JP4954235B2

JP4954235B2 - 自動変速機

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Publication number: JP4954235B2
Application number: JP2009081856A
Authority: JP
Inventors: 和明青田; 小林　　直樹; 隆志藤岡; 和夫小栗; 勝則山下
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2009-03-30
Filing date: 2009-03-30
Publication date: 2012-06-13
Anticipated expiration: 2029-03-30
Also published as: JP2010236561A

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８速を達成する自動変速機として、例えば特許文献１に記載の技術が知られている。特許文献１には、遊星歯車を３列、摩擦要素としてクラッチを４つ，ブレーキを２つの計６つの摩擦要素を使用して前進８速を達成する自動変速機が開示されている。

特開２００１−１８２７８５号（図２参照）

しかしながら、特許文献１に記載の技術では、ダブルピニオン型の遊星歯車を二組使用しているため、ギヤの噛み合い回数が多く、ギヤ効率とギヤノイズ性が悪いという問題があった。また、ダブルピニオン型はピニオンが小さくなるため耐久性が悪く、部品点数が多くコストアップの原因となっていた。

本発明の目的とするところは、遊星歯車を３組、摩擦要素を６個として前進８速を達成することができ、かつ、耐久性やギヤノイズ性に優れた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、本発明の自動変速機では、第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、当該第１のサンギヤ及び第１のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第１のキャリヤとを有する第１の遊星歯車と、第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、当該第２のサンギヤ及び第２のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第２のキャリヤとを有する第２の遊星歯車と、第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、当該第３のサンギヤ及び第３のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第３のキャリヤとを有する第３の遊星歯車と、６つの摩擦要素と、を備え、前記６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８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２のサンギ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のサンギ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２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のサンギヤとは連結して第２回転メンバを構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの回転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回転メンバとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、前記第１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３の摩擦要素と、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回転メンバの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、前記第３のキャリヤの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、から構成され、前記６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８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、６つの摩擦要素で前進８速を達成できる。このとき、シングルピニオン型の遊星歯車のみで構成しているため、ギヤ効率，ギヤノイズ性及び耐久性の向上を図りつつ、部品点数の抑制によりコストダウンを図ることができる。

実施例１の自動変速機を示すスケルトン図である。実施例１の自動変速機における摩擦要素の結合表を示す図である。実施例１の自動変速機における減速比の具体例を示す図である。実施例１の自動変速機における変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。実施例１及び特許文献１における噛み合い数を表す図である。実施例２の自動変速機を示すスケルトン図である。

以下、本発明の有段自動変速機の変速機構を実現する形態を、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、図３は減速比の具体例、図４は前進変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。

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フロントプラネタリギヤPGFR（第１の遊星歯車），ミッドプラネタリギヤPGMID（第２の遊星歯車）及びリヤプラネタリギヤPGRR（第３の遊星歯車）を備えている。フロントプラネタリギヤPGFRは、フロントサンギヤFR-S（第１のサンギヤ）と、フロントリングギヤFR-R（第１のリングギヤ）と、フロントサンギヤFR-SとフロントリングギヤFR-Rに噛み合うフロントピニオンFR-Pと、を有する。ミッドプラネタリギヤPGMIDは、ミッドサンギヤMID-S（第２のサンギヤ）と、ミッドリングギヤMID-R（第２のリングギヤ）と、ミッドサンギヤMID-SとミッドリングギヤMID-Rに噛み合うミッドピニオンMID-Pと、を有する。リヤプラネタリギヤPGRRは、リヤサンギヤRR-S（第３のサンギヤ）と、リヤリングギヤRR-R（第３のリングギヤ）と、リヤサンギヤRR-SとリヤリングギヤRR-Rに噛み合うリヤピニオンRR-Pと、を有する。フロントピニオンFR-P，ミッドピニオンMID-P及びリヤピニオンRR-Pは、それぞれフロントキャリヤFR-PC（第１のキャリヤ），ミッドキャリヤMID-PC（第２のキャリヤ）及びリヤキャリヤRR-PC（第３のキャリヤ）に対して回転可能に支持されている。

入力軸INはミッドサンギヤMID-Sと常時連結されている。出力軸OUTはリヤリングギヤRR-Rに常時連結されている。フロントサンギヤFR-Sは変速機ケース１に対して常時係止されている。フロントリングギヤFR-RとミッドサンギヤMID-Sは第１回転メンバM1により常時連結されている。ミッドリングギヤMID-RとリヤサンギヤRR-Sは第２回転メンバM2により常時連結されている。

自動変速機には、２つのブレーキである第１ブレーキB1（第５の摩擦要素）及び第２ブレーキB2（第６の摩擦要素）と４つのクラッチである第１クラッチC1（第１の摩擦要素），第２クラッチC2（第２の摩擦要素），第３クラッチC3（第３の摩擦要素），第４クラッチC4（第４の摩擦要素）が設けられている。

第１ブレーキB1は、第２回転メンバM2（ミッドキャリヤMID-PC，リヤサンギヤRR-S）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ブレーキB2は、リヤキャリヤRR-PCと変速機ケース１との間に設けられ、リヤキャリヤRR-PCの回転を選択的に変速機ケース１に係止する。第１クラッチC1は、フロントキャリヤFR-PCとミッドキャリヤMID-PCとの間に設けられ、フロントキャリヤFR-PCとミッドキャリヤMID-PCとを選択的に連結する。第２クラッチC2は、フロントキャリヤFR-PCとミッドリングギヤMID−Rとの間に設けられ、フロントキャリヤFR-PCとミッドリングギヤMID-Rとを選択的に連結する。第３クラッチC3は、ミッドサンギヤMID-S（第１回転メンバM1）とリヤキャリヤRR-PCとの間に設けられ、ミッドサンギヤMID-SとリヤキャリヤRR-PCとを選択的に連結する。第４クラッチC4は、ミッドキャリヤMID-PCとリヤキャリヤRR-PCとの間に設けられ、ミッドキャリヤMID-PCとリヤキャリヤRR-PC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の外周に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４クラッチC4と第２ブレーキB2の締結により達成する。２速は、第４クラッチC4と第１ブレーキB1の締結により達成する。３速は、第１クラッチC1と第４クラッチC4の締結により達成する。４速は、第２クラッチC2と第４クラッチC4の締結により達成する。５速は、第３クラッチC3と第４クラッチC4の締結により達成する。６速は、第２クラッチC2と第３クラッチC3の締結により達成する。７速は、第１クラッチC1と第３クラッチC3の締結により達成する。８速は、第３クラッチC3と第１ブレーキB1の締結により達成する。後退速は、第１クラッチC1と第２ブレーキB2の締結により達成する。

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、フロントプラネタリギヤPGFRの歯数比ρ_FR＝Z_FR-S／Z_FR-R＝0.658、ミッドプラネタリギヤPGMIDの歯数比ρ_MID＝Z_MID-S／Z_MID-R＝0.421、リヤプラネタリギヤPGRRの歯数比ρ_RR＝Z_RR-S／Z_RR-R＝0.658とする事例により説明する。尚、Z_FR-S,Z_MID-S,Z_RR-S,Z_FR-R,Z_MID-R,Z_RR-Rは各ギヤの歯数を表す。

前進１速の減速比ｉ₁は、
ｉ₁＝１／（ρ_MID×ρ_RR）
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＝3.610，減速比の逆数は0.277となる。

前進２速の減速比ｉ₂は、
ｉ₂＝１／{（ρ_MID／（１＋ρ_MID））×（１＋ρ_RR）}
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＝2.036，減速比の逆数は0.491となる。

前進３速の減速比ｉ₃は、
ｉ₃＝（１＋ρ_FR）／（１＋ρ_FR×ρ_MID×ρ_RR）
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＝1.402，減速比の逆数は0.713となる。

前進４速の減速比ｉ₄は、
ｉ₄＝１／{１−ρ_FR／（１＋ρ_FR）＋ρ_FR×ρ_MID×（１＋ρ_RR）／（１＋ρ_FR）／（１＋ρ_MID）}
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＝1.253，減速比の逆数は0.798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＝1.0，減速比の逆数も1.0となる。

前進６速の減速比ｉ₆は、
ｉ₆＝１／（１＋ρ_FR×ρ_MID／（１＋ρ_FR））
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＝0.793，減速比の逆数は1.261となる。

前進７速の減速比ｉ₇は、
ｉ₇＝１／（１＋（ρ_FR×ρ_RR＋ρ_FR×ρ_MID×ρ_RR）／（１＋ρ_FR）
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＝0.729，減速比の逆数は1.372となる。

前進８速の減速比ｉ₈は、
ｉ₈＝１／（１＋ρ_RR）
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進８速の減速比ｉ₈は、ｉ₈＝0.603，減速比の逆数は1.658となる。

後退速の減速比ｉ_Rは、
ｉ_R＝−（１＋ρ_FR）／（ρ_RR−ρ_FR×ρ_MID×ρ_RR）
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ｉ_Rは、ｉ_R＝-3.485，減速比の逆数は-0.287となる。

図４は変速段毎の減速比をプロットした減速比マップである。図４に示すように、変速段が上昇するに連れて、減速比は等比級数的に減少しており、これにより車速に応じて変速する際、違和感のないリズミカルな変速を達成する。

〔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６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８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、ギヤノイズの悪化を抑制できると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性の悪化を抑制できる。また、遊星歯車の外径を小さくすることが可能となり、変速機の寸法を小径化することができる。
図５は実施例１と特許文献１の各遊星歯車の平均噛み合い数を表す表である。噛み合い数とは、遊星歯車の中で歯車が噛み合いながら相対回転している噛み合い箇所の数を表しており、単純遊星歯車（実施例１の遊星歯車及び特許文献１のラビニョウを構成する副列遊星Ｇ２３の一方であるＧ２）で一体回転以外の場合は２（サンギヤとピニオンとの間及びピニオンとリングギヤとの間），一体回転の場合は相対回転がないため０と表される。一方、ダブルピニオンタイプの遊星歯車（特許文献１のＧ１及びラビニョウを構成する副列遊星Ｇ２３の一方であるＧ３）で一体回転以外の場合は３（サンギヤと第１のピニオンとの間，第１のピニオンと第２のピニオンとの間，第２のピニオンとリングギヤとの間），一体回転の場合は相対回転がないため０と表される。
図５に示すように、特許文献１に記載の自動変速機の場合、ダブルピニオンタイプを使用している関係から、各変速段における噛み合い数の平均値を取ってみると平均噛み合い数＝4.8となり、かなり噛み合い数が多いことが分かる。これに対し、実施例１の自動変速機では全ての遊星歯車が単純遊星であることから、平均噛み合い数＝3.6である。このように、実施例１では噛み合い数を抑制することで、ギヤ効率，ギヤノイズ性及び耐久性の向上を図ることができる。

・１−Ｒレシオに基づく効果
後退１速の変速比と前進１速の変速比の比（後退１速の変速比／前進１速の変速比：以下、「１−Ｒレシオ」と称する）が１に近い値、具体的には0.882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。

ここで、１−Ｒレシオについて補足説明する。１−Ｒレシオを適切な値に設定できない場合、例えば、１−Ｒレシオが小さな値になると、前進１速と後退１速とでアクセル開度に対する出力トルクが大きく異なる。前進時と後退時とで、アクセルペダルの踏み込み加減に対する車両の加速感が大きく異なると、前進１速と後退１速は共に車両発進時に使用される点で共通していることから、運転性が悪化するという問題がある。この観点から運転性の指標の１つとして導入されたものである。

・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
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、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５速までは第４クラッチC4が締結したままの状態で変速が行われ、前進５速から前進８速までは第３クラッチC3が締結したままの状態で変速が行われる。すなわち、前進１速から前進８速までの隣接するギヤ段への変速及び１段飛び越しの変速は、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。

・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、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは、フロントキャリヤFR-PCと一体に回転する回転メンバのみの一層構造である。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、耐久性の向上を図ることができる。

(ii)また、特に出力側の遊星歯車の外周側を通る部材が少なく、出力側の変速機の寸法を小径化できる。このことは、後輪駆動車に搭載する際、出力側が縮径していると、車両搭載性が格段に向上する。

(iii)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。

(iv)３組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大１軸構造となっている。よって、特許文献１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。

次に、実施例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。

図６は実施例２を表すスケルトン図である。実施例２では、第２ブレーキB2と並列にワンウェイクラッチOWCを配置したものである。低変速段のようにトルク段差の大きいアップシフト変速時において、変速制御の単純化や、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感をなくすために、低変速段用のワンウェイクラッチOWCを設けることが好ましい。

このような目的のためには、実施例１の場合、低変速段用のワンウェイクラッチOWCは、前進１速から前進２速へアップシフトする際に解放する第２ブレーキB2と並列に設けることとなる。第２ブレーキB2はリヤキャリヤRR-PCを選択的に変速機ケース１に係止するブレーキであり、１速から２速への変速時には、リヤキャリヤRR-PCは正回転（エンジン回転方向を正回転とする）するため、第２ブレーキB2にワンウェイクラッチOWCを配置するためには、このリヤキャリヤRR-PCの回転方向が第２ブレーキB2を解放状態とする全ての変速段において正回転である必要がある。

仮に、いずれかの変速段において負回転となる場合には、ワンウェイクラッチOWCと直列にこのワンウェイクラッチOWCの作動非作動を切換可能な摩擦要素をもう一つ追加しなければならず、部品点数等の増大を招くことになり、あまり有用とはいえない。そこで、実施例１において全ての変速段におけるリヤキャリヤRR-PCの回転数を検討してみると、リヤキャリヤRR-PCは、全ての変速段において正回転となっている。よって、単にリヤキャリヤRR-PCと並列にワンウェイクラッチOWCを構成するのみで、大幅な部品の増加を回避しつつ、制御ロジックの単純化を可能とし、通常走行時での過剰なエンジンブレーキ感を抑制することができる。

尚、実施例２では、１速において第２ブレーキB2を締結していることから、コースト走行時のダウンシフト等にあっては、第２ブレーキB2を解放したままで２速から１速へのダウンシフトを行えばよい。このとき、２速から１速へのダウンシフト時は、第１ブレーキB1を解放することとなる。

以上実施例１，２について説明したが、各プラネタリギヤの回転要素の締結関係を他の締結関係としてもよい。また、実施例１ではフロント→ミッド→リヤの順にプラネタリギヤを配置したが、この配置の順番を適宜変更して構成してもよい。

１変速機ケース
IN 入力軸
OUT 出力軸
PGFR フロントプラネタリギヤ（第１の遊星歯車）
PGMID ミッドプラネタリギヤ（第２の遊星歯車）
PGRR リヤプラネタリギヤ（第３の遊星歯車）
FR-S フロントサンギヤ（第１のサンギヤ）
FR-PC フロントキャリヤ（第１のキャリヤ）
FR-R フロントリングギヤ（第１のリングギヤ）
MID-S ミッドサンギヤ（第２のサンギヤ）
MID-PC ミッドキャリヤ（第２のキャリヤ）
MID-R ミッドリングギヤ（第２のリングギヤ）
RR-S リヤサンギヤ（第３のサンギヤ）
RR-PC リヤキャリヤ（第３のキャリヤ）
RR-R リヤリングギヤ（第３のリングギヤ）
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
C2 第２クラッチ（第２の摩擦要素）
C3 第３クラッチ（第３の摩擦要素）
C4 第４クラッチ（第４の摩擦要素）
B1 第１ブレーキ（第５の摩擦要素）
B2 第２ブレーキ（第６の摩擦要素）
M1 第１回転メンバ
M2 第２回転メンバ
OWC ワンウェイクラッチ

Claims

第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、当該第１のサンギヤ及び第１のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第１のキャリヤとを有する第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、当該第２のサンギヤ及び第２のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第２のキャリヤとを有する第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、当該第３のサンギヤ及び第３のリングギヤと噛み合うピニオンを支持する第３のキャリヤとを有する第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、
を備え、
前記６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８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２のサンギ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のサンギ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２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のサンギヤとは連結して第２回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの回転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回転メンバとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１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３の摩擦要素と、
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回転メンバの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、
前記第３のキャリヤの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
から構成され、
前記６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８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に記載の自動変速機において、
前記６つの摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前進変速段として、前記第４の摩擦要素と前記第６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１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結、前記第２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４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１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５の摩擦要素の同時締結のうちの組み合わせであり、後退変速段として前記第１の摩擦要素と前記第６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。