JP3443905B2 - 車両用自動変速装置 - Google Patents
車両用自動変速装置Info
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Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は車両用自動変速機、特に
エンジンを横置きに搭載した車両に用いることを主目的
とした車両用自動変速機に関する。 【０００２】 【従来の技術】車両用自動変速機、特にエンジンを横置
きに搭載した車両に用いることを主目的とし軸方向の寸
法を小型化するために、１組の遊星歯車機構と、２組の
カウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速をおこ
なうものが知られており、例えば、特開平２−２８３９
４４号公報に開示されたもの（図４参照）や、特開平４
−２５４０３３号公報（図５参照）に開示されたものが
ある。 【０００３】 【発明が解決しようとする課題】ところで、自動車にお
いては、全長はできるだけ小さくし、客室、荷室の容積
をできるだけ大きくとることが理想的であり、エンジン
ルームはできるだけ小さくすることが望ましい。エンジ
ンを横置きに搭載するのもその基本的な手段であり、こ
れに接続される変速機も軽量、小型であることが望まれ
ている。ところが、前記特開平２−２８３９４４号公報
に開示されたものでは、入力軸のプラネタリギヤと出力
軸のクラッチ部が径方向上で重なるために入力軸と出力
軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小型化が難
しく、さらに、第４速度段時に、クラッチの相対回転数
が入力回転数に対して２乃至３倍程度になり、高速走行
時の摩擦材への負担が大きく、またこれにより引摺損失
が増大し、燃費の悪化を招くという問題がある。また、
特開平４−２５４０３３号公報に開示されたものも、ア
イドラギヤ５５を必要としており、やはり、軽量、小型
化が難しく、また、第１速度段から第４速度段までのす
べての変速比が１つのギヤ対（図５の５０、５２）に依
存しており、変速比選択の自由度が低いという問題があ
る。本発明は上記問題に鑑み、小型、軽量で変速比選択
の自由度が大きい車両用自動変速機を提供することを目
的とする。 【０００４】 【課題を解決するための手段】本発明によれば、入力軸
及び出力軸と、入力軸上に設けられる遊星歯車機構と、
入力軸と出力軸の間に設けられる第１カウンタギヤ対及
び第２カウンタギヤ対とからなる車両用自動変速装置に
おいて、第１カウンタギヤ対をサンギヤと出力軸の間
に、第２カウンタギヤ対をリングギヤと出力軸との間に
それぞれ配設し、サンギヤと入力軸との結合を断接する
第１クラッチ手段と、キャリヤの回転を停止させる第１
ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸との結合を断接する
第２クラッチ手段と、サンギヤの回転を停止させる第２
ブレーキ手段と、出力軸上に配設された第３クラッチ手
段を備え、前記第３クラッチ手段を係合させた場合には
第１カウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達可能に
し、前記第３クラッチ手段を係合しない場合には第２カ
ウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達し、遊星歯車
機構と第３クラッチが異なる軸方向位置に配設され、第
２クラッチ手段と第２ブレーキ手段を作動せしめて第２
カウンタギヤ対を介して第４速度段を得る、ことを特徴
とする車両用自動変速装置が提供される。 【０００５】 【作用】第１クラッチ手段、第３クラッチ手段の作動に
より第１速度段が得られ、第２クラッチ手段、第３クラ
ッチ手段の作動により第２速度段が得られ、第１クラッ
チ手段、第２クラッチ手段の作動により第３速度段が得
られ、第２クラッチ手段、第２ブレーキ手段の作動によ
り第４速度段が得られ、第１クラッチ手段、第１ブレー
キ手段の作動により後進段が得られる。 【０００６】 【実施例】以下添付図面を用いて本発明の実施例を説明
する。図１は本発明による車両用自動変速機の実施例の
構造を模式的に表したスケルトン図である。図１におい
て、Ｘｉは入力軸、Ｘｏは出力軸である。入力軸Ｘｉに
は、ディスク部材Ａを介して第１クラッチＣ１の外周側
部材Ｃ１1 と第２クラッチＣ２の外周側部材Ｃ２1 、お
よび第３クラッチＣ３の内周側部材Ｃ３2 とが一体的に
取り付けられている。前記第３クラッチＣ３の内周側部
材Ｃ３2 と摩擦係合する外周側部材Ｃ３1 は連結部材Ｂ
によって遊星歯車機構ＰＧのキャリヤＰＧｃに一体的に
結合されている。また連結部材Ｂの外周には第１ブレー
キＢ１の内周側部材Ｂ１2 が一体的に取り付けられてお
り、ミッションケース内壁に取り付けられた外周側部材
Ｂ１1 と摩擦係合する。ＰＧｐは前記キャリヤＰＧｃの
軸に回転自在に取り付けられているピニオンギヤであっ
て、サンギヤＰＧｓ、リングギヤＰＧｒに噛合してい
る。リングギヤＰＧｒには連結部材Ｃを介して第２カウ
ンタギヤ対Ｇ２の入力側ギヤＧ２i が一体的に取り付け
られている。またサンギヤＰＧｓは軸Ｘｓに一体的に結
合されており、軸Ｘｓにはさらに、前記第２クラッチＣ
２の外周側部材Ｃ２1 に摩擦係合する内周側部材Ｃ
２2 、ワンウェイクラッチＦ１の内周側部材Ｆ１2 と第
１カウンタギヤ対Ｇ１の入力側ギヤＧ１i と第２ブレー
キＢ２の内周側部材Ｂ２2 とが一体的に結合されてい
る。そして前記ワンウェイクラッチＦ１の内周側部材Ｆ
１2 と１回転方向でのみ係合する外周側部材Ｆ１1 は、
前記第１クラッチＣ１の外周側部材Ｃ１1 に摩擦係合す
る内周側部材Ｃ１2 と一体的に結合され、前記第２ブレ
ーキＢ２の内周側部材Ｂ２2 に摩擦係合する外周側部材
Ｂ２1 はミッションケース内壁にとりつけられている。
一方、出力軸Ｘｏには、前記第２カウンタギヤ対Ｇ２の
入力側ギヤＧ２i に噛合する出力側ギヤＧ２o と、第４
クラッチＣ４の内周側部材Ｃ４2 が一体的に取り付けら
れており、前記内周側部材Ｃ４2 に摩擦係合する外周側
部材Ｃ４1 は前記第１カウンタギヤ対Ｇ１の出力側ギヤ
Ｇ１o が一体的に取り付けられており、入力側ギヤＧ１
i と噛合している。 【０００７】図２は、上記の様に構成された本発明によ
る自動変速機において、各変速段を得るための各係合要
素の断接の組み合わせを示した図表である。図２におい
て、○は係合、無印は開放、◎はエンジンブレーキ時の
み係合、＊は係合するが変速には作用しないことを示
す。また、ｉ1 は第１カウンタギヤ対Ｇ１の変速比、ｉ
2 は第２カウンタギヤ対Ｇ２の変速比、ρは遊星歯車機
構ＰＧのサンギヤＰＧｓの歯数Ｚｓ／リングギヤの歯数
Ｚｒである。図３は、遊星歯車機構の各要素の断接の色
々組み合わせた時の変速比をまとめた図表である。 【０００８】以下、前記図２の表にしたがい、図３を参
考にして、各変速段の作動を説明する。第１速度段で
は、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、ワンウェイ
クラッチＦ１、第４クラッチＣ４が係合するので、軸Ｘ
ｓが入力軸Ｘｉと同回転数で回転し、軸Ｘｓに一体的に
結合されている第１カウンタギヤ対Ｇ１の入力側ギヤＧ
１ i も入力軸Ｘｉと同回転数で回転する。第１カウンタ
ギヤ対Ｇ１で変速比ｉ1 の変速が行われるので、出力軸
Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変速比は１×ｉ1 ＝ｉ1であ
る。 【０００９】第２速度段では、第１クラッチＣ１、第３
クラッチＣ３、第４クラッチＣ４が係合するので、遊星
歯車機構ＰＧのサンギヤＰＧｓ、キャリヤＰＧｃ、リン
グギヤＰＧｒが相互に関連しながら回転する。ここで、
出力軸Ｘｏの回転数をＮxoとおくと、サンギヤＰＧｓは
Ｎxo×ｉ1 の回転数で、回転し、リングギヤＰＧｒはＮ
xo×ｉ2 の回転数で、回転し、次の式が成り立つ。 （Ｎxo×ｉ1 −Ｎxo×ｉ2 ）：（Ｎxo×ｉ1 −１）＝
（１＋ρ）：１ 上式を整理すると、 Ｎxo＝（１＋ρ）／｛（１＋ρ）×ｉ1 −（ｉ1 −
ｉ2 ）｝ したがって、変速比はその逆数の下式となり、 ｛（１＋ρ）×ｉ1 −（ｉ1 −ｉ2 ）｝／（１＋ρ） これを整理すると、以下の通りとなる。 （ρ×ｉ1 ）／（１＋ρ）＋ｉ2 ／（１＋ρ） 【００１０】第３速度段では、第２クラッチＣ２と第３
クラッチＣ３が係合するので、図３の図表中、１番目の
ケースに該当し、遊星歯車機構ＰＧのキャリヤＰＧｃと
サンギヤＰＧｃは入力軸Ｘｉと同回転数で回転し、リン
グギヤＰＧｒおよびそれに一体的に結合されている第２
カウンタギヤ対Ｇ２の入力側ギヤＧ２i も入力軸Ｘｉと
同回転数で回転する。したがって、出力軸Ｘｏは第２カ
ウンタギヤ対Ｇ２の変速比ｉ2 で変速された回転数で回
転し、出力軸Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変速比は１×ｉ
2 ＝ｉ2 である。 【００１１】第４速度段では、第３クラッチＣ３と第２
ブレーキＢ２が係合されるので、遊星歯車機構ＰＧのサ
ンギヤＰＧｓは固定され、リングギヤＰＧｒに連結部材
Ａ、第３クラッチＣ３、連結部材Ｂ、キャリヤＰＧｃを
経た動力が入力軸Ｘｉの回転数と同回転数で伝達され
る。ここで、遊星歯車機構ＰＧ内の作動は、前記の様
に、サンギヤＰＧｓは固定され、キャリヤＰＧｃが入力
となっているので、図３の図表中、１番目のケースに該
当し、キャリヤＰＧｃの回転数に対するリングギヤＰＧ
ｒの回転数は、サンギヤＰＧｓの歯数をＺｓ、リングギ
ヤＰＧｒの歯数をＺｒとした時に、Ｚｒ／（Ｚｓ＋Ｚ
ｒ）となる。ここで、Ｚｒ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）は、１／
｛（Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｒ｝であり、これはさらに１／
（１＋Ｚｓ／Ｚｒ）と表すことができ、Ｚｓ／Ｚｒ＝ρ
であるから、１／（１＋ρ）となる。入力軸Ｘｉに対
し、前記１／（１＋ρ）の変速比で回転するリングギヤ
ＰＧｒの回転がカウンタギヤ対Ｇ２を介して出力軸Ｘｏ
に伝達されるので、出力軸Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変
速比は、ｉ2 ×１／（１＋ρ）となる。 【００１２】後進段では、第２クラッチＣ２と第１ブレ
ーキＢ１が係合されるので、遊星歯車機構ＰＧのキャリ
ヤＰＧｃが固定され、サンギヤＰＧｓに連結部材Ａ、第
２クラッチＣ２、連結部材Ｂを経た動力が入力軸Ｘｉの
回転数と同回転数で伝達される。ここで、遊星歯車機構
ＰＧ内の作動は、前記の様に、キャリヤＰＧｃは固定さ
れ、サンギヤＰＧｓが入力となっているので、図３の図
表中、６番目のケースに該当し、サンギヤＰＧｓの回転
数に対するリングギヤＰＧｒの回転数は、サンギヤＰＧ
ｓの歯数をＺｓ、リングギヤＰＧｒの歯数をＺｒとした
時に、−Ｚｓ／Ｚｒとなる。Ｚｓ／Ｚｒ＝ρであるから
−ρとなる。入力軸Ｘｉに対し、前記−ρの回転数で回
転するリングギヤＰＧｒの回転がカウンタギヤ対Ｇ２を
介して出力軸Ｘｏに伝達されるので、出力軸Ｘｏの入力
軸Ｘｉに対する変速比は、−ｉ2／ρとなる。 【００１３】上記の様に、各速度段の変速比は、 第１速度段：ｉ1 第２速度段：（ρ×ｉ1 ）／（１＋ρ）＋ｉ2 ／（１＋
ρ） 第３速度段：ｉ2 第４速度段：ｉ2 ×１／（１＋ρ） 後進段 ：−ｉ2 ／ρ となり、カウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、変速
比を変えることが可能であって、例えば、ｉ1 ＝２．７
０、ｉ2 ＝０．９５、ρ＝０．４３とした場合には、以
下の様な変速比が得られる。 第１速度段 ：２．７０ 第２速度段 ：１．４８ 第３速度段 ：０．９５ 第４速度段 ：０．６６ 後進段 ：２．２１ 【００１４】一方、図４に示したものは、特開平２−２
８３９４４号公報に開示された従来技術による自動変速
機の構造を表すスケルトン図である。図に示される様
に、この従来技術では、入力軸のプラネタリギヤ４４と
出力軸のクラッチ部２０が径方向上で重なるために入力
軸と出力軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小
型化を難しくしている。さらに、各歯車の歯数は、例え
ば、次の様に設定され、 サンギヤ４０ ： ３０ リングギヤ４２： ７０ 駆動歯車２８ ： ３２ 被駆動歯車３２： ６８ 駆動歯車３０ ： ４３ 被駆動歯車３４： ５７ 各速度段の変速比は、以下の様になるとされている。 第１速度段 ：３．９９ 第２速度段 ：２．１２５ 第３速度段 ：１．３２５ 第４速度段 ：０．９２８ 後進段 ：３．０９３ ここで、第４速度段時の出力クラッチ組立体１８に注目
すると、該出力クラッチ組立体１８は係合はしていない
が外周側部材は入力軸１２と同じ回転数で回転するのに
対し、内周側部材は出力軸によってカウンタギヤ対３
２、２８を介して回転駆動されている。したがって、そ
の回転数は、出力軸の回転数×被駆動歯車３２÷駆動歯
車２８となり、入力軸の回転数を１とすると、１／０．
９２８×６８÷３２＝２．３となる。したがって、入力
軸の回転数１に対し、２．３−１．０＝１．３の回転数
差が発生し、例えば入力軸の回転数が４０００とする
と、５２００回転の回転数差が発生するということであ
り、係合していないとは言え摩擦材に悪影響を与える。
一方、本発明の場合、前記従来技術の出力クラッチ組立
体１８に相当するのは、第４クラッチＣ４であるが、こ
の第４クラッチＣ４の第４速度段時の状態は、やはり係
合はしていないがその回転数差は、以下の通り小さい。
外周側部材が出力軸Ｘｏと同じ回転数で回転するのに対
し、内周側部材は第２ブレーキＢ２が係合していること
により停止している、したがって、その回転数差は、入
力軸回転数を１とした場合、０．６６−０＝０．６６で
ある。例えば入力軸の回転数が４０００とすると、約２
６００回転であり、前記従来技術に比べると約半分であ
り、摩擦材への悪影響は軽減される。 【００１５】また、図５の（ａ）に示したものは、特開
平４−２５４０３３号公報に開示された従来技術による
自動変速機の構造を表すスケルトン図であり、図５の
（ｂ）に示したのは各速度段を得るための各要素の断接
の組み合わせを表す図表である。これらの図中におい
て、Ｋ１、Ｋ２、Ｋ３、Ｋ４はそれぞれ第１クラッチ手
段、第２クラッチ手段、第３クラッチ手段、第４クラッ
チ手段であって、Ｂ１、Ｂ２はそれぞれ第１ブレーキ手
段、第２ブレーキ手段である。これらの図から分かる様
に、この従来技術によれば、第１速ギヤ段から第４速ギ
ヤ段までのすべてのギヤ段の変速比が、図中５０と５２
で示されるカウンタギヤ対に依存しており、変速比の選
択の自由度が小さい。また、図中５５で示されるアイド
ラギヤを必要としている。 【００１６】なお、本発明の本実施例においては、第３
速度段から第４速度段への変速をクラッチツウクラッチ
変速にて行うことになるが、第２クラッチＣ２と直列に
ワンウェイクラッチを設ければ、ワンウェイクラッチツ
ウクラッチ変速とすることができ、変速タイミングを良
好にとることができる。なお、この場合、第３速度段で
のエンジンブレーキは、第２クラッチＣ２と直列に設け
たワンウェイクラッチの空転により効かなくなるが、こ
の場合には、第１クラッチＣ１を係合すれば、エンジン
ンブレーキを効かすことができる。 【００１７】 【発明の効果】本発明は、上記の様に構成され作用する
ので、２組のカウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、
自由に変速比を変えることが可能であって、入力軸と出
力軸の軸間距離を大きくとる必要がなく、またアイドラ
ギヤも必要ない。また、第４速度段時に一方のカウンタ
ギヤ対の係合を解除させるために開放されるクラッチの
摩擦材の間の回転数差を小さくすることが可能であっ
て、摩擦材の耐久性が向上し、また引き摺り損失が減少
して伝達効率が向上する。
エンジンを横置きに搭載した車両に用いることを主目的
とした車両用自動変速機に関する。 【０００２】 【従来の技術】車両用自動変速機、特にエンジンを横置
きに搭載した車両に用いることを主目的とし軸方向の寸
法を小型化するために、１組の遊星歯車機構と、２組の
カウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速をおこ
なうものが知られており、例えば、特開平２−２８３９
４４号公報に開示されたもの（図４参照）や、特開平４
−２５４０３３号公報（図５参照）に開示されたものが
ある。 【０００３】 【発明が解決しようとする課題】ところで、自動車にお
いては、全長はできるだけ小さくし、客室、荷室の容積
をできるだけ大きくとることが理想的であり、エンジン
ルームはできるだけ小さくすることが望ましい。エンジ
ンを横置きに搭載するのもその基本的な手段であり、こ
れに接続される変速機も軽量、小型であることが望まれ
ている。ところが、前記特開平２−２８３９４４号公報
に開示されたものでは、入力軸のプラネタリギヤと出力
軸のクラッチ部が径方向上で重なるために入力軸と出力
軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小型化が難
しく、さらに、第４速度段時に、クラッチの相対回転数
が入力回転数に対して２乃至３倍程度になり、高速走行
時の摩擦材への負担が大きく、またこれにより引摺損失
が増大し、燃費の悪化を招くという問題がある。また、
特開平４−２５４０３３号公報に開示されたものも、ア
イドラギヤ５５を必要としており、やはり、軽量、小型
化が難しく、また、第１速度段から第４速度段までのす
べての変速比が１つのギヤ対（図５の５０、５２）に依
存しており、変速比選択の自由度が低いという問題があ
る。本発明は上記問題に鑑み、小型、軽量で変速比選択
の自由度が大きい車両用自動変速機を提供することを目
的とする。 【０００４】 【課題を解決するための手段】本発明によれば、入力軸
及び出力軸と、入力軸上に設けられる遊星歯車機構と、
入力軸と出力軸の間に設けられる第１カウンタギヤ対及
び第２カウンタギヤ対とからなる車両用自動変速装置に
おいて、第１カウンタギヤ対をサンギヤと出力軸の間
に、第２カウンタギヤ対をリングギヤと出力軸との間に
それぞれ配設し、サンギヤと入力軸との結合を断接する
第１クラッチ手段と、キャリヤの回転を停止させる第１
ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸との結合を断接する
第２クラッチ手段と、サンギヤの回転を停止させる第２
ブレーキ手段と、出力軸上に配設された第３クラッチ手
段を備え、前記第３クラッチ手段を係合させた場合には
第１カウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達可能に
し、前記第３クラッチ手段を係合しない場合には第２カ
ウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達し、遊星歯車
機構と第３クラッチが異なる軸方向位置に配設され、第
２クラッチ手段と第２ブレーキ手段を作動せしめて第２
カウンタギヤ対を介して第４速度段を得る、ことを特徴
とする車両用自動変速装置が提供される。 【０００５】 【作用】第１クラッチ手段、第３クラッチ手段の作動に
より第１速度段が得られ、第２クラッチ手段、第３クラ
ッチ手段の作動により第２速度段が得られ、第１クラッ
チ手段、第２クラッチ手段の作動により第３速度段が得
られ、第２クラッチ手段、第２ブレーキ手段の作動によ
り第４速度段が得られ、第１クラッチ手段、第１ブレー
キ手段の作動により後進段が得られる。 【０００６】 【実施例】以下添付図面を用いて本発明の実施例を説明
する。図１は本発明による車両用自動変速機の実施例の
構造を模式的に表したスケルトン図である。図１におい
て、Ｘｉは入力軸、Ｘｏは出力軸である。入力軸Ｘｉに
は、ディスク部材Ａを介して第１クラッチＣ１の外周側
部材Ｃ１1 と第２クラッチＣ２の外周側部材Ｃ２1 、お
よび第３クラッチＣ３の内周側部材Ｃ３2 とが一体的に
取り付けられている。前記第３クラッチＣ３の内周側部
材Ｃ３2 と摩擦係合する外周側部材Ｃ３1 は連結部材Ｂ
によって遊星歯車機構ＰＧのキャリヤＰＧｃに一体的に
結合されている。また連結部材Ｂの外周には第１ブレー
キＢ１の内周側部材Ｂ１2 が一体的に取り付けられてお
り、ミッションケース内壁に取り付けられた外周側部材
Ｂ１1 と摩擦係合する。ＰＧｐは前記キャリヤＰＧｃの
軸に回転自在に取り付けられているピニオンギヤであっ
て、サンギヤＰＧｓ、リングギヤＰＧｒに噛合してい
る。リングギヤＰＧｒには連結部材Ｃを介して第２カウ
ンタギヤ対Ｇ２の入力側ギヤＧ２i が一体的に取り付け
られている。またサンギヤＰＧｓは軸Ｘｓに一体的に結
合されており、軸Ｘｓにはさらに、前記第２クラッチＣ
２の外周側部材Ｃ２1 に摩擦係合する内周側部材Ｃ
２2 、ワンウェイクラッチＦ１の内周側部材Ｆ１2 と第
１カウンタギヤ対Ｇ１の入力側ギヤＧ１i と第２ブレー
キＢ２の内周側部材Ｂ２2 とが一体的に結合されてい
る。そして前記ワンウェイクラッチＦ１の内周側部材Ｆ
１2 と１回転方向でのみ係合する外周側部材Ｆ１1 は、
前記第１クラッチＣ１の外周側部材Ｃ１1 に摩擦係合す
る内周側部材Ｃ１2 と一体的に結合され、前記第２ブレ
ーキＢ２の内周側部材Ｂ２2 に摩擦係合する外周側部材
Ｂ２1 はミッションケース内壁にとりつけられている。
一方、出力軸Ｘｏには、前記第２カウンタギヤ対Ｇ２の
入力側ギヤＧ２i に噛合する出力側ギヤＧ２o と、第４
クラッチＣ４の内周側部材Ｃ４2 が一体的に取り付けら
れており、前記内周側部材Ｃ４2 に摩擦係合する外周側
部材Ｃ４1 は前記第１カウンタギヤ対Ｇ１の出力側ギヤ
Ｇ１o が一体的に取り付けられており、入力側ギヤＧ１
i と噛合している。 【０００７】図２は、上記の様に構成された本発明によ
る自動変速機において、各変速段を得るための各係合要
素の断接の組み合わせを示した図表である。図２におい
て、○は係合、無印は開放、◎はエンジンブレーキ時の
み係合、＊は係合するが変速には作用しないことを示
す。また、ｉ1 は第１カウンタギヤ対Ｇ１の変速比、ｉ
2 は第２カウンタギヤ対Ｇ２の変速比、ρは遊星歯車機
構ＰＧのサンギヤＰＧｓの歯数Ｚｓ／リングギヤの歯数
Ｚｒである。図３は、遊星歯車機構の各要素の断接の色
々組み合わせた時の変速比をまとめた図表である。 【０００８】以下、前記図２の表にしたがい、図３を参
考にして、各変速段の作動を説明する。第１速度段で
は、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、ワンウェイ
クラッチＦ１、第４クラッチＣ４が係合するので、軸Ｘ
ｓが入力軸Ｘｉと同回転数で回転し、軸Ｘｓに一体的に
結合されている第１カウンタギヤ対Ｇ１の入力側ギヤＧ
１ i も入力軸Ｘｉと同回転数で回転する。第１カウンタ
ギヤ対Ｇ１で変速比ｉ1 の変速が行われるので、出力軸
Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変速比は１×ｉ1 ＝ｉ1であ
る。 【０００９】第２速度段では、第１クラッチＣ１、第３
クラッチＣ３、第４クラッチＣ４が係合するので、遊星
歯車機構ＰＧのサンギヤＰＧｓ、キャリヤＰＧｃ、リン
グギヤＰＧｒが相互に関連しながら回転する。ここで、
出力軸Ｘｏの回転数をＮxoとおくと、サンギヤＰＧｓは
Ｎxo×ｉ1 の回転数で、回転し、リングギヤＰＧｒはＮ
xo×ｉ2 の回転数で、回転し、次の式が成り立つ。 （Ｎxo×ｉ1 −Ｎxo×ｉ2 ）：（Ｎxo×ｉ1 −１）＝
（１＋ρ）：１ 上式を整理すると、 Ｎxo＝（１＋ρ）／｛（１＋ρ）×ｉ1 −（ｉ1 −
ｉ2 ）｝ したがって、変速比はその逆数の下式となり、 ｛（１＋ρ）×ｉ1 −（ｉ1 −ｉ2 ）｝／（１＋ρ） これを整理すると、以下の通りとなる。 （ρ×ｉ1 ）／（１＋ρ）＋ｉ2 ／（１＋ρ） 【００１０】第３速度段では、第２クラッチＣ２と第３
クラッチＣ３が係合するので、図３の図表中、１番目の
ケースに該当し、遊星歯車機構ＰＧのキャリヤＰＧｃと
サンギヤＰＧｃは入力軸Ｘｉと同回転数で回転し、リン
グギヤＰＧｒおよびそれに一体的に結合されている第２
カウンタギヤ対Ｇ２の入力側ギヤＧ２i も入力軸Ｘｉと
同回転数で回転する。したがって、出力軸Ｘｏは第２カ
ウンタギヤ対Ｇ２の変速比ｉ2 で変速された回転数で回
転し、出力軸Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変速比は１×ｉ
2 ＝ｉ2 である。 【００１１】第４速度段では、第３クラッチＣ３と第２
ブレーキＢ２が係合されるので、遊星歯車機構ＰＧのサ
ンギヤＰＧｓは固定され、リングギヤＰＧｒに連結部材
Ａ、第３クラッチＣ３、連結部材Ｂ、キャリヤＰＧｃを
経た動力が入力軸Ｘｉの回転数と同回転数で伝達され
る。ここで、遊星歯車機構ＰＧ内の作動は、前記の様
に、サンギヤＰＧｓは固定され、キャリヤＰＧｃが入力
となっているので、図３の図表中、１番目のケースに該
当し、キャリヤＰＧｃの回転数に対するリングギヤＰＧ
ｒの回転数は、サンギヤＰＧｓの歯数をＺｓ、リングギ
ヤＰＧｒの歯数をＺｒとした時に、Ｚｒ／（Ｚｓ＋Ｚ
ｒ）となる。ここで、Ｚｒ／（Ｚｓ＋Ｚｒ）は、１／
｛（Ｚｒ＋Ｚｓ）／Ｚｒ｝であり、これはさらに１／
（１＋Ｚｓ／Ｚｒ）と表すことができ、Ｚｓ／Ｚｒ＝ρ
であるから、１／（１＋ρ）となる。入力軸Ｘｉに対
し、前記１／（１＋ρ）の変速比で回転するリングギヤ
ＰＧｒの回転がカウンタギヤ対Ｇ２を介して出力軸Ｘｏ
に伝達されるので、出力軸Ｘｏの入力軸Ｘｉに対する変
速比は、ｉ2 ×１／（１＋ρ）となる。 【００１２】後進段では、第２クラッチＣ２と第１ブレ
ーキＢ１が係合されるので、遊星歯車機構ＰＧのキャリ
ヤＰＧｃが固定され、サンギヤＰＧｓに連結部材Ａ、第
２クラッチＣ２、連結部材Ｂを経た動力が入力軸Ｘｉの
回転数と同回転数で伝達される。ここで、遊星歯車機構
ＰＧ内の作動は、前記の様に、キャリヤＰＧｃは固定さ
れ、サンギヤＰＧｓが入力となっているので、図３の図
表中、６番目のケースに該当し、サンギヤＰＧｓの回転
数に対するリングギヤＰＧｒの回転数は、サンギヤＰＧ
ｓの歯数をＺｓ、リングギヤＰＧｒの歯数をＺｒとした
時に、−Ｚｓ／Ｚｒとなる。Ｚｓ／Ｚｒ＝ρであるから
−ρとなる。入力軸Ｘｉに対し、前記−ρの回転数で回
転するリングギヤＰＧｒの回転がカウンタギヤ対Ｇ２を
介して出力軸Ｘｏに伝達されるので、出力軸Ｘｏの入力
軸Ｘｉに対する変速比は、−ｉ2／ρとなる。 【００１３】上記の様に、各速度段の変速比は、 第１速度段：ｉ1 第２速度段：（ρ×ｉ1 ）／（１＋ρ）＋ｉ2 ／（１＋
ρ） 第３速度段：ｉ2 第４速度段：ｉ2 ×１／（１＋ρ） 後進段 ：−ｉ2 ／ρ となり、カウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、変速
比を変えることが可能であって、例えば、ｉ1 ＝２．７
０、ｉ2 ＝０．９５、ρ＝０．４３とした場合には、以
下の様な変速比が得られる。 第１速度段 ：２．７０ 第２速度段 ：１．４８ 第３速度段 ：０．９５ 第４速度段 ：０．６６ 後進段 ：２．２１ 【００１４】一方、図４に示したものは、特開平２−２
８３９４４号公報に開示された従来技術による自動変速
機の構造を表すスケルトン図である。図に示される様
に、この従来技術では、入力軸のプラネタリギヤ４４と
出力軸のクラッチ部２０が径方向上で重なるために入力
軸と出力軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小
型化を難しくしている。さらに、各歯車の歯数は、例え
ば、次の様に設定され、 サンギヤ４０ ： ３０ リングギヤ４２： ７０ 駆動歯車２８ ： ３２ 被駆動歯車３２： ６８ 駆動歯車３０ ： ４３ 被駆動歯車３４： ５７ 各速度段の変速比は、以下の様になるとされている。 第１速度段 ：３．９９ 第２速度段 ：２．１２５ 第３速度段 ：１．３２５ 第４速度段 ：０．９２８ 後進段 ：３．０９３ ここで、第４速度段時の出力クラッチ組立体１８に注目
すると、該出力クラッチ組立体１８は係合はしていない
が外周側部材は入力軸１２と同じ回転数で回転するのに
対し、内周側部材は出力軸によってカウンタギヤ対３
２、２８を介して回転駆動されている。したがって、そ
の回転数は、出力軸の回転数×被駆動歯車３２÷駆動歯
車２８となり、入力軸の回転数を１とすると、１／０．
９２８×６８÷３２＝２．３となる。したがって、入力
軸の回転数１に対し、２．３−１．０＝１．３の回転数
差が発生し、例えば入力軸の回転数が４０００とする
と、５２００回転の回転数差が発生するということであ
り、係合していないとは言え摩擦材に悪影響を与える。
一方、本発明の場合、前記従来技術の出力クラッチ組立
体１８に相当するのは、第４クラッチＣ４であるが、こ
の第４クラッチＣ４の第４速度段時の状態は、やはり係
合はしていないがその回転数差は、以下の通り小さい。
外周側部材が出力軸Ｘｏと同じ回転数で回転するのに対
し、内周側部材は第２ブレーキＢ２が係合していること
により停止している、したがって、その回転数差は、入
力軸回転数を１とした場合、０．６６−０＝０．６６で
ある。例えば入力軸の回転数が４０００とすると、約２
６００回転であり、前記従来技術に比べると約半分であ
り、摩擦材への悪影響は軽減される。 【００１５】また、図５の（ａ）に示したものは、特開
平４−２５４０３３号公報に開示された従来技術による
自動変速機の構造を表すスケルトン図であり、図５の
（ｂ）に示したのは各速度段を得るための各要素の断接
の組み合わせを表す図表である。これらの図中におい
て、Ｋ１、Ｋ２、Ｋ３、Ｋ４はそれぞれ第１クラッチ手
段、第２クラッチ手段、第３クラッチ手段、第４クラッ
チ手段であって、Ｂ１、Ｂ２はそれぞれ第１ブレーキ手
段、第２ブレーキ手段である。これらの図から分かる様
に、この従来技術によれば、第１速ギヤ段から第４速ギ
ヤ段までのすべてのギヤ段の変速比が、図中５０と５２
で示されるカウンタギヤ対に依存しており、変速比の選
択の自由度が小さい。また、図中５５で示されるアイド
ラギヤを必要としている。 【００１６】なお、本発明の本実施例においては、第３
速度段から第４速度段への変速をクラッチツウクラッチ
変速にて行うことになるが、第２クラッチＣ２と直列に
ワンウェイクラッチを設ければ、ワンウェイクラッチツ
ウクラッチ変速とすることができ、変速タイミングを良
好にとることができる。なお、この場合、第３速度段で
のエンジンブレーキは、第２クラッチＣ２と直列に設け
たワンウェイクラッチの空転により効かなくなるが、こ
の場合には、第１クラッチＣ１を係合すれば、エンジン
ンブレーキを効かすことができる。 【００１７】 【発明の効果】本発明は、上記の様に構成され作用する
ので、２組のカウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、
自由に変速比を変えることが可能であって、入力軸と出
力軸の軸間距離を大きくとる必要がなく、またアイドラ
ギヤも必要ない。また、第４速度段時に一方のカウンタ
ギヤ対の係合を解除させるために開放されるクラッチの
摩擦材の間の回転数差を小さくすることが可能であっ
て、摩擦材の耐久性が向上し、また引き摺り損失が減少
して伝達効率が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施例の構造を模式的に表したスケル
トン図である。 【図２】本発明の実施例において各速度段を得るための
遊星歯車機構の各要素の断接の組み合わせと、その時の
変速比を示す図表である。 【図３】一般的な単一遊星歯車機構のサンギヤ、キャリ
ヤ、リングギヤの断接の組み合わせによる変速比をまと
めた図表である。 【図４】従来技術による、１組の遊星歯車機構と、２組
のカウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【図５】従来技術による、１組の遊星歯車機構と、２組
のカウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【符号の説明】 Ｘｉ…入力軸 Ｘｏ…出力軸 Ａ…連結部材 Ｂ…連結部材 Ｃ…連結部材 Ｂ１…第１ブレーキ（第１ブレーキ手段） Ｂ２…第２ブレーキ（第２ブレーキ手段） Ｃ１…第１クラッチ（第１クラッチ手段） Ｃ２…第２クラッチ（第１クラッチ手段） Ｃ３…第３クラッチ（第２クラッチ手段） Ｃ４…第４クラッチ（第３クラッチ手段） ＰＧ…遊星歯車機構 ＰＧｓ…サンギヤ（遊星歯車機構） ＰＧｃ…キャリヤ（遊星歯車機構） ＰＧｒ…リングギヤ（遊星歯車機構） Ｆ１…ワンウェイクラッチ Ｇ１…第１カウンタギヤ対 Ｇ２…第２カウンタギヤ対
トン図である。 【図２】本発明の実施例において各速度段を得るための
遊星歯車機構の各要素の断接の組み合わせと、その時の
変速比を示す図表である。 【図３】一般的な単一遊星歯車機構のサンギヤ、キャリ
ヤ、リングギヤの断接の組み合わせによる変速比をまと
めた図表である。 【図４】従来技術による、１組の遊星歯車機構と、２組
のカウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【図５】従来技術による、１組の遊星歯車機構と、２組
のカウンタギヤ対により前進４段、後進１段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【符号の説明】 Ｘｉ…入力軸 Ｘｏ…出力軸 Ａ…連結部材 Ｂ…連結部材 Ｃ…連結部材 Ｂ１…第１ブレーキ（第１ブレーキ手段） Ｂ２…第２ブレーキ（第２ブレーキ手段） Ｃ１…第１クラッチ（第１クラッチ手段） Ｃ２…第２クラッチ（第１クラッチ手段） Ｃ３…第３クラッチ（第２クラッチ手段） Ｃ４…第４クラッチ（第３クラッチ手段） ＰＧ…遊星歯車機構 ＰＧｓ…サンギヤ（遊星歯車機構） ＰＧｃ…キャリヤ（遊星歯車機構） ＰＧｒ…リングギヤ（遊星歯車機構） Ｆ１…ワンウェイクラッチ Ｇ１…第１カウンタギヤ対 Ｇ２…第２カウンタギヤ対
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(56)参考文献 特開 平２−283944（ＪＰ，Ａ)
特開 昭58−654（ＪＰ，Ａ)
特開 平４−254033（ＪＰ，Ａ)
特開 昭61−74940（ＪＰ，Ａ)
特開 昭62−80329（ＪＰ，Ａ)
特開 平５−180283（ＪＰ，Ａ)
(58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名)
F16H 3/54
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 入力軸及び出力軸と、入力軸上に設けら
れる遊星歯車機構と、入力軸と出力軸の間に設けられる
第１カウンタギヤ対及び第２カウンタギヤ対とからなる
車両用自動変速装置において、第１カウンタギヤ対をサ
ンギヤと出力軸の間に、第２カウンタギヤ対をリングギ
ヤと出力軸との間にそれぞれ配設し、サンギヤと入力軸
との結合を断接する第１クラッチ手段と、キャリヤの回
転を停止させる第１ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸
との結合を断接する第２クラッチ手段と、サンギヤの回
転を停止させる第２ブレーキ手段と、出力軸上に配設さ
れた第３クラッチ手段を備え、前記第３クラッチ手段を
係合させた場合には第１カウンタギヤ対を介して出力軸
に動力を伝達可能にし、前記第３クラッチ手段を係合し
ない場合には第２カウンタギヤ対を介して出力軸に動力
を伝達し、遊星歯車機構と第３クラッチ手段が異なる軸方向位置に
配設され、 第２クラッチ手段と第２ブレーキ手段を作動せしめ、第
３クラッチ手段を解放せしめ、第２カウンタギヤ対を介
して第４速度段を得る、 ことを特徴とする車両用自動変速装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31529093A JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31529093A JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH07167230A JPH07167230A (ja) | 1995-07-04 |
| JP3443905B2 true JP3443905B2 (ja) | 2003-09-08 |
Family
ID=18063623
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP31529093A Expired - Fee Related JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3443905B2 (ja) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP3626674B2 (ja) * | 2000-09-14 | 2005-03-09 | 株式会社日立ユニシアオートモティブ | 動力伝達装置 |
| JP4968494B2 (ja) | 2001-03-05 | 2012-07-04 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 車両用変速機 |
| JP5894810B2 (ja) * | 2012-01-31 | 2016-03-30 | 本田技研工業株式会社 | 有段変速機 |
-
1993
- 1993-12-15 JP JP31529093A patent/JP3443905B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH07167230A (ja) | 1995-07-04 |
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