JP2011069473A - 自動変速機 - Google Patents
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Abstract
【解決手段】ダブルピニオンによる第1の遊星歯車PG1とシングルピニオンによる第2の遊星歯車PG2および第3の遊星歯車PG3を備え、入力軸INはサンギヤS2に常時連結し、出力軸OUTはリングギヤR3に常時連結し、リングギヤR1とキャリヤPC3を常時連結して回転メンバM1を構成し、リングギヤR2とサンギヤS3を常時連結して回転メンバM2を構成する。第1クラッチC1と、第2クラッチC2と、第3クラッチC3と、第4クラッチC4と、第1ブレーキB1と、第2ブレーキB2と、により構成される6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進8速及び後退1速を達成する。
【選択図】図1
Description
・歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤ効率とギヤノイズが悪い。
・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する。
・部品点数が多くなるため、コストアップになる。
第2のサンギヤと、第2のリングギヤと、前記第2のサンギヤと前記第2のリングギヤに噛み合う第2のシングルピニオンを支持する第2のキャリヤと、からなる第2の遊星歯車と、
第3のサンギヤと、第3のリングギヤと、前記第3のサンギヤと前記第3のリングギヤに噛み合う第3のシングルピニオンを支持する第3のキャリヤと、からなる第3の遊星歯車と、
6つの摩擦要素と、を備え、
前記6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8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である。
この自動変速機において、
前記入力軸は、前記第2のサンギヤ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のリングギヤと前記第3のキャリヤは、常時連結して第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のサンギヤは、常時連結して第2の回転メンバを構成しており、
前記6つの摩擦要素は、
前記第2のサンギヤと前記第1の回転メンバの間を選択的に連結する第1の摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2のキャリヤの間を選択的に連結する第2の摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2の回転メンバの間を選択的に連結する第3の摩擦要素と、
前記第1のキャリヤと前記第2の回転メンバの間を選択的に連結する第4の摩擦要素と、
前記第2のキャリヤの回転を係止可能な第5の摩擦要素と、
前記第1のキャリヤの回転を係止可能な第6の摩擦要素と、
により構成され、
前記6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進8速及び後退1速を達成することを特徴とする。
さらに、6摩擦要素については、三つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成するようにしている。このため、各変速段において、空転する摩擦要素が3つとなり、二つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成する場合に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられる。したがって、例えば、エンジン車に適用する場合、燃費性能が向上するというように、駆動エネルギの伝達効率が向上する。
この結果、3遊星6摩擦要素で前進8速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利であると共に、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。
図1は、実施例1の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図1に基づいて、実施例1の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
実施例1の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」に分けて説明する。
(第1速の変速段)
第1速(1st)の変速段では、図4のハッチングに示すように、ドライブ時に第2クラッチC2とワンウェイクラッチOWCと第2ブレーキB2が同時締結され、コースト時に第2クラッチC2と第1ブレーキB1と第2ブレーキB2が同時締結される。
第2速(2nd)の変速段では、図5のハッチングに示すように、第2クラッチC2と第4クラッチC4と第2ブレーキB2が同時締結される。
第3速(3rd)の変速段では、図6のハッチングに示すように、第2クラッチC2と第3クラッチC3と第2ブレーキB2が同時締結される。
第4速(4th)の変速段では、図7のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第2クラッチC2と第2ブレーキB2が同時締結される。
第5速(5th)の変速段では、図8のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第3クラッチC3と第2ブレーキB2が同時締結される。
第6速(6th)の変速段では、図9のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第3クラッチC3と第4クラッチC4が同時締結される。
第7速(7th)の変速段では、図10のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第4クラッチC4と第2ブレーキB2が同時締結される。
第8速(8th)の変速段では、図11のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1と第2ブレーキB2が同時締結される。
後退速(Rev)の変速段では、図12のハッチングに示すように、第3クラッチC3と第1ブレーキB1と第2ブレーキB2が同時締結される。
図13は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図14は、従来例の自動変速機において6つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより前進8速及び後退2速を達成する締結作動表を示す図である。図15は、従来例の自動変速機において前進8速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図13〜図15を用いて、従来技術との対比による実施例1の自動変速機の有利性を説明する。
(基本構成と変速性能)
従来例の自動変速機と実施例1の自動変速機は、何れも3遊星・6摩擦要素により前進8速及び後退1速の変速段を達成している。すなわち、両自動変速機の基本構成と変速性能は同等であるといえる。
(変速制御性能)
従来例の自動変速機と実施例1の自動変速機は、何れも隣接する変速段への変速を、1つの摩擦要素の解放と1つの摩擦要素の締結という1重架け替え変速により達成している。すなわち、両自動変速機の変速制御性能(隣接する変速段への変速制御の容易性)は同等であるといえる。
(後退動力性能)
従来例の自動変速機と実施例1の自動変速機は、何れも後退ギヤ比を評価する値(=Rev/1st)を、0.6以上確保しているため、後退時の駆動力不足を防止する後退動力性能は同等であるといえる。
自動変速機に用いる遊星歯車を選択する場合、選択肢として、シングルピニオン型遊星歯車とダブルピニオン型遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン型遊星歯車よりもシングルピニオン型遊星歯車の選択が好ましいとされている。
実施例1の自動変速機の場合、トルク伝達のための歯車噛み合い回数が、従来例より減少する。
すなわち、1組のダブルピニオン型遊星歯車は、噛み合い回数が3回であるのに対し、1組のシングルピニオン型遊星歯車は、ピニオン同士の噛み合いがない分、噛み合い回数が2回である。したがって、1つのダブルピニオン型遊星歯車による実施例1の場合には、図3に示すように、第1速〜第8速の平均噛み合い数は4.25となる。これに対し、2つのダブルピニオン型遊星歯車による従来例の場合、図15に示すように、第1速〜第8速の平均噛み合い数が4.75となる。すなわち、実施例1の平均噛み合い数は、従来例の平均噛み合い数から0.5だけ減少している。
実施例1の自動変速機の場合、サンギヤとリングギヤに噛み合うピニオンのギヤ径が大きくなるため、耐久信頼性が向上する。
すなわち、シングルピニオン型遊星歯車の場合、1つのピニオンをサンギヤとリングギヤに噛み合わせるため、サンギヤとリングギヤの間に、両ギヤの間隔をギヤ径とするピニオンが複数個配置される。一方、ダブルピニオン型遊星歯車の場合、一対のピニオンが互いに噛み合うと共に、サンギヤとリングギヤにそれぞれ噛み合う構成となるため、両ギヤの間隔より小さい径をギヤ径とする必要がある。このように、シングルピニオン型遊星歯車の場合、ダブルピニオン型遊星歯車に比べピニオンのギヤ径が大きくなるので、ピニオンの剛性や歯面強度を高めることができ、耐久信頼性が向上する。
実施例1の自動変速機の場合、遊星歯車を構成する部品点数が少なくなるため、コスト的に有利となる。
例えば、ダブルピニオン型遊星歯車の場合、4組のダブルピニオンをサンギヤの周囲に配置する場合、ピニオンの数は8個となる。これに対し、シングルピニオン型遊星歯車の場合、サンギヤの周囲に4個のピニオンを配置すれば良く、部品点数が4個減少する。そして、シングルピニオン型遊星歯車の場合、ピニオン軸数も減少し、キャリヤの構成も簡単になる。この結果、コストダウンを達成できる。
摩擦要素を締結して各変速段を得る場合、空転する摩擦要素(解放要素)で生じるオイル引き摺り等によりフリクション損失を避けることができないが、自動変速機としては、フリクション損失が少ないほど好ましいとされる。
自動変速機のギヤ比の変更幅は、レシオカバレッジ(=最低変速段ギヤ比/最高変速段ギヤ比:以下、「RC」という。)によりあらわされる。このRC値は、大きい値であればあるほどギヤ比の変更幅が広いことをあらわし、ギヤ比の設定自由度が高くなることで好ましいとされる。
例えば、高速道路等での走行シーンとして、変速段がオーバードライブ側の第7速や第8速による定速走行中、自車両の前方車両の追い越し等を意図してアクセル踏み込み操作を行うと、第7速から第4速への2段飛びダウン変速や第8速から第5速への2段飛びダウン変速による踏み込みダウン変速が行われる。
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から変速終了までに時間を要し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが遅れる。
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったとき、変速指令に基づく変速開始から短時間にて変速が終了し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが確保される。
実施例1の自動変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
このため、3遊星6摩擦要素で前進8速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利であると共に、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。
このため、6摩擦要素として、4つのクラッチと2つのブレーキを用いながら、前進8速を達成することができる。加えて、摩擦要素のうち、トランスミッションケースTCの内面に設定される第1ブレーキB1と第2ブレーキB2とワンウェイクラッチOWCを入力軸IN側に配置する構成としたため、トランスミッションケースTCの胴径を出力軸OUT側に向かうにしたがって小径にすることができる。この結果、自動変速機とフロアパネルの干渉を防止するために車室内に形成されるフロアトンネルの突出量が小さく抑えられ、FR車への搭載性を向上させることができると共に広い車室内空間を確保することができる。
このため、隣接段への変速が、1つの摩擦要素の締結と1つの摩擦要素の解放による1重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、適正な段間比を保ちながらもRC値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。加えて、第8速と第5速の間の2段飛び変速と第7速と第4速の間の2段飛び変速のうち、何れの変速パターンによる変速指令が出力されたとしても、1重架け替えによりダウン変速やアップ変速が達成され、レスポンス良く加速要求や減速要求に応えることができる。
このため、適切なRC値及び段間比を達成するようなギヤ比を選択しても、後退発進時、駆動力不足となるのを防止することができる。
実施例2における3遊星・6摩擦要素のユニット構成は、実施例1の図1に示すユニット構成と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
実施例2の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」に分けて説明する。
(第1速)〜(第7速)及び(後退速)の各変速作用については、実施例1(図4〜図10、図12)と同様であるので、説明を省略する。以下、実施例1と異なる(第8速)の変速作用を説明する。
第8速(8th)の変速段では、図18のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第4クラッチC4と第1ブレーキB1が同時締結される。
実施例2の自動変速機(図16及び図17)と従来例の自動変速機(図13〜図15)を対比すると、実施例1と同様に、基本構成と変速性能と変速制御性能と後退動力性能は同等である。そして、実施例2の自動変速機は、実施例1と同様に、「(a)3遊星歯車」、「(b)各変速段でのフリクション損失」、「(c)ギヤ比幅」において、従来例の自動変速機に比べて有利性を持つ。以下、実施例1とは異なる「(d')飛び変速の変速制御性能」について説明する。
例えば、高速道路等での走行シーンとして、変速段がオーバードライブ側の第7速や第8速による定速走行中、自車両の前方車両の追い越し等を意図してアクセル踏み込み操作を行うと、第8速から第6速への1段飛びダウン変速や第8速から第5速への2段飛びダウン変速による踏み込みダウン変速が行われる。
したがって、中間加速を意図してアクセル踏み込み操作を行ったときであって、第8速から第6速への1段飛びダウン変速の場合、変速指令に基づく変速開始から変速終了までに時間を要し、ドライバのアクセル踏み込み操作にあらわれる中間加速要求に対する駆動力上昇のレスポンスが遅れる。
実施例2の自動変速機にあっては、実施例1の(1),(3)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
このため、隣接段への変速が、1つの摩擦要素の締結と1つの摩擦要素の解放による1重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、適正な段間比を保ちながらもRC値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。加えて、第8速と第6速の間の1段飛びによるダウン変速指令やアップ変速指令が出力されたとしても、1重架け替えにより変速を達成することができる。さらに、実施例1と実施例2の締結作動を併用し、第8速と第5速の間の2段飛びによるダウン変速指令やアップ変速指令が出力されたときは、実施例1の締結作動を選択することで、第8速を含む1段飛びまたは2段飛びによるダウン変速指令やアップ変速指令が出力されたとしても、1重架け替えにより変速を達成することができる。
図19は、実施例3の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図19に基づいて、実施例3の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
実施例3の自動変速機における「各変速段での変速作用」を説明する。なお、第2速(2nd)〜第7速(7th)の変速作用は、実施例1と同様であるため、説明を省略する。また、「従来技術との対比による有利性」については、実施例1と同様であるので、説明を省略する。
第1速(1st)の変速段では、図22のハッチングに示すように、ドライブ時に第2クラッチC2とワンウェイクラッチOWCと第2ブレーキB2が同時締結され、コースト時に第2クラッチC2と第5クラッチC5と第2ブレーキB2が同時締結される。
第8速(8th)の変速段では、図23のハッチングに示すように、第1クラッチC1と第5クラッチC5と第2ブレーキB2が同時締結される。
後退速(Rev)の変速段では、図24のハッチングに示すように、第3クラッチC3と第5クラッチC5と第2ブレーキB2が同時締結される。
実施例3の自動変速機にあっては、実施例1の(1),(3),(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
このため、6摩擦要素として、5つのクラッチと1つのブレーキを用いながら、前進8速を達成することができる。加えて、摩擦要素のうち、トランスミッションケースTCの内面に設定されるブレーキの数を最小限の1個に抑え、かつ、入力軸IN側に配置する構成としたため、トランスミッションケースTCの胴径を出力軸OUT側に向かうにしたがって小径にすることができる。この結果、自動変速機とフロアパネルの干渉を防止するために車室内に形成されるフロアトンネルの突出量が小さく抑えられ、FR車への搭載性を向上させることができると共に広い車室内空間を確保することができる。
PG2 第2の遊星歯車
PG3 第3の遊星歯車
IN 入力軸
OUT 出力軸
M1 第1の回転メンバ
M2 第2の回転メンバ
C1 第1クラッチ(第1の摩擦要素)
C2 第2クラッチ(第2の摩擦要素)
C3 第3クラッチ(第3の摩擦要素)
C4 第4クラッチ(第4の摩擦要素)
B1 第1ブレーキ(第5の摩擦要素)
C5 第5クラッチ(第5の摩擦要素)
B2 第2ブレーキ(第6の摩擦要素)
TC トランスミッションケース
Claims (6)
- 第1のサンギヤと、第1のリングギヤと、前記第1のサンギヤと前記第1のリングギヤに噛み合う第1のダブルピニオンを支持する第1のキャリヤと、からなる第1の遊星歯車と、
第2のサンギヤと、第2のリングギヤと、前記第2のサンギヤと前記第2のリングギヤに噛み合う第2のシングルピニオンを支持する第2のキャリヤと、からなる第2の遊星歯車と、
第3のサンギヤと、第3のリングギヤと、前記第3のサンギヤと前記第3のリングギヤに噛み合う第3のシングルピニオンを支持する第3のキャリヤと、からなる第3の遊星歯車と、
6つの摩擦要素と、を備え、
前記6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8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2のサンギヤ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のリングギヤと前記第3のキャリヤは、常時連結して第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のサンギヤは、常時連結して第2の回転メンバを構成しており、
前記6つの摩擦要素は、
前記第2のサンギヤと前記第1の回転メンバの間を選択的に連結する第1の摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2のキャリヤの間を選択的に連結する第2の摩擦要素と、
前記第1のサンギヤと前記第2の回転メンバの間を選択的に連結する第3の摩擦要素と、
前記第1のキャリヤと前記第2の回転メンバの間を選択的に連結する第4の摩擦要素と、
前記第2のキャリヤの回転を係止可能な第5の摩擦要素と、
前記第1のキャリヤの回転を係止可能な第6の摩擦要素と、
により構成され、
前記6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進8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に記載された自動変速機において、
前記第5の摩擦要素は、前記第2のキャリヤの回転を、トランスミッションケースに係止可能なブレーキであることを特徴とする自動変速機。 - 請求項1に記載された自動変速機において、
前記第5の摩擦要素は、前記第2のキャリヤの回転を、トランスミッションケースに係止可能な第6の摩擦要素の締結と同時に締結され、前記第1のキャリヤと前記第2のキャリヤの間を選択的に連結するクラッチであることを特徴とする自動変速機。 - 請求項1から請求項3までの何れか1項に記載された自動変速機において、
前記6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進8速は、
前記第2の摩擦要素と前記第5の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第1速と、
前記第2の摩擦要素と前記第4の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第2速と、
前記第2の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第3速と、
前記第1の摩擦要素と前記第2の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第4速と、
前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第5速と、
前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結により達成する第6速と、
前記第1の摩擦要素と前記第4の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第7速と、
前記第1の摩擦要素と前記第5の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第8速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 - 請求項1から請求項3までの何れか1項に記載された自動変速機において、
前記6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進8速は、
前記第2の摩擦要素と前記第5の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第1速と、
前記第2の摩擦要素と前記第4の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第2速と、
前記第2の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第3速と、
前記第1の摩擦要素と前記第2の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第4速と、
前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第5速と、
前記第1の摩擦要素と前記第3の摩擦要素と前記第4の摩擦要素の同時締結により達成する第6速と、
前記第1の摩擦要素と前記第4の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成する第7速と、
前記第1の摩擦要素と前記第4の摩擦要素と前記第5の摩擦要素の同時締結により達成する第8速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 - 請求項1から請求項5の何れか1項に記載された自動変速機において、
前記6つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより達成する後退1速は、前記第3の摩擦要素と前記第5の摩擦要素と前記第6の摩擦要素の同時締結により達成することを特徴とする自動変速機。
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