JP4823205B2 - 自動変速機 - Google Patents
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Description
本発明は、車両の変速機として適用される有段式の自動変速機に関する。
従来、遊星歯車３組を使用して前進７速を達成する自動変速機として、例えば特許文献１や特許文献２に記載の技術が知られている。特許文献１には、伝達効率やギヤノイズに有利で、ピニオンギヤが小径とならず耐久性に有利なシングルピニオン型遊星歯車を３組、摩擦要素６個を使用して前進７速を達成する自動変速機が開示されている。また、同様に、特許文献２には、シングルピニオン型遊星歯車を３組、摩擦要素５個を使用して前進７速を達成する自動変速機が開示されている。
特開２００４−１７６７６５号公報
USP 6648791，Fig.23,24,25,26
特許文献１については、前進７速を達成するのに最低６個の摩擦要素を必要とするため、摩擦要素の数が多く、部品点数や軸方向寸法の増大を招くという問題がある。
特許文献２については、前進７速を達成するのに摩擦要素が５個であり、特許文献１に比べて摩擦要素の数が少なく部品点数を少なく出来るという効果はあるが、この５個の摩擦要素は、全て回転要素同士を係合するクラッチで構成されている。一般に、クラッチの場合、回転部材を介してピストン油圧室に油を供給する構造となる。そのため、同じ摩擦要素であってもブレーキに比べて回転用シールリング数が増大する。したがって、特許文献２は全摩擦要素に占めるクラッチの割合が高いことからシールリングによる摺動抵抗増加による燃費の悪化が短所となる。更に、クラッチの場合、回転体同士を結合する構造であるため、クラッチの油圧を適切に制御しようとすると、遠心力をキャンセルする機構が必要となる。したがって、特許文献２に記載の自動変速機は、全摩擦要素に占めるクラッチの割合が高いことから部品点数の増加、軸方向寸法の増大を招くという短所がある。
本発明の目的とするところは、単純遊星歯車を３組、摩擦要素を５個として前進７速を達成することで、伝達効率やギヤノイズに有利で、ギヤの耐久性の悪化を抑制するとともに、５個の摩擦要素については、クラッチ数を極力少なくすることで、摺動抵抗の悪化や部品点数や軸方向寸法の縮小が可能な自動変速機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のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、５つの摩擦要素と、を備え、前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進７速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、前記入力軸は前記第１のサンギヤに常時連結しており、前記出力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、前記第１のキャリヤは常時係止されており、前記第１のリングギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第１回転メンバを構成しており、前記第２のリングギヤと前記第３のキャリヤとは連結して第２回転メンバを構成しており、前記５つの摩擦要素は、前記第２の回転メンバの回転を係止可能なブレーキである第１摩擦要素と、前記第２のキャリヤと前記第３のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第２摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとを選択的に連結するクラッチである第３摩擦要素と、前記第２のサンギヤと前記第３のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第４摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第５摩擦要素と、から構成され、前記第１，第２，第３，第４及び第５摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進７速及び後退１速を達成することを特徴とする。
上記目的を達成するため、第２の発明では、第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、５つの摩擦要素と、を備え、前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進７速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、前記入力軸は前記第１の回転メンバに常時連結しており、前記出力軸は前記第３のリングギヤに常時連結しており、前記第１のリングギヤは常時係止されており、前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、前記５つの摩擦要素は、前記第３のキャリヤの回転を係止可能なブレーキである第１摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第２摩擦要素と、前記第２のキャリヤと前記第３のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第３摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第２の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第４摩擦要素と、前記第１の回転メンバと前記第３のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第５摩擦要素と、から構成され、前記第１，第２，第３，第４及び第５摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進７速及び後退１速を達成することを特徴とする。
よって、本第１及び第２の発明の自動変速機にあっては、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速を達成できるため、伝達効率やギヤノイズやギヤの耐久性が改善される。また、５つの摩擦要素にはブレーキが含まれているため、その分クラッチの数を減らすことができる。よって、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構が減少し、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法を減少させることができる。
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の有段式の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の自動変速機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の有段式の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の自動変速機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の自動変速機は、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３組の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。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とに噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。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サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１，第２及び第３ピニオンP1，P2，P3は、それぞれ第１，第２及び第３キャリヤPC1，PC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
入力軸INは第１サンギヤS1と常時連結されている。出力軸OUTは第２キャリヤPC2に常時連結されている。第１リングギヤR1と第３サンギヤS3とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。第２リングギヤR2と第３キャリヤPC3とは常時連結して第２回転メンバM2を構成している。
自動変速機には、１つのブレーキである第１摩擦要素Aと４つのクラッチである第２摩擦要素B,第３摩擦要素C,第４摩擦要素D及び第５摩擦要素Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第２回転メンバM2（第２リングギヤR2，第３キャリヤPC3）と変速機ケース１との間に設けられ、第２回転メンバM2の回転を選択的に変速機ケース１に係止する。第２摩擦要素Bは、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3との間に設けられ、第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第１サンギヤS1と第２サンギヤS2との間に設けられ、第１サンギヤS1と第２サンギヤS2とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第２サンギヤS2と第３リングギヤR3との間に設けられ、第２サンギヤS2と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第１サンギヤS1と第２回転メンバM2と一体の第３キャリヤPC3との間に設けられ、第１サンギヤS1と第３キャリヤPC3（第２回転メンバM2）とを選択的に連結する。
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ギヤ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。実施例１の場合、出力軸OUTは各回転要素の内周側から出力されることからFF車両及びFR車両の両方への搭載が可能である。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図２の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bの同時締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。３速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。４速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。５速は、第３摩擦要素Cと第５の摩擦要素Eの同時締結により達成する。６速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。７速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。次に、後退時について説明する。後退速は、第２摩擦要素Bと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。
次に、図２により実施例１での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.45、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.65、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.65とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝１／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝3.419，減速比の逆数は0.292となる。
ｉ1＝１／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝3.419，減速比の逆数は0.292となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.538，減速比の逆数は0.394となる。
ｉ2＝（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.538，減速比の逆数は0.394となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝（ρ2＋ρ3＋ρ2ρ3）／（ρ2＋ρ1ρ3−ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝2.208，減速比の逆数は0.453となる。
ｉ3＝（ρ2＋ρ3＋ρ2ρ3）／（ρ2＋ρ1ρ3−ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝2.208，減速比の逆数は0.453となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ2）（１＋ρ3）／（１＋ρ2＋ρ2ρ3−ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.529，減速比の逆数は0.654となる。
ｉ4＝（１＋ρ2）（１＋ρ3）／（１＋ρ2＋ρ2ρ3−ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.529，減速比の逆数は0.654となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数も1.000となる。
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数も1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝（１＋ρ2）／（１＋ρ2＋ρ2ρ3＋ρ1ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.729，減速比の逆数は1.372となる。
ｉ6＝（１＋ρ2）／（１＋ρ2＋ρ2ρ3＋ρ1ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.729，減速比の逆数は1.372となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝１／（１＋ρ3＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.515，減速比の逆数は1.942となる。
ｉ7＝１／（１＋ρ3＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.515，減速比の逆数は1.942となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−１／ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-2.222，減速比の逆数は-0.450となる。
ｉR＝−１／ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-2.222，減速比の逆数は-0.450となる。
〔実施例１の効果〕
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善さると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善さると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・摩擦要素数の観点に基づく効果
実施例１での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
実施例１での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ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。実施例１での具体的な数値は、レーシオカバレッジが6.64となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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大き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も有用である。
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ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。実施例１での具体的な数値は、レーシオカバレッジが6.64となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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大き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も有用である。
・減速比に基づく効果
６速に比べて７速の減速比をあえて小さな値に設定している。言い換えると、６速と７速の間の減速比の段間比を、他の変速段の間の減速比の段間比より大きめに設定している。これにより、高速道路等におけるほぼ一定速低トルク変動走行時において、内燃機関の回転数を非常に低速化でき、静粛性や燃費を改善することができる。
６速に比べて７速の減速比をあえて小さな値に設定している。言い換えると、６速と７速の間の減速比の段間比を、他の変速段の間の減速比の段間比より大きめに設定している。これにより、高速道路等におけるほぼ一定速低トルク変動走行時において、内燃機関の回転数を非常に低速化でき、静粛性や燃費を改善することができる。
・減速比とレーシオカバレッジの両方に基づく効果
レーシオカバレッジの割に、低速側の減速比が大きいと、ファイナルギヤへ伝達するトルクが大きくなる。このため、自動変速機やプロペラシャフトの強度が必要となり、車両全体が大型化する。つまり、同一のレーシオカバレッジであれば、最低変速比がそれほど大きくないほうが好ましい。例えば、特許文献２のFig23に示された自動変速機は、最高変速段の減速比が１であるため、レーシオカバレッジを大きくしようとすると、最低変速段の減速比を大きくしなければならず、自動変速機やプロペラシャフトが大型化する。一方、実施例１の自動変速機は、最低変速段の減速比は3.419であることから、それほど大きくすること無く、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
レーシオカバレッジの割に、低速側の減速比が大きいと、ファイナルギヤへ伝達するトルクが大きくなる。このため、自動変速機やプロペラシャフトの強度が必要となり、車両全体が大型化する。つまり、同一のレーシオカバレッジであれば、最低変速比がそれほど大きくないほうが好ましい。例えば、特許文献２のFig23に示された自動変速機は、最高変速段の減速比が１であるため、レーシオカバレッジを大きくしようとすると、最低変速段の減速比を大きくしなければならず、自動変速機やプロペラシャフトが大型化する。一方、実施例１の自動変速機は、最低変速段の減速比は3.419であることから、それほど大きくすること無く、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例１においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例１においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(ii)上記(i)に示すように、隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成でき、更に、例えば前進１速から前進３速のような１段飛び変速であっても、同様に全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成できる。よって、制御性を向上させることができる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例１の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(i)実施例１の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(ii)実施例１の自動変速機は、遊星歯車組の一方側から入力し、他方側から出力することが可能な自動変速機であるため、前輪駆動車（以下、FF車両）及び後輪駆動車（以下、FR車両）のどちらの車両にも適用でき、自動変速機の適用範囲を広くすることができる。
まず、構成を説明する。
図３は実施例２の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図４は実施例２の自動変速機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３は実施例２の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図４は実施例２の自動変速機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２の自動変速機は、図３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３組の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。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とに噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。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サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１，第２及び第３ピニオンP1，P2，P3は、それぞれ第１，第２及び第３キャリヤPC1，PC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
第１サンギヤS1と第２サンギヤS2とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。入力軸INは第１回転メンバM1と常時連結されている。出力軸OUTは第３リングギヤR3に常時連結されている。第１リングギヤR1は変速機ケース１に常時係止されている。第２リングギヤR2と第３サンギヤS3とは常時連結して第２回転メンバM2を構成している。
自動変速機には、１つのブレーキである第１摩擦要素Aと４つのクラッチである第２摩擦要素B,第３摩擦要素C,第４摩擦要素D及び第５摩擦要素Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第３キャリヤPC3と変速機ケース１との間に設けられ、第３キャリヤPC3の回転を選択的に変速機ケース１に係止する。第２摩擦要素Bは、第１キャリヤPC1と第２キャリヤPC2との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第２キャリヤPC2と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第２キャリヤPC2と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第１キャリヤPC1と第２回転メンバM2と一体の第２リングギヤR2との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第２リングギヤR2（第２回転メンバM2）とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第１回転メンバM1（第１サンギヤS1，第２サンギヤS2）と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第１回転メンバM1と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。
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ギヤ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。実施例２の場合、出力軸OUTは各回転要素の内周側から出力されることからFF車両及びFR車両の両方への搭載が可能である。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図４の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bの同時締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。３速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。４速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。５速は、第３摩擦要素Cと第５の摩擦要素Eの同時締結により達成する。６速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。７速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。次に、後退時について説明する。後退速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。
次に、図４により実施例２での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.3、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.65、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.65とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝（１＋ρ1）／（（ρ2−ρ1）ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝5.714，減速比の逆数は0.175となる。
ｉ1＝（１＋ρ1）／（（ρ2−ρ1）ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝5.714，減速比の逆数は0.175となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１／（ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.367，減速比の逆数は0.422となる。
ｉ2＝１／（ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.367，減速比の逆数は0.422となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝（１＋ρ1）／（ρ1＋ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.799，減速比の逆数は0.556となる。
ｉ3＝（１＋ρ1）／（ρ1＋ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.799，減速比の逆数は0.556となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ1）（１＋ρ2）／（ρ1＋ρ2（１＋ρ1＋ρ3））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.368，減速比の逆数は0.731となる。
ｉ4＝（１＋ρ1）（１＋ρ2）／（ρ1＋ρ2（１＋ρ1＋ρ3））
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.368，減速比の逆数は0.731となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝（１＋ρ1）／（１＋ρ1＋ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.667，減速比の逆数は1.500となる。
ｉ6＝（１＋ρ1）／（１＋ρ1＋ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.667，減速比の逆数は1.500となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝（１＋ρ1）／（１＋ρ1＋ρ3＋ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.548，減速比の逆数は1.825となる。
ｉ7＝（１＋ρ1）／（１＋ρ1＋ρ3＋ρ2ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.548，減速比の逆数は1.825となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−（１＋ρ1）／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-6.667，減速比の逆数は-0.150となる。
ｉR＝−（１＋ρ1）／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-6.667，減速比の逆数は-0.150となる。
〔実施例２の効果〕
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズ改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズ改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・摩擦要素数の観点に基づく効果
実施例２での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
実施例２での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れるとともに、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。実施例２での具体的な数値は、レーシオカバレッジが10.43となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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の大きな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も有用である。
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れるとともに、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。実施例２での具体的な数値は、レーシオカバレッジが10.43となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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の大きな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も有用である。
・１−Ｒレシオに基づく効果
１−Ｒレシオが１に近い値、具体的には1.167となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が大きく異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
１−Ｒレシオが１に近い値、具体的には1.167となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が大きく異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例２においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例２においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(ii)上記(i)に示すように、隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成でき、更に、例えば前進１速から前進３速のような１段飛び変速であっても、同様に全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成できる。よって、制御性の向上を図ることができる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例２の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(i)実施例２の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大２軸構造にしつつ、３組の単純遊星歯車と５つの摩擦要素で前進７速後退１速を達成できる。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(ii)実施例２の自動変速機は、遊星歯車組の一方側から入力し、他方側から出力することが可能な自動変速機であるため、前輪駆動車（以下、ＦＦ）及び後輪駆動車（以下、ＦＲ）のどちらの車両にも適用でき、自動変速機の適用範囲を広くすることができる。
(iii)図３のスケルトン図に示すように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバが存在しない構造である。自動変速機は冷却や潤滑を目的として、各回転要素であるギヤやベアリング等に潤滑油を常に供給している。また、この潤滑は一般に軸心側から遠心力により供給される。このとき、外周側において潤滑油の排出性が悪化すると、潤滑油の油温が上昇し、摩擦要素や図示しない軸受け部材などの耐久性が低下する。実施例２では、上述したように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバが存在しないため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、油温上昇が抑制されて、耐久性が向上する。
まず、構成を説明する。
図５は実施例３の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図６は実施例３の自動変速機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５は実施例３の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図６は実施例３の自動変速機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３の自動変速機は、図５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３組の遊星歯車組である第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3を備えている。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とに噛み合う第１ピニオンP1と、を有する。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サンギヤS2と第２リングギヤR2とに噛み合う第２ピニオンP2と、を有する。第３遊星歯車組PG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、第３サンギヤS3と第３リングギヤR3とに噛み合う第３ピニオンP3と、を有する。第１，第２及び第３ピニオンP1，P2，P3は、それぞれ第１，第２及び第３キャリヤPC1，PC2，PC3に対して回転可能に支持されている。
第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とは常時連結して第１回転メンバM1を構成している。入力軸INは第１回転メンバM1と常時連結されている。出力軸OUTは第１リングギヤR1に常時連結されている。第２リングギヤR2は変速機ケース１に常時係止されている。第３リングギヤR3と第１サンギヤS1とは常時連結して第２回転メンバM2を構成している。
自動変速機には、１つのブレーキである第１摩擦要素Aと４つのクラッチである第２摩擦要素B,第３摩擦要素C,第４摩擦要素D及び第５摩擦要素Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１キャリヤPC1と変速機ケース１との間に設けられ、第１キャリヤPC1の回転を選択的に変速機ケース１に係止する。第２摩擦要素Bは、第２キャリヤPC2と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第２キャリヤPC2と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第１キャリヤPC1と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第２キャリヤPC2と第２回転メンバM2（第１サンギヤS1，第３リングギヤR3）との間に設けられ、第２キャリヤPC2と第２回転メンバM2とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第１回転メンバM1（第１サンギヤS1，第２サンギヤS2）と第１キャリヤPC1との間に設けられ、第１回転メンバM1と第１キャリヤPC1とを選択的に連結する。
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。実施例３の場合、出力軸OUTは各回転要素の外周側から出力され、内周側には第２リングギヤR2を変速機ケース１に係止するメンバが配置されていることから主にFF車両への搭載が想定される。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図６の結合表により説明する（変速制御手段）。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。
まず、前進時について説明する。１速は、第１摩擦要素Aと第２摩擦要素Bの同時締結により達成する。２速は、第１摩擦要素Aと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。３速は、第２摩擦要素Bと第３摩擦要素Cの同時締結により達成する。４速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。５速は、第３摩擦要素Cと第５の摩擦要素Eの同時締結により達成する。６速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。７速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの同時締結により達成する。次に、後退時について説明する。後退速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの同時締結により達成する。
次に、図６により実施例３での減速比の具体例を説明する。ここで、第１遊星歯車組PG1の歯数比ρ1＝ZS1／ZR1＝0.65、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.3、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.6とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。
前進１速の減速比ｉ1は、
ｉ1＝（１＋ρ2）／（ρ1（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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝6.667，減速比の逆数は0.150となる。
ｉ1＝（１＋ρ2）／（ρ1（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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝6.667，減速比の逆数は0.150となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.564，減速比の逆数は0.390となる。
ｉ2＝１／（ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.564，減速比の逆数は0.390となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝（１＋ρ2）／（ρ2＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.884，減速比の逆数は0.531となる。
ｉ3＝（１＋ρ2）／（ρ2＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.884，減速比の逆数は0.531となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ2）（１＋ρ3）／（ρ2＋ρ3（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.415，減速比の逆数は0.707となる。
ｉ4＝（１＋ρ2）（１＋ρ3）／（ρ2＋ρ3（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.415，減速比の逆数は0.707となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
ｉ5＝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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝（１＋ρ2）／（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６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.667，減速比の逆数は1.500となる。
ｉ6＝（１＋ρ2）／（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６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.667，減速比の逆数は1.500となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝（１＋ρ2）／（１＋ρ1＋ρ2＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.556，減速比の逆数は1.799となる。
ｉ7＝（１＋ρ2）／（１＋ρ1＋ρ2＋ρ1ρ3）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.556，減速比の逆数は1.799となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−（１＋ρ2）／（ρ1ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-6.667，減速比の逆数は-0.150となる。
ｉR＝−（１＋ρ2）／（ρ1ρ2）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比ｉRは、ｉR＝-6.667，減速比の逆数は-0.150となる。
〔実施例３の効果〕
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・単純遊星３組を使用することによる効果
単純遊星３組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・摩擦要素数の観点に基づく効果
実施例３での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
実施例３での摩擦要素数は、第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eによる５個である。この５個の摩擦要素は４つのクラッチと１つのブレーキから構成され、これにより前進７速後退１速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ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。実施例３での具体的な数値は、レーシオカバレッジが12.0となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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大き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も有用である。
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、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ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。実施例３での具体的な数値は、レーシオカバレッジが12.0となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、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大き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も有用である。
・１−Ｒレシオに基づく効果
１−Ｒレシオが1.00となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
１−Ｒレシオが1.00となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例３においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、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。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例３においては、前進１速から前進２速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進２速から前進５速までは第３摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進５速から前進７速までは第５摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進１速から前進７速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(ii)上記(i)に示すように、隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成でき、更に、例えば前進１速から前進３速のような１段飛び変速であっても、同様に全て一つの摩擦要素を解放し、一つの摩擦要素を締結する架け替え変速により達成できる。よって、制御性を向上させることができる。
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例３の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が１軸構造となっている。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(i)実施例３の自動変速機は、３組の遊星歯車の内径側を通る部材が１軸構造となっている。よって、特許文献２に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
(ii)図５のスケルトン図に示すように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバが最大でも２層構造である。自動変速機は冷却や潤滑を目的として、各回転要素であるギヤやベアリング等に潤滑油を常に供給している。また、この潤滑は一般に軸心側から遠心力により供給される。このとき、外周側において潤滑油の排出性が悪化すると、潤滑油の油温が上昇し、摩擦要素や図示しない軸受け部材などの耐久性が低下する。実施例３では、上述したように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは二層構造であるため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、耐久性が向上する。
(iii)実施例２と実施例３とは、各変速段を得るときの各摩擦要素の同時締結の組み合わせは全く同じであり、実施例２の第３遊星歯車組PG3を実施例３の第１遊星歯車組PG1とし、実施例２の第１遊星歯車組PG1を実施例３の第２遊星歯車組PG2とし、実施例２の第２遊星歯車組PG2を実施例３の第３遊星歯車組PG3として置き換えたものと同じである。ここで、実施例２の配列では、FF車両及びFR車両の両方に適用可能なレイアウトが可能であるのに対し、実施例３ではFF車両にのみ適用可能なレイアウトしか取ることができない。
上記効果の相違は、言い換えると以下のように示される。実施例２では、図３に示すように、変速機ケース１に係止される要素（第１リングギヤR1，第３キャリヤPC3）が２つの遊星歯車組（第1遊星歯車組PG1，第３遊星歯車組PG3）に存在するとき、この２つの遊星歯車組を第２遊星歯車組PG2の両側に配置し、かつ、入力側（左端部）の反対側である右端部に配置された第３遊星歯車組PG3の第３リングギヤR3から出力軸OUTを取り出している。
尚、第３リングギヤR3から出力軸OUTを取り出せる理由は、変速機ケース１と第３キャリヤPC3とを第１摩擦要素Aを介して連結するメンバは第２遊星歯車組PG2と第３遊星歯車組PG3との間を通し、第３サンギヤS3と第２リングギヤR2とを連結する第２回転メンバM2は第２遊星歯車組PG2と第３遊星歯車組PG3との間を通し、第３キャリヤPC3と第２キャリヤPC2とを第３摩擦要素Cを介して連結するメンバ及び第３キャリヤPC3と第１回転メンバM1とを第５摩擦要素Eを介して連結するメンバは第３サンギヤS3の内径側を通しているからである。
これに対し、実施例３では、図５に示すように、変速機ケース１に係止される要素（第１キャリヤPC1，第２リングギヤR2））が２つの遊星歯車組（第１遊星歯車組PG1，第２遊星歯車組PG2）に存在するとき、この２つの遊星歯車組を３組の中央と、入力側（右端部）の反対側である左端部に配置し、かつ、左端部に配置された第１遊星歯車組PG1の第１リングギヤR1から出力軸OUTを取り出している。
この配置とすると、第１回転メンバM1と入力軸INとが常時連結されていることから、第１キャリヤPC1と第３キャリヤPC3とを第３摩擦要素Cを介して連結するメンバは第２遊星歯車組PG2及び第３遊星歯車組PG3の外周側を通さざるを得ない。そうすると、変速機ケース１に係止される要素である第２リングギヤR2と変速機ケース１とは、第２遊星歯車組PG2と第１遊星歯車組PG1との間から第１サンギヤS3の内径側を通して連結する以外に他のルートが存在しない。
そうすると、第１遊星歯車組PG1は、第２遊星歯車組PG2との間→第１遊星歯車組PG1の内径→変速機ケース１に亘って封入されてしまい、出力軸OUTを取り出すことができなくなる。尚、図５中、変速機ケース１は離間して２カ所に記載しているだけで、実際には固定部材であるため、その２カ所は必ず変速機ケース１として繋がっている。このことが、FR車両にも適用可能か否かを決定している。
よって、実施例３に基づいて、逆説的に実施例２の効果を記載するならば、同じ共線図で、同じ締結関係を持っている場合であっても、遊星歯車組の配置を工夫することで、FF車両とFR車両の両方に適用可能なレイアウトが得られる場合がある。
具体的には、第１遊星歯車組PG1と、第２遊星歯車組PG2と、第３遊星歯車PG3とを有し、第１サンギヤS1と第２サンギヤS2とは常時連結して第１回転メンバM1を構成しており、入力軸INは第１回転メンバM1に常時連結しており、出力軸OUTは第３リングギヤR3に常時連結しており、第１リングギヤR1は常時係止されており、第２リングギヤR2と第３サンギヤS3とは常時連結して第２回転メンバM2を構成しており、第３キャリヤPC3の回転を係止可能なブレーキである第１摩擦要素Aと、第１キャリヤPC1と第２キャリヤPC2とを選択的に連結するクラッチである第２摩擦要素Bと、第２キャリヤPC2と第３キャリヤPC3とを選択的に連結するクラッチである第３摩擦要素Cと、第１キャリヤPC1と第２回転メンバM2とを選択的に連結するクラッチである第４摩擦要素Dと、第１回転メンバM1と第３キャリヤPC3とを選択的に連結するクラッチである第５摩擦要素Eと、から構成され、第１，第２，第３，第４及び第５摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進７速及び後退１速を達成する自動変速機において、入力側から順に、第１遊星歯車組PG1、第２遊星歯車組PG2、第３遊星歯車組PG3と配置することで、FF車両とFR車両の両方に適用可能なレイアウトが得られるという効果が得られる。
１ 変速機ケース
PG1 第１遊星歯車組
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ
P1 第１ピニオン
PC1 第１キャリヤ
PG2 第２遊星歯車組
S2 第２サンギヤ
R2 第２リングギヤ
P2 第２ピニオン
PC2 第２キャリヤ
PG3 第３遊星歯車組
S3 第３サンギヤ
R3 第３リングギヤ
P3 第３ピニオン
PC3 第３キャリヤ
IN 入力軸
OUT 出力軸
A 第１摩擦要素
B 第２摩擦要素
C 第３摩擦要素
D 第４摩擦要素
E 第５摩擦要素
PG1 第１遊星歯車組
S1 第１サンギヤ
R1 第１リングギヤ
P1 第１ピニオン
PC1 第１キャリヤ
PG2 第２遊星歯車組
S2 第２サンギヤ
R2 第２リングギヤ
P2 第２ピニオン
PC2 第２キャリヤ
PG3 第３遊星歯車組
S3 第３サンギヤ
R3 第３リングギヤ
P3 第３ピニオン
PC3 第３キャリヤ
IN 入力軸
OUT 出力軸
A 第１摩擦要素
B 第２摩擦要素
C 第３摩擦要素
D 第４摩擦要素
E 第５摩擦要素
Claims (4)
- 第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、
５つの摩擦要素と、
を備え、
前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進７速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記入力軸は前記第１のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、
前記第１のキャリヤは常時係止されており、
前記第１のリングギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記第２のリングギヤと前記第３のキャリヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、
前記５つの摩擦要素は、
前記第２の回転メンバの回転を係止可能なブレーキである第１摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第３のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第２摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとを選択的に連結するクラッチである第３摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第４摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第２の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第５摩擦要素と、
から構成され、
前記第１，第２，第３，第４及び第５摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進７速及び後退１速を達成することを特徴とする自動変速機。 - 第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、該第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、該第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、該第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第３の遊星歯車と、
５つの摩擦要素と、
を備え、
前記５つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進７速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとは連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記入力軸は前記第１の回転メンバに常時連結しており、
前記出力軸は前記第３のリングギヤに常時連結しており、
前記第１のリングギヤは常時係止されており、
前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとは連結して第２の回転メンバを構成しており、
前記５つの摩擦要素は、
前記第３のキャリヤの回転を係止可能なブレーキである第１摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第２摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第３のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第３摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第４摩擦要素と、
前記第１の回転メンバと前記第３のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第５摩擦要素と、
から構成され、
前記第１，第２，第３，第４及び第５摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進７速及び後退１速を達成することを特徴とする自動変速機。 - 請求項１または２に記載の自動変速機において、
前進７変速段を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素の同時締結、前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結、前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結、前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結、前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結の組み合わせであることを特徴とする自動変速機。 - 請求項３に記載の自動変速機において、
後退変速段を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、又は前記第１摩擦要素と前記第４摩擦要素の同時締結であることを特徴とする自動変速機。
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| JP2007309532A JP4823205B2 (ja) | 2007-11-29 | 2007-11-29 | 自動変速機 |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2007309532A JP4823205B2 (ja) | 2007-11-29 | 2007-11-29 | 自動変速機 |
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| JP2009133383A JP2009133383A (ja) | 2009-06-18 |
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