JP4755703B2

JP4755703B2 - 自動変速機

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Publication number: JP4755703B2
Application number: JP2009075584A
Authority: JP
Inventors: 和明青田; 行宣犬田; 明弘山本; 小林　　直樹; 隆之奥田; テンベルゲペーター; ミューラーヨルク; レッシュリコ
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2009-03-26
Filing date: 2009-03-26
Publication date: 2011-08-24
Anticipated expiration: 2029-03-26
Also published as: JP2010230028A; EP2233785A1; ATE511616T1; US8096914B2; CN101846161A; KR20100108243A; KR101697631B1; US20100273601A1; EP2233785B1; CN101846161B

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、ブルピニオン遊星歯車と、ラビニオ式遊星歯車ユニット（ダブルピニオン遊星１つとシングルピニオン遊星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、ダブルピニオンの遊星歯車を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ために、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。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、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、本発明では、第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、前記第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、前記第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、前記第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第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１のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第２のリングギヤに常時連結しており、
前記第３のサンギヤは、常時係止されており、
前記第１のリングギヤと前記第３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６つの摩擦要素は、
前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のリングギヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第２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、全てシングルピニオンによる第１の遊星歯車と第２の遊星歯車と第３の遊星歯車が用いられる。このため、ダブルピニオンによる遊星歯車を用いる場合に比べ、歯車噛み合い回数が減少し、ギヤ効率が向上するし、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、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、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の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1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５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（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、シング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に噛み合う第１のピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1と、前記第１のピニオンP1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のピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のピニオン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のピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオン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１のサンギヤS1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駆動トルクを出力する軸で、前記第２のリングギヤR2に常時連結している。

前記第１の固定メンバF1は、前記第３のサンギヤS3をトランスミッションケースTCに対し常時係止する固定メンバである。

前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2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１のキャリヤPC1と前記第２のサンギヤS2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のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2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２のサンギヤS2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５クラッチC5は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のリングギヤR3の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。

前記第１ブレーキB1は、前記第２のキャリヤPC2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に向かって順に縦配列している。

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,C5,B1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遊星歯車PG2が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）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５クラッチC5と第１ブレーキB1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遊星歯車PG1と第２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、６回（＝２回×３）となる。

第３速（3rd）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５クラッチC5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遊星歯車PG2が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回×２）となる。

第４速（4th）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５クラッチC5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１の遊星歯車PG1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（＝２回×２）となる。

第５速（5th）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５クラッチC5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２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（＝２回×２）となる。

第６速（6th）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３クラッチC3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１クラッチC1と第２クラッチC2と第５クラッチC5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１の遊星歯車PG1と第２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、６回（＝２回×３）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４クラッチC4と第５クラッチC5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２の遊星歯車PG1のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回となる。

後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1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１ブレーキB1の同時締結により、第１の遊星歯車PG1の第１のキャリヤPC1と第２の遊星歯車PG2の第２のキャリヤPC2がトランスミッションケースTCに固定される。なお、第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3は、第１の固定メンバF1によりトランスミッションケースTCに常時固定とされている。

したがって、第１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を逆回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1と第３のキャリヤPC3と第４クラッチC4を経過して第２のサンギヤS2にそのまま入力する。このため、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転（逆回転減速）を逆転し、正回転減速にして第２のリングギヤR2から出力する。この出力回転（入力回転数より低い減速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。

したがって、第１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を逆回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第３のキャリヤPC3に入力する。そして、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への入力回転数を増速して第３のリングギヤR3の回転（入力回転に対して逆回転減速）とする。この第３のリングギヤR3の回転は、第５クラッチC5を経過して第２のサンギヤS2にそのまま入力する。このため、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転（逆回転減速）を逆転し、正回転減速にして第２のリングギヤR2から出力する。この出力回転（入力回転数より低いが第１速より高い減速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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３クラッチC3と第４クラッチC4と第５クラッチC5が同時締結される。

この第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結と、第３のサンギヤS3の常時固定と、第１の回転メンバM1により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３の遊星歯車PG3（第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3と第３のリングギヤR3）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１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力されると、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を正回転減速する。この第１のキャリヤPC1の回転は、第３クラッチC3を経過して第２のキャリヤPC2にそのまま入力する。このため、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2への入力回転（正回転減速）を増速し、第２のリングギヤR2から出力する。この出力回転（入力回転数より低いが第２速より高い減速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5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５クラッチC5の同時締結により第１のキャリヤPC1と第２の遊星歯車PG2（第２のサンギヤS2と第２のキャリヤPC2と第２のリングギヤR2）と第３のリングギヤR3が出力回転数により一体に回転する。なお、第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3は、第１の固定メンバF1によりトランスミッションケースTCに常時固定とされている。

したがって、第１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第１のキャリヤPC1に第２の遊星歯車PG2から第２クラッチC2を経過して出力回転が入力されると、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過して第３のキャリヤPC3に入力され、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転増速する。この第３のリングギヤR3の回転（＝出力回転）は、第５クラッチC5を経過して第２のサンギヤS2に入力され、さらに、第２クラッチC2を経過して第１のキャリヤPC1に入力される。このため、一体回転の第２の遊星歯車PG2において、出力回転（入力回転数より低いが第３速より高い減速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。

この第１クラッチC1と第３クラッチC3の同時締結により、第１の遊星歯車PG1（第１のサンギヤS1と第１のキャリヤPC1と第１のリングギヤR1）と第２のキャリヤPC2と第３のキャリヤPC3が入力回転数により一体に回転する。なお、第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3は、第１の固定メンバF1によりトランスミッションケースTCに常時固定とされている。

したがって、第３のキャリヤPC3に入力軸INと第１の遊星歯車PG1と第１の回転メンバM1を経過して入力回転が入力されると、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転増速する。この第３のリングギヤR3の回転は、第５クラッチC5を経過して第２のサンギヤS2に入力される。一方、第２のキャリヤPC2には、入力軸INと第１クラッチC1を経過して入力回転が入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2と第２のキャリヤPC2の回転数により第２のリングギヤR2の出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より低いが第４速より高い減速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。

この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2が入力回転数により一体に回転する。したがって、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じとなり、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１クラッチC1と第２クラッチC2と第５クラッチC5が同時締結される。

この第１クラッチC1の締結により入力回転数が第２キャリヤPC2に入力される。また、第２クラッチC2と第５クラッチC5の締結により第１のキャリヤPC1と第２のサンギヤS2と第３のリングギヤR3が同一回転とされる。なお、第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3は、第１の固定メンバF1によりトランスミッションケースTCに常時固定とされている。

したがって、第１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第１のキャリヤPC1に第２クラッチC2を経過して第２のサンギヤS2の回転が入力されると、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転が、第１の回転メンバM1を経過して第３キャリヤPC3に入力されると、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転増速する。この第３のリングギヤR3の回転は、第５クラッチC5を経過して第２のサンギヤS2に入力される。一方、第２のキャリヤPC2には、入力軸INと第１クラッチC1を経過して入力回転が入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2の回転と第２のキャリヤPC2の回転により第２のリングギヤR2からの出力回転数が決まる。この出力回転（入力回転数より高い増速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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４クラッチC4と第５クラッチC5が同時締結される。

この第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結と第３のサンギヤS3の常時固定により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３の遊星歯車PG3（第３のサンギヤS3と第３のキャリヤPC3と第３のリングギヤR3）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と第１クラッチC1を経過して第２のキャリヤPC2に入力回転が入力されると、サンギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2を正回転増速して出力する。この出力回転（入力回転数より高くて第７速よりも高い増速回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。

この第１ブレーキB1の締結により第２のキャリヤPC2がトランスミッションケースTCに固定される。また、第２クラッチC2と第５クラッチC5の締結により第１のキャリヤPC1と第２のサンギヤS2と第３のリングギヤR3が同一回転とされる。なお、第３の遊星歯車PG3の第３のサンギヤS3は、第１の固定メンバF1によりトランスミッションケースTCに常時固定とされている。

したがって、第１のサンギヤS1に入力軸INを経過して入力回転が入力され、第１のキャリヤPC1に第２クラッチC2を経過して第２のサンギヤS2の回転が入力されると、２入力１出力の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1を正回転減速する。この第１のリングギヤR1の回転が、第１の回転メンバM1を経過して第３キャリヤPC3に入力されると、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のリングギヤR3を正回転増速する。この第３のリングギヤR3の回転は、第５クラッチC5を経過して第２のサンギヤS2に入力される。このため、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2の回転を逆転して第２のリングギヤR2から出力する。この出力回転（入力回転数より低い減速逆回転）が、第２のリングギヤR2から出力軸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。図１５は、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、図１３〜図１５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、下記に列挙する点で、変速性能は同じであるということができる。
・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。
・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重掛け替え変速により達成する。
・（｜後退ギヤ比｜／１速ギヤ比）を0.7以上確保しているため、後退時の駆動力不足を防止できる。

しかし、下記の列挙する点で、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遊星について
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（ダブルピニオン遊星１つとシングルピニオン遊星１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオンの遊星歯車を２つ使っているため、下記の項目で不利になる。
・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。

これに対し、実施例１の自動変速機の場合、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について、全てシングルピニオンによる遊星歯車を用いている。このため、ダブルピニオンによる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。

・歯車噛み合い回数がダブルピニオンの場合に比べて減少し、ギヤ効率が向上するし、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3.75となる。これに対し、２組のダブルピニオン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4.8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4.8に比べ、噛み合い回数が1.05減少する。

・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、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。

・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) 各変速段での同時締結要素数について
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、１速で空転する摩擦要素は、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第５クラッチC5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) ギヤ比幅について
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、大きい値であるほど良い。
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.397（＝4.267/0.667）の値であり、ＲＣ値が、発進性能と高速燃費の両立を図る要求値（ＲＣ＝7.3以上）に達していない。
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＝0.480、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.399、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.540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＝7.302（＝5.221/0.715）を得ている。つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値が、従来例よりも大きな値であり、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。

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、該第１のサンギヤS1に噛み合う第１のピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1と、前記第１のピニオンP1に噛み合う第１のリングギヤR1とからなる第１の遊星歯車PG1と、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のピニオンP2を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のピニオンP2に噛み合う第２のリングギヤR2とからなる第２の遊星歯車PG2と、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のピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3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１のサンギヤS1に常時連結しており、前記出力軸OUTは、前記第２のリングギヤR2に常時連結しており、前記第３のサンギヤS3は、常時係止されており、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3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６つの摩擦要素は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2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１のキャリヤPC1と前記第２のサンギヤS2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のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2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２のサンギヤS2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（第４クラッチC4）と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のリングギヤR3の間を選択的に連結する第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と、前記第２のキャリヤPC2の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）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。このため、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利としながら、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６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５クラッチC5）と前記第６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２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５クラッチC5）の同時締結により達成する第３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５クラッチC5）の同時締結により達成する第４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５クラッチC5）の同時締結により達成する第５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３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６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５クラッチC5）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４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第８速と、からなる。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重掛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。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。

(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２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する。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｜／１速ギヤ比を１に近づけることができ、後退発進時に駆動力不足となるのを防止できる。

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、これらの実施例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のギヤ比をρ1＝0.480とし、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.399とし、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.540とした例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3のギヤ比ρは、ρ＝0.327〜0.658の範囲内であって、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、遊星歯車のサイズ拡大が抑えられ、ユニットの大型化を防止することができる。

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
F1 第１の固定メンバ
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
C2 第１ブレーキ（第２の摩擦要素）
C3 第２クラッチ（第３の摩擦要素）
C4 第３クラッチ（第４の摩擦要素）
C5 第４クラッチ（第５の摩擦要素）
B1 第１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

第１のサンギヤと、該第１のサンギヤに噛み合う第１のピニオンを支持する第１のキャリヤと、前記第１のピニオンに噛み合う第１のリングギヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、該第２のサンギヤに噛み合う第２のピニオンを支持する第２のキャリヤと、前記第２のピニオンに噛み合う第２のリングギヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、該第３のサンギヤに噛み合う第３のピニオンを支持する第３のキャリヤと、前記第３のピニオンに噛み合う第３のリングギヤとからなる第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１のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第２のリングギヤに常時連結しており、
前記第３のサンギヤは、常時係止されており、
前記第１のリングギヤと前記第３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６つの摩擦要素は、
前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のサンギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のリングギヤの間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第２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。
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３の摩擦要素と前記第４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３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４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５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３の摩擦要素の同時締結により達成する第６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７速と、
前記第１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８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。
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２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。