JP4562690B2

JP4562690B2 - 有段自動変速機の変速機構

Info

Publication number: JP4562690B2
Application number: JP2006149074A
Authority: JP
Inventors: 健男平松
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2006-05-30
Filing date: 2006-05-30
Publication date: 2010-10-13
Anticipated expiration: 2026-05-30
Also published as: JP2007321770A

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、ダブルピニオン型の第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遊星歯車組と第２遊星歯車組の各１つのピニオンを一体に形成した同径ロングピニオンとし、第１ピニオンと第２ピニオンと前記同径ロングピニオンとを共通キャリアに対して回転可能に支持し、第１サンギヤと、第１リングギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、共通キャリアとにより、５つの回転要素を構成し、摩擦要素として、第１サンギヤと入力軸との間に介装したロー&リバースクラッチと、第２サンギヤとケースとの間に介装したアンダードライブブレーキと、を有し、前進１速時、ロー&リバースクラッチとアンダードライブブレーキを締結し、入力軸から入力される回転駆動力を減速して第２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（例えば、特許文献１参照。）。
特開平２−２２９９４５号公報

しかしながら、従来の有段自動変速機の変速機構にあっては、第１遊星歯車組と第２遊星歯車組に共通のロングピニオンとして、同径（＝同歯数）による同径ロングピニオンを用いたものであるため、同径ロングピニオンのピニオン径を小径に設定すれば、速度線図上で第１サンギヤと共通キャリアとの間隔と第２サンギヤと共通キャリアとの間隔とが共に短い間隔となり、同径ロングピニオンの径を大径に設定すれば、速度線図上で第１サンギヤと共通キャリアとの間隔と第２サンギヤと共通キャリアとの間隔が共に長い間隔となる関係を持ち、大きな減速比を意図しても減速比の設定自由度に限界があり、最低段の前進第１速時、大きな減速比を得ることができない、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、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度を高くすることにより、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、本発明の有段変速機の変速機構にあっては、第１サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合う第１ピニオンと、該第１ピニオンと第１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１遊星歯車組と、第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２リングギヤに噛み合う第２ピニオンと、該第２ピニオンと第２サンギヤに噛み合う第４ピニオンと、を有する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３ピニオンと前記第４ピニオンは、第３ピニオン径を第４ピニオン径よりも大径とし、かつ、両ピニオンを一体に形成した異径ロングピニオンとし、前記第１ピニオンと前記第２ピニオンと前記異径ロングピニオンとを共通キャリアに対して回転可能に支持し、前記第１サンギヤと、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、前記共通キャリアと、の５つの回転要素のうち、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サンギヤと入力部材との間に介装した第１クラッチと、前記第２サン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２リングギヤから出力部材へと出力する変速制御手段を設け、前記摩擦要素として、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２クラッチと、前記共通キャリアと前記入力部材との間に介装した第３クラッチと、前記第１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、前記第１リングギヤと前記ケースとの間に介装した第３ブレーキと、を設け、前記第２リングギヤを前記出力部材に直結し、前記変速制御手段は、前進１速時に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進２速時に前記第２クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進３速時に前記第３クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進４速時に前記第２クラッチと前記第３クラッチを締結し、前進５速時に前記第３クラッチと前記第２ブレーキを締結し、前進６速時に前記第３クラッチと前記第３ブレーキを締結することを特徴とする。

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サンギヤと入力部材との間に介装した第１クラッチと第２サン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２リングギヤから出力部材へと出力される。
すなわち、前進第１速時、第２リングギヤ（出力）から大きな減速比を得るためには、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組と第２遊星歯車組を速度線図であらわしたとき、第１サンギヤ（１速入力）と共通キャリアとの間隔を長くし、第２サンギヤ（１速固定）と共通キャリアとの間隔を短くする必要がある。
これに対し、第１遊星歯車組と第２遊星歯車組に共通のロングピニオンとして、第１遊星歯車組側の第３ピニオン径を第２遊星歯車組側の第４ピニオン径よりも大径とした異径ロングピニオンを用いたため、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組と第２遊星歯車組を速度線図であらわしたとき、第３ピニオン径を大径設定とすることで第１サンギヤと共通キャリアとの間隔を長くしながらも、第４ピニオン径を小径設定とすることで第２サンギヤと共通キャリアとの間隔を短くすることができる。
つまり、異径ロングピニオンを用いたことにより、前進第１速時に高い減速比の設定自由度を持ち、大きな減速比を意図した場合にも大きな減速比要求に応えることができる。
この結果、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。
また、遊星歯車２組と摩擦要素６組を用いた最小の構成としながら、大きなレーシオカバーレッジを確保すると共にほぼ等しい段間差を確保し、かつ、変速時に一組の摩擦要素の切換えのみで前進６速の変速段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、図４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摩擦要素の受け持ちトルクを示す図である。

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、ダブルピニオン型の第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に噛み合う第１ピニオンP1と、該第１ピニオンP1と第１リングギヤR1に噛み合う第３ピニオンP3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サンギヤS2に噛み合う第４ピニオンP4と、を有する。
前記第３ピニオンP3と前記第４ピニオンP4は、第３ピニオン径を第４ピニオン径よりも大径とし、かつ、両ピニオンP3,P4を一体に形成した異径ロングピニオンPLとしている。
そして、前記第１ピニオンP1と前記第２ピニオンP2と前記異径ロングピニオンPLとを共通キャリアＣに対して回転可能に支持している。

前記第１遊星歯車組PG1と第２遊星歯車組PG2とを共通の異径ロングピニオンPLで連結した変形ラビニヨ型のギヤトレーンは、前記第１サンギヤS1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、前記共通キャリアＣと、の５つの回転要素を持ち、５つの回転要素のうち、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サンギヤS1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リングギヤR1と入力軸INとの間に介装した第２クラッチK2と、前記共通キャリアＣと入力軸INとの間に介装した第３クラッチK3と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第１サンギヤS1とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2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３ブレーキB3と、前記共通キャリアＣとケースTCとの間に介装した第４ブレーキB4と、を有している。
前記第２リングギヤR2は、出力軸OUT（出力部材）に直結されている。
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２クラッチK2、第３クラッチK3である。
また、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、第３ブレーキB3、第４ブレーキB4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１ブレーキB1を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、第１サンギヤS1に入力される。また、第２サンギヤS2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、前進１速時、図２の速度線図の(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２リングギヤR2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２クラッチK2と第１ブレーキB1を締結する。これにより、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、前進２速時、図２の速度線図の(2)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減速して第２リングギヤR2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３クラッチK3と第１ブレーキB1を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、共通キャリアＣに入力される。また、第２サンギヤS2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、前進３速時、図２の速度線図の(3)に示すように、共通キャリアＣに入力された回転駆動力を減速して第２リングギヤR2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２クラッチK2と第３クラッチK3を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、第１リングギヤR1と共通キャリアＣに入力される。
よって、前進４速時、図２の速度線図の(4)に示すように、第１リングギヤR1と共通キャリアＣに入力された回転駆動力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２リングギヤR2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２ブレーキB2を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、共通キャリアＣに入力される。また、第１サンギヤS1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の速度線図の(5)に示すように、共通キャリアＣに入力された回転駆動力を増速して第２リングギヤR2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３クラッチK3と第３ブレーキB3を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、共通キャリアＣに入力される。また、第１リングギヤR1は、第３ブレーキB3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の速度線図の(6)に示すように、共通キャリアＣに入力された回転駆動力を増速して第２リングギヤR2から出力軸OUTへと出力する。

前進７速時、図３に示すように、第２クラッチK2と第２ブレーキB2を締結する。これにより、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１サンギヤS1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７速時、図２の速度線図の(7)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２リングギヤR2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１クラッチK1と第４ブレーキB4を締結する。これにより、入力軸INからの回転駆動力は、第１サンギヤS1に入力される。また、共通キャリアＣは、第４ブレーキB4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の速度線図の(R)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すると共に逆転して第２リングギヤR2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し、図４により各摩擦要素の受け持ちトルクを説明する。
ここで、各歯車の歯数は、
ｚ_S1＝２３、ｚ_R1＝６８、ｚ_P3＝２０、ｚ_S2＝３４、ｚ_R2＝１２７、ｚ_P4＝１５、ｚ_P1とｚ_P2は任意
であり、図２に示すように、速度線図上で、第１リングギヤR1と共通キャリアＣとの回転要素間隔を１とし、第１サンギヤS1と共通キャリアＣとの回転要素間隔をρ₁(2.957)とし、第２リングギヤR2と共通キャリアＣとの回転要素間隔をρ₂(0.402)とし、第２サンギヤS2と共通キャリアＣとの回転要素間隔をρ₃(1.5)とする事例により説明する。

前進１速時の減速比ｉ₁は、
ｉ₁＝（ρ₁＋ρ₃）／（ρ₃−ρ₂）
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＝4.059となる。

前進２速時の減速比ｉ₂は、
ｉ₂＝（１＋ρ₃）／（ρ₃−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＝2.276となる。

前進３速時の減速比ｉ₃は、
ｉ₃＝ρ₃／（ρ₃−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＝1.366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。

前進５速時の減速比ｉ₅は、
ｉ₅＝ρ₁／（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＝0.880となる。

前進６速時の減速比ｉ₆は、
ｉ₆＝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６速時の減速比ｉ₆は、ｉ₆＝0.713となる。

前進７速時の減速比ｉ₇は、
ｉ₇＝（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７速時の減速比ｉ₇は、ｉ₅＝0.583となる。

後退速時の減速比ｉ_Rは、
ｉ_R＝−ρ₁／ρ₂
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ｉ_Rは、ｉ_R＝-7.356となる。

前進１速時において、第１クラッチK1の受け持ちトルクを１とした場合、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは、
（ρ₁＋ρ₃）／（ρ₃−ρ₂）−１
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは3.059となる。

前進２速時において、第２クラッチK2の受け持ちトルクを１とした場合、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは、
（１＋ρ₃）／（ρ₃−ρ₂）−１
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは1.276となる。

前進３速時において、第３クラッチK3の受け持ちトルクを１とした場合、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは、
ρ₃／（ρ₃−ρ₂）−１
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第１ブレーキB1の受け持ちトルクは0.366となる。

前進４速時において、
第２クラッチK2の受け持ちトルクは−ρ₂
第３クラッチK3の受け持ちトルクは１＋ρ₂
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第２クラッチK2の受け持ちトルクは-1.402、第３クラッチK3の受け持ちトルクは1.402となる。

前進５速時において、第３クラッチK3の受け持ちトルクを１とした場合、第２ブレーキB2の受け持ちトルクは、
１−ρ₁／（ρ₁＋ρ₂）
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第２ブレーキB2の受け持ちトルクは-0.120となる。

前進６速時において、第３クラッチK3の受け持ちトルクを１とした場合、第３ブレーキB3の受け持ちトルクは、
−ρ₂／（１＋ρ₂）
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第３ブレーキB3の受け持ちトルクは-0.287となる。

前進７速時において、第２クラッチK2の受け持ちトルクを１とした場合、第２ブレーキB2の受け持ちトルクは、
−（１＋ρ₂）／（ρ₁＋ρ₂）
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第２ブレーキB2の受け持ちトルクは-0.417となる。

後退速時において、第１クラッチK1の受け持ちトルクを１とした場合、第４ブレーキB4の受け持ちトルクは、
−１−ρ₁／ρ₂
の式によりあらわされ、具体的な数値を代入すると、第４ブレーキB4の受け持ちトルクは-8.356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。

このうち、「５要素２自由度型」であって、２組の遊星歯車を共通ピニオンで連結した変形ラビニヨ型の自動変速機用遊星歯車列として、前記共通ピニオンを同径ロングピニオンとしたものが既に知られている（特開平２−２２９９４５号公報参照）。

しかし、従来の有段自動変速機の変速機構にあっては、第１遊星歯車組と第２遊星歯車組に共通するピニオンとして、同径（＝同歯数）による同径ロングピニオンを用いたものであるため、図５(a)に示すように、同径ロングピニオンのピニオン径を小径（例えば、実施例１の第２遊星歯車組PG2側の第４ピニオン径）に設定すれば、図５(b)に示すように、速度線図上で第１サンギヤS1と共通キャリアＣとの間隔ρ₁'（<ρ₁）と第２サンギヤS2と共通キャリアＣとの間隔ρ₃とが共に短い間隔となる。
一方、図６(a)に示すように、同径ロングピニオンの径を大径（例えば、実施例１の第１遊星歯車組PG1側の第３ピニオン径）に設定すれば、図６(b)に示すように、速度線図上で第１サンギヤS1と共通キャリアＣとの間隔ρ₁と第２サンギヤS2と共通キャリアＣとの間隔ρ₃'（>ρ₃）が共に長い間隔となる。

このように、同径ロングピニオンの場合、速度線図上で第１サンギヤS1と共通キャリアＣとの間隔と第２サンギヤS2と共通キャリアＣとの間隔とが、一方を長くすれば他方も長くなり、一方を短くすれば他方も短くなるという関係を持つため、大きな減速比を意図しても減速比の設定自由度に限界があり、最低段の前進第１速時、大きな減速比を得ることができない。つまり、図５(b)及び図６(b)に示すように、実線による前進１速時に第２リングギヤR2上で交わる位置は、点線による実施例１の前進１速時の位置より高回転数側（減速比小側）となる。

これに対し、実施例１の有段自動変速機の変速機構では、共通ピニオンとして異径ロングピニオンを採用することで、最低段の前進第１速時、高い減速比の設定自由度により、大きな減速比を得ることができるようにした。

すなわち、前進第１速時、第２リングギヤR2（出力）から大きな減速比を得るためには、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組PG1と第２遊星歯車組PG2を速度線図であらわしたとき、第１サンギヤS1（１速入力）と共通キャリアＣとの間隔を長くし、第２サンギヤS2（１速固定）と共通キャリアＣとの間隔を短くする必要がある。
この点は、前進１速時の減速比ｉ₁が、
ｉ₁＝（ρ₁＋ρ₃）／（ρ₃−ρ₂）
の式にてあらわされ、ρ₁が大でρ₃が小であるほど、前進１速時の減速比ｉ₁の値が大きな値となることからも裏付けられる。

このρ₁大、ρ₃小という設定要求に対し、第１遊星歯車組PG1と第２遊星歯車組PG2に共通のロングピニオンとして、第１遊星歯車組PG1側の第３ピニオン径を第２遊星歯車組PG2側の第４ピニオン径よりも大径とした異径ロングピニオンPLを用いたため、ダブルピニオン型の第１遊星歯車組PG1と第２遊星歯車組PG2を速度線図であらわしたとき、図７に示すように、第３ピニオン径を大径設定とすることで第１サンギヤS1と共通キャリアＣとの間隔ρ₁を長くしながらも、第４ピニオン径を小径設定とすることで第２サンギヤS2と共通キャリアＣとの間隔ρ₃を短くすることができる。
つまり、異径ロングピニオンPLを用いたことにより、前進第１速時に高い減速比の設定自由度を持ち、大きな減速比を意図した場合にも大きな減速比要求に応えることができる。

［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１ブレーキB1、第２ブレーキB2、第３ブレーキB3、第４ブレーキB4による７個であり、この７個の摩擦要素により前進７速後退１速が得られる。
なお、摩擦要素数６個を追求したが、後退速時のギヤ比が小さくなり、実用性に欠ける。したがって、遊星歯車２組、摩擦要素数７組という最小の構成を成立させることができる。

・前進のレーシオカバーレッジ
前進のレーシオカバーレッジとは、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、前進６速の場合には、前進１速の減速比が4.059で、前進６速の減速比が0.713であるため、前進６速のレーシオカバーレッジは5.69となる。
また、前進７速の場合には、前進１速の減速比が4.059で、前進７速の減速比が0.583であるため、前進７速のレーシオカバーレッジは6.96となる。
このように、実施例１では、前進１速の減速比として4.059というように、大きな減速比を設定することができることで、前進６速や前進７速のレーシオカバーレッジも大きな値となり、高い設定自由度により各前進段でのギヤ比を設定することができる。
そして、前進１速の減速比もレーシオカバーレッジも大きな値であるため、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のリズム感が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0.193、2-3段間差が0.293、3-4段間差が0.268、4-5段間差が0.136、5-6段間差が0.267、6-7段間差が0.312、となり、ほぼ等しいといえる段間差を得た。なお、4-5段間差が0.136であるが、これは平均段間差の56％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７速までの段間差が、ほぼ等しい段間差となり、走行時にリズム感のよい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、少なくとも前進２速のギヤ比よりも大きなギヤ比を得る必要がある。
これに対し、実施例１では、第４ブレーキB4を追加することで、後退ギヤ比として-7.356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（4.059）よりも大きなギヤ比を得ることができ、実用上の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20400rpmとなり、限界回転速度を超えることはなく、実用上、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では、前進１速から前進６速までは一組の摩擦要素を切換えることで達成できるし、１段飛び越し変速は、全て一組の摩擦要素を切換えとなるが、６−７速は二組の摩擦要素を同時切換える必要がある。
しかし、６−７速での二組の摩擦要素を同時切換え手法を解析した結果、入力軸トルクをパラメータとして二組の摩擦要素の受け持ちトルク（滑りトルク）の関係を一定に維持させながら変速させれば、一組ごとの摩擦要素の切換えと同様の制御手法で変速できることが判明した。また、６−７速の変速は、オーバードライブギヤ段であり伝達トルクが低く変速ショックが出にくい。
したがって、実施例１では、前進１速から前進６速までは一組の摩擦要素を切換えることで達成できるし、６−７速での二組の摩擦要素を同時切換えも一組ごとの摩擦要素の切換えと同様の制御手法で変速できる。また、一段飛び越しの変速は、全て１組ごとの摩擦要素の切換えで実現できる。

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。

(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に噛み合う第１ピニオンP1と、該第１ピニオンP1と第１リングギヤR1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１遊星歯車組PG1と、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サンギヤS2に噛み合う第４ピニオンP4と、を有するダブルピニオン型の第２遊星歯車組PG2と、前記第３ピニオンP3と前記第４ピニオンP4は、第３ピニオン径を第４ピニオン径よりも大径とし、かつ、両ピニオンP3,P4を一体に形成した異径ロングピニオンPLとし、前記第１ピニオンP1と前記第２ピニオンP2と前記異径ロングピニオンPLとを共通キャリアＣに対して回転可能に支持し、前記第１サンギヤS1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、前記共通キャリアＣと、の５つの回転要素のうち、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サンギヤS1と入力軸INとの間に介装した第１クラッチK1と、前記第２サンギヤS2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２リングギヤR2から出力軸OUTへと出力する変速制御手段を設けたため、最低段の前進第１速時、減速比の設定自由度が高く、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サンギヤS1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２クラッチK2と、前記共通キャリアＣと入力軸INとの間に介装した第３クラッチK3と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第１サンギヤS1とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2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３ブレーキB3と、を設け、前記第２リングギヤR2を出力軸OUTに直結し、前記変速制御手段は、前進１速時に第１クラッチK1と第１ブレーキB1を締結し、前進２速時に第２クラッチK2と第１ブレーキB1を締結し、前進３速時に第３クラッチK3と第１ブレーキB1を締結し、前進４速時に第２クラッチK2と第３クラッチK3を締結し、前進５速時に第３クラッチK3と第２ブレーキB2を締結し、前進６速時に第３クラッチK3と第３ブレーキB3を締結するため、遊星歯車２組と摩擦要素６組を用いた最小の構成としながら、大きなレーシオカバーレッジを確保すると共にほぼ等しい段間差を確保し、かつ、変速時に一組の摩擦要素の切換えのみで前進６速の変速段を得ることができる。

(3) 摩擦要素として、前記第１サンギヤS1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２クラッチK2と、前記共通キャリアＣと入力軸INとの間に介装した第３クラッチK3と、前記第２サンギヤS2とケースTCとの間に介装した第１ブレーキB1と、前記第１サンギヤS1とケースTCとの間に介装した第２ブレーキB2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３ブレーキB3と、前記共通キャリアＣとケースTCとの間に介装した第４ブレーキB4と、を設け、前記第２リングギヤR2を出力軸OUTに直結し、前記変速制御手段は、前進１速時に第１クラッチK1と第１ブレーキB1を締結し、前進２速時に第２クラッチK2と第１ブレーキB1を締結し、前進３速時に第３クラッチK3と第１ブレーキB1を締結し、前進４速時に第２クラッチK2と第３クラッチK3を締結し、前進５速時に第３クラッチK3と第２ブレーキB2を締結し、前進６速時に第３クラッチK3と第３ブレーキB3を締結し、前進７速時に第２クラッチK2と第２ブレーキB2を締結し、後退速時に第１クラッチK1と第４ブレーキB4を締結するため、遊星歯車２組と摩擦要素７組を用いた最小の構成としながら、大きなレーシオカバーレッジを確保すると共にほぼ等しい段間差を確保し、かつ、前進７速後退１速の変速段を得ることができる。

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７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、２組のダブルピニオン型の遊星歯車組PG1,PG2に共通するピニオンとして、異径ロングピニオンPLを持ち、前進１速時、第１クラッチK1と第１ブレーキB1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２リングギヤR2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。

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である。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である。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における各ギヤ段での摩擦要素の受け持ちトルクを示す図である。従来例での有段自動変速機の変速機構において第４ピニオン径（小径）による同径ロングピニオンとした場合のスケルトン図及び前進１速段での回転速度関係を示す速度線図である。従来例での有段自動変速機の変速機構において第３ピニオン径（大径）による同径ロングピニオンとした場合のスケルトン図及び前進１速段での回転速度関係を示す速度線図である。実施例１での異径ロングピニオンを備えた有段自動変速機の変速機構における第１遊星歯車組と第２遊星歯車組との回転要素分担および各ギヤ段での回転速度関係を示す速度線図である。

符号の説明

PG1 第１遊星歯車組
S1 第１サンギヤ（回転要素）
R1 第１リングギヤ（回転要素）
P1 第１ピニオン
P3 第３ピニオン
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
P4 第４ピニオン
PL 異径ロングピニオン
Ｃ共通キャリア（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
B1 第１ブレーキ
B2 第２ブレーキ
B3 第３ブレーキ
B4 第４ブレーキ
T/C トルクコンバータ
L/C ロックアップクラッチ

Claims

第１サンギヤと、第１リングギヤと、第１サンギヤに噛み合う第１ピニオンと、該第１ピニオンと第１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１遊星歯車組と、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２リングギヤに噛み合う第２ピニオンと、該第２ピニオンと第２サンギヤに噛み合う第４ピニオンと、を有する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３ピニオンと前記第４ピニオンは、第３ピニオン径を第４ピニオン径よりも大径とし、かつ、両ピニオンを一体に形成した異径ロングピニオンとし、
前記第１ピニオンと前記第２ピニオンと前記異径ロングピニオンとを共通キャリアに対して回転可能に支持し、
前記第１サンギヤと、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、前記共通キャリアと、の５つの回転要素のうち、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サンギヤと入力部材との間に介装した第１クラッチと、前記第２サン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２リングギヤから出力部材へと出力する変速制御手段を設け、
前記摩擦要素として、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２クラッチと、前記共通キャリアと前記入力部材との間に介装した第３クラッチと、前記第１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、前記第１リングギヤと前記ケースとの間に介装した第３ブレーキと、を設け、
前記第２リングギヤを前記出力部材に直結し、
前記変速制御手段は、前進１速時に前記第１クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進２速時に前記第２クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進３速時に前記第３クラッチと前記第１ブレーキを締結し、前進４速時に前記第２クラッチと前記第３クラッチを締結し、前進５速時に前記第３クラッチと前記第２ブレーキを締結し、前進６速時に前記第３クラッチと前記第３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に記載の有段自動変速機の変速機構において、
前記摩擦要素として、前記共通キャリアと前記ケースとの間に介装した第４ブレーキを設け、
前記変速制御手段は、前進７速時に前記第２クラッチと前記第２ブレーキを締結し、後退速時に前記第１クラッチと前記第４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。