本发明涉及一种车辆自动变速器，并且尤其是关于一种用于抑制从车辆自动变速器的输出轴传递的转矩波动的技术。
背景技术：
已知一种由多个行星齿轮组和多个接合装置构成的车辆自动变速器，并且当接合装置中所选择的一个接合装置在接合状态与释放状态之间切换时所述车辆自动变速器换档至多个档位中的一个档位。在车辆自动变速器中，已提出了一些用于防止发动机的转矩波动被传递至自动变速器的输出轴的技术。例如，在日本专利申请公开第2006-283955号(jp2006-283955a)中，惯性构件在自动变速器中布置于转动体附近，使得转动体和惯性构件能够通过磁力彼此接合。因此，能够通过将转动体与惯性构件彼此接合来改变自动变速器的惯性。从而，通过增大自动变速器对发动机的转矩波动的惯性，能够在自动变速器中减弱发动机的转矩波动。
技术实现要素：
如jp2006-283955a中所描述的，通过使得能够改变车辆自动变速器中的惯性，抑制或减小了从自动变速器的输出轴传递的转矩波动。但是，分离地设置惯性构件可以引起自动变速器的质量的增大，并且自动变速器的传输效率可能减小。而且，需要用于将惯性构件与转动体接合的装置或排布，引起了制造成本的增加。
本发明提供了一种车辆自动变速器，包括多个行星齿轮组和多个接合装置，其中能够不显著地增加部件的数目而抑制从车辆自动变速器传递的转矩波动。
根据本发明的一个方案的车辆自动变速器包括多个接合装置和多个行星齿轮组。所述多个接合装置构造成根据所述多个接合装置的接合状态和释放状态的组合来实现所述车辆自动变速器的多个档位。每个所述行星齿轮组包括转动元件。所述多个行星齿轮组中的一个行星齿轮组的至少一个所述转动元件经由花键接合部联接至另一个行星齿轮组的一个所述转动元件或一个所述接合装置。除了经由所述花键接合部联接的所述至少一个所述转动元件之外的每个所述转动元件直接地或经由一个所述接合装置联接至另一个转动元件或非转动构件。经由所述花键接合部联接的所述至少一个所述转动元件构造成：当所述自动变速器被置于作为所述多个档位中的一个档位的预定档位时以没有经由所述花键接合部传输转矩而共转。
利用根据本发明的上述方案而构造的车辆自动变速器，当建立了预定档位时，上文所指的没有被传输转矩的至少一个转动元件通过另一转动元件共转。这时，经由花键接合部联接的至少一个转动元件在与限定在花键接合部中在转动方向上形成的齿隙的花键齿碰撞的同时转动。在发动机转速较低的区域中，由于发动机的转矩波动引起花键接合部的变化的位移大；因此，在花键接合部中反复碰撞。归功于碰撞，消耗了因发动机的转矩波动而引起的惯性的能量，并且能够抑制从自动变速器的输出轴传递的转矩波动。而且，为了抑制转矩波动，不需要附加诸如惯性构件的新的部件来抑制转矩波动。
在根据本发明的上述方案的车辆自动变速器中，上文所指的车辆自动变速器可以进一步包括公差环。如在所述车辆自动变速器的径向上所视，经由所述花键接合部联接的所述至少一个所述转动元件可以与其他转动元件和所述接合装置之一的一部分重叠。
所述公差环可以安装在与所述花键接合部不同的部位，使得所述公差环与经由所述花键接合部联接的所述至少一个所述转动元件、以及所述其他转动元件和所述接合装置之一的一部分接触。
利用如上述构造的车辆自动变速器，随着发动机的转速增大，减小了花键接合部的变化的位移，并且碰撞不容易在花键接合部中发生；因此，减小了利用碰撞来抵消转矩波动的效果。另一方面，当公差环设置在上文所指的至少一个转动元件与其他行星齿轮组的转动元件或接合装置的一部分之间时，花键接合部中的齿隙被大致消除。因此，在动力传输路径上形成的齿隙只由除了花键接合部以外的在齿轮的啮合部分等处所形成的齿隙组成；因此，充分减小了齿隙。结果，即使在发动机转速增大之后，限定齿隙的齿面之间的碰撞的频率仍然增大，并且能够通过由于碰撞而引起的惯性的能量的消耗来抑制转矩波动。
附图说明
下面将参照附图来描述本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义，其中相同的附图标记标示相同的元件，并且其中：
图1是应用了本发明的车辆传动系的概要图；
图2是图1的车辆自动变速器的接合操作表；
图3是图1的车辆自动变速器的截面图；
图4是图3的截面图中的单点划线所包围的部分的放大图；
图5是示出了当建立了第八档位时没有被传输转矩的转动体的视图；
图6是当变速器从发动机接收转矩波动时，考虑了在自动变速器中形成的齿隙的车辆传动系的振动模型。
图7a是示出了图6的第一齿隙的图像的视图；
图7b是示出了图6的第二齿隙的图像的视图；
图8a在低发动机转速区域中示出了图6的第二齿隙处的相角位移与时间之间的关系；
图8b示出了在高发动机转速区域中的图6的第二齿隙处的相位角位移与时间之间的关系；并且
图9示出了发动机转速与输出轴转矩波动之间的关系。
具体实施方式
将参照附图详细地描述本发明的一个实施例。在下面的实施例中，附图中的一些部件或部分按照需要被简化或变形，并且各个部件或部分的尺寸比、形状等不一定精确。
图1是应用了本发明的车辆传动系10的概要图。车辆传动系10包括发动机12、变矩器14以及自动变速器16。变矩器14和自动变速器16相对于中心线(轴线rc)大致对称地构成，并且在图1中未描绘每个装置的在中心线下方的下半部。图1的轴线rc为发动机12、变矩器14以及自动变速器16的转动轴线。
在图1中，变矩器14排布成绕轴线rc转动，并包括泵轮14p和涡轮14t，泵轮14p联接至发动机12，涡轮14t联接至作为自动变速器16的输入转动构件的变速器输入轴32。机械式油泵34联接至泵轮14p。例如，油泵34产生用于控制自动变速器16的换档以及将润滑油供应至自动变速器16的动力传输路径的每个部分的液压。变矩器14设置有用于将泵轮14p与涡轮14t直接联接的锁止离合器15。
自动变速器16为行星齿轮式多速变速器，其提供从发动机12至驱动轮(未示出)的动力传输路径的一部分并且用作具有两个以上档位的自动变速器。在自动变速器16中，多个摩擦接合装置(第一离合器c1至第四离合器c4、第一制动器b1以及第二制动器b2)中所选择的摩擦接合装置与单向离合器f1接合，以便形成具有不同齿数比(速度比)的多个档位(换档位置)。例如，自动变速器16为执行在已知车辆中经常采用的所谓的离合器到离合器换档(clutch-to-clutchshifting)的多速变速器。自动变速器16在相同的轴线(在轴线rc上)上具有双小齿轮型第一行星齿轮组36、以及构成为拉维纳(ravigneaux)式齿轮单元的单小齿轮型第二行星齿轮组38和双小齿轮型第三行星齿轮组40。自动变速器16可操作为改变变速器输入轴32的转速，并且从变速器输出轴24传递产生的转动动力。第一离合器c1至第四离合器c4、第一制动器b1、第二制动器b2以及单向离合器f1对应于本发明的接合装置。
第一行星齿轮组36具有第一太阳齿轮s1、第一内啮合齿轮r1、第一小齿轮p1以及第一行星齿轮架ca1，第一太阳齿轮s1作为外齿齿轮，第一内啮合齿轮r1作为与第一太阳齿轮s1同心地布置的内齿齿轮，第一小齿轮p1各自由与第一太阳齿轮s1和第一内啮合齿轮r1啮合的齿轮对构成，第一行星齿轮架ca1支撑第一小齿轮p1使得小齿轮p1能够绕其自身转动并且绕轴线rc转动。第一太阳齿轮s1、第一行星齿轮架ca1以及第一内啮合齿轮r1对应于本发明的一个行星齿轮组的转动元件。
第二行星齿轮组38具有第二太阳齿轮s2、第二内啮合齿轮r2、第二小齿轮p2以及第二行星齿轮架ca2，第二太阳齿轮s2作为外齿齿轮，第二内啮合齿轮r2作为与第二太阳齿轮s2同心地布置的内齿齿轮，第二小齿轮p2与第二太阳齿轮s2和第二内啮合齿轮r2啮合，第二行星齿轮架ca2支撑第二小齿轮p2使得小齿轮p2能够绕其自身转动并且绕轴线rc转动。第二太阳齿轮s2、第二行星齿轮架ca2以及第二内啮合齿轮r2对应于本发明的行星齿轮组中的一个行星齿轮组的转动元件。
第三行星齿轮组40具有第三太阳齿轮s3、第三内啮合齿轮r3、第三小齿轮p3以及第三行星齿轮架ca3，第三太阳齿轮s3作为外齿齿轮，第三内啮合齿轮r3作为与第三太阳齿轮s3同心地布置的内齿齿轮，每一个第三小齿轮p3均由与第三太阳齿轮s3和第三内啮合齿轮r3啮合的齿轮对构成，第三行星齿轮架ca3支撑第三小齿轮p3以便小齿轮p3能够绕其自身转动并且绕轴线rc转动。第三太阳齿轮s3、第三行星齿轮架ca3以及第三内啮合齿轮r3对应于本发明的一个行星齿轮组的转动元件。
在本实施例中，第二行星齿轮组38的第二行星齿轮架ca2和第三行星齿轮组40的第三行星齿轮架ca3由共同的构件构成，并且第二行星齿轮组38的第二内啮合齿轮r2和第三行星齿轮组40的第三内啮合齿轮r3由共同的构件构成。进一步地，第二行星齿轮组38的每个第二小齿轮p2用作构成第三行星齿轮组40的每个第三小齿轮p3的齿轮对中的一个，以便第二和第三行星齿轮组38、40协作以提供所谓的拉维纳式齿轮系。在下面的描述中，第二行星齿轮架ca2和第三行星齿轮架ca3将作为共同的构件被标示为“行星齿轮架rca”，并且第二内啮合齿轮r2和第三内啮合齿轮r3将作为共同的构件被标示为“内啮合齿轮rr”。行星齿轮架rca和内啮合齿轮rr对应于本发明的行星齿轮组的转动元件。
第一太阳齿轮s1联接至作为非转动构件的壳体18。第一行星齿轮架ca1联接至变速器输入轴32，并且还经由第四离合器c4联接至第二太阳齿轮s2。第一内啮合齿轮r1经由第一离合器c1联接至第三太阳齿轮s3，并且还经由第三离合器c3联接至第二太阳齿轮s2。第二太阳齿轮s2经由第一制动器b1联接至壳体18。行星齿轮架rca经由第二离合器c2联接至变速器输入轴32，并且还经由第二制动器b2联接至壳体18。行星齿轮架rca经由与第二制动器b2平行设置的单向离合器f1联接至壳体18。内啮合齿轮rr联接至变速器输出轴24。
上述的第一离合器c1、第二离合器c2、第三离合器c3、第四离合器c4、第一制动器b1以及第二制动器b2(当它们不作特别区分时，将被简称为“离合器c”、“制动器b”或“接合装置”)为在已知的车辆自动变速器中经常采用的液压摩擦接合装置，并且为适于由液压致动器加压的湿式多片离合器和制动器的形式，或者适于由液压致动器来拉紧的带式制动器的形式。当每个这样构成的离合器c和制动器b的转矩容量(即，接合力)由设置在自动变速器16中的液压控制回路(未示出)改变时，其在接合状态与释放状态之间切换。
通过控制离合器c与制动器b的接合和释放，如在图2的接合操作表中所示，根据驾驶员的加速操作、车速v等来形成八个前进速度和一个倒车速度的每个档位。在图2中，“1st”至“8th”是指作为前进档位的第一速度至第八速度，并且“rev”是指作为倒车档位的倒车速度，并且自动变速器16的对应于每个档位的齿数比γ(＝变速器输入轴的转速nin/自动变速器输出轴的转速nout)由第一行星齿轮组36、第二行星齿轮组38和第三行星齿轮组40的每个齿数比(＝太阳齿轮的齿数/内啮合齿轮的齿数)来适当地确定。
如图2的接合操作表所示，第一档位“1st”在第一离合器c1与第二制动器b2接合时建立。第二档位“2nd”在第一离合器c1与第一制动器b1接合时建立。第三档位“3rd”在第一离合器c1与第三离合器c3接合时建立。第四档位“4th”在第一离合器c1与第四离合器c4接合时建立。第五档位“5th”在第一离合器c1与第二离合器c2接合时建立。第六档位“6th”在第二离合器c2与第四离合器c4接合时建立。第七档位“7th”在第二离合器c2与第三离合器c3接合时建立。第八档位“8th”在第二离合器c2与第一制动器b1接合时建立。倒车档位“rev”在第三离合器c3与第二制动器b2接合时建立。
图3是图1的自动变速器16的截面图。自动变速器16在作为非转动构件的壳体18内包括变速器输入轴32、变速器输出轴24、第一行星齿轮组36、第二行星齿轮组38、第三行星齿轮组40、第一离合器c1至第四离合器c4、第一制动器b1和第二制动器b2。变速器输入轴32、第一行星齿轮组36至第三行星齿轮组40、第一离合器c1至第四离合器c4以及第一制动器b1和第二制动器b2相对于轴线rc大致对称地构成；因此，这些部件的在轴线rc下方的下半部没有在图3中图示出。
变速器输入轴32安装为可绕轴线rc转动。变速器输入轴32由位于在轴线rc的方向上离变矩器14较近的第一转动轴32a、以及第二转动轴32b构成。第二转动轴32b的一个端部如从轴线rc的方向上所视花键配合至第一转动轴32a，使得第二转动轴32b与第一转动轴32a作为一单元来转动。如在轴线rc的方向上所视离变矩器14较近的第一转动轴32a的一个端部联接至变矩器14的涡轮14t，使得动力能够在第一转动轴32a与涡轮14t之间传输。
第一行星齿轮组36、变速器输出轴24、第二行星齿轮组38以及第三行星齿轮组40在轴线rc的方向上从变矩器14侧(图3中的右侧)依次排布。
第一行星齿轮组36为双小齿轮型行星齿轮组的形式。第一行星齿轮组36的第一太阳齿轮s1联接至布置在第一转动轴32a的径向外侧的中间构件42。中间构件42联接至作为非转动构件的壳体18。因此，第一太阳齿轮s1保持在非转动状态。第一行星齿轮架ca1联接至第四离合器c4。第一内啮合齿轮r1形成为环形形状，并且第一离合器c1的摩擦接合元件62和第三离合器c3的摩擦接合元件56设置在第一内啮合齿轮r1的径向外侧。
第四离合器c4包括离合器鼓46、摩擦接合元件48、活塞50以及弹簧(未示出)，摩擦接合元件48设置在离合器鼓46与第一行星齿轮架ca1之间、活塞50可操作为按压摩擦接合元件48，弹簧使活塞50在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件48而偏置。
离合器鼓46形成为双底圆筒状，并且安装为可绕轴线rc转动。由多个摩擦片构成的摩擦接合元件48设置在离合器鼓46的径向外侧的圆筒部与联接至第一行星齿轮架ca1的圆筒构件52之间。活塞50如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件48邻近的位置处形成的按压部。当活塞50在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件48移动时，摩擦接合元件48被活塞50按压，使得第四离合器c4被接合或者在滑动的同时被接合。如果接合了第四离合器c4，则第一行星齿轮架ca1与离合器鼓46彼此联接。通过向作为油密空间的油压室53供给的液压的方式来控制活塞50，油压室53由活塞50和离合器鼓46包围并形成。
第三离合器c3包括离合器鼓54、摩擦接合元件56、活塞58以及弹簧(未示出)，摩擦接合元件56设置在第一内啮合齿轮r1的外周面与离合器鼓54的内周面之间，活塞58可操作为按压摩擦接合元件56，弹簧使活塞58在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件56而偏置。
离合器鼓54形成为具有底的圆筒状，并且安装为可绕轴线rc转动。由多个摩擦片组成的摩擦接合元件56设置在离合器鼓54的圆筒部的内周面与第一内啮合齿轮r1的外周面之间。活塞58如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件56邻近的位置处形成的按压部。当活塞58在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件56移动时，摩擦接合元件56被活塞58按压，使得第三离合器c3被接合或者在滑动的同时被接合。如果接合了第三离合器c3，则第一内啮合齿轮r1与离合器鼓54彼此联接。通过向作为油密空间的油压室59供给的液压的方式控制活塞58，油压室59由活塞58和离合器鼓54包围并形成。
第一离合器c1包括离合器鼓60、摩擦接合元件62、活塞64以及弹簧65，摩擦接合元件62设置在离合器鼓60与第一内啮合齿轮r1之间，活塞64可操作为按压摩擦接合元件62，弹簧65使摩擦接合元件62在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件62而偏置。
离合器鼓60形成为圆筒构件并且安装为可绕轴线rc转动，所述圆筒构件中形成有小直径部60a和大直径部60b。由多个摩擦片构成的摩擦接合元件62设置在离合器鼓60的大直径部60b的内周面与第一内啮合齿轮r1的外周面之间。活塞64如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件62邻近的位置处形成的按压部。当活塞64在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件62移动时，摩擦接合元件62被活塞64按压，使得第一离合器c1被接合或者在滑动的同时被接合。如果接合了第一离合器c1,则离合器鼓60与第一内啮合齿轮r1彼此联接。通过向作为油密空间的油压室67供给的液压的方式来控制活塞58，油压室67由活塞64和离合器鼓60包围并形成。
第一制动器b1包括连接鼓66、摩擦接合元件68、活塞70以及弹簧(未示出)，连接鼓66联接至离合器鼓54，摩擦接合元件68设置在壳体18与连接鼓66之间，活塞70可操作为按压摩擦接合元件68，弹簧使活塞70在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件68而偏置。
连接鼓66为圆筒构件的形式并且安装为可绕轴线rc转动，所述圆筒状构件中形成有小直径部66a和大直径部66b。由多个摩擦片组成的摩擦接合元件68设置在连接鼓66的大直径部66b的外周面与壳体18的内壁之间。活塞70如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件68邻近的位置处形成的按压部。当活塞70在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件68移动时，摩擦接合元件68被活塞70按压，使得第一制动器b1被接合或者在滑动的同时被接合。如果接合了第一制动器b1,则连接鼓66与壳体18彼此联接，并且连接鼓66停止转动。通过向作为油密空间的油压室71供给的液压的方式来控制活塞70，油压室71由壳体18和活塞70包围并形成。
第二行星齿轮组38的第二太阳齿轮s2花键配合至连接鼓66的圆筒小直径部66a的端部。第三行星齿轮组40的第三太阳齿轮s3形成为大致圆筒状，并且其如在轴线rc的方向上所视的位于离变矩器14较近的端部花键配合至离合器鼓60的小直径部60a。
第二行星齿轮组38和第三行星齿轮组40的共同的行星齿轮架rca支撑第二小齿轮p2和第三小齿轮p3，使得小齿轮p2、p3能够绕其自身转动并且绕轴线rc转动。稍后将描述的第二离合器c2的摩擦接合元件74和第二制动器b2的摩擦接合元件78设置在行星齿轮架rca的径向外侧。尽管没有在图3中的第二离合器c2的摩擦接合元件74的径向内侧图示行星齿轮架rca，但行星齿轮架rca位于周向上的另一相位。第二行星齿轮组38和第三行星齿轮组40的共同的内啮合齿轮rr形成为环形形状，并且其径向内部花键配合至变速器输出轴24。
第二离合器c2包括离合器鼓72、摩擦接合元件74、活塞76和弹簧77，摩擦接合元件74设置在离合器鼓72与行星齿轮架rca之间，活塞76可操作为按压摩擦接合元件74，弹簧77使活塞76在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件74而偏置。
离合器鼓72为具有底的圆筒状构件，并且安装为可绕轴线rc转动。摩擦接合元件74设置在离合器鼓72的内周面与行星齿轮架rca的外周面(图3中未示出)之间。活塞76如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件74邻近的位置处形成的按压部。当活塞76在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件74移动时，摩擦接合元件74被活塞76按压，使得第二离合器c2被接合或在滑动的同时被接合。如果接合了第二离合器c2，则离合器鼓72与行星齿轮架rca彼此联接。通过向作为油密空间的油压室79供给的液压的方式来控制活塞76，油压室79由活塞76和离合器鼓72包围并形成。
第二制动器b2包括摩擦接合元件78、活塞80和弹簧(未示出)，摩擦接合元件78设置在行星齿轮架rca的外周面和壳体18的内壁之间，活塞80可操作为按压摩擦接合元件78，弹簧使活塞80在轴线rc的方向上远离摩擦接合元件78而偏置。
由多个摩擦片构成的摩擦接合元件78设置在行星齿轮架rca的外周面与壳体18的内壁之间。活塞80由活塞本体80a和延伸部80b构成。延伸部80b如在轴线rc的方向上所视具有在与摩擦接合元件78邻近的位置处形成的按压部。当活塞80在轴线rc的方向上朝摩擦接合元件78移动时，摩擦接合元件78被活塞80按压，使得第二制动器b2被接合或者在滑动的同时被接合。如果接合了第二制动器b2，则行星齿轮架rca与壳体18彼此联接，并且行星齿轮架rca停止转动。通过向作为油密空间的油压室81供给的液压的方式来控制活塞80，油压室81由活塞80和壳体18包围并形成。
图4是图3的单点划线包围的部分的放大图。如图4所示，变速器输入轴32绕作为其中心的轴线rc而安装，并且第三行星齿轮组40的第三太阳齿轮s3布置在变速器输入轴32的径向外侧。构成第一离合器c1的离合器鼓60布置在第三太阳齿轮s3的径向外侧。
花键齿83形成在第三太阳齿轮s3的在轴线rc的方向上位于离变矩器14较近的部位(图4中的右手侧部位)的外周面上。而且，花键齿85形成在离合器鼓60的如在径向上所视与第三太阳齿轮s3的花键齿83重叠的部位的内周面上。第三太阳齿轮s3的花键齿83和离合器鼓60的花键齿85彼此接合，以便形成将第三太阳齿轮s3与离合器鼓60联接的花键接合部82，使得这些部件不能相对彼此转动(尽管发生了经由齿隙的相对转动)，但是能够在轴线rc的方向上相对彼此移动。
公差环84安装在与构成花键接合部82的花键齿83与花键齿85的接合位置邻近的位置处(即，与花键接合部82不同的部位)，如在径向上所视位于第三太阳齿轮s3与离合器鼓60彼此重叠的部位，使得公差环84与第三太阳齿轮s3以及离合器鼓60两者接触。环形沟槽86形成在离合器鼓60的内周面上，并且公差环84布置在由环形沟槽86形成的环形空间中。
公差环84具有环状的环形部84a和从环形部84a径向向内升起的多个凸起84b。公差环84的环形部84a与离合器鼓60抵接接触，并且凸起84b与第三太阳齿轮s3抵接接触，因而引起了第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间产生的滑动阻力。即，公差环84限制了在第三太阳齿轮s3的花键齿83与离合器鼓60的花键齿85之间的转动的方向上形成的齿隙的范围内允许的相对转动。换句话说，由于在花键接合部82中限制了相对转动，因此在第三太阳齿轮s3的花键齿83与离合器鼓60的花键齿85之间的花键接合部82的转动方向上形成的齿隙显得被消除。
当在如上所述构成的自动变速器16中建立了给定的档位(例如，第八档位8th)时，形成了包括花键接合部82并且不在动力传输中涉及的转动体。即，转动体以没有向其传输转矩而与其他部分共转。尽管没有向转动体传输转矩，但该转动体由于齿轮的啮合而共转。例如，当建立了第八档位8th时，第二离合器c2和第一制动器b1被接合，并且其他摩擦接合装置被释放。
这时，如图5所示的自动变速器16的截面图的阴影线区域与其他部分共转而没有传输转矩。该阴影线区域对应于在第八档位8th中的转动体88，该转动体88以没有向其传输转矩而共转。转动体88由第三太阳齿轮s3和构成第一离合器c1的转动构件(离合器鼓60、摩擦接合元件62、活塞64、弹簧65等)构成。转动体88还包括插入至第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间的花键接合部82。
由于第三太阳齿轮s3与第三小齿轮p3彼此啮合，因此第三太阳齿轮s3根据第三小齿轮p3的转动而共转。而且，与第三太阳齿轮s3花键接合的第一离合器c1的离合器鼓60以及构成第一离合器c1的画有阴影线的转动构件(诸如活塞64)也共转。由于第一离合器c1在第八档位8th中被释放，因此第一离合器c1的摩擦接合元件62的与离合器鼓60花键接合的摩擦片随离合器鼓60一起共转。
将描述当在自动变速器16中建立了诸如第八档位8th的给定档位时通过形成没有被传输转矩而转动的转动体88所提供的效果。图6是当自动变速器16从发动机12接收转矩波动时考虑了在自动变速器16中形成的齿隙的车辆传动系10的振动模型。
在图6中，附图标记90标示对应于发动机12的惯性体(其将被称为“惯性体90”)，并且附图标记92标示了对应于自动变速器16的惯性体(其将被称为“惯性体92”)，而附图标记94标示构成从变速器输出轴24至驱动轮(未示出)的动力传输路径的惯性体(其将被称为“惯性体94”)。惯性体90具有发动机12的转动构件的惯性质量，并且惯性体92具有自动变速器16的转动构件的惯性质量，而惯性体94具有形成从变速器输出轴24至驱动轮(未示出)的动力传输路径的转动构件的各个惯性质量的总值。作为振动模型的弹簧96插入在惯性体90与惯性体92之间，并且作为振动模型的弹簧98插入在惯性体92与惯性体94之间。
在自动变速器16中，齿隙在各种齿轮的啮合部以及花键接合部中形成。如果对其建模，则惯性体92分为如图6所示的三个惯性体，即，第一惯性体92a、第二惯性体92b以及第三惯性体92c。第一惯性体92a和第二惯性体92b为当建立了诸如第八档位8th的给定档位时向其传输了转矩的惯性体。第三惯性体92c为当建立了给定档位时没有向其传输转矩的惯性体。在建立了第八档位8th的情况下，第一惯性体92a和第二惯性体92b对应于在图5中未画有阴影线的转动构件(壳体18等除外)。在建立了第八档位8th的情况下，第三惯性体92c对应于图5中画有阴影线的转动构件(即，转动体88)。
第一齿隙100设定在第一惯性体92a与第二惯性体92b之间。通过对在建立了给定档位时传输有转矩的动力传输路径上形成的所有齿隙建模为一个齿隙而设置第一齿隙100。第二齿隙102设定在第二惯性体92b与第三惯性体92c之间。通过对在建立了给定档位时没有被传输转矩而共转的转动构件之间形成的所有齿隙建模为一个齿隙来设置第二齿隙102。
图7a示出了图6的第一齿隙100的图像，并且图7b示出了图6的第二齿隙102的图像。图7a的左侧部分示出了第一惯性体92a与第二惯性体92b之间形成的齿隙的图像，并且图7a的右侧部分示出了当从发动机12传输转矩波动时第一齿隙100处的转动位移(转动波动)与时间之间的关系。在图7a的左侧区中，阴影线区域对应于第一惯性体92a，并且两叉区域对应于第二惯性体92b。两叉区域的两个叉之间的间隙对应于第一惯性体92a与第二惯性体92b之间形成的齿隙的宽度，换言之，所述齿隙是在建立了给定档位的情况下转矩传输所通过的转动构件之间形成的齿隙(总值)。第一惯性体92a插入至齿隙区域内使得其能够相对于第二惯性体92b移动。
在图7a中，由于转矩在第一惯性体92a与第二惯性体92b之间传输，因此转矩也经由第一齿隙100来传输。因此，如图7a所示，第一惯性体92a被放置在压向第二惯性体92b的两个叉之一(驱动侧)的状态下。即，在第一惯性体92a与第二惯性体92b之间，齿隙在驱动侧闭合。
图7a的右侧区表示当传输发动机12的转矩波动时在第一齿隙100处的转动位移与时间之间的关系。通过仅提取由于发动机12的转矩波动而引起的转动位移(转动波动)来获得纵轴上的转动位移。图7a的右侧区中的顶部波浪线和底部波浪线表示如图7a的左侧区中所表示的第二惯性体92b的两个叉的各自的转动位移。如图7a所示，第二惯性体92b由于发动机12的转矩波动而随时间上下振荡。图7a的右侧区的阴影线区域表示图7a的左侧区所示的第一惯性体92a，并且第一惯性体92a压向第二惯性体92b的上侧(驱动侧)的壁。因而，在第一齿隙100中，由于转矩传输，第一惯性体92a持续地压向第二惯性体92b的上侧(驱动侧)的壁，并且在第二惯性体92b的齿隙宽度内，第一惯性体92a和第二惯性体92b不相对于彼此移动。
接下来，将描述图7b。图7b的左侧区示出了第二惯性体92b与第三惯性体92c之间形成的齿隙的图像。图7b的右侧区表示当从发动机12传输了转矩波动时在第二齿隙102处的转动位移(转动波动)与时间之间的关系。在图7b的左侧区中，阴影线区域对应于第三惯性体92c，并且两叉区域对应于第二惯性体92b。在第二惯性体92b的两个叉之间形成的间隙对应于在第二惯性体92b与第三惯性体92c之间形成的齿隙的宽度，换言之，所述齿隙为在给定档位中没有被传输转矩的转动构件之间所形成的齿隙(总值)。第三惯性体92c插入至齿隙宽度内使得其能够相对于第二惯性体92b转动。
在图7b中，由于第二惯性体92b与第三惯性体92c之间没有传输转矩，因此第三惯性体92c能够在第二惯性体92b的齿隙的范围内自由地移动(自由地转动)。因此，如图7b的左侧区所示，第三惯性体92c在第二惯性体92b的齿隙的范围内自由地移动(自由地转动)。
图7b的右侧区表示当传输发动机12的转矩波动时在第二齿隙102处的转动位移(转动波动)与时间之间的关系。通过仅提取由于发动机12的转矩波动而引起的转动位移(转动波动)来获得纵轴上的转动位移。在图7b的右侧区中，顶部波浪线和底部波浪线表示图7b的左侧区中所示的第二惯性体92b的两个叉的各自的转动位移。如图7b所示，第二惯性体92b由于发动机12的转矩波动而随时间上下振荡。图7b的左侧区中的阴影线区域表示图7b的左侧区中所示的第三惯性体92c。如图7b的右侧区所示，第三惯性体92c在齿隙的范围内移动(自由地转动)同时随时间与第二惯性体92b的上壁和下壁碰撞。
图8a和图8b表示当传输发动机12的转矩波动时第二惯性体92b和第三惯性体92c的转动位移与时间之间的关系。图8a示出了低发动机转速区域的状况，并且图8b示出了高发动机转速区域的状况。图8a和图8b所示的两条波浪线示出了图7b所示的第二惯性体92b的两个叉的转动位移，并且两波浪线之间的间隙表示齿隙(齿隙宽度)。通过仅恢复由发动机12的转矩波动所引起的位移分量来获得图8a和图8b的转动位移，并且等于零的转动位移对应于没有传输转矩波动时的位移。如图8a和图8b所示，第二惯性体92b的转动位移由于发动机12的转矩波动而随时间上下变化(以波浪形样式)。
而且，两波浪线之间(第二惯性体92b的齿隙宽度内)所描绘的虚线表示第三惯性体92c的转动位移。如图8a所示，第三惯性体92c在齿隙宽度内移动(自由地转动)同时随时间与第二惯性体92b碰撞。将参照图5的自动变速器16来解释该情形。在建立了第八档位8th的情况下，没有被传输转矩并画有阴影线的转动体88(对应于第三惯性体92c)随其他转动构件一起共转，同时与在转动体88中限定齿隙的齿轮齿和花键齿碰撞。更具体地，在转动体88中形成的齿隙包括在第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间形成的齿轮齿隙以及在花键接合部82中形成的花键齿隙。
如上所述，当在自动变速器16中建立了第八档位8th时，转动体88在与限定第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间的齿轮齿隙的齿轮齿以及限定花键接合部82中的花键齿隙的花键齿碰撞的同时共转。将描述由该排布所提供的一些效果。图9示出了发动机转速[rpm]与输出轴转矩波动[db]之间的关系。此处，输出轴转矩波动表示当发动机12的转矩波动传输至自动变速器16时从自动变速器16的变速器输出轴24所传递的转矩波动的大小。由短划线表示的碰撞减弱线表示：当转动体88在与限定第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间的齿轮齿隙的齿轮齿以及限定花键接合部82中的花键齿隙的花键齿碰撞的同时共转时的输出轴转矩波动的大小。由单点划线所表示的惯性附加线表示当转动体88与传输有转矩的转动构件整体地转动时的输出轴转矩波动的大小。即，惯性附加线表示当转动体88的惯性质量附加至传输有转矩的转动构件的惯性质量时的输出轴转矩波动的大小。由双点划线所表示的非惯性附加线表示：当转动体88以不与限定第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间的齿轮齿隙的齿轮齿以及限定花键接合部82中的花键齿隙的花键齿碰撞而共转时的输出轴转矩波动的大小。即，非惯性附加线表示：当转动体88的惯性质量完全没有附加至传输有转矩的转动构件时的输出轴转矩波动的大小。分析地获得了全部的碰撞减弱线、惯性附加线和非惯性附加线。
在由双点划线所表示的非惯性附加线上，输出轴转矩波动的峰值出现在相对高的发动机转速区域中，并且输出轴转矩波动的大小随发动机转速的增大而减小。输出轴转矩波动随发动机转速增大而减小，是因为发动机12的转矩波动随发动机转速增大而减小。与非惯性附加线相比，在由单点划线所表示的惯性附加线上，输出轴转矩波动的峰值出现在较低的发动机转速区域中，并且输出轴转矩波动的大小随发动机转速增大而减小。然后，当发动机转速处于相对高的区域中时，输出轴转矩波动在惯性附加线上比在非惯性附加线上小。这时因为，在惯性附加线上，附加了转动体88的惯性。
与在惯性附加线上相比，在由短划线所表示的碰撞减弱线上，输出轴转矩波动的峰值出现在更低的发动机转速区域中，并且输出轴转矩波动的大小随发动机转速增大而减小。因而，当发动机转速变为高于或等于预定值(例如，车辆行驶期间的转速区域的下限)时，与在惯性附加线上相比，输出轴转矩波动在碰撞减弱线上变得更小。
图9所示的实线表示本实施例的输出轴转矩波动的大小。当发动机12处于低转速区域时，发动机12的转矩波动较大；因此，输出轴转矩波动的大小根据碰撞减弱线而改变。即，转动体88在与限定齿隙(齿轮齿隙和花键齿隙)的齿面碰撞的同时共转。
因而，图5中的阴影线区域在与限定在第三太阳齿轮s3和离合器鼓60之间的齿轮齿隙的齿轮齿、以及限定花键接合部82中的花键齿隙的花键齿反复地碰撞的同时共转，使得阴影线区域显得大致连接至未画有阴影线的转动构件。即，视为附加了画有阴影线的转动构件的惯性质量。换言之，其能够被视为图9的惯性附加线。此外，由于转动体88在与限定齿轮齿隙的齿轮齿和限定花键齿隙的花键齿碰撞的同时共转，因此由转矩波动所产生的部分惯性能量通过碰撞而消耗，并且进一步减小了输出轴转矩波动。因此，如图9所示，与在惯性附加线上相比，输出轴转矩波动在碰撞减弱线上进一步减小。因而，如在建立了第八档位8th的情况下，例如，对转矩传输没有贡献的转动体88在与限定齿隙(齿轮齿隙和花键齿隙)的齿面碰撞的同时振荡，使得能够减小输出轴转矩波动。关于这一点，与惯性附加线相比，在输出轴转矩波动变为小于或等于图9所示的预设nv目标值(噪声振动目标值)之处的发动机转速能够被减小。
假定锁止离合器15在低于或等于nv目标值的发动机转速范围内被设定成接合的情况。如果接合了锁止离合器15，则发动机输出能够直接地传输至驱动轮，以便提高燃料经济性。另一方面，由于还直接地传输了使nv性能变差的发动机12的转矩波动，因此nv性能容易变差。在传输至输出轴24的转矩波动减小的本实施例中，即使锁止离合器15以低于已知的发动机转速的较低发动机转速接合，仍然能够获得与已知的发动机转速等同的nv性能。因此，锁止离合器15的操作区域的下限能够从发动机转速ne1(已知例子)减小至发动机转速ne2(本实施例)。结果，车辆能够在接合了锁止离合器15的情况下在扩展区域中行驶，这使得提高了燃料经济性。
而且，如图9所示，随着发动机转速增大，输出轴转矩波动从碰撞减弱线转移至非惯性附加线。这是因为，随着发动机转速增大，减小了转矩波动，并且没有发生与限定齿隙的齿轮齿和花键齿的碰撞。即，如图8b所示，随着发动机转速增大，转动位移随发动机的转矩波动减小而减小。通过由此减小的转动位移，对转矩传输没有贡献的图5中画有阴影线的转动体88变得不容易与限定齿隙的齿面碰撞。因此，随着发动机转速增大，输出轴转矩波动从由图9的短划线所表示的碰撞减弱线转移至由双点划线所表示的非惯性附加线。
如上所述，由于发动机12的转矩波动随着发动机转速增大而减小，因此与限定对转矩传输没有贡献的转动体88中的齿轮齿隙和花键齿隙的齿轮齿和花键齿碰撞的次数(频率)减小，并且在高发动机转速区域中几乎没有观察到碰撞。即，输出轴转矩波动转移至非惯性附加线。在图9中，如果发生了从碰撞减弱线至非惯性附加线的转移，同时发动机12处于低转速区域中，则如短划线所示，转移可能在输出轴转矩波动大的区域中出现，并且超过nv目标值。在这种情况下，几乎不能获得在碰撞减弱线上获得的使输出轴转矩波动减弱的效果，并且输出轴转矩波动变大。
为了解决上述问题，公差环84附加地设置在花键接合部82中，以便自动变速器16根据碰撞减弱线而操作，直到发动机到达给定的转速区域。如果公差环84插入至第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间，则第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间的齿隙变为大致等于零。因此，在动力传输路径上形成的齿隙(总值)只由第一齿隙100组成。由于第一齿隙100在啮合齿轮的齿面之间形成，因此其与图6的第二齿隙102相比足够小。因而，由于动力传输路径上的齿隙能够被视为仅是由第一齿隙100形成的齿隙，因此齿隙显得小。通过由此减小的齿隙，相比于不设置公差环84的情况，在齿隙处发生的碰撞的频率增大。结果，在输出轴转矩波动从碰撞减弱线转移至非惯性附加线处的发动机转速能够移向高速侧。通过由此设置的公差环84，碰撞更容易在齿隙处发生。因此，在输出轴转矩波动从碰撞减弱线转移至非惯性附加线处的发动机转速变得较高，并且在输出轴转矩波动变为小于或等于nv目标值处的发动机转速能够移向低发动机转速侧。因而，锁止离合器的操作区域能够移向低发动机转速侧，并且能够提高燃料经济性。在发动机12的低速区域中，即使设置了公差环84，输出轴转矩波动仍沿着碰撞减弱线而变化，因为在发动机12的低速区域中发动机12的转矩波动大，并且公差环84发生了滑动。
尽管已经将在自动变速器16中建立了第八档位8th的情况描述为一个例子，但是由于在建立了其他档位时类似地形成了转矩没有被传输通过的转动体，因此能够在其他档位中获得大致相同的效果。
如上所述，根据本实施例，例如，当在自动变速器16中建立了第八档位8th时，没有被传输转矩的转动体88通过传输有转矩的转动构件共转。这时，具有花键接合部82的转动体88在与花键齿碰撞的同时转动，在所述花键齿之间，花键齿隙形成在花键接合部82中的转动方向上。在低发动机转速区域中，由于发动机12的转矩波动而引起花键接合部的变化的位移，所以碰撞在花键接合部82中反复。通过发动机12的转矩波动所产生的惯性的能量由于碰撞而消耗，使得能够抑制或减小从自动变速器16的变速器输出轴24传递的转矩波动。而且，为了抑制或减小转矩波动，不需要附加诸如惯性构件的新的部件来抑制转矩波动。
而且，在本实施例中，随着发动机12的转速增大，花键接合部82的变化的位移减小，并且碰撞较不可能在花键接合部82中发生。因此，减小了利用碰撞来消除转动波动的效果。在本实施例中，设置了公差环84，使得花键接合部82中的齿隙变为大致等于零。因而，在动力传输路径上形成的齿隙仅由在齿轮的啮合部分处形成的齿隙组成；因此，齿隙被充分减小。结果，即使在发动机转速增大时，在齿隙处的碰撞的频率仍然增大，并且通过碰撞消耗了惯性能量，能够抑制转矩波动。
尽管已经参照附图详细地描述了本发明的一个实施例，但是本发明可以以其他形式应用。
在上述实施例中，公差环84插入至第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间。但是，除了公差环84以外，可以采用诸如o形环的任意构件，只要其能够在第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间产生滑动阻力。而且，第三太阳齿轮s3和离合器鼓60可以进行压配合来代替公差环84，以便减小或消除花键接合部82中的齿隙。
尽管上述实施例的自动变速器16为具有八个前进速度的多速变速器，但是自动变速器的联接排布不限于本实施例的联接排布。本发明可以适当地应用于在变速器处于给定档位时形成了转矩没有被传输通过的转动体的任何排布。
尽管在上述实施例中花键接合部82设置在第三太阳齿轮s3与第一离合器c1的离合器鼓60之间，但是不是必需设置在第三太阳齿轮s3与离合器鼓60之间，而是可以设置在构成一个行星齿轮组的转动元件与构成另一行星齿轮组的转动元件之间。即，花键接合部可以按需要设置，只要将其设置在在给定档位下转矩没有被传输通过的转动体中。
尽管在上述实施例中公差环84设置于在离合器鼓60中形成的环形沟槽中，但是其可以设置在第三太阳齿轮s3侧。
应理解，上文所描述的仅为本发明的一个实施例，并且可以基于本领域技术人员的知识而以各种改变和改进来实施本发明。