自动变速器的制作方法

本发明涉及自动变速器。

背景技术：

近年，为了提高车辆的燃料消耗效率，搭载于车辆的有级式的自动变速器的多级化正在推进。例如，在专利文献1中公开了如下的自动变速器：在不同轴上具备具有两个行星齿轮机构的主变速器和具有一个行星齿轮机构的副变速器，通过选择性地进行离合器、制动器等摩擦接合元件的接合、释放而形成前进一速级～前进六速级和后退级。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平5-288249号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

但是，在专利文献1所公开的自动变速器中，为了实现轴向上的小型化并推进变速级的多级化而设置有副变速器，但对于变速时间仍有改善的余地。

本发明是鉴于上述课题而完成的，其目的在于提供一种能够缩短变速时间的自动变速器。

用于解决课题的手段

为了解决上述课题而达成目的，本发明的自动变速器具备：主变速器，具有多个主变速侧行星齿轮机构；副变速器，旋转轴设置于与所述主变速器的旋转轴不同的轴；低/高切换机构，通过使设置于所述副变速器的接合装置接合释放来对低模式和高模式进行切换，所述自动变速器的特征在于，所述低/高切换机构在所述低模式下的齿轮比与所述高模式下的齿轮比一致的地方对所述低模式和所述高模式进行切换。

另外，在上述中，也可以是，所述副变速器具有：副变速侧行星齿轮机构，将来自所述主变速器的动力向齿圈输入并从轮架输出；及构成所述接合装置的第一离合器和第二离合器，所述第一离合器将所述副变速侧行星齿轮机构的太阳轮的旋转固定，所述第二离合器将所述齿圈与所述太阳轮连接，所述低/高切换机构通过选择性地使所述第一离合器和所述第二离合器接合释放来对所述低模式和所述高模式进行切换。

由此，能够抑制副变速侧行星齿轮机构的大型化并实现自动变速器的小型化。

另外，在上述中，也可以是，所述主变速器具有前进一速级、前进二速级、前进三速级、前进四速级、前进五速级、前进六速级、前进七速级及前进八速级，所述低模式下的所述前进八速级的齿轮比与所述高模式下的所述前进六速级的齿轮比一致。

由此，能够不变更主变速器等现有的齿轮组地使在主变速器的变速中产生的惯量降低。

另外，在上述中，也可以是，作为自动变速器整体的变速级能够形成第1～第8变速级，在所述副变速器为所述低模式且所述主变速器为所述前进一速级～所述前进六速级时，作为所述自动变速器整体的变速级而形成第1～第6变速级，在所述副变速器为所述高模式且所述主变速器为所述前进四速级～所述前进六速级时，作为所述自动变速器整体的变速级而形成第6～第8变速级，所述低模式下的所述前进六速级的齿轮比与所述高模式下的所述前进四速级的齿轮比一致，在所述低模式下的所述前进六速级和所述高模式下的所述前进四速级之间进行所述低模式与所述高模式的切换，在将所述自动变速器整体的变速级从第5变速级向第6变速级升档的情况下，在从所述低模式下的所述前进五速级升档到所述低模式下的所述前进六速级后，从所述低模式下的所述前进六速级切换为所述高模式下的所述前进四速级，作为所述自动变速器整体的变速级而形成第6变速级，然后，在将所述自动变速器整体的变速级从第6变速级向第7变速级升档的情况下，从所述高模式下的所述前进四速级向所述高模式下的所述前进五速级升档。

由此，能够使在高速的变速级侧下的主变速器的变速中产生的惯量降低。

发明的效果

本发明的自动变速器通过在低模式下的齿轮比与高模式下的齿轮比一致的地方对低模式和高模式进行切换，从而能够使在主变速器的变速中产生的惯量降低，因此变速响应性提高，实现能够使变速时间缩短这样的效果。

附图说明

图1是具备实施方式的自动变速器的车辆的骨架图。

图2是低模式时的副变速器的放大图。

图3是高模式时的副变速器的放大图。

图4是示出低模式下的各变速级的齿轮比与高模式下的各变速级的齿轮比的关系的图。

图5是示出图1所示的自动变速器的主变速器侧中的齿轮组的主要部分的图。

图6是示出高容量的八速级的自动变速器中的各旋转构件的惯量的图表。

图7是示出中容量的八速级的自动变速器中的各旋转构件的惯量的图表。

标号说明

2发动机

3自动变速器

4l、4r前轮

5壳体

10输入轴

20主变速器

21输入轴

22副轴驱动齿轮

30副变速器

31中间轴

32副轴从动齿轮

33末端驱动齿轮

34轴承

40低/高切换机构

41离合器套筒

42拨叉

43电动致动器

44第一爪型齿

45第二爪型齿

46第三爪型齿

47、48、49支承构件

50差动部

51末端从动齿轮

52差动齿轮

60l、60r车轴

pu1第一行星齿轮机构

pu2第二行星齿轮机构

pu3第三行星齿轮机构

pu4第四行星齿轮机构

s1第一太阳轮

s2第二太阳轮

s3第三太阳轮

s4第四太阳轮

r1第一齿圈

r2第二齿圈

r3第三齿圈

r4第四齿圈

ca1第一轮架

ca2第二轮架

ca3第三轮架

ca4第四轮架

d1第一爪型离合器

d2第二爪型离合器

cg副轴齿轮对

fg末端传动齿轮对

具体实施方式

以下，对本发明的自动变速器的一实施方式进行说明。需要说明的是，本发明并非由本实施方式所限定。

图1是具备实施方式的自动变速器3的车辆1的骨架图。本实施方式的车辆1是ff(前置发动机/前轮驱动)方式，具备发动机2、自动变速器3、前轮4l、4r等。需要说明的是，作为车辆1，也可以是rr(后置发动机/后轮驱动)方式。

自动变速器3具备输入轴10、变矩器11、锁止离合器12、主变速器20、副变速器30、差动部50及收容它们的壳体5等。输入轴10与发动机2的未图示的曲轴连结。变矩器11具有：泵轮11a，连接于输入轴10；涡轮11b，经由作为工作流体的油而传递泵轮11a的旋转；定子11c，配置于泵轮11a与涡轮11b之间，且通过未图示的单向离合器而一个方向上的旋转受到限制。涡轮11b连接于与输入轴10同轴的主变速器20的输入轴21。锁止离合器12通过接合而将前罩12a与输入轴21直接接合，将变矩器11设为锁止的状态。

主变速器20是通过选择性地进行作为多个摩擦接合元件的第一离合器c1～第四离合器c4、第一制动器b1及第二制动器b2、单向离合器f1的接合、释放而形成变速比不同的多个变速级的行星齿轮式多级自动变速器。另外，主变速器20在同一轴线上具有双小齿轮型的第一行星齿轮机构pu1、构成为拉威娜型的单小齿轮型的第二行星齿轮机构pu2及双小齿轮型的第三行星齿轮机构pu3，将输入轴21的旋转变速而从副轴驱动齿轮22输出。副轴驱动齿轮22经由副变速器30而与差动部50连接。

第一行星齿轮机构pu1具有作为外齿轮的第一太阳轮s1、与第一太阳轮s1配置于同心圆上的作为内齿轮的第一齿圈r1、与第一太阳轮s1及第一齿圈r1啮合的由一对齿轮对构成的第一小齿轮p1、以及将该第一小齿轮p1支承为能够自转及公转的第一轮架ca1。

第二行星齿轮机构pu2具有作为外齿轮的第二太阳轮s2、与第二太阳轮s2配置于同心圆上的作为内齿轮的第二齿圈r2、与第二太阳轮s2及第二齿圈r2啮合的第二小齿轮p2、以及将该第二小齿轮p2支承为能够自转及公转的第二轮架ca2。

第三行星齿轮机构pu3具有作为外齿轮的第三太阳轮s3、与第三太阳轮s3配置于同心圆上的作为内齿轮的第三齿圈r3、与该第三太阳轮s3及第三齿圈r3啮合的由一对齿轮对构成的第三小齿轮p3、以及将该第三小齿轮p3支承为能够自转及公转的第三轮架ca3。

作为摩擦接合元件的第一离合器c1～第四离合器c4和第一制动器b1及第二制动器b2由利用液压致动器进行按压的湿式多板型的离合器和制动器、利用液压致动器拉紧的制动带等构成。

副变速器30由与主变速器20的输入轴21平行的中间轴31、与主变速器20的副轴驱动齿轮22啮合的副轴从动齿轮32、与中间轴31设置于同一轴线上的第四行星齿轮机构pu4、对副变速器30的低(lo)模式和高(hi)模式进行切换的低/高切换机构40及末端驱动齿轮33等构成。从主变速器20的副轴驱动齿轮22输入到副轴从动齿轮32的旋转经由中间轴31及第四行星齿轮机构pu4而向末端驱动齿轮33传递。末端驱动齿轮33与差动部50的末端从动齿轮51啮合，从末端驱动齿轮33输入到末端从动齿轮51的旋转经由差动齿轮52而向前轮4l、4r的车轴60l、60r输出。

在实施方式的自动变速器3中，通过将副变速器30与主变速器20设置于不同的轴，与将主变速器20和副变速器30设置于同轴上的情况相比，能够缩短自动变速器3的轴线方向上的宽度。

图2是低模式时的副变速器30的放大图。图3是高模式时的副变速器30的放大图。如图2及图3所示，构成副变速器30的第四行星齿轮机构pu4具有第四太阳轮s4、与第四太阳轮s4配置于同心圆上的作为内齿轮的第四齿圈r4、与第四太阳轮s4及第四齿圈r4啮合的由一对齿轮对构成的第四小齿轮p4、以及将第四小齿轮p4支承为能够自转及公转的第四轮架ca4。另外，在第四齿圈r4的外周面设置有副轴从动齿轮32。

第四太阳轮s4是在中间轴31的外周面直接切齿形成的外齿轮。通过在中间轴31的外周面直接切齿形成第四太阳轮s4，与将第四太阳轮s4与中间轴31分体设置的情况相比，能够减小第四太阳轮s4的外径。由此，能够将第四行星齿轮机构pu4的径向上的大小减小第四太阳轮s4的外径缩小的程度，能够减小副变速器30的径向上的尺寸。因此，能够实现上述程度的自动变速器3的小型化。

在实施方式的自动变速器3中，如图1所示，在主变速器20的轴线方向上相邻的第一行星齿轮机构pu1与第二行星齿轮机构pu2之间，副变速器30的第四行星齿轮机构pu4以径向上的一部分位于主变速器20内的方式设置。由此，主变速器20的第一行星齿轮机构pu1、第二行星齿轮机构pu2或第三行星齿轮机构pu3、副变速器30的第四行星齿轮机构pu4在径向上重合，与第四行星齿轮机构pu4的一部分在径向上未位于主变速器20内的情况相比，能够减小副变速器30的径向上的尺寸。因此，能够实现上述程度的自动变速器3的小型化。

另外，第四行星齿轮机构pu4在副变速器30的轴线方向上位于副轴齿轮对cg与末端传动齿轮对fg之间，副轴齿轮对cg由副轴驱动齿轮22和副轴从动齿轮32构成，用于在主变速器20与副变速器30之间进行动力传递，末端传动齿轮对fg由末端驱动齿轮33和末端从动齿轮51构成，用于在副变速器30与差动部50之间进行动力传递。由此，能够实现经由第四行星齿轮机构pu4的从副轴齿轮对cg到末端传动齿轮对fg的动力传递路径的省空间化。

副轴从动齿轮32的径向上的与副轴驱动齿轮22相反一侧的端部与将中间轴31支承为能够旋转的轴承34的外周面接触。由此，在将旋转从副轴驱动齿轮22输入时，能够以轴承34承受施加于副轴从动齿轮32的径向上的力。因此，能够对副轴从动齿轮32相对于轴线方向倾斜等而产生动力传递的损失进行抑制。

低/高切换机构40由第一爪型离合器d1、第二爪型离合器d2及电动致动器43等构成，对副变速器30的低模式和高模式进行切换。需要说明的是，在本实施方式中，将电动致动器43设置在与副轴即副变速器30的中间轴31不同的轴上，实现了副变速器30的轴线方向上的尺寸的小型化，但作为设置电动致动器43的位置，不限定于此。例如，也可以将电动致动器43设置在与中间轴31同一轴线上。

第一爪型离合器d1由离合器套筒41、拨叉42、第一爪型齿44及第三爪型齿46等构成。

第一爪型齿44经由支承构件47而与壳体5连接。第一爪型齿44是朝向径向的外侧突出的外齿，齿向所延伸的方向是中间轴轴线方向。第一爪型齿44和第三爪型齿46以第一爪型齿44相对于第三爪型齿46在中间轴轴线方向上位于与第四行星齿轮机构pu4侧相反一侧的方式相邻，并且它们的侧面彼此相对，彼此的外径相等。

第三爪型齿46经由支承构件49而与中间轴31连接。第三爪型齿46是朝向径向的外侧突出的外齿，齿向所延伸的方向是中间轴轴线方向。

离合器套筒41具有与第一爪型齿44及第三爪型齿46啮合的未图示的第四爪型齿。第四爪型齿是配置于离合器套筒41的内周的内齿，齿向所延伸的方向是中间轴轴线方向。在离合器套筒41的外周面遍及圆周方向设置有供拨叉42的前端部42a可滑动摩擦地嵌入的槽部41a，拨叉42的基端部42b侧固定于电动致动器43的轴。并且，通过从电动致动器43给予的驱动力，离合器套筒41经由拨叉42而沿中间轴轴线方向移动。

第一爪型离合器d1能够切换为离合器套筒41的第四爪型齿与第一爪型齿44及第三爪型齿46啮合的接合状态和第四爪型齿与第三爪型齿46啮合而与第一爪型齿44不啮合的释放状态。并且，在第一爪型离合器d1为接合状态时，设置于中间轴31的第四太阳轮s4被固定为无法旋转，并且，允许第四齿圈r4及第四轮架ca4的差动旋转。由此，如图4的共线图所示，第四行星齿轮机构pu4成为第四齿圈r4的输入旋转被减速传递到第四轮架ca4并向末端驱动齿轮33输出的减速状态。

第二爪型离合器d2由与第一爪型离合器d1共用的离合器套筒41、拨叉42、第三爪型齿46，及第二爪型齿45等构成。

第二爪型齿45经由支承构件48而与第四齿圈r4连接。第二爪型齿45是朝向径向的外侧突出的外齿，齿向所延伸的方向为中间轴轴线方向。第二爪型齿45在中间轴轴线方向上隔着第三爪型齿46与第一爪型齿44相对。第二爪型齿45和第三爪型齿46在中间轴轴线方向上相邻且侧面彼此相对，彼此的外径相等。

第二爪型离合器d2能够切换为离合器套筒41的第四爪型齿与第二爪型齿45及第三爪型齿46啮合的接合状态和第四爪型齿与第三爪型齿46啮合而与第二爪型齿45不啮合的释放状态。并且，在第二爪型离合器d2为接合状态时，设置于中间轴31的第四太阳轮s4与第四齿圈r4连接，第四齿圈r4、第四太阳轮s4以及第四轮架ca4一体旋转。由此，第四行星齿轮机构pu4成为第四齿圈r4的输入旋转被等速地向第四轮架ca4传递而向末端驱动齿轮33输出的直接连结状态。

低/高切换机构40通过利用电动致动器43使拨叉42移动而将第一爪型离合器d1设为接合状态并且将第二爪型离合器d2设为释放状态，从而将副变速器30切换为低模式。另外，低/高切换机构40通过利用电动致动器43使拨叉42移动而将第一爪型离合器d1设为释放状态并且将第二爪型离合器d2设为接合状态，从而将副变速器30切换为高模式。需要说明的是，电动致动器43能够通过通电来使拨叉42移动并通过停止通电来使拨叉42的位置维持。因此，在使拨叉42维持于将第一爪型离合器d1或第二爪型离合器d2设为接合状态的位置时，不进行向电动致动器43的通电，因此能够实现省能量化。

另外，在低/高切换机构40中，成为通过作为啮合离合器的第一爪型离合器d1及第二爪型离合器d2来切换副变速器30的低模式和高模式的结构。由此，得以形成通过摩擦接合元件来构成用于切换副变速器30的低模式和高模式的离合器的情况，能够抑制拖曳损失。

在实施方式的自动变速器3中，通过控制第一离合器c1～第四离合器c4、第一制动器b1、第二制动器b2、第一爪型离合器d1及第二爪型离合器d2的接合和释放而根据驾驶员的加速操作、车速等，如下记表1的接合表所示，形成作为自动变速器3整体的变速级的作为前进级的1st～8th(第1～第8)及作为后退级的rev。需要说明的是，在下记表1的接合表中，“○”表示接合，“-”表示释放。另外，1st(lo)～6th(lo)(第1(lo)～第6(lo))是低模式，表示主变速器20为前进一速级～前进六速级。另外，4th(hi)～6th(hi)(第4(hi)～第6(hi))是高模式，表示主变速器20为前进四速级～前进六速级。

(表1)

需要说明的是，在实施方式的自动变速器3中，如下述表2的接合表所示，能够通过控制第一离合器c1～第四离合器c4、第一制动器b1及第二制动器b2的接合和释放而根据驾驶员的加速操作、车速等使主变速器20形成前进一速级～前进八速级和后退级。

(表2)

因此，在实施方式的自动变速器3中，成为能够通过利用低/高切换机构40对副变速器30的低模式和高模式进行切换而在低模式下形成所述前进一速级～所述前进八速级和在高模式下形成所述前进一速级～所述前进八速级的构造。需要说明的是，以低模式下的所述前进八速级的齿轮比与高模式下的所述前进六速级的齿轮比一致的方式设定了在副变速器30中设置的第四行星齿轮机构pu4的高/低必要比(low/highrequiredratio)。并且，在实施方式的自动变速器3中，使用可形成的变速级中的低模式下的所述前进一速级～所述前进六速级和高模式下的所述前进四速级～所述前进六速级，作为自动变速器3整体的变速级而形成1st～8th。

具体而言，如上述表1的接合表所示，在副变速器30为低模式且主变速器20为前进一速级～前进六速级(1st(lo)～6th(lo))时，作为所述自动变速器3整体的变速级而形成1st～6th。另外，在副变速器30为高模式且主变速器20为前进四速级～前进六速级(4th(hi)～6th(hi)时，作为自动变速器3整体的变速级而形成6th～8th。

图4是示出低模式下的各变速级的齿轮比与高模式下的各变速级的齿轮比的关系的图。在实施方式的自动变速器3中，在低模式下的齿轮比与高模式下的齿轮比一致的地方，低/高切换机构40对低模式和高模式进行切换。具体而言，如图4所示，低模式下的所述前进六速级(lo侧的6th)的齿轮比与高模式下的所述前进四速级(hi侧的4th)的齿轮比一致，均为1.00。并且，在该齿轮比一致的低模式下的前进六速级(lo侧的6th)和高模式下的前进四速级(hi侧的4th)之间进行低模式与高模式的切换。

例如，在将自动变速器3整体的变速级从5th向6th升档的情况下，在从低模式下的所述前进五速级升档到低模式下的所述前进六速级之后，从低模式下的所述前进六速级切换为高模式下的所述前进四速级，作为自动变速器3整体的变速级形成6th。其后，在将自动变速器3整体的变速级从6th向7th升档的情况下，从高模式下的所述前进四速级向高模式下的所述前进五速级升档，作为自动变速器3整体的变速级而形成7th。

另一方面，在将自动变速器3整体的变速级从7th向6th降档的情况下，在从高模式下的所述前进五速级降档到高模式下的所述前进四速级后，从高模式下的所述前进四速级切换为低模式下的所述前进六速级，作为自动变速器3整体的变速级而形成6th。其后，在将自动变速器3整体的变速级从6th向5th降档的情况下，从低模式下的所述前进六速级向低模式下的所述前进五速级降档，作为自动变速器3整体的变速级而形成5th。

另外，由于在副变速器30中设置的第四行星齿轮机构pu4的高/低必要比为0.90～1.50，因此能够成为实现第四行星齿轮机构pu4的小型化的结构。因此，在实施方式的自动变速器3中，如图4所示，将第四行星齿轮机构pu4的高/低必要比设为1.49，将第四行星齿轮机构pu4小型化，进而实现自动变速器3的小型化。

图5是示出图1所示的自动变速器3的主变速器20侧中的齿轮组的主要部分的图。需要说明的是，在图5中，为了容易观察附图，适当省略在图1中标注的各构成要素的符号。图6是示出高容量的八速级的自动变速器3中的各旋转构件的惯量的图表。图7是示出中容量的八速级的自动变速器3中的各旋转构件的惯量的图表。

作为提高自动变速器3的响应性的手段，存在降低构成自动变速器3的各旋转体的惯量的手段。如图5所示，构成自动变速器3的主变速器20侧处的齿轮组的各旋转体可以分为i1～i7这七个旋转构件。各旋转构件的惯量例如在高容量的自动变速器3中为图6示出的图表那样，在中容量的自动变速器3中为图7示出的图表那样。

需要说明的是，i1旋转构件包含与发动机2的曲轴连结的输入轴10、泵轮11a、前罩12a等，i2旋转构件包含变矩器11的涡轮11b、主变速器20的输入轴21等。因此，由图6及图7可知，i1旋转构件及i2旋转构件的惯量与主要包含构成主变速器20的各旋转体的i3～i7的各旋转构件的惯量相比显著大。另一方面，若比较i3～i7的各旋转构件的惯量，则由图6及图7可知，特别是i3旋转构件的惯量大于i4～i7的各旋转构件的惯量。因此，i3旋转构件的旋转变化所产生的变速下的响应性对其他旋转构件的旋转变化所产生的变速下的响应性不利。

表3示出主变速器20的各变速级下的各旋转构件的转速比。

(表3)

如表3所示，可知在i3旋转构件中，在从8th、7th的变速中转速比的变化大(表3中的(1))。另外，可知在i5旋转构件中，在从6th的变速中转速比的变化大(表3中的(2))。

表4是使用下记(1)式算出的比较例的高容量的自动变速器中的变速过渡惯量的试算结果。表5是使用下记(1)式算出的比较例的中容量的自动变速器中的变速过渡惯量的试算结果。

需要说明的是，比较例的自动变速器是相对于实施方式的自动变速器3具备主变速器20但不具备副变速器30及低/高切换机构40的自动变速器。因此，通过基于上述表2的接合表将主变速器20设为前进一速级～前进八速级，从而形成作为比较例的自动变速器整体的1th～8th各变速级。另外，在表4及表5中，画斜线的格子表示能够通过第一离合器c1～第四离合器c4、第一制动器b1及第二制动器b2中的任一个接合要素的变更而进行变速的变速级。

[数学式1]

但是，在上述(1)式中，isft_eq是变速过渡惯量，ie/g是发动机2的惯量，it/c是变矩器11的惯量，ii是行星齿轮构件的单体惯量，ωi_bfr是变速前的行星齿轮要素的旋转，ωi_aft是变速后的行星齿轮要素的旋转，ωin是输入轴21的旋转。

(表4)

(表5)

如表4及表5所示，在比较例的自动变速器中，在从8th、7th向6th、5th的变速中变速过渡惯量大(表4及表5中的(1))，在从6th向5th的变速中变速过渡惯量也大(表4及表5中的(2))。这样，在比较例的自动变速器中，在高速档位侧下的主变速器20的变速中产生的惯量大，高速的变速级侧下的变速与低速的变速级侧下的变速相比，变速响应性变得不利。

表6是使用上述(1)式算出的实施方式的自动变速器3为高容量的情况下的变速过渡惯量的试算结果。表7是使用上述(1)式算出的实施方式的自动变速器3为中容量的情况下的变速过渡惯量的试算结果。

(表6)

(表7)

在实施方式的自动变速器3中，如上所述，在齿轮比一致的、低模式下的所述前进六速级和高模式下的所述前进四速级之间进行低模式与高模式的切换，如表6及表7所示，在从8th、7th向6th、5th的变速中变速过渡惯量小，在从6th向5th的变速中变速过渡惯量也小。即，如实施方式的自动变速器3那样，通过利用副变速器30的高模式形成高速的变速级侧，从而能够将高速的变速级侧下的强制降档加速时的变速过渡惯量缩小为比较例的自动变速器的大约一半。因此，在实施方式的自动变速器3中，能够使在高速的变速级侧下的主变速器20的变速中产生的惯量降低，因此变速响应性提高，能够使变速时间缩短。