JP2004183702A - Gear type speed changer for automatic transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a gear type speed changer for an automatic transmission using a double sun gear type planetary gear set in which the double sun gear type planetary gear set is formed compact, and in which the automatic transmission using that is formed compact. <P>SOLUTION: In this gear type speed changer for an automatic transmission using the double sun gear type planetary gear set, thickness of a center member disposed between double sun gears is set thinner than thickness of a carrier plate supporting a pinion gear at both ends. While rigidity endurable to torque added to the center member is secured, interval between the sun gears is set short, thereby compactness of the planetary gear set, or compactness of the automatic transmission itself, is achieved. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力部、遊星歯車組、摩擦要素および出力部を有して構成し、遊星歯車組によりエンジンからの回転を減速および増速すると共に、摩擦要素を適宜締結・解放することにより複数の変速段を得ることのできる自動変速機用歯車変速装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、自動変速機用歯車変速装置は、サンギヤと、ピニオンギヤ（プラネタリピニオン）と、ピニオンギヤを支持するキャリアおよびリングギヤからなる遊星歯車機構と、複数の摩擦要素とから構成され、複数の摩擦要素を適宜締結・解放することにより選択された変速段を達成している。ところで、上記の遊星歯車機構の内、二つのサンギヤと、該二つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンギヤと、前記２つのサンギヤの間に配置され、かつ、回転を入力または出力するセンターメンバおよびピニオンシャフトを支持するサイドメンバを有するキャリアと、ピニオンギヤと噛み合う一つのリングギヤとを有する、いわゆるダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いたものがある（例えば、特許文献１参照）
【０００３】
【特許文献１】
特開平２−２４５５６４号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この従来のダブルサンギヤ型遊星歯車組においては、これら二つのキャリアおよびセンターメンバを同一の板厚で形成している。そのため、ダブルサンギヤ型遊星歯車組が大型化し、これに伴って自動変速機自体が大型化するという問題が生じる。
【０００５】
本発明は、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いた自動変速機用歯車変速装置において、上記の問題点を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
これらの目的のため、本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項１に記載の如く、
動力源からの動力回転が入力される入力部と、
前記動力回転が変速された後の変速回転を出力する出力部と、
該入出力部間に多数の動力伝達経路を提供可能とする複数の遊星歯車組と、
該複数の遊星歯車組が前記動力伝達経路の内一つを選択して対応変速比で前記入力部からの回転を変速し、前記出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な複数の摩擦要素とを具え、
前記複数の摩擦要素の締結・解放の組み合わせにより少なくとも２速の変速段を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置であって、
前記複数の遊星歯車組の内一つの遊星歯車組を、
二つのサンギヤと、
該二つのサンギヤのそれぞれと噛み合う共通のピニオンギヤと、
前記二つのサンギヤの間に配置した、該遊星歯車組外からの回転を入力される、または該遊星歯車組外へ回転を出力するセンターメンバと、
前記ピニオンギヤを回転可能に支持するピニオンシャフトと、
該ピニオンシャフトをその両端で支持するキャリアプレートを有するキャリアと、
前記ピニオンギヤと噛み合うリングギヤとを具えるダブルサンギヤ型遊星歯車組とした自動変速機用歯車変速装置において、
前記複数の摩擦要素の内、締結時に他の摩擦要素よりも大きなトルクを伝達可能な摩擦要素と前記キャリアプレートとを連結し、
前記複数の摩擦要素の内、締結時に前記大きなトルクを伝達する摩擦要素よりも小さいトルクを伝達する他の摩擦要素と前記センターメンバとを連結し、
前記センターメンバの板厚を前記キャリアプレートの板厚よりも薄くしたことを特徴とするものである。
【０００７】
また本発明による自動変速機用歯車変速装置は、請求項２に記載の如く、
動力源からの動力回転が入力される入力部と、
前記動力回転が変速された後の変速回転を出力する出力部と、
該入出力部間に多数の動力伝達経路を提供可能とする複数の遊星歯車組と、
該複数の遊星歯車組が前記動力伝達経路の内一つを選択して対応変速比で前記入力部からの回転を変速し、前記出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な複数の摩擦要素とを具え、
前記複数の摩擦要素の締結・解放の組み合わせにより少なくとも２速の変速段を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置であって、
前記複数の遊星歯車組の内一つの遊星歯車組を、
二つのサンギヤと、
該二つのサンギヤのそれぞれと噛み合う共通のピニオンギヤと、
前記二つのサンギヤの間に配置した、該遊星歯車組外からの回転を入力される、または該遊星歯車組外へ回転を出力するセンターメンバと、
前記ピニオンギヤを回転可能に支持するピニオンシャフトと、
該ピニオンシャフトをその両端で支持するキャリアプレートを有するキャリアと、
前記ピニオンギヤと噛み合うリングギヤとを具えるダブルサンギヤ型遊星歯車組とした自動変速機用歯車変速装置において、
前記センタープレートからの前記キャリアへの回転入力および該キャリアから該センタープレートへの回転出力を、該センタープレートの内径側および外径側の双方で行うことを可能とし、
該センタープレートを、その内径側と外径側とで異なる板厚に構成したことを特徴とするものである。
【０００８】
【発明の効果】
本発明による自動変速機用歯車変速装置は、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いたものにおいて、このダブルサンギヤ型遊星歯車組のピニオンギヤを支持するキャリアプレート（キャリア）を、自動変速機を構成する複数の摩擦要素の内、締結時に大きなトルクを伝達する役割を果たす摩擦要素と連結し、一方センターメンバは、キャリアプレートと連結する摩擦要素よりも小さいトルクを伝達する役割を果たす他の摩擦要素と連結し、しかもセンターメンバの肉厚（板厚）をキャリアプレートの肉厚よりも薄くしている。
【０００９】
このダブルサンギヤ型遊星歯車組は、ピニオンギヤの両側をそれぞれ支持するキャリアプレートと、センターメンバの内径側および外径側の計４箇所からキャリアに対して回転入出力が可能な形態を取るものであるが、上述した構成とすることにより、本来、ピニオンシャフトを支持するために剛性が必要なキャリアプレートは、その肉厚が過度に厚くなることがない。また、センターメンバはキャリアプレートに比べて小さいトルクの伝達しか行わないことから、その肉厚を薄くすることで二つのサンギヤとピニオンギヤとの噛み合い長さを軸方向寸法の増大無しに確保できるため、センターメンバの肉厚が必要以上に厚くなることによってピニオンギヤの軸線方向の寸法が増大し、ダブルサンギヤ型遊星歯車組が大型化することを有効に防ぐことが可能となる。
【００１０】
また本発明による自動変速機用歯車変速装置においては、センターメンバの内径側および外径側の双方で回転の入出力が可能となるようにすると共に、このセンターメンバの肉厚を内径側と外径側とで異なるように構成している。それによって、歯車変速装置における動力伝達経路の設計の自由度を向上させると共に、自動変速機自体の小型化をも可能とする。
【００１１】
さらに本発明による自動変速機用歯車変速装置の好適な実施形態においては、請求項３に記載の如く、前記センタープレートの外径側を、前記摩擦要素の内、締結時に他の摩擦要素よりも大きなトルクを伝達可能な摩擦要素と連結し、内径側を、前記摩擦要素の内、締結時に前記大きなトルクを伝達する前記摩擦要素よりも小さいトルクを伝達する他の摩擦要素と連結し、前記内径側の板厚を前記外径側の板厚よりも薄くしても良い。
【００１２】
このダブルサンギヤ型遊星歯車組は、ピニオンギヤの両側をそれぞれ支持するキャリアプレートと、センターメンバの内径側および外径側の計４箇所からキャリアに対して回転入出力が可能な形態を取るものであるが、上述した構成とすることにより、大きなトルクを伝達する摩擦要素とセンターメンバの外径側とを連結することにより、変速機ケース内で空間的に余裕のある外径側の肉厚を厚くし、一方、内径側は外径側と連結する摩擦要素よりも小さいトルク伝達を行う他の摩擦要素と結合し、内径側の肉厚を外径側よりも薄くしている。
【００１３】
それによって、二つのサンギヤとピニオンギヤとの噛み合い長さを軸方向寸法の増大無しに確保できるため、センターメンバの肉厚が必要以上に厚くなることによるピニオンギヤの軸線方向の寸法が増大し、ダブルサンギヤ型遊星歯車組が大型化することを有効に防ぐことが可能となる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好適な実施形態について説明する。
【００１５】
図１は、本発明の第１の実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すものであり、Ｇ１は第１遊星歯車組、Ｇ２は第２遊星歯車組、Ｇ３は第３遊星歯車組、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｉｎｐｕｔは入力部（入力軸１）、Ｏｕｔｐｕｔは出力部（出力歯車２）である。
【００１６】
この自動変速機用歯車変速装置（減速シングルピニオンタイプという）は、図１の左端部（入力部Ｉｎｐｕｔに近い端部）より順次、シングルピニオン型遊星歯車組で構成した減速装置としての第１遊星歯車組Ｇ１、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３を同軸に配置し、第１遊星歯車組Ｇ１により減速用遊星歯車組を構成し、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３により変速用遊星歯車組を構成する。
【００１７】
第１遊星歯車組Ｇ１は、第１サンギヤＳ１と、第１リングギヤＲ１と、これらギヤＳ１，Ｒ１に噛み合う第１ピニオンＰ１を回転自在に支持する第１キャリアＰＣ１とを有するシングルピニオン型遊星歯車組（減速用遊星歯車組）とする。また第２遊星歯車組Ｇ２は、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、これらギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を回転自在に支持する第２キャリアＰＣ２とを有するシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００１８】
第３遊星歯車組Ｇ３は、入力部Ｉｎｐｕｔに近い側における第３サンギヤＳ３および入力部Ｉｎｐｕｔから遠い側における第４サンギヤＳ４と、これらサンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う共通な第３ピニオンＰ３と、この第３ピニオンＰ３を回転自在に支持する第３キャリアＰＣ３と、第３ピニオンＰ３に噛み合う１個の第３リングギヤＲ３とを有するダブルサンギヤ型遊星歯車組とする。ここで第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４は同軸に配置するが、歯数を必ずしも同じにする必要はない。また第３キャリアＰＣ３には、これと結合してサンギヤＳ３，Ｓ４の間から径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭと、第３キャリアＰＣ３から径方向外方へ延在するアウターメンバＯＭとを設け、アウターメンバＯＭを実際には後で詳述する特異な配置とする。なおセンターメンバＣＭは、第３キャリアＰＣ３と一体であり、且つ、第３ピニオンＰ３の配列ピッチ円上にあって隣り合う第３ピニオンＰ３間に存在する空間を貫通するよう、またサンギヤＳ３，Ｓ４の間から径方向内方へ延在するよう配置する。
【００１９】
入力部Ｉｎｐｕｔは入力軸１で構成し、この入力軸１を第１リングギヤＲ１に結合すると共に、動力源としての図示しないエンジンに同じく図示していないトルクコンバータを経て結合し、エンジン回転が入力軸１から第１リングギヤＲ１に入力されるようにすす。出力部Ｏｕｔｐｕｔは出力歯車２で構成し、これを、第２キャリアＰＣ２および第３リングギヤＲ３の結合に供されてこれらの結合体を成す第２連結メンバＭ２に同軸に結合し、出力歯車２からの変速機出力回転を、図示しないファイナルギヤ組およびディファレンシャルギヤ装置を介して車両の駆動輪に伝達することとしている。なお第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に結合する連結メンバで、これらサンギヤの結合体を構成する。
【００２０】
減速用遊星歯車組Ｇ１における第１サンギヤＳ１は、変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１キャリアＰＣ１は第１クラッチＣ１により第２リングギヤＲ２に適宜結合可能とするほか、第２クラッチＣ２により第２サンギヤＳ２に適宜結合可能とする。第３キャリアＰＣ３のセンターメンバＣＭは、第３クラッチＣ３により入力軸１に適宜結合し得るようにする。ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３における第３キャリアＰＣ３のアウターメンバＯＭは、第１ブレーキＢ１により適宜変速機ケース３に結合可能にして第３キャリアＰＣ３を適宜固定可能とし、第４サンギヤＳ４は、第２ブレーキＢ２により適宜変速機ケース３に結合可能にして第４サンギヤＳ４を適宜固定可能とする。以上の構成により、エンジンからの動力回転は入力軸１から減速遊星歯車組Ｇ１の第１リングギヤＲ１へ入力され、減速された回転が第１ピニオンＰ１から第１クラッチＣ１または第２クラッチＣ２を介して変速用遊星歯車組へ出力される、あるいは入力軸１から第３クラッチＣ３を介して直接変速用遊星歯車組へ入力されることとなる。
【００２１】
上記の構成とした歯車変速装置は、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３およびブレーキＢ１，Ｂ２を図２に示す組み合わせにより締結（○印で示す）させたり、開放（無印）させることにより、対応する変速段（前進第１速〜第６速、および後退）を選択することができ、これらクラッチおよびブレーキには、当該変速用の締結論理を実現する変速制御用のコントロールバルブボディー（図示せず）を接続する。変速制御用のコントロールバルブボディーとしては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、およびこれらを組み合わせた併用式のものが採用される。
【００２２】
以下に、上記歯車変速装置の変速作用を図２〜図６に基づいて説明する。図２は、上記した歯車変速装置における変速要素の締結論理を示し、図３は、該歯車変速装置における回転メンバの変速段ごとの回転状態を示す共線図、図４〜図６は該歯車変速装置の各変速段でのトルク伝達経路を示す説明図である。図３において、最も太い線は第１遊星歯車組Ｇ１の共線図、次に太い線は第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３よりなる変速用遊星歯車組の共線図である。図４〜図６においては、クラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路を太線で示し、トルク伝達を行うギヤにハッチングを付して示した。
【００２３】
（第１速）
前進第１速は図２に示すように、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１の締結により得られる。この第１速では、第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリアＰＣ３がケースに固定されるため、第３リングギヤＲ３からの出力回転に対し、第３サンギヤＳ３の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第３サンギヤＳ３の回転は、第１連結メンバＭ１を介し、第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に伝達される。
【００２４】
よって、第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から逆方向の減速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち第１速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速して出力歯車２から出力する。
【００２５】
この第１速でのトルク伝達経路は、図４（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２、および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。つまり第１速では、第１遊星歯車組Ｇ１と、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３とがトルク伝達に関与する。
【００２６】
このとき、第３キャリアＰＣ３は第１ブレーキと締結するために比較的強い負荷（反力）が加わるため、それに対応した強度が必要となる。一方、センターメンバＣＭは、後述するように第３クラッチＣ３が高速の変速段のときにしか締結しないため、第３キャリアＰＣ３と比較して小さい負荷しか加わらない。そこで、本発明においては、これら第３キャリアＰＣ３とセンターメンバＣＭが、それぞれに加わる負荷に応じた形状および構成を取るようにしている。なお、これについては後に詳述する。
【００２７】
（第２速）
第２速は図２に示すように、第１速で締結されていた第１ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の締結により得ることができる。この第２速では、第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤＳ４がケースに固定されるため、第３ピニオンＰ３により連結されている第３サンギヤＳ３が固定される。そして、第１連結メンバＭ１を介し第３サンギヤＳ３と連結されている第２サンギヤＳ２がケースに固定される。
【００２８】
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２が固定されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を更に減速した回転が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち第２速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第４サンギヤＳ４の回転を停止する第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速（但し、第１速よりも高速）として出力歯車２から出力する。
【００２９】
この第２速でのトルク伝達経路は図４（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２とにトルクが作用することになる。なお、第３遊星歯車組Ｇ３については、固定である両サンギヤＳ３，Ｓ４の回りを、非拘束の第３ピニオンＰ３が第３リングギヤＲ３の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能してもトルク伝達には関与しない。
【００３０】
（第３速）
第３速は図２に示すように、第２速で締結されていた第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結により得ることができる。この第３速では第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、この減速回転が第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に入力される。よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤＲ２，Ｓ２と一体に回転する第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ減速回転（第１遊星歯車組Ｇ２の減速回転に同じ）が出力される。
【００３１】
すなわち第３速は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２サンギヤＳ２への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を減速（＝第１遊星歯車組Ｇ１の減速比）して出力歯車２から出力する。この第３速でのトルク伝達経路は図４（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ３とにトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星歯車組Ｇ３はトルク伝達に何ら関与しない。
【００３２】
（第４速）
第４速は図２に示すように、３速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第３クラッチＣ３の締結により得られる。この第４速では、第２遊星歯車組Ｇ２において第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。このため、第３サンギヤＳ３の回転は、第３リングギヤＲ３の出力回転よりも増速され、この第３サンギヤＳ３の増速回転は、第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に伝達される。
【００３３】
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から増速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を増速した回転（但し、入力回転よりも低回転）が、第２キャリアＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち第４速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第２リングギヤＲ２への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線によって規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに減速して出力歯車２から出力する。この第４速でのトルク伝達経路は図５（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）とにトルクが作用することになる。
【００３４】
（第５速）
第５速は図２に示すように、４速で締結されていた第１クラッチＣ１を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の締結により得られる。この第５速では第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。同時に、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。
【００３５】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリアＰＣ３に入力回転が入力され、第３サンギヤＳ３に第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち第５速は、図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤＳ３への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を僅かに増速して出力歯車２から出力する。この第５速でのトルク伝達経路は図５（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。
【００３６】
（第６速）
第６速は図２に示すように、第５速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第３クラッチＣ３および第２ブレーキＢ２の締結により得られる。この第６速では第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転が第３遊星歯車組Ｇ３のセンターメンバＣＭを介して第３キャリアＰＣ３に入力される。また第２ブレーキＢ２の締結により、第３遊星歯車組Ｇ３の第４サンギヤＳ４がケースに固定される。
【００３７】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリアＰＣ３に入力回転が入力され、第４サンギヤＳ４がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち第６速は、図３の共線図に示すように、第３キャリアＰＣ３の回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第４サンギヤＳ４をケースに固定とする第２ブレーキＢ２の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を増速して出力歯車２から出力する。この第６速でのトルク伝達経路は図５（ｃ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３、第２ブレーキＢ２および各メンバと、ハッチングで示す第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第３サンギヤＳ３を除く）とにトルクが作用することになる。
【００３８】
（後退）
後退の変速段は図２に示すように、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を締結することにより得られる。この後退変速段では、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。一方第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリアＰＣ３がケースに固定される。よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３サンギヤＳ３に正方向の減速回転が入力され、第３キャリアＰＣ３がケースに固定となり、第３リングギヤＲ３からは減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。すなわち後退変速段は図３の共線図に示すように、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転を第３サンギヤＳ３への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第３キャリアＰＣ３の回転を停止する第１ブレーキＢ１の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸１から入力された回転を逆方向に減速して出力歯車２から出力する。
【００３９】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図６に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１および各メンバと、ハッチングで示す第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第４サンギヤＳ４を除く）とにトルクが作用することになる。
【００４０】
図７は、上記した歯車変速装置の実態構成を具える自動変速機の断面図であり、以下、これを基に上記した歯車変速装置の実態構成を詳述する。なお、図７では歯車変速装置を、図１，図４〜図６のスケルトン図と入出力部が左右逆位置となった状態で示す。図示の変速機ケース３内に、入力軸１および中間軸４を同軸相対回転可能な突合せ状態にして横架し、これら入力軸１および中間軸４を変速機ケース３に対し個々に回転自在に支持する。入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸１を貫通して軸承すると共に入力軸１の突出端にトルクコンバータ（図示せず）を介して動力源であるエンジン（図示せず）を駆動結合する。
【００４１】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して入力軸１および中間軸４の突合せ嵌合部を回転自在に支持する。
【００４２】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に、第１遊星歯車組Ｇ１を配置すると共にこの第１遊星歯車組Ｇ１を包囲するよう設けて第３クラッチＣ３を配置する。第１遊星歯車組Ｇ１は、サンギヤＳ１をポンプカバー６に固設して常時回転不能とし、リングギヤＲ１を入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１０に結合する。入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤＲ１を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびリングギヤＲ１の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１２を設け、これらで第３クラッチＣ３を構成する。なお第３クラッチＣ３のクラッチピストン１３は、第１遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁に嵌合し、ポンプカバー６および入力軸１並びに中間軸４に穿った油路１４からの作動油圧を受けてストロークすることで第３クラッチＣ３を締結し得るものとする。中空軸９の前端から径方向外方へ延在し、その後第３クラッチＣ３を包囲するようなドラム状となした連結部材９ａを設け、該連結部材９ａの前端をキャリアＰＣ１に結合する。
【００４３】
中間壁８および端蓋７間に画成した後部空所内には、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３と、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２と、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２とを以下のように配置する。第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は中間軸４上に配置するが、第２遊星歯車組Ｇ２を第３遊星歯車組Ｇ３よりも入力軸１に近い側に位置させる。第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２および第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３を第１連結メンバＭ１により一体化すると共に、中間軸４上に回転自在に支持する。中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第２リングギヤＲ２の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤＲ２の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１６を設け、これらで第１クラッチＣ１を構成する。
【００４４】
上記のようにして第２遊星歯車組Ｇ２の外周に配置した第１クラッチＣ１よりも入力軸１に近い側に第２クラッチＣ２を配置するため、第２サンギヤＳ２の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５の内周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１８を設け、これらで第２クラッチＣ２を構成する。なお、第１クラッチＣ１のクラッチピストン１９および第１クラッチＣ２のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第１クラッチＣ１から遠い第２クラッチＣ２の側にまとめて配置し、それによってクラッチピストン２０を第２遊星歯車組Ｇ２と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を個別に締結し得るものとする。
【００４５】
第３遊星歯車組Ｇ３は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤＲ３の歯幅をピニオンＰ３の歯幅よりも小さくしてリングギヤＲ３を第２遊星歯車組Ｇ２に近い端部においてピニオンＰ３に噛合するよう位置させ、リングギヤＲ３を第２遊星歯車組Ｇ２のキャリアＰＣ２に第２連結メンバＭ２で結合する時この連結メンバＭ２を短くし得るようになす。上記リングギヤＲ３の外周には、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２のクラッチドラム１５を包囲するよう配置した筒状連結メンバ２２の一端を結着し、該筒状連結メンバ２２の他端を出力歯車２に結着する。
【００４６】
そして第３遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３は、ピニオンＰ３を回転可能に支持するピニオンシャフトＰＳ３の両側での支持を司る第１および第２サイドメンバＳＭ１，ＳＭ２（キャリアプレート）と、該第１サイドメンバＳＭ１に結合され、前記したごとくサンギヤＳ３，Ｓ４間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭとから構成されており、第１サイドメンバＳＭ１は、ピニオンＰ３の軸線方向中程位置においてリングギヤＲ３の端面に沿うよう径方向外方へ延在するアウターメンバＯＭと外径位置において結着している。センターメンバＣＭは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアＰＣ３をセンターメンバＣＭおよび中間軸４を経て第３クラッチＣ３のクラッチドラム１１に結合する。アウターメンバＯＭには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。ブレーキハブ２３の前端における外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック２４を設け、これにより第１ブレーキＢ１を構成し、この第１ブレーキＢ１を、ブレーキパック２４の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【００４７】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第３遊星歯車組Ｇ３の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ４に結合する。ブレーキハブ２６の外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック２７を設け、これにより第２ブレーキＢ２を構成し、この第２ブレーキＢ２を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２はそれぞれ、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の外周に配置されると共に、第２ブレーキＢ２よりも第１ブレーキＢ１が入力軸１（第１遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されるが、これら第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２は第３遊星歯車組Ｇ３よりも第２遊星歯車組Ｇ２寄りに配置する。
【００４８】
なお、図１、図４〜図６のスケルトン図では省略したが、第１ブレーキＢ１を構成するブレーキハブ２３の前端と変速機ケース３との間にはワンウェイクラッチＯＷＣを設け、第１ブレーキＢ１の解放状態でこのワンウェイクラッチＯＷＣによる第３キャリアＰＣ３の一方向回転阻止で前進第１速状態が得られるようにする。但しこのワンウェイクラッチＯＷＣによる第１速では、エンジンブレーキ時における第３キャリアＰＣ３の逆方向回転をワンウェイクラッチＯＷＣが許容するためエンジンブレーキが得られず、エンジンブレーキ要求時は第１ブレーキＢ１を締結して第３キャリアＰＣ３の当該逆方向回転を阻止するようになす。また変速機ケース３内には別に、入力軸１および中間軸４と平行なカウンターシャフト２９を回転自在に支持して設け、これにカウンターギヤ３０およびファイナルドライブピニオン３１を一体成形し、カウンターギヤ３０を出力歯車２に噛合させ、ファイナルドライブピニオン３１に図示しない車両駆動輪間のディファレンシャルギヤ装置を噛合させる。
【００４９】
ここで、図７の下半分、すなわち図の一点鎖線で示す中心軸線よりも下側の部分に着目すると、第３遊星歯車組Ｇ３の第３キャリアＰＣ３を構成する第１サイドメンバＳＭ１は、内径位置においてセンターメンバＣＭと連結しており、一方外径位置においては第２サイドメンバＳＭ２およびアウターメンバＯＭと連結している。
【００５０】
この自動変速機においては、第１サイドメンバＳＭ１の肉厚ｔＳ１および第２サイドメンバＳＭ２の肉厚ｔＳ２と比較して、センターメンバＣＭの肉厚ｔＣが薄くなっている。これは、先に第１速の変速動作の説明で述べたように、第３キャリアＰＣ３と結合したサイドメンバ（キャリアプレート）から延在しているアウターメンバＯＭが第１速時には第１ブレーキＢ１と結合し、変速機ケース３に固定されることとなる。そのためアウターメンバＯＭ、サイドメンバＳＭ、さらには第３キャリアＰＣ３には比較的高い力の負荷（反力トルク）が加わる。そのため、この負荷に耐えうるだけの肉厚が必要となる。しかしながら、サイドメンバＳＭはピニオンシャフトＰＳ３を支持するために比較的厚肉に形成されているため、第１ブレーキＢ１と結合することによる寸法の増加が抑制される。
【００５１】
一方、センターメンバＣＭは、連結している第３クラッチＣ３が第３速以上の場合にのみ締結するものであり、しかも伝達するトルクは原則用遊星歯車組Ｇ１を介したトルクではないため比較的小さい負荷しか加わらない。それゆえ、センターメンバＣＭの肉厚は、サイドメンバＳＭおよびアウターメンバＯＭと比較して薄くすることが可能である。このセンターメンバＣＭの肉厚ｔＣを薄くする事で、二つのサンギヤＳ３，Ｓ４の間隔を狭めることができ、それによって第３ピニオンＰ３の軸線方向の寸法をも小さくすることが可能となる。その結果、第３遊星歯車組Ｇ３を小型化することができ、さらには自動変速機自体の小型化に寄与するものとなる。
【００５２】
図８は、本発明による自動変速機用歯車変速装置の第２の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の断面図である。この自動変速機の構成も基本的には先の図７に示したものと同様であるため、共通する要素については同一の符号で示している。
【００５３】
図８に示す自動変速機で着目すべきことは、まず、第３遊星歯車組Ｇ３の第３キャリアＰＣ３が、第３ピニオンシャフトＰＳ３を両端でそれぞれ支持する二つの第１および第２サイドメンバＳＭ１，ＳＭ２からなり、各サイドメンバがセンターメンバＣＭと結合していることである。また、二つのサンギヤＳ３，Ｓ４の間に配置したセンターメンバＣＭが、内径側部材ＣＭ１および外径側部材ＣＭ２を結合したものとなっており、外径側部材ＣＭ２がサイドメンバＳＭ１，ＳＭ２と溶接によって結合する（溶接箇所を符号ｗで示す）。さらに、センターメンバＣＭの外径側部材ＣＭ２はアウターメンバＯＭとしても機能している。
【００５４】
さらに、センターメンバＣＭの内径側部材ＣＭ１の肉厚ｔＣ１が、軸方向（肉厚方向）の空間に余裕のある外径側部材ＣＭ２の肉厚ｔＣ２よりも薄くなっている。このようにすることによっても、前述した第１の実施形態と同様、部材に加わる負荷に応じた肉厚を設定することとなり、またセンターメンバＣＭの内径側、すなわち二つのサンギヤＳ３，Ｓ４に挟まれる部分の肉厚を薄くすることにより、第３遊星歯車組Ｇ３を小型化し得て、自動変速機自体の小型化に寄与することができる。
【００５５】
図９は、本発明による自動変速機用歯車変速装置の第３の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の断面図である。この自動変速機の構成も基本的には先の図７および図８に示したものと同様であるため、共通する要素については同一の符号で示している。
【００５６】
図９に示す自動変速機は、基本的には図８に示したものと同様のものであるが、図８に示した自動変速機では、センターメンバＣＭを独立した内径側部材ＣＭ１および外径側部材ＣＭ２を結合したものとなっているが、ここでは、これら部材ＣＭ１，ＣＭ２を一体成形したものとしている。このセンターメンバＣＭも、内径側部材ＣＭ１に相当する部分の肉厚が外径側部材ＣＭ２に相当する部分の肉厚よりも薄くなっているが、この薄肉化は、センターメンバＣＭ全体を一体成形した後、あるいは同時に切削加工またはプレス加工等により行うことが可能である。
【００５７】
図１０は、図９の自動変速機の第３遊星歯車組Ｇ３におけるセンターメンバＣＭの外観を示すものである。この図では明示されていないが、中心部（すなわち中間軸４が通過する部分）からサンギヤＳ３，Ｓ４の外周からわずかに径方向外側の範囲までが内径側部材ＣＭ１に相当する部分であり、そこからさらに径方向外側が外径側部材ＣＭ２に相当する部分である。また、センターメンバＣＭの外縁部は第１ブレーキＢ１のブレーキハブと結合する。前述したようにセンターメンバＣＭはキャリアＰＣ３（サイドメンバＳＭ）と溶接によって結合するが、その溶接箇所を図の符号ｗで示す。ここでは、溶接箇所ｗは、この実施形態では第３遊星歯車組Ｇ３が３個の第３ピニオンＰ３を有することとしているため、３個のピニオンＰ３が貫通する位置の間の３箇所となっている。
【００５８】
図１１は、図９の自動変速機の第３遊星歯車組Ｇ３におけるサイドメンバＳＭの一方の外観を示すものである。サイドメンバＳＭは基部３３に中心孔３４と、その周囲に第３ピニオンシャフトＰＳ３が嵌合するピニオンシャフト孔３５を３箇所設けている。また、基部３３から中心軸線方向に突出するアーム３６を３本設け、これらアーム３６と基部３３とでサイドメンバＳＭ（ＳＭ１）を構成する。アーム３６の突端部３６ａは溶接によって前述のセンターメンバＣＭと結合する。なお、その溶接箇所が先の図９および図１０に符号ｗで示した箇所である。
【００５９】
図１２は、本発明による自動変速機用歯車変速装置の第４の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の断面図である。この自動変速機の構成も基本的には先の各実施形態と同様であるため、共通する要素については同一の符号で示している。
【００６０】
図１２の自動変速機も図９に示した第３の実施形態と同様に、センターメンバＣＭを、肉厚の異なる内径側部材ＣＭ１および外径側部材ＣＭ２を一体成形したものとしている。さらに、ここでは、センターメンバＣＭとサイドメンバＳＭ１，ＳＭ２とが、それぞれ２箇所（符号ｗ１，ｗ２で示す）で溶接されている。
【００６１】
図１３は、図１２の自動変速機の第３遊星歯車組Ｇ３におけるセンターメンバＣＭの外観を示すものである。この図でも明示されていないが、中心部（すなわち中間軸４が通過する部分）からサンギヤＳ３，Ｓ４の外周からわずかに径方向外側の範囲までが内径側部材ＣＭ１に相当する部分であり、そこからさらに径方向外側が外径側部材ＣＭ２に相当する部分である。また、センターメンバＣＭの外縁部は第１ブレーキＢ１のブレーキハブと結合する。前述したようにセンターメンバＣＭはキャリアＰＣ３（サイドメンバＳＭ）と２箇所の溶接箇所によって結合するが、その溶接箇所を図の符号ｗ１，ｗ２で示す。ここでも、これら溶接箇所ｗ１，ｗ２は、この実施形態では第３遊星歯車組Ｇ３が３個の第３ピニオンＰ３を有することとしているため、それぞれ３個のピニオンＰ３が貫通する位置の間の３箇所となっている。
【００６２】
図１４は、サイドメンバＳＭの一方の外観を示すものである。このサイドメンバＳＭは基部３７に中心孔３８と、その周囲に第３ピニオンＰ３のシャフトが嵌合するピニオンシャフト孔３９を３箇所設けている。また、基部３７から中心軸線方向に突出する外側アーム４０および内側アーム４１をそれぞれ３本づつ設け、これらアーム４０，４１と基部３７とでサイドメンバＳＭ（ＳＭ１）を構成する。外側アーム４０の突端部４０ａおよび内側アーム４１の突端部４１ａは、それぞれ溶接によって前述のセンターメンバＣＭと結合する。なお、その溶接箇所が先の図１２および図１３に符号ｗ１，ｗ２で示した箇所である。
【００６３】
このような構成を取る場合、センターメンバＣＭとサイドメンバＳＭ１，ＳＭ２とが、共にセンターメンバＣＭの内径側と外径側とで溶接により結合することとなる。そのため、キャリアＰＣ３の剛性を高めることができる。
【００６４】
図１５は、本発明による自動変速機用歯車変速装置の第５の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の、第３遊星歯車組Ｇ３のセンターメンバＣＭの外観を示すものである。このセンターメンバＣＭも、基本的には前述した第３および第４の実施形態のものと同じ形状を有しているが、溶接箇所ｗが略コ字型となっている。すなわち、この実施形態においては、図示しないキャリアＰＣ３に形成したアームが断面略コ字型に突出し、このアームの突端部がセンターメンバＣＭと溶接されるものとなっている。
【００６５】
このような構成とした場合、アームの内側が箱状となり、ここに油溜まり４２が形成される。したがって、この油溜まり４２とピニオンシャフトとを連通させる油路（パイプ）を追加して設けることにより、キャリアＰＣ３の剛性を向上させることに加え、ピニオンシャフトへの油の供給がより適切に行われ、ピニオンシャフトの潤滑性能を向上させることができると言う効果をも得られることとなる。
【００６６】
図１６〜図１８は、本発明による自動変速機用歯車変速装置の第６の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機におけるキャリアＰＣ３を示すものであり、図１６はサイドメンバＳＭの外観を、図１７はセンターメンバＣＭの外観を、また図１８は図１７のＡ−Ａ線に沿った断面をそれぞれ示すものであり、本実施形態は第１の実施形態のキャリアＰＣ３の構造に対して、サイドメンバＳＭの一方がアウターメンバＯＭと結合する点は同じであるが、センターメンバＣＭに二つのサイドメンバＳＭが結合する点が異なる。
【００６７】
図１６に示すサイドメンバＳＭは、図１１に示したものと同型であり、基部４３に中心孔４４と、その周囲に第３ピニオンＰ３のシャフトが嵌合するピニオンシャフト孔４５を３箇所設けている。また、基部４３から中心軸線方向に突出するアーム４６を３本設け、これらアーム４６と基部４３とでサイドメンバＳＭ（ＳＭ１）を構成する。アーム４６の突端部４６ａは溶接によって後述するセンターメンバＣＭと結合すると共に、外周面の網掛けで示した部分ｗにおいてアウターメンバＯＭと溶接等により結合する。
【００６８】
図１７に示すセンターメンバＣＭは、前述した各実施形態におけるものとは異なり、円盤状の本体にピニオンＰ３が通過するための凹部４７を形成した形状となっている。また、符号ｗで示す外縁部においてサイドメンバＳＭのアーム４６の突端部４６ａと溶接によって結合する。
【００６９】
センターメンバＣＭの中心部には、さらにフランジ４８を形成している。図１８に示すように、フランジ４８は二つのサンギヤＳ３，Ｓ４の間に配置されると共に、中心軸線ＣＬ方向に突出する円筒状部４８ａを有している。この円筒状部４８ａが中間軸４とスプライン嵌合する。なお、これまで説明していなかったが、前述の各実施形態におけるセンターメンバＣＭもまた、こうしたフランジを有していることは、図７〜図９および図１２を参照すれば明白であろう。
【００７０】
さて、センターメンバＣＭをかかる形状とすることにより、これまで述べてきた各実施形態と同様の効果が得られると共に、センターメンバＣＭをよりコンパクトにすることが可能となり、第３遊星歯車組Ｇ３、さらには自動変速機自体の小型化により一層寄与し得るものとなる。
【００７１】
以上説明したように、本発明による自動変速機用歯車変速装置は、変速用遊星歯車組としてダブルサンギヤ型遊星歯車組を用いたものにおいて、このダブルサンギヤ型遊星歯車組の小型化を図ることができ、自動変速機自体の小型化に寄与し得るものとなり、さらには、ダブルサンギヤ型遊星歯車組を構成するキャリアおよびサイドメンバの形状を工夫することにより、キャリアの剛性を向上させる、ピニオンシャフトの潤滑性能を向上させるといった効果も得られることとなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】同歯車変速装置における変速用摩擦要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図３】同歯車変速装置の選択変速段ごとの変速状態を示す共線図である。
【図４】同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第１速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図、
（ｂ）は、前進第２速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図、
（ｃ）は、前進第３速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図である。
【図５】同歯車変速装置の変速段ごとのトルク伝達経路を示し、
（ａ）は、前進第４速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図、
（ｂ）は、前進第５速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図、
（ｃ）は、前進第６速時のトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図である。
【図６】同歯車変速装置の後退変速段選択時におけるトルク伝達経路を示す図１と同様のスケルトン図である。
【図７】図１〜図６に示す歯車変速装置の実態構成を具える自動変速機を示す展開断面図である。
【図８】本発明の第２の実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置の実態構成を具える自動変速機を示す展開断面図である。
【図９】本発明の第３の実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置の実態構成を具える自動変速機を示す展開断面図である。
【図１０】図９の自動変速機の第３遊星歯車組におけるセンターメンバの外観を示す正面図である。
【図１１】図９の自動変速機の第３遊星歯車組におけるサイドメンバの外観を示す斜視図である。
【図１２】本発明の第４の実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置の実態構成を具える自動変速機を示す展開断面図である。
【図１３】図１２の自動変速機の第３遊星歯車組におけるセンターメンバの外観を示す正面図である。
【図１４】図１２の自動変速機の第３遊星歯車組におけるサイドメンバの外観を示す斜視図である。
【図１５】本発明による自動変速機用歯車変速装置の第５の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の、第３遊星歯車組のセンターメンバの外観を示す正面図である。
【図１６】本発明による自動変速機用歯車変速装置の第６の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の、第３遊星歯車組のサイドメンバの外観を示す斜視図である。
【図１７】本発明による自動変速機用歯車変速装置の第６の実施形態に係る実態構成を具える自動変速機の、第３遊星歯車組のセンターメンバの外観を示す正面図である。
【図１８】図１７のＡ−Ａ線に沿った断面図である。
【符号の説明】
Ｇ１ 第１遊星歯車組
Ｇ２ 第２遊星歯車組
Ｇ３ 第３遊星歯車組
Ｍ１ 第１連結メンバ
Ｍ２ 第２連結メンバ
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｃ３ 第３クラッチ
Ｃ４ 第４クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｉｎｐｕｔ 入力部
１ 入力軸
Ｏｕｔｐｕｔ 出力部
２ 出力歯車
Ｓ１ 第１サンギヤ
Ｒ１ 第１リングギヤ
Ｐ１ 第１ピニオン
Ｐ１ａ 第１ピニオン
Ｐ１ｂ 第１ピニオン
ＰＣ１ 第１キャリア
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キャリア
Ｓ３ 第２サンギヤ
Ｓ４ 第４サンギヤ
Ｐ３ 第３ピニオン
ＰＣ３ 第３キャリア
Ｒ３ 第３リングギヤ
ＣＭ センターメンバ
ＯＭ アウターメンバ
ＳＭ サイドメンバ（キャリアプレート）
ＥＮＧ エンジン（動力源）
Ｔ／Ｃ トルクコンバータ
３ 変速機ケース
４ 中間軸
５ ポンプハウジング
６ ポンプカバー
７ 端蓋
８ 中間壁（出力歯車支持壁）
９ 中空軸
９ａ ドラム状連結部材
１０ フランジ
１１ クラッチドラム
１２ クラッチパック
１３ クラッチピストン
１４ 第３クラッチ作動油路
１５ クラッチドラム
１６ クラッチパック
１７ クラッチハブ
１８ クラッチパック
１９ クラッチピストン
２０ クラッチピストン
２１ 第１クラッチまたは第２クラッチ作動油路
２２ 筒状連結メンバ
２３ ブレーキハブ
２４ ブレーキパック
２５ ブレーキピストン
２６ ブレーキハブ
２６ａ ブレーキハブ後端壁
２７ ブレーキパック
２８ ブレーキピストン
２９ カウンターシャフト
３０ カウンターギヤ
３１ ファイナルドライブピニオン
３２ クラッチハブ
３３，３７，４３ ダブルサンギヤ型遊星歯車組のサイドメンバの基部
３４，３８，４４ サイドメンバの中心孔
３５，３９，４５ サイドメンバのピニオンシャフト孔
３６，４０，４１，４６ サイドメンバのアーム
４２ 油溜まり
４７ ダブルサンギヤ型遊星歯車組のセンターメンバの凹部
４８ センターメンバのフランジ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention includes an input unit, a planetary gear set, a friction element, and an output unit. The planetary gear set decelerates and increases the rotation of the engine, and a plurality of the friction elements are appropriately fastened and released. The present invention relates to a gear transmission for an automatic transmission capable of obtaining the above-mentioned shift speed.
[0002]
[Prior art]
Generally, a gear transmission for an automatic transmission includes a sun gear, a pinion gear (planetary pinion), a planetary gear mechanism including a carrier and a ring gear that support the pinion gear, and a plurality of friction elements. The selected gear is achieved by engaging and disengaging. By the way, of the planetary gear mechanism, two sun gears, a pinion gear meshing with each of the two sun gears, and a center member and a pinion shaft that are arranged between the two sun gears and that input or output rotation. There is a type using a so-called double sun gear type planetary gear set having a carrier having a supporting side member and one ring gear meshing with a pinion gear (for example, see Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-2-245564
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in this conventional double sun gear type planetary gear set, these two carriers and the center member are formed with the same plate thickness. As a result, the size of the double sun gear type planetary gear set is increased, and the size of the automatic transmission itself is increased accordingly.
[0005]
An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems in a gear transmission for an automatic transmission using a double sun gear type planetary gear set.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
For these purposes, a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention is defined as follows.
An input unit to which power rotation from a power source is input,
An output unit that outputs a shift rotation after the power rotation is shifted;
A plurality of planetary gear sets capable of providing a number of power transmission paths between the input / output units;
The plurality of planetary gear sets selectively connect / disconnect for selecting one of the power transmission paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding speed ratio and outputting the rotation to the output unit. With several possible friction elements,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein at least a second speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the plurality of friction elements,
One planetary gear set of the plurality of planetary gear sets,
With two sun gears,
A common pinion gear meshing with each of the two sun gears,
A center member disposed between the two sun gears, receiving rotation from outside the planetary gear set, or outputting rotation to outside the planetary gear set;
A pinion shaft rotatably supporting the pinion gear;
A carrier having a carrier plate supporting the pinion shaft at both ends thereof,
A gear transmission for an automatic transmission, which is a double sun gear type planetary gear set including a ring gear that meshes with the pinion gear,
Among the plurality of friction elements, a friction element capable of transmitting a torque larger than other friction elements at the time of fastening is connected to the carrier plate,
Of the plurality of friction elements, connecting the center member and another friction element that transmits a smaller torque than the friction element that transmits the large torque at the time of fastening,
The thickness of the center member is smaller than the thickness of the carrier plate.
[0007]
Further, a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention, as described in claim 2,
An input unit to which power rotation from a power source is input,
An output unit that outputs a shift rotation after the power rotation is shifted;
A plurality of planetary gear sets capable of providing a number of power transmission paths between the input / output units;
The plurality of planetary gear sets selectively connect / disconnect for selecting one of the power transmission paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding speed ratio and outputting the rotation to the output unit. With several possible friction elements,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein at least a second speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the plurality of friction elements,
One planetary gear set of the plurality of planetary gear sets,
With two sun gears,
A common pinion gear meshing with each of the two sun gears,
A center member disposed between the two sun gears, receiving rotation from outside the planetary gear set, or outputting rotation to outside the planetary gear set;
A pinion shaft rotatably supporting the pinion gear;
A carrier having a carrier plate supporting the pinion shaft at both ends thereof,
A gear transmission for an automatic transmission, which is a double sun gear type planetary gear set including a ring gear that meshes with the pinion gear,
The rotation input to the carrier from the center plate and the rotation output from the carrier to the center plate can be performed on both the inner diameter side and the outer diameter side of the center plate,
The center plate is configured to have different thicknesses on the inner diameter side and the outer diameter side.
[0008]
【The invention's effect】
The gear transmission for an automatic transmission according to the present invention employs a double sun gear type planetary gear set, wherein a carrier plate (carrier) for supporting a pinion gear of the double sun gear type planetary gear set comprises a plurality of parts constituting the automatic transmission. The center member is connected to another friction element that plays a role of transmitting a smaller torque than the friction element that plays a role of transmitting a large torque at the time of fastening. In addition, the thickness (plate thickness) of the center member is made smaller than the thickness of the carrier plate.
[0009]
This double sun gear type planetary gear set takes a form in which a carrier plate supporting both sides of a pinion gear and rotation input / output to / from a carrier from a total of four positions on the inner diameter side and the outer diameter side of the center member are possible. However, with the above-described configuration, the thickness of the carrier plate, which originally requires rigidity to support the pinion shaft, does not become excessively thick. Also, since the center member transmits only a small torque compared to the carrier plate, the mesh length of the two sun gears and the pinion gear can be secured without increasing the axial dimension by reducing the thickness thereof, When the thickness of the center member is increased more than necessary, the axial dimension of the pinion gear increases, and it is possible to effectively prevent the double sun gear type planetary gear set from increasing in size.
[0010]
Further, in the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention, rotation input / output can be performed on both the inner diameter side and the outer diameter side of the center member, and the thickness of the center member is made equal to the inner diameter side and the outer diameter. It is configured differently on the radial side. Thereby, the degree of freedom in designing the power transmission path in the gear transmission is improved, and the size of the automatic transmission itself can be reduced.
[0011]
Further, in a preferred embodiment of the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention, as described in claim 3, the outer diameter side of the center plate is set to be smaller than other friction elements at the time of fastening. The inner diameter side is connected to a friction element capable of transmitting a large torque, and the inner diameter side is connected to another friction element that transmits a smaller torque than the friction element that transmits the large torque at the time of fastening, of the friction elements. The thickness of the outer side may be smaller than the thickness of the outer diameter side.
[0012]
This double sun gear type planetary gear set takes a form in which a carrier plate supporting both sides of a pinion gear and rotation input / output to / from a carrier from a total of four positions on the inner diameter side and the outer diameter side of the center member are possible. However, with the above-described configuration, by connecting the friction element that transmits a large torque and the outer diameter side of the center member, the thickness of the outer diameter side having a sufficient space in the transmission case is increased. On the other hand, the inner diameter side is connected to another friction element that transmits torque smaller than the friction element connected to the outer diameter side, and the inner diameter side is thinner than the outer diameter side.
[0013]
As a result, the engagement length between the two sun gears and the pinion gear can be ensured without increasing the axial dimension, so that the axial size of the pinion gear increases due to the center member becoming thicker than necessary, and the double sun gear It is possible to effectively prevent the mold planetary gear set from increasing in size.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0015]
FIG. 1 schematically shows a gear transmission for an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention. G1 is a first planetary gear set, G2 is a second planetary gear set, and G3 is a third planetary gear set. Planetary gear set, M1 is a first connection member, M2 is a second connection member, C1 is a first clutch, C2 is a second clutch, C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, Input is An input unit (input shaft 1) and Output are output units (output gears 2).
[0016]
This automatic transmission gear transmission (referred to as a reduction single pinion type) is a first planetary gear as a reduction gear constituted by a single pinion type planetary gear set sequentially from a left end (an end near an input portion Input) in FIG. A gear set G1, a single pinion type second planetary gear set G2, and a double sun gear type third planetary gear set G3 are coaxially arranged, and a first planetary gear set G1 constitutes a reduction planetary gear set. The gear set G2 and the third planetary gear set G3 constitute a speed changing planetary gear set.
[0017]
The first planetary gear set G1 is a single pinion type planetary gear set including a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 rotatably supporting a first pinion P1 meshing with the gears S1 and R1. (Deceleration planetary gear set). The second planetary gear set G2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 rotatably supporting a second pinion P2 meshing with the gears S2 and R2. Make a set.
[0018]
The third planetary gear set G3 includes a third sun gear S3 on a side closer to the input portion Input and a fourth sun gear S4 on a side farther from the input portion Input, and a common third pinion P3 meshing with each of the sun gears S3 and S4. A double sun gear type planetary gear set including a third carrier PC3 that rotatably supports the third pinion P3 and one third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. Here, the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 are arranged coaxially, but need not necessarily have the same number of teeth. Also, the third carrier PC3 has a center member CM coupled thereto and extending radially inward from between the sun gears S3 and S4, and an outer member OM extending radially outward from the third carrier PC3. Is provided, and the outer member OM is actually arranged in a unique arrangement which will be described in detail later. The center member CM is integral with the third carrier PC3 and penetrates the space between the adjacent third pinions P3 on the arrangement pitch circle of the third pinions P3. Are arranged so as to extend radially inward from between them.
[0019]
The input portion Input is constituted by an input shaft 1. The input shaft 1 is connected to a first ring gear R1 and is connected to an engine (not shown) as a power source via a torque converter (not shown). 1 to the first ring gear R1. The output portion Output is composed of an output gear 2, which is used for coupling the second carrier PC2 and the third ring gear R3 and is coaxially coupled to a second connecting member M2 which forms a combination thereof. Is transmitted to the driving wheels of the vehicle via a final gear set and a differential gear device (not shown). The first connecting member M1 is a connecting member that integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3, and forms a combined body of these sun gears.
[0020]
The first sun gear S1 of the reduction planetary gear set G1 is connected to the transmission case 3 and is fixed at all times. The first carrier PC1 can be appropriately connected to the second ring gear R2 by the first clutch C1. C2 enables the sun gear S2 to be appropriately coupled to the second sun gear S2. The center member CM of the third carrier PC3 can be appropriately connected to the input shaft 1 by the third clutch C3. The outer member OM of the third carrier PC3 in the double sun gear type planetary gear set G3 can be appropriately coupled to the transmission case 3 by the first brake B1, so that the third carrier PC3 can be appropriately fixed, and the fourth sun gear S4 is The second sun gear S4 can be appropriately fixed by being able to be appropriately coupled to the transmission case 3 by the two brakes B2. With the above configuration, the power rotation from the engine is input from the input shaft 1 to the first ring gear R1 of the reduction planetary gear set G1, and the reduced rotation is transmitted from the first pinion P1 via the first clutch C1 or the second clutch C2. Thus, the output is output to the transmission planetary gear set, or is directly input from the input shaft 1 to the transmission planetary gear set via the third clutch C3.
[0021]
In the gear transmission having the above-described configuration, the clutches C1, C2, and C3 and the brakes B1 and B2 are engaged (shown by a circle) or released (no mark) by a combination shown in FIG. (First forward speed to sixth speed, and reverse), and a control valve body (not shown) for speed change control that implements the engagement logic for the speed change is connected to these clutches and brakes. I do. As a control valve body for speed change control, a hydraulic control type, an electronic control type, and a combination type combining these are adopted.
[0022]
Hereinafter, the shifting operation of the gear transmission will be described with reference to FIGS. FIG. 2 shows the engagement logic of the shift elements in the above-described gear transmission, FIG. 3 is a collinear chart showing the rotation state of the rotating member in each gear of the gear transmission, and FIGS. FIG. 3 is an explanatory diagram illustrating a torque transmission path at each shift speed of the transmission. In FIG. 3, the thickest line is an alignment chart of the first planetary gear set G1, and the thickest line is an alignment chart of a speed change gear set including the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3. . 4 to 6, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and gears for transmitting the torque are indicated by hatching.
[0023]
(1st speed)
The first forward speed is obtained by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, as shown in FIG. In the first speed, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1 in the second planetary gear set G2. On the other hand, in the third planetary gear set G3, since the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, the rotation of the third sun gear S3 with respect to the output rotation from the third ring gear R3 is The rotation direction is the deceleration rotation in the opposite direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear set G2 via the first connecting member M1.
[0024]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the deceleration rotation in the forward direction is input from the second ring gear R2, and the deceleration rotation in the reverse direction is input from the second sun gear S2, and the deceleration from the second ring gear R2 is input. The rotation further reduced in rotation is output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. That is, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the first speed is defined as the engagement point of the first clutch C1 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is the input rotation to the second ring gear R2, and the third carrier. The rotation input from the input shaft 1 is reduced and output from the output gear 2, defined by a line connecting the engagement point of the first brake B <b> 1 for stopping the rotation of the PC 3.
[0025]
The torque transmission path at the first speed is as shown in FIG. 4 (a). The first clutch C1, the first brake B1 and each member indicated by a thick line, the first planetary gear set G1 indicated by hatching, and the first The torque acts on the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 (excluding the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, and the third planetary gear set G3 participate in torque transmission.
[0026]
At this time, since a relatively strong load (reaction force) is applied to the third carrier PC3 to fasten with the first brake, a strength corresponding to the load is required. On the other hand, since the third member C3 is engaged only when the third clutch C3 is in the high-speed gear position, as described later, the center member CM applies a smaller load than the third carrier PC3. Therefore, in the present invention, the third carrier PC3 and the center member CM are configured and configured according to the load applied to each. This will be described later in detail.
[0027]
(Second speed)
In the second speed, as shown in FIG. 2, the first brake B1 engaged in the first speed is released, and the second brake B2 is disengaged, and thus the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged. Obtainable. At the second speed, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. On the other hand, in the third planetary gear set G3, the engagement of the second brake B2 fixes the fourth sun gear S4 to the case, so that the third sun gear S3 connected by the third pinion P3 is fixed. Then, the second sun gear S2 connected to the third sun gear S3 via the first connection member M1 is fixed to the case.
[0028]
Accordingly, in the second planetary gear set G2, the forward deceleration rotation is input from the second ring gear R2, the second sun gear S2 is fixed, and the rotation further reduced from the deceleration rotation from the second ring gear R2 is performed. Are output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. That is, the second speed is, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is the input rotation to the second ring gear R2, and the fourth sun gear The rotation input from the input shaft 1 is reduced (but higher than the first speed) and is output from the output gear 2 as defined by a line connecting the engagement point of the second brake B2 for stopping the rotation of S4.
[0029]
The torque transmission path at the second speed is as shown in FIG. 4B, and the first clutch C1, the second brake B2 and each member indicated by a thick line, the first planetary gear set G1 and the second The torque acts on the planetary gear set G2. In the third planetary gear set G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 with the output rotation of the third ring gear R3. Functioning does not contribute to torque transmission.
[0030]
(3rd speed)
In the third speed, as shown in FIG. 2, the second brake B2 engaged in the second speed is released, and the second clutch C2 is disengaged, so that the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged. Obtainable. In the third speed, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. At the same time, by the engagement of the second clutch C2, this reduced rotation is input to the second sun gear S2 of the second planetary gear set G2. Therefore, in the second planetary gear set G2, the same deceleration rotation is input from the second ring gear R2 and the second sun gear S2, so that the second connection from the second carrier PC2 that rotates integrally with both gears R2 and S2. The reduced rotation (same as the reduced rotation of the first planetary gear set G2) is output to the output gear 2 via the member M2.
[0031]
That is, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the third speed is the engagement point of the first clutch C1 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is the input rotation to the second ring gear R2, and the first planetary gear The rotation input from the input shaft 1 is reduced by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 with the reduced rotation from the set G1 as the input rotation to the second sun gear S2, and the rotation is reduced (= the first planetary gear set). G1) and output from the output gear 2. The torque transmission path at the third speed is as shown in FIG. 4C. The first clutch C1, the second clutch C2 and each member shown by a thick line, the first planetary gear set G1 and the second clutch The torque acts on the planetary gear set G3. That is, the third planetary gear set G3 does not contribute to torque transmission at all.
[0032]
(4th speed)
As shown in FIG. 2, the fourth speed is obtained by releasing the second clutch C2 that has been engaged in the third speed and changing the engagement of the third clutch C3, and thus by engaging the first clutch C1 and the third clutch C3. Can be At the fourth speed, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by engaging the first clutch C1 in the second planetary gear set G2. On the other hand, in the third planetary gear set G3, the input rotation from the input shaft 1 is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. For this reason, the rotation of the third sun gear S3 is increased more than the output rotation of the third ring gear R3, and the increased rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 via the first connecting member M1. You.
[0033]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation is input from the second ring gear R2, and the increased rotation is input from the second sun gear S2, and the rotation is the increased rotation of the reduced rotation from the second ring gear R2. (However, the rotation is lower than the input rotation) is output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. That is, in the fourth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is the input rotation to the second ring gear R2, and the third carrier The rotation input from the input shaft 1 is slightly reduced and output from the output gear 2, defined by a line connecting the engagement point of the third clutch C <b> 3 with the rotation of the PC 3 as the input rotation. The torque transmission path at the fourth speed is as shown in FIG. 5A. The first clutch C1, the third clutch C3 and each member shown by a bold line, the first planetary gear set G1 shown by hatching, and the second The torque acts on the planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0034]
(5th speed)
As shown in FIG. 2, the fifth speed is obtained by disengaging the first clutch C1, which has been engaged in the fourth speed, and changing over by engaging the second clutch C2, and thus by engaging the second clutch C2 and the third clutch C3. Can be In the fifth speed, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1 by the engagement of the second clutch C2. At the same time, by the engagement of the third clutch C3, the input rotation from the input shaft 1 is input to the third carrier PC3 via the center member CM.
[0035]
Therefore, in the third planetary gear set G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3, and the speed is higher than the input rotation. The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear 2 via the second connecting member M2. That is, in the fifth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the second clutch C2 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is the input rotation to the third sun gear S3, and the third carrier The rotation input from the input shaft 1 is slightly increased in speed and output from the output gear 2, defined by a line connecting the third clutch C <b> 3 with the rotation of the PC 3 as the input rotation. The torque transmission path at the fifth speed is as shown in FIG. 5B, and the second clutch C2, the third clutch C3 and each member indicated by a thick line, the first planetary gear set G1 and the third The torque acts on the planetary gear set G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0036]
(6th speed)
In the sixth speed, as shown in FIG. 2, the second clutch C2 engaged in the fifth speed is released, and the second brake B2 is disengaged, so that the third clutch C3 and the second brake B2 are engaged. can get. At the sixth speed, the engagement of the third clutch C3 causes the input rotation from the input shaft 1 to be input to the third carrier PC3 via the center member CM of the third planetary gear set G3. Further, the engagement of the second brake B2 fixes the fourth sun gear S4 of the third planetary gear set G3 to the case.
[0037]
Therefore, in the third planetary gear set G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the fourth sun gear S4 is fixed to the case, and the rotation increased in speed from the input rotation is transmitted from the third ring gear R3. It is output to the output gear 2 via the second connecting member M2. That is, in the sixth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the third clutch C3 that uses the rotation of the third carrier PC3 as the input rotation, and the second brake that fixes the fourth sun gear S4 to the case. The rotation input from the input shaft 1 is speeded up and output from the output gear 2, defined by a line connecting the fastening point of B <b> 2. The torque transmission path at the sixth speed is as shown in FIG. 5C, and the third clutch C3, the second brake B2 and each member indicated by a thick line, and the third planetary gear set G3 indicated by hatching (however, (Except for the third sun gear S3).
[0038]
(Recession)
The reverse gear is obtained by engaging the second clutch C2 and the first brake B1, as shown in FIG. In this reverse gear, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1 by the engagement of the second clutch C2. On the other hand, by applying the first brake B1, the third carrier PC3 is fixed to the case. Therefore, in the third planetary gear set G3, the positive deceleration rotation is input to the third sun gear S3, the third carrier PC3 is fixed to the case, and the reverse rotation decelerated from the third ring gear R3 is applied to the second connection member. It is output to the output gear 2 via M2. That is, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the reverse gear is engaged with the engagement point of the second clutch C2 in which the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3, and the third carrier PC3. The rotation input from the input shaft 1 is reduced in the reverse direction and output from the output gear 2, defined by a line connecting the engagement point of the first brake B 1 for stopping the rotation of the first brake B 1.
[0039]
The torque transmission path at this reverse gear is as shown in FIG. 6, and the second clutch C2, the first brake B1 and each member shown by a thick line, the first planetary gear set G1 and the third planetary gear set shown by hatching. The torque acts on G3 (except for the fourth sun gear S4).
[0040]
FIG. 7 is a cross-sectional view of an automatic transmission having the actual configuration of the above-described gear transmission. Hereinafter, the actual configuration of the above-described gear transmission will be described in detail based on this. In FIG. 7, the gear transmission is shown with the skeleton diagrams of FIGS. 1 and 4 to 6 and the input / output unit in the left and right reversed positions. The input shaft 1 and the intermediate shaft 4 are laid horizontally in the illustrated transmission case 3 with the input shaft 1 and the intermediate shaft 4 abutting against each other so as to be coaxially rotatable. The input shaft 1 and the intermediate shaft 4 are individually rotatable relative to the transmission case 3. To support. The front end opening of the transmission case 3 close to the input shaft 1 is closed by a pump case composed of a pump housing 5 and a pump cover 6. The pump case is penetrated through the input shaft 1, and a torque is applied to the projecting end of the input shaft 1. An engine (not shown), which is a power source, is drivingly connected via a converter (not shown).
[0041]
The rear end of the intermediate shaft 4 far from the input shaft 1 is rotatably supported by an end cover 7 at the rear end of the transmission case 3. An intermediate wall 8 is provided in the middle of the transmission case 3 in the axial direction, the output gear 2 is rotatably supported on the intermediate wall 8, and the input shaft 1 and the intermediate shaft are inserted through a hollow shaft 9 in a center hole of the intermediate wall 8. 4 is rotatably supported.
[0042]
A first planetary gear set G1 is disposed and surrounds the first planetary gear set G1 in a front space defined between the pump case 5 including the pump housing 5 and the pump cover 6 and the intermediate wall 8. And the third clutch C3 is disposed. In the first planetary gear set G1, the sun gear S1 is fixed to the pump cover 6 so as not to rotate at all times, and the ring gear R1 is connected to the flange 10 extending radially outward from the input shaft 1. A clutch drum 11 is provided so as to extend radially outward from the front end of the intermediate shaft 4 close to the input shaft 1 to surround the ring gear R1, and is spline-fitted to the inner periphery of the clutch drum 11 and the outer periphery of the ring gear R1, respectively. The clutch packs 12 in which clutch plates are alternately arranged are provided, and these constitute the third clutch C3. The clutch piston 13 of the third clutch C3 is fitted to the end wall of the clutch drum 11 facing the first planetary gear set G1, and is provided from the oil passage 14 formed in the pump cover 6, the input shaft 1, and the intermediate shaft 4. It is assumed that the third clutch C3 can be engaged by performing a stroke by receiving the operating oil pressure. A drum-shaped connecting member 9a extending radially outward from the front end of the hollow shaft 9 and then surrounding the third clutch C3 is provided, and the front end of the connecting member 9a is connected to the carrier PC1.
[0043]
In the rear space defined between the intermediate wall 8 and the end cover 7, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, the first clutch C1 and the second clutch C2, and the first brake B1 and the The two brakes B2 are arranged as follows. The second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 are arranged on the intermediate shaft 4, but the second planetary gear set G2 is located closer to the input shaft 1 than the third planetary gear set G3. The sun gear S2 of the second planetary gear set G2 and the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 are integrated by a first connecting member M1 and supported rotatably on the intermediate shaft 4. A clutch drum 15 extending radially outward from the middle of the hollow shaft 9 and then extending axially rearward to reach the outer periphery of the second ring gear R2 is provided. A clutch pack 16 is provided on the outer periphery, in which clutch plates which are spline-fitted are alternately arranged, and these constitute a first clutch C1.
[0044]
Since the second clutch C2 is disposed closer to the input shaft 1 than the first clutch C1 disposed on the outer periphery of the second planetary gear set G2 as described above, the outer periphery of the second sun gear S2 near the input shaft has a diameter. The clutch pack 17 is fixed to the outer periphery of the clutch hub 17 and the inner periphery of the clutch drum 15, and the clutch pack 18 is formed by alternately arranging clutch plates spline-fitted on the clutch hub 17, respectively. The two clutch C2 is configured. The clutch piston 19 of the first clutch C1 and the clutch piston 20 of the first clutch C2 serve as a double piston in which the clutch piston 20 slides inside the clutch piston 19, on the side of the second clutch C2 far from the first clutch C1. The clutch piston 20 is fitted to the end wall of the clutch drum 15 facing the second planetary gear set G2. These clutch pistons 19 and 20 are stroked by receiving hydraulic pressure from individual oil passages 21 (only one oil passage is shown in the figure) formed in the intermediate wall 8 and the hollow shaft 9, thereby causing a first stroke. It is assumed that the clutch C1 and the second clutch C2 can be individually engaged.
[0045]
The third planetary gear set G3 is a double sun gear type planetary gear set as described above. When the ring gear R3 is connected to the carrier PC2 of the second planetary gear set G2 by the second connecting member M2, the connecting member M2 can be shortened. One end of a cylindrical connecting member 22 arranged to surround the clutch drum 15 of the first clutch C1 and the second clutch C2 is connected to the outer periphery of the ring gear R3, and the other end of the cylindrical connecting member 22 is output. Bind to gear 2.
[0046]
The carrier PC3 of the third planetary gear set G3 includes first and second side members SM1 and SM2 (carrier plates) that support both sides of a pinion shaft PS3 that rotatably supports the pinion P3, and the first side. The first side member SM1 is connected to the member SM1 and extends radially inward through the sun gears S3 and S4 as described above. The first side member SM1 is located at a position axially center of the pinion P3. An outer member OM extending radially outward along the end face of the ring gear R3 is connected at an outer diameter position. The center member CM is drive-coupled to the intermediate shaft 4, thereby coupling the carrier PC3 to the clutch drum 11 of the third clutch C3 via the center member CM and the intermediate shaft 4. The outer member OM is provided with a brake hub 23 which is connected to the outer periphery of the outer member OM. The brake hub 23 is arranged on the outer periphery of the tubular connecting member 22 and extends forward to approach the intermediate wall 8. A brake pack 24 in which brake plates spline-fitted are alternately arranged on the outer periphery at the front end of the brake hub 23 and the inner periphery of the transmission case 3 is provided, thereby constituting a first brake B1. A brake piston 25 fitted in the transmission case 3 at the rear of the brake pack 24 enables the fastening as appropriate.
[0047]
A brake hub 26 is provided so as to cover the rear end of the brake hub 23, and a rear end wall 26a of the brake hub 26 extends inward in the circumferential direction so as to extend behind the third planetary gear set G3. The inner periphery of the end wall 26a is connected to the sun gear S4 of the third planetary gear set G3. A brake pack 27 in which brake plates fitted with splines are alternately arranged on the outer periphery of the brake hub 26 and the inner periphery of the transmission case 3 is provided, thereby constituting a second brake B2. The brake piston 28 fitted in the transmission case 3 at the rear of the transmission case 3 enables the connection to be appropriately performed. As described above, the first brake B1 and the second brake B2 are arranged on the outer circumferences of the first clutch C1 and the second clutch C2, respectively, and the first brake B1 is connected to the input shaft 1 (the first planet) more than the second brake B2. The first brake B1 and the second brake B2 are arranged near the gear set G1), but are arranged closer to the second planetary gear set G2 than the third planetary gear set G3.
[0048]
Although not shown in the skeleton diagrams of FIGS. 1 and 4 to 6, a one-way clutch OWC is provided between the front end of the brake hub 23 constituting the first brake B1 and the transmission case 3, and the first brake B1 In the disengaged state, the one-way clutch OWC prevents the one-way rotation of the third carrier PC3 to obtain the forward first speed state. However, in the first speed by the one-way clutch OWC, the one-way clutch OWC allows the reverse rotation of the third carrier PC3 during the engine braking, so that the engine brake cannot be obtained. When the engine brake is requested, the first brake B1 is engaged. Thus, the reverse rotation of the third carrier PC3 is prevented. Further, a counter shaft 29 parallel to the input shaft 1 and the intermediate shaft 4 is rotatably supported and provided separately in the transmission case 3, and a counter gear 30 and a final drive pinion 31 are integrally formed therewith. Is meshed with the output gear 2, and a differential gear device between the vehicle drive wheels (not shown) is meshed with the final drive pinion 31.
[0049]
Here, paying attention to the lower half of FIG. 7, that is, a portion below the central axis indicated by a dashed line in the drawing, the first side member SM1 constituting the third carrier PC3 of the third planetary gear set G3 has an inner diameter. At the position, it is connected to the center member CM, while at the outer diameter position, it is connected to the second side member SM2 and the outer member OM.
[0050]
In this automatic transmission, the thickness t of the first side member SM1 is S1 And the thickness t of the second side member SM2 S2 Compared to the center member CM thickness t C Is thinner. This is because the outer member OM extending from the side member (carrier plate) connected to the third carrier PC3 is moved to the first brake B1 at the first speed, as described above in the description of the first speed shifting operation. And is fixed to the transmission case 3. Therefore, a relatively high load (reaction torque) is applied to the outer member OM, the side member SM, and the third carrier PC3. Therefore, it is necessary to have a sufficient thickness to withstand this load. However, since the side member SM is formed to be relatively thick to support the pinion shaft PS3, an increase in size due to coupling with the first brake B1 is suppressed.
[0051]
On the other hand, the center member CM is engaged only when the connected third clutch C3 is in the third speed or higher, and since the transmitted torque is not the torque via the planetary gear set G1 for principle, it is comparatively relatively small. Only a small load is applied. Therefore, the thickness of the center member CM can be reduced as compared with the side member SM and the outer member OM. The thickness t of this center member CM C By reducing the thickness, the distance between the two sun gears S3 and S4 can be reduced, thereby making it possible to reduce the axial dimension of the third pinion P3. As a result, the size of the third planetary gear set G3 can be reduced, and further, the size of the automatic transmission itself can be reduced.
[0052]
FIG. 8 is a sectional view of an automatic transmission having an actual configuration according to a second embodiment of the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention. Since the configuration of this automatic transmission is basically the same as that shown in FIG. 7, the same elements are denoted by the same reference numerals.
[0053]
It should be noted that in the automatic transmission shown in FIG. 8, first, the third carrier PC3 of the third planetary gear set G3 includes two first and second side members SM1 supporting the third pinion shaft PS3 at both ends. , SM2, and each side member is connected to the center member CM. A center member CM disposed between the two sun gears S3 and S4 is formed by coupling the inner diameter side member CM1 and the outer diameter side member CM2, and the outer diameter side member CM2 is welded to the side members SM1 and SM2. (The welded portion is indicated by the symbol w). Further, the outer diameter side member CM2 of the center member CM also functions as an outer member OM.
[0054]
Further, the thickness t of the inner diameter side member CM1 of the center member CM. C1 Is the thickness t of the outer-diameter-side member CM2 which has room in the space in the axial direction (thickness direction). C2 Is thinner than By doing so, similarly to the first embodiment described above, the thickness is set according to the load applied to the member, and the inner side of the center member CM, that is, the two sun gears S3 and S4 are sandwiched. By reducing the thickness of the portion to be formed, the third planetary gear set G3 can be downsized, which can contribute to downsizing of the automatic transmission itself.
[0055]
FIG. 9 is a sectional view of an automatic transmission having an actual configuration according to a third embodiment of the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention. Since the configuration of this automatic transmission is basically the same as that shown in FIGS. 7 and 8, common elements are denoted by the same reference numerals.
[0056]
The automatic transmission shown in FIG. 9 is basically the same as that shown in FIG. 8, but the automatic transmission shown in FIG. Although the side members CM2 are combined, here, these members CM1 and CM2 are integrally formed. In the center member CM, the thickness of the portion corresponding to the inner diameter side member CM1 is smaller than the thickness of the portion corresponding to the outer diameter side member CM2, but this thinning is performed by integrally molding the entire center member CM. After or at the same time, it can be performed by cutting or pressing.
[0057]
FIG. 10 shows the appearance of the center member CM in the third planetary gear set G3 of the automatic transmission of FIG. Although not explicitly shown in this figure, the portion from the central portion (that is, the portion through which the intermediate shaft 4 passes) to a portion slightly outside in the radial direction from the outer periphery of the sun gears S3 and S4 is a portion corresponding to the inner diameter side member CM1. The portion further outward in the radial direction is a portion corresponding to the outer diameter side member CM2. The outer edge of the center member CM is connected to the brake hub of the first brake B1. As described above, the center member CM is connected to the carrier PC3 (side member SM) by welding, and the welded portion is indicated by reference numeral w in the figure. Here, since the third planetary gear set G3 has three third pinions P3 in this embodiment, the welding portions w are three portions between the positions where the three pinions P3 penetrate. I have.
[0058]
FIG. 11 shows an appearance of one of the side members SM in the third planetary gear set G3 of the automatic transmission of FIG. The side member SM is provided with a center hole 34 in a base 33 and three pinion shaft holes 35 around which a third pinion shaft PS3 is fitted. Further, three arms 36 projecting from the base 33 in the direction of the central axis are provided, and these arms 36 and the base 33 constitute a side member SM (SM1). The protruding end 36a of the arm 36 is connected to the center member CM by welding. In addition, the welding location is the location indicated by the symbol w in FIGS. 9 and 10.
[0059]
FIG. 12 is a sectional view of an automatic transmission having an actual configuration according to a fourth embodiment of a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention. The configuration of this automatic transmission is also basically the same as that of each of the above embodiments, so that common elements are denoted by the same reference numerals.
[0060]
In the automatic transmission shown in FIG. 12, similarly to the third embodiment shown in FIG. 9, the center member CM is formed by integrally molding an inner diameter side member CM1 and an outer diameter side member CM2 having different thicknesses. Further, here, the center member CM and the side members SM1 and SM2 are welded at two places (indicated by reference numerals w1 and w2).
[0061]
FIG. 13 shows the appearance of the center member CM in the third planetary gear set G3 of the automatic transmission shown in FIG. Although not explicitly shown in this figure, the portion from the center (that is, the portion through which the intermediate shaft 4 passes) to a range slightly outside from the outer periphery of the sun gears S3 and S4 in the radial direction is a portion corresponding to the inner-diameter-side member CM1. The portion further outward in the radial direction is a portion corresponding to the outer diameter side member CM2. The outer edge of the center member CM is connected to the brake hub of the first brake B1. As described above, the center member CM is connected to the carrier PC3 (side member SM) by two welding points, and the welding points are indicated by reference numerals w1 and w2 in the figure. Also in this embodiment, since the third planetary gear set G3 has three third pinions P3 in this embodiment, the welding portions w1 and w2 are located between the positions where the three pinions P3 penetrate. Part.
[0062]
FIG. 14 shows one appearance of the side member SM. The side member SM has a center hole 38 in a base 37 and three pinion shaft holes 39 around which a shaft of the third pinion P3 fits. Further, three outer arms 40 and three inner arms 41 protruding from the base 37 in the direction of the center axis are provided, and these arms 40, 41 and the base 37 constitute a side member SM (SM1). The protruding end 40a of the outer arm 40 and the protruding end 41a of the inner arm 41 are respectively connected to the center member CM by welding. In addition, the welding location is a location indicated by reference numerals w1 and w2 in FIGS.
[0063]
In such a configuration, the center member CM and the side members SM1 and SM2 are joined together by welding on the inner diameter side and the outer diameter side of the center member CM. Therefore, the rigidity of the carrier PC3 can be increased.
[0064]
FIG. 15 shows the appearance of the center member CM of the third planetary gear set G3 of the automatic transmission having the actual configuration according to the fifth embodiment of the automatic transmission gear transmission according to the present invention. The center member CM also has basically the same shape as that of the third and fourth embodiments described above, but has a substantially U-shaped welded portion w. That is, in this embodiment, an arm formed on the carrier PC3 (not shown) projects in a substantially U-shaped cross section, and the protruding end of the arm is welded to the center member CM.
[0065]
In the case of such a configuration, the inside of the arm has a box shape, and the oil reservoir 42 is formed here. Therefore, by additionally providing an oil path (pipe) for communicating the oil sump 42 with the pinion shaft, the rigidity of the carrier PC3 is improved, and oil is more appropriately supplied to the pinion shaft. In addition, the lubrication performance of the pinion shaft can be improved.
[0066]
16 to 18 show a carrier PC3 in an automatic transmission having an actual configuration according to a sixth embodiment of a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention, and FIG. 16 shows an appearance of a side member SM. FIG. 17 shows the appearance of the center member CM, and FIG. 18 shows a cross section taken along the line AA of FIG. 17. This embodiment is different from the structure of the carrier PC3 of the first embodiment. Thus, the point that one of the side members SM is connected to the outer member OM is the same, but the difference is that the two side members SM are connected to the center member CM.
[0067]
The side member SM shown in FIG. 16 is of the same type as that shown in FIG. 11, and is provided with a center hole 44 in the base 43 and three pinion shaft holes 45 around which the shaft of the third pinion P3 fits. I have. Further, three arms 46 projecting from the base 43 in the direction of the central axis are provided, and these arms 46 and the base 43 constitute a side member SM (SM1). The protruding end 46a of the arm 46 is connected to a center member CM described later by welding, and is connected to the outer member OM by welding or the like at a portion w of the outer peripheral surface indicated by hatching.
[0068]
The center member CM shown in FIG. 17 has a shape in which a concave portion 47 for allowing the pinion P3 to pass through is formed in a disc-shaped main body, unlike the above-described embodiments. Further, the outer edge portion indicated by the reference numeral w is connected to the protruding end portion 46a of the arm 46 of the side member SM by welding.
[0069]
A flange 48 is further formed at the center of the center member CM. As shown in FIG. 18, the flange 48 is disposed between the two sun gears S3 and S4, and has a cylindrical portion 48a protruding in the direction of the central axis CL. This cylindrical portion 48a is spline-fitted to the intermediate shaft 4. Although not described so far, it will be apparent from FIGS. 7 to 9 and 12 that the center member CM in each of the above-described embodiments also has such a flange.
[0070]
Now, by forming the center member CM in such a shape, the same effects as those of the above-described embodiments can be obtained, and the center member CM can be made more compact, and the third planetary gear set G3, Further, it can further contribute to the downsizing of the automatic transmission itself.
[0071]
As described above, the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention uses a double sun gear type planetary gear set as the transmission planetary gear set, and can reduce the size of the double sun gear type planetary gear set. The pinion shaft can improve the rigidity of the carrier by improving the shape of the carrier and the side members constituting the double sun gear type planetary gear set. The effect of improving the lubrication performance can also be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram schematically showing a gear transmission for an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram of engagement logic showing a relationship between engagement of a shift friction element and a selected shift speed in the gear transmission.
FIG. 3 is a nomographic chart showing a shift state at each selected shift speed of the gear transmission.
FIG. 4 shows a torque transmission path for each gear stage of the gear transmission,
(A) is a skeleton diagram similar to FIG. 1 showing a torque transmission path at the first forward speed,
(B) is a skeleton diagram similar to FIG. 1 showing a torque transmission path at the time of the second forward speed,
(C) is a skeleton diagram similar to FIG. 1, showing a torque transmission path at the time of the third forward speed.
FIG. 5 shows a torque transmission path for each shift speed of the gear transmission,
(A) is a skeleton diagram similar to FIG. 1 showing the torque transmission path at the time of the fourth forward speed,
(B) is a skeleton diagram similar to FIG. 1 showing a torque transmission path at the time of the fifth forward speed,
(C) is a skeleton diagram similar to FIG. 1, showing a torque transmission path at the time of the sixth forward speed.
FIG. 6 is a skeleton diagram similar to FIG. 1, showing a torque transmission path when a reverse gear is selected for the gear transmission.
FIG. 7 is a developed sectional view showing an automatic transmission having the actual configuration of the gear transmission shown in FIGS. 1 to 6;
FIG. 8 is a developed sectional view showing an automatic transmission having the actual configuration of the gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a developed cross-sectional view showing an automatic transmission having the actual configuration of the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a front view showing an appearance of a center member of a third planetary gear set of the automatic transmission of FIG. 9;
FIG. 11 is a perspective view showing an appearance of a side member in a third planetary gear set of the automatic transmission of FIG. 9;
FIG. 12 is a developed sectional view showing an automatic transmission having the actual configuration of a gear transmission for an automatic transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a front view showing an appearance of a center member in a third planetary gear set of the automatic transmission shown in FIG.
14 is a perspective view showing an appearance of a side member in a third planetary gear set of the automatic transmission shown in FIG.
FIG. 15 is a front view showing an appearance of a center member of a third planetary gear set of an automatic transmission having an actual configuration according to a fifth embodiment of a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 16 is a perspective view showing an appearance of a side member of a third planetary gear set of an automatic transmission having an actual configuration according to a sixth embodiment of a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 17 is a front view showing an appearance of a center member of a third planetary gear set of an automatic transmission having an actual configuration according to a sixth embodiment of the automatic transmission gear transmission according to the present invention.
FIG. 18 is a sectional view taken along the line AA of FIG.
[Explanation of symbols]
G1 First planetary gear set
G2 2nd planetary gear set
G3 3rd planetary gear set
M1 First connection member
M2 Second connection member
C1 first clutch
C2 2nd clutch
C3 3rd clutch
C4 4th clutch
B1 1st brake
B2 Second brake
Input input section
1 input shaft
Output output unit
2 Output gear
S1 First sun gear
R1 First ring gear
P1 1st pinion
P1a 1st pinion
P1b 1st pinion
PC1 First Career
S2 Second sun gear
R2 Second ring gear
P2 2nd pinion
PC2 2nd carrier
S3 2nd sun gear
S4 4th sun gear
P3 3rd pinion
PC3 Third carrier
R3 Third ring gear
CM Center Member
OM outer member
SM side member (carrier plate)
ENG engine (power source)
T / C torque converter
3 Transmission case
4 Intermediate shaft
5 Pump housing
6 Pump cover
7 End lid
8 Intermediate wall (output gear support wall)
9 Hollow shaft
9a Drum-shaped connecting member
10 Flange
11 Clutch drum
12 Clutch pack
13 Clutch piston
14 Third clutch operating oil passage
15 Clutch drum
16 Clutch pack
17 Clutch hub
18 Clutch pack
19 Clutch piston
20 clutch piston
21 1st clutch or 2nd clutch working oil passage
22 Tubular connecting member
23 Brake hub
24 brake pack
25 brake piston
26 Brake hub
26a Brake hub rear end wall
27 Brake pack
28 brake piston
29 counter shaft
30 counter gear
31 Final Drive Pinion
32 clutch hub
33, 37, 43 Base of side member of double sun gear type planetary gear set
34,38,44 Center hole of side member
35,39,45 Pinion shaft hole of side member
36,40,41,46 Side member arm
42 oil pool
47 Double sun gear type planetary gear set center member recess
48 Center member flange

Claims (3)

動力源からの動力回転が入力される入力部と、
前記動力回転が変速された後の変速回転を出力する出力部と、
該入出力部間に多数の動力伝達経路を提供可能とする複数の遊星歯車組と、
該複数の遊星歯車組が前記動力伝達経路の内一つを選択して対応変速比で前記入力部からの回転を変速し、前記出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な複数の摩擦要素とを具え、
前記複数の摩擦要素の締結・解放の組み合わせにより少なくとも２速の変速段を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置であって、
前記複数の遊星歯車組の内一つの遊星歯車組を、
二つのサンギヤと、
該二つのサンギヤのそれぞれと噛み合う共通のピニオンギヤと、
前記二つのサンギヤの間に配置した、該遊星歯車組外からの回転を入力される、または該遊星歯車組外へ回転を出力するセンターメンバと、
前記ピニオンギヤを回転可能に支持するピニオンシャフトと、
該ピニオンシャフトをその両端で支持するキャリアプレートを有するキャリアと、
前記ピニオンギヤと噛み合うリングギヤとを具えるダブルサンギヤ型遊星歯車組とした自動変速機用歯車変速装置において、
前記複数の摩擦要素の内、締結時に他の摩擦要素よりも大きなトルクを伝達可能な摩擦要素と前記キャリアプレートとを連結し、
前記複数の摩擦要素の内、締結時に前記大きなトルクを伝達する摩擦要素よりも小さいトルクを伝達する他の摩擦要素と前記センターメンバとを連結し、
前記センターメンバの板厚を前記キャリアプレートの板厚よりも薄くしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。An input unit to which power rotation from a power source is input,
An output unit that outputs a shift rotation after the power rotation is shifted;
A plurality of planetary gear sets capable of providing a number of power transmission paths between the input / output units;
The plurality of planetary gear sets selectively connect / disconnect for selecting one of the power transmission paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding speed ratio and outputting the rotation to the output unit. With several possible friction elements,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein at least a second speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the plurality of friction elements,
One planetary gear set of the plurality of planetary gear sets,
With two sun gears,
A common pinion gear meshing with each of the two sun gears,
A center member disposed between the two sun gears, receiving rotation from outside the planetary gear set, or outputting rotation to outside the planetary gear set;
A pinion shaft rotatably supporting the pinion gear;
A carrier having a carrier plate supporting the pinion shaft at both ends thereof,
A gear transmission for an automatic transmission, which is a double sun gear type planetary gear set including a ring gear that meshes with the pinion gear,
Among the plurality of friction elements, a friction element capable of transmitting a torque larger than other friction elements at the time of fastening is connected to the carrier plate,
Of the plurality of friction elements, connecting the center member and another friction element that transmits a smaller torque than the friction element that transmits the large torque at the time of fastening,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein a thickness of the center member is smaller than a thickness of the carrier plate. 動力源からの動力回転が入力される入力部と、
前記動力回転が変速された後の変速回転を出力する出力部と、
該入出力部間に多数の動力伝達経路を提供可能とする複数の遊星歯車組と、
該複数の遊星歯車組が前記動力伝達経路の内一つを選択して対応変速比で前記入力部からの回転を変速し、前記出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能な複数の摩擦要素とを具え、
前記複数の摩擦要素の締結・解放の組み合わせにより少なくとも２速の変速段を選択可能とした自動変速機用歯車変速装置であって、
前記複数の遊星歯車組の内一つの遊星歯車組を、
二つのサンギヤと、
該二つのサンギヤのそれぞれと噛み合う共通のピニオンギヤと、
前記二つのサンギヤの間に配置した、該遊星歯車組外からの回転を入力される、または該遊星歯車組外へ回転を出力するセンターメンバと、
前記ピニオンギヤを回転可能に支持するピニオンシャフトと、
該ピニオンシャフトをその両端で支持するキャリアプレートを有するキャリアと、
前記ピニオンギヤと噛み合うリングギヤとを具えるダブルサンギヤ型遊星歯車組とした自動変速機用歯車変速装置において、
前記センタープレートからの前記キャリアへの回転入力および該キャリアから該センタープレートへの回転出力を、該センタープレートの内径側および外径側の双方で行うことを可能とし、
該センタープレートを、その内径側と外径側とで異なる板厚に構成したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。An input unit to which power rotation from a power source is input,
An output unit that outputs a shift rotation after the power rotation is shifted;
A plurality of planetary gear sets capable of providing a number of power transmission paths between the input / output units;
The plurality of planetary gear sets selectively connect / disconnect for selecting one of the power transmission paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding speed ratio and outputting the rotation to the output unit. With several possible friction elements,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein at least a second speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the plurality of friction elements,
One planetary gear set of the plurality of planetary gear sets,
With two sun gears,
A common pinion gear meshing with each of the two sun gears,
A center member disposed between the two sun gears, receiving rotation from outside the planetary gear set, or outputting rotation to outside the planetary gear set;
A pinion shaft rotatably supporting the pinion gear;
A carrier having a carrier plate supporting the pinion shaft at both ends thereof,
A gear transmission for an automatic transmission, which is a double sun gear type planetary gear set including a ring gear that meshes with the pinion gear,
The rotation input to the carrier from the center plate and the rotation output from the carrier to the center plate can be performed on both the inner diameter side and the outer diameter side of the center plate,
A gear transmission for an automatic transmission, wherein the center plate has different thicknesses on the inner diameter side and the outer diameter side. 請求項２記載の装置において、
前記センタープレートの外径側を、前記摩擦要素の内、締結時に他の摩擦要素よりも大きなトルクを伝達可能な摩擦要素と連結し、内径側を、前記摩擦要素の内、締結時に前記大きなトルクを伝達する前記摩擦要素よりも小さいトルクを伝達する他の摩擦要素と連結し、
前記内径側の板厚を前記外径側の板厚よりも薄くしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。The device according to claim 2,
The outer diameter side of the center plate is connected to a friction element capable of transmitting a larger torque than other friction elements at the time of fastening of the friction elements, and the inner diameter side is connected to the large torque of the friction element at the time of fastening. Coupling with another friction element transmitting a smaller torque than the friction element transmitting the
A gear transmission for an automatic transmission, wherein a plate thickness on the inner diameter side is smaller than a plate thickness on the outer diameter side.
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