JP5036512B2 - Automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、車両の変速機として適用される有段式の自動変速機に関する。 The present invention relates to a stepped automatic transmission applied as a transmission of a vehicle.
従来、遊星歯車3組を使用して前進7速を達成する自動変速機として、例えば特許文献1や特許文献2に記載の技術が知られている。特許文献1には、伝達効率やギヤノイズに有利で、かつピニオンギヤが小径とならず耐久性にも有利なシングルピニオン型遊星歯車を3組、摩擦要素6個を使用して前進7速を達成する自動変速機が開示されている。また、同様に、特許文献2には、シングルピニオン型遊星歯車を3組、摩擦要素5個を使用して前進6速〜8速を達成する自動変速機が開示されている。
特許文献1については、前進7速を達成するのに最低6個の摩擦要素を必要とするため、摩擦要素の数が多く、部品点数や軸方向寸法の増大を招くという問題がある。
In
特許文献2については、前進6速〜8速を達成するのに摩擦要素が5個であり、特許文献1に比べて摩擦要素の数が少なく部品点数を少なく出来るという効果はある。
しかしながら、この特許文献2の図11aに記載された自動変速機は、図11bにあるように、後退1速の変速比と前進1速の変速比の比(後退1速の変速比/前進1速の変速比:以下、「1−Rレシオ」と称する)を適切な値に設定できないため、以下の問題がある。
With respect to Patent Document 2, there are five friction elements to achieve the forward 6-speed to 8-speed, and there is an effect that the number of friction elements is smaller than that of
However, as shown in FIG. 11b, the automatic transmission described in FIG. 11a of this Patent Document 2 is the ratio of the speed ratio of the first reverse speed and the speed ratio of the first forward speed (speed ratio of the first reverse speed / forward 1). The speed ratio (hereinafter referred to as “1-R ratio”) cannot be set to an appropriate value, and thus has the following problems.
1−Rレシオを適切な値に設定できない場合、例えば、1−Rレシオが小さな値になると、前進1速と後退1速とでアクセル開度に対する出力トルクが大きく異なる。前進時と後退時とで、アクセルペダルの踏み込み加減に対する車両の加速感が大きく異なると、前進1速と後退1速は共に車両発進時に使用される点で共通していることから、運転性が悪化するという問題がある。更に言えば、例えば、歯車比を適切な前進1速の変速比となるように設定した場合には、後退1速の変速比が小さくなるため、後退速においてアクセル開度を高開度にしないと十分なトルクが得られず、逆に、歯車比を適切な後退1速の変速比を設定した場合には、前進1速が必要以上に大きくなってしまい、使用頻度の高い前進時において、燃費及び運転性が悪化してしまう。 When the 1-R ratio cannot be set to an appropriate value, for example, when the 1-R ratio becomes a small value, the output torque with respect to the accelerator opening greatly differs between the first forward speed and the first reverse speed. If the vehicle's feeling of acceleration with respect to depression or depression of the accelerator pedal differs greatly between forward and reverse, the first forward speed and the first reverse speed are common in that they are used when the vehicle starts. There is a problem of getting worse. Furthermore, for example, when the gear ratio is set to an appropriate gear ratio of the first forward speed, the gear ratio of the first reverse speed becomes small, so the accelerator opening is not made high at the reverse speed. However, if the gear ratio is set to an appropriate reverse 1st gear ratio, the 1st forward speed will be larger than necessary, and during frequent forward use, Fuel consumption and drivability will deteriorate.
本発明の目的とするところは、単純遊星歯車を3組、摩擦要素を5個として前進7速及び8速を達成することができる自動変速機のスケルトンであって、特に前進1速と後退1速におけるアクセルペダルの踏み込みに対して出力トルクの差を極力小さくすることが可能な自動変速機を提供することを目的とする。 An object of the present invention is a skeleton of an automatic transmission capable of achieving forward 7-speed and 8-speed with 3 sets of simple planetary gears and 5 friction elements, and in particular, forward 1 speed and reverse 1 An object of the present invention is to provide an automatic transmission capable of minimizing a difference in output torque with respect to depression of an accelerator pedal at high speed.
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、該第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、該第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、該第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、5つの摩擦要素と、を備え、前記5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7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1のキャリヤに常時連結しており、前記第2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のリングギヤとは連結して第1回転メンバを構成しており、前記第2のリングギヤと前記第3のサンギヤとは連結して第2回転メンバを構成しており、前記5つの摩擦要素は、前記第3のキャリヤの回転を係止可能な第1の摩擦要素と、前記第1のキャリヤと前記第2のキャリヤと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の回転メンバとの間を選択的に連結する第3の摩擦要素と、前記第2のキャリヤと前記第3のキャリヤとの間を選択的に連結する第4の摩擦要素と、前記第1のサンギヤと前記第2のキャリヤとの間を選択的に連結する第5の摩擦要素と、から構成され、前記5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少なくとも前進7速及び後退1速を達成することを特徴とする。 To achieve the above object, according to the present invention, a first sun gear, a first carrier that supports a first pinion that meshes with the first sun gear, and a first ring gear that meshes with the first pinion. A second planetary gear, a second sun gear, a second carrier supporting a second pinion meshing with the second sun gear, and a second ring gear meshing with the second pinion. A third planetary gear comprising: a planetary gear; a third sun gear; a third carrier supporting a third pinion meshing with the third sun gear; and a third ring gear meshing with the third pinion. And five friction elements, and by appropriately fastening and releasing the five friction elements, the automatic transmission is capable of shifting to at least a seventh forward speed and outputting torque from the input shaft to the output shaft. The input shaft is always connected to the first sun gear, the output shaft is always connected to the first carrier, the second sun gear is always locked, and the first ring gear is And the third ring gear are connected to form a first rotating member, and the second ring gear and the third sun gear are connected to form a second rotating member, A friction element comprising: a first friction element capable of locking rotation of the third carrier; a second friction element selectively connecting between the first carrier and the second carrier; A third friction element that selectively connects between the first carrier and the second rotating member; and a fourth friction element that selectively connects between the second carrier and the third carrier. The friction element, the first sun gear and the second carrier A fifth friction element which selectively connects, consists, characterized in that to achieve at least seven forward speeds and one reverse speed by a combination of two simultaneous engagement of the five friction elements.
よって、本発明の自動変速機にあっては、3組の単純遊星歯車と5つの摩擦要素で前進7速及び8速を達成できるため、伝達効率やギヤノイズが改善されるとともに、ギヤの耐久性が向上する。また、1−Rレシオを適切な値に設定することが可能となり、前進1速と後退1速におけるアクセルペダルの踏み込みに対して出力トルクの差を小さくすることで運転性の悪化を回避することができる。 Therefore, in the automatic transmission according to the present invention, the forward 7-speed and the 8-speed can be achieved with the three simple planetary gears and the five friction elements, so that the transmission efficiency and gear noise are improved, and the durability of the gear is achieved. Will improve. In addition, the 1-R ratio can be set to an appropriate value, and the deterioration of drivability is avoided by reducing the difference in output torque against the depression of the accelerator pedal at the first forward speed and the first reverse speed. Can do.
以下、本発明の有段自動変速機の変速機構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。 Hereinafter, the best mode for realizing a transmission mechanism of a stepped automatic transmission according to the present invention will be described based on a first embodiment shown in the drawings.
まず、構成を説明する。
図1は実施例1の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図2は実施例1の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a transmission mechanism of a stepped automatic transmission according to a first embodiment, and FIG. 2 is a diagram showing a specific example of a friction element coupling table and a reduction ratio in the automatic transmission according to the first embodiment.
実施例1の自動変速機は、図1に示すように、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の3組の遊星歯車組である第1遊星歯車組PG1,第2遊星歯車組PG2及び第3遊星歯車組PG3を備えている。第1遊星歯車組PG1は、第1サンギヤS1と、第1リングギヤR1と、第1サンギヤS1と第1リングギヤR1に噛み合う第1ピニオンP1と、を有する。第2遊星歯車組PG2は、第2サンギヤS2と、第2リングギヤR2と、第2サンギヤS2と第2リングギヤR2に噛み合う第2ピニオンP2と、を有する。第3遊星歯車組PG3は、第3サンギヤS3と、第3リングギヤR3と、第3サンギヤS3と第3リングギヤR3に噛み合う第3ピニオンP3と、を有する。第1,第2及び第3ピニオンP1,P2,P3は、それぞれ第1,第2及び第3キャリヤPC1,PC2,PC3に対して回転可能に支持されている。 As shown in FIG. 1, the automatic transmission according to the first embodiment includes, as gear trains, a first planetary gear set PG1, a second planetary gear set PG2, and a third planetary gear set, which are three single-pinion type planetary gear sets. It has PG3. The first planetary gear set PG1 has a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first pinion P1 meshing with the first sun gear S1 and the first ring gear R1. The second planetary gear set PG2 includes a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second pinion P2 that meshes with the second sun gear S2 and the second ring gear R2. The third planetary gear set PG3 includes a third sun gear S3, a third ring gear R3, and a third pinion P3 that meshes with the third sun gear S3 and the third ring gear R3. The first, second, and third pinions P1, P2, and P3 are rotatably supported with respect to the first, second, and third carriers PC1, PC2, and PC3, respectively.
入力軸INは第1サンギヤS1と常時連結されている。出力軸OUTは第1キャリヤPC1に常時連結されている。第2サンギヤS2は変速機ケース1に対して常時係止されている。第1リングギヤR1と第3リングギヤR3は第1回転メンバM1により常時連結されている。第2リングギヤR2と第3サンギヤS3は第2回転メンバM2により常時連結されている。
The input shaft IN is always connected to the first sun gear S1. The output shaft OUT is always connected to the first carrier PC1. The second sun gear S2 is always locked to the
自動変速機には、1つのブレーキである第1摩擦要素Aと4つのクラッチである第2〜第5摩擦要素B,C,D,Eが設けられている。第1摩擦要素Aは、第3キャリヤPC3と変速機ケース1との間に設けられ、第1キャリヤPC1の回転を選択的に変速機ケース1に係止する。第2摩擦要素Bは、第1キャリヤPC1と第2キャリヤPC2との間に設けられ、第1キャリヤPC1と第2キャリヤPC2とを選択的に連結する。第3摩擦要素Cは、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2との間に設けられ、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2とを選択的に連結する。第4摩擦要素Dは、第2キャリヤPC2と第3キャリヤPC3との間に設けられ、第2キャリヤPC2と第3キャリヤPC3とを選択的に連結する。第5摩擦要素Eは、第1サンギヤS1と第2キャリヤPC2との間に設けられ、1サンギヤS1と第2キャリヤPC2とを選択的に連結する。
The automatic transmission is provided with a first friction element A that is one brake and second to fifth friction elements B, C, D, and E that are four clutches. The first friction element A is provided between the third carrier PC3 and the
出力軸OUTには、出力ギヤ等が設けられ、図外のディファレンシャルギヤやドライブシャフトを介して駆動輪へ回転駆動力が伝達される。実施例1の場合、出力軸OUTの外周には他のメンバ等に塞がれていないためFF車両とFR車両の両方に適用可能とされている。 The output shaft OUT is provided with an output gear or the like, and rotational driving force is transmitted to the drive wheels via a differential gear and a drive shaft (not shown). In the case of the first embodiment, the outer periphery of the output shaft OUT is not blocked by other members or the like, so that it can be applied to both FF vehicles and FR vehicles.
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合(締結)の関係を、図2の結合表により説明する(変速制御手段)。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。 The relationship of coupling (fastening) of the friction elements at each gear stage will be described with reference to the coupling table of FIG. 2 (shift control means). In the table, a circle indicates fastening and a blank indicates release.
まず、前進時について説明する。1速は、第1摩擦要素Aと第2摩擦要素Bの締結により達成する。2速は、第1摩擦要素Aと第3摩擦要素Cの締結により達成する。3速は、第1摩擦要素Aと第4摩擦要素Dの締結により達成する。4速は、第3摩擦要素Cと第4摩擦要素Dの締結により達成する。5速は、第2摩擦要素Bと第4摩擦要素Dの締結により達成する。6速は、第4摩擦要素Dと第5摩擦要素Eの締結により達成する。7速は、第2摩擦要素Bと第5摩擦要素Eの締結により達成する。8速は、第3摩擦要素Cと第5摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第1摩擦要素Aと第5摩擦要素Eの締結により達成する。 First, the time of advance will be described. The first speed is achieved by fastening the first friction element A and the second friction element B. The second speed is achieved by fastening the first friction element A and the third friction element C. The third speed is achieved by fastening the first friction element A and the fourth friction element D. The fourth speed is achieved by fastening the third friction element C and the fourth friction element D. The fifth speed is achieved by fastening the second friction element B and the fourth friction element D. The sixth speed is achieved by fastening the fourth friction element D and the fifth friction element E. The seventh speed is achieved by fastening the second friction element B and the fifth friction element E. The eighth speed is achieved by fastening the third friction element C and the fifth friction element E. The reverse speed is achieved by fastening the first friction element A and the fifth friction element E.
次に、図2により実施例1での減速比の具体例を説明する。ここで、第1遊星歯車組PG1の歯数比ρ1=ZS1/ZR1=0.5、第2遊星歯車組PG2の歯数比ρ2=ZS2/ZR2=0.55、第3遊星歯車組PG3の歯数比ρ3=ZS3/ZR3=0.55とする事例により説明する。尚、ZS1,ZS2,ZS3,ZR1,ZR2,ZR3は各ギヤの歯数を表す。 Next, a specific example of the reduction ratio in the first embodiment will be described with reference to FIG. Here, the gear ratio of the first planetary gear set PG1 ρ 1 = Z S1 / Z R1 = 0.5, the gear ratio of the second planetary gear set PG2 ρ 2 = Z S2 / Z R2 = 0.55, the third planetary gear set This will be explained using an example in which the tooth ratio of PG3 is ρ 3 = Z S3 / Z R3 = 0.55. Z S1 , Z S2 , Z S3 , Z R1 , Z R2 , and Z R3 represent the number of teeth of each gear.
前進1速の減速比i1は、
i1=(1+ρ1+ρ3+ρ2ρ3)/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進1速の減速比i1は、i1=4.705,減速比の逆数は0.213となる。
The reduction ratio i 1 of the first forward speed is
i 1 = (1 + ρ 1 + ρ 3 + ρ 2 ρ 3 ) / ρ 1
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 1 for the first forward speed is i 1 = 4.705, and the reciprocal of the reduction ratio is 0.213.
前進2速の減速比i2は、
i2=(1+ρ1+ρ3)/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進2速の減速比i2は、i2=4.100,減速比の逆数は0.244となる。
The reduction ratio i 2 of the second forward speed is
i 2 = (1 + ρ 1 + ρ 3 ) / ρ 1
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 2 of the second forward speed is i 2 = 4.100, and the reciprocal of the reduction ratio is 0.244.
前進3速の減速比i3は、
i3=(1+ρ1)/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進3速の減速比i3は、i3=3.000,減速比の逆数は0.333となる。
The reduction ratio i 3 of the 3rd forward speed is
i 3 = (1 + ρ 1 ) / ρ 1
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 3 of the third forward speed is i 3 = 3.000, and the reciprocal of the reduction ratio is 0.333.
前進4速の減速比i4は、
i4=(ρ1+ρ3)/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進4速の減速比i4は、i4=2.100,減速比の逆数は0.476となる。
The reduction ratio i 4 of the forward 4th speed is
i 4 = (ρ 1 + ρ 3 ) / ρ 1
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 4 for the fourth forward speed is i 4 = 2.100, and the reciprocal of the reduction ratio is 0.476.
前進5速の減速比i5は、
i5=(ρ1+ρ2ρ3)/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進5速の減速比i5は、i5=1.605,減速比の逆数も0.623となる。
The reduction ratio i 5 of the 5th forward speed is
i 5 = (ρ 1 + ρ 2 ρ 3 ) / ρ 1
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 5 for the fifth forward speed is i 5 = 1.605, and the reciprocal of the reduction ratio is also 0.623.
前進6速の減速比i6は、
i6=(1+ρ1)/(1+ρ1−ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進6速の減速比i6は、i6=1.253,減速比の逆数は0.798となる。
The reduction ratio i 6 for the 6th forward speed is
i 6 = (1 + ρ 1 ) / (1 + ρ 1 −ρ 2 ρ 3 )
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 6 for the sixth forward speed is i 6 = 1.253, and the reciprocal of the reduction ratio is 0.798.
前進7速の減速比i7は、
i7=1.0
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進7速の減速比i7は、i7=1.000,減速比の逆数は1.000となる。
The forward speed 7 reduction ratio i 7 is
i 7 = 1.0
Without needing to substitute a specific numerical value,
The reduction ratio i 7 of the seventh forward speed is i 7 = 1.000, and the reciprocal of the reduction ratio is 1.000.
前進8速の減速比i8は、
i8=1/(1+ρ2)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進8速の減速比i8は、i8=0.645,減速比の逆数は1.550となる。
The reduction ratio i 8 for the 8th forward speed is
i 8 = 1 / (1 + ρ 2 )
When a specific numerical value is substituted,
The reduction ratio i 8 for the eighth forward speed is i 8 = 0.645, and the reciprocal of the reduction ratio is 1.550.
後退速の減速比iRは、
iR=−(1+ρ1)/(ρ3(1+ρ2)−ρ1)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比iRは、iR=-4.255,減速比の逆数は-0.235となる。
The reverse speed reduction ratio i R is
i R = − (1 + ρ 1 ) / (ρ 3 (1 + ρ 2 ) −ρ 1 )
When a specific numerical value is substituted,
The reverse speed reduction ratio i R is i R = −4.255, and the reciprocal of the reduction ratio is −0.235.
〔実施例1の効果〕
・スケルトン全体による効果
実施例1では、単純遊星3組と5つの摩擦要素という単純で少ない構成要素でありながら、適正な減速比を確保可能な前進8速後退1速の自動変速機を実現することができる。
[Effect of Example 1]
-Effects of the entire skeleton In the first embodiment, an automatic transmission with eight forward speeds and one reverse speed capable of ensuring an appropriate speed reduction ratio is realized, although it is a simple and few component elements of three simple planets and five friction elements. be able to.
・単純遊星3組を使用することによる効果
単純遊星3組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、伝達効率やギヤノイズが改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
・ Effects of using three simple planetary sets By using three simple planetary sets, the transmission efficiency and gear noise are improved compared to the case of using a double pinion, and the pinion does not need to have a small diameter. Gear durability is improved.
・歯数比に基づく効果
各遊星歯車組の歯数比ρ1,ρ2,ρ3が何れも中間値0.5に近い。よって、三つの歯数比を自由に設定できる範囲が広く、減速比の自由度を高くすることができる。
・ Effect based on the gear ratio The gear ratios ρ 1 , ρ 2 and ρ 3 of each planetary gear set are all close to the intermediate value 0.5. Therefore, the range in which the three gear ratios can be freely set is wide, and the degree of freedom of the reduction gear ratio can be increased.
・減速比に基づく効果
8速の減速比をあえて小さな値に設定している。言い換えると、7速と8速の間の減速比の段間比を、他の変速段の間の減速比の段間比より大きめに設定している。これにより、高速道路等におけるほぼ一定速低トルク走行時において、内燃機関の回転数を非常に低速化でき、静粛性や燃費を改善することができる。
・ Effect based on the reduction ratio The reduction ratio of the 8th gear is set to a small value. In other words, the step ratio of the reduction ratio between the seventh speed and the eighth speed is set larger than the step ratio of the reduction ratio between the other speed stages. As a result, the rotational speed of the internal combustion engine can be greatly reduced during almost constant speed and low torque traveling on a highway or the like, and quietness and fuel consumption can be improved.
・前進のレーシオカバレッジに基づく効果
前進のレーシオカバレッジ(ギヤ比幅)とは、最低段の減速比/最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど、発進加速性と高速巡航での燃費との両立性に優れ、かつ各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例1での具体的な数値は、前進1速の減速比が4.705で、前進8速の減速比が0.645であるため、1−8速レーシオカバレッジは7.29となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが大きいディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
・ Effects based on forward ratio coverage Forward ratio coverage (gear ratio width) refers to the lowest gear ratio / highest gear ratio. It can be said that it is excellent in compatibility with fuel efficiency in high-speed cruising, and the gear ratio setting freedom at each forward gear is increased. The specific numerical value in the first embodiment is that the reduction ratio of the first forward speed is 4.705 and the reduction ratio of the eighth forward speed is 0.645. Therefore, the 1-8 speed ratio coverage is 7.29, and the sufficient ratio coverage is obtained. It can be secured. Therefore, for example, it is useful as a transmission of a vehicle in which a diesel engine having a narrower engine speed range as a power source than a gasoline engine and having a large torque when compared with the same displacement is used as a power source.
・1−Rレシオに基づく効果
1−Rレシオが1に近い値、具体的には0.904となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が大きく異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
・ Effects based on the 1-R ratio Since the 1-R ratio is a value close to 1, specifically 0.904, the acceleration feeling of the vehicle with respect to the depression or depression of the accelerator pedal does not differ greatly between forward and reverse. The problem that the drivability deteriorates can be avoided.
・変速時における摩擦要素の切換え数に基づく効果
変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例1においては、前進1速から前進3速までは第1摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進3速から前進6速までは第4摩擦要素Dが締結したままの状態で変速し、前進6速から前進8速までは第5摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進1速から前進8速までの隣接するギヤ段への変速及び1段飛び越しの変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
・ Effects based on the number of switching friction elements during gear shifting At the time of gear shifting, temporarily release one or more friction elements and fasten two or more friction elements, or release two or more friction elements and release one When the above friction elements are fastened, the control of timing and torque of fastening and releasing of the friction elements becomes complicated. Therefore, from the viewpoint of avoiding complicated shift control, it is preferable to release one friction element and fasten the other friction element. This is prevention of so-called double change. In the first embodiment, the speed is changed while the first friction element A is engaged from the first forward speed to the third forward speed, and the fourth friction element D is maintained from the third forward speed to the sixth forward speed. The speed is changed from the sixth forward speed to the eighth forward speed while the fifth friction element E remains engaged. That is, the shift from the first forward speed to the eighth forward speed to the adjacent gear stage and the one-step jumping shift can all be achieved by a change-over shift in which one friction element is released and the other one friction element is fastened. Therefore, complication of control at the time of shifting can be avoided.
・レイアウトに基づく効果
(i)実施例1の自動変速機は、図1のスケルトン図に示すように、第1及び第4摩擦要素A,Eが3組の遊星歯車組の入力軸IN側に集中的に配置されている。同様に、第2,第3及び第5摩擦要素B,C,Eが集中的に配置されている。すなわち、クラッチやブレーキには締結圧等を供給する必要があり、この供給油路は、当然のことながら固定部材から供給しなければならない。このとき、摩擦要素がそれぞれ集中的に配置されていることで、油路が形成される固定壁との距離をほぼ均一化あるいは短縮することができるので制御性に優れると共に、油路の取り回しも容易となる。
・ Effect based on layout
(i) In the automatic transmission according to the first embodiment, as shown in the skeleton diagram of FIG. 1, the first and fourth friction elements A and E are concentrated on the input shaft IN side of the three planetary gear sets. ing. Similarly, the second, third and fifth friction elements B, C and E are intensively arranged. That is, it is necessary to supply a fastening pressure or the like to the clutch or the brake, and this supply oil passage must be supplied from a fixed member. At this time, since the friction elements are arranged in a concentrated manner, the distance from the fixed wall where the oil passage is formed can be substantially uniformed or shortened, so that the controllability is excellent and the oil passage is also managed. It becomes easy.
(ii)また、図1のスケルトン図に示すように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは、第1回転メンバM1のみの一層構造である。自動変速機は冷却や潤滑を目的として、各回転要素であるギヤやベアリング等に潤滑油を常に供給している。また、この潤滑は一般に軸心側から遠心力により供給される。このとき、外周側において潤滑油の排出性が悪化すると、油温が上昇し、摩擦要素や図示しない軸受け部材などの耐久性が低下する。実施例1では、上述したように、遊星歯車組の外周側を通る回転メンバは一層構造であるため、潤滑油の排出性が悪化することがなく、油温上昇が抑制されて、耐久性が向上する。 (ii) Further, as shown in the skeleton diagram of FIG. 1, the rotating member passing through the outer peripheral side of the planetary gear set has a single-layer structure including only the first rotating member M1. The automatic transmission constantly supplies lubricating oil to gears, bearings, and the like that are rotating elements for the purpose of cooling and lubrication. Further, this lubrication is generally supplied by centrifugal force from the axial center side. At this time, if the discharge performance of the lubricating oil is deteriorated on the outer peripheral side, the oil temperature rises and the durability of the friction element and the bearing member (not shown) is lowered. In the first embodiment, as described above, since the rotating member passing through the outer peripheral side of the planetary gear set has a single layer structure, the lubricating oil discharge performance is not deteriorated, the oil temperature rise is suppressed, and the durability is improved. improves.
(iii)実施例1の自動変速機は、遊星歯車組の一方側から入力し、他方側から出力することが可能な自動変速機であるため、前輪駆動車(以下、FF)及び後輪駆動車(以下、FR)のどちらの車両にも適用でき、自動変速機の適用範囲を広くすることができる。 (iii) Since the automatic transmission of the first embodiment is an automatic transmission that can be input from one side of the planetary gear set and output from the other side, the front wheel drive vehicle (hereinafter referred to as FF) and the rear wheel drive It can be applied to both vehicles (hereinafter referred to as FR), and the range of application of the automatic transmission can be widened.
(変形例1)
次に、実施例1の変形例1について説明する。基本的な構成は実施例1と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。
(Modification 1)
Next, a first modification of the first embodiment will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described.
図3は変形例1を表すスケルトン図である。変形例1では、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の3組の遊星歯車組である第1遊星歯車組PG1,第2遊星歯車組PG2及び第3遊星歯車組PG3が、実施例1では出力側から順に第1遊星歯車組PG1→第2遊星歯車組PG2→第3遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例1では、第1遊星歯車組PG1→第3遊星歯車組PG3→第2遊星歯車組PG2の順に配置している点で異なる。
FIG. 3 is a skeleton diagram showing the first modification. In the first modification, the first planetary gear set PG1, the second planetary gear set PG2, and the third planetary gear set PG3, which are three single-pinion type planetary gear sets, are arranged in order from the output side in the first embodiment. The first planetary gear set PG1 → the second planetary gear set PG2 → the third planetary gear set PG3. On the other hand, the
尚、各摩擦要素の位置関係、及び回転メンバの連結関係、各変速段における摩擦要素の締結関係は全て同じであり、言い換えると、実施例1と変形例1とでは、単に第2遊星歯車組PG2と第3遊星歯車組PG3との位置を入れ替えたものである。よって、変形例1では、実施例1に記載の効果に加えて下記の効果を得ることができる。 The positional relationship of the friction elements, the connection relationship of the rotating members, and the engagement relationship of the friction elements at the respective shift speeds are all the same. In other words, the first planetary gear set is simply used in the first embodiment and the first modification. The positions of PG2 and the third planetary gear set PG3 are interchanged. Therefore, in the first modification, in addition to the effects described in the first embodiment, the following effects can be obtained.
・変形例1の効果
変形例1では、出力側の遊星歯車すなわち第1遊星歯車PG1の外周側を通る部材がなく、出力側を小径化することができる。出力側の小径化は、特にFR車両用の変速機に採用する場合、車両搭載性が格段に向上する。
Effect of
(変形例2)
次に、実施例1の変形例2について説明する。基本的な構成は実施例1と同じであるため、異なる点についてのみ説明する。
(Modification 2)
Next, a second modification of the first embodiment will be described. Since the basic configuration is the same as that of the first embodiment, only different points will be described.
図4は変形例2を表すスケルトン図である。変形例2では、ギヤトレーンとして、シングルピニオン型の3組の遊星歯車組である第1遊星歯車組PG1,第2遊星歯車組PG2及び第3遊星歯車組PG3が、実施例1では出力軸側から順に第1遊星歯車組PG1→第2遊星歯車組PG2→第3遊星歯車組PG3に配置されていた。これに対し、変形例2では、第2遊星歯車組PG2→第3遊星歯車組PG3→第1遊星歯車組PG1の順に配置している点で異なる。尚、変形例1と同様の並び順であるが、変形例1に対しては、締結要素B,C,Eが第1遊星歯車PG1よりも入力軸側に配置されているところが異なる。尚、図4の入力軸と出力軸との位置関係が図1に示す実施例1とは逆位置に示してある。 FIG. 4 is a skeleton diagram showing the second modification. In the second modification, the first planetary gear set PG1, the second planetary gear set PG2, and the third planetary gear set PG3, which are three single-pinion type planetary gear sets, are used as gear trains from the output shaft side in the first embodiment. The first planetary gear set PG1 → the second planetary gear set PG2 → the third planetary gear set PG3 in this order. On the other hand, the modification 2 is different in that the second planetary gear set PG2 → the third planetary gear set PG3 → the first planetary gear set PG1 is arranged in this order. Note that the arrangement order is the same as that of the first modification, but differs from the first modification in that the fastening elements B, C, E are arranged closer to the input shaft than the first planetary gear PG1. Note that the positional relationship between the input shaft and the output shaft in FIG. 4 is shown in a position opposite to that in the first embodiment shown in FIG.
尚、各摩擦要素の位置関係、及び回転メンバの連結関係、各変速段における摩擦要素の締結関係は全て同じであり、この変形例2にあっても、実施例1に記載の効果と同様の効果を得ることができる。 The positional relationship of the friction elements, the connection relationship of the rotating members, and the fastening relationship of the friction elements at the respective shift speeds are all the same. Even in the second modification, the same effect as that described in the first embodiment is obtained. An effect can be obtained.
次に実施例2について説明する。実施例2では、実施例1の自動変速機を採用し、前進7速後退1速を達成するものである。 Next, Example 2 will be described. In the second embodiment, the automatic transmission of the first embodiment is employed to achieve the seventh forward speed and the first reverse speed.
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合(締結)の関係を、図5の結合表により説明する(変速制御手段)。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。 The relationship of coupling (fastening) of the friction elements at each gear stage will be described with reference to the coupling table of FIG. 5 (shift control means). In the table, a circle indicates fastening and a blank indicates release.
まず、前進時について説明する。1速は、第1摩擦要素Aと第2摩擦要素Bの締結により達成する。2速は、第1摩擦要素Aと第3摩擦要素Cの締結により達成する。3速は、第1摩擦要素Aと第4摩擦要素Dの締結により達成する。4速は、第3摩擦要素Cと第4摩擦要素Dの締結により達成する。5速は、第2摩擦要素Bと第4摩擦要素Dの締結により達成する。6速は、第4摩擦要素Dと第5摩擦要素Eの締結により達成する。7速は、第2摩擦要素Bと第5摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第1摩擦要素Aと第5摩擦要素Eの締結により達成する。 First, the time of advance will be described. The first speed is achieved by fastening the first friction element A and the second friction element B. The second speed is achieved by fastening the first friction element A and the third friction element C. The third speed is achieved by fastening the first friction element A and the fourth friction element D. The fourth speed is achieved by fastening the third friction element C and the fourth friction element D. The fifth speed is achieved by fastening the second friction element B and the fourth friction element D. The sixth speed is achieved by fastening the fourth friction element D and the fifth friction element E. The seventh speed is achieved by fastening the second friction element B and the fifth friction element E. The reverse speed is achieved by fastening the first friction element A and the fifth friction element E.
実施例2のレーシオカバレッジは4.705、1−Rレシオは0.904となる。よって、実施例1と同様の作用効果を得ることができる。ただし、レーシオカバレッジは小さくなるため、レーシオカバレッジの効果は実施例1に比べて小さい。また、実施例1に示す8速がないことから、減速比に基づく効果は得られない。また、変形例1に示す構成で実施例2を達成してもよい。 The ratio coverage of Example 2 is 4.705, and the 1-R ratio is 0.904. Therefore, the same effect as Example 1 can be obtained. However, since the ratio coverage is small, the effect of the ratio coverage is small compared to the first embodiment. Moreover, since there is no 8th speed shown in Example 1, the effect based on a reduction ratio cannot be acquired. Further, the second embodiment may be achieved by the configuration shown in the first modification.
次に実施例3について説明する。実施例3では、実施例1の自動変速機を採用し、前進7速後退1速を達成するものである。 Next, Example 3 will be described. In the third embodiment, the automatic transmission of the first embodiment is employed to achieve the seventh forward speed and the first reverse speed.
各ギヤ段での前記摩擦要素の結合(締結)の関係を、図6の結合表により説明する(変速制御手段)。尚、表中の○印は締結、空欄は解放を表している。 The relationship of the coupling (fastening) of the friction elements at each gear stage will be described with reference to the coupling table of FIG. 6 (shift control means). In the table, a circle indicates fastening and a blank indicates release.
まず、前進時について説明する。1速は、第1摩擦要素Aと第3摩擦要素Cの締結により達成する。2速は、第1摩擦要素Aと第4摩擦要素Dの締結により達成する。3速は、第3摩擦要素Cと第4摩擦要素Dの締結により達成する。4速は、第2摩擦要素Bと第4摩擦要素Dの締結により達成する。5速は、第4摩擦要素Dと第5摩擦要素Eの締結により達成する。6速は、第2摩擦要素Bと第5摩擦要素Eの締結により達成する。7速は、第3摩擦要素Cと第5摩擦要素Eの締結により達成する。後退速は、第1摩擦要素Aと第5摩擦要素Eの締結により達成する。 First, the time of advance will be described. The first speed is achieved by fastening the first friction element A and the third friction element C. The second speed is achieved by fastening the first friction element A and the fourth friction element D. The third speed is achieved by fastening the third friction element C and the fourth friction element D. The fourth speed is achieved by fastening the second friction element B and the fourth friction element D. The fifth speed is achieved by fastening the fourth friction element D and the fifth friction element E. The sixth speed is achieved by fastening the second friction element B and the fifth friction element E. The seventh speed is achieved by fastening the third friction element C and the fifth friction element E. The reverse speed is achieved by fastening the first friction element A and the fifth friction element E.
実施例3のレーシオカバレッジは6.357、1−Rレシオは1.04となる。よって、実施例1と同様の作用効果を得ることができる。ただし、レーシオカバレッジは小さくなるため、レーシオカバレッジの効果は実施例1に比べて小さい。また、1−Rレシオは実施例1よりも更に1に近い値となるため、1−Rレシオに基づく効果は実施例1に比べて大きい。また、変形例1に示す構成で実施例3を達成してもよい。 The ratio coverage of Example 3 is 6.357, and the 1-R ratio is 1.04. Therefore, the same effect as Example 1 can be obtained. However, since the ratio coverage is small, the effect of the ratio coverage is small compared to the first embodiment. Further, since the 1-R ratio is closer to 1 than in the first embodiment, the effect based on the 1-R ratio is greater than that in the first embodiment. Further, the third embodiment may be achieved by the configuration shown in the first modification.
1 変速機ケース
PG1 第1遊星歯車組
S1 第1サンギヤ
R1 第1リングギヤ
P1 第1ピニオン
PC1 第1キャリヤ
PG2 第2遊星歯車組
S2 第2サンギヤ
R2 第2リングギヤ
P2 第2ピニオン
PC2 第2キャリヤ
PG3 第3遊星歯車組
S3 第3サンギヤ
R3 第3リングギヤ
P3 第3ピニオン
PC3 第3キャリヤ
IN 入力軸
OUT 出力軸
A 第1摩擦要素
B 第2摩擦要素
C 第3摩擦要素
D 第4摩擦要素
E 第5摩擦要素
1 Transmission case
PG1 1st planetary gear set
S1 1st sun gear
R1 1st ring gear
P1 first pinion
PC1 first carrier
PG2 2nd planetary gear set
S2 2nd sun gear
R2 2nd ring gear
P2 Second pinion
PC2 2nd carrier
PG3 3rd planetary gear set
S3 3rd sun gear
R3 3rd ring gear
P3 3rd pinion
PC3 3rd carrier
IN input shaft
OUT output shaft
A First friction element
B Second friction element
C Third friction element
D Fourth friction element
E Fifth friction element
Claims (2)
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、該第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、該第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、
5つの摩擦要素と、
を備え、
前記5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7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1のキャリヤに常時連結しており、
前記第2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のリングギヤとは連結して第1回転メンバを構成しており、
前記第2のリングギヤと前記第3のサンギヤとは連結して第2回転メンバを構成しており、
前記5つの摩擦要素は、
前記第3のキャリヤの回転を係止可能な第1の摩擦要素と、
前記第1のキャリヤと前記第2のキャリヤと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の回転メンバとの間を選択的に連結する第3の摩擦要素と、
前記第2のキャリヤと前記第3のキャリヤとの間を選択的に連結する第4の摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2のキャリヤとの間を選択的に連結する第5の摩擦要素と、
から構成され、
前記5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少なくとも前進7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。 A first planetary gear comprising a first sun gear, a first carrier that supports a first pinion that meshes with the first sun gear, and a first ring gear that meshes with the first pinion;
A second planetary gear comprising a second sun gear, a second carrier that supports a second pinion that meshes with the second sun gear, and a second ring gear that meshes with the second pinion;
A third planetary gear comprising a third sun gear, a third carrier that supports a third pinion that meshes with the third sun gear, and a third ring gear that meshes with the third pinion;
5 friction elements,
With
In an automatic transmission capable of shifting to at least a forward speed of seven speeds by appropriately fastening and releasing the five friction elements and outputting torque from the input shaft to the output shaft,
The input shaft is always connected to the first sun gear,
The output shaft is always connected to the first carrier;
The second sun gear is always locked,
The first ring gear and the third ring gear are connected to form a first rotating member,
The second ring gear and the third sun gear are connected to form a second rotating member,
The five friction elements are:
A first friction element capable of locking rotation of the third carrier;
A second friction element that selectively couples between the first carrier and the second carrier;
A third friction element that selectively connects between the first carrier and the second rotating member;
A fourth friction element that selectively couples between the second carrier and the third carrier;
A fifth friction element selectively connecting between the first sun gear and the second carrier;
Consisting of
An automatic transmission characterized in that at least 7 forward speeds and 1 reverse speed are achieved by a combination of two simultaneous engagements among the five friction elements.
前記第1の摩擦要素と前記第2の摩擦要素の同時締結、前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素の同時締結、前記第1の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結、前記第3の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結、前記第2の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結、前記第4の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結、前記第2の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結、前記第3の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結のうち少なくとも7つの組み合わせにより前進7速を達成し、後退変速段として前記第1の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結により後退1速を達成することを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Simultaneous fastening of the first friction element and the second friction element, Simultaneous fastening of the first friction element and the third friction element, Simultaneous fastening of the first friction element and the fourth friction element , Simultaneous fastening of the third friction element and the fourth friction element, simultaneous fastening of the second friction element and the fourth friction element, simultaneous use of the fourth friction element and the fifth friction element 7 forward speeds are achieved by at least seven combinations of fastening, simultaneous fastening of the second friction element and the fifth friction element, and simultaneous fastening of the third friction element and the fifth friction element. An automatic transmission that achieves the first reverse speed by simultaneously engaging the first friction element and the fifth friction element as a shift stage.
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