JP4881284B2 - 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６速〜８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６速〜８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。
しかしながら、この特許文献２のFig.23に記載された自動変速機は、真ん中の遊星歯車のリングギヤの外径側を通る部材は３層構造となっている。このため、一般的に自動変速機は、軸中心側より遠心力を利用して潤滑油が放出されて、潤滑必要部を経由して自動変速機の下部に設けられたオイルパンに回収されることになるが、遊星歯車の外径側に例えばドラム部材といった連結部材が多層構造になっていると、潤滑油が上記部材の内部に滞留しやすくなり、これらは走行中に回転する部材であることが多いから、フリクションが増大して燃費が悪化するという問題がある。
しかしながら、この特許文献２のFig.23に記載された自動変速機は、真ん中の遊星歯車のリングギヤの外径側を通る部材は３層構造となっている。このため、一般的に自動変速機は、軸中心側より遠心力を利用して潤滑油が放出されて、潤滑必要部を経由して自動変速機の下部に設けられたオイルパンに回収されることになるが、遊星歯車の外径側に例えばドラム部材といった連結部材が多層構造になっていると、潤滑油が上記部材の内部に滞留しやすくなり、これらは走行中に回転する部材であることが多いから、フリクションが増大して燃費が悪化するという問題がある。
一方、この特許文献２のFig.25に記載された発明は、遊星歯車の外径側を通る部材は２層であり、Fig.23に比べて滞留しにくい構造にはなっているものの、入力軸側の遊星歯車のサンギヤの内径側が多軸構造、具体的には最大３軸構造となっている。このため、サンギヤの寸法が規制されてしまい、入力軸側の遊星歯車の歯数比の自由度が小さいという問題がある。尚、遊星歯車の歯数比を確保しようとすると、遊星歯車の寸法が大型化し、自動変速機の外形寸法が大型化するという問題がある。
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速を達成することができる自動変速機であって、第１の目的は遊星歯車の外径側を通る部材を極力少なくすることが可能な自動変速機を提供することであり、第２の目的は遊星歯車の内径側を通る軸数も極力少なくすることが可能な自動変速機を提供することである。
上記目的を達成するため、第１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のリングギヤは常時係止されており、前記入力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、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回転メンバを構成しており、前記出力軸は前記回転メンバに常時連結しており、前記５つの摩擦要素は、前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの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。
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のリングギヤは常時係止されており、前記第２のサンギヤは常時係止されており、前記入力軸は前記第３のキャリヤ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のキャリヤと前記第２のリングギヤとは連結して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のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記回転メンバと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記回転メンバと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの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。
第３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２のリングギヤは常時係止されており、前記第１のキャリヤと前記第３のリング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１のリングギヤと前記第２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、前記入力軸は前記第３のキャリヤに常時連結しており、前記出力軸は前記第１回転メンバに常時連結しており、前記５つの摩擦要素は、前記第１のサンギヤの回転を係止可能な第１の摩擦要素と、前記第３のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第２のサンギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第２回転メンバと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第２回転メンバと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの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。
第４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３のサンギヤは常時係止されており、前記第２のキャリヤと前記第３のリング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、前記入力軸は前記第１のキャリヤに常時連結しており、前記出力軸は前記第１のサンギヤに常時連結しており、前記５つの摩擦要素は、前記第１のサンギヤと前記第２回転メンバとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１のリングギヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、前記第１のキャリヤと前記第１回転メンバとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、前記第１のリングギヤと前記第２回転メンバとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、から構成され、前記５つの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、本発明の自動変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
(1)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を改善できるとともに、ギヤの耐久性が向上する。
(2)３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とせずに、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。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上させるとともに、油温上昇による耐久性の悪化を防止することができる。
(3)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。
(1)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を改善できるとともに、ギヤの耐久性が向上する。
(2)３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とせずに、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。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上させるとともに、油温上昇による耐久性の悪化を防止することができる。
(3)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。
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２キャリヤPC2と常時連結されている。第２リングギヤR2と第３キャリヤPC3は第１回転メンバM1により常時連結されて第１回転メンバM1を構成している。出力軸OUTは第１回転メンバM1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に対して常時係止されている。第３サンギヤS3は変速機ケース１に対して常時係止されている。
自動変速機には、５つのクラッチである第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3とを選択的に連結する。第２摩擦要素Bは、第１サンギヤS1と第２キャリヤPC2との間に設けられ、第１サンギヤS1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５摩擦要素Eは、第１キャリヤPC1と第２サンギヤS2との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第２サンギヤS2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は他のメンバ等に塞がれていないためFF車両とFR車両の両方に適用可能とされている。
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の締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの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＝0.55、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.45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）（１＋ρ3）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.672，減速比の逆数は0.214となる。
ｉ1＝（１＋ρ1）（１＋ρ3）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.672，減速比の逆数は0.214となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝（ρ2(１＋ρ1)(１＋ρ3）＋ρ1)／（ρ1（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速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.303，減速比の逆数は0.434となる。
ｉ2＝（ρ2(１＋ρ1)(１＋ρ3）＋ρ1)／（ρ1（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速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.303，減速比の逆数は0.434となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝１＋ρ3
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＝1.450，減速比の逆数は0.690となる。
ｉ3＝１＋ρ3
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＝1.450，減速比の逆数は0.690となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ2＋ρ2ρ3）／（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.160，減速比の逆数は0.862となる。
ｉ4＝（１＋ρ2＋ρ2ρ3）／（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.160，減速比の逆数は0.862となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
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＝1.0
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＋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＝0.725，減速比の逆数は1.379となる。
ｉ6＝（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６速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.725，減速比の逆数は1.379となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝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７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.645，減速比の逆数は1.550となる。
ｉ7＝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７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.645，減速比の逆数は1.550となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−ρ1／（ρ2−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＝-4.500，減速比の逆数は-0.222となる。
ｉR＝−ρ1／（ρ2−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＝-4.500，減速比の逆数は-0.222となる。
次に、図３により実施例１での減速比の特性について説明する。図３は実施例１の自動変速機によって得られる各変速段相互の関係を示す表である。すなわち、段間比は、V1000（各変速段における車速守備範囲に匹敵）が等差級数にどれだけ近いかで評価するのが適正である。つまり、V1000が等差級数的に配分されていれば、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での変速比の選定にも苦労しない、ドライバビリティに優れた自動変速機とすることができるからである。
そこで、V1000が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に判断するには、最高変速段の減速比の逆数を１として各変速段の減速比の逆数を正規化しておき、それらの値が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に求めればよいことになる。実施例１の自動変速機では、標準偏差が0.051となり、極めて小さいことがわかる。
〔実施例１の効果〕
・スケルトン全体による効果
実施例１では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・スケルトン全体による効果
実施例１では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・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、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、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。
・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
・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との両立性に優れ、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、前進１速の減速比が4.672で、前進７速の減速比が0.645であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.24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との両立性に優れ、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、前進１速の減速比が4.672で、前進７速の減速比が0.645であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.24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。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、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るならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。先行技術のUSP 6648791のFig.23の自動変速機は、最高変速段のギヤ比が１であるので、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ギヤ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、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・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0.963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0.963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。
・V1000に対応する標準偏差に基づく効果
標準偏差が極めて小さい値とすることができる（例えば、本実施例の歯数比の例では0.051となる）ため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
標準偏差が極めて小さい値とすることができる（例えば、本実施例の歯数比の例では0.051となる）ため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
・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４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４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４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４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、他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、図１のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(i)実施例１の自動変速機は、図１のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)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。
(iii)また、図１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は、一層構造である。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、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１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一層構造であるため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、油温上昇が抑制されて、耐久性が向上する。
(iv)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、前輪駆動車及び後輪駆動車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。
（変形例１−１）
次に、実施例１の変形例１−１について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。
次に、実施例１の変形例１−１について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。
図４は変形例１−１を表すスケルトン図である。実施例１では、第１摩擦要素A，第３摩擦要素C，第４摩擦要素D，第５摩擦要素Eが第１遊星歯車組PG1と第２遊星歯車組PG2の間に全て配置されている。これに対し、変形例１は、第１摩擦要素Aを第２遊星歯車組PG2と第３遊星歯車組PG3の間に配置した点が異なる。
（変形例１−２）
次に、実施例１の変形例１−２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。実施例１では、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が、実施例１では出力側から順に第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例１−２では、第３遊星歯車組PG3→第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2の順に配置している点で異なる。尚、変形例１−２では、図５中左から順に、第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3として記載しているが、実施例１との対応関係では、
変形例１−２の第１遊星歯車組PG1は実施例１の第３遊星歯車組PG3に相当し、
変形例１−２の第２遊星歯車組PG2は実施例１の第１遊星歯車組PG1に相当し、
変形例１−２の第３遊星歯車組PG3は実施例１の第２遊星歯車組PG2に相当する。
次に、実施例１の変形例１−２について説明する。基本的な構成は実施例１と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。実施例１では、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が、実施例１では出力側から順に第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例１−２では、第３遊星歯車組PG3→第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2の順に配置している点で異なる。尚、変形例１−２では、図５中左から順に、第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3として記載しているが、実施例１との対応関係では、
変形例１−２の第１遊星歯車組PG1は実施例１の第３遊星歯車組PG3に相当し、
変形例１−２の第２遊星歯車組PG2は実施例１の第１遊星歯車組PG1に相当し、
変形例１−２の第３遊星歯車組PG3は実施例１の第２遊星歯車組PG2に相当する。
尚、実施例１において第２リングギヤR2と第３キャリヤPC3とからなる第１回転メンバM1は、実施例１の第２遊星歯車組PG2と第３遊星歯車組PG3に相当する構成が間に第１遊星歯車組PG1を挟んで軸方向両側に配置されることから、この第１回転メンバM1によって３組の遊星歯車組を外周側から覆うこととなる。このことから、主に前輪駆動車に適用することとなる。
尚、各摩擦要素の位置関係、及び回転メンバの連結関係、各変速段における摩擦要素の締結関係は全て同じである。
まず、構成を説明する。
図６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７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６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７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６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３キャリヤPC3と常時連結されている。第２リングギヤR2と第１キャリヤPC1は常時連結されて第１回転メンバM1を構成している。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に対して常時係止されている。第２サンギヤS2は変速機ケース１に対して常時係止されている。
自動変速機には、５つのクラッチである第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素A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２摩擦要素Bは、第１サンギヤS1と第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３サンギヤS3との間に設けられ、第１サンギヤS1と第３サンギヤS3とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第２リングギヤR2と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第２リングギヤR2と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第１キャリヤPC1と第３サンギヤS3との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第３サンギヤS3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は第１リングギヤR1や第２サンギヤS2等に塞がれているためFF車両に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図７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の締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図７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＝0.55、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.50、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）（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.227，減速比の逆数は0.237となる。
ｉ1＝（１＋ρ1）（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.227，減速比の逆数は0.237となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝（ρ1＋ρ3(１＋ρ1)(１＋ρ2）)／（ρ1（１＋ρ3））
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＝2.271，減速比の逆数は0.440となる。
ｉ2＝（ρ1＋ρ3(１＋ρ1)(１＋ρ2）)／（ρ1（１＋ρ3））
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＝2.271，減速比の逆数は0.440となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝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３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.500，減速比の逆数は0.667となる。
ｉ3＝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３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.500，減速比の逆数は0.667となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ3＋ρ2ρ3）／（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.197，減速比の逆数は0.835となる。
ｉ4＝（１＋ρ3＋ρ2ρ3）／（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４速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.197，減速比の逆数は0.835となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
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＝1.0
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＝0.705，減速比の逆数は1.418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＝0.705，減速比の逆数は1.418となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝１／（１＋ρ3）
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＝0.606，減速比の逆数は1.650となる。
ｉ7＝１／（１＋ρ3）
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＝0.606，減速比の逆数は1.650となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−ρ1／（ρ3−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＝-5.500，減速比の逆数は-0.182となる。
ｉR＝−ρ1／（ρ3−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＝-5.500，減速比の逆数は-0.182となる。
次に、図８により実施例２での減速比の特性について説明する。図８は実施例２の自動変速機によって得られる各変速段相互の関係を示す表である。すなわち、段間比は、V1000（各変速段における車速守備範囲に匹敵）が等差級数にどれだけ近いかで評価するのが適正であると考える。つまり、V1000が等差級数的に配分されていれば、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での変速比の選定にも苦労しない、ドライバビリティに優れた自動変速機とすることができるからである。
そこで、V1000が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に判断するには、最高変速段の減速比の逆数を１として各変速段の減速比の逆数を正規化しておき、それらの値が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に求めればよいことになる。実施例２の自動変速機では、標準偏差が0.052となり、極めて小さいことがわかる。
〔実施例２の効果〕
・スケルトン全体による効果
実施例２では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・スケルトン全体による効果
実施例２では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・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、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、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。
・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
・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との両立性に優れ、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２での具体的な数値は、前進１速の減速比が4.227で、前進７速の減速比が0.606であるため、１−７速レーシオカバレッジは6.98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との両立性に優れ、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２での具体的な数値は、前進１速の減速比が4.227で、前進７速の減速比が0.606であるため、１−７速レーシオカバレッジは6.98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。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、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るならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。先行技術のUSP 6648791のFig.23の自動変速機は、最高変速段のギヤ比が１であるので、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ギヤ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２の自動変速機は、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・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1.30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1.30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。
・V1000に対応する標準偏差に基づく効果
標準偏差が極めて小さい値とすることができる（例えば、本実施例の歯数比の例では0.052となる）ため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
標準偏差が極めて小さい値とすることができる（例えば、本実施例の歯数比の例では0.052となる）ため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
・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４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４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４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４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２の自動変速機は、図６のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(i)実施例２の自動変速機は、図６のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)また、図６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は、一層構造である。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、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は一層構造であるため、油温上昇が抑制されて、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。
（変形例２−１）
次に、実施例２の変形例２−１について説明する。基本的な構成は実施例２と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。実施例２では、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が、実施例２では出力側から順に第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例２−１では、第２遊星歯車組PG2→第１遊星歯車組PG1→第３遊星歯車組PG3の順に配置している点で異なる。尚、変形例２−１では、図９中左から順に、第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3として記載しているが、実施例２との対応関係では、
変形例２−１の第１遊星歯車組PG1は実施例２の第２遊星歯車組PG2に相当し、
変形例２−１の第２遊星歯車組PG2は実施例２の第１遊星歯車組PG1に相当し、
変形例２−１の第３遊星歯車組PG3は実施例２の第３遊星歯車組PG3に相当する。
次に、実施例２の変形例２−１について説明する。基本的な構成は実施例２と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。実施例２では、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が、実施例２では出力側から順に第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例２−１では、第２遊星歯車組PG2→第１遊星歯車組PG1→第３遊星歯車組PG3の順に配置している点で異なる。尚、変形例２−１では、図９中左から順に、第１遊星歯車組PG1→第２遊星歯車組PG2→第３遊星歯車組PG3として記載しているが、実施例２との対応関係では、
変形例２−１の第１遊星歯車組PG1は実施例２の第２遊星歯車組PG2に相当し、
変形例２−１の第２遊星歯車組PG2は実施例２の第１遊星歯車組PG1に相当し、
変形例２−１の第３遊星歯車組PG3は実施例２の第３遊星歯車組PG3に相当する。
尚、各摩擦要素の位置関係、及び回転メンバの連結関係、各変速段における摩擦要素の締結関係は全て同じである。
実施例２において第２リングギヤR2と第１キャリヤPC1とを連結していた第１回転メンバM1は、実施例２の第２遊星歯車組PG2に相当する構成が端部に配置され第２リングギヤR2を内径側から係止できることから、変形例２−１では、この第１回転メンバM1を遊星歯車組の外周側に配置できる。このことから、サンギヤの内周側を通る回転軸を最大で２軸構造とすることができる。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。
まず、構成を説明する。
図１０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１１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１０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１１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１０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３キャリヤPC3と常時連結されている。第１キャリヤPC1と第３リングギヤR3は第１回転メンバM1により常時連結されている。出力軸OUTは常時連結されて第１回転メンバM1を構成している。第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2は常時連結されて第２回転メンバM2を構成している。第２リングギヤR2は変速機ケース１に対して常時係止されている。
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〜第５摩擦要素B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１サンギヤS1と変速機ケース１との間に設けられ、第１サンギヤS1を選択的に係止する。第２摩擦要素Bは、第３サンギヤS3と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第３サンギヤS3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２サンギヤS2と第３サンギヤS3との間に設けられ、第２サンギヤS2と第３サンギヤS3とを選択的に連結する。第４摩擦要素Dは、第２回転メンバM2と第３キャリヤPC3との間に設けられ、第２回転メンバM2と第３キャリヤPC3とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第２回転メンバM2と第３サンギヤS3との間に設けられ、第２回転メンバM2と第３サンギヤS3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３の場合、出力軸OUTは第２リングギヤR2を係止するメンバに塞がれているため、FF車両に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図１１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の締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図１１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＝0.45、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.45、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.55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）（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.672，減速比の逆数は0.214となる。
ｉ1＝（１＋ρ1）（１＋ρ2）／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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝4.672，減速比の逆数は0.214となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝（ρ2＋ρ3(１＋ρ1)(１＋ρ2）)／（ρ2（１＋ρ3））
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＝2.303，減速比の逆数は0.434となる。
ｉ2＝（ρ2＋ρ3(１＋ρ1)(１＋ρ2）)／（ρ2（１＋ρ3））
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＝2.303，減速比の逆数は0.434となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝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３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.450，減速比の逆数は0.690となる。
ｉ3＝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３速の減速比ｉ3は、ｉ3＝1.450，減速比の逆数は0.690となる。
前進４速の減速比ｉ4は、
ｉ4＝（１＋ρ3＋ρ1ρ3）／（１＋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＝1.160，減速比の逆数は0.862となる。
ｉ4＝（１＋ρ3＋ρ1ρ3）／（１＋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＝1.160，減速比の逆数は0.862となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝1.0
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＝1.0
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＋ρ2＋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＝0.725，減速比の逆数は1.379となる。
ｉ6＝（１＋ρ2）／（１＋ρ2＋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＝0.725，減速比の逆数は1.379となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝１／（１＋ρ3）
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＝0.645，減速比の逆数は1.550となる。
ｉ7＝１／（１＋ρ3）
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＝0.645，減速比の逆数は1.550となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝−ρ2／（ρ2−ρ3）
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＝-4.500，減速比の逆数は-0.222となる。
ｉR＝−ρ2／（ρ2−ρ3）
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＝-4.500，減速比の逆数は-0.222となる。
次に、図１２により実施例３での減速比の特性について説明する。図１２は実施例３の自動変速機によって得られる各変速段相互の関係を示す表である。すなわち、段間比は、V1000（各変速段における車速守備範囲に匹敵）が等差級数にどれだけ近いかで評価するのが適正であると考える。つまり、V1000が等差級数的に配分されていれば、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での変速比の選定にも苦労しない、ドライバビリティに優れた自動変速機とすることができるからである。
そこで、V1000が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に判断するには、最高変速段の減速比の逆数を１として各変速段の減速比の逆数を正規化しておき、それらの値が等差級数からどれだけ乖離しているかを定量的に求めればよいことになる。実施例３の自動変速機では、標準偏差が0.051となり、極めて小さいことがわかる。
〔実施例３の効果〕
・スケルトン全体による効果
実施例３では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・スケルトン全体による効果
実施例３では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・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、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、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。
・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
・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との両立性に優れ、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、前進１速の減速比が4.672で、前進７速の減速比が0.645であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.24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との両立性に優れ、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、前進１速の減速比が4.672で、前進７速の減速比が0.645であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.24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。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、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るならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。先行技術のUSP 6648791のFig.23の自動変速機は、最高変速段のギヤ比が１であるので、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ギヤ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３の自動変速機は、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・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0.963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0.963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。
・V1000に対応する標準偏差に基づく効果
標準偏差が極めて小さい値、具体的には0.051となるため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
標準偏差が極めて小さい値、具体的には0.051となるため、各変速段の車速の守備範囲が等しくなり、特にアップシフトがリズミカルな変速になるとともに、登降坂路での減速比の選定にも苦労しないドライバビリティに優れた自動変速機を提供することができる。
・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４速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速が進行し、前進４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が進行する。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４速までは第１摩擦要素Aが締結したままの状態で変速が進行し、前進４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が進行する。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３の自動変速機は、図１０のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(i)実施例３の自動変速機は、図１０のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費を向上することができる。
(ii)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。
・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摩擦要素Aがブレーキとされている。すなわち、ブレーキを備えたことで、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摩擦要素Aがブレーキとされている。すなわち、ブレーキを備えたことで、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。
まず、構成を説明する。
図１３は実施例４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１４は実施例４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１３は実施例４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１４は実施例４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４の自動変速機は、図１３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キャリヤPC1と常時連結されている。第２キャリヤPC2と第３リングギヤR3は常時連結されて第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は常時連結されて第２回転メンバM2を構成している。出力軸OUTは第１サンギヤS1に常時連結されている。第３サンギヤS3は変速機ケース１に対して常時係止されている。
自動変速機には、５つのクラッチである第１〜第５摩擦要素A,B,C,D,Eが設けられている。第１摩擦要素Aは、第１サンギヤS1と第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とを選択的に連結する。第２摩擦要素Bは、第１キャリヤPC1と第２サンギヤS2との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第２サンギヤS2とを選択的に連結する。第３摩擦要素Cは、第１リングギヤR1と第２サンギヤS2との間に設けられ、第１リングギヤR1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１キャリヤPC1と第１回転メンバM1との間に設けられ、第１キャリヤPC1と第１回転メンバM1とを選択的に連結する。第５摩擦要素Eは、第１リングギヤR1と第２回転メンバM2との間に設けられ、第１リングギヤR1と第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４の場合、出力軸OUTは他のメンバ等に塞がれていないためFF車両とFR車両の両方に適用可能とされている。
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合（締結）の関係を、図１４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の締結により達成する。３速は、第１摩擦要素Aと第４摩擦要素Dの締結により達成する。４速は、第１摩擦要素Aと第５摩擦要素Eの締結により達成する。５速は、第４摩擦要素Dと第５摩擦要素Eの締結により達成する。６速は、第２摩擦要素Bと第５摩擦要素Eの締結により達成する。７速は、第３摩擦要素Cと第５摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第３摩擦要素Cと第４摩擦要素Dの締結により達成する。
次に、図１４により実施例４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＝0.60、第２遊星歯車組PG2の歯数比ρ2＝ZS2／ZR2＝0.40、第３遊星歯車組PG3の歯数比ρ3＝ZS3／ZR3＝0.50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＋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速の減速比ｉ1は、ｉ1＝2.750，減速比の逆数は0.371となる。
ｉ1＝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１速の減速比ｉ1は、ｉ1＝2.750，減速比の逆数は0.371となる。
前進２速の減速比ｉ2は、
ｉ2＝１＋ρ3(１＋ρ2)／（ρ2（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２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.094，減速比の逆数は0.478となる。
ｉ2＝１＋ρ3(１＋ρ2)／（ρ2（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２速の減速比ｉ2は、ｉ2＝2.094，減速比の逆数は0.478となる。
前進３速の減速比ｉ3は、
ｉ3＝１＋ρ3
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＝1.500，減速比の逆数は0.667となる。
ｉ3＝１＋ρ3
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＝1.500，減速比の逆数は0.667となる。
前進４速の減速比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速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.000，減速比の逆数は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速の減速比ｉ4は、ｉ4＝1.000，減速比の逆数は1.000となる。
前進５速の減速比ｉ5は、
ｉ5＝ρ1（１＋ρ3）／（ρ1＋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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝0.643，減速比の逆数は1.555となる。
ｉ5＝ρ1（１＋ρ3）／（ρ1＋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５速の減速比ｉ5は、ｉ5＝0.643，減速比の逆数は1.555となる。
前進６速の減速比ｉ6は、
ｉ6＝ρ1（ρ2＋ρ3＋ρ2ρ3）／（ρ1ρ2＋ρ3(１＋ρ1)(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速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.485，減速比の逆数は2.062となる。
ｉ6＝ρ1（ρ2＋ρ3＋ρ2ρ3）／（ρ1ρ2＋ρ3(１＋ρ1)(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速の減速比ｉ6は、ｉ6＝0.485，減速比の逆数は2.062となる。
前進７速の減速比ｉ7は、
ｉ7＝ρ1／（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７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.375，減速比の逆数は2.667となる。
ｉ7＝ρ1／（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７速の減速比ｉ7は、ｉ7＝0.375，減速比の逆数は2.667となる。
後退速の減速比ｉRは、
ｉR＝ρ1ρ2（１＋ρ3）／(ρ1ρ2＋ρ1ρ2ρ3−ρ3)
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＝-2.571，減速比の逆数は-0.389となる。
ｉR＝ρ1ρ2（１＋ρ3）／(ρ1ρ2＋ρ1ρ2ρ3−ρ3)
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＝-2.571，減速比の逆数は-0.389となる。
〔実施例４の効果〕
・スケルトン全体による効果
実施例４では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・スケルトン全体による効果
実施例４では、単純遊星３組と５つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進７速後退１速の自動変速機を実現することができる。
・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、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、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。
・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
各遊星歯車組の歯数比ρ1，ρ2，ρ3が何れも中間地0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
・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との両立性に優れ、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４での具体的な数値は、前進１速の減速比が2.750で、前進７速の減速比が0.375であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.33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との両立性に優れ、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４での具体的な数値は、前進１速の減速比が2.750で、前進７速の減速比が0.375であるため、１−７速レーシオカバレッジは7.33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。
また、レーシオカバレッジの割に、低速側のギヤ比が大きいと、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るならば、最低速変速比はそれほど大きくない方が好ましい。先行技術のUSP 6648791のFig.23の自動変速機は、最高変速段のギヤ比が１であるので、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ギヤ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４の自動変速機は、最低変速段のギヤ比をそれほど大きくすることなく、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
・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0.935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0.935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４においては、前進１速から前進４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４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４においては、前進１速から前進４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４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４の自動変速機は、図１３のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費が向上する。
(i)実施例４の自動変速機は、図１３のスケルトン図に示すように、３組の遊星歯車の外径側に連結部材が３層とならない。これにより、潤滑油が滞留しにくくなり、フリクションを低減することで燃費が向上する。
(ii)また、図１３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は、一層構造である。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、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４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一層構造であるため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、油温上昇が抑制されて、耐久性が向上する。
(iii)実施例４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、前輪駆動車及び後輪駆動車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。
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 (6)
- 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のリングギヤは常時係止されており、
前記入力軸は前記第２のキャリヤに常時連結しており、
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回転メンバを構成しており、
前記出力軸は前記回転メンバに常時連結しており、
前記５つの摩擦要素は、
前記第１のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
から構成され、
前記５つの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のリングギヤは常時係止されており、
前記第２のサンギヤは常時係止されており、
前記入力軸は前記第３のキャリヤ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のキャリヤと前記第２のリングギヤとは連結して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のキャリヤと前記第３のリングギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記回転メンバと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記回転メンバと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
から構成され、
前記５つの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２のリングギヤは常時係止されており、
前記第１のキャリヤと前記第３のリング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１のリングギヤと前記第２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、
前記入力軸は前記第３のキャリヤに常時連結しており、
前記出力軸は前記第１回転メンバに常時連結しており、
前記５つの摩擦要素は、
前記第１のサンギヤの回転を係止可能な第１の摩擦要素と、
前記第３のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第２回転メンバと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２回転メンバと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
から構成され、
前記５つの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３のサンギヤは常時係止されており、
前記第２のキャリヤと前記第３のリング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、
前記入力軸は前記第１のキャリヤに常時連結しており、
前記出力軸は前記第１のサンギヤに常時連結しており、
前記５つの摩擦要素は、
前記第１のサンギヤと前記第２回転メンバとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２のサンギヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第１回転メンバとの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２回転メンバとの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
から構成され、
前記５つの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ないし４いずれか１つに記載の自動変速機において、
前記前進７速を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの２つの同時締結の組み合わせは、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１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第１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、前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結の７つ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５に記載の自動変速機において、
前記後退１速を達成する前記第１〜第５の摩擦要素のうちの２つの同時締結は、前記第３の摩擦要素と前記第４の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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