JP5897490B2 - 車両用自動変速機 - Google Patents
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Description
上記従来の車両用自動変速機で各変速段を得るには、上記5個のうち2個の摩擦締結要素に選択的に締結圧を供給し、残り3個の摩擦締結要素は解放状態にしている。この結果、解放状態にある摩擦締結要素が3個、引きずり状態となるため、その分、燃費が悪化するといった問題がある。特に、ブレーキはこの一方の側が自動変速機ケースであるため、潤滑油の排出性がクラッチよりも劣る結果、クラッチに比べて引きずり抵抗が大きくなるが、この従来の自動変速機ではブレーキが3個も用いているため、燃費はさらに悪化することになる。
入力軸と、
出力部材と、
静止部と、
第1要素、第2要素、第3要素、および第4要素、の4個の回転要素を有する第1遊星歯車組と、
第5要素、第6要素、および第7要素の3個の回転要素を有する第2遊星歯車組と、
第1クラッチ、第2クラッチ、第3クラッチ、第1ブレーキ、および第2ブレーキの5個の摩擦締結要素と、
を備え、
第1遊星歯車組の4個の回転要素を、共通速度線図上で第1遊星歯車組の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に第1要素、第2要素、第3要素、第4要素とし、
第2遊星歯車組の3個の回転要素を、共通速度線図上で第2遊星歯車組の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に第5要素、第6要素、第7要素とし、
入力軸を、第2要素に常時連結し、
出力部材を、第6要素に常時連結し、
第1要素を、第1クラッチの締結により第5要素に連結可能とするとともに、第1ブレーキの締結により静止部に固定可能であり、
第3要素を、第2クラッチの締結により第7要素に連結可能とし、
第4要素を、第3クラッチの締結により第5要素に連結可能とし、
第7要素を第2ブレーキの締結により静止部に固定可能とした、
ことを特徴とする。
ことを特徴とする。
第2クラッチが、第3速〜第6速および後進で締結し、
第3クラッチが、第1速、第2速、第4速、第6速および後進で締結し、
第1ブレーキが、第2速、第5速、および第6速で締結し、
第2ブレーキが、第1速〜第3速、および後進で締結する、
ことを特徴とする。
第2要素が、第1遊星歯車組のピニオン・キャリヤであり、
第3要素が、第1遊星歯車組のリング・ギヤであり、
第4要素が、第1遊星歯車組の第2サン・ギヤであり、
第5要素が、第2遊星歯車組のサン・ギヤであり、
第6要素が、第2遊星歯車組のピニオン・キャリヤであり、
第7要素が、第2遊星歯車組のリング・ギヤである、
ことを特徴とする。
この実施例1の車両用自動変速機は、エンジン前置き前輪駆動車やエンジン後置き後輪駆動車の、いわゆるエンジン横置きタイプに適用される。
図1に、実施例1の車両用自動変速機のスケルトンを示す。なお、図1では、中心軸(入力軸Iの中心軸を通る軸)から上半分を描いてあり、下半分は省略している。
入力軸Iは、図示しないエンジン(本発明の駆動源に相当)にトルク・コンバータ等を介して連結可能であり、出力部材は、図示しない伝達歯車や差動歯車装置を介して駆動輪に連結されている。
上述したように共通化された回転要素は、第1リング・ギヤ12が第1遊星歯車組1のダブル・ピニオン・タイプ側の第2リング・ギヤを兼ね、また第1ピニオン・キャリヤ15が第1遊星歯車組1のダブル・ピニオン・タイプ側の第2ピニオン・キャリヤを兼ねている。
また、第1遊星歯車組1のダブル・ピニオン・タイプ側の歯数比α2(第2サン・ギヤ16の歯数比/第1リング・ギヤ12の歯数比)は、たとえば0.534に設定してある。
ここで、第2遊星歯車組2の歯数比α3(第3サン・ギヤ21の歯数比/第3リング・ギヤ22の歯数比)は、たとえば0.327に設定してある。
まず、第1遊星歯車組1にあっては、第1サン・ギヤ11が第1クラッチ6の締結により第3サン・ギヤ21に連結可能であるとともに、第1リング・ギヤ12が第2クラッチ4の締結により第3リング・ギヤ22に連結可能であり、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iに常時連結され、第2サン・ギヤ16が第3クラッチ3の締結により第3サン・ギヤ21に連結可能である。
第3リング・ギヤ22は、上述のように第2クラッチ4の締結により第1リング・ギヤ12に連結可能であるとともに、第2ブレーキ5の締結によりケース8に固定可能である。第3ピニオン・キャリヤ24は、出力部材9に連結されている。
なお、作動表の下方には、各変速段のギヤ比、自動変速機でのレシオ・カバーレッジ(R/C:全変速比幅であり、前進1速のギヤ比を最高変速段のギヤ比で割った値)、およびリバース比/1速比(Rev/1st)を記載してある。
ここで、共通速度線図とは、縦軸に各回転要素の回転速度を取り、横軸にこれら回転要素を第1〜第3遊星歯車組1〜3の歯数比α1〜α3の大きさに応じて割り振った線図である。
すなわち、横軸上に、シングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組の場合には、リング・ギヤ、ピニオン・キャリヤ、サン・ギヤ3個の回転要素の回転速度軸を、この順に(左右いずれの方向でもよい)、リング・ギヤおよびピニオン・キャリヤ間の大きさをこの遊星歯車組の歯数比αとした場合、ピニオン・キャリヤおよびサン・ギヤ間の大きさが1となる割合でそれぞれ離して配置したものである。
この場合、縦軸には、回転速度ゼロより上方にエンジンと同じ回転方向の回転速度をとり、回転速度ゼロより下方にエンジンと逆回転方向の回転速度をとるようにする。
共通速度線図にあっては、リング・ギヤ、ピニオン、サン・ギヤのそれぞれの噛み合い関係は歯と歯とが1対1で噛み合うリニアな関係となるので、各回転要素の回転速度を結ぶと直線関係となる。
すなわち、速度軸は、第1遊星歯車組1のシングル・ピニオン・タイプ側の第1サン・ギヤ11がS1-s、第1ピニオン・キャリヤ15がC1、第1リング・ギヤ12がR1、ダブル・ピニオン・タイプ側がS1-dで表され、これらはそれぞれ本発明の第1要素、第2要素、第3要素、第4要素に相当する。また、第2遊星歯車組2の第3サン・ギヤ21がS2、第3ピニオン・キャリヤ24がC2、第3リング・ギヤ22はR2が表され、これらはそれぞれ本発明の第5要素、第6要素、第7要素に相当する。
なお、エンジンが稼働している間は、いずれのセレクト位置にあっても、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iに連結されてこれと同じ回転速度で回転している。
すなわち、第1速では、第1クラッチ6、第3クラッチ3、および第2ブレーキ5が締結される。
したがって、第1クラッチ6および第3クラッチ3の締結により、第1遊星歯車組1の第1サン・ギヤ11および第2サン・ギヤ16と第2遊星歯車組2の第3サン・ギヤ21とは、同じ回転速度で回転する。このとき、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iと同じ回転速度で回転しているので、第1サン・ギヤ11、第2サン・ギヤ16、第3サン・ギヤ21も入力軸Iと同じ回転速度で回転する。
この結果、第1遊星歯車組1はすべての回転要素が一体となって入力軸Iと同じ回転速度で回転する
一方、第2遊星歯車組2では、第3サン・ギヤ21が上記のように入力軸Iと同じ回転速度で回転し、第2ブレーキ5の締結により第3リング・ギヤ22がケース8に固定されて回転速度0となるので、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれと一体の出力部材9は、第3サン・ギヤ21の回転速度1と第3リング・ギヤ22の回転速度0とを結ぶ直線がC2の速度軸と交わる点の回転速度、すなわち減速回転速度である第1速(ギヤ比4.058)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1では、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iと同じ回転速度で回転し、シングル・ピニオン・タイプ側の第1サン・ギヤ11が第1ブレーキ7の締結によりケース8に固定されて回転速度0となるので、これらを結ぶ直線と第1リング・ギヤ12に相当するR1の速度軸との交点が第1リング・ギヤ12の回転速度となり、この速度はオーバードライブ回転速度となる。また、ダブル・ピニオン・タイプ側の第2サン・ギヤ16は、上記直線とS1-dの速度線との交点でのオーバードライブ回転速度となるが、この回転速度は第1リング・ギヤ12のオーバードライブ回転速度より早い。
一方、第2遊星歯車組2では、第3サン・ギヤ21が第3クラッチ3の締結により第2サン・ギヤ16に連結されてこれと同じオーバードライブ回転速度で回転し、第3リング・ギヤ22が第1速の場合と同様に第2ブレーキ5の締結によりケース8に固定されて回転速度0となるので、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9は、第3サン・ギヤ21の上記オーバードライブ回転速度と第3リング・ギヤ22の回転速度0とを結ぶ直線がC2の速度軸と交わる点の回転底度、すなわち、第1速より早い減速回転速度である第2速(ギヤ比2.111)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1では、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iと同じ回転速度で回転し、シングル・ピニオン・タイプ側の第1リング・ギヤ12が第2ブレーキ5の締結によりケース8に固定されて回転速度0となる。したがって、これらを結ぶ直線がS1-sやS1-dの各速度軸と交差する点がそれぞれ第1サン・ギヤ11および第2サン・ギヤ16の回転速度となる。すなわち、第1サン・ギヤ11はオーバードライブ回転速度で回転し、第2サン・ギヤ16はエンジンの回転方向とは逆の減速回転速度で回転する。
一方、第2遊星歯車組2では、第3サン・ギヤ21が第1クラッチ6の締結により第1サン・ギヤ11に連結されてこれと同じオーバードライブ回転速度で回転し、第3リング・ギヤ22が第1速および第2速の場合と同様に第2ブレーキ5の締結によりケース8に固定されて回転速度0となるので、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9は、第3サン・ギヤ21の上記オーバードライブ回転速度と第3リング・ギヤ22の回転速度0とを結ぶ直線がC2の速度軸と交わる点の回転底度、すなわち、第2速より早い減速回転速度である第3速(ギヤ比1.339)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1では、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iに連結されてこれと同じ回転速度で回転し、第1クラッチ6および第3クラッチ3の締結により第1サン・ギヤ11、第2サン・ギヤ16が第2遊星歯車組2の第3サン・ギヤ21と同じ回転速度で回転し、また第1リング・ギヤ12が第2クラッチ4の締結により第2遊星歯車組2の第3リング・ギヤ22と同じ回転速度で回転する。
したがって、第1遊星歯車組1および第2遊星歯車組2の回転要素は、すべて一体となって回転する。この結果、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9は、直結比となる第4速(ギヤ比1.000)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1は、第2速の場合と同じ状態であり、第1ピニオン・キャリヤ15は入力軸Iと同じ回転速度で回転し、第1サン・ギヤ11は第1ブレーキ7の締結により回転速度0であり、第1リング・ギヤ12はオーバードライブ回転速度で回転し、第2サン・ギヤ16はさらに早いオーバードライブ回転速度で回転する。
第2遊星歯車組2では、第3リング・ギヤ22が第2クラッチ4の締結によりこれと同じオーバードライブ回転速度で回転し、第3サン・ギヤ21が第1クラッチ6および第1ブレーキ7の締結により回転速度0であるので、これらを結ぶ直線とC2の速度軸とが交わる点が第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9の回転速度となり、オーバードライブ回転速度となる第5速(ギヤ比0.889)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1は、第2速および第5速の場合と同じ状態であり、第1ピニオン・キャリヤ15は入力軸Iと同じ回転速度で回転し、第1サン・ギヤ11は第1ブレーキ7の締結により回転速度0であり、第1リング・ギヤ12はオーバードライブ回転速度で回転し、第2サン・ギヤ16はさらに早いオーバードライブ回転速度で回転する。
第2遊星歯車組2では、第3サン・ギヤ21が第3クラッチ3の締結により第2サン・ギヤ16に連結されてこれと同じオーバードライブ回転速度で回転し、第3リング・ギヤ22が第2クラッチ4の締結により第1リング・ギヤ12に連結されて第3サン・ギヤ21のオーバードライブ回転速度より遅いオーバードライブ回転速度で回転するので、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9は、それらのオーバードライブ回転速度の間の速さで第5速より早いオーバードライブ回転速度となる第6速(ギヤ比0.626)で回転する。
このとき、第1遊星歯車組1は、第3速の場合と同じ状態となり、第1ピニオン・キャリヤ15が入力軸Iと同じ回転速度で回転し、シングル・ピニオン・タイプ側の第1リング・ギヤ12が第2ブレーキ5の締結によりケース8に固定されて回転速度0となる。したがって、これらを結ぶ直線がS1-sやS1-dの各速度軸と交差する点がそれぞれ第1サン・ギヤ11および第2サン・ギヤ16の回転速度となる。すなわち、第1サン・ギヤ11はオーバードライブ回転速度で回転し、第2サン・ギヤ16はエンジンの回転方向とは逆の減速回転速度で回転する。
一方、第2遊星歯車組2では、第3サン・ギヤ21が第3クラッチ3の締結により第2サン・ギヤ16に連結されてこれと同じ回転速度、すなわちエンジンの回転方向とは逆の減速回転速度で回転し、第3リング・ギヤ22が第2ブレーキ5の締結でケース8に固定されて回転速度0となるので、第3ピニオン・キャリヤ24およびこれに連結された出力部材9は、それらの回転速度を結ぶ直線とC2の速度軸との交点、すなわちエンジンの回転方向とは逆の減速回転速度となるリバースの速度(ギヤ比-4.648、ここで-はエンジンとは逆方向の回転を表す)で回転する。
また、リバース比/1速比(Rev/1st)は1.145となって、発進時と後進時とにあってアクセル・ペダルの踏込量に対する出力差が少ないので、ドライバーに違和感をもたせることがない。
実施例1の自動変速機にあっては、第1遊星歯車組1にラビニョ・タイプの遊星歯車組を用い、第2遊星歯車組2にシングル・ピニオン・タイプの遊星歯車組を用いるとともに、3個のクラッチ3、4、6および2個のブレーキ5、7からなる5個の摩擦締結要素を備えるようにして、3個の摩擦締結要素を締結し、その場合解放する摩擦締結要素は2個としたので、解放されている摩擦締結要素の引きずりによるロスを低減できることとなり、燃費を向上させることができる。
この場合、より引きずりが強くなるブレーキが2個と従来技術より少なくなるので、その分、燃費がさらに向上することになる。
したがって、要素数の低減により、軸方向の寸法や重量も低減できてコンパクトになり、車両への搭載性が向上するとともにコストも低減することができる。
また、実施例1の自動変速機にあっては、リバース比/1速比(Rev/1st)が1.145となって、発進時と後進時とにあってアクセル・ペダルの踏込量に対する出力差がほとんどないので、ドライバーに違和感をもたせないようにすることができる。
1 第1遊星歯車組
11 第1サン・ギヤ(第1要素)
12 第1リング・ギヤ(第3要素)
13 第1アウタ・ピニオン
14 第1インナ・ピニオン
15 第1ピニオン・キャリヤ(第2要素)
16 第2サン・ギヤ
2 第2遊星歯車組
21 第3サン・ギヤ(第5要素)
22 第3リング・ギヤ(第7要素)
23 第3ピニオン
24 第3ピニオン・キャリヤ(第6要素)
6 第1クラッチ
4 第2クラッチ
3 第3クラッチ
7 第1ブレーキ
5 第2ブレーキ
8 ケース(静止部)
9 出力部材
Claims (4)
- 入力軸と、
出力部材と、
静止部と、
第1要素、第2要素、第3要素、および第4要素、の4個の回転要素を有する第1遊星歯車組と、
第5要素、第6要素、および第7要素の3個の回転要素を有する第2遊星歯車組と、
第1クラッチ、第2クラッチ、第3クラッチ、第1ブレーキ、および第2ブレーキの5個の摩擦締結要素と、
を備え、
前記第1遊星歯車組の4個の回転要素を、共通速度線図上で前記第1遊星歯車組の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に前記第1要素、前記第2要素、前記第3要素、前記第4要素とし、
第2遊星歯車組の3個の回転要素を、共通速度線図上で第2遊星歯車組の歯数比に対応する間隔に応じて並べ、この並び順に前記第5要素、前記第6要素、前記第7要素とし、
前記入力軸を、前記第2要素に常時連結し、
前記出力部材を、前記第6要素に常時連結し、
前記第1要素を、前記第1クラッチの締結により前記第5要素に連結可能とするとともに、前記第1ブレーキの締結により前記静止部に固定可能であり、
前記第3要素を、前記第2クラッチの締結により前記第7要素に連結可能とし、
前記第4要素を、前記第3クラッチの締結により前記第5要素に連結可能とし、
前記第7要素を、前記第2ブレーキの締結により前記静止部に固定可能とした、
ことを特徴とする車両用自動変速機。 - 請求項1に記載の車両用自動変速機において、
前記第1遊星歯車組は、ラビニョ・タイプの遊星歯車組である、
ことを特徴とする車両用自動変速機。 - 請求項1又は請求項2に記載の車両用自動変速機において、
前記第1クラッチは、第1速、第3速、第4速および第5速で締結し、
前記第2クラッチは、第3速〜第6速および後進で締結し、
前記第3クラッチは、第1速、第2速、第4速、第6速および後進で締結し、
前記第1ブレーキは、第2速、第5速、および第6速で締結し、
前記第2ブレーキは、第1速〜第3速、および後進で締結する、
ことを特徴とする車両用自動変速機。 - 請求項1乃至請求項3のいずれか1項に記載の車両用自動変速機において、
前記第1遊星歯車組は、ラビニョ・タイプの遊星歯車組であり、
前記第1要素は、前記第1遊星歯車組の第1サン・ギヤであり、
前記第2要素は、前記第1遊星歯車組のピニオン・キャリヤであり、
前記第3要素は、前記第1遊星歯車組のリング・ギヤであり、
前記第4要素は、前記第1遊星歯車組の第2サン・ギヤであり、
前記第5要素は、前記第2遊星歯車組のサン・ギヤであり、
前記第6要素は、前記第2遊星歯車組のピニオン・キャリヤであり、
前記第7要素は、前記第2遊星歯車組のリング・ギヤである、
ことを特徴とする車両用自動変速機。
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