CN101846161A - 自动变速器 - Google Patents

自动变速器 Download PDF

Info

Publication number
CN101846161A
CN101846161A CN201010144465A CN201010144465A CN101846161A CN 101846161 A CN101846161 A CN 101846161A CN 201010144465 A CN201010144465 A CN 201010144465A CN 201010144465 A CN201010144465 A CN 201010144465A CN 101846161 A CN101846161 A CN 101846161A
Authority
CN
China
Prior art keywords
friction element
speed
gear
clutch
planetary carrier
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN201010144465A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101846161B (zh
Inventor
青田和明
犬田行宣
山本明弘
小林直树
奥田隆之
彼得·坦伯奇
乔尔格·米勒
里科·雷希
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nissan Motor Co Ltd
Original Assignee
JATCO Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by JATCO Ltd filed Critical JATCO Ltd
Publication of CN101846161A publication Critical patent/CN101846161A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101846161B publication Critical patent/CN101846161B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/006—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising eight forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0086—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising two reverse speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

Abstract

一种自动变速器，其有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速，该六个摩擦元件的构成为：第一离合器，其将太阳齿轮(S1)和行星齿轮架(PC2)选择性地连结；第二离合器，其将行星齿轮架(PC1)和太阳齿轮(S2)选择性地连结；第三离合器，其将行星齿轮架(PC1)和行星齿轮架(PC2)选择性地连结；第四离合器，其将太阳齿轮(S2)和旋转构件选择性地连结；第五离合器，其将太阳齿轮(S2)和齿圈(R3)选择性地连结；第一制动器，其可卡止行星齿轮架(PC2)的旋转。

Description

自动变速器
技术领域
本发明涉及一种自动变速器，其作为有变速级的多级化要求及齿轮比宽度的宽度化要求的车辆的变速装置而被使用。
背景技术
目前，作为通过三个行星、六个摩擦元件来实现前进8速的变速级的自动变速器，公知的是具有布尔小齿轮行星齿轮、腊文瑙式行星齿轮机构(一个双小齿轮行星和一个单小齿轮行星)、四个离合器、两个制动器的自动变速器(例如，参照专利文献1)。
专利文献1：(日本)特开2001-182785号公报
但是，在现有自动变速器中，虽然通过三个行星、六个摩擦元件来实现前进8速及后退1速的变速级，但使用了两个双小齿轮的行星齿轮，因此，具有下述的不良问题。
由于齿轮啮合次数多，齿轮效率及齿轮噪音差。由于小齿轮的齿轮直径小，耐久可靠性降低。由于零件数量多，因此成本高。
另外，存在如下的问题：为了实现前进8速的各变速级，将两个摩擦元件联接，因此在各变速级中，空转的摩擦元件成为四个，空转的摩擦元件的摩擦损耗增大，导致驱动能量的传递效率变差。
发明内容
本发明是着眼于所述问题而提出的，其目的在于，提供一种自动变速器，其有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
为了实现所述目的，本发明的自动变速器具备：
第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、支承与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮的第一行星齿轮架、与所述第一小齿轮啮合的第一齿圈构成；
第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、支承与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮的第二行星齿轮架、与所述第二小齿轮啮合的第二齿圈构成；
第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、支承与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮的第三行星齿轮架、与所述第三小齿轮啮合的第三齿圈构成；
六个摩擦元件，
通过将所述六个摩擦元件适当联接释放，至少在前进8速的变速级进行变速，并可将来自输入轴的转矩输出到输出轴，
所述输入轴与所述第一太阳齿轮时常连结，
所述输出轴与所述第二齿圈时常连结，
所述第三太阳齿轮被时常卡止，
所述第一齿圈和所述第三行星齿轮架时常连结，构成第一旋转构件，
所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：
第一摩擦元件，其将所述第一太阳齿轮和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；
第二摩擦元件，其将所述第一行星齿轮架和所述第二太阳齿轮之间选择性地连结；
第三摩擦元件，其将所述第一行星齿轮架和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；
第四摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第一旋转构件之间选择性地连结；
第五摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈之间选择性地连结；
第六摩擦元件，其可卡止所述第二行星齿轮架的旋转，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。
因而，在本发明的自动变速器中，通过三个行星齿轮、六个摩擦元件，至少实现前进8速及后退1速的变速级。其中，关于三个行星齿轮，全部使用由单小齿轮构成的第一行星齿轮和第二行星齿轮和第三行星齿轮。因此，与使用双小齿轮构成的行星齿轮的情况相比，齿轮啮合次数减少，齿轮效率提高，齿轮噪音降低。而且，由于小齿轮的直径变大，因此耐久可靠性提高。另外，由于零件数量减少，因此成本降低。
另外，通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，实现各变速级。因此，在各变速级中，空转的摩擦元件成为三个，与通过两个同时联接的组合来实现各变速级的情况相比，空转的摩擦元件的摩擦损耗被抑制得较小。因此，例如，在发动机车上使用的情况下，如提高燃油消耗性能那样，提高驱动能量的传递效率。
该结果是，有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
附图说明
图1是表示实施例1的自动变速器的概要图；
图2是表示实施例1的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图；
图3是表示实施例1的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图；
图4是实施例1的自动变速器的第1速(1st)的变速级的变速作用说明图；
图5是实施例1的自动变速器的第2速(2nd)的变速级的变速作用说明图；
图6是实施例1的自动变速器的第3速(3rd)的变速级的变速作用说明图；
图7是实施例1的自动变速器的第4速(4th)的变速级的变速作用说明图；
图8是实施例1的自动变速器的第5速(5th)的变速级的变速作用说明图；
图9是实施例1的自动变速器的第6速(6th)的变速级的变速作用说明图；
图10是实施例1的自动变速器的第7速(7th)的变速级的变速作用说明图；
图11是实施例1的自动变速器的第8速(8th)的变速级的变速作用说明图；
图12是实施例1的自动变速器的后退速(Rev)的变速级的变速作用说明图；
图13是表示现有例的自动变速器的概要图；
图14是表示现有例的自动变速器中通过六个摩擦元件中的两个同时联接的组合实现前进8速及后退2速的联接动作表的图；
图15是表示现有例的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。
符号说明
PG1    第一行星齿轮
PG2    第二行星齿轮
PG3    第三行星齿轮
IN     输入轴
OUT    输出轴
M1     第一旋转构件
F1     第一固定构件
C1     第一离合器(第一摩擦元件)
C2     第二离合器(第二摩擦元件)
C3     第三离合器(第三摩擦元件)
C4     第四离合器(第四摩擦元件)
C5     第五离合器(第五摩擦元件)
B1     第一制动器(第六摩擦元件)
TC     变速箱
具体实施方式
下面，基于附图所示的实施例1对实现本发明的自动变速器的最佳方式进行说明。
(实施例1)
首先，说明其构成。
图1是表示实施例1的自动变速器的概要图。基于图1对实施例1的自动变速器的行星齿轮构成和摩擦元件构成进行说明。
如图1所示，实施例1的自动变速器具备第一行星齿轮PG1、第二行星齿轮PG2、第三行星齿轮PG3、输入轴IN、输出轴OUT、第一固定构件F1、第一旋转构件M1、第一离合器C1(第一摩擦元件)、第二离合器C2(第二摩擦元件)、第三离合器C3(第三摩擦元件)、第四离合器C4(第四摩擦元件)、第五离合器C5(第五摩擦元件)、第一制动器B1(第六摩擦元件)、变速箱TC。
所述第一行星齿轮PG1为单小齿轮型行星齿轮，由第一太阳齿轮S1、支承与该第一太阳齿轮S1啮合的第一小齿轮P1的第一行星齿轮架PC1、与所述第一小齿轮P1啮合的第一齿圈R1构成。
所述第二行星齿轮PG2为单小齿轮型行星齿轮，由第二太阳齿轮S2、支承与该第二太阳齿轮S2啮合的第二小齿轮P2的第二行星齿轮架PC2、与所述第二小齿轮P2啮合的第二齿圈R2构成。
所述第三行星齿轮PG3为单小齿轮型行星齿轮，由第三太阳齿轮S3、支承与该第三太阳齿轮S3啮合的第三小齿轮P3的第三行星齿轮架PC3、与所述第三小齿轮P3啮合的第三齿圈R3构成。
所述输入轴IN为将来自驱动源(发动机等)的旋转驱动转矩经由液力变矩器等输入的轴，与所述第一太阳齿轮S1时常连结。
所述输出轴OUT为经由传动轴及末端传动齿轮等向驱动轮输出变速后的驱动转矩的轴，与所述第二齿圈R2时常连结。
所述第一固定构件F1为将所述第三太阳齿轮S3相对于变速箱TC时常卡止的固定构件。
所述第一旋转构件M1为不经过摩擦元件将所述第一齿圈R1和所述第三行星齿轮架PC3时常连结的旋转构件。
所述第一离合器C1为将所述第一太阳齿轮S1和所述第二行星齿轮架PC2之间选择性地联接的第一摩擦元件。
所述第二离合器C2为将所述第一行星齿轮架PC1和所述第二太阳齿轮S2之间选择性地联接的第二摩擦元件。
所述第三离合器C3为将所述第一行星齿轮架PC1和所述第二行星齿轮架PC2之间选择性地联接的第三摩擦元件。
所述第四离合器C4为将所述第二太阳齿轮S2和所述第一旋转构件M1之间选择性地联接的第四摩擦元件。
所述第五离合器C5为将所述第二太阳齿轮S2和所述第三齿圈R3之间选择性地联接的第五摩擦元件。
所述第一制动器B1为将所述第二行星齿轮架PC2的旋转相对于变速箱TC可卡止的第六摩擦元件。
如图1所示，所述第一行星齿轮PG1和所述第二行星齿轮PG2和所述第三行星齿轮PG3从连接驱动源的所述输入轴IN向所述输出轴OUT依次纵向排列。
图2是表示实施例1的自动变速器中通过六个摩擦元件中的三个同时联接的组合实现前进8速及后退1速的联接动作表的图。图3是表示实施例1的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。以下，基于图2及图3对使实施例1的自动变速器的各变速级成立的变速构成进行说明。
实施例1的自动变速器通过六个摩擦元件C1、C2、C3、C4、C5、B1中的三个同时联接的组合，实现如下所述的前进8速及后退1速的各变速级。
如图2所示，第1速(1st)的变速级通过第三离合器C3和第四离合器C4和第一制动器B 1的同时联接来实现。如图3所示，该第1速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第2速(2nd)的变速级通过第三离合器C3和第五离合器C5和第一制动器B 1的同时联接来实现。如图3所示，该第2速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为6次(＝2次×3)。
如图2所示，第3速(3rd)的变速级通过第三离合器C3和第四离合器C4和第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第3速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第4速(4th)的变速级通过第二离合器C2和第三离合器C3和第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第4速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第5速(5th)的变速级通过第一离合器C1和第三离合器C3和第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第5速的变速级的齿轮啮合次数由于第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为4次(＝2次×2)。
如图2所示，第6速(6th)的变速级通过第一离合器C1和第二离合器C2和第三离合器C3的同时联接来实现。如图3所示，该第6速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3都未参与啮合，因此合计次数为0。
如图2所示，第7速(7th)的变速级通过第一离合器C1和第二离合器C2和第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第7速的变速级的齿轮啮合次数由于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3参与啮合，因此合计次数为6次(＝2次×3)。
如图2所示，第8速(8th)的变速级通过第一离合器C1和第四离合器C4和第五离合器C5的同时联接来实现。如图3所示，该第8速的变速级的齿轮啮合次数由于只有第二行星齿轮PG2参与啮合，因此合计次数为2次。
如图2所示，后退速(Rev)的变速级通过第二离合器C2和第五离合器C5和第一制动器B1的同时联接来实现。
接着，对作用进行说明。
将实施例1的自动变速器的作用分为“各变速级的变速作用”、“与现有技术相比的有利性”进行说明。
(各变速级的变速作用)
(第1速的变速级)
在第1速(1st)的变速级中，如图4的剖面线所示，第三离合器C3和第四离合器C4和第一制动器B1同时联接。
通过该第三离合器C3和第一制动器B1的同时联接，第一行星齿轮PG1的第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮PG2的第二行星齿轮架PC2固定于变速箱TC。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S1时，在行星齿轮架固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1反向旋转减速。该第一齿圈R1的旋转经过第一旋转构件M1和第三行星齿轮架PC3和第四离合器C4直接输入到第二太阳齿轮S2。因此，在行星齿轮架固定的第二行星齿轮PG2中，使朝向第二太阳齿轮S2的输入旋转(反向旋转减速)反转成为正向旋转减速，并从第二齿圈R2输出。该输出旋转(低于输入转速的减速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第1速的变速级。
(第2速的变速级)
在第2速(2nd)的变速级中，如图5的剖面线所示，第三离合器C3和第五离合器C5和第一制动器B1同时联接。
通过该第三离合器C3和第一制动器B1的同时联接，第一行星齿轮PG1的第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮PG2的第二行星齿轮架PC2固定于变速箱TC。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S 1时，在行星齿轮架固定的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1反向旋转减速。该第一齿圈R1的旋转经过第一旋转构件M1输入到第三行星齿轮架PC3。而且，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，将朝向第三行星齿轮架PC3的输入转速增速作为第三齿圈R3的旋转(相对于输入旋转，反向旋转减速)。该第三齿圈R3的旋转经过第五离合器C5直接输入到第二太阳齿轮S2。因此，在行星齿轮架固定的第二行星齿轮PG2中，将朝向第二太阳齿轮S2的输入旋转(反向旋转减速)反转成为正向旋转减速，并从第二齿圈R2输出。该输出旋转(低于输入转速但高于第1速的减速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第2速的变速级。
(第3速的变速级)
在第3速(3rd)的变速级中，如图6的剖面线所示，第三离合器C3和第四离合器C4和第五离合器C5同时联接。
通过该第四离合器C4和第五离合器C5的同时联接、第三太阳齿轮S3的时常固定、第一旋转构件M1，第一齿圈R1和第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮PG3(第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3和第三齿圈R3)固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S1时，在行星齿轮架固定的第一行星齿轮PG1中，使第一行星齿轮架PC1正向旋转减速。该第一行星齿轮架PC1的旋转经过第三离合器C3直接输入到第二行星齿轮架PC2。因此，在太阳齿轮固定的第二行星齿轮PG2中，将朝向第二行星齿轮架PC2的输入旋转(正向旋转减速)增速，从第二齿圈R2输出。该输出旋转(低于输入转速但高于第2速的减速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第3速的变速级。
(第4速的变速级)
在第4速(4th)的变速级中，如图7的剖面线所示，第二离合器C2和第三离合器C3和第五离合器C5同时联接。
通过该第二离合器C2和第三离合器C3和第五离合器C5的同时联接，第一行星齿轮架PC1和第二行星齿轮PG2(第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架PC2和第二齿圈R2)和第三齿圈R3通过输出转速一体地旋转。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S1，且将输出旋转从第二行星齿轮PG2经过第二离合器C2输入到第一行星齿轮架PC1时，在两个输入一个输出的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转减速。该第一齿圈R1的旋转经过第一旋转构件M1输入到第三行星齿轮架PC3，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转增速。该第三齿圈R3的旋转(＝输出旋转)经过第五离合器C5输入到第二太阳齿轮S2，另外，经过第二离合器C2输入到第一行星齿轮架PC1。因此，在一体旋转的第二行星齿轮PG2中，输出旋转(低于输入转速但高于第3速的减速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第4速的变速级。
(第5速的变速级)
在第5速(5th)的变速级中，如图8的剖面线所示，第一离合器C1和第三离合器C3和第五离合器C5同时联接。
通过该第一离合器C1和第三离合器C3的同时联接，第一行星齿轮PG1(第一太阳齿轮S1和第一行星齿轮架PC1和第一齿圈R1)和第二行星齿轮架PC2和第三行星齿轮架PC3通过输入转速一体地旋转。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN和第一行星齿轮PG1和第一旋转构件M1将输入旋转输入到第三行星齿轮架PC3时，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转增速。该第三齿圈R3的旋转经过第五离合器C5输入到第二太阳齿轮S2。另一方面，经过输入轴IN和第一离合器C1将输入旋转输入到第二行星齿轮架PC2。因此，在两个输入一个输出的第二行星齿轮PG2中，根据第二太阳齿轮S2和第二行星齿轮架PC2的转速，决定第二齿圈R2的输出转速。该输出旋转(低于输入转速但高于第4速的减速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第5速的变速级。
(第6速的变速级)
在第6速(6th)的变速级中，如图9的剖面线所示，第一离合器C1和第二离合器C2和第三离合器C3同时联接。
通过该第一离合器C1和第二离合器C2和第三离合器C3的同时联接，第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2通过输入转速一体地旋转。因此，输出轴OUT的转速与来自输入轴IN的输入转速相同，实现变速比为1的第6速的变速级(直接传动变速级)。
(第7速的变速级)
在第7速(7th)的变速级中，如图10的剖面线所示，第一离合器C1和第二离合器C2和第五离合器C5同时联接。
通过该第一离合器C1的联接，输入转速输入到第二行星齿轮架PC2。另外，通过第二离合器C2和第五离合器C5的联接，第一行星齿轮架PC1和第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3变为相同的旋转。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S1，且经过第二离合器C2将第二太阳齿轮S2的旋转输入到第一行星齿轮架PC1时，在两个输入一个输出的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转减速。当该第一齿圈R1的旋转经过第一旋转构件M1输入到第三行星齿轮架PC3时，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转增速。该第三齿圈R3的旋转经过第五离合器C5输入到第二太阳齿轮S2。另一方面，经过输入轴IN和第一离合器C1将输入旋转输入到第二行星齿轮架PC2。因此，在两个输入一个输出的第二行星齿轮PG2中，根据第二太阳齿轮S2的旋转和第二行星齿轮架PC2的旋转，决定来自第二齿圈R2的输出转速。该输出旋转(高于输入转速的增速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第7速的变速级。
(第8速的变速级)
在第8速(8th)的变速级中，如图11的剖面线所示，第一离合器C1和第四离合器C4和第五离合器C5同时联接。
通过该第四离合器C4和第五离合器C5的同时联接、第三太阳齿轮S3的时常固定，第一齿圈R1和第二太阳齿轮S2和第三行星齿轮PG3(第三太阳齿轮S3和第三行星齿轮架PC3和第三齿圈R3)固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN和第一离合器C1将输入旋转输入到第二行星齿轮架PC2时，在太阳齿轮固定的第二行星齿轮PG2中，使第二齿圈R2正向旋转增速并输出。该输出旋转(高于输入转速也高于第7速的增速旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现第8速的变速级。
(后退速的变速级)
在后退速(Rev)的变速级中，如图12的剖面线所示，第二离合器C2和第五离合器C5和第一制动器B1同时联接。
通过该第一制动器B1的联接，第二行星齿轮架PC2固定于变速箱TC。另外，通过第二离合器C2和第五离合器C5的联接，第一行星齿轮架PC1和第二太阳齿轮S2和第三齿圈R3变为相同的旋转。另外，第三行星齿轮PG3的第三太阳齿轮S3通过第一固定构件F 1时常固定于变速箱TC。
因此，当经过输入轴IN将输入旋转输入到第一太阳齿轮S1，且经过第二离合器C2将第二太阳齿轮S2的旋转输入到第一行星齿轮架PC1时，在两个输入一个输出的第一行星齿轮PG1中，使第一齿圈R1正向旋转减速。当该第一齿圈R1的旋转经过第一旋转构件M1输入到第三行星齿轮架PC3时，在太阳齿轮固定的第三行星齿轮PG3中，使第三齿圈R3正向旋转增速。该第三齿圈R3的旋转经过第五离合器C5输入到第二太阳齿轮S2。因此，在行星齿轮架固定的第二行星齿轮PG2中，使第二太阳齿轮S2的旋转反转，从第二齿圈R2输出。该输出旋转(低于输入转速的减速反向旋转)从第二齿圈R2直接传递到输出轴OUT，实现后退速的变速级。
(与现有技术相对的有利性)
图13是表示现有例的自动变速器的概要图。图14是表示现有例的自动变速器中通过六个摩擦元件中的两个同时联接的组合实现前进8速及后退2速的联接动作表。图15是表示现有例的自动变速器中前进8速的各变速级的齿轮啮合次数表的图。以下，利用图13～图15对实施例1的自动变速器与现有技术相对的有利性进行说明。
首先，当将实施例1的自动变速器(图1及图2)和现有例的自动变速器(图13及图14)进行对比时，在下述列举的几点上，可以说是变速性能相同。
(1)通过三个行星齿轮、六个摩擦元件来实现前进8速及后退1速的变速级。
(2)通过一个摩擦元件的释放和一个摩擦元件的联接这种单替换来实现向相邻的变速级的变速。
(3)由于确保(|后退齿轮比|/1速齿轮比)为0.7以上，因此，能够防止后退时的驱动力不足。
但是，在下述列举的几点上，实施例1的自动变速器与现有例的自动变速器相比，具有有利性。
(a)关于三个行星齿轮
如图13所示，现有例的自动变速器使用双小齿轮型行星齿轮、和腊文瑙式行星齿轮机构(一个双小齿轮型行星和一个单小齿轮型行星)。即，实质上是使用了两个双小齿轮的行星齿轮，因此在下述几点上处于不利。
(1)由于齿轮啮合次数多，因此齿轮效率和齿轮噪声差。
(2)由于小齿轮的齿轮直径小，因此耐久可靠性降低。
(3)由于零件数量多，因此成本高。
与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，对于第一行星齿轮PG1和第二行星齿轮PG2和第三行星齿轮PG3，全部是使用单小齿轮形成的行星齿轮。因此，与使用双小齿轮形成的行星齿轮的现有例相比，在下述几点上处于有利。
(1)齿轮啮合次数比双小齿轮的情况少，齿轮效率提高，齿轮噪声降低。即，一组双小齿轮的行星齿轮啮合次数为3次，与此相对，一组单小齿轮的行星齿轮没有小齿轮彼此啮合的部分，啮合次数为2。因此，在实施例1的情况下，如图3所示，平均啮合次数为3.75。与此相对，在两组双小齿轮型行星齿轮的现有例的情况下，如图15所示，平均啮合次数为4.8。该结果是，在实施例1的情况下，即使取各变速级的平均值，啮合次数也比现有例的平均啮合次数4.8少1.05。
(2)由于小齿轮的齿轮直径变大，因此耐久可靠性提高。即，在单小齿轮的情况下，在太阳齿轮和齿圈之间配置有多个以两齿轮的间隔为齿轮直径的小齿轮。另一方面，在双小齿轮的情况下，需要以小于两齿轮的间隔的直径为齿轮直径。这样，在单小齿轮的情况下，与双小齿轮相比，小齿轮的齿轮直径变大，因此能够提高小齿轮的刚性及齿面强度，耐久可靠性提高。
(3)零件数量变少，在成本方面有利。例如，在双小齿轮的行星齿轮的情况且将四组双小齿轮配置于太阳齿轮的周围的情况下，小齿轮数成为8个。与此相对，在单小齿轮的行星齿轮的情况下，只要在太阳齿轮的周围配置四个小齿轮即可，零件数量减少了四个。该结果是，可以实现成本降低。
(b)关于各变速级的同时联接元件数量
在现有例的自动变速器的情况下，为了实现前进8速的各变速级，如图14所示，在各变速级，使两个摩擦元件同时联接。因此，例如，以1速空转的摩擦元件如第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B 1，在各变速级中，空转的摩擦元件为四个。因此，空转的四个摩擦元件的打滑等造成的摩擦损耗变大，导致驱动能量的传递效率恶化。例如，在发动机车上使用现有例的自动变速器的情况下，空转的四个摩擦元件的摩擦损耗成为导致燃油消耗性能变差的一个原因。
与此相对，在实施例1的自动变速器的情况下，为了实现前进8速的各变速级，如图2所示，在各变速级，使三个摩擦元件同时联接。因此，例如，以1速空转的摩擦元件如第一离合器C1、第二离合器C2、第五离合器C5，在各变速级中，空转的摩擦元件为三个。因此，与现有例相比，可将空转的摩擦元件的摩擦损耗抑制得较小，能够实现提高驱动能量的传递效率。例如，在发动机车上使用现有例的自动变速器的情况下，可实现燃油消耗性能的提高。
(c)关于齿轮比宽度
自动变速器的齿轮比的变更宽度通过比例可达范围(＝最低变速级齿轮比/最高变速级齿轮比，以下称为“RC”)来表示。该RC值越大越好。
在现有例的自动变速器的情况下，如图14所示，为RC＝6.397(＝4.267/0.667)的值，RC值达不到实现兼得起步性能和降低高速燃油消耗这两者的要求值(RC＝7.3以上)。
与此相对，在实施例1的自动变速器中，如图2所示，当设第一行星齿轮PG1的齿轮比为ρ1＝0.480、第二行星齿轮PG2的齿轮比为ρ2＝0.399、第三行星齿轮PG3的齿轮比为ρ3＝0.540的情况下，可以保持相邻的变速级的适当的级间比，同时可以得到RC＝7.302(＝5.221/0.715)。即，保持着适当的级间比，同时RC值为大于现有例的值，能够实现兼得最低变速级齿轮比的起步性能和最高变速级齿轮比的降低高速燃油消耗这两者。在此，“适当的级间比”是指，在将各变速级的级间比描绘出点、并用线将描出的各点连结起来的特性进行描绘的情况下，描绘出从低速齿轮侧向高速齿轮侧以平缓的坡度下降后、以平移的状态推移的那种特性线。
而且，实际上，向驱动轮传递的转速用设置于自动变速器的下游位置的终减速器的末端传动齿轮比来调整。因而，RC值越大，末端传动齿轮比实现的调整自由度越高，例如，通过调整到更低速侧，有利于对应没有液力变矩器的混合动力车辆的自动变速器。另外，也有利于对应最佳燃油消耗区域及最高转矩区域不同的汽油发动机和柴油发动机。
接着，对效果进行说明。
在实施例1的自动变速器中，能够得到下述列举的效果。
(1)具备：第一行星齿轮PG1，其由第一太阳齿轮S1、支承与该第一太阳齿轮S1啮合的第一小齿轮P1的第一行星齿轮架PC1、与所述第一小齿轮P1啮合的第一齿圈R1构成；第二行星齿轮PG2，其由第二太阳齿轮S2、支承与该第二太阳齿轮S2啮合的第二小齿轮P2的第二行星齿轮架PC2、与所述第二小齿轮P2啮合的第二齿圈R2构成；第三行星齿轮PG3，其由第三太阳齿轮S3、支承与该第三太阳齿轮S3啮合的第三小齿轮P3的第三行星齿轮架PC3、与所述第三小齿轮P3啮合的第三齿圈R3构成；以及六个摩擦元件，在通过将所述六个摩擦元件适当联接释放而至少在前进8速的变速级进行变速，并可将来自输入轴IN的转矩输出到输出轴OUT的自动变速器中，所述输入轴IN与所述第一太阳齿轮S1时常连结，所述输出轴OUT与所述第二齿圈R2时常连结，所述第三太阳齿轮S3被时常卡止，所述第一齿圈R1和所述第三行星齿轮架PC3时常连结构成第一旋转构件M1，所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：第一摩擦元件(第一离合器C1)，其将所述第一太阳齿轮S1和所述第二行星齿轮架PC2之间选择性地连结；第二摩擦元件(第二离合器C2)，其将所述第一行星齿轮架PC1和所述第二太阳齿轮S2之间选择性地连结；第三摩擦元件(第三离合器C3)，其将所述第一行星齿轮架PC1和所述第二行星齿轮架PC2之间选择性地连结；第四摩擦元件(第四离合器C4)，其将所述第二太阳齿轮S2和所述第一旋转构件M1之间选择性地连结；第五摩擦元件(第五离合器C5)，其将所述第二太阳齿轮S2和所述第三齿圈R3之间选择性地连结；第六摩擦元件(第一制动器B1)，其可卡止所述第二行星齿轮架PC2的旋转，通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。因此，有利于提高齿轮效率及耐久可靠性、降低齿轮噪音及成本，同时将摩擦损耗抑制得较小，由此，能够实现提高驱动能量传递效率。
(2)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：第1速，其通过所述第三摩擦元件(第三离合器C3)和所述第四摩擦元件(第四离合器C4)和所述第六摩擦元件(第一制动器B1)的同时联接来实现；第2速，其通过所述第三摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)和所述第六摩擦元件(第一制动器B1)的同时联接来实现；第3速，其通过所述第三摩擦元件(第三离合器C3)和所述第四摩擦元件(第四离合器C4)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第4速，其通过所述第二摩擦元件(第二离合器C2)和所述第三摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第5速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第三摩擦元件(第三离合器C3)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第6速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第二离合器C2)和所述第三摩擦元件(第三离合器C3)的同时联接来实现；第7速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C1)和所述第二摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现；第8速，其通过所述第一摩擦元件(第一离合器C 1)和所述第四摩擦元件(第四离合器C4)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)的同时联接来实现。因此，向相邻段的变速通过一个摩擦元件的联接和一个摩擦元件的释放实现的单替换来实现，有利于变速控制简单。可以保持着适当的级间比，同时将RC值设定为达到实现最低变速级齿轮比的起步性能和降低最高变速级齿轮比的高速燃油消耗这两者的要求值。
(3)通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合来实现的后退1速通过所述第二摩擦元件(第二离合器C2)和所述第五摩擦元件(第五离合器C5)和所述第六摩擦元件(第一制动器B1)的同时联接来实现。因此，即使选择实现适当的RC值及级间比那样的齿轮比，也可以使|后退齿轮比|/1速齿轮比的值接近1，可以防止后退起动时驱动力不足的现象。
以上，基于实施例1对本发明的自动变速器进行了说明，但关于具体的构成，并不局限于这些实施例，只要不脱离本发明请求的范围的前提下，允许设计的变更及追加等。
在实施例1中，表示了设第一行星齿轮PG1的齿轮比为ρ1＝0.480、设第二行星齿轮PG2的齿轮比为ρ2＝0.399、设第三行星齿轮PG3的齿轮比为ρ3＝0.540的例子。但是，只要各行星齿轮PG1、PG2、PG3的齿轮比ρ为ρ＝0.327～0.658的范围内，并按照可以得到RC值高的齿轮比及适当的级间比的方式进行设定，就可抑制行星齿轮的尺寸扩大，防止组件的大型化。
产业上的可利用性
在实施例1中，表示了在将输入轴、输出轴设定为同轴配置的FR发动机车上使用的自动变速器的例子，但不限于FR发动机车，也可作为FF发动机车及混合动力车及电动汽车及燃料电池车等的自动变速器而使用。

Claims (3)

1.一种自动变速器，其具备：
第一行星齿轮，其由第一太阳齿轮、支承与该第一太阳齿轮啮合的第一小齿轮的第一行星齿轮架、与所述第一小齿轮啮合的第一齿圈构成；
第二行星齿轮，其由第二太阳齿轮、支承与该第二太阳齿轮啮合的第二小齿轮的第二行星齿轮架、与所述第二小齿轮啮合的第二齿圈构成；
第三行星齿轮，其由第三太阳齿轮、支承与该第三太阳齿轮啮合的第三小齿轮的第三行星齿轮架、与所述第三小齿轮啮合的第三齿圈构成；
六个摩擦元件，
该自动变速器通过将所述六个摩擦元件适当联接释放，至少在前进8速的变速级进行变速，并可将来自输入轴的转矩输出到输出轴，其特征在于，
所述输入轴与所述第一太阳齿轮时常连结，
所述输出轴与所述第二齿圈时常连结，
所述第三太阳齿轮被时常卡止，
所述第一齿圈和所述第三行星齿轮架时常连结，构成第一旋转构件，
所述六个摩擦元件由如下摩擦元件构成：
第一摩擦元件，其将所述第一太阳齿轮和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；
第二摩擦元件，其将所述第一行星齿轮架和所述第二太阳齿轮之间选择性地连结；
第三摩擦元件，其将所述第一行星齿轮架和所述第二行星齿轮架之间选择性地连结；
第四摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第一旋转构件之间选择性地连结；
第五摩擦元件，其将所述第二太阳齿轮和所述第三齿圈之间选择性地连结；
第六摩擦元件，其可卡止所述第二行星齿轮架的旋转，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，至少实现前进8速及后退1速。
2.如权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合，前进8速至少由如下变速级构成：
第1速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第2速，其通过所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现；
第3速，其通过所述第三摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第4速，其通过所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第5速，其通过所述第一摩擦元件和所述第三摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第6速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第三摩擦元件的同时联接来实现；
第7速，其通过所述第一摩擦元件和所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现；
第8速，其通过所述第一摩擦元件和所述第四摩擦元件和所述第五摩擦元件的同时联接来实现。
3.如权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，
通过所述六个摩擦元件中的三个同时联接的组合来实现的后退1速由所述第二摩擦元件和所述第五摩擦元件和所述第六摩擦元件的同时联接来实现。
CN201010144465.6A 2009-03-26 2010-03-22 自动变速器 Expired - Fee Related CN101846161B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP075584/09 2009-03-26
JP2009075584A JP4755703B2 (ja) 2009-03-26 2009-03-26 自動変速機

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101846161A true CN101846161A (zh) 2010-09-29
CN101846161B CN101846161B (zh) 2014-08-06

Family

ID=42235767

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201010144465.6A Expired - Fee Related CN101846161B (zh) 2009-03-26 2010-03-22 自动变速器

Country Status (6)

Country Link
US (1) US8096914B2 (zh)
EP (1) EP2233785B1 (zh)
JP (1) JP4755703B2 (zh)
KR (1) KR101697631B1 (zh)
CN (1) CN101846161B (zh)
AT (1) ATE511616T1 (zh)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106523626A (zh) * 2015-09-14 2017-03-22 现代自动车株式会社 用于车辆的自动变速器的行星齿轮系
CN106812883A (zh) * 2015-11-27 2017-06-09 现代自动车株式会社 用于车辆的自动变速器的行星齿轮系
CN109812549A (zh) * 2017-11-21 2019-05-28 北京汽车动力总成有限公司 一种多级变速器及汽车

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5221505B2 (ja) 2009-12-07 2013-06-26 ジヤトコ株式会社 自動変速機
CN102312956B (zh) * 2011-03-01 2015-06-03 吴小杰 矿磨机锥齿-封闭行星大传动比减速器
KR101776712B1 (ko) 2011-04-26 2017-09-08 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101755488B1 (ko) 2015-09-14 2017-07-10 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101765608B1 (ko) 2015-09-14 2017-08-07 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101765610B1 (ko) 2015-10-15 2017-08-07 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101786687B1 (ko) * 2015-12-01 2017-10-18 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101786690B1 (ko) 2015-12-01 2017-10-18 현대자동차 주식회사 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
JP6451699B2 (ja) * 2016-06-27 2019-01-16 トヨタ自動車株式会社 ハイブリッド車両の制御装置

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20050245345A1 (en) * 2004-05-03 2005-11-03 Bucknor Norman K Wide ratio transmissions with a fixed interconnecting member and at least six clutches
DE102004041509A1 (de) * 2004-08-27 2006-03-16 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US20080248916A1 (en) * 2007-04-04 2008-10-09 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-Speed Transmission
US20080300091A1 (en) * 2007-06-01 2008-12-04 Wittkopp Scott H Eight speed transmission
CN101349328A (zh) * 2007-07-19 2009-01-21 通用汽车环球科技运作公司 八速变速器
CN101373016A (zh) * 2007-08-24 2009-02-25 通用汽车环球科技运作公司 八级变速器

Family Cites Families (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3777929B2 (ja) 1999-12-24 2006-05-24 アイシン精機株式会社 変速装置
US20020183160A1 (en) * 2001-06-05 2002-12-05 Chi-Kuan Kao Six-speed planetary transmission mechanisms with two clutches and three brakes
JP2003130152A (ja) * 2001-10-30 2003-05-08 Toyota Motor Corp 自動変速機
US6659903B1 (en) * 2002-06-18 2003-12-09 General Motors Corporation Multi-speed transmissions with three gear sets and a stationary planetary member
US6767306B2 (en) * 2002-09-12 2004-07-27 General Motors Corporation Transmission mechanisms with three gear sets and a stationary gear member
US6743145B2 (en) 2002-09-13 2004-06-01 General Motors Corporation Planetary transmissions with three interconnected gear sets and a stationary member
JP2004340164A (ja) * 2003-05-13 2004-12-02 Kyowa Metal Work Co Ltd 多段変速遊星歯車列
JP4380291B2 (ja) * 2003-10-27 2009-12-09 トヨタ自動車株式会社 車両用遊星歯車式多段変速機
DE102004023951B4 (de) * 2004-05-14 2019-09-05 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US7094173B2 (en) * 2004-06-04 2006-08-22 General Motors Corporation Wide ratio transmissions having a stationary planetary member and at least four clutches
DE102004041446A1 (de) * 2004-08-27 2006-03-16 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US7153231B2 (en) * 2005-01-04 2006-12-26 General Motors Corporation Planetary transmissions having two interconnecting members and clutched input members
US7824298B2 (en) * 2007-03-30 2010-11-02 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmission with two fixed interconnections
US7811196B2 (en) * 2007-03-30 2010-10-12 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmission with two fixed interconnections
DE102007022776A1 (de) * 2007-05-15 2008-12-04 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US7678009B2 (en) * 2007-05-21 2010-03-16 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmission
US7695397B2 (en) * 2007-06-04 2010-04-13 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmission
US7731622B2 (en) * 2007-07-20 2010-06-08 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmissions
US7798936B2 (en) * 2007-07-20 2010-09-21 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmissions
US7513846B2 (en) * 2007-08-01 2009-04-07 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-speed transmission
JP2009075584A (ja) 2007-08-31 2009-04-09 Canon Finetech Inc 現像装置及びカートリッジ並びに画像形成装置
US8047953B2 (en) * 2009-01-16 2011-11-01 GM Global Technology Operations LLC Multi-speed transmission having three planetary gear sets

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20050245345A1 (en) * 2004-05-03 2005-11-03 Bucknor Norman K Wide ratio transmissions with a fixed interconnecting member and at least six clutches
DE102004041509A1 (de) * 2004-08-27 2006-03-16 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US20080248916A1 (en) * 2007-04-04 2008-10-09 Gm Global Technology Operations, Inc. 8-Speed Transmission
US20080300091A1 (en) * 2007-06-01 2008-12-04 Wittkopp Scott H Eight speed transmission
CN101349328A (zh) * 2007-07-19 2009-01-21 通用汽车环球科技运作公司 八速变速器
CN101373016A (zh) * 2007-08-24 2009-02-25 通用汽车环球科技运作公司 八级变速器

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106523626A (zh) * 2015-09-14 2017-03-22 现代自动车株式会社 用于车辆的自动变速器的行星齿轮系
CN106812883A (zh) * 2015-11-27 2017-06-09 现代自动车株式会社 用于车辆的自动变速器的行星齿轮系
CN109812549A (zh) * 2017-11-21 2019-05-28 北京汽车动力总成有限公司 一种多级变速器及汽车
CN109812549B (zh) * 2017-11-21 2024-04-26 北京汽车动力总成有限公司 一种多级变速器及汽车

Also Published As

Publication number Publication date
CN101846161B (zh) 2014-08-06
KR20100108243A (ko) 2010-10-06
KR101697631B1 (ko) 2017-01-18
US20100273601A1 (en) 2010-10-28
EP2233785A1 (en) 2010-09-29
EP2233785B1 (en) 2011-06-01
JP2010230028A (ja) 2010-10-14
JP4755703B2 (ja) 2011-08-24
ATE511616T1 (de) 2011-06-15
US8096914B2 (en) 2012-01-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101846161A (zh) 自动变速器
CN102691758B (zh) 自动变速器
CN101988561A (zh) 自动变速器
US9188200B2 (en) Multi-speed transmission
CN102287496B (zh) 自动变速器
US8480533B2 (en) Multi-speed transmission
CN1936364B (zh) 在前进档中具有全部正向旋转部件的七档变速器
US6976930B2 (en) Transmission assembly
EP1944526A1 (en) Hybrid drive device
CN101358642B (zh) 九级自动变速器
CN101846160B (zh) 自动变速器
CN101988562A (zh) 自动变速器
CN102312964B (zh) 自动变速器
CN102086922B (zh) 自动变速器
CN101932852B (zh) 自动变速器
US20230407944A1 (en) Multi-speed planetary transmission
US20220364629A1 (en) Multi-speed planetary transmission
CN101655142A (zh) 采用共面齿轮组的多档传动系统
JP4944170B2 (ja) 自動変速機
JP2011033137A (ja) 自動変速機

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
ASS Succession or assignment of patent right

Owner name: NISSAN MOTOR CO., LTD.

Effective date: 20140108

C41 Transfer of patent application or patent right or utility model
TA01 Transfer of patent application right

Effective date of registration: 20140108

Address after: Shizuoka

Applicant after: JATCO Ltd.

Applicant after: NISSAN MOTOR Co.,Ltd.

Address before: Shizuoka

Applicant before: JATCO Ltd.

C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20140806

Termination date: 20180322

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee