JP4272039B2

JP4272039B2 - 自動変速機用歯車変速装置

Info

Publication number: JP4272039B2
Application number: JP2003392818A
Authority: JP
Inventors: 和夫小栗; 郁夫岡本
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2003-11-21
Filing date: 2003-11-21
Publication date: 2009-06-03
Anticipated expiration: 2023-11-21
Also published as: KR20050049374A; EP1533543A2; EP1533543B1; JP2005155719A; US7128683B2; DE602004028788D1; KR100648991B1; EP1533543A3; US20050113205A1

Description

本発明は、少なくとも前進７速・後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置に関する。

前進７速・後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置として特許文献１に記載の技術が開示されている。この自動変速機用歯車変速装置では、入力側に複列の遊星歯車と出力軸側に２組の遊星ギヤと３つのクラッチと１つのワンウェイクラッチと４つのブレーキとを備え、隣接する変速段へ変速するに際してクラッチとブレーキとが２重掛け換えを行うことがない構造となっている。
特開２０００−２６６１３８号公報（図５，図７参照）。

しかしながら、上述の従来技術には、次の課題を有していた。

（入力遊星歯車のギヤ構成に関する課題）
(1)入力側の複列の遊星ギヤにダブルピニオン型の遊星を使用しているために、キャリヤの構造が複雑となってシングルピニオン型のキャリヤに比べて製造性が悪化し、コストアップの原因となったり、キャリヤの製造性が悪いために、歯車位置精度が出にくくギヤノイズの発生原因となる。
(2)入力側をピニオンとサンギヤと噛み合い、他方をサンギヤと噛み合うロングピニオンを使用しているため、歯面の加工が困難となって、ギヤノイズが発生しやすくなる。

（入力側の複列の遊星歯車の多重軸構造に関する課題）
また、入力側に配置した複列の遊星ギヤのサンギヤ内周に、入力軸、出力軸以外の軸であって、サンギヤとクラッチを介して連結しない軸が通る構造、いわゆる多重軸構造となるため、燃費が悪化したり、変速機が大型化するという問題がある。

すなわち、従来の変速装置では、一方をキャリヤと連結し、他方をケースに連結するワンウェイクラッチが設けられているが、このワンウェイクラッチを複列の遊星ギヤよりも出力側に配置をするような場合には、サンギヤ内周にケースに固定された固定軸がサンギヤ内周を通ることとなって、ほとんどの変速段において、この軸とサンギヤとの間に相対回転によるフリクションが発生し、燃費が悪化する。

仮に、このワンウェイクラッチを複列の遊星ギヤよりも出力側に配置をするような場合には、上記問題のほかに、キャリヤと一体回転する回転軸上に配置された穴を経由して外周部への潤滑行う。このとき、この穴がオリフィスの役目をするため多重軸となっている場合には、必要な潤滑油を送り出すために元油の量を多くし、かつ、圧力は高くする必要がある。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、多重軸構造を取ることなく、かつ、全ての遊星歯車にダブルピニオンを用いることなく、適切な７速以上のギヤ比を設定することが可能な自動変速機用歯車変速装置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サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、第１リングギヤと第２キャリヤと第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、第３リングギヤと第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、第１サンギヤと第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、第２リングギヤと第３リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、第４キャリヤと第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、第３サンギヤと第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、第２リングギヤに連結される入力部材と、第３キャリヤに連結される出力部材と、を備え、第３クラッチと第１ブレーキと第２ブレーキの締結により１速、第３クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により２速、第２クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により３速、第２クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により４速、第１クラッチと第２クラッチと第３クラッチの締結により５速、第１クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により６速、第１クラッチと第３クラッチと第１ブレーキの締結により７速、第３クラッチと第１ブレーキと第４ブレーキの締結により後退速、を得る前進７速後退１速の変速制御手段を設けた。

よって、本願発明の自動変速機用歯車変速装置にあっては、多重軸構造を取ることなく、かつ、全ての遊星歯車にダブルピニオンを用いることなく、適切な７速以上のギヤ比を設定することができる。

以下、本発明の自動変速機用歯車変速装置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。

図１は実施例１のFR型の前進７速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。入力軸Input側から軸方向出力軸Output側に向けて、第１遊星ギヤセットGS1（第１遊星ギヤG1，第２遊星ギヤG2），第２遊星ギヤセットGS2（第３遊星ギヤG3及び第４遊星ギヤG4）の順に配置されている。また、摩擦締結要素として複数のクラッチC1，C2，C3及びブレーキB1，B2，B3，B4，B5が配置されている。また、複数のワンウェイクラッチF1，F2，F3が配置されている。

第１遊星ギヤG1は、第１サンギヤS1と、第１リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第１ピニオンP1を支持する第１キャリヤPC1と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。

第２遊星ギヤG2は、第２サンギヤS2と、第２リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第２ピニオンP2を支持する第２キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。

第３遊星ギヤG3は、第３サンギヤS3と、第３リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第３ピニオンP3を支持する第３キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。

第４遊星ギヤG4は、第４サンギヤS4と、第４リングギヤR4と、両ギヤS4,R4に噛み合う第４ピニオンP4を支持する第４キャリヤPC4と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。

入力軸Inputは、第２リングギヤR2に連結され、駆動源である図外のエンジンからの回転駆動力を、トルクコンバータ等を介して入力する。

出力軸Outputは、第３キャリヤPC3に連結され、出力回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する。

第１連結メンバM1は、第１リングギヤR1と第２キャリヤPC2と第４リングギヤR4とを一体的に連結するメンバである。

第２連結メンバM2は、第３リングギヤR3と第４キャリヤPC4とを一体的に連結するメンバである。

第３連結メンバM3は、第１サンギヤS1と第２サンギヤS2とを一体的に連結するメンバである。

第１遊星ギヤセットGS1は、第１遊星ギヤG1と第２遊星ギヤG2とを、第１連結メンバM1と第３連結メンバM3により連結して構成している。また、第２遊星ギヤセットGS2は、第３遊星ギヤG3と第４遊星ギヤG4とを、第２連結メンバM2により連結して構成している。

第１遊星ギヤセットGS1は、入力軸Inputから第２リングギヤR2に入力されるトルク入力経路を有する。第１遊星ギヤセットGS1に入力されたトルクは、第１連結メンバM1から第２遊星ギヤセットGS2に出力される。

第２遊星ギヤセットGS2は、入力軸Inputから第２連結メンバM2に入力されるトルク入力経路と、第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に入力されるトルク入力経路を有する。第２遊星ギヤセットGS2に入力されたトルクは、第３キャリヤPC3から出力軸Outputに出力される。尚、第３クラッチC3が解放され、第３サンギヤS3よりも第４サンギヤS4の回転数が大きい時は、第３サンギヤS3と第４サンギヤS4は独立した回転数を発生する。よって、第３遊星ギヤG3と第４遊星ギヤG4が第２連結メンバM2を介して接続された構成となり、それぞれの遊星ギヤが独立したギヤ比を達成する。

第１クラッチC1は、入力軸Inputと第２連結メンバM2とを選択的に断接するクラッチである。
第２クラッチC2は、第４サンギヤS4と第４キャリヤPC4とを選択的に断接するクラッチである。
第３クラッチC3は、第３サンギヤS3と第４サンギヤS4とを選択的に断接するクラッチである。尚、第３サンギヤS3と第４サンギヤの間には、第２ワンウェイクラッチF2が配置されている。特許請求の範囲に記載の第３クラッチは、実施例１における第３クラッチC3と対応しているが、第２ワンウェイクラッチF2を含めた構成により第３クラッチとしてもよく特に限定しない。

第１ブレーキB1は、第１キャリヤPC1の回転を選択的に停止させるブレーキである。また、第１ワンウェイクラッチF1は、第１ブレーキB1と並列に配置されている。特許請求の範囲に記載の第１ブレーキは、実施例１における第１ブレーキと対応しているが、第１ワンウェイクラッチF1を含めた構成により第１ブレーキとしてもよく特に限定しない。
第２ブレーキB2は、第３サンギヤS3の回転を選択的に停止させるブレーキである。
第３ブレーキB3は、第３連結メンバM3（第１サンギヤS1及び第２サンギヤS2）の回転を選択的に停止させるブレーキである。
第４ブレーキB4は、第４キャリヤPC4の回転を選択的に停止させるブレーキである。
第５ブレーキB5は、第３ワンウェイクラッチF3と直列に配置されると共に、第２ブレーキB2と並列に配置され、第３サンギヤS3の回転を選択的に停止させるブレーキである。特許請求の範囲に記載の第２ブレーキは、実施例１における第２ブレーキB2と対応しているが、第５ブレーキB5とワンウェイクラッチF3とを含めた構成により第２ブレーキとしてもよく特に限定しない。

前記各クラッチC1，C2，C3及び各ブレーキB1，B2，B3，B4，B5には、図２の締結作動表に示すように、前進７速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１に記載の変速制御手段）が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ，電子制御タイプ，油圧＋電子制御タイプ等が採用される。

次に、作用を説明する。
［変速作用］
図２は実施例１の自動変速機用歯車変速装置での前進７速後退１速の締結作動表を示す図、図３は実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図、図４〜図１１は実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのトルクフローを示す図である。

図４〜図１１においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。以下、前進７速後退１速の各変速段での変速作用を説明する。

〈１速〉
１速は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第２ブレーキB2と第５ブレーキB5と第３クラッチC3との締結により得られる。尚、第１ブレーキB1に並列に設けられた第１ワンウェイクラッチF1と、第５ブレーキB5に直列に設けられた第３ワンウェイクラッチF3と、第３クラッチC3と並列に設けられた第２ワンウェイクラッチF2もトルク伝達に関与する。

この１速では、第１ブレーキB1が締結されているため、入力軸Inputから第２リングギヤR2に入力された回転は、第１遊星ギヤセットGS1により減速される。この減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第２ブレーキB2及び第３クラッチC3が締結されているため、第４リングギヤR4に入力された回転は、第２遊星ギヤセットにより減速され、第３キャリヤPC3から出力される。

すなわち、１速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第１ブレーキB1の締結点と、第１遊星ギヤセットGS1からの減速回転を減速する第２ブレーキB2の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。

この１速でのトルクフローは、図４に示す通りであり、太線で示す第１ブレーキB1，第２ブレーキB2（第５ブレーキB5及び第３ワンウェイクラッチF3），第３クラッチC3，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットGS1と第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

〈２速〉
２速は、図２に示すように、第２ブレーキB2と第３ブレーキB3と第５ブレーキB5と第３クラッチC3との締結により得られる。尚、第５ブレーキB5に直列に設けられた第３ワンウェイクラッチF3と、第３クラッチC3と並列に設けられた第２ワンウェイクラッチF2もトルク伝達に関与する。

この２速では、第３ブレーキB3が締結されているため、入力軸Inputから第２リングギヤR2に入力された回転は、第２遊星ギヤG2のみにより減速される。この減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第２ブレーキB2及び第３クラッチC3が締結されているため、第４リングギヤR4に入力された回転は、第２遊星ギヤセットにより減速され、第３キャリヤPC3から出力される。

すなわち、２速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキB3の締結点と、第２遊星ギヤG2からの減速回転を減速する第２ブレーキB2の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。

この２速でのトルクフローは、図５に示す通りであり、太線で示す第３ブレーキB3，第２ブレーキB2（第５ブレーキB5及び第３ワンウェイクラッチF3），第３クラッチC3，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤG2と第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

尚、１速から２速へのアップシフト時は、第１ブレーキB1を早めに解放し、第３ブレーキB3の締結を開始することで、第３ブレーキB3の締結容量が確保された時点で第１ワンウェイクラッチF1が解放される。よって、変速タイミングの精度の向上を図ることができるものである。

〈３速〉
３速は、図２に示すように、第１ブレーキB1と第２ブレーキB2と第５ブレーキB5と第２クラッチC2との締結により得られる。尚、第５ブレーキB5に直列に設けられた第３ワンウェイクラッチF3もトルク伝達に関与する。

この３速では、第３ブレーキB3が締結されているため、入力軸Inputから第２リングギヤR2に入力された回転は、第２遊星ギヤG2により減速される。この減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第２クラッチC2が締結されているため、第４遊星ギヤG4は一体となって回転する。また、第２ブレーキB2が締結されているため、第４リングギヤR4と一体に回転する第４キャリヤPC4から第２連結メンバM2を介して第３リングギヤR3に入力された回転は、第３遊星ギヤG3により減速され、第３キャリヤPC3から出力される。このように第４遊星ギヤG4はトルク伝達に関与するが減速作用には関与しない。

すなわち、３速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキB3の締結点と、第２遊星ギヤG2からの減速回転を減速する第２ブレーキB2の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。

この３速でのトルクフローは、図６に示す通りであり、太線で示す第３ブレーキB3，第２ブレーキB2（第５ブレーキB5及び第３ワンウェイクラッチF3），第２クラッチC2，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤG2と第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

尚、２速から３速へのアップシフト時は、第３クラッチC3を早めに解放し、第２クラッチC2の締結を開始することで、第２クラッチC2の締結容量が確保された時点で第２ワンウェイクラッチF2が解放される。よって、変速タイミングの精度の向上を図ることができるものである。

〈４速〉
４速は、図２に示すように、第３ブレーキB3と第２クラッチC2と第３クラッチC3との締結により得られる。

この４速では、第３ブレーキB3が締結されているため、入力軸Inputから第２リングギヤR2に入力された回転は、第２遊星ギヤG2のみにより減速される。この減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第２クラッチC2及び第３クラッチC3が締結されているため、第２遊星ギヤセットGS2は一体で回転する。よって、第４リングギヤR4に入力された回転は、そのまま第３キャリヤPC3から出力される。

すなわち、４速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を減速する第３ブレーキB3の締結点と、第２遊星ギヤG2からの減速回転をそのまま出力する第２クラッチC2及び第３クラッチC3の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。

この４速でのトルクフローは、図７に示す通りであり、太線で示す第３ブレーキB3，第２クラッチC2，第３クラッチC3，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤG2と第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

尚、３速から４速へのアップシフト時は、第２ブレーキB2を早めに解放し、第３クラッチC3の締結を開始することで、第３クラッチC3の締結容量が確保された時点で第３ワンウェイクラッチF3が解放される。よって、変速タイミングの精度の向上を図ることができるものである。

〈５速〉
５速は、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３クラッチC3との締結により得られる。

この５速では、第１クラッチC1が締結されているため、入力軸Inputの回転は第２連結メンバM2に入力される。また、第２クラッチC2及び第３クラッチC3が締結されているため、第３遊星ギヤG3は一体で回転する。よって、入力軸Inputの回転は、そのまま第３キャリヤPC3から出力される。

すなわち、５速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転をそのまま出力する第１クラッチC1，第２クラッチC2及び第３クラッチC3の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転をそのまま出力ギヤOutputから出力する。

この５速でのトルクフローは、図８に示す通りであり、太線で示す第１クラッチC1，第２クラッチC2，第３クラッチC3，第２連結メンバM2にトルクが作用する。つまり、第３遊星ギヤG3のみがトルク伝達に関与する。

〈６速〉
６速は、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３ブレーキB3の締結により得られる。

この６速では、第１クラッチC1が締結されているため、入力軸Inputの回転は第２リングギヤに入力されると共に、第２連結メンバM2に入力される。また、第３ブレーキB3が締結されているため、第２遊星ギヤG2により減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第３クラッチC3が締結されているため、第２遊星ギヤセットGS2は、第４リングギヤR4の回転と、第２連結メンバM4の回転によって規定される回転を第３キャリヤPC3から出力する。

すなわち、６速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を第２遊星ギヤG2により減速する第３ブレーキB3，エンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバM2に伝達する第１クラッチC1，第２遊星ギヤセットGS2を構成する第３クラッチC3の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。

この６速でのトルクフローは、図９に示す通りであり、太線で示す第１クラッチC1，第３クラッチC3，第３ブレーキB3，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤG2及び第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

〈７速〉
７速は、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（第１ワンウェイクラッチF1）の締結により得られる。

この７速では、第１クラッチC1が締結されているため、入力軸Inputの回転は第２リングギヤに入力されると共に、第２連結メンバM2に入力される。また、第１ブレーキB1が締結されているため、第１遊星ギヤセットGS1により減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第３クラッチC3が締結されているため、第２遊星ギヤセットGS2は、第４リングギヤR4の回転と、第２連結メンバM4の回転によって規定される回転を第３キャリヤPC3から出力する。

すなわち、７速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットGS1により減速する第１ブレーキB1，エンジンの出力回転をそのまま第２連結メンバM2に伝達する第１クラッチC1，第２遊星ギヤセットGS2を構成する第３クラッチC3の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。

この７速でのトルクフローは、図１０に示す通りであり、太線で示す第１クラッチC1，第３クラッチC3，第１ブレーキB1，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットGS1及び第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

〈後退速〉
後退速は、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４ブレーキB4の締結により得られる。

この後退速では、第１ブレーキB1が締結されているため、第１遊星ギヤセットGS1により減速された回転が第１連結メンバM1から第４リングギヤR4に出力される。また、第３クラッチC3が締結され、第４ブレーキB4が締結されているため、第２遊星ギヤセットGS2は、第４リングギヤR4の回転と、第２連結メンバM4の固定によって規定される回転を第３キャリヤPC3から出力する。

すなわち、後退速は、図３の共線図に示すように、エンジンの出力回転を第１遊星ギヤセットGS1により減速する第１ブレーキB1，第２連結メンバM2の回転を固定する第４ブレーキB4，第２遊星ギヤセットGS2を構成する第３クラッチC3の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆向きに減速して出力ギヤOutputから出力する。

この後退速でのトルクフローは、図１１に示す通りであり、太線で示す第３クラッチC3，第１ブレーキB1，第４ブレーキB4，第１連結メンバM1，第２連結メンバM2，第３連結メンバM3にトルクが作用する。つまり、第１遊星ギヤセットGS1及び第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

図１２（ａ），（ｂ），（ｃ）は、第１遊星ギヤG1のギヤ比をα１，第２遊星ギヤG2のギヤ比をα２，第３遊星ギヤG3のギヤ比をα３，第４遊星ギヤG4のギヤ比をα４とし、各遊星ギヤのギヤ比を設定した時の、各変速段における変速比（GEAR RATIO）と、段間比（STEP RATIO）の具体例１，２，３を表す図である。図１２において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を表す。

図１３は実施例１における自動変速機用歯車変速装置のレシオカバレッジを表す図である。尚、レシオカバレッジとは、１速の変速比を７速の変速比で除した値であり、変速比の取りうる範囲を表すものである。図中、特性RC1〜RC8は下記の操作によって決定される。

RC1：第１遊星ギヤG1以外の歯数比（α２，α３，α４）を最大値（α＝0.63）で固定し、第１遊星ギヤG1のα１を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。
RC2：第１遊星ギヤG1以外の歯数比（α２，α３，α４）を最小値（α＝0.37）で固定し、第１遊星ギヤG1のα１を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。

RC3：第２遊星ギヤG2以外の歯数比（α１，α３，α４）を最大値（α＝0.63）で固定し、第２遊星ギヤG2のα２を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。
RC4：第２遊星ギヤG2以外の歯数比（α１，α３，α４）を最小値（α＝0.37）で固定し、第２遊星ギヤG2のα２を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。

RC5：第３遊星ギヤG3以外の歯数比（α１，α２，α４）を最大値（α＝0.63）で固定し、第３遊星ギヤG3のα３を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。
RC6：第３遊星ギヤG3以外の歯数比（α１，α２，α４）を最小値（α＝0.37）で固定し、第３遊星ギヤG3のα３を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。

RC7：第４遊星ギヤG4以外の歯数比（α１，α２，α３）を最大値（α＝0.63）で固定し、第４遊星ギヤG4のα４を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。
RC8：第４遊星ギヤG4以外の歯数比（α１，α２，α３）を最小値（α＝0.37）で固定し、第４遊星ギヤG4のα４を変化させた場合のレシオカバレッジ特性。

次に、実施例１の作用効果について列挙する。
(1)第１遊星ギヤセットGS1のサンギヤS1，S2の内周に入力軸Input以外の軸が介在しないため、多重軸構造を取ることがない。

よって、外径の増大を防止しつつ、外周部に設けられた遊星ギヤ，クラッチ，ブレーキ等へ十分に潤滑油を供給することができる。また、ブッシュやベアリングを削減することが可能となり、組み付け性の向上を図りつつ、フリクションの低減及び燃費向上を図ることができる。

(2)入力遊星歯車として単純遊星歯車を適用することで、ダブルピニオン型の遊星歯車に比べ、キャリヤの製造性及び歯車位置精度の向上を図りつつ、コストアップを防止することができる。

(3)図１３に示したようにレシオカバレッジを4.99〜12.66（α＝0.37〜0.63使用の場合）まで広く設定することができる。よって、PV，SUV，Truckといった幅広い車両への適用が可能である。またトルクコンバータを使用せずに湿式クラッチ等を発進装置としてしようすることも可能である。

(4)全ての遊星ギヤが単純遊星ギヤであるため、段付きピニオン等を使用していない。段付きピニオンを使った場合には、ピニオンの製造性が悪化し、コストアップの原因となったり、製造性が悪いために、歯車精度が出にくく、ギヤノイズの発生原因となる。更には、歯車によって発生する荷重がピニオンの大きさが左右で異なる。よって、ピニオンギヤでアンバランスとなり、それを解消するためにキャリヤやピニオン軸の強度を必要以上に強化する必要がある。これらの課題を解消することができる。

(5)オーバドライブ（増速段）を２速以上確保することができる。最近は、燃費等の目的のためにレシオカバレッジを広げる必要がある。特に、６速以上の多段自動変速機であって、増速ギヤが１つだけの場合では、そのレシオカバレッジから１速ギヤ比を大きく取る必要が出てくる。その結果、１速時の出力トルクは大きいものになり、プロペラシャフトやデファレンシャルの強度確保のために大きなサイズのものを採用しなければならず、必要以上に大型化する。また、１速が低速のためにファイナルギヤ比を固有のものを設計せざるを得ず、部品の共用化を図ることができない。これに対し、オーバドライブを多段とすることで、上述の課題を解消することができる。

(6)例えば、第３ブレーキB3及び第１遊星ギヤG1を無くすことで、５速の自動変速機を達成することができる。更に図１２（ａ）の例１に示すように、７速用の各遊星ギヤ比α２，α３，α４をそのまま５速用として使用したとしても、適切なギヤ比を達成することができる。従って、５速自動変速機と７速自動変速機との部品共用化を達成することができる。

(7)回転メンバやピニオンの回転数を低く抑えることが可能となり、耐久性及び信頼性を向上することができる。

図１４は実施例２のFR型の前進８速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。基本的な構成は実施例１の前進７速後退１速タイプと同様であり、主な変更点は第１回転メンバM1を選択的に停止させる第６ブレーキB6を追加した点である。

また、第１ワンウェイクラッチF1を選択的に停止する第７ブレーキB7も追加されている。ただし、変速段を達成する観点からすれば、第１ワンウェイクラッチF1を設ける必要性もないため特に限定しない。

次に、作用を説明する。

［変速作用］

図１５は実施例２の自動変速機用歯車変速装置での前進８速後退１速の締結作動表を示す図、図１６は実施例２の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図、図１７は実施例２の自動変速機用歯車変速装置における前進８速段でのトルクフローを示す図である。尚、１速〜７速及び後退速については、実施例１と同様であるため説明を省略する。ただし、追加された第７ブレーキB7は、８速以外は常に締結しており、１速及び７速以外はトルク伝達には関与しないが、第７ブレーキB7の連れ回りを防止している。

図１７においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。

〈８速〉
８速は、図１５に示すように、第６ブレーキB6と第１クラッチC1と第３クラッチC3との締結により得られる。

この８速では、第１クラッチC1が締結されているため、入力軸Inputの回転は第２連結メンバM2に入力される。また、第３クラッチC3が締結されているため、第２遊星ギヤセットGS2は、第４リングギヤR4の回転と、第２連結メンバM4の回転によって規定される回転を第３キャリヤPC3から出力する。また、第６ブレーキB6が締結されているため、第４リングギヤR4は停止される。

すなわち、８速は、図１６の共線図に示すように、エンジンの出力回転をそのまま出力する第１クラッチC1，第２遊星ギヤセットGS2を構成する第３クラッチC3，第４リングギヤR4を停止する第６ブレーキB6の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。

この８速でのトルクフローは、図１７に示す通りであり、太線で示す第１クラッチC1，第３クラッチC3，第６ブレーキB6，第２連結メンバM2にトルクが作用する。つまり、第２遊星ギヤセットGS2がトルク伝達に関与する。

図１８（ａ），（ｂ）は、第１遊星ギヤG1のギヤ比をα１，第２遊星ギヤG2のギヤ比をα２，第３遊星ギヤG3のギヤ比をα３，第４遊星ギヤG4のギヤ比をα４とし、各遊星ギヤのギヤ比を設定した時の、各変速段における変速比（GEAR RATIO）と、段間比（STEP RATIO）の具体例１，２を表す図である。図１８において、αはサンギヤの歯数をリングギヤの歯数で除した歯数比を表す。尚、α１〜α４は、図１２に示す実施例１の具体例１，２と同じである。

以上説明したように、実施例２の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第２連結メンバM2の回転を選択的に停止する第６ブレーキを追加したことで、実施例１と同じ作用効果を達成しつつ、実施例１の７速よりも増速側に８速を追加することが可能となり、レシオカバレッジを更に広く取ることができる。

図１９は実施例３のFR型の前進７速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。また、図２０は実施例３の自動変速機用歯車変速装置での前進７速後退１速の締結作動表を示す図である。

基本的な構成は実施例１の前進７速後退１速タイプと同様であり、主な変更点は第３ブレーキB3と並列に、第８ブレーキB8及び第４ワンウェイクラッチF4を追加した点である。第８ブレーキB8は第３ブレーキB3の締結時に締結しているが、必ずしも両方締結するものではなく、必要な締結容量に応じて適宜選択してもよい。

これにより、４速から５速への変速のときに、第３ブレーキB3を早めに解放し、第１クラッチC1を締結し始めると、第１クラッチC1の締結容量が確保された段階で自動的に第４ワンウェイクラッチF4によって解放される。よって、変速タイミングの精度を向上することができる。

図２１は実施例４のFR型の前進８速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。また、図２２は実施例４の自動変速機用歯車変速装置での前進８速後退１速の締結作動表を示す図である。

基本的な構成は実施例２の前進８速後退１速タイプと同様であり、主な変更点は第３ブレーキB3と並列に、第８ブレーキB8及び第４ワンウェイクラッチF4を追加した点である。作用効果については実施例３で記載したものと同様であるため説明を省略する。

実施例１のFR型の前進７速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置での前進７速後退１速の締結作動表を示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進７速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進１速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進２速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進３速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進４速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進５速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進６速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における前進７速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフローを示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。実施例１の自動変速機用歯車変速装置におけるレシオカバレッジを示す図である。実施例２のFR型の前進８速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。実施例２の自動変速機用歯車変速装置での前進８速後退１速の締結作動表を示す図である。実施例２の自動変速機用歯車変速装置における前進８速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図である。実施例２の自動変速機用歯車変速装置における前進８速のトルクフローを示す図である。実施例２の自動変速機用歯車変速装置におけるギヤ比の具体例を示す図である。実施例３のFR型の前進７速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。実施例３の自動変速機用歯車変速装置での前進７速後退１速の締結作動表を示す図である。実施例４のFR型の前進８速後退１速を達成する自動変速機用歯車変速装置の構成を表すスケルトン図である。実施例４の自動変速機用歯車変速装置での前進８速後退１速の締結作動表を示す図である。

符号の説明

GS1 第１遊星ギヤセット
GS2 第２遊星ギヤセット
G1 第１遊星ギヤ
G2 第２遊星ギヤ
G3 第３遊星ギヤ
G4 第４遊星ギヤ
M1 第１連結メンバ
M2 第２連結メンバ
M3 第３連結メンバ
C1 第１クラッチ
C2 第２クラッチ
C3 第３クラッチ
B1 第１ブレーキ
B2 第２ブレーキ
B3 第３ブレーキ
B4 第４ブレーキ
B5 第５ブレーキ
B6 第６ブレーキ
B7 第７ブレーキ
B8 第８ブレーキ
F1 第１ワンウェイクラッチ
F2 第２ワンウェイクラッチ
F3 第３ワンウェイクラッチ
F4 第４ワンウェイクラッチ
Input 入力軸
Output 出力軸

Claims

第１サンギヤと、第１リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第１キャリヤを有するシングルピニオン型の第１遊星ギヤと、
第２サンギヤと、第２リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第２キャリヤを有するシングルピニオン型の第２遊星ギヤと、
第３サンギヤと、第３リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第３キャリヤを有するシングルピニオン型の第３遊星ギヤと、
第４サンギヤと、第４リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第４キャリヤを有するシングルピニオン型の第４遊星ギヤと、
第１リングギヤと第２キャリヤと第４リングギヤとを一体的に連結する第１連結メンバと、
第３リングギヤと第４キャリヤとを一体的に連結する第２連結メンバと、
第１サンギヤと第２サンギヤとを一体的に連結する第３連結メンバと、
第２リングギヤと第３リングギヤとを選択的に断接する第１クラッチと、
第４キャリヤと第４サンギヤとを選択的に断接する第２クラッチと、
第３サンギヤと第４サンギヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
第１キャリヤの回転を選択的に停止させる第１ブレーキと、
第３サンギヤの回転を選択的に停止させる第２ブレーキと、
第３連結メンバの回転を選択的に停止させる第３ブレーキと、
第２連結メンバの回転を選択的に停止させる第４ブレーキと、
第２リングギヤに連結される入力部材と、
第３キャリヤに連結される出力部材と、
を備え、
第３クラッチと第１ブレーキと第２ブレーキの締結により１速、
第３クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により２速、
第２クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により３速、
第２クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により４速、
第１クラッチと第２クラッチと第３クラッチの締結により５速、
第１クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により６速、
第１クラッチと第３クラッチと第１ブレーキの締結により７速、
第３クラッチと第１ブレーキと第４ブレーキの締結により後退速、
を得る前進７速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
請求項１に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
第１連結メンバの回転を選択的に停止させる第６ブレーキを設け、
第３クラッチと第１ブレーキと第２ブレーキの締結により１速、
第３クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により２速、
第２クラッチと第２ブレーキと第３ブレーキの締結により３速、
第２クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により４速、
第１クラッチと第２クラッチと第３クラッチの締結により５速、
第１クラッチと第３クラッチと第３ブレーキの締結により６速、
第１クラッチと第３クラッチと第１ブレーキの締結により７速、
第１クラッチと第３クラッチと第６ブレーキの締結により８速、
第３クラッチと第１ブレーキと第４ブレーキの締結により後退速、
を得る前進８速後退１速の変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。