JP2015132331A - 多段変速機 - Google Patents
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Abstract
【課題】多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、多段変速機を軽量コンパクト化する。【解決手段】自動変速機20は、シングルピニオン式の第1遊星歯車21と、シングルピニオン式の第2遊星歯車22と、ダブルピニオン式の第3遊星歯車23およびシングルピニオン式の第4遊星歯車24を組み合わせて構成される複合遊星歯車機構25と、クラッチC1〜C4と、ブレーキB1およびB2とを含み、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2のうち、何れか3つを係合させると共に残余の3つを解放させることにより前進第1速段から前進第10速段および後進段を形成する。【選択図】図1
Description
本発明は、車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機に関する。
従来、この種の多段変速機として、4つのシングルピニオン式の遊星歯車と、4つのクラッチと、2つのブレーキとを含み、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを提供するものが知られている(例えば、特許文献1参照)。このような多段変速機では、スプレッド(ギヤ比幅=最低変速段のギヤ比/最高変速段のギヤ比)を大きくするほど、動力の伝達効率すなわち多段変速機が搭載される車両の燃費等や、ドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。
しかしながら、特許文献1に記載された多段変速機では、最低変速段のギヤ比が4.600であり、かつ最高変速段のギヤ比が0.638である場合、スプレッドが7.21となり、最低変速段のギヤ比が4.850であり、かつ最高変速段のギヤ比が0.616である場合、スプレッドが7.89となることから、同文献に記載された多段変速機は、車両の燃費やドライバビリティの向上を図るという面で、なお改善の余地を有している。また、特許文献1に記載された多段変速機では、前進第2速段から第6速段および前進第8速段から第10速段の形成に際して、第1遊星歯車(符号14)のリングギヤが常に高い回転速度で回転することから、当該リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなってしまう。このため、第1遊星歯車のリングギヤに対応したブレーキやクラッチの係合に時間を要したり(変速時間が長くなったり)、当該ブレーキ等の係合を伴う変速時にショックが発生してしまったり、当該リングギヤおよびそれに接続される連結部材(符号50等)の強度確保に伴う寸法(厚み等)すなわち重量の増加や装置全体の大型化を招いてしまったりするおそれがある。
そこで、本発明は、多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、多段変速機を軽量コンパクト化することを主目的とする。
本発明による多段変速機は、
入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、
第3遊星歯車および第4遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第3および第4遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素、および第10回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
それぞれ前記第1および第2遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素とを備え、
前記第1遊星歯車の前記第1回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第2回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第8回転要素とは常時連結され、
前記第2遊星歯車の前記第6回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第9回転要素とは常時連結され、
前記第1係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第2係合要素は、前記第1遊星歯車の前記第2回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第3係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第4係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第7回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第5係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第6係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第4回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素のうちの何れか3つを選択的に係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする。
入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、
第3遊星歯車および第4遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第3および第4遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素、および第10回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
それぞれ前記第1および第2遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素とを備え、
前記第1遊星歯車の前記第1回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第2回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第8回転要素とは常時連結され、
前記第2遊星歯車の前記第6回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第9回転要素とは常時連結され、
前記第1係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第2係合要素は、前記第1遊星歯車の前記第2回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第3係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第4係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第7回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第5係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第6係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第4回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素のうちの何れか3つを選択的に係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする。
このように構成される多段変速機では、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第1、第2、第3および第4遊星歯車としてリングギヤを含む遊星歯車を用いた場合に、第1速段から第10速段までの前進段および後進段の形成時にリングギヤが高い回転速度で回転しないようにして、リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することが可能となる。これにより、当該リングギヤに対応した係合要素の係合に要する時間を短縮化すると共に、当該係合要素の係合を伴う変速時のショックの発生や、上記リングギヤおよびそれに接続される連結要素等の強度確保に伴う寸法(厚み等)すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制することができる。この結果、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。
次に、図面を参照しながら、本発明を実施するための形態について説明する。
図1は、本発明の一実施形態に係る多段変速機としての自動変速機20を含む動力伝達装置10の概略構成図である。これらの図面に示す動力伝達装置10は、後輪駆動車両の前部に縦置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジン(内燃機関)のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力(トルク)を図示しない左右の後輪(駆動輪)に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置10は、エンジンから入力軸20iに伝達された動力を変速して出力軸20oに伝達する自動変速機20に加えて、トランスミッションケース(静止部材)11や、発進装置(流体伝動装置)12、オイルポンプ17等を含む。
発進装置12は、上述のような駆動源に連結される入力側のポンプインペラ14pや、自動変速機20の入力軸(入力部材)20iに連結される出力側のタービンランナ14t、ポンプインペラ14pおよびタービンランナ14tの内側に配置されてタービンランナ14tからポンプインペラ14pへの作動油の流れを整流するステータ14s、図示しないステータシャフトより支持されると共にステータ14sの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ14o等を有するトルクコンバータを含む。更に、発進装置12は、エンジンのクランクシャフト等に連結されたフロントカバーと自動変速機20の入力軸20iとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するロックアップクラッチ15と、フロントカバーと自動変速機20の入力軸20iとの間で振動を減衰するダンパ機構16とを有する。なお、発進装置12は、ステータ14sを有さない流体継手を含むものであってもよい。
オイルポンプ17は、ポンプボディとポンプカバーとを含むポンプアッセンブリ、発進装置12のポンプインペラ14pに連結される外歯ギヤ(インナーロータ)、当該外歯ギヤに噛合する内歯ギヤ(アウターロータ)等を有するギヤポンプとして構成される。オイルポンプ17は、エンジンからの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油(ATF)を吸引して図示しない油圧制御装置へと圧送する。
自動変速機20は、10段変速式の変速機として構成されており、図1に示すように、入力軸20iに加えて、図示しないデファレンシャルギヤおよびドライブシャフトを介して左右の後輪に連結される出力軸(出力部材)20oや、自動変速機20(入力軸20iや出力軸20o)の軸方向に並べて配設されるシングルピニオン式の第1遊星歯車21、シングルピニオン式の第2遊星歯車22、ダブルピニオン式の第3遊星歯車23とシングルピニオン式の第4遊星歯車24とを組み合わせて構成される、いわゆるSS−CC型の複合遊星歯車機構25含む。更に、自動変速機20は、入力軸20iから出力軸20oまでの動力伝達経路を変更するための第1係合要素としてのクラッチC1(第1クラッチ)、第2係合要素としてのクラッチC2(第2クラッチ)、第3係合要素としてのクラッチC3(第3クラッチ)、第4係合要素としてのクラッチC4(第4クラッチ)、第5係合要素としてのブレーキB1(第1ブレーキ)、および第6係合要素としてのブレーキB2(第2ブレーキ)を含む。
本実施形態において、第1および第2遊星歯車21,22並びに複合遊星歯車機構25を構成する第3および第4遊星歯車23,24は、発進装置12すなわちエンジン側(図1における左側)から、第2遊星歯車22、第3遊星歯車23、第4遊星歯車24、第1遊星歯車21という順番で並ぶようにトランスミッションケース11内に配置される。
第1遊星歯車21は、外歯歯車である第1サンギヤ21sと、第1サンギヤ21sと同心円上に配置される内歯歯車である第1リングギヤ21rと、それぞれ第1サンギヤ21sおよび第1リングギヤ21rに噛合する複数の第1ピニオンギヤ21pと、複数の第1ピニオンギヤ21pを自転(回転)自在かつ公転自在に保持する第1キャリヤ21cとを有する。本実施形態において、第1遊星歯車21のギヤ比λ1(第1サンギヤ21sの歯数/第1リングギヤ21rの歯数)は、例えば、λ1=0.495と定められている。図1に示すように、第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sは、自動変速機20の入力軸20iに常時連結(固定)され、第1キャリヤ21cは、自動変速機20の出力軸20oに常時連結(固定)される。また、第1遊星歯車21の第1リングギヤ21rは、連結部材(第1連結要素)213を介して複合遊星歯車機構25を構成する第3遊星歯車23の第3リングギヤ23rに常時連結され、両者は、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。
第2遊星歯車22は、外歯歯車である第2サンギヤ22sと、第2サンギヤ22sと同心円上に配置される内歯歯車である第2リングギヤ22rと、それぞれ第2サンギヤ22sおよび第2リングギヤ22rに噛合する複数の第2ピニオンギヤ22pと、複数の第2ピニオンギヤ22pを自転(回転)自在かつ公転自在に保持する第2キャリヤ22cとを有する。本実施形態において、第2遊星歯車22のギヤ比λ2(第2サンギヤ22sの歯数/第2リングギヤ22rの歯数)は、例えば、λ2=0.548と定められている。図1に示すように、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rは、連結部材(第2連結要素)223を介して第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cに常時連結(固定)され、両者は、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。
複合遊星歯車機構25を構成する第3遊星歯車23は、外歯歯車である第3サンギヤ23sと、第3サンギヤ23sと同心円上に配置される内歯歯車である第3リングギヤ23rと、それぞれ第3サンギヤ23sに噛合する複数のピニオンギヤ231pと、それぞれ対応するピニオンギヤ231pと第3リングギヤ23rとに噛合する複数のピニオンギヤ232pと、ピニオンギヤ231pおよび232pの組を自転かつ公転自在に複数保持する第3キャリヤ23cとを有する。本実施形態において、第3遊星歯車23のギヤ比λ3(第3サンギヤ23sの歯数/第3リングギヤ23rの歯数)は、例えば、λ3=0.473と定められている。
複合遊星歯車機構25を構成する第4遊星歯車24は、外歯歯車である第4サンギヤ24sと、第4サンギヤ24sと同心円上に配置される内歯歯車である第4リングギヤ24rと、それぞれ第4サンギヤ24sおよび第4リングギヤ24rに噛合する複数の第4ピニオンギヤ24pと、複数の第4ピニオンギヤ24pを自転(回転)自在かつ公転自在に保持する第4キャリヤ24cとを有する。本実施形態において、第4遊星歯車24のギヤ比λ4(第4サンギヤ24sの歯数/第4リングギヤ24rの歯数)は、例えば、λ4=0.528と定められている。
図1に示すように、第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sと、第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sとは、互いに一体化されるか、あるいは連結部材(第3連結要素)を介して常時連結され、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。また、第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cと、第4遊星歯車24の第4キャリヤ24cとは、互いに一体化されるか、あるいは連結部材(第4連結要素)を介して常時連結される。これにより、第2リングギヤ22r、第3キャリヤ23cおよび第4キャリヤ24cは、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。この結果、複合遊星歯車機構25は、常時連結される第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24s、第3遊星歯車23の第3リングギヤ23r、常時連結される第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cおよび第4遊星歯車24の第4キャリヤ24c、並びに第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rという4つの回転要素を有することになる。
クラッチC1は、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと入力軸20iとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチC2は、常時連結された第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cおよび出力軸20oと、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチC3は、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチC4は、常時連結された第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとを互いに接続すると共に、両者の接続を解除するものである。クラッチC1およびC4は、例えば第2遊星歯車22と複合遊星歯車機構25(第3遊星歯車23)との間に配置され、クラッチC2およびC3は、例えば第1遊星歯車21と複合遊星歯車機構25(第3遊星歯車23)との間に配置される。
ブレーキB1は、第2遊星歯車22の第1の固定可能要素である第2キャリヤ22cを静止部材としてのトランスミッションケース11に対して回転不能に固定(接続)すると共に当該第2キャリヤ22cをトランスミッションケース11に対して回転自在に解放するものである。ブレーキB2は、第2遊星歯車22の第2の固定可能要素である第2サンギヤ22sをトランスミッションケース11に対して回転不能に固定(接続)すると共に当該第2サンギヤ22sを静止部材としてのトランスミッションケース11に対して回転自在に解放するものである。ブレーキB1およびB2は、例えば発進装置12と第2遊星歯車22との間に配置される。
本実施形態では、クラッチC1〜C4として、ピストン、複数の摩擦係合プレート(例えば環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成された摩擦プレートおよび両面が平滑に形成された環状部材であるセパレータプレート)、それぞれ作動油が供給される係合油室および遠心油圧キャンセル室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ(摩擦係合要素)が採用される。また、ブレーキB1およびB2としては、ピストン、複数の摩擦係合プレート(摩擦プレートおよびセパレータプレート)、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキが採用される。そして、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。
図2は、自動変速機20における入力軸20iの回転速度(入力回転速度)に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である(ただし、入力軸20iすなわち第1サンギヤ21sの回転速度を値1とする。以下同様。)。また、図3は、自動変速機20の各変速段とクラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の作動状態との関係を示す作動表である。
図2に示すように、シングルピニオン式の第1遊星歯車21を構成する3つの回転要素、すなわち第1サンギヤ21s、第1リングギヤ21rおよび第1キャリヤ21cは、当該第1遊星歯車21の速度線図(図2における左側の速度線図)上でギヤ比λ1に応じた間隔をおいて図中左側から第1サンギヤ21s、第1キャリヤ21c、第1リングギヤ21rという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第1サンギヤ21sを自動変速機20の第1回転要素とし、第1キャリヤ21cを自動変速機20の第2回転要素とし、第1リングギヤ21rを自動変速機20の第3回転要素とする。従って、第1遊星歯車21は、速度線図上でギヤ比λ1に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する。
また、シングルピニオン式の第2遊星歯車22を構成する3つの回転要素、すなわち第2サンギヤ22s、第2リングギヤ22rおよび第2キャリヤ22cは、当該第2遊星歯車22の速度線図(図2における中央の速度線図)上でギヤ比λ2に応じた間隔をおいて図中左側から第2サンギヤ22s、第2キャリヤ22c、第2リングギヤ22rという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第2サンギヤ22sを自動変速機20の第4回転要素とし、第2キャリヤ22cを自動変速機20の第5回転要素とし、第2リングギヤ22rを自動変速機20の第6回転要素とする。従って、第2遊星歯車22は、速度線図上でギヤ比λ2に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する。
更に、複合遊星歯車機構25の4つの回転要素、すなわち、常時連結される第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24s、第3遊星歯車23の第3リングギヤ23r、常時連結される第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cおよび第4遊星歯車24の第4キャリヤ24c、並びに第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rは、この順番で図中左側からダブルピニオン式の第3遊星歯車23のギヤ比λ3およびシングルピニオン式の第4遊星歯車24のギヤ比λ4に応じた間隔をおいて当該複合遊星歯車機構25の速度線図(図2における右側の速度線図)上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第3サンギヤ23sおよび第4サンギヤ24sを自動変速機20の第7回転要素とし、第3リングギヤ23rを自動変速機20の第8回転要素とし、第3キャリヤ23cおよび第4キャリヤ24cを自動変速機20の第9回転要素とし、第4リングギヤ24rを自動変速機20の第10回転要素とする。従って、複合遊星歯車機構25は、速度線図上でギヤ比λ3,λ4に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素および第10回転要素を有する。
そして、自動変速機20では、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2を図3に示すように係合または解放させて上述の第1〜第10回転要素の接続関係を変更することで、入力軸20iから出力軸20oまでの間に前進回転方向に10通りおよび後進回転方向に1通りの動力伝達経路、すなわち第1速段から第10速段の前進段と後進段とを形成することができる。
具体的には、前進第1速段は、クラッチC2,ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C3およびC4を解放させることにより形成される。すなわち、前進第1速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cおよび出力軸20oと、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rとが互いに接続され、更に、ブレーキB1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態(第1〜第4遊星歯車21〜24のギヤ比がλ1=0.495,λ2=0.548,λ3=0.473,λ4=0.528である場合、以下同様)において、前進第1速段におけるギヤ比(入力軸20iの回転速度/出力軸20oの回転速度)γ1は、γ1=4.830となる。
前進第2速段は、クラッチC4,ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびC3を解放させることにより形成される。すなわち、前進第2速段の形成に際しては、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第2速段におけるギヤ比γ2は、γ2=3.020となる。また、前進第1速段と前進第2速段との間のステップ比は、γ1/γ2=1.599となる。
前進第3速段は、クラッチC2,C4およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC1,C3およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第3速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cおよび出力軸20oと、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rとが互いに接続されると共に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第3速段におけるギヤ比γ3は、γ3=2.324となる。また、前進第2速段と前進第3速段との間のステップ比は、γ2/γ3=1.300となる。
前進第4速段は、クラッチC3,C4およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第4速段の形成に際しては、クラッチC3により第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第4速段におけるギヤ比γ4は、γ4=1.780となる。また、前進第3速段と前進第4速段との間のステップ比は、γ3/γ4=1.305となる。
前進第5速段は、クラッチC2,C4およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C3およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、前進第5速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cおよび出力軸20oと、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rとが互いに接続されると共に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第5速段におけるギヤ比γ5は、γ5=1.603となる。また、前進第4速段と前進第5速段との間のステップ比は、γ4/γ5=1.110となる。
前進第6速段は、クラッチC3,C4およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、前進第6速段の形成に際しては、クラッチC3により第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第6速段におけるギヤ比γ6は、γ6=1.250となる。また、前進第5速段と前進第6速段との間のステップ比は、γ5/γ6=1.283となる。
前進第7速段は、クラッチC1,C3およびC4を係合させると共に、残余のクラッチC2,ブレーキB1およびB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第7速段の形成に際しては、クラッチC1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC3により第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとが互いに接続され、更に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続される。本実施形態において、前進第7速段におけるギヤ比γ7は、γ7=1.000となる。また、前進第6速段と前進第7速段との間のステップ比は、γ6/γ7=1.250となる。
前進第8速段は、クラッチC1,C4およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC2,C3およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第8速段の形成に際しては、クラッチC1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC4により第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sと、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第8速段におけるギヤ比γ8は、γ8=0.838となる。また、前進第7速段と前進第8速段との間のステップ比は、γ7/γ8=1.193となる。
前進第9速段は、クラッチC1,C2およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC3,C4およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、前進第9速段の形成に際しては、クラッチC1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cおよび出力軸20oと、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rとが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第9速段におけるギヤ比γ9は、γ9=0.697となる。また、前進第8速段と前進第9速段との間のステップ比は、γ8/γ9=1.202となる。
前進第10速段は、クラッチC1,C3およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC2,C4およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、前進第10速段の形成に際しては、クラッチC1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと入力軸20iとが互いに接続されると共に、クラッチC3により第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第10速段におけるギヤ比γ10は、γ10=0.590となる。また、前進第9速段と前進第10速段との間のステップ比は、γ9/γ10=1.182となる。そして、自動変速機20におけるスプレッド(ギヤ比幅=最低変速段である前進第1速段のギヤ比γ1/最高変速段である前進第10速段のギヤ比γ10)は、γ1/γ10=8.188となる。
後進段は、クラッチC3,ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびC4を解放させることにより形成される。すなわち、後進段の形成に際しては、クラッチC3により第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rと入力軸20iとが互いに接続され、更に、ブレーキB1により第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sがトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、後進段におけるギヤ比γrevは、γrev=−3.727となる。また、前進第1速段と後進段との間のステップ比は、|γrev/γ1|=0.772となる。
上述のように、自動変速機20によれば、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の係脱により第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、自動変速機20では、スプレッドをより大きくして(本実施形態では、8.188)特に高車速時の車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくして各変速段での加速性能を向上させ、かつ、ステップ比を適正化(より大きくなるのを抑制)して変速フィーリングを向上させることができる。従って、自動変速機20によれば、当該自動変速機20が搭載される車両の燃費等と、ドライバビリティすなわち車両の加速性能、変速フィーリング等との双方を良好に向上させることが可能となる。
また、自動変速機20では、6つの係合要素、すなわちクラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2のうち、何れか3つを係合させると共に残余の3つを解放させることにより前進第1速段から前進第10速段および後進段が形成される。これにより、例えば6つのクラッチやブレーキのうちの2つを係合させると共に残余の4つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における部材間の僅かな接触に起因した引き摺り損失を低減させて、自動変速機20における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。
更に、自動変速機20では、第1〜第4遊星歯車21〜24として、第1、第2、第3または第4リングギヤ21r〜24rを含む遊星歯車が用いられるが、図2に示すように、第1速段から第10速段までの前進段および後進段の形成時に第1〜第4リングギヤ21r〜24rが高い回転速度で回転しないようにして、第1〜第4リングギヤ21r〜24rの回転時のイナーシャ(入力軸20iに対する等価イナーシャ)が大きくなるのを抑制することができる。これにより、第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rに対応したクラッチC2およびC3の係合に要する時間を短縮化すると共に、クラッチC2および/またはC3の係合を伴う変速時のショックの発生を抑制し、更にクラッチC2およびC3の摩擦材すなわち摩擦プレートやセパレータプレートの耐久性を良好に確保することが可能となる。加えて、第1〜第4リングギヤ21r〜24rの回転時のイナーシャを低下させることで、第1〜第4リングギヤ21r〜24rや、第1および第3リングギヤ21r,23rに接続される連結部材213、第2リングギヤ22rに接続される連結部材223、第4リングギヤ24rに接続されるクラッチC2,C3のドラム部材等の強度確保に伴う寸法(厚み等)すなわち重量の増加や自動変速機20の大型化を抑制することができる。この結果、自動変速機20では、変速性能およびクラッチC2,C3の耐久性をより向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することも可能となる。
また、第1および第2遊星歯車21,22をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、両者を例えばダブルピニオン式の遊星歯車とした場合に比べて、第1および第2遊星歯車21,22における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機20における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して自動変速機20の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。更に、上記自動変速機20のように、ダブルピニオン式の第3遊星歯車23とシングルピニオン式の第4遊星歯車24とを組み合わせて構成される、いわゆるSS−CC型の複合遊星歯車機構25を採用すれば、第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sと第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sとが常時連結されるため、自動変速機20の第7回転要素に作用するトルクを第3サンギヤ23sおよび第4サンギヤ24sで分担して受け持つことが可能となり、第3および第4サンギヤ23s,24sそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構25の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させ、更に、第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cと第4遊星歯車24の第4キャリヤ24cとを一体化すると共に第3遊星歯車23の第3サンギヤ3sと第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sとを一体化することで部品点数を削減し、自動変速機20の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。
図4は、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機20Bを含む動力伝達装置10Bの概略構成図であり、図5は、自動変速機20Bにおける入力軸20iの回転速度(入力回転速度)に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。図4に示す動力伝達装置10Bの自動変速機20Bは、上述の自動変速機20において、複合遊星歯車機構25をダブルピニオン式の第3遊星歯車23およびシングルピニオン式の第4遊星歯車24により構成される、いわゆるSC−SC型の複合遊星歯車機構25Bで置き換えたものに相当する。
図4に示すように、自動変速機20Bにおいて、第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cと、第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sとは、連結部材(第3連結要素)234を介して常時連結されており、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。また、第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sと、第4遊星歯車24の第4キャリヤ24cとは、連結部材(第4連結要素)243を介して常時連結されており、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。これにより、複合遊星歯車機構25Bは、常時連結される第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24s、第3遊星歯車23の第3リングギヤ23r、常時連結される第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4キャリヤ24c、並びに第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rという4つの回転要素を有することになる。また、第3遊星歯車23の第3リングギヤ23rは、連結部材(第1連結要素)213を介して第1遊星歯車21の第1リングギヤ21rに常時連結されており、両者は、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。更に、第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4キャリヤ24cは、連結部材(第2連結要素)224を介して第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rに常時連結されており、これらの3つの要素は、常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。
また、図5に示すように、複合遊星歯車機構25Bの4つの回転要素、すなわち、常時連結される第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cおよび第4遊星歯車24の第4サンギヤ24s、第3遊星歯車23の第3リングギヤ23r、常時連結される第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sおよび第4遊星歯車24の第4キャリヤ24c、並びに第4遊星歯車24の第4リングギヤ24rは、この順番で図5における左側からダブルピニオン式の第3遊星歯車23のギヤ比λ3およびシングルピニオン式の第4遊星歯車24のギヤ比λ4に応じた間隔をおいて当該複合遊星歯車機構25Bの速度線図(図5における右側の速度線図)上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本実施形態では、第3キャリヤ23cおよび第4サンギヤ24sを自動変速機20Bの第7回転要素とし、第3リングギヤ23rを自動変速機20Bの第8回転要素とし、第3サンギヤ23sおよび第4キャリヤ24cを自動変速機20Bの第9回転要素とし、第4リングギヤ24rを自動変速機20Bの第10回転要素とする。従って、複合遊星歯車機構25Bは、速度線図上でギヤ比λ3,λ4に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20Bの第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素および第10回転要素を有する。
このように構成される自動変速機20Bにおいて、第1〜第4遊星歯車21,22,23および24のギヤ比を1=0.495,λ2=0.548,λ3=0.527,λ4=0.528とすることで、前進第1速段から第10速段および後進段におけるギヤ比等を上述の自動変速機20と同様のもの(図3参照)とすることができる。そして、上述のように構成される自動変速機20Bにおいても、自動変速機20と同様の作用効果を得ることが可能となる。すなわち、SC−SC型の複合遊星歯車機構25Bを採用した自動変速機20Bでは、第3遊星歯車23の第3キャリヤ23cと第4遊星歯車24の第4サンギヤ24sとが常時連結され、第3遊星歯車23の第3サンギヤ23sと第4遊星歯車24の第4キャリヤ24cとが常時連結される。従って、自動変速機20Bの第7回転要素に作用するトルクを第3サンギヤ23sおよび第4キャリヤ24cで分担して受け持つと共に、第9回転要素に作用するトルクを第3キャリヤ23cおよび第4サンギヤ24sで分担して受け持つことが可能となり、第3サンギヤ23s、第3キャリヤ23c、第4サンギヤ24sおよび第4キャリヤ24cそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構25Bの回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させることが可能となる。
図6は、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機20Cを含む動力伝達装置10Cの概略構成図である。同図に示す動力伝達装置10Cは、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン(内燃機関)のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力(トルク)を図示しない左右の前輪(駆動輪)に伝達可能なものである。動力伝達装置10Cの自動変速機20Cは、上述の自動変速機20を前輪駆動車両用に改変したものに相当する。また、図7に、本発明の他の実施形態に係る多段変速機としての自動変速機20Dを含む動力伝達装置10Dを示す。同図に示す動力伝達装置10Dも、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される図示しないエンジン(内燃機関)のクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力(トルク)を図示しない左右の前輪(駆動輪)に伝達可能なものである。動力伝達装置10Dの自動変速機20Dは、上述の自動変速機20Bを前輪駆動車両用に改変したものに相当する。
これらの自動変速機20C,20Dでは、第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cが出力部材としてのカウンタドライブギヤ41に常時連結される。自動変速機20C,20Dから出力部材としてのカウンタドライブギヤ41に伝達された動力(トルク)は、カウンタドライブギヤ41に加えて、当該カウンタドライブギヤ41に噛合するカウンタドリブンギヤ42、カウンタシャフト43を介してカウンタドリブンギヤ42に連結されたドライブピニオンギヤ(ファイナルドライブギヤ)44、ドライブピニオンギヤ44に噛合するデフリングギヤ(ファイナルドリブンギヤ)45を含むギヤ列40と、デフリングギヤ45に連結されたデファレンシャルギヤ50と、ドライブシャフト51とを介して左右の前輪に伝達される。このように、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
なお、上述の自動変速機20〜20Dにおいて、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の少なくとも何れかは、ドグクラッチあるいはドグブレーキといった噛み合い係合要素とされてもよい。例えば、自動変速機20〜20Dでは、前進第2速段から前進第8速段の形成に際して連続して係合されるクラッチC4や、前進第1速段から前進第4速段の形成に際して連続して係合されると共に、後進段の形成に際して係合されるブレーキB1として、ドグクラッチあるいはドグブレーキを採用してもよい。また、自動変速機20〜20Dにおいて、第1〜第4遊星歯車21〜24におけるギヤ比λ1〜λ4は、上記説明において例示されたものに限られるものではない。更に、自動変速機20〜20Dにおいて、第1および第2遊星歯車21,22の少なくとも何れかをダブルピニオン式の遊星歯車としてもよく、複合遊星歯車機構25を例えばシンプソン型やCR−CR型、あるいはラビニヨ型といった他の複合遊星歯車機構に置き換えてもよい。
以上説明したように、本発明による多段変速機は、入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、第3遊星歯車および第4遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第3および第4遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素、および第10回転要素を有する複合遊星歯車機構と、それぞれ前記第1および第2遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素とを備え、前記第1遊星歯車の前記第1回転要素は、前記入力部材に常時連結され、前記第1遊星歯車の前記第2回転要素は、前記出力部材に常時連結され、前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第8回転要素とは常時連結され、前記第2遊星歯車の前記第6回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第9回転要素とは常時連結され、前記第1係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第2係合要素は、前記第1遊星歯車の前記第2回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第3係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第4係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第7回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、前記第5係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第6係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第4回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、前記第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素のうちの何れか3つを選択的に係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする。
このように構成される多段変速機では、スプレッドをより大きくして多段変速機が搭載される車両の燃費を向上させると共に、更に低速段の変速比をより大きくすると共に高速段の変速比をより小さくしてドライバビリティすなわち車両の加速性能等をより向上させることができる。また、この多段変速機では、第1、第2、第3および第4遊星歯車としてリングギヤを含む遊星歯車を用いた場合に、第1速段から第10速段までの前進段および後進段の形成時にリングギヤが高い回転速度で回転しないようにして、リングギヤの回転時のイナーシャが大きくなるのを抑制することが可能となる。これにより、当該リングギヤに対応した係合要素の係合に要する時間を短縮化すると共に、当該係合要素の係合を伴う変速時のショックの発生や、上記リングギヤおよびそれに接続される連結要素等の強度確保に伴う寸法(厚み等)すなわち重量の増加や装置全体の大型化を抑制することができる。この結果、本発明による多段変速機では、当該多段変速機が搭載される車両の燃費、ドライバビリティおよび変速性能を向上させると共に、装置全体を軽量コンパクト化することが可能となる。
更に、本発明による多段変速機では、次のように第1から第6係合要素を係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することができる。すなわち、前進第1速段は、第2係合要素、第5係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第2速段は、第4係合要素、第5係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第3速段は、第2係合要素、第4係合要素および第5係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第4速段は、第3係合要素、第4係合要素および第5係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第5速段は、第2係合要素、第4係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第6速段は、第3係合要素、第4係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第7速段は、第1係合要素、第3係合要素および第4係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第8速段は、第1係合要素、第4係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。更に、前進第9速段は、第1係合要素、第2係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。また、前進第10速段は、第1係合要素、第3係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。更に、後進段は、第3係合要素、第5係合要素および第6係合要素を係合させることにより形成される。
このように、本発明による多段変速機では、第1〜第6係合要素の何れか3つを係合させると共に残余の3つを解放させることにより前進第1速段から前進第10速段および後進段が形成される。これにより、例えば6つの係合要素のうちの2つを係合させると共に残余の4つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて、多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより一層向上させることが可能となる。
また、前記第1遊星歯車は、第1サンギヤと、第1リングギヤと、それぞれ前記第1サンギヤおよび前記第1リングギヤに噛合する複数の第1ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第1キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第2遊星歯車は、第2サンギヤと、第2リングギヤと、それぞれ前記第2サンギヤおよび前記第2リングギヤに噛合する複数の第2ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第2キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であってもよく、前記第1回転要素は、前記第1サンギヤであってもよく、前記第2回転要素は、前記第1キャリヤであってもよく、前記第3回転要素は、前記第1リングギヤであってもよく、前記第4回転要素は、前記第2サンギヤであってもよく、前記第5回転要素は、前記第2キャリヤであってもよく、前記第6回転要素は、前記第2リングギヤであってもよい。
このように、第1および第2遊星歯車をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、当該第1および第2遊星歯車における回転要素間の噛み合い損失を低減させて多段変速機における動力の伝達効率すなわち車両の燃費をより向上させると共に、部品点数を削減して多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
更に、前記複合遊星歯車機構は、第3サンギヤと、第3リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第3サンギヤに他方が前記第3リングギヤに噛合する2つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第3キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第3遊星歯車と、第4サンギヤと、第4リングギヤと、それぞれ前記第4サンギヤおよび前記第4リングギヤに噛合する複数の第4ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第4キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第4遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第7回転要素は、常時連結された前記第3サンギヤおよび前記第4サンギヤであってもよく、前記第8回転要素は、前記第3リングギヤであってもよく、前記第9回転要素は、常時連結された前記第3キャリヤおよび前記第4キャリヤであってもよく、前記第10回転要素は、前記第4リングギヤであってもよい。
このように、ダブルピニオン式の第3遊星歯車とシングルピニオン式の第4遊星歯車とを組み合わせて構成される、いわゆるSS−CC型の複合遊星歯車機構を採用すれば、第3遊星歯車の第3サンギヤと第4遊星歯車の第4サンギヤとが常時連結されるため、多段変速機の第7回転要素に作用するトルクを第3サンギヤおよび第4サンギヤで分担して受け持つことが可能となり、第3および第4サンギヤそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させ、更に、第3遊星歯車の第3キャリヤと第4遊星歯車の第4キャリヤとを一体化すると共に第3遊星歯車の第3サンギヤと第4遊星歯車の第4サンギヤ2とを一体化することで部品点数を削減し、多段変速機の重量増を抑制しつつ組立性をより向上させることが可能となる。
また、前記複合遊星歯車機構は、第3サンギヤと、第3リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第3サンギヤに他方が前記第3リングギヤに噛合する2つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第3キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第3遊星歯車と、第4サンギヤと、第4リングギヤと、それぞれ前記第4サンギヤおよび前記第4リングギヤに噛合する複数の第4ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第4キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第4遊星歯車とにより構成されてもよく、前記第7回転要素は、常時連結された前記第3キャリヤおよび前記第4サンギヤであってもよく、前記第8回転要素は、前記第3リングギヤであってもよく、前記第9回転要素は、常時連結された前記第3サンギヤおよび前記第4キャリヤであってもよく、前記第10回転要素は、前記第4リングギヤであってもよい。
このようなダブルピニオン式の第3遊星歯車とシングルピニオン式の第4遊星歯車とを組み合わせて構成される、いわゆるSC−SC型の複合遊星歯車機構を採用しても、第3遊星歯車の第3キャリヤと第4遊星歯車の第4サンギヤとが常時連結されると共に、第3遊星歯車の第3サンギヤと第4遊星歯車の第4キャリヤとが常時連結されることから、多段変速機の第7回転要素に作用するトルクを第3サンギヤおよび第4キャリヤで分担して受け持つと共に、第9回転要素に作用するトルクを第3キャリヤおよび第4サンギヤで分担して受け持つことが可能となり、第3サンギヤ、第3キャリヤ、第4サンギヤおよび第4キャリヤそれぞれのトルク分担を小さくすることができる。これにより、複合遊星歯車機構の回転要素間の噛み合い損失を低減させて動力の伝達効率をより向上させることが可能となる。
更に、前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、後輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
また、前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、前輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。
そして、本発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで課題を解決するための手段の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、課題を解決するための手段の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。
本発明は、多段変速機の製造産業等において利用可能である。
10,10B,10C,10D 動力伝達装置、11 トランスミッションケース、12 発進装置、14o ワンウェイクラッチ、14p ポンプインペラ、14s ステータ、14t タービンランナ、15 ロックアップクラッチ、16 ダンパ機構、17 オイルポンプ、20,20B,20C,20D 自動変速機、20i 入力軸、20o 出力軸、21 第1遊星歯車、21c 第1キャリヤ、21p 第1ピニオンギヤ、21r 第1リングギヤ、21s 第1サンギヤ、22 第2遊星歯車、22c 第2キャリヤ、22p 第2ピニオンギヤ、22r 第2リングギヤ、22s 第2サンギヤ、23 第3遊星歯車、23c 第3キャリヤ、23r 第3リングギヤ、23s 第3サンギヤ、231p,232p ピニオンギヤ、24 第4遊星歯車、24c 第4キャリヤ、24p 第4ピニオンギヤ、24r 第4リングギヤ、24s 第4サンギヤ、25,25B 複合遊星歯車機構、40 ギヤ列、41 カウンタドライブギヤ、42 カウンタドリブンギヤ、43 カウンタシャフト、44 ドライブピニオンギヤ、45 デフリングギヤ、50 デファレンシャルギヤ、51 ドライブシャフト、213,223,224,234,243 連結部材、B1,B2 ブレーキ、C1,C2,C3,C4 クラッチ。
Claims (7)
- 入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、
第3遊星歯車および第4遊星歯車により構成され、速度線図上で前記第3および第4遊星歯車のギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素、および第10回転要素を有する複合遊星歯車機構と、
それぞれ前記第1および第2遊星歯車並びに前記複合遊星歯車機構の回転要素の何れかを他の回転要素または静止部材に接続すると共に両者の接続を解除する第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素とを備え、
前記第1遊星歯車の前記第1回転要素は、前記入力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第2回転要素は、前記出力部材に常時連結され、
前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第8回転要素とは常時連結され、
前記第2遊星歯車の前記第6回転要素と前記複合遊星歯車機構の前記第9回転要素とは常時連結され、
前記第1係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第2係合要素は、前記第1遊星歯車の前記第2回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第3係合要素は、前記複合遊星歯車機構の前記第10回転要素と、前記入力部材とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第4係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と、前記複合遊星歯車機構の前記第7回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除し、
前記第5係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第6係合要素は、前記第2遊星歯車の前記第4回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除し、
前記第1、第2、第3、第4、第5および第6係合要素のうちの何れか3つを選択的に係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することを特徴とする多段変速機。 - 請求項1に記載の多段変速機において、
前記第2係合要素、前記第5係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第1速段が形成され、
前記第4係合要素、前記第5係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第2速段が形成され、
前記第2係合要素、前記第4係合要素および前記第5係合要素の係合により前進第3速段が形成され、
前記第3係合要素、前記第4係合要素および前記第5係合要素の係合により前進第4速段が形成され、
前記第2係合要素、前記第4係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第5速段が形成され、
前記第3係合要素、前記第4係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第6速段が形成され、
前記第1係合要素、前記第3係合要素および前記第4係合要素の係合により前進第7速段が形成され、
前記第1係合要素、前記第4係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第8速段が形成され、
前記第1係合要素、前記第2係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第9速段が形成され、
前記第1係合要素、前記第3係合要素および前記第6係合要素の係合により前進第10速段が形成され、
前記第3係合要素、前記第5係合要素および前記第6係合要素の係合により後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。 - 請求項1または2に記載の多段変速機において、
前記第1遊星歯車は、第1サンギヤと、第1リングギヤと、それぞれ前記第1サンギヤおよび前記第1リングギヤに噛合する複数の第1ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第1キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
前記第2遊星歯車は、第2サンギヤと、第2リングギヤと、それぞれ前記第2サンギヤおよび前記第2リングギヤに噛合する複数の第2ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第2キャリヤとを有するシングルピニオン式の遊星歯車であり、
前記第1回転要素は、前記第1サンギヤであり、前記第2回転要素は、前記第1キャリヤであり、前記第3回転要素は、前記第1リングギヤであり、前記第4回転要素は、前記第2サンギヤであり、前記第5回転要素は、前記第2キャリヤであり、前記第6回転要素は、前記第2リングギヤであることを特徴とする多段変速機。 - 請求項1から3の何れか一項に記載の多段変速機において、
前記複合遊星歯車機構は、第3サンギヤと、第3リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第3サンギヤに他方が前記第3リングギヤに噛合する2つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第3キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第3遊星歯車と、第4サンギヤと、第4リングギヤと、それぞれ前記第4サンギヤおよび前記第4リングギヤに噛合する複数の第4ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第4キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第4遊星歯車とにより構成され、
前記第7回転要素は、常時連結された前記第3サンギヤおよび前記第4サンギヤであり、前記第8回転要素は、前記第3リングギヤであり、前記第9回転要素は、常時連結された前記第3キャリヤおよび前記第4キャリヤであり、前記第10回転要素は、前記第4リングギヤであることを特徴とする多段変速機。 - 請求項1から3の何れか一項に記載の多段変速機において、
前記複合遊星歯車機構は、第3サンギヤと、第3リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が前記第3サンギヤに他方が前記第3リングギヤに噛合する2つのピニオンギヤの組を自転かつ公転自在に複数保持する第3キャリヤとを有するダブルピニオン式の前記第3遊星歯車と、第4サンギヤと、第4リングギヤと、それぞれ前記第4サンギヤおよび前記第4リングギヤに噛合する複数の第4ピニオンギヤを自転自在かつ公転自在に保持する第4キャリヤとを有するシングルピニオン式の前記第4遊星歯車とにより構成され、
前記第7回転要素は、常時連結された前記第3キャリヤおよび前記第4サンギヤであり、前記第8回転要素は、前記第3リングギヤであり、前記第9回転要素は、常時連結された前記第3サンギヤおよび前記第4キャリヤであり、前記第10回転要素は、前記第4リングギヤであることを特徴とする多段変速機。 - 請求項1から5の何れか一項に記載の多段変速機において、
前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であることを特徴とする多段変速機。 - 請求項1から5の何れか一項に記載の多段変速機において、
前記出力部材は、車両の前輪に連結されたデファレンシャルギヤに動力を伝達するギヤ列に含まれるカウンタドライブギヤであることを特徴とする多段変速機。
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