JP3763287B2

JP3763287B2 - Automatic transmission for vehicles

Info

Publication number: JP3763287B2
Application number: JP2002144616A
Authority: JP
Inventors: 光史宮崎; 哲也河野; 勇治安田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-05-20
Filing date: 2002-05-20
Publication date: 2006-04-05
Anticipated expiration: 2022-05-20
Also published as: JP2003336699A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用自動変速機に係り、特に、３組の遊星歯車装置で前進７段の多段変速が可能であり、小型且つ低損失の自動変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の自動変速機として、複数の遊星歯車装置とクラッチおよびブレーキを用いたものが多用されている。特開２０００−２６６１３８号公報に記載の車両用自動変速機はその一例であり、４組の遊星歯車装置を用いて前進７段の変速が可能とされている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の車両用自動変速機は４組の遊星歯車装置を用いているため、軸長が大きくなって車両への搭載性が悪くなるとともに、重量が増加したりコスト高になったりする問題があった。また、７段の変速ギヤ段を得るために係合作動を組み合わせる７つの摩擦係合装置が備えられているため、部品点数が多くなって高コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が大きくなり、それが燃費悪化の一因となっていた。
【０００４】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、３組の遊星歯車装置を用いながら一層少ない摩擦係合装置で前進７段以上の多段変速が可能な車両用自動変速機を提供することにある。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) 遊星歯車装置の３つの回転要素の何れか１つが入力部材に連結されて回転駆動され、他の１つが回転不能に固定され、残りの１つが中間回転部材として前記入力部材に対して減速回転させられて出力する副変速部と、(b) 複数組の遊星歯車装置のサンギヤ、キャリア、およびリングギヤの一部が互いに連結されることによって５つの回転要素が構成されるとともに、該５つの回転要素の回転速度を直線で表すことができる共線図上において該５つの回転要素を一端から他端へ向かって順番に第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素、第４回転要素、および第５回転要素とした時、該第１回転要素は第２ブレーキによって選択的に回転停止させられ、該第２回転要素は第１ブレーキによって選択的に回転停止させられ、該第１回転要素は第３クラッチを介して前記中間回転部材に選択的に連結され、該第３回転要素は第２クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結され、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記中間回転部材に選択的に連結され、該第４回転要素は出力部材に連結されて回転を出力する主変速部とを備えている一方、(c) 前記第１クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第３クラッチが係合させられることによって前記第４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第２ブレーキが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられることにある。
【０００６】
【発明の効果】
本発明の車両用自動変速機は、前進７段以上の多段変速が３組の遊星歯車装置と３つのクラッチおよび２つのブレーキからなる合計５つの摩擦係合装置とによって得られるため、４組の遊星歯車装置を用いる車両用変速機に比較して軽量且つコンパクトに構成されると同時に、一層少ない個数の摩擦係合装置によって変速を行うことができる。このため、部品点数が少なくなって低コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が小さくなって一層良好な燃費が得られる。
【０００７】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記主変速部は、(a) 前記第１クラッチを介して前記中間回転部材と選択的に連結される第１サンギヤと、出力部材に連結される第１リングギヤと、該第１サンギヤに噛み合う第１ピニオンと、該第１ピニオンおよび第１リングギヤに噛み合う第２ピニオンと、該第１ピニオンおよび第２ピニオンを回転可能に支持し、前記第２クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結される第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、(b) 前記第３クラッチを介して前記中間回転部材と選択的に連結され且つ第２ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第２サンギヤと、前記第１ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第２リングギヤと、該第２サンギヤに噛み合う第３ピニオンと、前記第１ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されるとともに該第３ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第４ピニオンと、前記第１キャリヤと一体回転するように連結されるとともに該第３ピニオンおよび第４ピニオンを回転可能に支持する第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置とを、備えたものであり、(c) 前記第１回転要素は前記第２サンギヤであり、前記第２回転要素は第２リングギヤであり、前記第３回転要素は互いに連結された前記第１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第４回転要素は前記第１リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第１サンギヤであることにある。このようにすれば、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置の第１ピニオンと、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置の第４ピニオンとが一体回転するように同軸に連結されているので、ラビニヨ型と同様に、部品点数や軸長が一層低減される。
【０００８】
また、好適には、前記副変速部は、非回転部材に連結されたサンギヤと、前記中間回転部材として機能するリングギヤと、該サンギヤと噛み合う第５ピニオンと該リングギヤと噛み合う第６ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持するキャリヤとを有するダブルピニオン型遊星歯車装置である。
【０００９】
【実施例】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施例である車両用遊星歯車式自動変速機（以下、変速機という）１０の骨子図であり、図２は複数の変速段を成立させる際の係合要素および変速比を説明する作動表であり、図３は共線図である。
【００１０】
図１において、変速機１０は、図示しないエンジンから入力軸１６に入力された回転力を変速して出力歯車２４から図示しないプロペラシャフトや差動歯車装置などを介して左右の駆動輪へ向かって出力する。変速機１０は、車体に取り付けられるトランスミッションケース（非回転部材）１２内において共通の軸心上に順次配設された図示しないロックアップクラッチ付トルクコンバータ、このトルクコンバータに連結された入力軸１６、第３遊星歯車装置２２、第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０を同軸上に順次備え、出力歯車２４を第３遊星歯車装置２２と第１遊星歯車装置１８との間に備えている。上記トルクコンバータは、図示しないエンジンのクランク軸に連結されている。本実施例では、上記入力軸１６および出力歯車２４が入力回転部材および出力回転部材に対応し、上記トランスミッションケース１２が非回転部材に対応している。なお、変速機１０はその軸心に対して対称的に構成されているため、第１図の骨子図においてはその下側が省略されている。
【００１１】
上記車両用自動変速機１０は、ＦＦ車両などのための横置用のものであり、ダブルピニオン型の第３遊星歯車装置２２を主体として構成されている副（第２）変速部２６と、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０を主体として構成されている主（第１）変速部２８とを有し、５つの摩擦係合装置の作動の組み合わせを切り換えることにより、７種類の変速比γ_nが異なる前進ギヤ段、或いは後進ギヤ段を達成し、そのギヤ段において入力軸１６の回転を変速して出力歯車２４へ伝達する。
【００１２】
上記副変速部２６において、第３遊星歯車装置２２は、第３サンギヤＳ３と、その外周側に同心に配置された第３リングギヤＲ３と、第３サンギヤＳ３に噛み合う第５ピニオンＰ５と第３リングギヤＲ３に噛み合う第６ピニオンＰ６を相互に噛み合った状態で回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。第３サンギヤＳ３はトランスミッションケース１２に連結されることにより非回転とされている。第３遊星歯車装置２２の第３キャリヤＣＡ３は、入力軸１６に連結されるとともに第２クラッチＣ２を介して第１遊星歯車装置１８の第１キャリヤＣＡ１と選択的に連結され、入力軸１６からの動力をそのまま第１変速部２８へ出力する。そして、第３遊星歯車装置２２の第３リングギヤＲ３は、第１クラッチＣ１を介して第１遊星歯車装置１８の第１サンギヤＳ１と選択的に連結されるとともに第３クラッチＣ３を介して第２遊星ギヤ２０の第２サンギヤＳ２と選択的に連結され、入力軸１６に対して減速回転させられる中間回転部材として機能して第１変速部２８へ動力を出力する。
【００１３】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置１８は、第１クラッチＣ１を介して前記第３リングギヤＲ３と選択的に連結される第１サンギヤＳ１と、出力部材として機能する出力歯車２４に連結される第１リングギヤＲ１と、その第１サンギヤＳ１に噛み合う第１ピニオンＰ１と第１リングギヤＲ１に噛み合う第２ピニオンＰ２とを相互に噛み合った状態で回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、第２クラッチＣ２を介して入力軸１６に選択的に連結される第１キャリヤＣＡ１とを備えたものである。また、上記第２遊星歯車装置２０は、第３クラッチＣ３を介して第３リングギヤＲ３（中間回転部材）と選択的に連結され且つ第２ブレーキＢ２を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結される第２サンギヤＳ２と、並列させられた第１ブレーキＢ１および一方向クラッチＦ１を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結される第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤに噛み合う第３ピニオンＰ３と第１ピニオンＰ１に対して一体回転するように同軸にそれと連結されるとともに第２リングギヤＲ２に噛み合う第４ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、第１キャリヤＣＡ１と一体回転するようにそれに連結される第２キャリヤＣＡ２とを、備えたものである。
【００１４】
上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２は、たとえば、従来の車両用遊星歯車式自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介そうされている両側の部材を選択的に連結するためのものである。上記第１ブレーキＢ１に並列に設けられた一方向クラッチＦ１も係合装置すなわち第１ブレーキとして機能するものであり、いずれか一方が設けられていてもよい。
【００１５】
以上のように構成された変速機１０では、たとえば、図２の係合作動表に示されるように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２のうちから選択された２つが同時に係合作動させられることにより、前進側の第１速ギヤ段乃至第７速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_in／出力軸回転速度Ｎ_OUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００１６】
すなわち、図２に示すように、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１の係合により、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間、第２リングギヤＲ２とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₁が最大値たとえば「３．７７」である第１速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２の係合により、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間、第２サンギヤＳ２とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₂が第１速ギヤ段よりも小さい値たとえば「２．６７」程度である第２速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３の係合により、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間、第３リングギヤＲ３と第２サンギヤＳ２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₃が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．８２」程度である第３速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２の係合により、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間、第３キャリヤＣＡ３と第１キャリヤＣＡ１との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₄が第３速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．１４」程度である第４速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２，第３クラッチＣ３の係合により、第３キャリヤＣＡ３と第１キャリヤＣＡ１との間、第３リングギヤＲ３と第２サンギヤＳ２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₅が第４速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．９１」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２、第２ブレーキＢ２の係合により、第３キャリヤＣＡ３と第１キャリヤＣＡ１との間、第２サンギヤＳ２とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₆が第５速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．８２」程度である第６速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１の係合により、第３キャリヤＣＡ３と第１キャリヤＣＡ１との間、第２リングギヤＲ２とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ₇が第６速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．５９」である第７速ギヤ段が成立させられる。また、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１の係合により、第３リングギヤＲ３と第２サンギヤＳ２との間、第２リングギヤＲ２とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_Rが第２速ギヤ段と第３速ギヤ段との間の値たとえば「２．３５」である後進ギヤ段が成立させられる。前記第１遊星歯車装置１８のギヤ比（＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数）ρ₁、第２遊星歯車装置２０のギヤ比ρ₂、第３遊星歯車装置２２のギヤ比ρ₃は、上記のような変速比が得られるように設定されており、たとえば、ρ₁＝０．２８、ρ₂＝０．３１、ρ₃＝０．４５である。
【００１７】
上記変速機１０において、各ギヤ段の変速比変化率（変速比間の比＝γ_n／γ_n+1）は、たとえば第１速ギヤ段の変速比γ₁と第２速ギヤ段の変速比γ₂との比（＝γ₁／γ₂）が「１．４１」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ₂と第３速ギヤ段の変速比γ₃との比（＝γ₂／γ₃）が「１．４７」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ₃と第４速ギヤ段の変速比γ₄との比（＝γ₃／γ₄）が「１．５９」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ₄と第５速ギヤ段の変速比γ₅との比（＝γ₄／γ₅）が「１．２５」とされ、第５速ギヤ段の変速比γ₅と第６速ギヤ段の変速比γ₆との比（＝γ₅／γ₆）が「１．１１」とされ、第６速ギヤ段の変速比γ₆と第７速ギヤ段の変速比γ₇との比（＝γ₆／γ₇）が「１．３９」とされ、各変速比γが略等比的に変化させられている。また、上記上記変速機１０において、第１速ギヤ段の変速比γ₁と第７速ギヤ段の変速比γ₇との比であるギヤ比幅（＝γ₁／γ₇）が比較的大きな値すなわち「６．３８」とされている。また、後進変速段「Ｒｅｖ」の変速比も適当値であり、全体として適切な変速比特性が得られる。
【００１８】
図３は、上記変速機１０において、ギヤ段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線で表すことができる共線図を示している。図３の共線図は、横軸方向において各遊星歯車装置１８、２０、２２のギヤ比ρの関係を示し、縦軸方向において相対的回転速度を示す二次元座標であり、２本の横線のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、その上側の横線Ｘ３が入力軸１６の回転速度よりも低い減速回転を示し、さらに上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１６の回転速度を示している。主変速部２８において、５本の縦線Ｙ１乃至Ｙ５は、左から順に、第１回転要素ＲＥ１に対応する第２サンギヤＳ２を、第２回転要素ＲＥ２に対応する第２リングギヤＲ２を、第３回転要素ＲＥ３に対応し且つ相互に連結された第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２を、第４回転要素ＲＥ４に対応する第１リングギヤＲ１を、第５回転要素ＲＥ５に対応する第１サンギヤＳ１をそれぞれ表し、それらの間隔は第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０のギヤ比ρ₁、ρ₂に応じてそれぞれ定められている。共線図の縦軸間において、サンギヤとキャリヤとの間が「１」に対応する間隔とされ、キャリヤとリングギヤとの間がρに対応する間隔に設定されている。
【００１９】
上記共線図を利用して主変速部２８を表現すれば、第１遊星歯車装置１８の第１サンギヤＳ１、第１キャリアＣＡ１、第１リングギヤＲ１、および第２遊星歯車装置２０の第２サンギヤＳ２、第２キャリアＣＡ２、第２リングギヤＲ２の一部が互いに連結されることによって５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５が構成されるとともに、その５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５の回転速度を直線で表すことができる共線図上においてその５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５を一端から他端へ向かって順番に第１回転要素ＲＥ１、第２回転要素ＲＥ２、第３回転要素ＲＥ３、第４回転要素ＲＥ４、および第５回転要素ＲＥ５とした時、その第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）は第２ブレーキＢ２によって選択的に回転停止させられ、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ２）は第１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、その第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）は第３クラッチＣ３を介して前記第３リングギヤＲ３（中間回転部材）に選択的に連結され、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）は第２クラッチＣ２，第３キャリヤＣＡ３を介して前記入力軸１６（入力部材）に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）は第１クラッチＣ１を介して第３リングギヤＲ３（中間回転部材）に選択的に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００２０】
そして、上記の共線図から明らかなように、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３に連結されることにより第１変速部２６を介して入力軸１６よりも減速回転させられるとともに第２回転要素ＲＥ２（Ｒ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「１ｓｔ」で示す回転速度で回転させられ、最も大きい変速比の第１変速段「１ｓｔ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３に連結されることにより第１変速部２６を介して入力軸１６よりも減速回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「２ｎｄ」で示す回転速度で回転させられ、第１変速段「１ｓｔ」よりも変速比が小さい第２変速段「２ｎｄ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第３クラッチＣ３が係合させられて、主変速部２８全体が副変速部２６の第３リングギヤＲ３と共に減速回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「３ｒｄ」で示す回転速度すなわち副変速部２６の第３リングギヤＲ３と同じ回転速度で回転させられ、第２変速段「２ｎｄ」よりも変速比が小さい第３変速段「３ｒｄ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３に連結されることにより第１変速部２６を介して入力軸１６よりも減速回転させられるとともに、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「４ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第３変速段「３ｒｄ」よりも変速比が小さい第４変速段「４ｔｈ」が成立させられる。第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）が減速回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「５ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第４変速段「４ｔｈ」よりも変速比が小さい第５変速段「５ｔｈ」が成立させられる。第２クラッチＣ２および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「６ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第５変速段「５ｔｈ」よりも変速比が小さい第６変速段「６ｔｈ」が成立させられる。第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「７ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第６変速段「６ｔｈ」よりも変速比が小さい第７変速段「７ｔｈ」が成立させられる。
【００２１】
また、第３クラッチＣ３および第１ブレーキＢ１が係合させられると、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）が入力軸１６よりも減速回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「Ｒｅｖ」で示す回転速度で逆回転させられ、後進変速段「Ｒｅｖ」が成立させられる。
【００２２】
上述のように、本実施例の車両用自動変速機１０によれば、前進７段の多段変速が３組の第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２と、３つのクラッチＣ１〜Ｃ３および２つのブレーキＢ１、Ｂ２から成る合計５つの摩擦係合装置によって得られるため、４組の遊星歯車装置を用いる場合に比較して軽量且つコンパクトに構成され、車両への搭載性が向上する。同時に、一層少ない個数の摩擦係合装置によって変速を行うことができるため、部品点数が少なくなって低コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が小さくなって一層良好な燃費が得られる。
【００２３】
また、前述の実施例において、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８の第１ピニオンＰ１と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２０の第４ピニオンＰ４とが一体回転するように同軸に相互に連結されているので、ラビニヨ型と同様に、部品点数や軸長が一層低減され、変速機３０が一層小型且つ安価となる。
【００２４】
また、上記３組の第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２のギヤ比ρ₁、ρ₂、ρ₃を略０．３〜０．６の範囲内として、それ等の遊星歯車装置１８、２０、２２を比較的小型（小径）に維持しつつ、図２に示すように全体として適切な変速比特性を得ることができる。
【００２５】
以上、本発明の１実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００２６】
たとえば、前述の実施例において、第３遊星歯車装置２２は、ダブルピニオン型であったが、シングルピニオン型の遊星歯車装置であってもよい。その３つの回転要素に対応する第３サンギヤＳ３、第３キャリヤＣＡ３、第３リングギヤＲ３のうち、いずれが固定され、いずれが中間回転部材とされ、いずれが入力部材に直接或いは間接に連結されてもよい。
【００２７】
また、前述の実施例の車両用自動変速機１０は、その自動変速機１０の軸線が車両の幅方向となるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両用すなわち搭載姿勢が横置き型となる車両に適したものであったが、自動変速機１０の軸線が車両の前後方向となるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車両用すなわち搭載姿勢が縦置き型となる場合にも適用される。
【００２８】
また、前記車両用自動変速機１０は、アクセル操作量や車速などの運転状態に応じて自動的に変速段を切り換えるものでも良いが、運転者のスイッチ操作（アップダウン操作など）に従って変速段を切り換えるものでもよい。
【００２９】
また、前記車両用自動変速機１０において、第１クラッチＣ１〜第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２としては、油圧シリンダによって摩擦係合させられる多板式や単板式、ベルト式などの油圧式摩擦係合装置が好適に用いられるが、電磁式等の他の形式の係合装置を採用することもできる。変速制御を容易にするため、それ等のブレーキやクラッチと並列に一方向クラッチを設けることもできる。エンジンブレーキが必要無い場合には、一方向クラッチを設けるだけでも良い。回転を停止する点で一方向クラッチはブレーキと同様の機能が得られるのである。この他、第１ブレーキと並列に、直列に接続されたブレーキおよび一方向クラッチを設けるなど、種々の態様が可能である。
【００３０】
また、前記車両用自動変速機１０において、主変速部２８と副変速部２６との位置関係や、主変速部２８の第１遊星歯車装置１８と第２遊星歯車装置２０との位置関係は特に限定されず、種々の態様が可能である。クラッチやブレーキについても、例えば一端部に集中して配置するなど種々の態様が可能である。また、第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２は必ずしも同心でなくてもよい。
【００３１】
また、前述の実施例の共線図は、回転要素ＲＥ１、ＲＥ２、ＲＥ３、ＲＥ４、ＲＥ５に対応する縦軸Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３、Ｙ４、Ｙ５が、左から右へ向かって順次配列されていたが、右から左へ向かって順次配列されていてもよい。また、回転速度零に対応する横軸Ｘ１の上側に回転速度「１」に対応する横軸Ｘ２が配置されていたが、横軸Ｘ１の下側に配置されていてもよい。
【００３２】
また、前述の実施例において、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８の第１ピニオンＰ１と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２０の第４ピニオンＰ４とが一体回転するように同軸に相互に連結されていたが、相互に同径であってもよい。第１ピニオンＰ１、第２ピニオンＰ２、第３ピニオンＰ３、第４ピニオンＰ４の径（歯数）は適宜変更され得る。
【００３３】
また、前述の実施例の主変速部２８は、第１遊星歯車装置１８と第２遊星歯車装置２０との２組の遊星歯車装置を備えたものであったが、３組以上の遊星歯車装置を備えたものであってもよい。
【００３４】
また、前述の実施例の主変速部２８において、第１回転要素ＲＥ１、第２回転要素ＲＥ２、第３回転要素ＲＥ３、第４回転要素ＲＥ４、第５回転要素ＲＥ５を構成する回転部材は、第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０、或いはそれと他の遊星歯車装置の構成するサンギヤ、リングギヤ、キャリヤのいずれであってもよい。
【００３５】
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例である車両用自動変速機の構成を説明する骨子図である。
【図２】図１の車両用自動変速機の変速ギヤ段とそれを実現するための複数の摩擦係合装置の係合作動の組み合わせとの関係を説明する作動表である。
【図３】図１の車両用自動変速機の共線図である。
【符号の説明】
１０：車両用自動変速機（自動変速機）
１２：トランスミッションケース（非回転部材）
１６：入力軸（入力部材）
１８：第１遊星歯車装置
２０：第２遊星歯車装置
２２：第３遊星歯車装置
２４：出力歯車（出力部材）
ＲＥ１：第１回転要素
ＲＥ２：第２回転要素
ＲＥ３：第３回転要素
ＲＥ４：第４回転要素
ＲＥ５：第５回転要素
Ｃ１：第１クラッチ
Ｃ２：第２クラッチ
Ｃ３：第３クラッチ
Ｂ１：第１ブレーキ
Ｂ２：第２ブレーキ
Ｒ３：第３リングギヤ（中間回転部材）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission for a vehicle, and more particularly, to a small and low-loss automatic transmission that can perform seven forward multi-stage shifts with three sets of planetary gear devices.
[0002]
[Prior art]
As an automatic transmission for a vehicle, one using a plurality of planetary gear devices, clutches and brakes is often used. An automatic transmission for a vehicle described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-266138 is an example thereof, and seven forward gears can be shifted using four sets of planetary gear devices.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the conventional automatic transmission for a vehicle uses four sets of planetary gear units, the shaft length becomes large, the mountability on the vehicle becomes worse, the weight increases, and the cost increases. There was a problem. In addition, since seven friction engagement devices that combine engagement operations to obtain seven speed gears are provided, not only the number of parts is increased and the cost is increased, but also drag resistance is increased. That contributed to the deterioration of fuel consumption.
[0004]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is for a vehicle capable of multi-speed shifting of 7 or more forward stages with fewer friction engagement devices while using three sets of planetary gear devices. It is to provide an automatic transmission.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
To achieve this object, the gist of the present invention is that (a) any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member and driven to rotate, and the other one is fixed to be non-rotatable. And the remaining one is an intermediate rotating member that is decelerated and rotated with respect to the input member, and (b) a part of the sun gear, carrier, and ring gear of the plurality of planetary gear units are connected to each other. As a result, five rotating elements are configured, and the five rotating elements are arranged in order from one end to the other end on a collinear diagram in which the rotational speed of the five rotating elements can be expressed by a straight line. When the first rotation element, the second rotation element, the third rotation element, the fourth rotation element, and the fifth rotation element are used, the first rotation element is selectively stopped by the second brake, and the second rotation Element 1st blur The first rotation element is selectively connected to the intermediate rotation member via a third clutch, and the third rotation element is selected to the input member via a second clutch. The fifth rotating element is selectively connected to the intermediate rotating member via a first clutch, and the fourth rotating element is connected to an output member to output a rotation. On the other hand, (c) by engaging the first clutch and the first brake, the first gear stage having the largest gear ratio is established, and the first clutch and the second brake are engaged. As a result, a second gear stage having a smaller gear ratio than the first gear stage is established, and the gear ratio is smaller than that of the second gear stage by engaging the first clutch and the third clutch. When the third shift stage is established and the first clutch and the second clutch are engaged, a fourth shift stage having a smaller speed ratio than the third shift stage is established, and the second clutch and the second clutch A fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established by engaging the third clutch, and the fifth shift stage is engaged by engaging the second clutch and the second brake. A sixth gear position having a smaller gear ratio than the first gear position is established, and a seventh gear position having a smaller gear ratio than the sixth gear position is established by engaging the second clutch and the first brake. It is to be done.
[0006]
【The invention's effect】
In the automatic transmission for a vehicle according to the present invention, a multi-stage shift of 7 or more forward speeds is obtained by three sets of planetary gear units and a total of five friction engagement devices including three clutches and two brakes. As compared with a vehicle transmission that uses a planetary gear device, it is configured to be lighter and more compact, and at the same time, a smaller number of frictional engagement devices can be used for shifting. For this reason, not only the number of parts is reduced and the cost is reduced, but also drag resistance is reduced and a better fuel consumption can be obtained.
[0007]
Other aspects of the invention
Here, preferably, the main transmission unit includes: (a) a first sun gear that is selectively connected to the intermediate rotation member via the first clutch; a first ring gear that is connected to the output member; A first pinion that meshes with the first sun gear, a second pinion that meshes with the first pinion and the first ring gear, and a first pinion and a second pinion that rotatably support the input through the second clutch. A first planetary gear unit having a first carrier selectively coupled to the member; and (b) selectively coupled to the intermediate rotating member via the third clutch and non-rotating via the second brake. A second sun gear selectively connected to a member; a second ring gear selectively connected to a non-rotating member via the first brake; a third pinion meshing with the second sun gear; and the first pinion Against A fourth pinion that is coaxially connected to rotate integrally and meshes with the third pinion and the second ring gear, and is connected to rotate integrally with the first carrier and rotates the third pinion and the fourth pinion. (C) the first rotating element is the second sun gear, and the second rotating element is the second ring gear. The third rotating element is the first carrier and the second carrier connected to each other, the fourth rotating element is the first ring gear, and the fifth rotating element is the first sun gear. is there. In this way, the first pinion of the first planetary gear device of the double pinion type and the fourth pinion of the second planetary gear device of the double pinion type are coaxially connected so as to rotate together, so that Ravigneaux Similar to the mold, the number of parts and the axial length are further reduced.
[0008]
Preferably, the sub-transmission unit includes a sun gear coupled to a non-rotating member, a ring gear functioning as the intermediate rotating member, a fifth pinion that meshes with the sun gear, and a sixth pinion that meshes with the ring gear. Is a double pinion type planetary gear device having a carrier rotatably supported in mesh with each other.
[0009]
【Example】
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicular planetary gear type automatic transmission (hereinafter referred to as “transmission”) 10 according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 shows engagement elements when a plurality of shift stages are established. FIG. 3 is an alignment chart for explaining a gear ratio.
[0010]
In FIG. 1, a transmission 10 shifts a rotational force input to an input shaft 16 from an engine (not shown) and travels from an output gear 24 to left and right drive wheels via a propeller shaft, a differential gear device, etc. (not shown). Output. The transmission 10 includes a torque converter with a lock-up clutch (not shown) sequentially disposed on a common shaft center in a transmission case (non-rotating member) 12 attached to the vehicle body, an input shaft 16 connected to the torque converter, A third planetary gear unit 22, a first planetary gear unit 18, and a second planetary gear unit 20 are sequentially provided on the same axis, and an output gear 24 is provided between the third planetary gear unit 22 and the first planetary gear unit 18. Yes. The torque converter is connected to a crankshaft of an engine (not shown). In this embodiment, the input shaft 16 and the output gear 24 correspond to an input rotating member and an output rotating member, and the transmission case 12 corresponds to a non-rotating member. Since the transmission 10 is configured symmetrically with respect to its axis, the lower side is omitted in the skeleton diagram of FIG.
[0011]
The vehicular automatic transmission 10 is for horizontal installation for an FF vehicle or the like, and has a sub (second) transmission unit 26 mainly composed of a double pinion type third planetary gear unit 22; It has a main (first) transmission unit 28 mainly composed of a double pinion type first planetary gear unit 18 and a second planetary gear unit 20, and switches the combination of the operations of the five friction engagement devices. 7 gear ratios γ _n Achieves different forward gears or reverse gears, and the rotation of the input shaft 16 is shifted and transmitted to the output gear 24 at the gears.
[0012]
In the auxiliary transmission unit 26, the third planetary gear unit 22 includes a third sun gear S3, a third ring gear R3 disposed concentrically on the outer peripheral side thereof, a fifth pinion P5 and a third ring gear meshing with the third sun gear S3. A third carrier CA3 that supports the sixth pinion P6 meshing with R3 so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving in a state of meshing with each other, is provided. The third sun gear S3 is non-rotated by being connected to the transmission case 12. The third carrier CA3 of the third planetary gear device 22 is connected to the input shaft 16 and is selectively connected to the first carrier CA1 of the first planetary gear device 18 via the second clutch C2, and from the input shaft 16. Is directly output to the first transmission unit 28. The third ring gear R3 of the third planetary gear device 22 is selectively connected to the first sun gear S1 of the first planetary gear device 18 via the first clutch C1, and is connected to the second ring gear via the third clutch C3. The planetary gear 20 is selectively connected to the second sun gear S2 and functions as an intermediate rotating member that is decelerated and rotated with respect to the input shaft 16 to output power to the first transmission unit 28.
[0013]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 18 includes a first sun gear S1 that is selectively connected to the third ring gear R3 via the first clutch C1, and an output gear 24 that functions as an output member. The first ring gear R1 coupled to the first sun gear S1, the first pinion P1 meshing with the first sun gear S1, and the second pinion P2 meshing with the first ring gear R1 are supported so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving. And a first carrier CA1 selectively connected to the input shaft 16 via the second clutch C2. The second planetary gear unit 20 is selectively connected to the third ring gear R3 (intermediate rotating member) via the third clutch C3 and selectively connected to the transmission case 12 via the second brake B2. The second sun gear S2, the second ring gear R2 that is selectively connected to the transmission case 12 via the first brake B1 and the one-way clutch F1 that are juxtaposed, the third pinion P3 that meshes with the second sun gear, and the second A first pinion P1 is coaxially connected to the first pinion P1 so as to rotate integrally therewith, and a fourth pinion meshing with the second ring gear R2 is rotatably supported in a mutually meshed state, that is, capable of rotating and revolving. The second carrier CA2 connected to the CA1 so as to rotate integrally with the CA1 is provided.
[0014]
The first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, and the second brake B2 are, for example, hydraulic friction engagements often used in conventional vehicle planetary gear automatic transmissions. The apparatus is a wet multi-plate type in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator, or one end of one or two bands wound around the outer peripheral surface of a rotating drum is It is composed of a band brake or the like to be tightened, and is for selectively connecting the members on both sides on which it is interposed. The one-way clutch F1 provided in parallel with the first brake B1 also functions as an engagement device, that is, the first brake, and either one may be provided.
[0015]
In the transmission 10 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, the second Two of the brakes B2 selected are engaged and actuated at the same time, so that one of the first to seventh speed gears on the forward side or the reverse gear stage is selectively established, and so on. Gear ratio γ (= input shaft rotational speed N) _in / Output shaft rotation speed N _OUT ) Is obtained for each gear stage.
[0016]
That is, as shown in FIG. 2, the engagement between the first clutch C1 and the first brake B1 connects the third ring gear R3 and the first sun gear S1, and the second ring gear R2 and the transmission case 12, respectively. As a result, the gear ratio γ ₁ The first gear is established with a maximum value of, for example, “3.77”. Further, the engagement of the first clutch C1 and the second brake B2 couples the third ring gear R3 and the first sun gear S1, and the second sun gear S2 and the transmission case 12, respectively. γ ₂ Is set to a value smaller than the first speed gear stage, for example, about “2.67”. Further, by engaging the first clutch C1 and the third clutch C3, the third ring gear R3 and the first sun gear S1 and the third ring gear R3 and the second sun gear S2 are connected to each other to change the speed. Ratio γ _Three The third speed gear stage in which is smaller than the second speed gear stage, for example, about “1.82”, is established. Further, the engagement between the first clutch C1 and the second clutch C2 connects the third ring gear R3 and the first sun gear S1, and the third carrier CA3 and the first carrier CA1 to thereby change the speed. Ratio γ _Four Is set to a value that is smaller than the third gear, for example, about “1.14”. Further, the engagement of the second clutch C2 and the third clutch C3 connects the third carrier CA3 and the first carrier CA1, and the third ring gear R3 and the second sun gear S2, respectively, thereby shifting the speed. Ratio γ _Five The fifth gear is established with a value smaller than that of the fourth gear, for example, about “0.91”. Further, the engagement of the second clutch C2 and the second brake B2 couples the third carrier CA3 and the first carrier CA1, and the second sun gear S2 and the transmission case 12, respectively. γ ₆ The sixth gear is established with a value smaller than the fifth gear, for example, about “0.82”. Further, the engagement of the second clutch C2 and the first brake B1 couples the third carrier CA3 and the first carrier CA1, and the second ring gear R2 and the transmission case 12, respectively. γ ₇ The seventh speed gear stage in which is smaller than the sixth speed gear stage, for example, “0.59”, is established. Further, the engagement of the third clutch C3 and the first brake B1 connects the third ring gear R3 and the second sun gear S2, and the second ring gear R2 and the transmission case 12, respectively. γ _R Is set to a reverse gear that is a value between the second gear and the third gear, for example, “2.35”. Gear ratio of the first planetary gear unit 18 (= number of teeth of sun gear / number of teeth of ring gear) ρ ₁ The gear ratio ρ of the second planetary gear unit 20 ₂ The gear ratio ρ of the third planetary gear unit 22 _Three Is set to obtain the gear ratio as described above, for example, ρ ₁ = 0.28, ρ ₂ = 0.31, ρ _Three = 0.45.
[0017]
In the transmission 10, the gear ratio change rate of each gear stage (ratio between gear ratios = γ _n / Γ _{n + 1} ) Is, for example, the gear ratio γ of the first gear ₁ And second gear stage gear ratio γ ₂ And ratio (= γ ₁ / Γ ₂ ) Is "1.41", and the gear ratio γ of the second gear stage ₂ And gear ratio γ of the third gear _Three And ratio (= γ ₂ / Γ _Three ) Is "1.47" and the gear ratio γ of the third gear stage _Three And gear ratio γ of the fourth gear _Four And ratio (= γ _Three / Γ _Four ) Is "1.59", and the gear ratio γ of the fourth gear stage _Four And gear ratio γ of the fifth gear _Five And ratio (= γ _Four / Γ _Five ) Is "1.25", and the gear ratio γ of the fifth gear stage _Five And the sixth gear stage gear ratio γ ₆ And ratio (= γ _Five / Γ ₆ ) Is "1.11", and the gear ratio γ of the sixth gear stage ₆ And the seventh gear stage gear ratio γ ₇ And ratio (= γ ₆ / Γ ₇ ) Is set to “1.39”, and the respective transmission gear ratios γ are changed in substantially equal ratios. Further, in the transmission 10 described above, the gear ratio γ of the first speed gear stage. ₁ And the seventh gear stage gear ratio γ ₇ Gear ratio width (= γ) ₁ / Γ ₇ ) Is a relatively large value, that is, “6.38”. Further, the gear ratio of the reverse gear stage “Rev” is also an appropriate value, and an appropriate gear ratio characteristic is obtained as a whole.
[0018]
FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, in a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements that are connected in different gear stages in the transmission 10. The collinear diagram of FIG. 3 is a two-dimensional coordinate indicating the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 18, 20, and 22 in the horizontal axis direction and the relative rotational speed in the vertical axis direction. The lower horizontal line X1 indicates zero rotational speed, the upper horizontal line X3 indicates decelerated rotation lower than the rotational speed of the input shaft 16, and the upper horizontal line X2 indicates rotational speed "1.0", that is, input. The rotational speed of the shaft 16 is shown. In the main transmission unit 28, five vertical lines Y1 to Y5 indicate, from the left, the second sun gear S2 corresponding to the first rotation element RE1, the second ring gear R2 corresponding to the second rotation element RE2, and the third The first carrier CA1 and the second carrier CA2 that correspond to the rotation element RE3 and are connected to each other, the first ring gear R1 that corresponds to the fourth rotation element RE4, and the first sun gear S1 that corresponds to the fifth rotation element RE5. The distance between them is the gear ratio ρ of the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20. ₁ , Ρ ₂ It is determined according to each. Between the vertical axes of the nomograph, the distance between the sun gear and the carrier is set to an interval corresponding to “1”, and the interval between the carrier and the ring gear is set to an interval corresponding to ρ.
[0019]
If the main transmission 28 is expressed using the above nomograph, the first sun gear S1 of the first planetary gear unit 18, the first carrier CA1, the first ring gear R1, and the second sun gear of the second planetary gear unit 20 will be described. S2, second carrier CA2, and part of second ring gear R2 are connected to each other to form five rotating elements RE1 to RE5, and the rotational speeds of the five rotating elements RE1 to RE5 are represented by straight lines. The five rotation elements RE1 to RE5 are arranged in order from one end to the other end on the nomographic chart in which the first rotation element RE1, the second rotation element RE2, the third rotation element RE3, the fourth rotation element RE4, and When the fifth rotation element RE5 is selected, the first rotation element RE1 (S2) is selectively stopped by the second brake B2, and the second rotation element RE2 (R2) is selected. Is selectively stopped by the first brake B1, and the first rotating element RE1 (S2) is selectively connected to the third ring gear R3 (intermediate rotating member) via the third clutch C3, The rotating element RE3 (CA1, CA2) is selectively connected to the input shaft 16 (input member) via the second clutch C2 and the third carrier CA3, and the fifth rotating element RE5 (S1) connects the first clutch C1. And the fourth ring element R4 (R1) is connected to the output gear 24 (output member).
[0020]
As is clear from the collinear chart, the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, and the fifth rotating element RE5 (S1) is connected to the third ring gear R3 to thereby provide the first. When the second rotating element RE2 (R2) is rotated and decelerated from the input shaft 16 via the transmission unit 26, the fourth rotating element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “1st”. Thus, the first gear stage “1st” having the largest gear ratio is established. The first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, and the fifth rotating element RE5 (S1) is connected to the third ring gear R3, so that it rotates at a speed lower than that of the input shaft 16 via the first transmission 26. When the rotation of the first rotation element RE1 (S2) is stopped, the fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “2nd”, and the gear ratio is higher than that of the first gear stage “1st”. The second shift speed “2nd” with a small is established. When the first clutch C1 and the third clutch C3 are engaged and the entire main transmission unit 28 is decelerated and rotated together with the third ring gear R3 of the sub transmission unit 26, the fourth rotation element RE4 (R1) is “3rd”. Is rotated at the same rotational speed as the third ring gear R3 of the sub-transmission unit 26, and the third shift stage “3rd” having a smaller speed ratio than the second shift stage “2nd” is established. The first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, and the fifth rotating element RE5 (S1) is connected to the third ring gear R3, so that it rotates at a speed lower than that of the input shaft 16 via the first transmission 26. When the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, the fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “4th”, and the third speed “ The fourth shift speed “4th” having a smaller gear ratio than “3rd” is established. When the second clutch C2 and the third clutch C3 are engaged, the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S2) is rotated at a reduced speed. The fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “5th”, and the fifth shift stage “5th” having a smaller gear ratio than the fourth shift stage “4th” is established. When the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S2) is stopped. The fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “6th”, and the sixth speed “6th” having a smaller gear ratio than the fifth speed “5th” is established. When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (R2) is stopped. The fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “7th”, and the seventh shift stage “7th” having a smaller gear ratio than the sixth shift stage “6th” is established.
[0021]
Further, when the third clutch C3 and the first brake B1 are engaged, the first rotation element RE1 (S2) is rotated at a lower speed than the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (R2) is stopped from rotating. Then, the fourth rotation element RE4 (R1) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established.
[0022]
As described above, according to the vehicle automatic transmission 10 of the present embodiment, the first planetary gear unit 18, the second planetary gear unit 20, the third planetary gear unit 22, and the like, are configured with three sets of forward multi-shifts. Since it is obtained by a total of five friction engagement devices including three clutches C1 to C3 and two brakes B1 and B2, it is configured to be lighter and more compact than when four sets of planetary gear devices are used. The mountability of is improved. At the same time, gear shifting can be performed with a smaller number of friction engagement devices, so that not only the number of parts is reduced and the cost is reduced, but also drag resistance is reduced, and better fuel efficiency is obtained.
[0023]
In the above-described embodiment, the first pinion P1 of the double-pinion type first planetary gear device 18 and the fourth pinion P4 of the double-pinion type second planetary gear device 20 are coaxially connected to each other so as to rotate together. As in the Ravigneaux type, the number of parts and the shaft length are further reduced, and the transmission 30 is further reduced in size and cost.
[0024]
Further, the gear ratio ρ of the three sets of the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 20, and the third planetary gear device 22. ₁ , Ρ ₂ , Ρ _Three Is within the range of about 0.3 to 0.6, and the planetary gear devices 18, 20, and 22 are kept relatively small (small diameter), and as shown in FIG. Can be obtained.
[0025]
As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0026]
For example, in the above-described embodiment, the third planetary gear device 22 is a double pinion type, but may be a single pinion type planetary gear device. Of the third sun gear S3, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 corresponding to the three rotating elements, which is fixed, which is the intermediate rotating member, and which is directly or indirectly connected to the input member Also good.
[0027]
Further, the vehicle automatic transmission 10 according to the above-described embodiment is an FF (front engine / front drive) vehicle in which the axis of the automatic transmission 10 is in the vehicle width direction, that is, a vehicle in which the mounting posture is a horizontal type. Although it is suitable, the present invention is also applied to an FR (front engine / rear drive) vehicle in which the axis of the automatic transmission 10 is in the longitudinal direction of the vehicle, that is, when the mounting posture is a vertical installation type.
[0028]
The automatic transmission 10 for a vehicle may be one that automatically switches the gear position according to the driving state such as the accelerator operation amount and the vehicle speed, but the gear speed is changed according to the driver's switch operation (up / down operation, etc.). It may be switched.
[0029]
In the vehicle automatic transmission 10, the first clutch C1 to the third clutch C3, the first brake B1, and the second brake B2 are multi-plate type, single plate type, belt type, etc. that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder. The hydraulic friction engagement device is preferably used, but other types of engagement devices such as an electromagnetic type can also be adopted. In order to facilitate shift control, a one-way clutch may be provided in parallel with the brakes and clutches. If engine braking is not required, only a one-way clutch may be provided. The one-way clutch has the same function as the brake in that it stops rotating. In addition, various modes such as providing a brake and a one-way clutch connected in series in parallel with the first brake are possible.
[0030]
In the vehicular automatic transmission 10, the positional relationship between the main transmission unit 28 and the auxiliary transmission unit 26 and the positional relationship between the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20 of the main transmission unit 28 are particularly great. Without being limited, various embodiments are possible. For the clutch and brake, for example, various modes such as concentrating at one end are possible. Further, the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 20, and the third planetary gear device 22 are not necessarily concentric.
[0031]
In the collinear chart of the above-described embodiment, the vertical axes Y1, Y2, Y3, Y4, and Y5 corresponding to the rotation elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 are sequentially arranged from the left to the right. May be sequentially arranged from the right to the left. Further, although the horizontal axis X2 corresponding to the rotational speed “1” is arranged above the horizontal axis X1 corresponding to the rotational speed zero, it may be arranged below the horizontal axis X1.
[0032]
In the above-described embodiment, the first pinion P1 of the double-pinion type first planetary gear device 18 and the fourth pinion P4 of the double-pinion type second planetary gear device 20 are coaxially connected to each other so as to rotate together. However, they may have the same diameter. The diameters (number of teeth) of the first pinion P1, the second pinion P2, the third pinion P3, and the fourth pinion P4 may be changed as appropriate.
[0033]
Further, the main transmission unit 28 of the above-described embodiment is provided with two planetary gear units of the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20, but three or more sets of planetary gear units are included. It may be provided.
[0034]
Further, in the main transmission unit 28 of the above-described embodiment, the rotating members constituting the first rotating element RE1, the second rotating element RE2, the third rotating element RE3, the fourth rotating element RE4, and the fifth rotating element RE5 are: The first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20, or any of the sun gear, the ring gear, and the carrier that constitute the other planetary gear unit may be used.
[0035]
The above description is merely an embodiment of the present invention, and the present invention can be carried out in various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment of the present invention.
2 is an operation table for explaining the relationship between the transmission gear stage of the vehicle automatic transmission of FIG. 1 and the combination of engagement operations of a plurality of friction engagement devices for realizing the same.
FIG. 3 is a collinear diagram of the vehicle automatic transmission shown in FIG. 1;
[Explanation of symbols]
10: Automatic transmission for vehicles (automatic transmission)
12: Transmission case (non-rotating member)
16: Input shaft (input member)
18: First planetary gear unit
20: Second planetary gear unit
22: Third planetary gear set
24: Output gear (output member)
RE1: First rotating element
RE2: Second rotation element
RE3: Third rotation element
RE4: Fourth rotation element
RE5: Fifth rotating element
C1: 1st clutch
C2: Second clutch
C3: Third clutch
B1: First brake
B2: Second brake
R3: Third ring gear (intermediate rotating member)

Claims

Any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member and driven to rotate, the other one is fixed to be non-rotatable, and the other one is rotated at a reduced speed relative to the input member as an intermediate rotating member. A sub-transmission unit that outputs the
A plurality of planetary gear units, the sun gear, the carrier, and the ring gear are connected to each other so that five rotating elements are formed, and the rotational speed of the five rotating elements can be expressed in a straight line. In the figure, when the five rotating elements are sequentially designated as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, a fourth rotating element, and a fifth rotating element from one end to the other end, The rotating element is selectively stopped by the second brake, the second rotating element is selectively stopped by the first brake, and the first rotating element is attached to the intermediate rotating member via the third clutch. Selectively connected, the third rotating element is selectively connected to the input member via a second clutch, and the fifth rotating element is selectively connected to the intermediate rotating member via a first clutch. The first Rotating element and the main transmission section that outputs the rotation is coupled to an output member,
While
The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the first brake, and the first shift is performed by engaging the first clutch and the second brake. A second gear stage having a gear ratio smaller than that of the gear stage is established, and the third gear stage having a gear ratio smaller than that of the second gear stage is established by engaging the first clutch and the third clutch. When the first clutch and the second clutch are engaged, a fourth shift stage having a smaller speed ratio than the third shift stage is established, and the second clutch and the third clutch are engaged. As a result, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and the second clutch and the second brake are engaged. As a result, a sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established, and a gear ratio smaller than the sixth gear position is established by engaging the second clutch and the first brake. An automatic transmission for a vehicle characterized in that seven shift stages are established.

The main transmission unit is
A first sun gear selectively connected to the intermediate rotating member via the first clutch; a first ring gear connected to the output member; a first pinion meshing with the first sun gear; the first pinion; A first pinion that meshes with the first ring gear; and a first carrier that rotatably supports the first pinion and the second pinion and that is selectively coupled to the input member via the second clutch. A planetary gear device;
A second sun gear selectively connected to the intermediate rotating member via the third clutch and selectively connected to the non-rotating member via the second brake; and to the non-rotating member via the first brake. A second ring gear that is selectively connected, a third pinion that engages with the second sun gear, and a coaxial connection that rotates integrally with the first pinion and that meshes with the third pinion and the second ring gear. And a second planetary gear device having a fourth pinion and a second carrier coupled to rotate integrally with the first carrier and rotatably supporting the third pinion and the fourth pinion. And
The first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is a second ring gear, the third rotating element is the first carrier and the second carrier connected to each other, and the fourth rotation The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an element is the first ring gear, and the fifth rotating element is the first sun gear.

The auxiliary transmission unit rotates in a state in which a sun gear coupled to a non-rotating member, a ring gear functioning as the intermediate rotating member, a fifth pinion meshing with the sun gear, and a sixth pinion meshing with the ring gear are meshed with each other. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein the automatic transmission is a double pinion type planetary gear device having a carrier that can be supported.