JP4965622B2 - 自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、変速段の多段化要求やギヤ比幅のワイド化要求がある車両の変速装置として適用される自動変速機に関する。

従来、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成する自動変速機としては、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオ式遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星１つとシングルピニオン型遊星１つ）と、４個のクラッチと、２個のブレーキを有するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００１−１８２７８５号公報

しかしながら、従来の自動変速機にあっては、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成するものの、ダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、下記の項目で不利になる、という問題があった。
・歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤ効率とギヤノイズが悪い。
・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する。
・部品点数が多くなるため、コストアップになる。

また、前進８速の各変速段を達成するに際し、摩擦要素を二つ締結するようにしているため、各変速段において、空転する摩擦要素が４つとなり、空転する摩擦要素でのフリクション損失が大きく、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く、という問題があった。

特に、摩擦要素として多用されている多板クラッチや多板ブレーキの場合、要素解放による空転状態のとき、冷却や潤滑のために吹き付けられるオイルが相対回転するプレート間に介在し、引き摺り抵抗（オイルのせん断抵抗）によるフリクション損失の発生を避けることができない。しかも、このフリクション損失は、プレート枚数が多くてプレート間の相対回転速度が高いほど大きくなる。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久性信頼性・コストの面で有利であると共に、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる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は、第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のダブルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第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のリング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のキャリヤと前記第２のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤは、常時連結して第２の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２のサンギヤと前記第２の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２のリングギヤと前記第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のリングギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第１の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２のサンギヤ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、
により構成され、
前記６つの摩擦要素のうち、三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、３遊星・６摩擦要素により少なくとも前進８速及び後退１速の変速段を達成する。このうち、３遊星については、２つのシングルピニオン型遊星歯車と１つのダブルピニオン型遊星歯車が用いられる。このため、トルク伝達に関与する歯車噛み合い回数が、１つのシングルピニオン型遊星歯車と２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合の歯車噛み合い回数以下に減少し、ギヤ効率が向上し、ギヤノイズが低下する。そして、ピニオンのギヤ径が大きくなるので、耐久信頼性が向上する。さらに、部品点数が減少するので、コストダウンになる。
さらに、６摩擦要素については、三つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成するようにしている。このため、各変速段において、空転する摩擦要素が３つとなり、二つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成する場合に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられる。したがって、例えば、エンジン車に適用する場合、燃費性能が向上するというように、駆動エネルギの伝達効率が向上する。
この結果、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利であると共に、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上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の自動変速機において６つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。 実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。 実施例１の自動変速機における第１速（1st）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第２速（2nd）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第３速（3rd）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第４速（4th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第５速（5th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第６速（6th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第７速（7th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における第８速（8th）の変速段での変速作用説明図である。 実施例１の自動変速機における後退速（Rev）の変速段での変速作用説明図である。 従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。 従来例の自動変速機において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前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。 従来例の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。

以下、本発明の自動変速機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の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図１に基づいて、実施例１の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。

実施例１の自動変速機は、図１に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の回転メンバM1と、第２の回転メンバM2と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第５の摩擦要素）と、第２ブレーキB2（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、を備えている。

前記第１の遊星歯車PG1は、第１のダブルピニオンP1s,P1rを有するダブルピニオン型遊星歯車であり、第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合うピニオンP1sと該ピニオンP1sに噛み合うピニオンP1rを支持する第１のキャリヤPC1と、前記ピニオンP1rに噛み合う第１のリングギヤR1とからなる。

前記第２の遊星歯車PG2は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合う第２のシングルピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のシングルピニオンP2に噛み合う第２のリングギヤR2とからなる。

前記第３の遊星歯車PG3は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のシングルピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のシングルピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる。

前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第２のリングギヤR2に常時連結している。

前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の回転駆動トルクを出力する軸で、前記第３のリングギヤR3に常時連結している。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。

前記第２の回転メンバM2は、前記第１のサンギヤS1と前記第３のサンギヤS3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。

前記第１クラッチC1は、前記第２のサンギヤS2と前記第２の回転メンバM2の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。

前記第２クラッチC2は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。

前記第３クラッチC3は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。

前記第４クラッチC4は、前記第１のリングギヤR1と前記第１の回転メンバM1の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第２のサンギヤS2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第５の摩擦要素である。

前記第２ブレーキB2は、前記第３のキャリヤPC3の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。

前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図１に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に配列している。

図２は、実施例１の自動変速機において６つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図３は、実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図２及び図３に基づいて、実施例１の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。

実施例１の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,B1,B2のうち三つの同時締結の組み合わせにより、下記に述べるように前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。

第１速（1st）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第２速（2nd）の変速段は、図２に示すように、第３クラッチC3と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第３速（3rd）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第４速（4th）の変速段は、図２に示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２の遊星歯車PG2のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝０回＋２回＋０回）となる。

第５速（5th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。

第６速（6th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3がいずれも噛み合いに関与しないため、合計回数は０回となる。

第７速（7th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝０回＋２回＋２回）となる。

第８速（8th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第３の遊星歯車PG3のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝０回＋０回＋２回）となる。

後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第４クラッチC4と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。

次に、作用を説明する。
実施例１の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」に分けて説明する。

［各変速段での変速作用］
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図４のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第１クラッチC1の締結と第２の回転メンバM2により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3と第２ブレーキB2の同時締結により、第１のリングギヤR1と第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、第２のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、第２の遊星歯車PG2の第２のキャリヤPC2と第２のサンギヤS2は、リングギヤ固定の第１の遊星歯車PG1の第１のキャリヤPC1と第１のサンギヤS1の回転により拘束を受けながら回転する。このときの拘束条件は、第１の回転メンバM1を介して第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2が同じ回転数を保ち、且つ、第１クラッチC1及び第２の回転メンバM2を介して第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2が同じ回転数を保つという条件である。この回転拘束関係により第１のサンギヤS1及び第２のサンギヤS2の回転は、第２のリングギヤR2への入力回転方向に対して逆方向の回転となる。この第２のサンギヤS2の回転は、第１クラッチC1と第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転を逆転して正回転とし、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（＝入力回転数より低い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第１速の変速段が達成される。

（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図５のハッチングに示すように、第３クラッチC3と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第３クラッチC3と第２ブレーキB2の同時締結により、第１のリングギヤR1と第３のキャリヤPC3が、トランスミッションケースTCに固定される。第１ブレーキB1の締結により第２のサンギヤS2がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、第２のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1にそのまま入力される。このため、リングギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1の回転を逆転して逆回転とし、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転を逆転して正回転とし、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（＝入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第２速の変速段が達成される。

（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図６のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第３クラッチC3の締結により第１のリングギヤR1と第３のキャリヤPC3が直結される。第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結と第２の回転メンバM2により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、第２のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1にそのまま入力される。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1へ入力された回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第３クラッチC3を経過して第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3の回転を増速し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（＝入力回転数より低く第２速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第３速の変速段が達成される。

（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図７のハッチングに示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1と、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する状態にされると共に、第１の遊星歯車PG1と第２のキャリヤPC2と第３の遊星歯車PG3が直結される。第１ブレーキB1の締結により、第２のサンギヤS2がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、第２のリングギヤR2へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する第３の遊星歯車PG3にそのまま入力される。このため、第３のリングギヤR3の回転は、第２のキャリヤPC2と同じ回転になる。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第４速の変速段が達成される。

（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図８のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のリングギヤR2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結により、第２のサンギヤS2がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、入力軸INを経過して第２のリングギヤR2が入力回転数により回転する。このため、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第１のキャリヤPC1にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1の回転数と第１のリングギヤR1の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第１のサンギヤS1の回転数が決まる。この第１のサンギヤS1の回転は、第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第３のリングギヤR3の回転数が決まる。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（入力回転数より低く第４速高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第５速の変速段が達成される。

（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図９のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。

この第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1と、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2と、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する状態にされると共に、入力軸INと第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG２と第３の遊星歯車PG3が直結される。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG２と第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転する。このため、第３のリングギヤR3からの出力回転数（入力軸INからの入力回転数と同じ回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。

（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図１０のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第２のリングギヤR2と第３のキャリヤPC3が直結される。第４クラッチC4の締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1が一体に回転する状態にされると共に、第１の遊星歯車PG1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結により、第２のサンギヤS2がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、入力軸INを経過して第２のリングギヤR2が入力回転数により回転する。このため、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1と第１の遊星歯車PG1と第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第３のリングギヤR3の回転数が決まる。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（入力回転数より高い増速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第７速の変速段が達成される。

（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図１１のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第２のリングギヤR2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結と第２の回転メンバM2により、第１のサンギヤS1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第２クラッチC2を経過して第３のキャリヤPC3が入力回転数により回転する。このため、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3の回転（＝入力回転数）を増速し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの回転数（＝入力回転数及び第７速より高い増速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第８速の変速段が達成される。

（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図１２のハッチングに示すように、第４クラッチC4と第１ブレーキB1と第２ブレーキB2が同時締結される。

この第４クラッチC4の締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1が一体に回転する状態にされると共に、第１の遊星歯車PG1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結により、第２のサンギヤS2がトランスミッションケースTCに固定される。第２ブレーキB2の締結により、第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。

したがって、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、入力回転を減速し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１の回転メンバM1と第１の遊星歯車PG1と第２の回転メンバM2を経過して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転を逆転して逆回転とし、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの出力回転数（入力回転数とは逆方向でほぼ等しい回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、後退速の変速段が達成される。

［従来技術との対比による有利性］
図１３は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図１４は、従来例の自動変速機において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前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。以下、図１３及び図１４を用いて、従来技術との対比による実施例１の自動変速機の有利性を説明する。

まず、実施例１の自動変速機（図１及び図２）と従来例の自動変速機（図１３及び図１４）を対比すると、下記に列挙する点について、性能は同等であるということができる。
（基本構成と変速性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも３遊星・６摩擦要素により前進８速及び後退１速の変速段を達成する。
（変速制御性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも隣接する変速段への変速を、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重架け替え変速により達成する。

しかし、下記に列挙する「(a)３遊星歯車」「(b)各変速段でのフリクション損失」「(c)ギヤ比幅」「(d) 後退動力性能」「(e) 飛び変速」で、実施例１の自動変速機は、従来例の自動変速機に比べて有利性を持つ。

(a) ３遊星歯車
自動変速機に用いる遊星歯車を選択する場合、選択肢として、シングルピニオン型遊星歯車とダブルピニオン型遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン型遊星歯車よりもシングルピニオン型遊星歯車の選択が好ましいとされている。

従来例の自動変速機は、図１３に示すように、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星歯車１つとシングルピニオン型遊星歯車１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤの伝達効率とギヤノイズが悪い、ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する、部品点数が多くなるため、コストアップになるになる、という問題がある。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、ダブルピニオンによる第１の遊星歯車PG1と、シングルピニオンによる第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3を用いている。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、ダブルピニオン型遊星歯車の使用数が減少する。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、下記の項目で有利になる。

実施例１の自動変速機の場合、歯車噛み合い回数が従来例に比べて減少し、ギヤの伝達効率が向上し、ギヤノイズが低下する。
すなわち、１組のダブルピニオンの遊星歯車は、噛み合い回数が３であるのに対し、１組のシングルピニオンの遊星歯車は、ピニオン同士の噛み合いがない分、噛み合い回数が２である。したがって、実施例１の場合には、図３に示すように、平均噛み合い数は4.50となる。これに対し、２組のダブルピニオン型遊星歯車による従来例の場合、図１５に示すように、平均噛み合い数が4.75となる。この結果、実施例１の場合、各変速段の平均値をとっても、従来例の平均噛み合い数4.75に比べ、平均噛み合い回数が0.25減少する。

実施例１の自動変速機の場合、ピニオンのギヤ径が大きくなるため、耐久信頼性が向上する。
すなわち、シングルピニオンの場合、サンギヤとリングギヤの間に、両ギヤの間隔をギヤ径とするピニオンが複数個配置される。一方、ダブルピニオンの場合、両ギヤの間隔より小さい径をギヤ径とする必要がある。このように、シングルピニオンの場合、ダブルピニオンに比べピニオンのギヤ径が大きくなるので、ピニオンの剛性や歯面強度を高めることができ、耐久信頼性が向上する。

実施例１の自動変速機の場合、部品点数が少なくなり、コスト的に有利となる。
例えば、ダブルピニオンの遊星歯車の場合、４組のダブルピニオンをサンギヤの周囲に配置する場合、ピニオンの数は８個となる。これに対し、シングルピニオンの遊星歯車の場合、サンギヤの周囲に４個のピニオンを配置すれば良く、部品点数が４個減少する。この結果、コストダウンを達成できる。

(b) 各変速段でのフリクション損失
摩擦要素を締結して各変速段を得る場合、空転する摩擦要素（解放要素）で生じる引き摺り等によりフリクション損失を避けることができないが、自動変速機としては、フリクション損失が少ないほど好ましいとされる。

従来例の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図１４に示すように、各変速段で摩擦要素を二つ同時締結するようにしている。このため、例えば、１速で空転する摩擦要素は、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1というように、各変速段において、空転する摩擦要素が４個となる。このため、空転する４個の摩擦要素での引き摺り等によるフリクション損失が大きくなり、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く。例えば、エンジン車に従来例の自動変速機を適用する場合、空転する４個の摩擦要素によるフリクション損失が、燃費性能の悪化を招く一因となる。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図２に示すように、各変速段で摩擦要素を三つの同時締結するようにしている。このため、例えば、第１速段で空転する摩擦要素は、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1というように、各変速段において、空転する摩擦要素が３個となる。このため、従来例に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられ、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。例えば、エンジン車に実施例１の自動変速機を適用する場合、燃費性能の向上が図られる。

(c) ギヤ比幅
自動変速機のギヤ比の変更幅は、レシオカバレッジ（＝最低変速段ギヤ比／最高変速段ギヤ比：以下、「ＲＣ」という。）によりあらわされる。このＲＣ値は、大きい値であればあるほどギヤ比の変更幅が広いことをあらわし、ギヤ比の設定自由度が高くなることで好ましいとされる。

従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.711（＝4.597/0.685）の値である。これに対し、実施例１の自動変速機において、図２に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.416、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.643、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.357とした場合、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝6.891（＝5.079/0.737）を得ている。

つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例よりも大きな値とすることができ、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を確保することができる。ここで、「適正な段間比」とは、各変速段での段間比をプロットし、プロットした各点を線により結んだ特性を描いた場合、ローギヤ側からハイギヤ側に向かって滑らかな勾配にて低下した後、横這い状態で推移するような特性線が描けることをいう。

そして、実際に駆動輪へ伝達される回転数は、自動変速機の下流位置に設けた終減速機のファイナルギヤ比で調整される。よって、ＲＣ値が大きな値であるほど、ファイナルギヤ比による調整自由度が高くなり、例えば、よりロー側に調整することで、トルクコンバータを持たないハイブリッド車の自動変速機への対応が有利になる。また、最適燃費域や最高トルク域が異なるガソリンエンジンとディーゼルエンジンへの対応も有利になる。つまり、エンジン車の場合、発進駆動力と燃費（エンジン回転数の低回転化）を両立することができる。

(d) 後退動力性能
１速ギヤ比と後退ギヤ比は、発進加速性と登坂性能を決定付ける値であり、例えば、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にない場合、前後進の切り替え時に駆動力差が生じる。また、後退ギヤ比が１速ギヤ比より低いと、前進発進時の駆動力よりも後退発進時の駆動力が低くなり、後退発進性が劣ってしまう。

従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、Rev1/1st＝0.882であり、Rev2/1st＝0.473であり、Rev1/1stの場合には後退時の駆動力不足を防止できるレベルは保てるもの、後退１速（Rev1）を選択した場合も後退２速（Rev2）を選択した場合も、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１より低い値であり、前後進の切り替え時に駆動力差が生じ、後退発進性が劣ってしまう。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、図２に示すように、Rev/1st＝0.906であり、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にある。このため、前後進の切り替え時に駆動力差が生じないし、後退発進性が劣ってしまうこともない。つまり、発進加速性と登坂性能を損なうことなく動作させることができる。

(e) 飛び変速
例えば、高速道路等での走行シーンとして、変速段がオーバードライブ側の第７速による定速走行中、自車両の前方車両の追い越し等を意図してアクセル踏み込み操作を行うと、第８速から第５速への２段飛びダウン変速や第７速から第４速への２段飛びダウン変速による踏み込みダウン変速が行われる。

従来例の自動変速機の場合、第８速から第５速への２段飛びダウン変速については、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重架け替え変速により達成することができる。しかし、第７速から第４速への２段飛びダウン変速については、２つの摩擦要素の解放と２つの摩擦要素の締結という２重架け替え変速となる。このため、第７速から第４速への変速要求があると、第７速→第５速→第４速、あるいは、第７速→第６速→第４速、あるいは、第７速→第６速→第５速→第４速というように、中間変速段を経過する変速となる。
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から変速終了までに時間を要し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが遅れる。

これに対し、実施例１の自動変速機では、第８速から第５速への２段飛びダウン変速と第７速から第４速への２段飛びダウン変速のうち、何れの変速パターンによる変速指令が出力されたとしても、図２に示すように、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重架け替え変速により達成することができる。このため、第７速から第４速への変速要求があっても、中間変速段（第６速、第５速）を経過することなく、第７速からそのまま第４速への２段飛びダウン変速を行うことができる。
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から短時間にて変速が終了し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが確保される。

次に、効果を説明する。
実施例１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) 第１のサンギヤS1と、第１のリングギヤR1と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のリングギヤR1に噛み合う第１のダブルピニオンP1s,P1rを支持する第１のキャリヤPC1とからなる第１の遊星歯車PG1と、第２のサンギヤS2と、第２のリングギヤR2と、前記第２のサンギヤS2と前記第２のリングギヤR2に噛み合う第２のシングルピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2とからなる第２の遊星歯車PG2と、第３のサンギヤS3と、第３のリングギヤR3と、前記第３のサンギヤS3と前記第３のリングギヤR3に噛み合う第３のシングルピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3とからなる第３の遊星歯車PG3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INからのトルクを出力軸OUTに出力可能な自動変速機において、前記入力軸INは、前記第２のリングギヤR2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R3に常時連結しており、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2は、常時連結して第１の回転メンバM1を構成しており、前記第１のサンギヤS1と前記第３のサンギヤS3は、常時連結して第２の回転メンバM2を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のサンギヤS2と前記第２の回転メンバM2との間を選択的に連結する第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と、前記第２のリングギヤR2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と、前記第１のリングギヤR1と前記第１の回転メンバM1との間を選択的に連結する第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と、前記第２のサンギヤS2の回転を係止可能な第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）と、前記第３のキャリヤPC3の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）と、により構成され、前記６つの摩擦要素のうち、三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速を達成する構成とした。
このため、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久性信頼性・コストの面で有利であると共に、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。

(2) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第１速と、前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する第２速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第３速と、前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第４速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第６速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第７速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第８速と、からなる構成とした。
このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利である。加えて、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。加えて、第７速と第４速の間の２段飛び変速の変速指令が出力されたとしても、１重架け替えにより変速を達成することができる。

(3) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する構成とした。
このため、適切なＲＣ値及び段間比を達成するようなギヤ比を選択しても、後退ギヤ比評価値（＝後退ギヤ比／１速ギヤ比）を１近傍の値とすることができ、この結果、前後進の切り替え時に駆動力差が生じることを防止できるし、後退発進加速性や登坂性能を確保することができる。

以上、本発明の自動変速機を実施例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、第１の遊星歯車PG1のギヤ比ρ1と、第２の遊星歯車PG2のギヤ比ρ2と、第３の遊星歯車PG3のギヤ比ρ3を、それぞれについて好適の値に設定する例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3のギヤ比ρ1,ρ2,ρ3は、ギヤ比設定が可能な範囲内の値であって、ＲＣ値の高いギヤ比や適切な段間比を得るように設定したものであれば、具体的な値は、実施例１の値に限られるものではない。

実施例１では、入出力軸を同軸配置とするＦＲエンジン車に適用される自動変速機の例を示したが、ＦＲエンジン車に限らず、ＦＦエンジン車やハイブリッド車や電気自動車や燃料電池車、等の様々な車両の自動変速機としても適用することができる。

PG1 第１の遊星歯車
PG2 第２の遊星歯車
PG3 第３の遊星歯車
IN 入力軸
OUT 出力軸
M1 第１の回転メンバ
M2 第２の回転メンバ
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）
TC トランスミッションケース

Claims (3)

1. 第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のダブルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
   第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
   第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第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のリング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のキャリヤと前記第２のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
   前記第１のサンギヤと前記第３のサンギヤは、常時連結して第２の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２のサンギヤと前記第２の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２のリングギヤと前記第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のリングギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
   前記第１のリングギヤと前記第１の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２のサンギヤ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、
   により構成され、
   前記６つの摩擦要素のうち、三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。
2. 請求項１に記載された自動変速機において、
   前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
   前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
   前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
   前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
   からなることを特徴とする自動変速機。
3. 請求項１または請求項２に記載された自動変速機において、
   前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成することを特徴とする自動変速機。

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