JP2012092941A - Automatic transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、入力軸の回転を変速機ケース内に配置した複数の遊星歯車機構を介して複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission in which rotation of an input shaft is shifted to a plurality of stages via a plurality of planetary gear mechanisms arranged in a transmission case and output from an output member.
従来、入力用の第1遊星歯車機構と変速用の第2と第3の2つの遊星歯車機構と6つの係合機構とを用いて、前進8段の変速を行うことができるようにした自動変速機が知られている(例えば、特許文献1参照)。 Conventionally, an automatic operation capable of performing eight forward gears using the first planetary gear mechanism for input, the second and third planetary gear mechanisms for shifting, and the six engaging mechanisms. A transmission is known (see, for example, Patent Document 1).
特許文献1のものでは、入力用の第1遊星歯車機構を、第1サンギヤと、第1リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第1サンギヤに噛合し他方が第1リングギヤに噛合する一対の第1ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第1キャリアとからなるいわゆるダブルピニオン型の遊星歯車機構(キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが互いに異なる方向に回転する。)で構成している。
In
第1遊星歯車機構は、第1サンギヤが変速機ケースに固定される固定要素、第1キャリアが入力軸に連結される入力要素、第1リングギヤが入力要素たる第1キャリアの回転速度を減速して出力する出力要素とされている。 The first planetary gear mechanism decelerates the rotational speed of a fixed element in which a first sun gear is fixed to a transmission case, an input element in which a first carrier is connected to an input shaft, and a first carrier in which a first ring gear is an input element. Output element.
又、変速用の2つの遊星歯車機構は、第2サンギヤと、第3サンギヤと、第3リングギヤと一体化された第2リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第2サンギヤ及び第2リングギヤに噛合し他方が第3サンギヤに噛合する一対の第2ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第2キャリアとからなるラビニヨ型の遊星歯車機構で構成されている。 In addition, the two planetary gear mechanisms for shifting are engaged with the second sun gear, the third sun gear, and the second ring gear integrated with the third ring gear, and one of them meshes with the second sun gear and the second ring gear. The other is a Ravigneaux type planetary gear mechanism comprising a second carrier that pivotally supports and revolves a pair of second pinions meshing with the third sun gear.
このラビニヨ型の遊星歯車機構は、共線図(各回転要素の相対速度の比を直線で表すことができる図)においてギヤ比に対応する間隔を存して順に、第1回転要素、第2回転要素、第3回転要素及び第4回転要素とすると、第1回転要素は第2サンギヤ、第2回転要素は第3キャリアと一体化された第2キャリア、第3回転要素は第3リングギヤと一体化された第2リングギヤ、第4回転要素は第3サンギヤとなる。 This Ravigneaux type planetary gear mechanism includes a first rotation element, a second rotation element, and a second rotation element in order with an interval corresponding to the gear ratio in a collinear diagram (a figure in which the ratio of relative speeds of the rotation elements can be represented by a straight line). When the rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element are used, the first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is the second carrier integrated with the third carrier, and the third rotating element is the third ring gear. The integrated second ring gear and fourth rotation element become the third sun gear.
又、係合機構として、第1遊星歯車機構の出力要素たる第1リングギヤと第3サンギヤから成る第4回転要素とを解除自在に連結する第1湿式多板クラッチと、入力軸と第2キャリアから成る第2回転要素とを解除自在に連結する第2湿式多板クラッチと、出力要素たる第1リングギヤと第2サンギヤから成る第1回転要素とを解除自在に連結する第3湿式多板クラッチと、入力要素たる第1キャリアと第2サンギヤから成る第1回転要素とを解除自在に連結する第4湿式多板クラッチと、第2サンギヤから成る第1回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第1ブレーキと、第2キャリアから成る第2回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第2ブレーキとを備える。 In addition, as an engagement mechanism, a first wet multi-plate clutch that releasably connects a first ring gear that is an output element of the first planetary gear mechanism and a fourth rotation element that is a third sun gear, an input shaft, and a second carrier And a second wet multi-plate clutch for releasably connecting a first rotary element comprising a first ring gear and a second sun gear as output elements. A fourth wet multi-plate clutch for releasably connecting the first carrier as the input element and the first rotating element comprising the second sun gear, and the first rotating element comprising the second sun gear to be disengageable to the transmission case. A first brake for fixing, and a second brake for releasably fixing the second rotating element including the second carrier to the transmission case.
以上の構成によれば、第1湿式多板クラッチと第2ブレーキとを係合することで1速段が確立され、第1湿式多板クラッチと第1ブレーキとを係合することで2速段が確立され、第1湿式多板クラッチと第3湿式多板クラッチとを係合することで3速段が確立され、第1湿式多板クラッチと第4湿式多板クラッチとを係合することで4速段が確立される。 According to the above configuration, the first speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second brake, and the second speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the first brake. A stage is established, and a third speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, and the first wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch are engaged. This establishes the fourth gear.
又、第1湿式多板クラッチと第2湿式多板クラッチとを係合することで5速段が確立され、第2湿式多板クラッチと第4湿式多板クラッチとを係合することで6速段が確立され、第2湿式多板クラッチと第3湿式多板クラッチとを係合することで7速段が確立され、第2湿式多板クラッチと第1ブレーキとを係合することで8速段が確立される。 Further, the fifth speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second wet multi-plate clutch, and 6 by engaging the second wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch. By establishing the first gear, engaging the second wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, the seventh gear is established, and by engaging the second wet multi-plate clutch and the first brake. The eighth gear is established.
又、従来の自動変速機は、入力軸の軸線上に8つの列を構成する。具体的には、トルクコンバータ側から順に、第1列が第4クラッチ及び第1ブレーキ、第2列が第1遊星歯車機構、第3列が第1クラッチ、第4列が第3クラッチ(第3クラッチは、スケルトン図上では、第1遊星歯車機構と同列に見えるが、実際には、第1クラッチと出力ギヤとの間に第3クラッチ用のピストンと油路とが構成されるため。)、第5列が出力ギヤ、第6列が第2遊星歯車機構、第7列が第3遊星歯車機構、第8列が第2クラッチ及び第2ブレーキとなる。 In addition, the conventional automatic transmission forms eight rows on the axis of the input shaft. Specifically, in order from the torque converter side, the first row is the fourth clutch and the first brake, the second row is the first planetary gear mechanism, the third row is the first clutch, and the fourth row is the third clutch (the second clutch). The three clutches appear to be in the same row as the first planetary gear mechanism on the skeleton diagram, but in reality, the third clutch piston and the oil passage are formed between the first clutch and the output gear. ), The fifth row is the output gear, the sixth row is the second planetary gear mechanism, the seventh row is the third planetary gear mechanism, and the eighth row is the second clutch and second brake.
上記従来例のものでは、各変速段において係合する係合機構の数が2つになる。そのため、開放している残りの4つの係合機構の引き摺りによるフリクションロスが大きくなり、自動変速機の効率が悪化する不具合がある。 In the above-described conventional example, the number of engagement mechanisms engaged at each shift stage is two. Therefore, the friction loss due to dragging of the remaining four engagement mechanisms that are open increases, resulting in a problem that the efficiency of the automatic transmission deteriorates.
本発明は、以上の点に鑑み、フリクションロスを低減できる自動変速機を提供することを目的とする。 An object of the present invention is to provide an automatic transmission which can reduce friction loss in view of the above points.
[1]上記目的を達成するため、本発明は、変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力により回転される入力軸を備え、該入力軸の回転を複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機であって、サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる3つの要素を夫々備える第1から第4の4つの遊星歯車機構が設けられ、該第1と第2の2つの遊星歯車機構の各要素は、4つの回転要素を構成し、当該4つの回転要素の相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、該4つの回転要素を一方から夫々第1回転要素、第2回転要素、第3回転要素及び第4回転要素とし、前記第3遊星歯車機構の3つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第1要素、第2要素及び第3要素とし、前記第4遊星歯車機構の3つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第4要素、第5要素及び第6要素として、前記第1回転要素が前記入力軸に連結され、前記第4要素が前記出力部材に連結され、前記第4回転要素と前記第2要素とを連結して第1連結体が構成され、前記第1要素と前記第6要素とを連結して第2連結体が構成され、前記第1回転要素と前記第5要素とを連結自在な第1クラッチと、前記第2回転要素と前記第2連結体とを連結自在な第2クラッチと、前記第3回転要素と前記第5要素とを連結自在な第3クラッチと、前記第1連結体を前記変速機ケースに固定自在な第1ブレーキと、前記第3要素を前記変速機ケースに固定自在な第2ブレーキと、前記第5要素を前記変速機ケースに固定自在な第3ブレーキとからなる6つの係合機構を備え、該6つの係合機構のうち少なくとも3つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする。 [1] In order to achieve the above object, the present invention includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and rotated by power from a drive source, and the rotation of the input shaft is performed in a plurality of stages. An automatic transmission that shifts and outputs from an output member is provided with first to fourth planetary gear mechanisms each including three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear, and the first and second planetary gear mechanisms are provided. Each element of the two planetary gear mechanisms constitutes four rotational elements, and the four rotational elements are arranged from one side in the order of arrangement in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio of the four rotational elements can be represented by a straight line. Gears in a collinear diagram in which the first rotation element, the second rotation element, the third rotation element, and the fourth rotation element are used, and the three elements of the third planetary gear mechanism can represent the relative rotation speed ratio as a straight line. Order by interval corresponding to the ratio The first element, the second element, and the third element, respectively, and the three elements of the fourth planetary gear mechanism are arranged in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, respectively. As the six elements, the first rotating element is connected to the input shaft, the fourth element is connected to the output member, and the fourth rotating element and the second element are connected to form a first connecting body. A first clutch that connects the first element and the sixth element to form a second connecting body, the first clutch capable of connecting the first rotating element and the fifth element, and the second rotating element; A second clutch that can be connected to the second connecting body, a third clutch that can connect the third rotating element and the fifth element, and a first clutch that can be fixed to the transmission case. One brake, and a second brake that can fix the third element to the transmission case; Six engagement mechanisms including a third brake that can fix the fifth element to the transmission case are provided, and at least three of the six engagement mechanisms are in a connected state or a fixed state. Thus, each shift stage is established.
本発明によれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、3つのクラッチと3つのブレーキの合計6つの係合機構のうち、各変速段において3つの係合機構が係合して連結状態又は固定状態となる。そのため、各変速段で連結及び固定状態でなく開放される係合機構の数は3つになり、従来のように各変速段で4つの係合機構が開放されるものに比し、開放されている係合機構によるフリクションロスを低減でき、自動変速機の伝達効率を向上させることができる。 According to the present invention, as will be apparent from the description of the embodiments described later, among the total of six engagement mechanisms of three clutches and three brakes, three engagement mechanisms are engaged and connected at each shift stage. State or fixed state. Therefore, the number of engagement mechanisms that are not connected and fixed in each gear stage is released is three, and the number of engagement mechanisms that are released in each gear stage is less than that in the conventional case where four engagement mechanisms are opened. The friction loss due to the engaging mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission can be improved.
[2]本発明においては、第1要素は第3遊星歯車機構のリングギヤであり、第6要素は第4遊星歯車機構のサンギヤであり、第4遊星歯車機構を第3遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第4遊星歯車機構のサンギヤを、第3遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成することが好ましい。 [2] In the present invention, the first element is the ring gear of the third planetary gear mechanism, the sixth element is the sun gear of the fourth planetary gear mechanism, and the fourth planetary gear mechanism is the radial direction of the third planetary gear mechanism. It is preferable to arrange the sun gear of the fourth planetary gear mechanism integrally with the ring gear of the third planetary gear mechanism.
かかる構成によれば、第4遊星歯車機構が第3遊星歯車機構の径方向外方に配置されるため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 According to this configuration, since the fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism, the axial length of the automatic transmission can be shortened.
[3]本発明においては、第1から第4の4つの回転要素のうち何れか1つの回転要素を、第1遊星歯車機構のリングギヤと第2遊星歯車機構のサンギヤとを連結して構成し、第2遊星歯車機構を第1遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第2遊星歯車機構のサンギヤを第1遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成することが好ましい。 [3] In the present invention, any one of the first to fourth rotating elements is constituted by connecting the ring gear of the first planetary gear mechanism and the sun gear of the second planetary gear mechanism. Preferably, the second planetary gear mechanism is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism, and the sun gear of the second planetary gear mechanism is configured integrally with the ring gear of the first planetary gear mechanism.
かかる構成によれば、第2遊星歯車機構が第1遊星歯車機構の径方向外方に配置されるため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 According to such a configuration, since the second planetary gear mechanism is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism, the axial length of the automatic transmission can be shortened.
[4]本発明においては、第3要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態と、第3要素の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態とに切換自在な2ウェイクラッチを設けることが好ましい。これによれば、前進8速段の変速を行うことができて、フリクションロスをより低減できると共に、変速段間の変速制御性を向上させることができる。 [4] In the present invention, the two-way can be switched between a reverse rotation preventing state in which the third element is allowed to rotate forward and preventing reverse rotation, and a forward rotation blocking state in which the third element is prevented from rotating forward and allowed to reverse. It is preferable to provide a clutch. According to this, it is possible to perform the shift at the eighth forward speed, to further reduce the friction loss, and to improve the shift controllability between the shift speeds.
[5]本発明において、第3ブレーキを、湿式多板クラッチに比し、フリクションロスが抑制される噛合機構で構成することが好ましい。 [5] In the present invention, it is preferable that the third brake is constituted by a meshing mechanism that suppresses friction loss as compared with a wet multi-plate clutch.
[6]第3ブレーキを、第5要素を変速機ケースに固定する固定状態と、第5要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な2ウェイクラッチで構成することもできる。これによっても、第3ブレーキを湿式多板クラッチで構成した場合に比し、フリクションロスを抑制することができる。 [6] The third brake is configured by a two-way clutch that can be switched between a fixed state in which the fifth element is fixed to the transmission case and a reverse rotation preventing state in which the fifth element is allowed to rotate forward and prevent reverse rotation. You can also. This also makes it possible to suppress the friction loss as compared with the case where the third brake is constituted by a wet multi-plate clutch.
[7]本発明においては、第3クラッチを、湿式多板クラッチに比し、フリクションロスが抑制される噛合機構で構成することが好ましい。 [7] In the present invention, it is preferable that the third clutch is constituted by a meshing mechanism that suppresses friction loss as compared with a wet multi-plate clutch.
[8]本発明においては、第1から第4の4つの遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構(キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤとが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。)で構成することが好ましい。 [8] In the present invention, the first to fourth planetary gear mechanisms include a so-called single pinion comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. Type planetary gear mechanism (when the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a minus planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier And rotate in the same direction.).
これによれば、遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるいわゆるダブルピニオン型の遊星歯車機構(キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合、サンギヤとキャリアが互いに異なる方向に回転する。)で構成した場合に比し、入力軸から出力部材までの間の動力が伝達される経路における、ギヤが噛み合う個所を減少させることができ、伝達効率をより向上させることができる。 According to this, the planetary gear mechanism is a so-called double gear comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports and rotates a pair of pinions that mesh with each other and one meshes with the sun gear and the other meshes with the ring gear. Pinion type planetary gear mechanism (Since the sun gear and the ring gear rotate in the same direction when the carrier is fixed, it is also called the plus planetary gear mechanism or the positive planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier are different from each other. Compared with the case where the power is transmitted from the input shaft to the output member, the number of places where the gear meshes can be reduced and the transmission efficiency can be further improved. it can.
[9]本発明においては、駆動源の動力を入力軸に伝達自在な発進クラッチを設けてもよい。 [9] In the present invention, a start clutch that can transmit the power of the drive source to the input shaft may be provided.
[10]本発明においては、駆動源の動力をトルクコンバータを介して入力軸に伝達させるように構成することもできる。 [10] In the present invention, the power of the drive source can be transmitted to the input shaft via the torque converter.
[第1実施形態]
図1は、本発明の自動変速機の第1実施形態を示している。この第1実施形態の自動変速機は、変速機ケース1内に回転自在に軸支した、図外の内燃機関(エンジン)等の駆動源ENGが出力する駆動力がロックアップクラッチLC及びダンパDAを有するトルクコンバータTCを介して伝達される入力軸2と、入力軸2と同心に配置された出力ギヤからなる出力部材3とを備えている。出力部材3の回転は、図外のデファレンシャルギヤやプロペラシャフトを介して車両の左右の駆動輪に伝達される。尚、トルクコンバータTCに代えて、摩擦係合自在に構成される単板型又は多板型の発進クラッチを設けてもよい。
[First Embodiment]
FIG. 1 shows a first embodiment of an automatic transmission according to the present invention. In the automatic transmission according to the first embodiment, the driving force output by a driving source ENG such as an internal combustion engine (engine) (not shown) that is rotatably supported in the
又、変速機ケース1内には、第1〜第4の4つの遊星歯車機構PGS1〜4が入力軸2と同心に配置されている。
In the
第1遊星歯車機構PGS1は、サンギヤSaと、リングギヤRaと、サンギヤSaとリングギヤRaとに噛合するピニオンPaを自転及び公転自在に軸支するキャリアCaとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構(キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。)で構成されている。 The first planetary gear mechanism PGS1 is a so-called single pinion type planetary gear mechanism (comprising a sun gear Sa, a ring gear Ra, and a carrier Ca that rotatably and revolves a pinion Pa meshing with the sun gear Sa and the ring gear Ra). When the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a negative planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism.When the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier rotate in the same direction. .).
又、第2遊星歯車機構PGS2も、サンギヤSbと、リングギヤRbと、サンギヤSb及びリングギヤRbに噛合するピニオンPbを自転及び公転自在に軸支するキャリアCbとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The second planetary gear mechanism PGS2 is also a so-called single-pinion type planetary gear mechanism comprising a sun gear Sb, a ring gear Rb, and a carrier Cb that rotatably and revolves the pinion Pb meshing with the sun gear Sb and the ring gear Rb. Consists of.
第1遊星歯車機構PGS1及び第2遊星歯車機構PGS2は、第1遊星歯車機構PGS1のサンギヤ、リングギヤ及びキャリアからなる3つの要素のうちの何れか2つを、第2遊星歯車機構PGS2のサンギヤ、リングギヤ及びキャリアからなる3つの要素のうちの何れか2つに夫々連結することにより、4つの回転要素を構成する。図2の上段に示す第1遊星歯車機構PGS1及び第2遊星歯車機構PGS2の共線図(4つの回転要素の相対回転速度の比を直線(速度線)で表すことができる図)を参照して、各回転要素を左から順に、第1回転要素Y1、第2回転要素Y2、第3回転要素Y3、第4回転要素Y4とすると、第1回転要素Y1は第1遊星歯車機構PGS1のサンギヤSa、第2回転要素Y2は第2遊星歯車機構PGS2のリングギヤRb、第3回転要素Y3は第1遊星歯車機構PGS1のキャリアCaと第2遊星歯機構PGS2のキャリアCbとを連結したもの、第4回転要素Y4は第1遊星歯車機構PGS1のリングギヤRaと第2遊星歯車機構PGS2のサンギヤSbとを連結したものとなる。 The first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 are configured so that any two of the three elements including the sun gear, the ring gear, and the carrier of the first planetary gear mechanism PGS1 are replaced with the sun gear of the second planetary gear mechanism PGS2. By connecting to any two of the three elements including the ring gear and the carrier, four rotating elements are configured. Referring to the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 shown in the upper part of FIG. 2 (a diagram in which the ratio of the relative rotational speeds of the four rotating elements can be represented by a straight line (speed line)). Then, assuming that each rotation element is, in order from the left, the first rotation element Y1, the second rotation element Y2, the third rotation element Y3, and the fourth rotation element Y4, the first rotation element Y1 is the sun gear of the first planetary gear mechanism PGS1. Sa, the second rotation element Y2 is a ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2, and the third rotation element Y3 is a combination of the carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Cb of the second planetary gear mechanism PGS2, The four-rotation element Y4 is obtained by connecting the ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2.
尚、第1遊星歯車機構PGS1及び第2遊星歯車機構PGS2の共線図において、下方の横線は回転速度が「0」であることを示し、上方の横線は回転速度が入力軸の回転を「1」としてこれと同一である「1」であることを示している。 In the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2, the lower horizontal line indicates that the rotational speed is “0”, and the upper horizontal line indicates that the rotational speed indicates the rotation of the input shaft. “1” indicates the same “1”.
第1遊星歯車機構PGS1のギヤ比(リングギヤの歯数/サンギヤの歯数)をh、第2遊星歯車機構PGS2のギヤ比をiとすると、第1〜第4の各回転要素間の間隔は、hi−1:1:iの割り合いとなっている。 When the gear ratio of the first planetary gear mechanism PGS1 (the number of teeth of the ring gear / the number of teeth of the sun gear) is h and the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2 is i, the distance between the first to fourth rotating elements is , Hi-1: 1: i.
第3遊星歯車機構PGS3も、サンギヤScと、リングギヤRcと、サンギヤSc及びリングギヤRcに噛合するピニオンPcを自転及び公転自在に軸支するキャリアCcとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The third planetary gear mechanism PGS3 is also configured by a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sc, a ring gear Rc, and a carrier Cc that rotatably and revolves a pinion Pc that meshes with the sun gear Sc and the ring gear Rc. Is done.
図2の中段に示す第3遊星歯車機構PGS3の共線図(3つの要素の相対回転速度の比を直線(速度線)で表すことができる図)を参照して、第3遊星歯車機構PGS3の3つの要素Sc,Cc,Rcを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第1要素、第2要素及び第3要素とすると、第1要素はリングギヤRc、第2要素はキャリアCc、第3要素はサンギヤScになる。サンギヤScとキャリアCc間の間隔とキャリアCcとリングギヤRc間の間隔との比は、第3遊星歯車機構PGS3のギヤ比をjとして、j:1に設定される。 Referring to a collinear diagram of the third planetary gear mechanism PGS3 shown in the middle stage of FIG. 2 (a diagram in which the ratio of the relative rotational speeds of the three elements can be represented by a straight line (speed line)), the third planetary gear mechanism PGS3 If the three elements Sc, Cc, Rc are the first element, the second element, and the third element from the left side in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, respectively, the first element is the ring gear Rc, The second element is the carrier Cc, and the third element is the sun gear Sc. The ratio between the distance between the sun gear Sc and the carrier Cc and the distance between the carrier Cc and the ring gear Rc is set to j: 1, where j is the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3.
第4遊星歯車機構PGS4も、サンギヤSdと、リングギヤRdと、サンギヤSd及びリングギヤRdに噛合するピニオンPdを自転及び公転自在に軸支するキャリアCdとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The fourth planetary gear mechanism PGS4 is also composed of a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sd, a ring gear Rd, and a carrier Cd that rotatably and revolves a pinion Pd that meshes with the sun gear Sd and the ring gear Rd. Is done.
図2の下段に示す第4遊星歯車機構PGS4の共線図を参照して、第4遊星歯車機構PGS4の3つの要素Sd,Cd,Rdを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第4要素、第5要素及び第6要素とすると、第4要素はリングギヤRd、第5要素はキャリアCd、第6要素はサンギヤSdになる。サンギヤSdとキャリアCd間の間隔とキャリアCdとリングギヤRd間の間隔との比は、第4遊星歯車機構PGS4のギヤ比をkとして、k:1に設定される。 Referring to the collinear diagram of the fourth planetary gear mechanism PGS4 shown in the lower part of FIG. 2, the three elements Sd, Cd, Rd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. If the fourth element, the fifth element, and the sixth element are respectively arranged from the left in the order of arrangement, the fourth element is the ring gear Rd, the fifth element is the carrier Cd, and the sixth element is the sun gear Sd. The ratio between the distance between the sun gear Sd and the carrier Cd and the distance between the carrier Cd and the ring gear Rd is set to k: 1, where k is the gear ratio of the fourth planetary gear mechanism PGS4.
第1回転要素Y1は、入力軸2に連結されている。又、第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)は、出力ギヤたる出力部材3に連結されている。
The first rotation element Y <b> 1 is connected to the
又、第4回転要素Y4と第3遊星歯車機構PGS3のキャリアCc(第2要素)とが連結されて、第1連結体Y4−Ccが構成されている。又、第3遊星歯車機構PGS3のリングギヤRc(第1要素)と第4遊星歯車機構PGS4のサンギヤSd(第6要素)とが連結されて、第2連結体Ra−Ccが構成されている。 Further, the fourth rotating element Y4 and the carrier Cc (second element) of the third planetary gear mechanism PGS3 are connected to constitute a first connecting body Y4-Cc. Further, the ring gear Rc (first element) of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear Sd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected to form a second connected body Ra-Cc.
又、第1実施形態の自動変速機は、係合機構として、第1から第3の3つのクラッチC1〜C3と、第1から第3の3つのブレーキB1〜B3とを備える。 The automatic transmission according to the first embodiment includes first to third clutches C1 to C3 and first to third brakes B1 to B3 as engagement mechanisms.
第1クラッチC1は、湿式多板クラッチであり、第1回転要素Y1と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The first clutch C1 is a wet multi-plate clutch, and is switched between a connected state in which the first rotating element Y1 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected, and an open state in which this connection is broken. It is configured freely.
第2クラッチC2は、湿式多板クラッチであり、第2回転要素Y2と第2連結体Rc−Sdとを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The second clutch C2 is a wet multi-plate clutch, and is configured to be switchable between a connected state in which the second rotating element Y2 and the second connector Rc-Sd are connected and an open state in which this connection is broken.
第3クラッチC3は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第3回転要素Y3と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。尚、第3クラッチC3を湿式多板クラッチ又は2ウェイクラッチで構成してもよい。 The third clutch C3 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function, and a coupling state coupling the third rotating element Y3 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4, It is configured to be switchable to an open state in which this connection is broken. The third clutch C3 may be a wet multi-plate clutch or a two-way clutch.
第1ブレーキB1は、湿式多板ブレーキであり、第1連結体Y4−Ccを変速機ケース1に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。
The first brake B1 is a wet multi-plate brake, and is configured to be switchable between a fixed state in which the first connecting body Y4-Cc is fixed to the
第2ブレーキB2は、湿式多板ブレーキであり、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)を変速機ケース1に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。
The second brake B2 is a wet multi-plate brake and can be switched between a fixed state in which the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is fixed to the
又、第1実施形態の自動変速機では、第2ブレーキB2と並んで配置され、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態Rと、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態Fとに切換自在な2ウェイクラッチT1が設けられている。 Further, in the automatic transmission according to the first embodiment, the reverse rotation preventing state R that is arranged side by side with the second brake B2 and that allows normal rotation of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 and prevents reverse rotation. And a two-way clutch T1 that can be switched between a forward rotation prevention state F that prevents forward rotation and allows reverse rotation of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3.
第3ブレーキB3は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)を変速機ケース1に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。
The third brake B3 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function, and a fixed state in which the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is fixed to the
各クラッチC1〜C3、各ブレーキB1〜B3及び2ウェイクラッチT1は、図外のトランスミッション・コントロール・ユニット(TCU)により、車両の走行速度等の車両情報に基づいて、状態が切り換えられる。 The states of the clutches C1 to C3, the brakes B1 to B3, and the 2-way clutch T1 are switched by a transmission control unit (TCU) (not shown) based on vehicle information such as the vehicle traveling speed.
第4遊星歯車機構PGS4は、第3遊星歯車機構PGS3の径方向外方に配置されている。そして、第3遊星歯車機構PGS3のリングギヤRcと第4遊星歯車機構PGS4のサンギヤSdとを一体に構成している。このように、第4遊星歯車機構PGS4を第3遊星歯車機構PGS3の径方向外方に配置することにより、第3遊星歯車機構PGS3と第4遊星歯車機構PGS4とが径方向で重なり合うため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 The fourth planetary gear mechanism PGS4 is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3. The ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are integrally configured. As described above, the fourth planetary gear mechanism PGS4 is arranged radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3, and the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 overlap in the radial direction. The shaft length of the transmission can be shortened.
尚、第3遊星歯車機構PGS3と第4遊星歯車機構PGS4とは、径方向で少なくとも一部が重なり合っていればよく、これによって軸長の短縮化を図ることができるが、両者が完全に径方向で重なり合っていれば、最も軸長を短くすることができる。 The third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 only have to overlap at least partially in the radial direction, which can reduce the axial length. If they overlap in the direction, the axial length can be shortened the most.
出力ギヤからなる出力部材3は、第2クラッチC2と第3遊星歯車機構PGS3との間に配置されている。変速機ケース1には、出力部材3と第2クラッチC2との間に位置させて、径方向内方に延びる側壁1aが設けられている。この側壁1aには、出力部材3の径方向内方に向かって延びる筒状部1bが設けられている。出力部材3は、この筒状部1bにベアリングを介して軸支されている。このように構成することにより、変速機ケース1に連なる機械的強度の高い筒状部1bで出力部材3をしっかりと軸支させることができる。
The output member 3 composed of the output gear is disposed between the second clutch C2 and the third planetary gear mechanism PGS3. The
尚、上記の如く出力部材3を筒状部1bで軸支するように構成した場合、筒状部1bの径方向内方に第2クラッチC2を配置してもよい。これによれば、図1に示すように出力部材3と第2クラッチC2とを軸方向に並べて配置した場合に比し、筒状部1bの径方向内方のスペースを有効活用して、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。
Note that when the output member 3 is pivotally supported by the
次に、図2及び図3を参照して、第1実施形態の自動変速機の各変速段を確立させる場合を説明する。 Next, with reference to FIG. 2 and FIG. 3, the case where each gear stage of the automatic transmission of 1st Embodiment is established is demonstrated.
1速段を確立させる場合には、第3クラッチC3を連結状態とし、第3ブレーキB3を固定状態とし、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとする。第3ブレーキB3を固定状態とすることで、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)の回転速度が「0」になる。又、第3クラッチC3を連結状態とすることで、第3回転要素Y3と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが連結され、第3回転要素Y3の回転速度も「0」になる。又、逆転阻止状態Rとされた2ウェイクラッチT1の働きで、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「1st」となり、1速段が確立される。 When establishing the first gear, the third clutch C3 is in the connected state, the third brake B3 is in the fixed state, and the two-way clutch T1 is in the reverse rotation prevention state R. By setting the third brake B3 to the fixed state, the rotation speed of the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are connected, and the rotational speed of the third rotating element Y3 is also “0”. "become. Further, the rotation speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0” by the action of the two-way clutch T1 in the reverse rotation prevention state R. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “1st” shown in FIG. 2, and the first gear is established.
尚、1速段では、第2ブレーキB2が開放状態であるため、係合機構の開放数は「4」となるが、2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」となるため、第2ブレーキB2ではフリクションロスが発生しない。従って、1速段における実質的な開放数は「3」となる。 At the first speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of engagement mechanisms released is “4”, but the sun gear Sc (first gear) of the third planetary gear mechanism PGS3 is operated by the action of the two-way clutch T1. Since the rotation speed of (three elements) is “0”, no friction loss occurs in the second brake B2. Therefore, the substantial number of releases in the first gear is “3”.
又、1速段において、第2ブレーキB2も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 If the second brake B2 is also fixed at the first speed, the engine brake can be applied.
2速段を確立させる場合には、第3クラッチC3を連結状態とし、第1ブレーキB1を固定状態とし、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとする。第3クラッチC3を連結状態とすることで、第3回転要素Y3と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが同一速度で回転する。又、第1ブレーキB1を固定状態とすることで、第1連結体Y4−Ccの回転速度が「0」になる。又、逆転阻止状態Rとされた2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。 When establishing the second speed, the third clutch C3 is set in the connected state, the first brake B1 is set in the fixed state, and the two-way clutch T1 is set in the reverse rotation prevention state R. By bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed. Further, by setting the first brake B1 in a fixed state, the rotational speed of the first coupling body Y4-Cc becomes “0”. Further, the rotation speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0” by the action of the two-way clutch T1 in the reverse rotation prevention state R.
従って、第3遊星歯車機構PGS3の3つの要素Sc,Cc,Rcのうち、サンギヤSc(第3要素)とキャリアCc(第2要素)の2つの要素の回転速度が同一速度である「0」となるため、第3遊星歯車機構PGS3の各要素Sc,Cc,Rcは、相対回転不能なロック状態となり、第2連結体Rc−Sdの回転速度も「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「2nd」となり、2速段が確立される。 Therefore, among the three elements Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3, the rotational speeds of the two elements of the sun gear Sc (third element) and the carrier Cc (second element) are the same speed “0”. Therefore, each element Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 is in a locked state where relative rotation is impossible, and the rotation speed of the second coupled body Rc-Sd is also “0”. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “2nd” shown in FIG. 2, and the second gear is established.
尚、2速段では、第2ブレーキB2が開放状態であるため、係合機構の開放数は「4」となるが、2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」となるため、第2ブレーキB2ではフリクションロスが発生しない。又、第3ブレーキB3は噛合機構で構成されるため、湿式多板ブレーキで構成した場合に比し、開放状態であってもフリクションロスが抑制される。従って、2速段における実質的な開放数は「2」となる。 At the second speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of released engagement mechanisms is “4”, but the sun gear Sc (second gear) of the third planetary gear mechanism PGS3 is operated by the two-way clutch T1. Since the rotation speed of (three elements) is “0”, no friction loss occurs in the second brake B2. Further, since the third brake B3 is constituted by the meshing mechanism, the friction loss is suppressed even in the open state as compared with the case where the third brake B3 is constituted by the wet multi-plate brake. Accordingly, the substantial number of releases at the second gear is “2”.
又、2速段において、第2ブレーキB2も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 Further, if the second brake B2 is also fixed at the second speed, the engine brake can be applied.
3速段を確立させる場合には、第2クラッチC2及び第3クラッチC3を連結状態とし、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとする。第2クラッチC2を連結状態とすることで、第2回転要素Y2と第2連結体Rc−Sdとが同一速度で回転する。又、第3クラッチC3を連結状態とすることで、第3回転要素Y3と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが同一速度で回転する。又、逆転阻止状態Rとされた2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「3rd」となり、3速段が確立される。 In order to establish the third speed, the second clutch C2 and the third clutch C3 are connected and the two-way clutch T1 is set to the reverse rotation prevention state R. By setting the second clutch C2 in the connected state, the second rotating element Y2 and the second connected body Rc-Sd rotate at the same speed. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the third rotating element Y3 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at the same speed. Further, the rotation speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0” by the action of the two-way clutch T1 in the reverse rotation prevention state R. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “3rd” shown in FIG. 2, and the third gear is established.
尚、3速段では、第2ブレーキB2が開放状態であるため、係合機構の開放数は「4」となるが、2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」となるため、第2ブレーキB2ではフリクションロスが発生しない。又、第3ブレーキB3は噛合機構で構成されるため、湿式多板ブレーキで構成した場合に比し、開放状態であってもフリクションロスが抑制される。従って、3速段における実質的な開放数は「2」となる。 At the third speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of engagement mechanisms released is "4", but the sun gear Sc (first gear) of the third planetary gear mechanism PGS3 is operated by the action of the two-way clutch T1. Since the rotation speed of (three elements) is “0”, no friction loss occurs in the second brake B2. Further, since the third brake B3 is constituted by the meshing mechanism, the friction loss is suppressed even in the open state as compared with the case where the third brake B3 is constituted by the wet multi-plate brake. Accordingly, the substantial number of releases at the third speed is “2”.
又、3速段において、第2ブレーキB2を固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 Further, if the second brake B2 is fixed at the third speed, the engine brake can be applied.
4速段を確立させる場合には、第1クラッチC1及び第3クラッチC3を連結状態とし、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとする。第1クラッチC1及び第3クラッチC3を連結状態とすることで、第1回転要素Y1、第3回転要素Y3及び第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)が同一速度の「1」で回転する。 When establishing the fourth speed, the first clutch C1 and the third clutch C3 are in the connected state, and the two-way clutch T1 is in the reverse rotation prevention state R. By setting the first clutch C1 and the third clutch C3 in the connected state, the carrier Cd (fifth element) of the first rotating element Y1, the third rotating element Y3, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “1” having the same speed. Rotate with.
又、第1回転要素Y1と第3回転要素Y3とが同一速度の「1」で回転するため、第1から第4の4つの回転要素Y1〜Y4が相対回転不能なロック状態となり、第4回転要素Y4、即ち、第1連結体Y4−Ccの回転速度が「1」となる。 In addition, since the first rotation element Y1 and the third rotation element Y3 rotate at the same speed “1”, the first to fourth rotation elements Y1 to Y4 are in a locked state in which the relative rotation is impossible. The rotation speed of the rotation element Y4, that is, the first coupling body Y4-Cc is “1”.
又、逆転阻止状態Rとされた2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「4th」となり、4速段が確立される。 Further, the rotation speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0” by the action of the two-way clutch T1 in the reverse rotation prevention state R. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “4th” shown in FIG. 2, and the fourth speed stage is established.
尚、4速段では、第2ブレーキB2が開放状態であるため、係合機構の開放数は「4」となるが、2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」となるため、第2ブレーキB2ではフリクションロスが発生しない。又、第3ブレーキB3は噛合機構で構成されるため、湿式多板ブレーキで構成した場合に比し、開放状態であってもフリクションロスが抑制される。従って、4速段における実質的な開放数は「2」となる。 At the fourth speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of engagement mechanisms released is “4”, but the sun gear Sc (first gear) of the third planetary gear mechanism PGS3 is operated by the action of the two-way clutch T1. Since the rotation speed of (three elements) is “0”, no friction loss occurs in the second brake B2. Further, since the third brake B3 is constituted by the meshing mechanism, the friction loss is suppressed even in the open state as compared with the case where the third brake B3 is constituted by the wet multi-plate brake. Therefore, the substantial number of releases at the fourth speed is “2”.
又、4速段において、第2ブレーキB2を固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 Further, if the second brake B2 is fixed at the fourth speed, the engine brake can be applied.
5速段を確立させる場合には、第1から第3の3つのクラッチC1〜C3を連結状態とし、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとする。第1クラッチC1及び第3クラッチC3を連結状態とすることで、第1回転要素Y1、第3回転要素Y3及び第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)が同一速度の「1」で回転する。 When establishing the fifth gear, the first to third clutches C1 to C3 are connected and the two-way clutch T1 is set to the reverse rotation prevention state R. By setting the first clutch C1 and the third clutch C3 in the connected state, the carrier Cd (fifth element) of the first rotating element Y1, the third rotating element Y3, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 is “1” having the same speed. Rotate with.
又、第1回転要素Y1と第3回転要素Y3とが同一速度の「1」で回転するため、第1から第4の4つの回転要素Y1〜Y4が相対回転不能なロック状態となり、第2回転要素Y2の回転速度が「1」となる。 In addition, since the first rotating element Y1 and the third rotating element Y3 rotate at the same speed “1”, the first to fourth rotating elements Y1 to Y4 enter a locked state in which the relative rotation is impossible. The rotation speed of the rotation element Y2 is “1”.
又、第2クラッチC2を連結状態とすることで、第2連結体Rc−Sdが、第2回転要素Y2と同一速度の「1」で回転する。このため、第4遊星歯車機構PGS4のサンギヤSd(第6要素)とキャリアCd(第5要素)とが同一速度の「1」で回転して、第4遊星歯車機構PGS4の各要素Sd,Cd,Rd、が相対回転不能なロック状態となり、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度も「1」となって、5速段が確立される。 Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the second connected body Rc-Sd rotates at “1” at the same speed as the second rotating element Y2. For this reason, the sun gear Sd (sixth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the carrier Cd (fifth element) rotate at “1” at the same speed, and each element Sd, Cd of the fourth planetary gear mechanism PGS4. , Rd are in a locked state where relative rotation is impossible, and the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected is also “1”, and the fifth gear is established. The
尚、5速段においては、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとしているため、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の正転が許容される。 At the fifth speed, since the two-way clutch T1 is in the reverse rotation prevention state R, the forward rotation of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is allowed.
6速段を確立させる場合には、第1クラッチC1と第2クラッチC2とを連結状態とし、第2ブレーキB2を固定状態とする。第1クラッチC1を連結状態とすることで、第1回転要素Y1と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが同一速度の「1」で回転する。又、第2クラッチC2を連結状態とすることで、第2回転要素Y2と第2連結体Rc−Sdとが同一速度で回転する。又、第2ブレーキB2を固定状態とすることで、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「6th」となり、6速段が確立される。 When the sixth speed is established, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected and the second brake B2 is fixed. By setting the first clutch C1 in the connected state, the first rotating element Y1 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at “1” at the same speed. Moreover, the 2nd rotation element Y2 and 2nd coupling body Rc-Sd rotate at the same speed by making the 2nd clutch C2 into a connection state. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0”. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “6th” shown in FIG. 2, and the sixth gear is established.
尚、6速段においては、第2ブレーキB2を固定状態とするため、2ウェイクラッチT1は逆転阻止状態Rと正転阻止状態Fのどちらの状態でもよい。しかしながら、図外のトランスミッション・コントロール・ユニットは、スムーズに変速を行えるように、走行速度等の車両情報に基づき6速段から5速段へのダウンシフトが予測される場合には、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとし、車両情報に基づき6速段から7速段へのアップシフトが予測される場合には、2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fに切り換える。 At the sixth speed, the second brake B2 is in a fixed state, and the two-way clutch T1 may be in either the reverse rotation prevention state R or the forward rotation prevention state F. However, the transmission control unit (not shown) is a two-way clutch when a downshift from the sixth gear to the fifth gear is predicted based on vehicle information such as travel speed so that the gear can be smoothly shifted. When T1 is in the reverse rotation prevention state R and an upshift from the sixth gear to the seventh gear is predicted based on the vehicle information, the two-way clutch T1 is switched to the forward rotation prevention state F.
7速段を確立させる場合には、第1クラッチC1及び第2クラッチC2を連結状態とし、第1ブレーキB1を固定状態とし、2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fとする。第1クラッチC1を連結状態とすることで、第1回転要素Y1と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが同一速度の「1」で回転する。又、第2クラッチC2を連結状態とすることで、第2回転要素Y2と第2連結体Rc−Sdとが同一速度で回転する。 When establishing the seventh gear, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected, the first brake B1 is fixed, and the two-way clutch T1 is set to the forward rotation prevention state F. By setting the first clutch C1 in the connected state, the first rotating element Y1 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at “1” at the same speed. Moreover, the 2nd rotation element Y2 and 2nd coupling body Rc-Sd rotate at the same speed by making the 2nd clutch C2 into a connection state.
又、第1ブレーキB1を固定状態とすることで、第1連結体Y4−Ccの回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「7th」となり、7速段が確立される。 Further, by setting the first brake B1 in a fixed state, the rotational speed of the first coupling body Y4-Cc becomes “0”. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “7th” shown in FIG. 2, and the seventh gear is established.
尚、7速段においては、2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fとするため、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の逆転が許容される。 At the seventh speed, since the 2-way clutch T1 is in the forward rotation prevention state F, the reverse rotation of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 is allowed.
8速段を確立させる場合には、第1クラッチC1を連結状態とし、第1ブレーキB1及び第2ブレーキB2を固定状態とし、2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fとする。第1クラッチC1を連結状態とすることで、第1回転要素Y1と第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)とが同一速度の「1」で回転する。又、第1ブレーキB1を固定状態とすることで、第1連結体Y4−Ccの回転速度が「0」になる。 When establishing the eighth gear, the first clutch C1 is set to the connected state, the first brake B1 and the second brake B2 are set to the fixed state, and the two-way clutch T1 is set to the forward rotation prevention state F. By setting the first clutch C1 in the connected state, the first rotating element Y1 and the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 rotate at “1” at the same speed. Further, by setting the first brake B1 in a fixed state, the rotational speed of the first coupling body Y4-Cc becomes “0”.
又、第2ブレーキB2を固定状態とすることで、第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す「8th」となり、8速段が確立される。 Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0”. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “8th” shown in FIG. 2, and the eighth gear is established.
尚、8速段では、第2ブレーキB2を固定状態とするため、2ウェイクラッチT1を逆転阻止状態Rとしても、8速段を確立できる。しかしながら、7速段へのダウンシフトをスムーズに行えるように、本実施形態では、8速段で2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fとしている。 Since the second brake B2 is fixed at the eighth speed, the eighth speed can be established even when the two-way clutch T1 is in the reverse rotation prevention state R. However, in this embodiment, the two-way clutch T1 is in the forward rotation prevention state F at the eighth speed so that the downshift to the seventh speed can be performed smoothly.
後進段を確立させる場合には、第2クラッチC2を連結状態とし、第3ブレーキB3を固定状態とし、2ウェイクラッチT1を正転阻止状態Fとする。第2クラッチC2を連結状態とすることで、第2回転要素Y2と第2連結体Rc−Sdとが同一速度で回転する。又、第3ブレーキB3を固定状態とすることで、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)の回転速度が「0」になる。又、正転阻止状態Fとされた2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」になる。そして、出力部材3が連結された第4遊星歯車機構PGS4のリングギヤRd(第4要素)の回転速度が図2に示す逆転(車両が後進する方向の回転)の「Rvs」となり、後進段が確立される。尚、後進段において、第2ブレーキB2も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることができる。 In order to establish the reverse gear, the second clutch C2 is engaged, the third brake B3 is fixed, and the 2-way clutch T1 is set to the forward rotation prevention state F. By setting the second clutch C2 in the connected state, the second rotating element Y2 and the second connected body Rc-Sd rotate at the same speed. Further, by setting the third brake B3 in a fixed state, the rotational speed of the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 becomes “0”. Further, the rotation speed of the sun gear Sc (third element) of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “0” by the action of the two-way clutch T1 in the forward rotation prevention state F. Then, the rotational speed of the ring gear Rd (fourth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to which the output member 3 is connected becomes “Rvs” in the reverse direction (rotation in the direction in which the vehicle moves backward) shown in FIG. Established. If the second brake B2 is also fixed in the reverse gear, the engine brake can be applied.
尚、図2中の点線で示す速度線は、4つの遊星歯車機構PGS1〜PGS4のうち動力伝達する遊星歯車機構に追従して他の遊星歯車機構の各要素が回転(空回り)することを表している。 A speed line indicated by a dotted line in FIG. 2 represents that each element of the other planetary gear mechanisms rotates (idle) following the planetary gear mechanism that transmits power among the four planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4. ing.
図3(a)は、上述した各変速段におけるクラッチC1〜C3、ブレーキB1〜B3、2ウェイクラッチT1の状態を纏めて表示した図であり、クラッチC1〜C3及びブレーキB1〜B3の列の「○」は連結状態又は固定状態を示し、空欄は開放状態を示している。又、2ウェイクラッチT1の列の「R」は逆転阻止状態、「F」は正転阻止状態を示し、アンダーラインを付しているものは、2ウェイクラッチT1の働きで第3遊星歯車機構PGS3のサンギヤSc(第3要素)の回転速度が「0」となる状態を示している。 FIG. 3A is a diagram summarizing and displaying the states of the clutches C1 to C3, the brakes B1 to B3, and the two-way clutch T1 at each of the above-described shift speeds. The rows of the clutches C1 to C3 and the brakes B1 to B3 “◯” indicates a connected state or a fixed state, and a blank indicates an open state. “R” in the row of the two-way clutch T1 indicates a reverse rotation prevention state, “F” indicates a forward rotation prevention state, and an underlined portion indicates the third planetary gear mechanism by the action of the two-way clutch T1. A state in which the rotational speed of the sun gear Sc (third element) of the PGS3 is “0” is shown.
又、図3(b)には、図3(d)に示すように、第1遊星歯車機構PGS1のギヤ比hを3.771、第2遊星歯車機構PGS2のギヤ比iを3.800、第3遊星歯車機構PGS3のギヤ比jを2.376、第4遊星歯車機構PGS4のギヤ比kを1.826とした場合における各変速段のギヤレシオ(入力軸2の回転速度/出力部材3の回転速度)を示している。これによれば、図3(c)に示すように、公比(各変速段間のギヤレシオの比)が適切になると共に、図3(d)に示したレシオレンジ(1速段のギヤレシオ/8速段のギヤレシオ)も適切になる。
3B, the gear ratio h of the first planetary gear mechanism PGS1 is 3.771, and the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2 is 3.800, as shown in FIG. The gear ratio (the rotational speed of the
第1実施形態の自動変速機によれば、前進8段の変速を行うことができる。又、各変速段において、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が3つ以下となり、フリクションロスを抑制して、駆動力の伝達効率を向上させることができる。 According to the automatic transmission of the first embodiment, eight forward speeds can be changed. Further, at each shift stage, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is three or less, so that friction loss can be suppressed and driving force transmission efficiency can be improved.
又、5速段を所定の中速段、1速段から所定の中速段たる5速段までを低速段域、所定の中速段たる5速段を超える6速段から8速段までを高速段域と定義して、所定の中速段たる5速段を超える6速段から8速段までの高速段域においては、湿式多板クラッチと比較してフリクションロスが少ない噛合機構で構成される第3クラッチC3が開放状態となる。 In addition, the 5th speed is a predetermined medium speed, the 1st speed to the 5th speed, which is a predetermined medium speed, and the 6th speed to the 8th speed exceeding the 5th speed, which is a predetermined medium speed. Is defined as the high speed range, and in the high speed range from the 6th speed to the 8th speed exceeding the predetermined 5th speed, which is the middle speed, the meshing mechanism has less friction loss than the wet multi-plate clutch. The configured third clutch C3 is in the released state.
又、1速段と後進段を除く全ての変速段で開放状態となる第3ブレーキB3も噛合機構で構成されている。従って、高速段域においては、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が1となり、車両の高速走行時におけるフリクションロスを低減させて燃費を向上させることができる。 Further, the third brake B3 that is opened at all the gear speeds except the first gear and the reverse gear is also constituted by a meshing mechanism. Therefore, in the high speed range, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is 1, and the friction loss when the vehicle is traveling at high speed can be reduced to improve the fuel efficiency.
又、噛合機構からなる第3クラッチC3は、所定の中速段たる5速段と6速段との間で連結状態と開放状態とに切り換えられるのみである。5速段(所定の中速段)における第3クラッチC3での伝達トルク(伝達駆動力)は比較的小さいため、第3クラッチC3を噛合機構としてのドグクラッチで構成しても、5速段と6速段の間の変速時に連結状態と開放状態との切り換えをスムーズに行うことができる。 Further, the third clutch C3 formed of the meshing mechanism is only switched between a connected state and an opened state between the fifth and sixth speeds, which are predetermined medium speed stages. Since the transmission torque (transmission driving force) in the third clutch C3 at the fifth speed (predetermined medium speed) is relatively small, even if the third clutch C3 is constituted by a dog clutch as a meshing mechanism, the fifth speed is It is possible to smoothly switch between the connected state and the released state at the time of shifting between the sixth speed.
又、全ての遊星歯車機構PGS1〜PGS4が所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されているため、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構(キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合、サンギヤとキャリアが互いに異なる方向に回転する。)で構成されるものに比し、駆動力の伝達経路上におけるギヤの噛合回数を減少させることができ、伝達効率を向上させることができる。 Further, since all the planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 are constituted by so-called single pinion type planetary gear mechanisms, a pair of sun gear and ring gear mesh with each other, one meshes with the sun gear and the other meshes with the ring gear. A so-called double pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier that rotatably and revolves the pinion (when the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in the same direction, so the plus planetary gear mechanism or the positive planetary gear mechanism Incidentally, when the ring gear is fixed, the number of meshing of the gear on the transmission path of the driving force can be reduced as compared with a configuration in which the sun gear and the carrier rotate in different directions. Efficiency can be improved.
又、2ウェイクラッチT1を第2ブレーキB2に併設させているため、4速段と5速段との間での変速時に第2ブレーキB2の状態を切り換える必要がなく、変速制御性が向上される。 In addition, since the 2-way clutch T1 is provided together with the second brake B2, there is no need to switch the state of the second brake B2 when shifting between the 4th speed stage and the 5th speed stage, and the shift controllability is improved. The
尚、第1実施形態においては、第3クラッチC3及び第3ブレーキB3を噛合機構で構成したものを説明したが、両者を湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキで構成しても、各変速段における湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数を3つ以下に抑え、フリクションロスを抑制することができるという本発明の効果を得ることができる。 In the first embodiment, the third clutch C3 and the third brake B3 are configured by the meshing mechanism. However, even if both are configured by the wet multi-plate clutch and the wet multi-plate brake, The effect of the present invention can be obtained in that the number of opened wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes can be suppressed to 3 or less, and friction loss can be suppressed.
又、2ウェイクラッチT1は省略してもよい。この場合、1速段から4速段を確立する際には、第2ブレーキB2を固定状態とすればよい。 Further, the 2-way clutch T1 may be omitted. In this case, when establishing the first to fourth gears, the second brake B2 may be fixed.
又、後述する第2実施形態と同様に、第2遊星歯車機構PGS2を第1遊星歯車機構PGS1の径方向外方に配置し、第4回転要素Y4を構成する第1遊星歯車機構PGS1のリングギヤRaと第2遊星歯車機構PGS2のサンギヤSbとを一体に連結して構成してもよい。これによれば、更なる軸長の短縮化を図ることができる。 Similarly to the second embodiment to be described later, the second planetary gear mechanism PGS2 is arranged radially outward of the first planetary gear mechanism PGS1, and the ring gear of the first planetary gear mechanism PGS1 constituting the fourth rotating element Y4. Ra and the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2 may be integrally connected. According to this, the axial length can be further shortened.
又、第3ブレーキB3を、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)を変速機ケース1に固定する固定状態と、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な2ウェイクラッチで構成してもよい。この2ウェイクラッチの一例を図5に示して具体的に説明する。
Further, the third brake B3 is in a fixed state in which the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is fixed to the
図5の第3ブレーキB3としての2ウェイクラッチTWは、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)に連結されるインナーリングTW1と、インナーリングTW1の径方向外方に間隔を存して配置されると共に変速機ケース1に連結されるアウターリングTW2と、インナーリングTW1とアウターリングTW2との間に配置される保持リングTW3とを備える。
The two-way clutch TW as the third brake B3 in FIG. 5 is spaced from the inner ring TW1 connected to the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the radially outward of the inner ring TW1. And an outer ring TW2 coupled to the
インナーリングTW1には、外周面に複数のカム面TW1aが形成されている。保持リングTW3には、カム面TW1aに対応させて複数の切欠孔TW3aが設けられている。この切欠孔TW3aには、ローラTW4が収容されている。又、2ウェイクラッチTWは、図示省略した第1と第2の2つの電磁クラッチを備える。第1電磁クラッチは、通電されることによりアウターリングTW2と保持リングTW3とを連結するように構成されている。第1電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングTW3は、インナーリングTW1及びアウターリングTW2に対して相対回転自在となるように構成されている。 A plurality of cam surfaces TW1a are formed on the outer peripheral surface of the inner ring TW1. The retaining ring TW3 is provided with a plurality of cutout holes TW3a corresponding to the cam surface TW1a. A roller TW4 is accommodated in the cutout hole TW3a. The two-way clutch TW includes first and second electromagnetic clutches not shown. The first electromagnetic clutch is configured to connect the outer ring TW2 and the holding ring TW3 when energized. When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 is configured to be rotatable relative to the inner ring TW1 and the outer ring TW2.
又、ローラTW4の径は、図5(a)に示すように、ローラTW4がカム面TW1aの中央部に存するときは隙間Aが開き、図5(b)及び(c)に示すように、ローラTW4がカム面TW1aの端部に存するときにはインナーリングTW1及びアウターリングTW2に接触するように、設定されている。 Further, as shown in FIG. 5A, the diameter of the roller TW4 is such that when the roller TW4 is at the center of the cam surface TW1a, the gap A is opened, and as shown in FIGS. 5B and 5C, When the roller TW4 is at the end of the cam surface TW1a, the roller TW4 is set to contact the inner ring TW1 and the outer ring TW2.
第1電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングTW3が自由に回転することができるため、図5(a)に示すように、ローラTW4はカム面TW1aの中央部に位置し続けることができる。従って、2ウェイクラッチTWは、インナーリングTW1が自由に回転することが可能な状態となる。 When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 can freely rotate, so that the roller TW4 continues to be positioned at the center of the cam surface TW1a as shown in FIG. Can do. Accordingly, the two-way clutch TW is in a state in which the inner ring TW1 can freely rotate.
第1電磁クラッチが通電されている場合には、保持リングTW3は、アウターリングTW2を介して変速機ケース1に固定されることとなる。この場合、インナーリングTW1が正転及び逆転のどちらに回転しようとしても、図5(b)及び(c)に示すように、保持リングTW3が固定されているため、ローラTW4がカム面TW1aの端部に位置することとなる。
When the first electromagnetic clutch is energized, the holding ring TW3 is fixed to the
このとき、ローラTW4がカム面TW1aとアウターリングTW2の内周面とに挟まれて、インナーリングTW1の回転が阻止される。即ち、2ウェイクラッチTWは固定状態となる。 At this time, the roller TW4 is sandwiched between the cam surface TW1a and the inner peripheral surface of the outer ring TW2, and the rotation of the inner ring TW1 is prevented. That is, the two-way clutch TW is in a fixed state.
第2電磁クラッチは、図5(b)に示すように切欠孔TW3aがカム面TW1aの一方の端部に位置する状態で保持リングTW3をインナーリングTW1に連結させる第1の状態と、図5(c)に示すように切欠孔TW3aがカム面TW1aの他方の端部に位置する状態で保持リングTW3をインナーリングTW1に連結させる第2の状態と、保持リングTW3とインナーリングTW1との連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The second electromagnetic clutch has a first state in which the holding ring TW3 is connected to the inner ring TW1 in a state where the notch hole TW3a is located at one end of the cam surface TW1a as shown in FIG. As shown in (c), the second state in which the retaining ring TW3 is coupled to the inner ring TW1 with the notch hole TW3a positioned at the other end of the cam surface TW1a, and the coupling between the retaining ring TW3 and the inner ring TW1 It is configured to be switchable to an open state that cuts off.
図5における時計回り方向を逆転方向とすると、この2ウェイクラッチTWは、第1電磁クラッチを通電されていない状態(通電オフ状態)としてアウターリングTW2と保持リングTW3との連結を断つと共に、第2電磁クラッチを第1の状態とすることにより、逆転阻止状態となる。 If the clockwise direction in FIG. 5 is the reverse direction, the two-way clutch TW disconnects the outer ring TW2 and the holding ring TW3 from the first electromagnetic clutch in a state where the first electromagnetic clutch is not energized (energization off state). 2 When the electromagnetic clutch is in the first state, the reverse rotation prevention state is established.
このような2ウェイクラッチTWで第3ブレーキB3を構成した場合には、2ウェイクラッチTWを、1速段から8速段までの前進段では逆転阻止状態とし、後進段では固定状態とすることにより、各変速段を確立できる。そして、4速段から5速段へアップシフトする場合における2ウェイクラッチT1の効果と同様に、1速段から2速段にアップシフトする際に、第3ブレーキB3たる2ウェイクラッチTWの状態を切り換える必要がないため、自動変速機の変速制御性が向上される。尚、1速段でエンジンブレーキを効かせる場合には、第3ブレーキB3たる2ウェイクラッチTWを固定状態とすればよい。 When the third brake B3 is configured by such a 2-way clutch TW, the 2-way clutch TW is set to the reverse rotation prevention state at the forward speed from the first speed to the eighth speed and fixed at the reverse speed. Thus, each gear stage can be established. Similarly to the effect of the two-way clutch T1 when upshifting from the fourth speed to the fifth speed, the state of the two-way clutch TW as the third brake B3 when upshifting from the first speed to the second speed Since there is no need to switch between, the shift controllability of the automatic transmission is improved. When the engine brake is applied at the first speed, the two-way clutch TW as the third brake B3 may be set in a fixed state.
又、上述した2ウェイクラッチで第3ブレーキB3を構成すれば、摩擦係合型のブレーキで第3ブレーキB3を構成する場合とは異なり、第3ブレーキB3でのフリクションロスは発生しない。従って、第3ブレーキB3を噛合機構で構成した場合と同様に、自動変速機全体として、フリクションロスを抑制させることができる。 Further, if the third brake B3 is configured with the above-described two-way clutch, unlike the case where the third brake B3 is configured with a friction engagement type brake, no friction loss occurs in the third brake B3. Accordingly, as in the case where the third brake B3 is configured by the meshing mechanism, the friction loss can be suppressed as the whole automatic transmission.
尚、上記の如く構成された2ウェイクラッチTWによれば、上述の固定状態と逆転阻止状態とに加えて、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)の変速機ケース1への固定を解除する開放状態と、第4遊星歯車機構PGS4のキャリアCd(第5要素)の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態とにも切換自在に構成することができる。
According to the two-way clutch TW configured as described above, the carrier Cd (fifth element) of the fourth planetary gear mechanism PGS4 to the
具体的には、第1電磁クラッチを通電オフ状態とし、第2電磁クラッチを開放状態とすることにより、2ウェイクラッチTWは、図5(a)に示すように、ローラTW4がカム面TW1aの中央部に位置し続ける状態となって、インナーリングTW1がアウターリングTW2に対して自由に回転することができる状態、即ち、開放状態となる。 Specifically, when the first electromagnetic clutch is turned off and the second electromagnetic clutch is released, the two-way clutch TW has a roller TW4 mounted on the cam surface TW1a as shown in FIG. It will be in the state which continues being located in a center part, and will be in the state which can rotate inner ring TW1 freely with respect to outer ring TW2, ie, an open state.
又、第1電磁クラッチを通電オフ状態とし、第2電磁クラッチを、図5(c)に示すように切欠孔TW3aがカム面TW1aの他方の端部に位置する状態で保持リングTW3をインナーリングTW1に連結させる第2の状態とすることにより、インナーリングTW1の正転が阻止され逆転が許容される状態、即ち、正転阻止状態となる。 Further, the first electromagnetic clutch is turned off, and the second electromagnetic clutch is moved to the inner ring with the retaining ring TW3 in a state where the notch hole TW3a is located at the other end of the cam surface TW1a as shown in FIG. By setting it as the 2nd state connected with TW1, it will be in the state in which normal rotation of inner ring TW1 is blocked | prevented and reverse rotation is permitted, ie, a normal rotation blocking state.
従って、上述した2ウェイクラッチTWの第2電磁クラッチを省略して、第1電磁クラッチの切り換えにより、第3ブレーキB3たる2ウェイクラッチTWを固定状態と開放状態とにのみ切換自在に構成することもできる。この場合、1速段及び後進段で固定状態とし、2速段から8速段で開放状態に切り換えることにより、各変速段を確立することができる。 Accordingly, the above-described second electromagnetic clutch of the two-way clutch TW is omitted, and the two-way clutch TW as the third brake B3 can be switched only between the fixed state and the released state by switching the first electromagnetic clutch. You can also. In this case, each shift stage can be established by switching to the fixed state at the first speed and the reverse speed and switching from the second speed to the eighth speed.
又、第1実施形態においては、前進8段の変速を行うものを説明したが、例えば、2速段と7速段を省略して前進6速段とすることもできる。 Further, in the first embodiment, description has been given of performing the forward eight-speed shift. However, for example, the second speed and the seventh speed may be omitted, and the sixth forward speed may be achieved.
[第2実施形態]
図4を参照して、本発明の第2実施形態の自動変速機を説明する。第2実施形態の自動変速機においては、トルクコンバータに代えてダンパDA及び摩擦係合により動力を伝達自在な単板型又は多板型の発進クラッチC0を設け、第4遊星歯車機構PGS4を、第3遊星歯車機構PGS3の径方向外方に配置せずに、第1遊星歯車機構PGS1と第3クラッチC3との間に配置し、第2遊星歯車機構PGS2を第1遊星歯車機構PGS1の径方向外方に配置して、第4回転要素Y4を構成する第1遊星歯車機構PGS1のリングギヤRaと第2遊星歯車機構PGS2のサンギヤSbとを一体に連結し、出力ギヤからなる出力部材3を第1遊星歯車機構PGS1と第4遊星歯車機構PGS4との間に配置した点を除き、第1実施形態のものと同一に構成され、各変速段も同一に確立することができる。
[Second Embodiment]
The automatic transmission according to the second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the automatic transmission of the second embodiment, instead of the torque converter, a damper DA and a single-plate or multi-plate start clutch C0 capable of transmitting power by friction engagement are provided, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 is provided. The second planetary gear mechanism PGS2 is arranged between the first planetary gear mechanism PGS1 and the third clutch C3 without being arranged radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3, and the diameter of the first planetary gear mechanism PGS1. The ring member Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2, which are arranged outward in the direction and constitute the fourth rotating element Y4, are integrally connected, and an output member 3 comprising an output gear is provided. Except for the point arranged between the first planetary gear mechanism PGS1 and the fourth planetary gear mechanism PGS4, it is configured in the same way as in the first embodiment, and the respective shift stages can be established in the same way.
第2実施形態の自動変速機によっても、第1実施形態と同一の作用効果を得ることができる。尚、第2実施形態においても、第1実施形態のように、発進クラッチC0に代えてトルクコンバータを用いてもよい。 Also by the automatic transmission of the second embodiment, the same operational effects as those of the first embodiment can be obtained. In the second embodiment, a torque converter may be used instead of the starting clutch C0 as in the first embodiment.
1…変速機ケース、2…入力軸、3…出力部材、ENG…駆動源、LC…ロックアップクラッチ、DA…ダンパ、TC…トルクコンバータ、PGS1…第1遊星歯車機構、Sa…サンギヤ、Ca…キャリア、Ra…リングギヤ、Pa…ピニオン、PGS2…第2遊星歯車機構、Sb…サンギヤ、Cb…キャリア、Rb…リングギヤ、Pb…ピニオン、PGS3…第3遊星歯車機構、Sc…サンギヤ(第3要素)、Cc…キャリア(第2要素)、Rc…リングギヤ(第1要素)、Pc…ピニオン、PGS4…第4遊星歯車機構、Sd…サンギヤ(第6要素)、Cd…キャリア(第5要素)、Rd…リングギヤ(第4要素)、Pd…ピニオン、C1〜C3…第1〜第3クラッチ、B1〜B3…第1〜第3ブレーキ、T1…2ウェイクラッチ、Y1〜Y4…第1〜第4回転要素、TW…2ウェイクラッチ(第3ブレーキ)。
DESCRIPTION OF
Claims (10)
サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる3つの要素を夫々備える第1から第4の4つの遊星歯車機構が設けられ、
該第1と第2の2つの遊星歯車機構の各要素は、4つの回転要素を構成し、当該4つの回転要素の相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、該4つの回転要素を一方から夫々第1回転要素、第2回転要素、第3回転要素及び第4回転要素とし、
前記第3遊星歯車機構の3つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第1要素、第2要素及び第3要素とし、
前記第4遊星歯車機構の3つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第4要素、第5要素及び第6要素として、
前記第1回転要素が前記入力軸に連結され、前記第4要素が前記出力部材に連結され、前記第4回転要素と前記第2要素とを連結して第1連結体が構成され、前記第1要素と前記第6要素とを連結して第2連結体が構成され、
前記第1回転要素と前記第5要素とを連結自在な第1クラッチと、
前記第2回転要素と前記第2連結体とを連結自在な第2クラッチと、
前記第3回転要素と前記第5要素とを連結自在な第3クラッチと、
前記第1連結体を前記変速機ケースに固定自在な第1ブレーキと、
前記第3要素を前記変速機ケースに固定自在な第2ブレーキと、
前記第5要素を前記変速機ケースに固定自在な第3ブレーキとからなる6つの係合機構を備え、
該6つの係合機構のうち少なくとも3つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする自動変速機。 An automatic transmission that includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and that is rotated by power from a drive source, and that rotates the input shaft in multiple stages and outputs the output shaft from an output member. ,
There are provided first to fourth planetary gear mechanisms each having three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear,
Each element of the first and second planetary gear mechanisms constitutes four rotating elements, and the relative rotational speed ratios of the four rotating elements can be represented by straight lines in the arrangement order in the collinear chart, The four rotating elements are designated as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, and a fourth rotating element, respectively, from one side,
The three elements of the third planetary gear mechanism are a first element, a second element, and a third element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. ,
Three elements of the fourth planetary gear mechanism as a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
The first rotating element is connected to the input shaft, the fourth element is connected to the output member, the fourth rotating element and the second element are connected to form a first connecting body, A second connected body is configured by connecting one element and the sixth element,
A first clutch capable of connecting the first rotating element and the fifth element;
A second clutch capable of connecting the second rotating element and the second connecting body;
A third clutch capable of connecting the third rotating element and the fifth element;
A first brake capable of fixing the first connector to the transmission case;
A second brake capable of fixing the third element to the transmission case;
Six engagement mechanisms comprising a third brake that can fix the fifth element to the transmission case;
An automatic transmission characterized in that each shift stage is established by bringing at least three of the six engagement mechanisms into a connected state or a fixed state.
前記第1要素は、前記第3遊星歯車機構のリングギヤであり、
前記第6要素は、前記第4遊星歯車機構のサンギヤであり、
前記第4遊星歯車機構は、前記第3遊星歯車機構の径方向外方に配置され、
前記第4遊星歯車機構のサンギヤは、前記第3遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
The first element is a ring gear of the third planetary gear mechanism;
The sixth element is a sun gear of the fourth planetary gear mechanism;
The fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism;
The automatic transmission according to claim 4, wherein a sun gear of the fourth planetary gear mechanism is configured integrally with a ring gear of the third planetary gear mechanism.
前記第1から第4の4つの回転要素のうち何れか1つの回転要素が、前記第1遊星歯車機構のリングギヤと前記第2遊星歯車機構のサンギヤとを連結して構成され、
前記第2遊星歯車機構は、前記第1遊星歯車機構の径方向外方に配置され、
前記第2遊星歯車機構のサンギヤは、前記第1遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1 or 2,
Any one of the first to fourth rotating elements is configured by connecting a ring gear of the first planetary gear mechanism and a sun gear of the second planetary gear mechanism,
The second planetary gear mechanism is disposed radially outward of the first planetary gear mechanism;
An automatic transmission, wherein a sun gear of the second planetary gear mechanism is integrally formed with a ring gear of the first planetary gear mechanism.
前記第3要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態と、前記第3要素の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態とに切換自在な2ウェイクラッチが設けられることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
A two-way clutch that is switchable between a reverse rotation preventing state that allows forward rotation of the third element and prevents reverse rotation and a forward rotation blocking state that prevents forward rotation of the third element and allows reverse rotation is provided. Automatic transmission featured.
前記第3ブレーキは、噛合機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 4,
The automatic transmission is characterized in that the third brake is constituted by a meshing mechanism.
前記第3ブレーキは、前記第5要素を前記変速機ケースに固定する固定状態と、前記第5要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な2ウェイクラッチで構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
The third brake is configured by a two-way clutch that can be switched between a fixed state in which the fifth element is fixed to the transmission case and a reverse rotation preventive state in which the fifth element is allowed to rotate forward and prevent reverse rotation. An automatic transmission characterized by that.
前記第3クラッチは、噛合機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The automatic transmission is characterized in that the third clutch is constituted by a meshing mechanism.
前記第1から第4の4つの遊星歯車機構が、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 7,
The first to fourth planetary gear mechanisms are constituted by a single-pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. An automatic transmission characterized by that.
前記駆動源の動力を前記入力軸に伝達自在な発進クラッチが設けられることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 8,
2. An automatic transmission comprising a starting clutch capable of transmitting power of the driving source to the input shaft.
前記駆動源の動力は、トルクコンバータを介して前記入力軸に伝達されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 8,
The automatic transmission is characterized in that the power of the drive source is transmitted to the input shaft via a torque converter.
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