JP2009133383A - 自動変速機 - Google Patents
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Abstract
【解決手段】入力軸は第1サンギヤに常時連結しており、出力軸は第2キャリヤに常時連結しており、第1キャリヤは常時係止されており、第1リングギヤと第3サンギヤとは連結して第1回転メンバを構成しており、第2リングギヤと第3キャリヤとは連結して第2回転メンバを構成しており、5つの摩擦要素は、第2回転メンバの回転を係止可能な第1摩擦要素と、第2キャリヤと第3リングギヤとを選択的に連結する第2摩擦要素と、第1サンギヤと第2サンギヤとを選択的に連結する第3摩擦要素と、第2サンギヤと第3リングギヤとを選択的に連結する第4摩擦要素と、第1サンギヤと第2回転メンバとを選択的に連結する第5摩擦要素とから構成され、第1,第2,第3,第4及び第5摩擦要素のうち二つを選択的に締結する。
【選択図】図1
Description
図1は実施例1の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図2は実施例1の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
i1=1/(ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進1速の減速比i1は、i1=3.419,減速比の逆数は0.292となる。
i2=(1+ρ2)/ρ2
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進2速の減速比i2は、i2=2.538,減速比の逆数は0.394となる。
i3=(ρ2+ρ3+ρ2ρ3)/(ρ2+ρ1ρ3−ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進3速の減速比i3は、i3=2.208,減速比の逆数は0.453となる。
i4=(1+ρ2)(1+ρ3)/(1+ρ2+ρ2ρ3−ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進4速の減速比i4は、i4=1.529,減速比の逆数は0.654となる。
i5=1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進5速の減速比i5は、i5=1.000,減速比の逆数も1.000となる。
i6=(1+ρ2)/(1+ρ2+ρ2ρ3+ρ1ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進6速の減速比i6は、i6=0.729,減速比の逆数は1.372となる。
i7=1/(1+ρ3+ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進7速の減速比i7は、i7=0.515,減速比の逆数は1.942となる。
iR=−1/ρ1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比iRは、iR=-2.222,減速比の逆数は-0.450となる。
・単純遊星3組を使用することによる効果
単純遊星3組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善さると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
実施例1での摩擦要素数は、第1〜第5摩擦要素A,B,C,D,Eによる5個である。この5個の摩擦要素は4つのクラッチと1つのブレーキから構成され、これにより前進7速後退1速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
前進のレーシオカバレッジ(ギヤ比幅)とは、最低段の減速比/最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例1での具体的な数値は、レーシオカバレッジが6.64となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが大きいディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
6速に比べて7速の減速比をあえて小さな値に設定している。言い換えると、6速と7速の間の減速比の段間比を、他の変速段の間の減速比の段間比より大きめに設定している。これにより、高速道路等におけるほぼ一定速低トルク変動走行時において、内燃機関の回転数を非常に低速化でき、静粛性や燃費を改善することができる。
レーシオカバレッジの割に、低速側の減速比が大きいと、ファイナルギヤへ伝達するトルクが大きくなる。このため、自動変速機やプロペラシャフトの強度が必要となり、車両全体が大型化する。つまり、同一のレーシオカバレッジであれば、最低変速比がそれほど大きくないほうが好ましい。例えば、特許文献2のFig23に示された自動変速機は、最高変速段の減速比が1であるため、レーシオカバレッジを大きくしようとすると、最低変速段の減速比を大きくしなければならず、自動変速機やプロペラシャフトが大型化する。一方、実施例1の自動変速機は、最低変速段の減速比は3.419であることから、それほど大きくすること無く、十分なレーシオカバレッジを確保することができる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例1においては、前進1速から前進2速までは第1摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進2速から前進5速までは第3摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進5速から前進7速までは第5摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進1速から前進7速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)実施例1の自動変速機は、3組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大2軸構造にしつつ、3組の単純遊星歯車と5つの摩擦要素で前進7速後退1速を達成できる。よって、特許文献2に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
図3は実施例2の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図4は実施例2の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
i1=(1+ρ1)/((ρ2−ρ1)ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進1速の減速比i1は、i1=5.714,減速比の逆数は0.175となる。
i2=1/(ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進2速の減速比i2は、i2=2.367,減速比の逆数は0.422となる。
i3=(1+ρ1)/(ρ1+ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進3速の減速比i3は、i3=1.799,減速比の逆数は0.556となる。
i4=(1+ρ1)(1+ρ2)/(ρ1+ρ2(1+ρ1+ρ3))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進4速の減速比i4は、i4=1.368,減速比の逆数は0.731となる。
i5=1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進5速の減速比i5は、i5=1.000,減速比の逆数は1.000となる。
i6=(1+ρ1)/(1+ρ1+ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進6速の減速比i6は、i6=0.667,減速比の逆数は1.500となる。
i7=(1+ρ1)/(1+ρ1+ρ3+ρ2ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進7速の減速比i7は、i7=0.548,減速比の逆数は1.825となる。
iR=−(1+ρ1)/(ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比iRは、iR=-6.667,減速比の逆数は-0.150となる。
・単純遊星3組を使用することによる効果
単純遊星3組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズ改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
実施例2での摩擦要素数は、第1〜第5摩擦要素A,B,C,D,Eによる5個である。この5個の摩擦要素は4つのクラッチと1つのブレーキから構成され、これにより前進7速後退1速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
前進のレーシオカバレッジ(ギヤ比幅)とは、最低段の減速比/最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れるとともに、各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例2での具体的な数値は、レーシオカバレッジが10.43となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクの大きなディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
1−Rレシオが1に近い値、具体的には1.167となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が大きく異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例2においては、前進1速から前進2速までは第1摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進2速から前進5速までは第3摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進5速から前進7速までは第5摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進1速から前進7速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)実施例2の自動変速機は、3組の遊星歯車の内径側を通る部材が最大2軸構造にしつつ、3組の単純遊星歯車と5つの摩擦要素で前進7速後退1速を達成できる。よって、特許文献2に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
図5は実施例3の有段式の自動変速機の変速機構を示すスケルトン図、図6は実施例3の自動変速機における摩擦要素の結合表と減速比の具体例を示す図である。
i1=(1+ρ2)/(ρ1(ρ3−ρ2))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進1速の減速比i1は、i1=6.667,減速比の逆数は0.150となる。
i2=1/(ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進2速の減速比i2は、i2=2.564,減速比の逆数は0.390となる。
i3=(1+ρ2)/(ρ2+ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進3速の減速比i3は、i3=1.884,減速比の逆数は0.531となる。
i4=(1+ρ2)(1+ρ3)/(ρ2+ρ3(1+ρ1+ρ2))
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進4速の減速比i4は、i4=1.415,減速比の逆数は0.707となる。
i5=1
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入するまでもなく、
前進5速の減速比i5は、i5=1.000,減速比の逆数は1.000となる。
i6=(1+ρ2)/(1+ρ1+ρ2)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進6速の減速比i6は、i6=0.667,減速比の逆数は1.500となる。
i7=(1+ρ2)/(1+ρ1+ρ2+ρ1ρ3)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
前進7速の減速比i7は、i7=0.556,減速比の逆数は1.799となる。
iR=−(1+ρ2)/(ρ1ρ2)
の式にてあらわされ、具体的な数値を代入すると、
後退速の減速比iRは、iR=-6.667,減速比の逆数は-0.150となる。
・単純遊星3組を使用することによる効果
単純遊星3組で構成することにより、ダブルピニオンを使う場合に比べて、噛み合い伝達効率やギヤノイズが改善されると共に、ピニオンを小径とする必要がないため、ギヤの耐久性が向上する。
実施例3での摩擦要素数は、第1〜第5摩擦要素A,B,C,D,Eによる5個である。この5個の摩擦要素は4つのクラッチと1つのブレーキから構成され、これにより前進7速後退1速が得られる。すなわち、全摩擦要素に占めるブレーキが存在することから、クラッチ数が多い場合に比べ、回転用シールリング数や遠心キャンセル機構の増加を抑制することが可能となり、燃費を向上しつつ、部品点数や軸方向寸法の増加を抑制することができる。
前進のレーシオカバレッジ(ギヤ比幅)とは、最低段の減速比/最高段の減速比をいい、この値は、大きい値であるほど、発進加速性と高速巡航での燃費の両立性に優れ、かつ各前進段でのギヤ比設定自由度が高くなるということができる。実施例3での具体的な数値は、レーシオカバレッジが12.0となり、十分なレーシオカバレッジを確保できる。よって、例えば、動力源としてエンジン回転数幅がガソリンエンジンよりも狭く、同排気量で比較した場合にトルクが大きいディーゼルエンジンを動力源として搭載した車両の変速機としても有用である。
1−Rレシオが1.00となるため、前進時と後退時とでアクセルペダルの踏み加減に対する車両の加速感が異なることもなく、運転性が悪化するという問題を回避することができる。
(i)変速時において、仮に、一つ以上の摩擦要素を解放し二つ以上の摩擦要素を締結する、もしくは、二つ以上の摩擦要素を解放し一つ以上の摩擦要素を締結すると、摩擦要素の締結・解放のタイミングやトルクの制御が複雑となる。そこで、変速制御の複雑化を回避する観点から、一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結するのが好ましいとされる。いわゆる二重掛け替えの防止である。実施例3においては、前進1速から前進2速までは第1摩擦要素Aが締結したままの状態で変速し、前進2速から前進5速までは第3摩擦要素Cが締結したままの状態で変速し、前進5速から前進7速までは第5摩擦要素Eが締結したままの状態で変速する。すなわち、前進1速から前進7速までの隣接するギヤ段への変速は、全て一つの摩擦要素を解放し、他の一つの摩擦要素を締結する掛け替え変速により達成できる。よって、変速時における制御の複雑化を回避できる。
(i)実施例3の自動変速機は、3組の遊星歯車の内径側を通る部材が1軸構造となっている。よって、特許文献2に比べてサンギヤの寸法が規制されることがなく、遊星歯車の歯数比の自由度が大きいため設計自由度を向上できる。
PG1 第1遊星歯車組
S1 第1サンギヤ
R1 第1リングギヤ
P1 第1ピニオン
PC1 第1キャリヤ
PG2 第2遊星歯車組
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キャリヤ
PG3 第3遊星歯車組
S3 第3サンギヤ
R3 第3リングギヤ
P3 第3ピニオン
PC3 第3キャリヤ
IN 入力軸
OUT 出力軸
A 第1摩擦要素
B 第2摩擦要素
C 第3摩擦要素
D 第4摩擦要素
E 第5摩擦要素
Claims (4)
- 第1のサンギヤと、該第1のサンギヤに噛み合う第1のピニオンを支持する第1のキャリヤと、該第1のピニオンに噛み合う第1のリングギヤとからなる第1の遊星歯車と、
第2のサンギヤと、該第2のサンギヤに噛み合う第2のピニオンを支持する第2のキャリヤと、該第2のピニオンに噛み合う第2のリングギヤとからなる第2の遊星歯車と、
第3のサンギヤと、該第3のサンギヤに噛み合う第3のピニオンを支持する第3のキャリヤと、該第3のピニオンに噛み合う第3のリングギヤとからなる第3の遊星歯車と、
5つの摩擦要素と、
を備え、
前記5つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進7速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記入力軸は前記第1のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は前記第2のキャリヤに常時連結しており、
前記第1のキャリヤは常時係止されており、
前記第1のリングギヤと前記第3のサンギヤとは連結して第1の回転メンバを構成しており、
前記第2のリングギヤと前記第3のキャリヤとは連結して第2の回転メンバを構成しており、
前記5つの摩擦要素は、
前記第2の回転メンバの回転を係止可能なブレーキである第1摩擦要素と、
前記第2のキャリヤと前記第3のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第2摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2のサンギヤとを選択的に連結するクラッチである第3摩擦要素と、
前記第2のサンギヤと前記第3のリングギヤとを選択的に連結するクラッチである第4摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第5摩擦要素と、
から構成され、
前記第1,第2,第3,第4及び第5摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進7速及び後退1速を達成することを特徴とする自動変速機。 - 第1のサンギヤと、該第1のサンギヤに噛み合う第1のピニオンを支持する第1のキャリヤと、該第1のピニオンに噛み合う第1のリングギヤとからなる第1の遊星歯車と、
第2のサンギヤと、該第2のサンギヤに噛み合う第2のピニオンを支持する第2のキャリヤと、該第2のピニオンに噛み合う第2のリングギヤとからなる第2の遊星歯車と、
第3のサンギヤと、該第3のサンギヤに噛み合う第3のピニオンを支持する第3のキャリヤと、該第3のピニオンに噛み合う第3のリングギヤとからなる第3の遊星歯車と、
5つの摩擦要素と、
を備え、
前記5つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進7速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記第1のサンギヤと前記第2のサンギヤとは連結して第1の回転メンバを構成しており、
前記入力軸は前記第1の回転メンバに常時連結しており、
前記出力軸は前記第3のリングギヤに常時連結しており、
前記第1のリングギヤは常時係止されており、
前記第2のリングギヤと前記第3のサンギヤとは連結して第2の回転メンバを構成しており、
前記5つの摩擦要素は、
前記第3のキャリヤの回転を係止可能なブレーキである第1摩擦要素と、
前記第1のキャリヤと前記第2のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第2摩擦要素と、
前記第2のキャリヤと前記第3のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第3摩擦要素と、
前記第1のキャリヤと前記第2の回転メンバとを選択的に連結するクラッチである第4摩擦要素と、
前記第1の回転メンバと前記第3のキャリヤとを選択的に連結するクラッチである第5摩擦要素と、
から構成され、
前記第1,第2,第3,第4及び第5摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより少なくとも前進7速及び後退1速を達成することを特徴とする自動変速機。 - 請求項1または2に記載の自動変速機において、
前進7変速段を達成する前記第1〜第5の摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前記第1の摩擦要素と前記第2の摩擦要素の同時締結、前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素の同時締結、前記第2の摩擦要素と前記第3の摩擦要素の同時締結、前記第3の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結、前記第3の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結、前記第4の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結、前記第2の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結の組み合わせであることを特徴とする自動変速機。 - 請求項3に記載の自動変速機において、
後退変速段を達成する前記第1〜第5の摩擦要素のうちの二つの同時締結の組み合わせとは、前記第2の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結、又は前記第1摩擦要素と前記第4摩擦要素の同時締結であることを特徴とする自動変速機。
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US20030060323A1 (en) * | 2001-09-26 | 2003-03-27 | Chi-Kuan Kao | Family of multi-speed power transmission mechanisms having three planetary gear sets |
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