メンバM1（第２キャリアC2＋第１サンギヤS1）を入力回転要素として用いる構成を採用することで、変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができるようにした。
すなわち、従来技術のように、前進１速時、第３ブレーキB3の締結により第１メンバ（第２キャリア＋第１サンギヤ）をケースに対し固定する場合、第３ブレーキB3には大きな締結トルク容量を必要とし、変速機構の大型化を招くと共に、空転時の引き摺りによるフリクショントルクも大となってしまう。
これに対し、実施例１では、第１メンバM1と入力軸INとの間には第１クラッチK1を介装し、前進１速時、第１クラッチK1の締結により第１メンバM1を介して入力トルクを伝達するものであるため、第１クラッチK1の締結トルク容量は、入力トルクを１とした場合、１以上であれば滑りが発生せず、変速機構の大型化を招くことがない。
加えて、従来技術では、前進１速時に第１メンバを反力受け要素として用いているが、実施例１では、前進１速時に第１メンバM1を入力回転要素として用いているため、第３ブレーキB3に相当するブレーキを省略することができ、空転時の引き摺りによるフリクショントルクを解消できる。
これに対し、実施例１では、第１メンバM1と入力軸INとの間には第１クラッチK1を介装し、前進１速時、第１クラッチK1の締結により第１メンバM1を介して入力トルクを伝達するものであるため、第１クラッチK1の締結トルク容量は、入力トルクを１とした場合、１以上であれば滑りが発生せず、変速機構の大型化を招くことがない。
加えて、従来技術では、前進１速時に第１メンバを反力受け要素として用いているが、実施例１では、前進１速時に第１メンバM1を入力回転要素として用いているため、第３ブレーキB3に相当するブレーキを省略することができ、空転時の引き摺りによるフリクショントルクを解消できる。
また、前進第１速時、入力軸INからの回転駆動力は、第１クラッチK1の締結により第１メンバM1を介して第１サンギヤS1に入力され、第１ブレーキB1の締結により第１リングギヤR1がケースTCに固定され、第１キャリアC1から出力される。
したがって、前進第１速時、第１サンギヤ入力、第１リングギヤ固定、第１キャリア出力の関係となり、前進１速ギヤ比ｉ1は、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）により決まる。
ちなみに、前進１速ギヤ比ｉ1を式であらわすと、ｉ1＝１＋１／ρ1となり、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1を、小さい値すればするほど大きな減速比による前進１速ギヤ比ｉ1を得ることができる。
言い換えると、最低段の前進第１速時、第２遊星歯車組PG2のギヤ比ρ2を何ら考慮することなく、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1のみを設定すれば決まるという、高い減速比の設定自由度により、大減速比要求に応えて大きな値による減速比を得ることができる。
したがって、前進第１速時、第１サンギヤ入力、第１リングギヤ固定、第１キャリア出力の関係となり、前進１速ギヤ比ｉ1は、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1（リングギヤ歯数に対するサンギヤ歯数の比）により決まる。
ちなみに、前進１速ギヤ比ｉ1を式であらわすと、ｉ1＝１＋１／ρ1となり、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1を、小さい値すればするほど大きな減速比による前進１速ギヤ比ｉ1を得ることができる。
言い換えると、最低段の前進第１速時、第２遊星歯車組PG2のギヤ比ρ2を何ら考慮することなく、シングルプラネタリ型の第１遊星歯車組PG1のギヤ比ρ1のみを設定すれば決まるという、高い減速比の設定自由度により、大減速比要求に応えて大きな値による減速比を得ることができる。
［有段自動変速機の変速機構としての実用性の検討］
・摩擦要素数
実施例１での摩擦要素数は、第１クラッチK1、第２クラッチK2、第３クラッチK3、第４クラッチK4、第５クラッチK5、第１ブレーキB1、第２ブレーキB2による７個であり、この７個の摩擦要素により前進６速後退１速が得られる。
したがって、前進６速後退１速を、遊星歯車２組、摩擦要素数７組という最小の構成により成立させることができる。
また、ブレーキの数が２個と少ないことで、ブレーキ数が３個の場合に比べ、空転時の引き摺りトルクを小さく抑えることができる。
・摩擦要素数
実施例１での摩擦要素数は、第１クラッチK1、第２クラッチK2、第３クラッチK3、第４クラッチK4、第５クラッチK5、第１ブレーキB1、第２ブレーキB2による７個であり、この７個の摩擦要素により前進６速後退１速が得られる。
したがって、前進６速後退１速を、遊星歯車２組、摩擦要素数７組という最小の構成により成立させることができる。
また、ブレーキの数が２個と少ないことで、ブレーキ数が３個の場合に比べ、空転時の引き摺りトルクを小さく抑えることができる。
・前進のレーシオカバレッジ
前進のレーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低段の減速比／最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。
これに対し、実施例１では、同じ第１速度線図モード上において、前進１速時の減速比と前進６速時の減速比を設定することができ、要求値に対し高い自由度により１−６速レーシオカバレッジを設定できる。
また、実施例１では、前進１速の減速比として3.621というように、大きな減速比を設定することができるため、大きな値による前進６速のレーシオカバレッジが得られ、高い自由度による各前進段でのギヤ比設定が可能である。
実施例１での具体的な数値は、前進１速の減速比が3.621で、前進６速の減速比が0.609であるため、１−６速レーシオカバレッジは5.95となる。
そして、前進１速の減速比も１−６速レーシオカバレッジも大きな値とすることができるため、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが低いディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機として有用である。
前進のレーシオカバレッジ（ギヤ比幅）とは、最低段の減速比／最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。
これに対し、実施例１では、同じ第１速度線図モード上において、前進１速時の減速比と前進６速時の減速比を設定することができ、要求値に対し高い自由度により１−６速レーシオカバレッジを設定できる。
また、実施例１では、前進１速の減速比として3.621というように、大きな減速比を設定することができるため、大きな値による前進６速のレーシオカバレッジが得られ、高い自由度による各前進段でのギヤ比設定が可能である。
実施例１での具体的な数値は、前進１速の減速比が3.621で、前進６速の減速比が0.609であるため、１−６速レーシオカバレッジは5.95となる。
そして、前進１速の減速比も１−６速レーシオカバレッジも大きな値とすることができるため、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが低いディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機として有用である。
・段間差
段間差とは、隣接する前進段でのギヤ比の逆数の差をいい、段間差が等しいほど変速にリズム感が出て好ましいとされている。
これに対し、実施例１では、図３に示すように、1-2段間差が0.218、2-3段間差が0.163、3-4段間差が0.343、4-5段間差が0.284、5-6段間差が0.358となり、ほぼ等しいといえる段間差を得た。なお、2-3段間差が0.163であるが、これは平均段間差の60％であり、実用的に許容される範囲内にある。
したがって、前進１速から前進６速までの段間差が、ほぼ等しい段間差となるため、走行時にリズム感のある変速を達成することができる。
段間差とは、隣接する前進段でのギヤ比の逆数の差をいい、段間差が等しいほど変速にリズム感が出て好ましいとされている。
これに対し、実施例１では、図３に示すように、1-2段間差が0.218、2-3段間差が0.163、3-4段間差が0.343、4-5段間差が0.284、5-6段間差が0.358となり、ほぼ等しいといえる段間差を得た。なお、2-3段間差が0.163であるが、これは平均段間差の60％であり、実用的に許容される範囲内にある。
したがって、前進１速から前進６速までの段間差が、ほぼ等しい段間差となるため、走行時にリズム感のある変速を達成することができる。
・後退ギヤ比
後退ギヤ比は、低速で高トルクが要求されるため、実用上、前進１速のギヤ比と同程度とするのが好ましいといわれている。
これに対し、実施例１では、後退ギヤ比として-3.530を得ることができ、前進１速のギヤ比である3.621と同程度のギヤ比を得た。
したがって、実施例１では、後退ギヤ比として、前進１速ギヤ比（3.621）と同程度のギヤ比を得ることができ、実用上、好ましいといわれているギヤ比要求に応えることができる。
後退ギヤ比は、低速で高トルクが要求されるため、実用上、前進１速のギヤ比と同程度とするのが好ましいといわれている。
これに対し、実施例１では、後退ギヤ比として-3.530を得ることができ、前進１速のギヤ比である3.621と同程度のギヤ比を得た。
したがって、実施例１では、後退ギヤ比として、前進１速ギヤ比（3.621）と同程度のギヤ比を得ることができ、実用上、好ましいといわれているギヤ比要求に応えることができる。
・キャリアに対するピニオンの最大回転速度
遊星歯車で最大回転速度のなるのはピニオンであり、耐久信頼性を確保する上で、このピニオン回転速度が限界回転速度を超えないようにすることが必要である。
これに対し、実施例１の変速機構において、入力回転速度を6000rpmとしたとき、キャリアに対するピニオンの最大回転速度は17500rpmとなり、限界回転速度を超えることはなく、実用上、十分に許容できる回転速度範囲内となる。
遊星歯車で最大回転速度のなるのはピニオンであり、耐久信頼性を確保する上で、このピニオン回転速度が限界回転速度を超えないようにすることが必要である。
これに対し、実施例１の変速機構において、入力回転速度を6000rpmとしたとき、キャリアに対するピニオンの最大回転速度は17500rpmとなり、限界回転速度を超えることはなく、実用上、十分に許容できる回転速度範囲内となる。
・変速時の摩擦要素の切換え数
変速時、二組の摩擦要素を同時に切換えると、二組の摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となるため、簡単である一組の摩擦要素を切換えにより行うのが好ましいとされる。
これに対し、実施例１においては、前進１速から前進６速までの隣接するギヤ段間の変速時、一組の摩擦要素を切換える掛け替え変速により達成できる。
なお、2-4変速、4-6変速の１段飛び変速においては、二組の摩擦要素を同時に切換える二重掛け替え変速となるが、隣接するギヤ段間の変速に比べ発生頻度が極めて低いため、実用上、問題とはならない。
変速時、二組の摩擦要素を同時に切換えると、二組の摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となるため、簡単である一組の摩擦要素を切換えにより行うのが好ましいとされる。
これに対し、実施例１においては、前進１速から前進６速までの隣接するギヤ段間の変速時、一組の摩擦要素を切換える掛け替え変速により達成できる。
なお、2-4変速、4-6変速の１段飛び変速においては、二組の摩擦要素を同時に切換える二重掛け替え変速となるが、隣接するギヤ段間の変速に比べ発生頻度が極めて低いため、実用上、問題とはならない。
・ギヤトレーンの強度とコンパクト性
実施例１では、速度線図が１，２，６速（第１速度線図モード）と３，４，５，Ｒ速（第２速度線図モード）とで切り替わり、サンギヤやピニオンの歯数に無理がない構成としている。
このため、ギヤトレーンとしては、サンギヤやピニオンの歯数が小さ過ぎず、また、リングギヤの歯数も大き過ぎることがないので、歯の強度面で有利であり、全体の大きさも小さくまとめることができるという特長を持つ。
実施例１では、速度線図が１，２，６速（第１速度線図モード）と３，４，５，Ｒ速（第２速度線図モード）とで切り替わり、サンギヤやピニオンの歯数に無理がない構成としている。
このため、ギヤトレーンとしては、サンギヤやピニオンの歯数が小さ過ぎず、また、リングギヤの歯数も大き過ぎることがないので、歯の強度面で有利であり、全体の大きさも小さくまとめることができるという特長を持つ。
次に、効果を説明する。
実施例１の有段自動変速機の変速機構にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
実施例１の有段自動変速機の変速機構にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
(1) 第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、第１サンギヤS1と第１リングギヤR1に噛み合う第１ピニオンP1と、を有するシングルピニオン型の第１遊星歯車組SG1と、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、第２サンギヤS2に噛み合う第２ピニオンP2と、第２ピニオンP2と第２リングギヤR2に噛み合う第３ピニオンP3と、を有するダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG3と、を備え、前記第１ピニオンP1を第１キャリアC1に対して回転可能に支持し、前記第２ピニオンP2と前記第３ピニオンP3とを第２キャリアC2に対して回転可能に支持し、前記第２キャリアC2と前記第１サンギヤS1とを第１メンバM1により直結し、前記第１キャリアC1に出力軸OUTを直結し、前記第１メンバM1と、前記第１キャリアC1と、前記第１リングギヤR1と、前記第２サンギヤS2と、前記第２リングギヤR2と、の５つの回転要素のうち、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、摩擦要素として、前記第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、前記第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、を有し、前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチK1と前記第１ブレーキB1を締結し、前記入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する変速制御手段を設けたため、変速機構の大型化や空転時の引き摺りを招くことなく、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高くなり、大きな減速比を得ることができる。
(2) 摩擦要素として、前記第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、前記第１リングギヤR1と入力軸INとの間に介装した第４クラッチK4と、前記第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2と、を設け、前記変速制御手段は、前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に第１クラッチK1と第１ブレーキB1を締結し、前進６速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に第４クラッチK4と第２ブレーキB2を締結するため、同じ第１速度線図モード上での前進１速時の減速比と前進６速時の減速比の設定により、要求値に対し高い自由度により１−６速レーシオカバレッジを設定できると共に、前進１速の減速比を大きな減速比に設定した場合、大きな値による１−６速レーシオカバレッジが得られ、高い自由度による各前進段でのギヤ比設定を行うことができる。
(3) 摩擦要素として、前記第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、前記第１キャリアC1と前記第２リングギヤR2との間に介装した第２クラッチK2と、前記第１リングギヤR1と前記第２リングギヤR2との間に介装した第３クラッチK3と、前記第１リングギヤR1と入力軸INとの間に介装した第４クラッチK4と、前記第２サンギヤS2と入力軸INとの間に介装した第５クラッチK5と、前記第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2と、を設け、前記第２クラッチK2の締結により第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードを選択し、前記第３クラッチK3の締結により第１リングギヤR1と第２リングギヤR2とを直結する第２速度線図モードを選択し、前記変速制御手段は、前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に第１クラッチK1と第１ブレーキB1を締結し、前進２速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に第１クラッチK1と第２ブレーキB2を締結し、前進３速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に第１クラッチK1と第２ブレーキB2を締結し、前進４速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に第１クラッチK1と第４クラッチK4を締結し、前進５速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に第４クラッチK4と第２ブレーキB2を締結し、前進６速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に第４クラッチK4と第２ブレーキB2を締結し、後退速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に第５クラッチK5と第１ブレーキB1を締結するため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる。
・遊星歯車２組と摩擦要素７組を用いた最小の構成にて前進６速後退１速の変速段が得られる。
・摩擦要素７組の内訳は、クラッチ５組とブレーキ２組であるため、ブレーキ３組を用いる場合に比べ、空転時の引き摺りトルクを低減できる。
・前進６速の段間差として、ほぼ等しい段間差が得られ、リズム感の良い変速を達成できる。
・１−６速レーシオカバレッジとして、各前進段でのギヤ比設定自由度が高い大きな値を確保することができる。
・前進１速から前進６速までの隣接するギヤ段間の変速時、一組の摩擦要素を切換える掛け替え変速により達成できる。
・速度線図が１，２，６速（第１速度線図モード）と３，４，５，Ｒ速（第２速度線図モード）とで切り替わり、サンギヤやピニオンの歯数に無理がない構成を採用でき、ギヤトレーンの全体の大きさも小さくまとめることができると共に、歯の強度面で有利である。
・遊星歯車２組と摩擦要素７組を用いた最小の構成にて前進６速後退１速の変速段が得られる。
・摩擦要素７組の内訳は、クラッチ５組とブレーキ２組であるため、ブレーキ３組を用いる場合に比べ、空転時の引き摺りトルクを低減できる。
・前進６速の段間差として、ほぼ等しい段間差が得られ、リズム感の良い変速を達成できる。
・１−６速レーシオカバレッジとして、各前進段でのギヤ比設定自由度が高い大きな値を確保することができる。
・前進１速から前進６速までの隣接するギヤ段間の変速時、一組の摩擦要素を切換える掛け替え変速により達成できる。
・速度線図が１，２，６速（第１速度線図モード）と３，４，５，Ｒ速（第２速度線図モード）とで切り替わり、サンギヤやピニオンの歯数に無理がない構成を採用でき、ギヤトレーンの全体の大きさも小さくまとめることができると共に、歯の強度面で有利である。
以上、本発明の有段自動変速機の変速機構を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
実施例１では、前進６速後退１速の変速段を得る変速機構の例を示したが、要するに、シングルピニオン型の第１遊星歯車組PG1とダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG2を用い、前進１速時、第１キャリアC1と第２リングギヤR2とを直結する第１速度線図モードを選択すると共に第１メンバM1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、第１リングギヤR1とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、を締結し、入力軸INから入力される回転駆動力を減速して第１キャリアC1から出力軸OUTへと出力する変速制御手段を設けたものであれば、具体的構成は実施例１に限定されることはない。
実施例１では、エンジン車へ適用した有段自動変速機の変速機構の例を示したが、エンジン車以外にもハイブリッド車や電気自動車等の有段自動変速機の変速機構としても適用することができる。
PG1 第１遊星歯車組
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ（回転要素）
P1 第１ピニオン
C1 第１キャリア（回転要素）
PG2 第２遊星歯車組
S2 第２サンギヤ（回転要素）
R2 第２リングギヤ（回転要素）
P2 第２ピニオン
P3 第３ピニオン
C2 第２キャリア
M1 第１メンバ（回転要素）
IN 入力軸（入力部材）
OUT 出力軸（出力部材）
TC ケース
K1 第１クラッチ
K2 第２クラッチ
K3 第３クラッチ
K4 第４クラッチ
K5 第５クラッチ
B1 第１ブレーキ
B2 第２ブレーキ
OWC ワンウェイクラッチ
T/C トルクコンバータ
L/C ロックアップクラッチ
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ（回転要素）
P1 第１ピニオン
C1 第１キャリア（回転要素）
PG2 第２遊星歯車組
S2 第２サンギヤ（回転要素）
R2 第２リングギヤ（回転要素）
P2 第２ピニオン
P3 第３ピニオン
C2 第２キャリア
M1 第１メンバ（回転要素）
IN 入力軸（入力部材）
OUT 出力軸（出力部材）
TC ケース
K1 第１クラッチ
K2 第２クラッチ
K3 第３クラッチ
K4 第４クラッチ
K5 第５クラッチ
B1 第１ブレーキ
B2 第２ブレーキ
OWC ワンウェイクラッチ
T/C トルクコンバータ
L/C ロックアップクラッチ
Claims (3)
- 第１サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤと第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンと、を有するシングルピニオン型の第１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、を有するダブルピニオン型の第２遊星歯車組と、を備え、
前記第１ピニオンを第１キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２ピニオンと前記第３ピニオンとを第２キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第２キャリアと前記第１サンギヤとを第１メンバにより直結し、
前記第１キャリアに出力部材を直結し、
前記第１メンバと、前記第１キャリアと、前記第１リングギヤと、前記第２サンギヤと、前記第２リングギヤと、の５つの回転要素のうち、第１キャリアと第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードと、第１リングギヤと第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードと、が選択可能であり、それぞれの速度線図モードにおいて２つの回転要素を拘束することで回転速度関係が決まる２自由度系を構成し、
摩擦要素として、前記第１メンバと入力部材との間に介装した第１クラッチと、前記第１リングギヤとケースとの間に介装した第１ブレーキと、を有し、
前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前記入力部材から入力される回転駆動力を減速して前記第１キャリアから前記出力部材へと出力する変速制御手段を設けたことを特徴とする有段自動変速機の変速機構。 - 請求項１に記載された有段自動変速機の変速機構において、
摩擦要素として、前記第１リングギヤと前記入力部材との間に介装した第４クラッチと、前記第２サンギヤと前記ケースとの間に介装した第２ブレーキと、を設け、
前記変速制御手段は、前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進６速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第４クラッチと前記第２ブレーキを締結することを特徴とする有段自動変速機の変速機構。 - 請求項１に記載された有段自動変速機の変速機構において、
摩擦要素として、前記第１キャリアと前記第２リングギヤとの間に介装した第２クラッチと、前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとの間に介装した第３クラッチと、前記第１リングギヤと前記入力部材との間に介装した第４クラッチと、前記第２サンギヤと前記入力部材との間に介装した第５クラッチと、前記第１リングギヤと前記ケースとの間に介装した第１ブレーキと、前記第２サンギヤと前記ケースとの間に介装した第２ブレーキと、を設け、
前記第２クラッチの締結により前記第１キャリアと前記第２リングギヤとを直結する第１速度線図モードを選択し、前記第３クラッチの締結により前記第１リングギヤと前記第２リングギヤとを直結する第２速度線図モードを選択し、
前記変速制御手段は、前進１速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進２速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第２ブレーキを締結し、前進３速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第２ブレーキを締結し、前進４速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に前記第１クラッチと前記第４クラッチを締結し、前進５速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に前記第４クラッチと前記第２ブレーキを締結し、前進６速時、前記第１速度線図モードを選択すると共に前記第４クラッチと前記第２ブレーキを締結し、後退速時、前記第２速度線図モードを選択すると共に前記第５クラッチと前記第１ブレーキを締結することを特徴とする有段自動変速機の変速機構。
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| JP2006149075A JP4481273B2 (ja) | 2006-05-30 | 2006-05-30 | 有段自動変速機の変速機構 |
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| JP2007321771A true JP2007321771A (ja) | 2007-12-13 |
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2006
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