JP2004205033A

JP2004205033A - Automatic transmission for motive power transmission

Info

Publication number: JP2004205033A
Application number: JP2003194047A
Authority: JP
Inventors: Masaaki Shirokura; 倉昌明白
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2002-11-05
Filing date: 2003-07-09
Publication date: 2004-07-22
Anticipated expiration: 2023-07-09
Also published as: JP3935118B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an automatic transmission capable of being developed in a short period of time by eliminating the need of various types of sensors, hydraulic mechanisms, and maps when a gear ratio is switched in the automatic transmission for motive power transmission having a gear ratio control device formed of a two-stage turbine fluid transmission and two sets of planetary gear trains and a speed reduction gear formed of at least one speed reduction planetary gear train. SOLUTION: The two-stage turbine fluid transmission 1 is connected to a first input shaft 2. A first output shaft 3 is connected to the first input shaft 2 through a first one-way clutch Fwt and inputted into the first planetary gear train BG1. A second output shaft 4 is inputted into the second planetary gear train BG2, and inputted into the third planetary gear train PGa through a branched fifth input shaft 10. The fifth input shaft 10 and the planetary gear support body PCa of the third planetary gear train PGa are connected to each other through a third one-way clutch Fwa. The third one-way clutch Fwa is engaged and connected to a high-speed range according to an increase in rotational speed of a final output shaft 13 connected to a fourth input shaft 12. COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、２段タービン流体変速機と、２組の遊星歯車列より成る減速比制御装置と、少なくとも１つの減速遊星歯車列より成る減速装置とを有する動力伝達用の自動変速装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
流体変速機と機械式歯車列とを有する自動車の自動変速装置において、機械式歯車列としては遊星歯車方式と、手動変速機で用いられているのと同様の平行軸歯車方式とが広く知られている（例えば非特許文献１等参照）。そして、これらの機械式歯車列においては、変速比は段階的に切換えられている。また本出願人は特許文献１および特許文献２により流体変速機を用いた動力分配装置および自動変速装置を提案している。
【０００３】
そのように機械式歯車列によって変速比を切換えるに際しては、エンジン側のトルク及び負荷の必要とするトルクならびにエンジンおよび負荷の回転速度等をセンサによって検出し、その検出結果に基づいて予め用意されたマップに従って油圧機構を作動させて変速比を切換える必要があった。
すなわち、上述の如く変速比を切換えるための諸付属機器を必要とし、また、かかる自動変速装置の開発には、上記センサ特性に基づいてマップを作製する為に、数多くの実験をこなす必要があり、長期間を要することとなっていた。
【０００４】
【特許文献１】
特開平２−１３８５５２号公報
【特許文献２】
特開２００２−１４７５６８号公報
【非特許文献１】
自動車技術会編自動車技術ハンドブック［設計編］１９９１年３月
第４章動力伝達系、４．５流体伝動装置、４．６自動変速装置
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明の目的は、２段タービン流体変速機と、２組の遊星歯車列より成る減速比制御装置と、少なくとも１つの減速遊星歯車列より成る減速装置とを有する動力伝達用の自動変速装置において、変速比を切換えるに際して、各種のセンサ類及び油圧機構や、マップ等を不要とし、比較的簡単且つ自動的に変速作動を行なうことが出来る動力伝達用自動変速装置を提供することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明によれば、２段タービン流体変速機（１）と、該２段タービン流体変速機（１）に接続された２組の遊星歯車列（ＢＧ１、ＢＧ２）で構成された減速比制御装置（７）と、該減速比制御装置（７）に接続された少なくとも１つの減速遊星歯車列（ＰＧａ）より成る減速装置（２０）とを有する動力伝達用の自動変速装置において、前記２段タービン流体変速機（１）のポンプ（Ｐ）を回転させる第１の入力軸（２）が原動機の出力軸に直結されており、前記２段タービン流体変速機（１）の第１のタービン（Ｔ１）によって回転させられる第１の出力軸（３）に第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）の第２の入力軸（８）が接続され、前記第１の入力軸（２）と前記第１の出力軸（３）との間には第１の一方向クラッチ（Ｆｗｔ）が介装され、前記第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）に噛合う遊星歯車（ＢＰ１）を回転支持する遊星歯車支持体（ＢＣ１）が第２の遊星歯車列（ＢＧ２）のサン歯車（ＢＳ２）と接続され、該サン歯車（ＢＳ２）に噛合う遊星歯車（ＢＰ２）を回転支持する遊星歯車支持体（ＢＣ２）が前記２段タービン流体変速機（１）の第２のタービン（Ｔ２）によって回転させられる第２の出力軸（４）から分岐された第３の入力軸（５）と接続され、第２の遊星歯車列（ＢＧ２）の遊星歯車（ＢＰ２）と噛合うリング歯車（ＢＲ２）は第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）と連結軸（Ｃ１）を介して接続され、第１の遊星歯車列（ＢＧ１）の遊星歯車（ＢＰ１）に噛合うリング歯車（ＢＲ１）が第３の出力軸（１１）を有し、前記減速装置（２０）は前記第３の出力軸（１１）に接続する第４の入力軸（１２）と前記第２の出力軸（４）から分岐された分岐軸（６）に接続する第５の入力軸（１０）とを有し、前記第４の入力軸（１２）は出力軸（１３）に接続され、かつ減速遊星歯車列（ＰＧａ）の遊星歯車支持体（ＰＣａ）と接続されており、該遊星歯車支持体（ＰＣａ）に回転支持される遊星歯車（Ｐａ）と噛合うサン歯車（Ｓａ）は、部材（Ｌａ）を介して第２の一方向クラッチ（ＦｗＡ）によってフレームに接続され、前記遊星歯車（Ｐａ）と噛合うリング歯車（Ｒａ）は前記第５の入力軸（１０）と接続され、そして前記減速装置（２０）にはその入力軸（１０）の回転速度が出力軸（１３）の回転速度より大きいときは減速装置（２０）が減速作用を行い、入力軸（１０）と出力軸（１３）との回転速度が等しいときは直結する手段（Ｆｗａ、Ｆｗａ１、Ｆｗａ２、Ｆｗａ３）が設けられている。
【０００７】
そして、本発明によれば、２段タービン流体変速機（１）と、該２段タービン流体変速機（１）に接続された２組の遊星歯車列（ＢＧ１、ＢＧ２）で構成された減速比制御装置（７）と、該減速比制御装置（７）に接続された少なくとも１つの減速遊星歯車列（ＰＧａ）より成る減速装置（２０）とを有する動力伝達用の自動変速装置において、前記２段タービン流体変速機（１）のポンプ（Ｐ）を回転させる第１の入力軸（２）が原動機の出力軸に直結されており、前記２段タービン流体変速機（１）の第１のタービン（Ｔ１）によって回転させられる第１の出力軸（３）に第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）の第２の入力軸（８）が接続され、前記第１の入力軸（２）と前記第１の出力軸（３）との間には第１の一方向クラッチ（Ｆｗｔ）が介装され、前記第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）に噛合う遊星歯車（ＢＰ１）を回転支持する遊星歯車支持体（ＢＣ１）が第２の遊星歯車列（ＢＧ２）のリング歯車（ＢＲ２）と接続され、該リング歯車（ＢＲ２）に噛合う遊星歯車（ＢＰ２）を回転支持する遊星歯車支持体（ＢＣ２）と接続された第３の入力軸（５）が前記２段タービン流体変速機（１）の第２のタービン（Ｔ２）によって回転させられる第２の出力軸（４）と接続され、第２の遊星歯車列（ＢＧ２）の遊星歯車（ＢＰ２）と噛合うサン歯車（ＢＳ２）は第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）と連結軸（Ｃ２）を介して接続され、第１の遊星歯車列（ＢＧ１）の遊星歯車（ＢＰ１）に噛合うリング歯車（ＢＲ１）が第３の出力軸（１１）と接続され、前記減速装置（２０）は前記第３の出力軸（１１）に接続する第４の入力軸（１２）と前記第２の出力軸（４）から分岐された分岐軸（６）に接続する第５の入力軸（１０）とを有し、前記第４の入力軸（１２）は出力軸（１３）に接続され、かつ減速遊星歯車列（ＰＧａ）の遊星歯車支持体（ＰＣａ）と接続されており、該遊星歯車支持体（ＰＣａ）に回転支持される遊星歯車（Ｐａ）と噛合うサン歯車（Ｓａ）は、部材（Ｌａ）を介して第２の一方向クラッチ（ＦｗＡ）によってフレームに接続され、前記遊星歯車（Ｐａ）と噛合うリング歯車（Ｒａ）は前記第５の入力軸（１０）と接続され、そして前記減速装置（２０）にはその入力軸（１０）の回転速度が出力軸（１３）の回転速度より大きいときは減速装置（２０）が減速作用を行い、入力軸（１０）と出力軸（１３）との回転速度が等しいときは直結する手段（Ｆｗａ、Ｆｗａ１、Ｆｗａ２、Ｆｗａ３）が設けられている。
【０００８】
又、本発明によれば、２段タービン流体変速機（１）と、該２段タービン流体変速機（１）に接続された２組の遊星歯車列（ＢＧ１、ＢＧ２）で構成された減速比制御装置（７）と、該減速比制御装置（７）に接続された少なくとも１つの減速遊星歯車列（ＰＧａ）より成る減速装置（２０）とを有する動力伝達用の自動変速装置において、前記２段タービン流体変速機（１）のポンプ（Ｐ）を回転させる第１の入力軸（２）が原動機の出力軸に直結されており、前記２段タービン流体変速機（１）の第１のタービン（Ｔ１）によって回転させられる第１の出力軸（３）に第１及び第２の遊星歯車列（ＢＧ１、ＢＧ２）の遊星歯車（ＢＰ１、ＢＰ２）を回転支持する遊星歯車支持体（ＢＣ１、ＢＣ２）を回転させる第２の入力軸（８）が接続され、前記第１の入力軸（２）と前記第１の出力軸（３）との間には第１の一方向クラッチ（Ｆｗｔ）が介装され、前記第２の遊星歯車列（ＢＧ２）のサン歯車（ＢＳ２）が前記２段タービン流体変速機（１）の第２のタービン（Ｔ２）によって回転させられる第２の出力軸（４）から分岐された第３の入力軸（５）と接続され、前記第１及び第２の遊星歯車列（ＢＧ１、ＢＧ２）の遊星歯車（ＢＰ１、ＢＰ２）に噛合うリング歯車（ＢＲ１、ＢＲ２）は連結軸（Ｃ３）を介して一体に接続されており、第１の遊星歯車列（ＢＧ１）のサン歯車（ＢＳ１）が第３の出力軸（１１）と接続され、前記減速装置（２０）は前記第３の出力軸（１１）に接続する第４の入力軸（１２）と前記第２の出力軸（４）から分岐された分岐軸（６）に接続する第５の入力軸（１０）とを有し、前記第４の入力軸（１２）は出力軸（１３）に接続され、かつ減速遊星歯車列（ＰＧａ）の遊星歯車支持体（ＰＣａ）と接続されており、該遊星歯車支持体（ＰＣａ）に回転支持される遊星歯車（Ｐａ）と噛合うサン歯車（Ｓａ）は、部材（Ｌａ）を介して第２の一方向クラッチ（ＦｗＡ）によってフレームに接続され、前記遊星歯車（Ｐａ）と噛合うリング歯車（Ｒａ）は前記第５の入力軸（１０）と接続され、そして前記減速装置（２０）にはその入力軸（１０）の回転速度が出力軸（１３）の回転速度より大きいときは減速装置（２０）が減速作用を行い、入力軸（１０）と出力軸（１３）との回転速度が等しいときは直結する手段（Ｆｗａ、Ｆｗａ１、Ｆｗａ２、Ｆｗａ３）が設けられている。
【０００９】
さらに、本発明によれば、前記減速遊星歯車列（ＰＧａ）と入力軸（１０）の回転速度が出力軸（１３）の回転速度より大きいときは減速作用を行い、入力軸（１０）と出力軸（１３）との回転速度が等しいときは直結する手段（Ｆｗａ、Ｆｗａ１、Ｆｗａ２、Ｆｗａ３）とよりなる複数個の減速装置（ＰＧ１、ＰＧ２、ＰＧ３）が設けられている。
【００１０】
かかる構成を具備する本発明の動力伝達用自動変速装置によれば、最終出力軸（１３）の回転速度に対する第１の入力軸（２）の回転速度の比（Ｎ／ｎ）がある限界値を超え、それに伴って減速遊星歯車列（ＰＧａ）で構成される減速装置（２０）の入力軸（１０）の回転速度（ｎ_２）が最終出力軸（１３）の回転速度（Ｎ）より小さくなろうとした際に、それと同じ回転速度の遊星歯車支持体（ＰＣａ）と入力軸（１０）との間に介装された一方向クラッチ（Ｆｗａ、Ｆｗａ１、Ｆｗａ２、Ｆｗａ３）がそれを阻止し、ｎ_２＝Ｎ、すなわちＮ／ｎ_２＝１の状態にて、いわば一方向クラッチ（Ｆｗａ）が係合固定された状態で、第５の入力軸（１０）、遊星歯車支持体（ＰＣａ）及び最終出力軸（１３）が一体となって回転を続ける。
すなわち、次なる減速域に自動的に遷移（増速）される。
換言すれば、変速比を切換えるに際して、遊星歯車支持体（ＰＣａ）と第５の入力軸（１０）との間に介装された一方向クラッチ（Ｆｗａ）の拘束力により円滑に変速が可能となり、従来技術で必要とされた各種のセンサ類及び油圧機構や、マップ等が不要となる。
【００１１】
上述と同様の結論が、複数の遊星歯車装置（減速歯車装置ＰＧ１、ＰＧ２、ＰＧ３）によって構成された減速装置（２５）についても成立する。その詳細については、後述する。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下添付図面を参照して、本発明の実施形態を説明する。
先ず、図１および図２を参照して第１実施形態を説明する。尚、各図において、各要素の符号の後のカッコ内に示された符号はそれぞれ回転速度とトルクとを表している。
【００１３】
図１及び図２において、２段タービン流体変速機１は駆動側のポンプＰと、被駆動側の第１のタービンＴ１と、第２のタービンＴ２と、作動制限装置である一方向クラッチＦｗＴを介して図示しないフレームに固定されたステータＳとから構成され、前記ポンプＰは第１の入力軸２を介して図示しない原動機出力軸に連結駆動されている。そして、前記第１のタービンＴ１は第１の出力軸３に連結され、又、前記第２のタービンＴ２は第２の出力軸４に連結されている。
さらに、前記第１の出力軸３は前記第１の入力軸２に第１の一方向クラッチＦｗｔを介して接続され、第１の出力軸３の回転速度（ｎ_１）は第１の入力軸２の回転速度（ｎ）を上回らないように作動する。
なお、図中の一方向クラッチＦｗｔは黒色の３角印が付されており、これは第１の出力軸３の回転速度が第１の入力軸２と等しいかまたは小さい関係を許容するものであり、すなわち第１の出力軸３の回転速度は第１の入力軸２の回転速度より速くならない。また白抜きの３角印は上記とは逆であり、例えば後述する第２の一方向クラッチＦｗＡはサン歯車Ｓａの正方向の回転は許容するが逆転は許容しない。正方向の回転とは、回転軸を左から右に見て、時計針の回転方向とし、その逆を負方向の回転とする。
【００１４】
ここで、２段タービン流体変速機１の動作は原動機出力軸の回転、即ち第１の入力軸２の回転によって、流体がポンプＰからタービンＴ１及びＴ２よりなるタービンＴに向かって矢印のように循環し、タービンＴ１及びＴ２にトルクを与えて回転させ、さらにステータＳを通って再びポンプＰに流入する様に作動する。
【００１５】
そして、流体変速機１の後方（出力側）には、第１の遊星歯車列ＢＧ１と第２の遊星歯車列ＢＧ２との組み合わせよりなる減速比制御装置７が配置されている。
前記第１の出力軸３には第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１の回転軸８すなわち第２の入力軸が接続されている。その第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１に噛合う遊星歯車ＢＰ１を回転支持する遊星歯車支持体ＢＣ１は第２の遊星歯車列ＢＧ２のサン歯車ＢＳ２と接続されている。
【００１６】
また、第２の遊星歯車列ＢＧ２のサン歯車ＢＳ２に噛合う遊星歯車ＢＰ２を回転支持する遊星歯車支持体ＢＣ２は、前記２段タービン流体変速機の第２のタービンＴ２によって駆動される第２の出力軸４に接続された第３の入力軸５に接続されている。
そして、第２の遊星歯車列ＢＧ２の遊星歯車ＢＰ２と噛合うリング歯車ＢＲ２は第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１とは連結軸Ｃ１を介して接続され、第１の遊星歯車列ＢＧ１の遊星歯車ＢＰ１に噛合うリング歯車ＢＲ１は第３の出力軸１１に接続されている。
【００１７】
前述の減速比制御装置７の後方には減速装置２０が配置され、この減速装置２０は少なくとも１個（図示の例では１個）の減速遊星歯車列ＰＧａより成っている。そして、この減速装置２０は前記第３の出力軸１１に接続する第４の入力軸１２を有しており、該第４の入力軸１２は減速遊星歯車列ＰＧａの遊星歯車支持体ＰＣａと接続されている。
また、該遊星歯車支持体ＰＣａに回転支持される遊星歯車Ｐａと噛合うサン歯車Ｓａは、部材Ｌａを介して、第２の一方向クラッチＦｗＡによって図示しないフレームに接続され、負方向の回転を拘束されている。
【００１８】
また、前記遊星歯車Ｐａと噛合うリング歯車Ｒａは、前記第２の出力軸４からの分岐軸６に接続された第５の入力軸１０と接続され、且つリング歯車Ｒａは前記遊星歯車支持体ＰＣａと第３の一方向クラッチＦｗａを介して接続され、リング歯車Ｒａの回転速度（ｎ_２）が遊星歯車支持体ＰＣａの回転速度（Ｎ）よりも小とならないように作用するものである。
すなわち、この第３の一方向クラッチＦｗａは、入力軸（図示の例では第５の入力軸１０）の回転速度（ｎ_２）が出力軸（図示の例では最終出力軸１３）の回転速度（Ｎ）より大きいときは減速装置２０が減速作用を行い、入力軸と出力軸との回転速度が等しいときは直結する手段を構成している。したがってｎ_２がＮより大のときは第３の一方向クラッチＦｗａは空転（不作動）し、減速装置２０が減速作用を行うが、ｎ_２がＮと等しくなると、入力軸と出力軸とを直結するようになっている。
以上述べてきたように、前記第１の入力軸２から入力された駆動力が伝達・変速され前記第４の入力軸１２に接続された最終出力軸１３から取り出される。
【００１９】
前記の入力軸の回転速度が出力軸の回転速度より大きいときは減速装置２０が減速作用を行い、入力軸と出力軸との回転速度が等しいときは直結する手段は減速装置２０に対して種種の態様で取付けることができる。例えば図３に示すように一方向クラッチＦｗａ１をサン歯車Ｓａと最終出力軸１３との間に設けることもできる。
或いは、図４に示すようにリング歯車Ｒａとサン歯車Ｓａの部材Ｌａとの間に一方向クラッチＦｗａ２を設けてもよい。
さらに、図５に示すように図４と同じ位置に拘束方向が逆の一方向クラッチＦｗａ３を設けることもできる。
また後述の図６の実施例では、出力軸とは任意の減速遊星歯車装置ＰＧ１〜ＰＧ３の出力軸を意味しており、したがって出力軸の符号１３は例示であって、図１に限定されるものではなく、この減速遊星歯車装置自体の出力軸を意味している。
【００２０】
次に、図６を参照し、第１実施形態の他の例として減速装置２５が３個の減速遊星歯車装置ＰＧ１〜ＰＧ３で構成された場合について、前述の図１及び図２の１個の減速遊星歯車列で構成された場合と異なる部分について説明する。
【００２１】
減速比制御装置７の後方には、３個の減速遊星歯車装置ＰＧ１〜ＰＧ３が符号順に配置されている。
第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１のリング歯車Ｒ１へ入力する第５の入力軸１０は前記分岐軸６と接続され、該リング歯車Ｒ１に噛合う遊星歯車Ｐ１は遊星歯車支持体ＰＣ１により回転支持されている。
【００２２】
前記遊星歯車Ｐ１と噛合うサン歯車Ｓ１は、部材Ｌ１を介し第２の一方向クラッチＦｗ１１により図示しないフレームに係脱可能に接続されている。
又、前記リング歯車Ｒ１と遊星歯車支持体ＰＣ１とは第３の一方向クラッチＦｗ１を介して接続され、遊星歯車支持体ＰＣ１の回転速度がリング歯車Ｒ１の回転速度を上回らないように作用する。
【００２３】
第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２のリング歯車Ｒ２は前記第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１の遊星歯車支持体ＰＣ１と接続され、リング歯車Ｒ２に噛合う遊星歯車Ｐ２は遊星歯車支持体ＰＣ２により回転支持されている。
前記遊星歯車Ｐ２と噛合うサン歯車Ｓ２は、部材Ｌ２を介し、第２の一方向クラッチＦｗ２２により図示しないフレームに係脱可能に接続されている。
また、前記リング歯車Ｒ２と遊星歯車支持体ＰＣ２とは第３の一方向クラッチＦｗ２を介して接続され、遊星歯車支持体ＰＣ２の回転速度がリング歯車Ｒ２の回転速度を上回らないように作用する。
【００２４】
第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３のリング歯車Ｒ３は前記第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２の遊星歯車支持体ＰＣ２と接続され、リング歯車Ｒ３に噛合う遊星歯車Ｐ３を回転支持する遊星歯車支持体ＰＣ３は前記第３の出力軸１１に接続する第４の入力軸１２及び該第４の入力軸１２に接続された最終出力軸１３に接続されている。
前記遊星歯車Ｐ３と噛合うサン歯車Ｓ３は、部材Ｌ３を介し、第２の一方向クラッチＦｗ３３により図示しないフレームに係脱可能に接続されている。
また、前記リング歯車Ｒ３と遊星歯車支持体ＰＣ３とは第３の一方向クラッチＦｗ３を介して接続され、遊星歯車支持体ＰＣ３の回転速度がリング歯車Ｒ３の回転速度を上回らないように作用する。
なお、一方向クラッチＦｗ１、Ｆｗ２、およびＦｗ３の接続関係は前述の通り、変形させることができる。
【００２５】
次に、図７の第２実施形態について説明する。図７の第２実施形態は、前記図１〜図６の第１実施形態に対して、減速比制御装置７の構成が異なる。異なる部分について以下に説明する。
【００２６】
第１の出力軸３には、減速比制御装置７の第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１と接続される第２の入力軸８が接続されている。その第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１に噛合う遊星歯車ＢＰ１を回転支持する遊星歯車支持体ＢＣ１は第２の遊星歯車列ＢＧ２のリング歯車ＢＲ２に接続されている。
【００２７】
また、第２の遊星歯車列ＢＧ２のリング歯車ＢＲ２に噛合う遊星歯車ＢＰ２を回転支持する遊星歯車支持体ＢＣ２は、前記第３の入力軸５を介して前記２段タービン流体変速機１の第２のタービンＴ２によって駆動される第２の出力軸４と接続されている。
そして、第２の遊星歯車列ＢＧ２の遊星歯車ＢＰ２と噛合うサン歯車ＢＳ２は、連結軸Ｃ２により第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１と接続され、第１の遊星歯車列ＢＧ１の遊星歯車ＢＰ１に噛合うリング歯車ＢＲ１が第３の出力軸１１と接続されている。
【００２８】
次に、図８の第３実施形態について説明する。図８の第３実施形態は、図１〜図６の第１実施形態に対して、減速比制御装置７の構成が異なる。異なる部分について以下に説明する。
【００２９】
第１の出力軸３に、第２の入力軸８が接続され、該入力軸８は、減速比制御装置７の第１及び第２の遊星歯車列ＢＧ１、ＢＧ２の遊星歯車ＢＰ１、ＢＰ２を回転支持する遊星歯車支持体ＢＣ１、ＢＣ２に接続されている。
【００３０】
また、減速比制御装置７の第２の遊星歯車列ＢＧ２のサン歯車ＢＳ２を回転させる第３の入力軸５が、前記２段タービン流体変速機１の第２のタービンＴ２によって駆動される第２の出力軸４と、接続されている。
そして、前記第１及び第２の遊星歯車列ＢＧ１、ＢＧ２の遊星歯車ＢＰ１、ＢＰ２に噛合うリング歯車ＢＲ１、ＢＲ２同士は連結軸Ｃ３で一体に接続され、第１の遊星歯車列ＢＧ１のサン歯車ＢＳ１が第３の出力軸１１と接続されている。
【００３１】
図９は、図１および図６の一方向クラッチＦｗＴで示した作動制限装置ＯＰの他の実施例を示している。図９の例において作動制限装置ＯＰは２段タービン流体変速機１のステータＳに連結された連結軸２１を備え、その連結軸２１はカップリングＣｓを介して入力軸２に連結されると共に、ブレーキＢｓを介して図示しないフレームに係脱可能に接続されている。さらに一方向クラッチＦｗｓを介して分岐軸６に接続されている。
【００３２】
この実施例では減速域から直結域に至る全作動状態においてステータＳのブレーキＢｓを作動にして、カップリングＣｓは不作動にしておく。すなわちステータＳはフレームに固定されている。
【００３３】
そして直結域の最終点Ｎ／ｎ＝１．００に達したときに直ちにブレーキＢｓを不作動にし、カップリングＣｓを作動させる。
するとステータＳはポンプＰと第１タービンＴ１と第２タービンＴ２と一体となって同一回転速度ｎ_ｐ＝ｎで回転する。
【００３４】
したがって２段タービン流体変速機１の流体回路における流体の循環作動は停止し、循環に伴う流体損失はなくなり、他方、入力トルクτはそのままとなり、一方向クラッチＦｗｓ、分岐軸６などを介して伝達されてトルクＴ＝τとして出力される。
【００３５】
次に、個々の装置の作動と性能に関して数式を用いて説明する。
２段タービン流体変速機１の効率η_ｔｃは、

【００３６】
減速比制御装置７の第３の出力軸１１の回転速度Ｎ及びトルクＴ′、第２の入力軸８の回転速度ｎ_１及びトルクτ_１、ならびに第３の入力軸５の回転速度ｎ_２及びトルクτ′の間の関係は、λを減速制御係数とすると、
Ｎ＝（１−λ）ｎ_１＋λｎ_２であり、したがって、
Ｎ／ｎ_２＝λ−（λ−１）・（ｎ_１／ｎ_２）・・・・式（２）
τ′＝−λτ_１／（λ−１）・・・・式（３）
Ｔ′＝−τ_１／（λ−１）・・・・式（４）
となる。尚、式（３）、（４）は機械損失を無視した場合のものである。
【００３７】
また、減速制御係数λに関しては、第１の遊星歯車列のサン歯車ＢＳ１の歯数をＲ_ｓ、リング歯車ＢＲ１の歯数をＲ_ｒ、第２の遊星歯車列のサン歯車ＢＳ２の歯数をｒ_ｓ、リング歯車ＢＲ２の歯数をｒ_ｒとすれば、
図１〜図６の第１の実施形態においては
λ＝｛１＋（ｒ_ｒ／ｒ_ｓ）｝｛１＋（Ｒ_ｓ／Ｒ_ｒ）｝＞１
図７の第２の実施形態においては
λ＝｛１＋（ｒ_ｓ／ｒ_ｒ）｝｛１＋（Ｒ_ｓ／Ｒ_ｒ）｝＞１
図８の第３の実施形態においては
λ＝（ｒ_ｓ／ｒ_ｒ）／（Ｒ_ｓ／Ｒ_ｒ）
ここで、（ｒ_ｓ／ｒ_ｒ）＞（Ｒ_ｓ／Ｒ_ｒ）とすると λ＞１
【００３８】
ここで、例えば、ｒ_ｓ／ｒ_ｒ及びＲ_ｓ／Ｒ_ｒの下限値を０．３３３とし、上限値を０．６６７とすると、
λの上限値は
図１〜図６の実施形態においては
２０／３≒６．６≧λ
図７の実施形態においては
２５／９≒２．７≧λ
図８の実施形態においては
２≧λ
となる。
【００３９】
減速遊星歯車装置ＰＧｎによって構成される減速装置２５（図６）の減速作動（減速比）に関して、第５の入力軸１０の回転速度ｎ_２と、最終出力軸１３の回転速度Ｎの比、すなわち減速比、をκとおくと、
ｎ_２／Ｎ＝κ ・・・・・式（５）
また、第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１において、第２の一方向クラッチＦｗ１１が作用し、第３の一方向クラッチＦｗ１が作用していない場合の、リング歯車Ｒ１と遊星歯車支持体ＰＣ１との回転速度比、即ち減速比をκ_１とする。
同様に、第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２の減速比をκ_２、第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３の減速比をκ_３とする。
（い）第１減速域は、
第２の一方向クラッチＦｗ１１、Ｆｗ２２及びＦｗ３３が作用し、第３の一方向クラッチＦｗ１、Ｆｗ２、及びＦｗ３が作用していない場合であって、
ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１κ_２κ_３
となる。
（ろ）第２減速域は、
第２の一方向クラッチＦｗ１１、Ｆｗ２２が作用し、Ｆｗ３３が作用しておらず、第３の一方向クラッチＦｗ１、Ｆｗ２が作用せず、Ｆｗ３が作用している場合であって、
ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１κ_２
となる。
（は）第３減速域は、
第２の一方向クラッチＦｗ１１が作用し、Ｆｗ２２、Ｆｗ３３が作用しておらず、第３の一方向クラッチＦｗ１が作用せず、Ｆｗ２、Ｆｗ３が作用している場合であって、
ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１
となる。
（に）第４減速域（直結域）は、
第２の一方向クラッチＦｗ１１、Ｆｗ２２及びＦｗ３３が作用しておらず、第３の一方向クラッチＦｗ１、Ｆｗ２及びＦｗ３が作用している場合であって、
ｎ_２／Ｎ＝κ＝１
となる。すなわち、減速装置２５の第５の入力軸１０と最終出力軸１３とは直結される。
以上のように、減速遊星歯車装置ＰＧｎが３段の場合には、減速比κは、３＋１＝４段となり、一般に減速遊星歯車装置がｎ段の場合には、減速比κは、（ｎ＋１）段となる。
【００４０】
次に、減速比制御装置７と減速遊星歯車列より成る減速装置２０あるいは減速比制御装置７と減速遊星歯車装置ＰＧｎよりなる減速装置２５との総合性能に関して説明する。
式（２）と式（５）により、
１／κ＝λ−（λ−１）・（ｎ_１／ｎ_２）
λ−（１／κ）＝（λ−１）・（ｎ_１／ｎ_２）・・・式（６）
ｎ_１／ｎ_２＝｛λ−（１／κ）｝／（λ−１）・・・式（７）
ここで、ｎ_１／ｎ_２の値は、式（７）により各減速段におけるκの値により決定され、各減速段における固有の値となる。
ここで、Ｈ′を減速比制御装置７と減速装置２０あるいは２５との総合性能に関する効率、また、η_ｇを減速比制御装置７と減速装置２０あるいは２５との総合性能に関する機械効率とする。
機械損失はないと仮定すれば、

式（３）と式（４）を代入して、

上式に式（６）を代入して、

それ故に機械損失を無視した場合、
Ｔ／τ_２＝κ｛１＋（τ_１／τ_２）・（ｎ_１／ｎ_２）｝・・・式（８）
機械損失を考慮した場合、
Ｔ／τ_２＝η_ｇκ｛１＋（τ_１／τ_２）・（ｎ_１／ｎ_２）｝・・・式（８′）
また、減速比制御装置７と減速装置２０あるいは２５との総合性能に関する効率Ｈ′は、

式（８′）を代入して、
Ｈ′＝η_ｇκ（Ｎ／ｎ_２）＝η_ｇ・・・式（９）
【００４１】
また、式（５）、式（７）から

また、第１の一方向クラッチＦｗｔの作用により、
ｎ_１／ｎ_ｐ≦１
従って、

【００４２】
次に、２段タービン流体変速機１と減速比制御装置７と減速装置２０あるいは２５とを有する自動変速装置全体での性能に関して述べる。
式（５）より、速度比Ｎ／ｎは

また式（８′）よりトルク比Ｔ／τは、

従って、装置全体の効率Ｈは、

式（１）を代入して、
Ｈ＝η_ｇη_ｔｃ・・・式（１２）
ここに、式（１１）で示される如く、出力軸と入力軸とのトルク比Ｔ／τはκの値に比例する。
【００４３】
次いで、減速域の自動選択、即ち、本発明の目的とするところの、各種のセンサ類及び油圧機構やマップを用いないで、減速比制御装置７及び減速遊星歯車列を有する減速装置２０によって自動的に変速される作動原理について説明する。
【００４４】
第１実施形態で図１〜図５に示すような、減速遊星歯車列が１列の場合について説明する。
遊星歯車支持体ＰＣａの前端は第３の一方向クラッチＦｗａを介してリング歯車Ｒａに連結され、後端は最終出力軸１３に連結されている。
第２の一方向クラッチＦｗＡが作用し、第３の一方向クラッチＦｗａが作用していない場合のリング歯車Ｒａと遊星歯車支持体ＰＣａとの回転速度比、即ち減速比をκ_ａ＝１．６６７とする。
減速域は下記の２域となる。
（イ）第１減速域では、ｎ_２／Ｎ＝κ_ａ＝１．６６７
（ロ）第２減速域（直結域）では、ｎ_２／Ｎ＝１．０００
なお、減速比制御装置７における減速制御係数λが、
λ＝５．０００の場合とする。
第１及び第２減速域における、各要素の回転速度ｎ、ｎ_１、ｎ_２およびＮなどに関連する諸数値を、図１０（表１）に示す。
【００４５】
（い）第１減速域から第２減速域（直結域）への遷移
第１の一方向クラッチＦｗｔの作用により、ｎ_１／ｎ≦１．００００であり、ｎ_１／ｎの極限値ｎ_１／ｎ＝１．００００は、第１減速域の上限値であって、最終出力軸１３対入力軸２の回転速度比Ｎ／ｎ＝（Ｎ／ｎ_１）・（ｎ_１／ｎ）＝（λ−１）／（κλ−１）は極限値０．５４５５に達する（図１０：表１参照）。
この極限点において、本変速装置の負荷の必要とするトルクに対して、本装置の供給するトルクＴが大であって、Ｎ／ｎが０．５４５５を超えて増大し、例えば、０．５４５５＋δ（δは微少量）に達したとすると、

となる。
Ｎ／ｎ_２＞０．６０００となれば、部材Ｌａ（図１参照）は第２の一方向クラッチＦｗＡの拘束を脱し、時計針の回転方向に回転を始める。即ち、部材Ｌａの回転速度をｎ_Ｌａとすると、減速装置２０のリング歯車Ｒａ、遊星歯車Ｐａ及びサン歯車Ｓａの回転速度の関係より、
（κ_ａ−１）ｎ_Ｌａ＋ｎ_２＝κ_ａＮ
となり、
ｎ_Ｌａ／ｎ_２＝｛κ_ａ（Ｎ／ｎ_２）−１｝／（κ_ａ−１）・・・式（α）
を得るので、これに
Ｎ／ｎ_２＝０．６０００＋１．１００δ， κ_ａ＝１．６６７を代入すると、
ｎ_Ｌａ／ｎ_２＝２．７５δ
となり、第２の一方向クラッチＦｗＡの拘束より脱し、部材Ｌａは時計針の回転方向に回転を始めることが可能となる。
【００４６】
ここで、第２の一方向クラッチＦｗＡが不作用の状態では、第５の入力軸１０より伝達されるトルク（τ_２−τ′）は、部材Ｌａを加速するために消費されるトルクτ_Ｌａだけ減少して、最終出力軸１３に伝達される。
トルクτ_Ｌａを小さな値として省略すれば、第２の一方向クラッチＦｗＡ不作用の状態の下、最終出力軸１３に伝達されるトルクは、
（τ_２−τ′）・・・式（β）
となる。
最終出力軸１３の負荷の慣性モーメントが十分大きいものとすると、第２の一方向クラッチＦｗＡが不作用の下でも、最終出力軸１３の回転速度Ｎは、第２の一方向クラッチＦｗＡ作用時で、Ｎ／ｎが０．５４５５を超える直前と殆ど変わらない。
又、最終出力軸１３の必要とするトルク（Ｔ−Ｔ′）もＮ／ｎが０．５４５５を超える直前と著しくは変わらない。さらに、本装置への入力軸回転数ｎは殆ど不変とする。
【００４７】
一方、Ｎ／ｎ＝０．５４５５を超える直前には、トルクκ_ａ（τ_２−τ′）が最終出力軸１３に供給されており、該トルクκ_ａ（τ_２−τ′）は、最終出力軸１３が必要とするトルク（Ｔ−Ｔ′）より大きいものである。
そして、その差はＮを増大させる。即ち、最終出力軸１３を加速させるために必要なものである。要するに、
κ_ａ（τ_２−τ′）＞（Ｔ−Ｔ′）
であるが、両者の差は著しいものではない。従って、
κ_ａ（τ_２−τ′）≒（Ｔ−Ｔ′）・・・式（γ）
と示すこととする。
【００４８】
上記記述をまとめると、
（ａ）Ｎ／ｎが限界値０．５４５５を超える直前と超えた後とでは、最終出力軸１３の必要とするトルク（Ｔ−Ｔ′）は変わらない。
（ｂ）Ｎ／ｎが０．５４５５を超える直前には、最終出力軸１３に供給されるトルクκ_ａ（τ_２−τ′）は、必要とするトルク（Ｔ−Ｔ′）に等しい（式（γ）参照）。
（ｃ）Ｎ／ｎが０．５４５５を超えた後では、最終出力軸１３に供給されるトルクは（τ_２−τ′）である（式（β）参照）。
となるが、Ｎ／ｎが０．５４５５を超えた後では、最終出力軸１３に供給されるトルク（τ_２−τ′）は、超える直前に供給されていたトルクの１／κ_ａ≒０．６０になるにもかかわらず、最終出力軸１３が必要とするトルク（Ｔ−Ｔ′）は殆ど変わらないので、第５の入力軸１０の回転速度ｎ_２、さらにｎ_１、従ってｎ_２／ｎ及びｎ_１／ｎが減少する（ｎは殆ど変わらないので）。
ここに、（τ_２−τ′）は、
τ_２−τ′＝τ_２＋｛λ／（λ−１）｝τ_１＝τ_２＋（５／４）τ_１
であり、τ_２はｎ_２／ｎの減少に伴って減少するが、τ_１はそれを補って余りあるほど、ｎ_１／ｎの減少と共に急速に増加し、ｎ_１／ｎ及びｎ_２／ｎが０．６０近くまで減少すると、（τ_２−τ′）≒（Ｔ−Ｔ′）となり、さらに前者が後者を凌駕しようとする。
【００４９】
Ｎ／ｎが限界値０．５４５５を超え、一方ｎ_２／ｎはそこで略０．６０に達すると、Ｎ／ｎ_２＝（Ｎ／ｎ）・（ｎ／ｎ_２）＝０．５４５５／０．６０≒１となり、第５の入力軸１０の回転速度ｎ_２が最終出力軸１３の回転速度Ｎよりさらに小さくなろうとすると、それと同じ回転速度の遊星歯車支持体ＰＣａと第５の入力軸１０との間に介在する第３の一方向クラッチＦｗａがそれを阻止し、ｎ_２＝Ｎ、すなわちＮ／ｎ_２＝１の状態にて、いわば第３の一方向クラッチＦｗａに拘束された状態で、第５の入力軸１０、遊星歯車支持体ＰＣａ及び最終出力軸１３が一体となって回転を続ける。
【００５０】
すなわち、第２減速域に遷移したのであり、図１０（表１）に示されるκ、ｎ_１／ｎ_２、Ｎ／ｎ_１及びＮ／ｎ_２などの諸数値の下での運転状態に移行する。
また、ここにＮ／ｎ_２＝０．５４５５が両減速域の限界点であることが確認された。
なお、第２減速域に遷移すると、κが１．６６７より１．０００に変化するので、式（７）により、ｎ_１／ｎ_２は１．１００より１．０００へと変化する。
κの値の変化に対して、ｎ_１／ｎ_２の値の変化が小さいことが注目される。
【００５１】
既述の、Ｎ／ｎが０．５４５５を超えて増大すると同時に、第２の一方向クラッチＦｗＡの拘束を脱し、回転を始めた部材Ｌａについては、前述の式（α）において、
Ｎ／ｎ_２＝０．６０００＋ｘ
とおくと、
ｎ_Ｌａ／ｎ_２＝２．５ｘ
となり、ｘの増加と共にｎ_Ｌａは増加し、
ｘ＝０．４０００
すなわち、Ｎ／ｎ_２＝１．０００にてｎ_Ｌａ／ｎ_２＝１となって、部材Ｌａは、遊星歯車支持体ＰＣａ、第３の一方向クラッチＦｗａ、第５の入力軸１０及び最終出力軸１３、その他と一体となっての回転状態となる。
【００５２】
次に第２減速域における作動の安定性について述べる。
第２減速域に移行して、Ｎ／ｎ＞０．５４５５の状態で、作動している本変速装置が、突然第１変速域の作動状態に戻るか否かについて説明する。
例えば、Ｎ／ｎ＝０．５４５５＋ｘにおいて、第１減速域に移行するか否かについて検証する。
もし、それが可能であるとすると、図１０（表１）において、第１減速域では、
ｎ_２／Ｎ＝１．６６７、ｎ_１／ｎ_２＝１．１００であるので、

となり、ｎ_１／ｎ＞１．０００となる。
しかし、ｎ_１がｎを超えることは、第１の一方向クラッチＦｗｔの存在のため不可能である。
従って、Ｎ／ｎ＞０．５４５５の範囲の作動においては第１減速域の作動状態に戻ることはあり得ない。
【００５３】
（ろ）第２減速域（直結域）より第１減速域への遷移
第２減速域（直結域）の作動状態より、限界値Ｎ／ｎ＝０．５４５５を超えて、Ｎ／ｎ＜０．５４５５までＮ／ｎが減少した場合を考える。
【００５４】
図１０（表１）に見られるように、ｎ_１／ｎ＜１．００００の制約（一方向クラッチＦｗｔの存在のため）よりの、第２減速域方式の作動が可能な範囲は、
Ｎ／ｎ≦１．００００である。従って、Ｎ／ｎ＜０．５４５５であっても、第２減速域方式の作動状態は可能と考えられる。
しかし、式（１１）に示されるように、トルク比Ｔ／τは、κに比例する。
従って、第２減速域では、κ＝１．０００であるので、κ＝１．６６７の第１減速域に比して、負荷の要求するトルクＴを供給することは不充分となり、Ｎが急速に減少するに伴って、ｎ_２／Ｎ＞１となって、第１減速域の作動状態となる。
このような意味で、実際問題として、Ｎ／ｎ＝０．５４５５を第２減速域（直結域）の下限であると考える。
【００５５】
（は）上記（い）及び（ろ）の結論を総合すれば、
Ｎ／ｎ＝０．５４５５を以て、第１減速域より第２減速域（直結域）へと、また、その逆に、第２減速域（直結域）より第１減速域へと移行する場合、共にそれらの限界点とすることが出来る。
【００５６】
次に、第１実施形態の自動変速装置において、３段の減速遊星歯車装置によって構成された減速装置２５の場合について説明する。
図６において、
第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１の減速比 κ_１＝１．６６７
第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２の減速比 κ_２＝１．５００
第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３の減速比 κ_３＝１．３３３
とすれば、
第１減速域の速度比ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１κ_２κ_３＝３．３３３
第２減速域の速度比ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１κ_２＝２．５００
第３減速域の速度比ｎ_２／Ｎ＝κ＝κ_１＝１．６６７
第４減速域（直結域）の速度比ｎ_２／Ｎ＝κ＝１．０００
となる。
減速制御係数 λ＝５．０００として、
第１、第２、第３及び第４減速域におけるｎ、ｎ_１、ｎ_２及びＮなどに関連する諸数値は図１１（表２）に示すようになる。
【００５７】
（い）第１減速域より第２減速域への遷移
図１１（表２）において、第１減速域の上限Ｎ／ｎ＝０．２５５３に達し、さらにその値を超えてＮ／ｎ＞０．２５５３に至ろうとする時、図６において最右端の第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３が図１における唯一の減速遊星歯車列の役割を担い、第２減速域へと遷移を促す。
すなわち、図６の遊星歯車支持体ＰＣ３、第２の一方向クラッチＦｗ３３及び第３の一方向クラッチＦｗ３が、それぞれ図１のＰＣａ、ＦｗＡ、及びＦｗａに対応し、Ｎ／ｎ＝０．２５５３に達すると、第２の一方向クラッチＦｗ３３は離脱して、不作用となり、第３の一方向クラッチＦｗ３は係合状態で、第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３は、第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２の遊星歯車支持体ＰＣ２と最終出力軸１３とを直結状態とする。
ここにおいて、第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１と第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２とのみが減速作用に寄与しており、第２減速域の作動状態に遷移したものである。
【００５８】
（ろ）第２減速域より第１減速域への遷移
図１の場合と同様に、第１減速域より第２減速域への遷移点Ｎ／ｎ＝０．２５５３において、第２減速域より第１減速域へと遷移する。
（は）上記（い）と（ろ）との結論を総合すれば、

が第１減速域と第２減速域との限界点である。
【００５９】
（に）第２減速域と第３減速域との間の限界点
第２減速域では、第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３は、直結状態であるので、
κ＝κ_１κ_２＝２．５００である。
第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３が、直結状態であるので、第２減速域では、第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２が、図１における唯一の減速遊星歯車列の役割を担う。
ここにおいて、（い）の記述と同様に、Ｎ／ｎがある一定値を越えると、第２減速域より第３減速域へと遷移することを結論付けることが出来る。
そして、その一定値、すなわち第２減速域と第３減速域との間の限界点は、

【００６０】
（ほ）第３減速域と第４減速域との間の限界点
第３減速域では、第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３及び第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２は、直結状態であるので、
κ＝κ_１＝１．６６７である。
第３の減速遊星歯車装置ＰＧ３及び第２の減速遊星歯車装置ＰＧ２が、直結状態であるので、第３減速域では、第１の減速遊星歯車装置ＰＧ１が、図１における唯一の減速遊星歯車列の役割を担う。
ここにおいて、（い）の記述と同様に、Ｎ／ｎがある一定値を越えると、第３減速域より第４減速域（直結域）へと遷移することを結論付けることが出来る。
そして、その一定値、すなわち第３減速域と第４減速域（直結域）との間の限界点は、

【００６１】
以上、本発明の第１実施形態の自動変速装置における性能に関して、数式を以って説明してきたが、図１〜図５と図１０（表１）に示す１組の減速遊星歯車列による減速装置２０を用いた場合、および図６（図２、図３、図４、図５を含む）、図１１（表２）の３組の減速遊星歯車装置による減速装置２５を用いた場合の効率Ｈ、及びトルク比Ｔ／τなどの性能線図を夫々図１２、図１３に示す。ただし、これらは、機械損失なしとして数値計算した結果に基づいている。
横軸は、最終出力軸の回転速度に対する入力軸の回転速度の比Ｎ／ｎを、縦軸に効率Ｈ、トルク比Ｔ／τ、及び無次元の入力トルク係数Ｃτを示す。
図１２、図１３で示す効率Ｈ線図、トルク比Ｔ／τ線図、及び入力トルク係数Ｃτ線図のいずれにおいても、不連続位置は隣り合う減速域間での遷移点に相当する。
図１２で示す効率Ｈ線、トルク比Ｔ／τ線、と入力トルク係数Ｃτ線の不連続位置は、第１減速域より第２減速域（直結域）への遷移、すなわち変速段の切換わりを表す。
具体的には、第１減速域より第２減速域（直結域）への遷移が、限界点（変速が行われる位置）Ｎ／ｎ＝０．５４５５で行われる。
図１３で示す効率Ｈ線、トルク比Ｔ／τ線、入力トルク係数Ｃτ線の不連続位置、すなわち各減速域間の限界点（変速が行われる位置）は、
第１減速域と第２減速域との間ではＮ／ｎ＝０．２５５３
第２減速域と第３減速域との間ではＮ／ｎ＝０．３４７８
第３減速域と第４減速域（直結域）との間ではＮ／ｎ＝０．５４５５
である。
【００６２】
かかる構成を具備した本発明の実施形態によれば、第１の入力軸２の回転速度ｎに対する最終出力軸１３の回転速度Ｎの比Ｎ／ｎがある限界値を超え、それに伴って減速装置２０（又は２５）の第５の入力軸１０の回転速度ｎ_２（又は遊星歯車支持体ＰＣ２の回転速度κ_１κ_２ｎ_２）が最終出力軸１３の速度Ｎより小さくなろうとした際に、それと同じ回転速度の遊星歯車支持体ＰＣａ（又はＰＣ３）と第５の入力軸１０（又は遊星歯車支持体ＰＣ２）との間に介在する第３の一方向クラッチＦｗａ（又はＦｗ３）がそれを阻止し、ｎ_２＝Ｎ（又は、κ_１κ_２ｎ_２＝Ｎ）すなわちＮ／ｎ_２＝１｛又は、Ｎ／（κ_１κ_２ｎ_２）＝１｝の状態にて、いわば一方向クラッチＦｗａ（又はＦｗ３）が係合状態で、第５の入力軸１０（又は遊星歯車支持体ＰＣ２）、遊星歯車支持体ＰＣａ（又はＰＣ３）及び最終出力軸１３が一体となって回転を続ける。
すなわち、次なる減速域に自動的に遷移（増速）される。
減速遊星歯車装置が複数の減速装置２５（この場合３列）の場合には、Ｎ／ｎ比がさらに増大するに伴って第３の一方向クラッチＦｗ２が係合固定され、次の高次の減速域に自動的に遷移（増速）し、Ｎ／ｎ比のさらにもう一層の増大により、次の一方向クラッチＦｗ１が係合固定して、さらに高次の、すなわち最終減速域（直結域）へと自動的に遷移（増速）する。
換言すれば、変速比が切換わるに際して、遊星歯車支持体ＰＣａ（又は、順次ＰＣ３、ＰＣ２およびＰＣ１）と第５の入力軸１０（又は、順次ＰＣ２、ＰＣ１および入力軸１０）との間に介在する第３の一方向クラッチＦｗａ（又は、順次Ｆｗ３、Ｆｗ２およびＦｗ１）の拘束力により円滑に変速が可能となり、従来技術で必要とされた各種のセンサ類及び油圧機構や、マップ等が不要となる。
上記とは逆に、第３の一方向クラッチＦｗａ（又は、順次Ｆｗ１、Ｆｗ２およびＦｗ３）の開放により、低次の減速域に順次自動的に遷移（減速）する。
したがって、複雑な変速制御用のソフトの開発も不要となり、自動変速機全体が短期間で開発出来る。
【００６３】
図１４及び図１５は、図９の作動制限装置ＯＰを実施したときの図１２及び図１３にそれぞれ対応する図である。すなわち直結状態においてＴ＝τ（機械損失を無視して）であり、いわゆるロックアップ状態となり、このときＨ＝１．００である。図１４、図１５においてＴ／τ＝１は点Ａで、Ｈ＝１．００は点Ｂで示されている。
【００６４】
また直結作動時にＮ／ｎが１．００より低下すると、直ちにブレーキＢｓを作動させ、カップリングＣｓを不作動とする。このブレーキＢｓおよびカップリングＣｓの作動は任意適宜の公知手段、例えば速度検出器及び油圧機構等を用いて制御すればよい。
【００６５】
【発明の効果】
以上の通り本発明によれば、以下の優れた効果を奏する。
（１）減速比を切換えるに際して、減速装置の減速遊星歯車列又は各減速遊星歯車装置の該当する遊星歯車支持体と入力軸との間に介装された一方向クラッチが、回転速度比Ｎ／ｎ増大の場合は拘束力を発揮し、Ｎ／ｎ減少の場合には拘束力を開放することにより、従来技術で必要とされた各種のセンサ類及び油圧機構や、マップ等が不要となる。
（２）複雑な変速制御用のソフトの開発も不要になり、自動変速機全体が短期間で開発出来る。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態の１例である１組の減速遊星歯車列から成る減速装置を用いた動力伝達用自動変速装置の構成を示すブロック図。
【図２】図１に対応した減速比制御装置の内部構成をより詳しく説明するためのブロック図。
【図３】図１に示す第３の一方向クラッチの別の接続関係を示すブロック図。
【図４】図１に示す第３の一方向クラッチの他の接続関係を示すブロック図。
【図５】図１に示す第３の一方向クラッチのさらに別の接続関係を示すブロック図。
【図６】本発明の第１実施形態の他の例である３組の減速遊星歯車装置から成る減速装置を用いた動力伝達用自動変速装置の構成を示すブロック図。
【図７】本発明の第２実施形態の減速比制御装置の内部構成をより詳しく説明するためのブロック図。
【図８】本発明の第３実施形態の減速比制御装置の内部構成をより詳しく説明するためのブロック図。
【図９】本発明の作動制限装置の別の実施例を示すブロック図。
【図１０】本発明の図１に対応する第１実施形態の第１減速域及び第２減速域における各要素間の速度比を表した表。
【図１１】図６に対応する第１実施形態の第１減速域〜第４減速域における各要素間の速度比を表した表。
【図１２】図１に対応する速度比Ｎ／ｎと効率Ｈ、トルク比Ｔ／τ及び入力トルク係数Ｃτを表したグラフ。
【図１３】図６に対応する速度比Ｎ／ｎと効率Ｈ、トルク比Ｔ／τ及び入力トルク係数Ｃτを表したグラフ。
【図１４】図９の装置を用いたときの図１の場合の速度比と効率とトルク比と入力トルク係数とを表したグラフ。
【図１５】図９の装置を用いたときの図６の場合の速度比と効率とトルク比と入力トルク係数とを示すグラフ。
【符号の説明】
１・・・２段タービン流体変速機
２・・・第１の入力軸
３・・・第１の出力軸
４・・・第２の出力軸
５・・・第３の入力軸
６・・・分岐軸
７・・・減速比制御装置
８・・・第２の入力軸
１０・・・第５の入力軸
１１・・・第３の出力軸
１２・・・第４の入力軸
１３・・・最終出力軸
２０、２５・・・減速装置
Ｐ・・・ポンプ
Ｐａ・・・遊星歯車
Ｒａ・・・リング歯車
Ｓａ・・・サン歯車
Ｔ１・・・第１のタービン
Ｔ２・・・第２のタービン
ＢＧ１・・・減速比制御装置の第１の遊星歯車列[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission for power transmission having a two-stage turbine fluid transmission, a reduction ratio control device including two sets of planetary gear trains, and a reduction device including at least one reduction planetary gear train.
[0002]
[Prior art]
BACKGROUND ART In an automatic transmission of an automobile having a fluid transmission and a mechanical gear train, a planetary gear system and a parallel shaft gear system similar to those used in a manual transmission are widely known as mechanical gear trains. (For example, see Non-Patent Document 1 and the like). In these mechanical gear trains, the gear ratio is switched stepwise. Further, the present applicant has proposed a power distribution device and an automatic transmission using a fluid transmission in

Patent Documents

1 and 2.
[0003]
When the gear ratio is switched by the mechanical gear train in this manner, the torque on the engine side and the torque required by the load, the rotation speed of the engine and the load, etc. are detected by a sensor and prepared in advance based on the detection result. It was necessary to change the gear ratio by operating the hydraulic mechanism according to the map.
That is, as described above, various accessories for switching the gear ratio are required, and development of such an automatic transmission requires a number of experiments in order to create a map based on the sensor characteristics. , It would take a long time.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-2-138552
[Patent Document 2]
JP-A-2002-147568
[Non-patent document 1]
Japan Society of Automotive Engineers of Japan Automotive Technology Handbook [Design Edition] March 1991
Chapter 4 Power Transmission System, 4.5 Fluid Transmission, 4.6 Automatic Transmission
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
An object of the present invention is an automatic transmission for power transmission having a two-stage turbine fluid transmission, a reduction ratio control device including two sets of planetary gear trains, and a reduction device including at least one reduction planetary gear train. It is another object of the present invention to provide an automatic transmission for power transmission that does not require various sensors, a hydraulic mechanism, a map, and the like when switching a gear ratio, and can perform a gear shifting operation relatively easily and automatically.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, a reduction ratio control device including a two-stage turbine fluid transmission (1) and two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1). (7) an automatic transmission for power transmission, comprising: a reduction gear (20) comprising at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to the reduction gear ratio control device (7); A first input shaft (2) for rotating a pump (P) of the fluid transmission (1) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and a first turbine (T1) of the two-stage turbine fluid transmission (1) is provided. ), A second input shaft (8) of a sun gear (BS1) of a first planetary gear train (BG1) is connected to a first output shaft (3) rotated by the first input shaft (2). ) And the first output shaft (3) between the first one-way clutch ( wt) are interposed, and a planetary gear support (BC1) that rotationally supports a planetary gear (BP1) meshing with the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) is a second planetary gear train (BC). The planetary gear support (BC2), which is connected to the sun gear (BS2) of the BG2) and rotatably supports the planetary gear (BP2) meshing with the sun gear (BS2), is a second gear of the two-stage turbine fluid transmission (1). A second input shaft (5) branched from a second output shaft (4) rotated by a second turbine (T2), and a planetary gear (BP2) of a second planetary gear train (BG2); The meshing ring gear (BR2) is connected to the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) via the connection shaft (C1), and the planetary gear (BP1) of the first planetary gear train (BG1). Ring gear (BR1) meshing with the third output shaft ( 1), wherein the speed reducer (20) is connected to a fourth input shaft (12) connected to the third output shaft (11) and a branch shaft branched from the second output shaft (4). 6) a fifth input shaft (10) connected to the output shaft (12), the fourth input shaft (12) being connected to the output shaft (13), and a planetary gear support of a reduction planetary gear train (PGa). The sun gear (Sa), which is connected to the planetary gear (Pa) and is rotatably supported by the planetary gear support (PCa), is connected to the second one-way clutch via a member (La). A ring gear (Ra) connected to the frame by (FwA) and meshing with the planetary gear (Pa) is connected to the fifth input shaft (10), and the speed reducer (20) has its input shaft ( When the rotation speed of 10) is higher than the rotation speed of the output shaft (13), the reduction gear (20) Performs a deceleration action, and means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) for directly connecting when the rotation speeds of the input shaft (10) and the output shaft (13) are equal.
[0007]
According to the present invention, a reduction ratio constituted by a two-stage turbine fluid transmission (1) and two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1). An automatic transmission for power transmission, comprising: a control device (7); and a reduction device (20) including at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to the reduction ratio control device (7). A first input shaft (2) for rotating a pump (P) of the two-stage turbine fluid transmission (1) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and a first turbine of the two-stage turbine fluid transmission (1) is provided. A second input shaft (8) of a sun gear (BS1) of a first planetary gear train (BG1) is connected to a first output shaft (3) rotated by (T1), and the first input shaft is connected to the first input shaft. A first one-way clamp is provided between (2) and the first output shaft (3). The first planetary gear train (BG1) has a planetary gear support (BC1) that rotatably supports a planetary gear (BP1) meshed with the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1). A third input shaft (BC2) connected to a ring gear (BR2) of the gear train (BG2) and connected to a planetary gear support (BC2) that rotationally supports a planetary gear (BP2) meshing with the ring gear (BR2); 5) is connected to a second output shaft (4) rotated by a second turbine (T2) of the two-stage turbine fluid transmission (1), and a planetary gear (BG2) of a second planetary gear train (BG2). The sun gear (BS2) meshing with the BP2) is connected to the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) via the connection shaft (C2), and the planetary gear of the first planetary gear train (BG1). The ring gear (BR1) meshing with (BP1) is the third Connected to a force shaft (11), the speed reducer (20) is branched from a fourth input shaft (12) connected to the third output shaft (11) and the second output shaft (4). A fifth input shaft (10) connected to the branch shaft (6), the fourth input shaft (12) being connected to the output shaft (13), and a planet of a reduction planetary gear train (PGa). A sun gear (Sa), which is connected to the gear support (PCa) and meshes with the planetary gear (Pa) rotatably supported by the planetary gear support (PCa), via a member (La). A ring gear (Ra), which is connected to the frame by a one-way clutch (FwA) and meshes with the planetary gear (Pa), is connected to the fifth input shaft (10), and is connected to the speed reducer (20). Deceleration when the rotation speed of the input shaft (10) is higher than the rotation speed of the output shaft (13) Means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) for direct connection when the rotation speed of the input shaft (10) and the output shaft (13) are equal are provided by the device (20) performing a deceleration action.
[0008]
Further, according to the present invention, a reduction ratio constituted by a two-stage turbine fluid transmission (1) and two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1). An automatic transmission for power transmission, comprising: a control device (7); and a reduction device (20) including at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to the reduction ratio control device (7). A first input shaft (2) for rotating a pump (P) of the two-stage turbine fluid transmission (1) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and a first turbine of the two-stage turbine fluid transmission (1) is provided. A planetary gear support (BC1, BC2) that rotationally supports the planetary gears (BP1, BP2) of the first and second planetary gear trains (BG1, BG2) on a first output shaft (3) rotated by (T1). ) Is connected to the second input shaft (8) A first one-way clutch (Fwt) is interposed between the first input shaft (2) and the first output shaft (3), and the second planetary gear train (BG2) A third input shaft (5) branched from a second output shaft (4) rotated by a second turbine (T2) of the two-stage turbine fluid transmission (1). Ring gears (BR1, BR2) that are connected and mesh with the planetary gears (BP1, BP2) of the first and second planetary gear trains (BG1, BG2) are integrally connected via a connection shaft (C3). The sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) is connected to a third output shaft (11), and the reduction gear (20) is connected to the third output shaft (11). 4 input shaft (12) and a branch shaft (6) branched from the second output shaft (4). A fifth input shaft (10), said fourth input shaft (12) being connected to an output shaft (13) and being connected to a planetary gear support (PCa) of a reduction planetary gear train (PGa). The sun gear (Sa) meshing with the planetary gear (Pa) rotatably supported by the planetary gear support (PCa) is framed by a second one-way clutch (FwA) via a member (La). And a ring gear (Ra) meshing with the planetary gear (Pa) is connected to the fifth input shaft (10), and the reduction gear (20) has a rotational speed of the input shaft (10). Is larger than the rotation speed of the output shaft (13), the speed reducer (20) performs a deceleration operation. , Fwa2, Fwa3) are provided.
[0009]
Further, according to the present invention, when the rotation speed of the reduction planetary gear train (PGa) and the input shaft (10) is higher than the rotation speed of the output shaft (13), the speed reduction operation is performed, and the input shaft (10) and the output are output. A plurality of speed reducers (PG1, PG2, PG3) comprising means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) directly connected when the rotation speed with the shaft (13) is equal is provided.
[0010]
According to the automatic transmission for power transmission of the present invention having such a configuration, the ratio (N / n) of the rotation speed of the first input shaft (2) to the rotation speed of the final output shaft (13) has a certain limit value. And the rotational speed (n) of the input shaft (10) of the reduction gear (20) constituted by the reduction planetary gear train (PGa)₂) Is going to be smaller than the rotation speed (N) of the final output shaft (13), the one direction interposed between the planetary gear support (PCa) having the same rotation speed and the input shaft (10). Clutches (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) block it and n₂= N, ie N / n₂= 1, the so-called one-way clutch (Fwa) is engaged and fixed, and the fifth input shaft (10), the planetary gear support (PCa) and the final output shaft (13) are integrated. To keep spinning.
That is, a transition (speed increase) is automatically made to the next deceleration range.
In other words, when switching the gear ratio, the gear can be shifted smoothly by the restraining force of the one-way clutch (Fwa) interposed between the planetary gear support (PCa) and the fifth input shaft (10). In addition, various sensors and hydraulic mechanisms, maps, and the like required in the related art become unnecessary.
[0011]
The same conclusion as described above also holds for the reduction gear (25) constituted by a plurality of planetary gears (reduction gears PG1, PG2, PG3). The details will be described later.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
First, a first embodiment will be described with reference to FIGS. In each of the drawings, the reference numerals in parentheses after the reference numerals of the respective elements represent the rotational speed and the torque, respectively.
[0013]
1 and 2, the two-stage turbine fluid transmission 1 includes a driving-side pump P, a driven-side first turbine T1, a second turbine T2, and a one-way clutch FwT that is an operation limiting device. The pump P is connected to a motor output shaft (not shown) via a first input shaft 2. The first turbine T1 is connected to a first output shaft 3, and the second turbine T2 is connected to a second output shaft 4.
Further, the first output shaft 3 is connected to the first input shaft 2 via a first one-way clutch Fwt, and the rotation speed of the first output shaft 3 (n₁) Operates so as not to exceed the rotation speed (n) of the first input shaft 2.
The one-way clutch Fwt in the figure is marked with a black triangle, which allows a relationship where the rotation speed of the first output shaft 3 is equal to or smaller than that of the first input shaft 2. In other words, the rotation speed of the first output shaft 3 does not become faster than the rotation speed of the first input shaft 2. The white triangle marks are opposite to the above. For example, a later-described second one-way clutch FwA allows the sun gear Sa to rotate in the forward direction but does not allow reverse rotation. The rotation in the positive direction refers to the rotation direction of the clock hand when the rotation axis is viewed from left to right, and the opposite is the rotation in the negative direction.
[0014]
Here, the operation of the two-stage turbine fluid transmission 1 is based on the rotation of the output shaft of the prime mover, that is, the rotation of the first input shaft 2 so that the fluid flows from the pump P toward the turbine T composed of the turbines T1 and T2 as shown by the arrow. It circulates and operates to apply torque to the turbines T1 and T2 to rotate them, and to flow again into the pump P through the stator S.
[0015]
A reduction ratio control device 7 composed of a combination of the first planetary gear train BG1 and the second planetary gear train BG2 is disposed behind (output side) the fluid transmission 1.
The first output shaft 3 is connected to the rotation shaft 8 of the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1, that is, the second input shaft. The planetary gear support BC1 that rotatably supports the planetary gear BP1 meshing with the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1 is connected to the sun gear BS2 of the second planetary gear train BG2.
[0016]
Further, a planetary gear support BC2 for rotatably supporting a planetary gear BP2 meshing with the sun gear BS2 of the second planetary gear train BG2 is driven by a second turbine T2 of the two-stage turbine fluid transmission. It is connected to a third input shaft 5 connected to the output shaft 4.
The ring gear BR2 meshing with the planetary gear BP2 of the second planetary gear train BG2 is connected to the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1 via the connection shaft C1, and the first planetary gear train BG1 The ring gear BR1 meshing with the planetary gear BP1 is connected to the third output shaft 11.
[0017]
A reduction gear 20 is arranged behind the above-described reduction ratio control device 7, and this reduction gear 20 is composed of at least one (one in the example shown) reduction planetary gear train PGa. The speed reducer 20 has a fourth input shaft 12 connected to the third output shaft 11, and the fourth input shaft 12 is connected to the planetary gear support PCa of the reduction planetary gear train PGa. Have been.
A sun gear Sa meshing with a planetary gear Pa rotatably supported by the planetary gear support PCa is connected to a frame (not shown) by a second one-way clutch FwA via a member La, and rotates in a negative direction. Being restrained.
[0018]
A ring gear Ra meshing with the planetary gear Pa is connected to a fifth input shaft 10 connected to a branch shaft 6 from the second output shaft 4, and the ring gear Ra is connected to the planetary gear support. PCa via the third one-way clutch Fwa, and the rotational speed (n) of the ring gear Ra.₂) Does not become lower than the rotation speed (N) of the planetary gear support PCa.
That is, the third one-way clutch Fwa is connected to the rotation speed (n) of the input shaft (the fifth input shaft 10 in the illustrated example).₂) Is higher than the rotation speed (N) of the output shaft (final output shaft 13 in the illustrated example), the speed reduction device 20 performs a deceleration action, and if the rotation speeds of the input shaft and the output shaft are equal, a means for directly connecting the output shaft is provided. Make up. Therefore n₂Is larger than N, the third one-way clutch Fwa idles (disables), and the speed reduction device 20 performs a speed reduction action.₂Is equal to N, the input shaft and the output shaft are directly connected.
As described above, the driving force input from the first input shaft 2 is transmitted and shifted, and is taken out from the final output shaft 13 connected to the fourth input shaft 12.
[0019]
When the rotation speed of the input shaft is higher than the rotation speed of the output shaft, the speed reducer 20 performs a deceleration operation. Can be attached in the manner described above. For example, as shown in FIG. 3, a one-way clutch Fwa1 may be provided between the sun gear Sa and the final output shaft 13.
Alternatively, a one-way clutch Fwa2 may be provided between the ring gear Ra and the member La of the sun gear Sa as shown in FIG.
Further, as shown in FIG. 5, a one-way clutch Fwa3 in which the restraining direction is reversed may be provided at the same position as in FIG.
In the embodiment of FIG. 6 described later, the output shaft means an output shaft of any of the reduction planetary gear units PG1 to PG3. Therefore, reference numeral 13 of the output shaft is an example and is limited to FIG. It does not mean an output shaft of the reduction planetary gear device itself.
[0020]
Next, referring to FIG. 6, as another example of the first embodiment, a case where the reduction gear 25 is configured by three reduction planetary gears PG 1 to PG 3 is one of the above-described ones in FIGS. 1 and 2. A description will be given of a portion different from the case where the speed reduction planetary gear train is used.
[0021]
Behind the reduction ratio control device 7, three reduction planetary gear devices PG1 to PG3 are arranged in code order.
The fifth input shaft 10 for inputting to the ring gear R1 of the first reduction planetary gear device PG1 is connected to the branch shaft 6, and the planetary gear P1 meshing with the ring gear R1 is rotatably supported by the planetary gear support PC1. ing.
[0022]
The sun gear S1 meshing with the planetary gear P1 is detachably connected to a frame (not shown) by a second one-way clutch Fw11 via a member L1.
The ring gear R1 and the planetary gear support PC1 are connected via a third one-way clutch Fw1, and acts so that the rotational speed of the planetary gear support PC1 does not exceed the rotational speed of the ring gear R1.
[0023]
The ring gear R2 of the second reduction planetary gear train PG2 is connected to the planetary gear support PC1 of the first reduction planetary gear train PG1, and the planetary gear P2 meshing with the ring gear R2 is rotationally supported by the planetary gear support PC2. Have been.
The sun gear S2 meshing with the planetary gear P2 is detachably connected to a frame (not shown) by a second one-way clutch Fw22 via a member L2.
The ring gear R2 and the planetary gear support PC2 are connected via a third one-way clutch Fw2, and acts so that the rotational speed of the planetary gear support PC2 does not exceed the rotational speed of the ring gear R2.
[0024]
The ring gear R3 of the third reduction planetary gear set PG3 is connected to the planetary gear support PC2 of the second reduction planetary gear set PG2, and the planetary gear support PC3 that rotationally supports the planetary gear P3 meshing with the ring gear R3. Is connected to a fourth input shaft 12 connected to the third output shaft 11 and a final output shaft 13 connected to the fourth input shaft 12.
The sun gear S3 meshing with the planetary gear P3 is detachably connected to a frame (not shown) by a second one-way clutch Fw33 via a member L3.
The ring gear R3 and the planetary gear support PC3 are connected via a third one-way clutch Fw3, and acts so that the rotational speed of the planetary gear support PC3 does not exceed the rotational speed of the ring gear R3.
The connection relationship between the one-way clutches Fw1, Fw2, and Fw3 can be changed as described above.
[0025]
Next, a second embodiment of FIG. 7 will be described. The second embodiment of FIG. 7 differs from the first embodiment of FIGS. 1 to 6 in the configuration of the reduction ratio control device 7. The different parts will be described below.
[0026]
The first output shaft 3 is connected to a second input shaft 8 connected to the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1 of the reduction ratio control device 7. The planetary gear support BC1 that rotatably supports the planetary gear BP1 meshing with the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1 is connected to the ring gear BR2 of the second planetary gear train BG2.
[0027]
Further, a planetary gear support BC2 that rotatably supports a planetary gear BP2 that meshes with the ring gear BR2 of the second planetary gear train BG2 is provided via the third input shaft 5 to the second stage of the two-stage turbine fluid transmission 1. Connected to a second output shaft 4 driven by the second turbine T2.
The sun gear BS2 meshing with the planetary gear BP2 of the second planetary gear train BG2 is connected to the sun gear BS1 of the first planetary gear train BG1 via the connecting shaft C2, and the planetary gears of the first planetary gear train BG1. A ring gear BR1 meshing with BP1 is connected to the third output shaft 11.
[0028]
Next, a third embodiment of FIG. 8 will be described. The third embodiment of FIG. 8 differs from the first embodiment of FIGS. 1 to 6 in the configuration of the reduction ratio control device 7. The different parts will be described below.
[0029]
The second output shaft 8 is connected to the first output shaft 3, and the input shaft 8 rotates the planetary gears BP 1 and BP 2 of the first and second planetary gear trains BG 1 and BG 2 of the reduction ratio control device 7. It is connected to supporting planetary gear supports BC1, BC2.
[0030]
The third input shaft 5 that rotates the sun gear BS2 of the second planetary gear train BG2 of the reduction ratio control device 7 is driven by the second turbine T2 of the two-stage turbine fluid transmission 1. Is connected to the output shaft 4.
The ring gears BR1 and BR2 meshing with the planetary gears BP1 and BP2 of the first and second planetary gear trains BG1 and BG2 are integrally connected by a connection shaft C3, and the sun gear of the first planetary gear train BG1 BS1 is connected to the third output shaft 11.
[0031]
FIG. 9 shows another embodiment of the operation limiting device OP shown by the one-way clutch FwT in FIGS. 1 and 6. In the example of FIG. 9, the operation limiting device OP includes a connecting shaft 21 connected to the stator S of the two-stage turbine fluid transmission 1, and the connecting shaft 21 is connected to the input shaft 2 via the coupling Cs. It is removably connected to a frame (not shown) via a brake Bs. Furthermore, it is connected to the branch shaft 6 via a one-way clutch Fws.
[0032]
In this embodiment, the brake Bs of the stator S is activated and the coupling Cs is deactivated in all operating states from the deceleration range to the direct connection range. That is, the stator S is fixed to the frame.
[0033]
Then, when the final point N / n of the directly connected area reaches N / n = 1.00, the brake Bs is immediately deactivated and the coupling Cs is activated.
Then, the stator S is integrated with the pump P, the first turbine T1, and the second turbine T2 and has the same rotational speed n._p= N.
[0034]
Therefore, the circulation operation of the fluid in the fluid circuit of the two-stage turbine fluid transmission 1 is stopped, and the fluid loss due to the circulation is eliminated, while the input torque τ remains unchanged and transmitted via the one-way clutch Fws, the branch shaft 6 and the like. And output as torque T = τ.
[0035]
Next, the operation and performance of each device will be described using mathematical expressions.
Efficiency η of two-stage turbine fluid transmission 1_tcIs

[0036]
The rotation speed N and the torque T 'of the third output shaft 11 of the reduction ratio control device 7, and the rotation speed n of the second input shaft 8₁And torque τ₁, And the rotation speed n of the third input shaft 5₂And the torque τ ′, assuming that λ is a deceleration control coefficient,
N = (1-λ) n₁+ Λn₂ And therefore
N / n₂= Λ- (λ-1) · (n₁/ N₂) ··· Equation (2)
τ '=-λτ₁/ (Λ-1) ··· Equation (3)
T '=-τ₁/ (Λ-1) Equation (4)
Becomes Expressions (3) and (4) are obtained when mechanical loss is ignored.
[0037]
Regarding the deceleration control coefficient λ, the number of teeth of the sun gear BS1 of the first planetary gear train is represented by R_s, The number of teeth of the ring gear BR1 is R_r, The number of teeth of the sun gear BS2 of the second planetary gear train is r_s, The number of teeth of the ring gear BR2 is r_rgiven that,
In the first embodiment shown in FIGS.
λ = ｛1+ (r_r/ R_s)｝｛1+ (R_s/ R_r)｝> 1
In the second embodiment of FIG.
λ = ｛1+ (r_s/ R_r)｝｛1+ (R_s/ R_r)｝> 1
In the third embodiment of FIG.
λ = (r_s/ R_r) / (R_s/ R_r)
Where (r_s/ R_r)> (R_s/ R_r) Then λ> 1
[0038]
Here, for example, r_s/ R_rAnd R_s/ R_rIs 0.333 and the upper limit is 0.667,
The upper limit of λ is
In the embodiment of FIGS.
20/3 ≒ 6.6 ≧ λ
In the embodiment of FIG.
25/9 ≒ 2.7 ≧ λ
In the embodiment of FIG.
2 ≧ λ
Becomes
[0039]
Regarding the reduction operation (reduction ratio) of the reduction device 25 (FIG. 6) constituted by the reduction planetary gear device PGn, the rotation speed n of the fifth input shaft 10₂And the ratio of the rotation speed N of the final output shaft 13, that is, the reduction ratio, is κ,
n₂/ N = κ ・・・・・ Equation (5)
Further, in the first reduction planetary gear device PG1, rotation of the ring gear R1 and the planetary gear support PC1 when the second one-way clutch Fw11 operates and the third one-way clutch Fw1 does not operate. Speed ratio, ie reduction ratio, is κ₁And
Similarly, the reduction ratio of the second reduction planetary gear device PG2 is κ₂, The reduction ratio of the third reduction planetary gear set PG3 is κ₃And
(I) The first deceleration range is
A case where the second one-way clutches Fw11, Fw22 and Fw33 operate and the third one-way clutches Fw1, Fw2 and Fw3 do not operate,
n₂/ N = κ = κ₁κ₂κ₃
Becomes
(R) The second deceleration range is
The case where the second one-way clutches Fw11 and Fw22 operate, the Fw33 does not operate, the third one-way clutch Fw1 and Fw2 does not operate, and the Fw3 operates.
n₂/ N = κ = κ₁κ₂
Becomes
(H) The third deceleration range is
The case where the second one-way clutch Fw11 operates, Fw22 and Fw33 do not operate, the third one-way clutch Fw1 does not operate, and Fw2 and Fw3 operate,
n₂/ N = κ = κ₁
Becomes
(4) The fourth deceleration range (direct connection range)
The case where the second one-way clutches Fw11, Fw22 and Fw33 are not operating, and the third one-way clutches Fw1, Fw2 and Fw3 are operating,
n₂/ N = κ = 1
Becomes That is, the fifth input shaft 10 and the final output shaft 13 of the speed reducer 25 are directly connected.
As described above, when the reduction planetary gear device PGn has three stages, the reduction ratio κ is 3 + 1 = 4 stages. In general, when the reduction planetary gear device has n stages, the reduction ratio κ is (n + 1). It becomes a step.
[0040]
Next, the overall performance of the speed reduction device 20 including the reduction ratio control device 7 and the reduction planetary gear train or the reduction device 25 including the reduction ratio control device 7 and the reduction planetary gear device PGn will be described.
According to equations (2) and (5),
1 / κ = λ− (λ−1) · (n₁/ N₂)
λ− (1 / κ) = (λ−1) · (n₁/ N₂・・・・・・ Equation (6)
n₁/ N₂= {Λ- (1 / κ)} / (λ-1) Equation (7)
Where n₁/ N₂Is determined by the value of κ at each speed reduction stage according to equation (7), and is a unique value at each speed reduction stage.
Here, H ′ is defined as the efficiency related to the overall performance of the reduction ratio control device 7 and the

reduction device

20 or 25, and η._gIs the mechanical efficiency relating to the overall performance of the reduction ratio control device 7 and the

reduction device

20 or 25.
Assuming no mechanical loss,

Substituting equations (3) and (4),

Substituting equation (6) into the above equation,

Therefore, ignoring mechanical losses,
T / τ₂= Κ ｛1+ (τ₁/ Τ₂) ・ (N₁/ N₂)｝・・・ Equation (8)
Considering mechanical loss,
T / τ₂= Η_gκ ｛1+ (τ₁/ Τ₂) ・ (N₁/ N₂)｝・・・ Equation (8 ′)
Further, the efficiency H ′ regarding the total performance of the reduction ratio control device 7 and the

reduction device

20 or 25 is

Substituting equation (8 '),
H '= η_gκ (N / n₂) = Η_g ... Equation (9)
[0041]
Also, from equations (5) and (7)

Also, by the action of the first one-way clutch Fwt,
n₁/ N_p≦ 1
Therefore,

[0042]
Next, the performance of the entire automatic transmission having the two-stage turbine fluid transmission 1, the reduction ratio control device 7, and the

reduction device

20 or 25 will be described.
From equation (5), the speed ratio N / n is

From the equation (8 ′), the torque ratio T / τ is

Therefore, the efficiency H of the whole device is

Substituting equation (1),
H = η_gη_tc ... Expression (12)
Here, as shown in equation (11), the torque ratio T / τ between the output shaft and the input shaft is proportional to the value of κ.
[0043]
Next, the automatic selection of the deceleration range, that is, the automatic selection by the reduction ratio control device 7 and the reduction device 20 having the reduction planetary gear train without using various sensors, hydraulic mechanisms, and maps, which is the object of the present invention. The operation principle of the automatic shifting will be described.
[0044]
The case where the number of reduction planetary gear trains is one as shown in FIGS. 1 to 5 in the first embodiment will be described.
The front end of the planetary gear support PCa is connected to the ring gear Ra via the third one-way clutch Fwa, and the rear end is connected to the final output shaft 13.
When the second one-way clutch FwA operates and the third one-way clutch Fwa does not operate, the rotation speed ratio between the ring gear Ra and the planetary gear support PCa, that is, the reduction ratio is κ._a= 1.667.
The deceleration range is the following two ranges.
(B) In the first deceleration range, n₂/ N = κ_a= 1.667
(B) In the second deceleration range (direct connection range), n₂/N=1.000
Note that the deceleration control coefficient λ in the reduction ratio control device 7 is
It is assumed that λ = 5.000.
Rotation speed n, n of each element in the first and second deceleration ranges₁, N₂FIG. 10 (Table 1) shows various numerical values related to and N.
[0045]
(I) Transition from the first deceleration zone to the second deceleration zone (direct connection zone)
By the action of the first one-way clutch Fwt, n₁/N≦1.0000, and n₁/ N limit value of n₁/N=1.0000 is the upper limit value of the first deceleration range, and the rotational speed ratio of the final output shaft 13 to the input shaft 2 N / n = (N / n₁) ・ (N₁/ N) = (λ-1) / (κλ-1) reaches the limit of 0.5455 (FIG. 10: see Table 1).
At this limit point, the torque T supplied by the present device is larger than the torque required by the load of the present transmission, and N / n increases beyond 0.5455, for example, 0.5455 + δ (Δ is a very small amount),

Becomes
N / n₂If> 0.6000, the member La (see FIG. 1) releases the restraint of the second one-way clutch FwA and starts rotating in the clockwise direction. That is, the rotation speed of the member La is set to n_LaThen, from the relationship between the rotation speeds of the ring gear Ra, the planetary gear Pa, and the sun gear Sa of the reduction gear 20,
(Κ_a-1) n_La+ N₂= Κ_aN
Becomes
n_La/ N₂= ｛Κ_a(N / n₂) -1｝ / (κ)_a-1) ・・・ Formula (α)
To get this
N / n₂= 0.6000 + 1.100δ, κ_a= 1.667
n_La/ N₂= 2.75δ
As a result, the member La is released from the restraint of the second one-way clutch FwA, and the member La can start rotating in the rotation direction of the clock hand.
[0046]
Here, when the second one-way clutch FwA is inactive, the torque (τ) transmitted from the fifth input shaft 10₂−τ ′) is the torque τ consumed to accelerate the member La._LaAnd is transmitted to the final output shaft 13.
Torque τ_LaIs omitted as a small value, the torque transmitted to the final output shaft 13 under the state where the second one-way clutch FwA is inactive is:
(Τ₂−τ ′) ・・・ Formula (β)
Becomes
Assuming that the moment of inertia of the load on the final output shaft 13 is sufficiently large, the rotation speed N of the final output shaft 13 is maintained at the time of the operation of the second one-way clutch FwA even when the second one-way clutch FwA is inactive. , N / n is almost the same as immediately before the value exceeds 0.5455.
Further, the torque (TT ′) required by the final output shaft 13 is not significantly different from that immediately before N / n exceeds 0.5455. Further, the input shaft rotation speed n to the apparatus is almost unchanged.
[0047]
On the other hand, immediately before N / n = 0.5455, the torque κ_a(Τ₂−τ ′) is supplied to the final output shaft 13 and the torque κ_a(Τ₂−τ ′) is larger than the torque (TT ′) required by the final output shaft 13.
And the difference increases N. That is, it is necessary to accelerate the final output shaft 13. in short,
κ_a(Τ₂−τ ′)> (TT ′)
However, the difference between them is not significant. Therefore,
κ_a(Τ₂−τ ′) ≒ (T−T ′) Equation (γ)
It will be shown as follows.
[0048]
To summarize the above description,
(A) The torque (TT ′) required by the final output shaft 13 does not change immediately before and after N / n exceeds the limit value 0.5455.
(B) Immediately before N / n exceeds 0.5455, the torque κ supplied to the final output shaft 13_a(Τ₂−τ ′) is equal to the required torque (T−T ′) (see equation (γ)).
(C) After N / n exceeds 0.5455, the torque supplied to the final output shaft 13 is (τ)₂−τ ′) (see equation (β)).
However, after N / n exceeds 0.5455, the torque (τ) supplied to the final output shaft 13₂−τ ′) is 1 / κ of the torque supplied immediately before exceeding_aDespite becoming ≒ 0.60, the torque (TT ′) required by the final output shaft 13 hardly changes, so the rotation speed n of the fifth input shaft 10₂And n₁And therefore n₂/ N and n₁/ N decreases (since n hardly changes).
Where (τ₂−τ ′) is
τ₂−τ ′ = τ₂+ {Λ / (λ-1)} τ₁= Τ₂+ (5/4) τ₁
And τ₂Is n₂/ N decreases with decreasing τ₁More than compensate for it, n₁/ N rapidly increases with decreasing / n₁/ N and n₂/ N decreases to near 0.60, (τ₂−τ ′) ≒ (T−T ′), and the former tries to surpass the latter.
[0049]
N / n exceeds the limit value of 0.5455, while n₂/ N reaches approximately 0.60 there, N / n₂= (N / n) · (n / n₂) = 0.5455 / 0.60 ≒ 1 and the rotation speed n of the fifth input shaft 10₂Is going to be lower than the rotation speed N of the final output shaft 13, the third one-way clutch Fwa interposed between the fifth input shaft 10 and the planetary gear support PCa having the same rotation speed prevents it. Then n₂= N, ie N / n₂= 1, the fifth input shaft 10, the planetary gear support PCa, and the final output shaft 13 continue to rotate in a state of being restrained by the third one-way clutch Fwa.
[0050]
That is, the state has shifted to the second deceleration range, and κ, n shown in FIG. 10 (Table 1).₁/ N₂, N / n₁And N / n₂It shifts to the operating state under various numerical values such as.
Here, N / n₂= 0.5455 was confirmed to be the limit point of both deceleration ranges.
Note that, when transitioning to the second deceleration range, κ changes from 1.667 to 1.000.₁/ N₂Changes from 1.100 to 1.000.
For a change in the value of κ, n₁/ N₂It is noted that the change in the value of is small.
[0051]
As described above, at the same time when N / n increases beyond 0.5455, the member La that has released the restraint of the second one-way clutch FwA and has started to rotate is expressed by the aforementioned equation (α).
N / n₂= 0.6000 + x
After all,
n_La/ N₂= 2.5x
And n increases with x_LaIncreases,
x = 0.4000
That is, N / n₂= 1.000 n_La/ N₂= 1, the member La is in a state of rotation integrated with the planetary gear support PCa, the third one-way clutch Fwa, the fifth input shaft 10, the final output shaft 13, and others.
[0052]
Next, the operation stability in the second deceleration range will be described.
A description will be given as to whether or not the present speed change device that operates in the state of N / n> 0.5455 after shifting to the second speed reduction region suddenly returns to the operation state of the first speed change region.
For example, it is verified whether or not to shift to the first deceleration region when N / n = 0.5455 + x.
If this is possible, in FIG. 10 (Table 1), in the first deceleration range,
n₂/N=1.667, n₁/ N₂= 1.100,

And n₁/N>1.000.
But n₁Cannot exceed n because of the presence of the first one-way clutch Fwt.
Therefore, in the operation in the range of N / n> 0.5455, it is impossible to return to the operation state in the first deceleration range.
[0053]
(B) Transition from the second deceleration range (direct connection range) to the first deceleration range
Consider a case in which N / n has decreased from the operating state of the second deceleration region (direct connection region) to N / n <0.5455, exceeding the limit value N / n = 0.5455.
[0054]
As seen in FIG. 10 (Table 1), n₁The range in which the operation of the second deceleration range method can be performed from the constraint of /n<1.0000 (because of the existence of the one-way clutch Fwt) is as follows.
N / n ≦ 1.000. Therefore, even if N / n <0.5455, it is considered that the operation state of the second deceleration range system is possible.
However, as shown in equation (11), the torque ratio T / τ is proportional to κ.
Therefore, in the second deceleration range, κ = 1.000, so that it is insufficient to supply the torque T required by the load, as compared with the first deceleration range of κ = 1.667, and N is rapidly increased. As n₂/ N> 1, and the operation state of the first deceleration range is established.
In this sense, N / n = 0.5455 is considered as the lower limit of the second deceleration range (direct connection range) as a practical problem.
[0055]
(H) Summing up the conclusions of (i) and (b) above,
When shifting from the first deceleration range to the second deceleration range (direct connection range) with N / n = 0.5455, and conversely, from the second deceleration range (direct connection range) to the first deceleration range, Both can be their limits.
[0056]
Next, a description will be given of a case of the speed reducer 25 configured by the three-stage reduction planetary gear device in the automatic transmission according to the first embodiment.
In FIG.
Reduction ratio κ of first reduction planetary gear device PG1₁= 1.667
Reduction ratio κ of second reduction planetary gear set PG2₂= 1.500
Reduction ratio κ of third reduction planetary gear set PG3₃= 1.333
given that,
Speed ratio n of first deceleration range n₂/ N = κ = κ₁κ₂κ₃= 3.333
Speed ratio n in second deceleration range₂/ N = κ = κ₁κ₂= 2.500
Speed ratio n of the third deceleration range n₂/ N = κ = κ₁= 1.667
Speed ratio n of the fourth deceleration range (direct connection range)₂/N=κ=1.000
Becomes
Assuming that the deceleration control coefficient λ = 5.000,
N, n in the first, second, third and fourth deceleration ranges₁, N₂Numerical values related to N and N are as shown in FIG. 11 (Table 2).
[0057]
(I) Transition from the first deceleration range to the second deceleration range
In FIG. 11 (Table 2), when the upper limit of the first deceleration range reaches N / n = 0.2553, and when the upper limit of the first deceleration range is tried to reach N / n> 0.2553, the rightmost end in FIG. The third reduction planetary gear train PG3 plays the role of the only reduction planetary gear train in FIG. 1 and promotes the transition to the second reduction range.
That is, the planetary gear support PC3, the second one-way clutch Fw33, and the third one-way clutch Fw3 in FIG. 6 correspond to PCa, FwA, and Fwa in FIG. 1, respectively, and N / n = 0.2553. When it reaches, the second one-way clutch Fw33 is disengaged and becomes inactive, the third one-way clutch Fw3 is in the engaged state, and the third reduction planetary gear train PG3 becomes the second reduction planetary gear train PG2. And the final output shaft 13 are directly connected to each other.
Here, only the first reduction planetary gear device PG1 and the second reduction planetary gear device PG2 contribute to the deceleration operation, and have transitioned to the operation state in the second reduction region.
[0058]
(B) Transition from the second deceleration range to the first deceleration range
As in the case of FIG. 1, at the transition point N / n = 0.2553 from the first deceleration range to the second deceleration range, a transition is made from the second deceleration range to the first deceleration range.
(H) By summarizing the conclusions of (I) and (RO) above,

Is the limit point between the first deceleration range and the second deceleration range.
[0059]
(2) Limit point between the second deceleration range and the third deceleration range
In the second reduction range, the third reduction planetary gear set PG3 is in a directly connected state.
κ = κ₁κ₂= 2.500.
Since the third reduction planetary gear device PG3 is in a directly connected state, in the second reduction region, the second reduction planetary gear device PG2 plays the role of the only reduction planetary gear train in FIG.
Here, as in the description of (i), it can be concluded that the transition from the second deceleration range to the third deceleration range is performed when N / n exceeds a certain value.
Then, the constant value, that is, the limit point between the second deceleration range and the third deceleration range is

[0060]
(H) Limit point between the third deceleration range and the fourth deceleration range
In the third reduction speed range, the third reduction planetary gear device PG3 and the second reduction planetary gear device PG2 are in a directly connected state.
κ = κ₁= 1.667.
Since the third reduction planetary gear train PG3 and the second reduction planetary gear train PG2 are in a directly connected state, in the third reduction range, the first reduction planetary gear train PG1 is the only reduction planetary gear train in FIG. Take the role of.
Here, as in the description of (i), it can be concluded that the transition from the third deceleration range to the fourth deceleration range (direct connection range) when N / n exceeds a certain value.
Then, the fixed point, that is, the limit point between the third deceleration range and the fourth deceleration range (direct connection range) is:

[0061]
As described above, the performance of the automatic transmission according to the first embodiment of the present invention has been described using mathematical expressions. However, the reduction by the set of reduction planetary gear trains shown in FIGS. 1 to 5 and FIG. 10 (Table 1). Efficiency when the device 20 is used and when the speed reducer 25 using the three sets of speed reduce planetary gear devices shown in FIGS. 6 (including FIGS. 2, 3, 4, and 5) and 11 (Table 2) is used. H and the performance diagram of the torque ratio T / τ are shown in FIGS. 12 and 13, respectively. However, these are based on the results of numerical calculations with no mechanical loss.
The horizontal axis shows the ratio N / n of the rotation speed of the input shaft to the rotation speed of the final output shaft, and the vertical axis shows the efficiency H, the torque ratio T / τ, and the dimensionless input torque coefficient Cτ.
In each of the efficiency H diagram, the torque ratio T / τ diagram, and the input torque coefficient Cτ diagram shown in FIGS. 12 and 13, the discontinuous position corresponds to a transition point between adjacent deceleration ranges.
The discontinuous position of the efficiency H line, the torque ratio T / τ line, and the input torque coefficient Cτ line shown in FIG. 12 is a transition from the first deceleration range to the second deceleration range (directly connected range), that is, switching of the shift speed. Represents
Specifically, the transition from the first deceleration range to the second deceleration range (direct connection range) is performed at the limit point (position where the shift is performed) N / n = 0.5455.
The discontinuous positions of the efficiency H line, the torque ratio T / τ line, and the input torque coefficient Cτ line shown in FIG.
N / n = 0.2553 between the first deceleration range and the second deceleration range
N / n = 0.3478 between the second deceleration range and the third deceleration range
N / n = 0.5455 between the third deceleration range and the fourth deceleration range (direct connection range)
It is.
[0062]
According to the embodiment of the present invention having such a configuration, the ratio N / n of the rotation speed N of the final output shaft 13 to the rotation speed n of the first input shaft 2 exceeds a certain limit value, and accordingly, the reduction gear 20 (or 25) of the fifth input shaft 10 rotation speed n₂(Or the rotation speed κ of the planetary gear support PC2)₁κ₂n₂) Is going to be lower than the speed N of the final output shaft 13, between the planetary gear support PCa (or PC3) having the same rotation speed and the fifth input shaft 10 (or planetary gear support PC2). An intervening third one-way clutch Fwa (or Fw3) blocks it, n₂= N (or κ₁κ₂n₂= N), ie N / n₂= 1 ｛or N / (κ)₁κ₂n₂) = 1 °, the so-called one-way clutch Fwa (or Fw3) is engaged, and the fifth input shaft 10 (or the planetary gear support PC2), the planetary gear support PCa (or PC3) and the final The output shaft 13 keeps rotating integrally.
That is, a transition (speed increase) is automatically made to the next deceleration range.
In the case where the reduction planetary gear device is a plurality of reduction devices 25 (in this case, three rows), the third one-way clutch Fw2 is engaged and fixed as the N / n ratio further increases, and the next higher order Automatically transiting to the deceleration range (increased speed), and further increasing the N / n ratio causes the next one-way clutch Fw1 to be fixedly engaged, so that a higher order, that is, a final deceleration range (direct connection range) ) Automatically (transition up).
In other words, when the speed ratio is switched, the planetary gear support PCa (or PC3, PC2, and PC1 in sequence) and the fifth input shaft 10 (or PC2, PC1, and input shaft 10 in sequence) intervene. The third one-way clutch Fwa (or sequentially Fw3, Fw2, and Fw1) makes it possible to smoothly shift gears, eliminating the need for various sensors and hydraulic mechanisms, maps, and the like required in the related art. Become.
Conversely, when the third one-way clutch Fwa (or sequentially Fw1, Fw2, and Fw3) is released, the vehicle automatically transitions (decelerates) sequentially to a lower-order deceleration range.
Therefore, it is not necessary to develop complicated software for shift control, and the entire automatic transmission can be developed in a short time.
[0063]
14 and 15 are diagrams corresponding to FIGS. 12 and 13, respectively, when the operation restriction device OP of FIG. 9 is implemented. That is, in the directly connected state, T = τ (ignoring the mechanical loss), so-called lock-up state occurs, and at this time, H = 1.00. 14 and 15, T / τ = 1 is indicated by point A, and H = 1.00 is indicated by point B.
[0064]
When N / n falls below 1.00 during the direct connection operation, the brake Bs is operated immediately, and the coupling Cs is deactivated. The operations of the brake Bs and the coupling Cs may be controlled using any appropriate known means, for example, a speed detector and a hydraulic mechanism.
[0065]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the following excellent effects can be obtained.
(1) When switching the reduction ratio, the one-way clutch interposed between the input shaft and the reduction planetary gear train of the reduction gear transmission or the corresponding planetary gear support of each reduction planetary gear device sets the rotational speed ratio N / By releasing the restraining force in the case of n increase and releasing the restraint force in the case of N / n decrease, various sensors and hydraulic mechanisms, maps, and the like required in the related art become unnecessary.
(2) It is not necessary to develop complicated shift control software, and the entire automatic transmission can be developed in a short time.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a configuration of an automatic transmission for power transmission using a reduction gear composed of a set of reduction planetary gear trains, which is an example of a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram for explaining the internal configuration of a reduction ratio control device corresponding to FIG. 1 in more detail;
FIG. 3 is a block diagram showing another connection relationship of the third one-way clutch shown in FIG. 1;
FIG. 4 is a block diagram showing another connection relationship of the third one-way clutch shown in FIG. 1;
FIG. 5 is a block diagram showing still another connection relationship of the third one-way clutch shown in FIG. 1;
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of an automatic transmission for power transmission using a reduction gear composed of three sets of reduction planetary gears, which is another example of the first embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a block diagram for explaining the internal configuration of a reduction ratio control device according to a second embodiment of the present invention in more detail.
FIG. 8 is a block diagram for explaining the internal configuration of a reduction ratio control device according to a third embodiment of the present invention in more detail.
FIG. 9 is a block diagram showing another embodiment of the operation restriction device of the present invention.
FIG. 10 is a table showing a speed ratio between respective elements in a first deceleration region and a second deceleration region of the first embodiment corresponding to FIG. 1 of the present invention.
FIG. 11 is a table showing speed ratios between respective elements in the first to fourth deceleration ranges of the first embodiment corresponding to FIG. 6;
FIG. 12 is a graph showing a speed ratio N / n, an efficiency H, a torque ratio T / τ, and an input torque coefficient Cτ corresponding to FIG. 1;
FIG. 13 is a graph showing the speed ratio N / n, the efficiency H, the torque ratio T / τ, and the input torque coefficient Cτ corresponding to FIG. 6;
14 is a graph showing the speed ratio, the efficiency, the torque ratio, and the input torque coefficient in the case of FIG. 1 when the device of FIG. 9 is used.
15 is a graph showing the speed ratio, the efficiency, the torque ratio, and the input torque coefficient in the case of FIG. 6 when the device of FIG. 9 is used.
[Explanation of symbols]
1 ... two-stage turbine fluid transmission
2 1st input shaft
3. First output shaft
4 second output shaft
5: Third input shaft
6 ... Branch axis
7. Reduction ratio control device
8 Second input shaft
10: fifth input shaft
11 ... third output shaft
12: fourth input shaft
13 ... final output shaft
20, 25 ... reduction gear
P ・・・ Pump
Pa ・・・ Planetary gear
Ra: Ring gear
Sa: sun gear
T1 ... First turbine
T2: second turbine
BG1... First planetary gear train of reduction ratio control device

Claims

A two-stage turbine fluid transmission (1), a reduction ratio control device (7) composed of two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1); An automatic transmission for power transmission having at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to a reduction ratio control device (7); and the two-stage turbine fluid transmission (1). A first input shaft (2) for rotating the pump (P) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and is rotated by a first turbine (T1) of the two-stage turbine fluid transmission (1). A second input shaft (8) of a sun gear (BS1) of a first planetary gear train (BG1) is connected to one output shaft (3), and the first input shaft (2) and the first input shaft (2) are connected to each other. A first one-way clutch (Fwt) is interposed between the output shaft (3). The planetary gear support (BC1) that rotationally supports the planetary gear (BP1) meshing with the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) is a sun gear (BG2) of the second planetary gear train (BG2). BS2) and a planetary gear support (BC2) for rotatably supporting a planetary gear (BP2) meshing with the sun gear (BS2) is a second turbine (T2) of the two-stage turbine fluid transmission (1). A ring gear (BR2) connected to a third input shaft (5) branched from a second output shaft (4) rotated by the second output shaft (4) and meshing with a planetary gear (BP2) of a second planetary gear train (BG2). ) Is connected to the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) via the connection shaft (C1) and meshes with the planetary gear (BP1) of the first planetary gear train (BG1). BR1) has a third output shaft (11), The speed reducer (20) is connected to a fourth input shaft (12) connected to the third output shaft (11) and a fifth input shaft (6) connected to a branch shaft (6) branched from the second output shaft (4). And the fourth input shaft (12) is connected to the output shaft (13) and connected to the planetary gear support (PCa) of the reduction planetary gear train (PGa). The sun gear (Sa) meshing with the planetary gear (Pa) rotatably supported by the planetary gear support (PCa) is connected to the frame by the second one-way clutch (FwA) via the member (La). The ring gear (Ra) meshing with the planetary gear (Pa) is connected to the fifth input shaft (10), and the rotational speed of the input shaft (10) is output to the speed reducer (20). When the rotation speed is higher than the rotation speed of the shaft (13), the reduction gear (20) performs a reduction action. An automatic transmission for power transmission, provided with means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) for directly connecting when the rotational speeds of the input shaft (10) and the output shaft (13) are equal.

A two-stage turbine fluid transmission (1), a reduction ratio control device (7) composed of two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1); An automatic transmission for power transmission having at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to a reduction ratio control device (7); and the two-stage turbine fluid transmission (1). A first input shaft (2) for rotating the pump (P) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and is rotated by a first turbine (T1) of the two-stage turbine fluid transmission (1). A second input shaft (8) of a sun gear (BS1) of a first planetary gear train (BG1) is connected to one output shaft (3), and the first input shaft (2) and the first input shaft (2) are connected to each other. A first one-way clutch (Fwt) is interposed between the output shaft (3). The planetary gear support (BC1) that rotationally supports the planetary gear (BP1) meshing with the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) is a ring gear (BG2) of the second planetary gear train (BG2). BR2) and a third input shaft (5) connected to a planetary gear support (BC2) for rotatably supporting a planetary gear (BP2) meshing with the ring gear (BR2). A sun gear (BS2) connected to a second output shaft (4) rotated by a second turbine (T2) of the machine (1) and meshing with a planetary gear (BP2) of a second planetary gear train (BG2); ) Is connected to the sun gear (BS1) of the first planetary gear train (BG1) via the connection shaft (C2) and meshes with the planetary gear (BP1) of the first planetary gear train (BG1). BR1) is connected to the third output shaft (11). The speed reducer (20) is connected to a fourth input shaft (12) connected to the third output shaft (11) and to a branch shaft (6) branched from the second output shaft (4). And the fourth input shaft (12) is connected to the output shaft (13) and connected to the planetary gear support (PCa) of the reduction planetary gear train (PGa). The sun gear (Sa) meshing with the planetary gear (Pa) rotatably supported by the planetary gear support (PCa) is connected to the frame by the second one-way clutch (FwA) via the member (La). A ring gear (Ra) that is connected and meshes with the planetary gear (Pa) is connected to the fifth input shaft (10), and the reduction gear (20) has a rotation speed of the input shaft (10). When the rotation speed of the output shaft (13) is higher than that of the output shaft (13), the reduction gear (20) performs a reduction action. An automatic transmission for power transmission characterized in that means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) for directly connecting when the rotational speeds of the input shaft (10) and the output shaft (13) are equal are provided.

A two-stage turbine fluid transmission (1), a reduction ratio control device (7) composed of two sets of planetary gear trains (BG1, BG2) connected to the two-stage turbine fluid transmission (1); An automatic transmission for power transmission having at least one reduction planetary gear train (PGa) connected to a reduction ratio control device (7); and the two-stage turbine fluid transmission (1). A first input shaft (2) for rotating the pump (P) is directly connected to an output shaft of the prime mover, and is rotated by a first turbine (T1) of the two-stage turbine fluid transmission (1). A second input for rotating a planetary gear support (BC1, BC2) that rotationally supports the planetary gears (BP1, BP2) of the first and second planetary gear trains (BG1, BG2) on one output shaft (3). Axis (8) is connected, said first input A first one-way clutch (Fwt) is interposed between (2) and the first output shaft (3), and the sun gear (BS2) of the second planetary gear train (BG2) is A third input shaft (5) branched from a second output shaft (4) rotated by a second turbine (T2) of the two-stage turbine fluid transmission (1); The ring gears (BR1, BR2) meshing with the planetary gears (BP1, BP2) of the second planetary gear train (BG1, BG2) are integrally connected via a connection shaft (C3), and the first planetary gear train. A sun gear (BS1) of (BG1) is connected to a third output shaft (11), and the speed reducer (20) is connected to a fourth input shaft (12) connected to the third output shaft (11). A fifth input shaft (10) connected to a branch shaft (6) branched from the second output shaft (4). And the fourth input shaft (12) is connected to the output shaft (13) and connected to the planetary gear support (PCa) of the reduction planetary gear train (PGa). A sun gear (Sa) meshing with a planetary gear (Pa) rotatably supported by the body (PCa) is connected to the frame by a second one-way clutch (FwA) via a member (La), and is connected to the planetary gear (Pa). The ring gear (Ra) meshing with the Pa) is connected to the fifth input shaft (10), and the speed reducer (20) has a rotation speed of the input shaft (10) for rotating the output shaft (13). When the speed is higher than the speed, the reduction gear (20) performs a deceleration action, and when the rotation speeds of the input shaft (10) and the output shaft (13) are equal, means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) for direct connection are provided. For power transmission characterized by Automatic transmission.

When the rotation speed of the reduction planetary gear train (PGa) and the input shaft (10) is higher than the rotation speed of the output shaft (13), a deceleration operation is performed, and the rotation speed of the input shaft (10) and the output shaft (13) is increased. 4. A power transmission device according to claim 1, further comprising a plurality of speed reducers (PG1, PG2, PG3) comprising means (Fwa, Fwa1, Fwa2, Fwa3) directly connected to each other when. Automatic transmission.