JP3763288B2 - Automatic transmission for vehicles - Google Patents

Automatic transmission for vehicles Download PDF

Info

Publication number
JP3763288B2
JP3763288B2 JP2002162118A JP2002162118A JP3763288B2 JP 3763288 B2 JP3763288 B2 JP 3763288B2 JP 2002162118 A JP2002162118 A JP 2002162118A JP 2002162118 A JP2002162118 A JP 2002162118A JP 3763288 B2 JP3763288 B2 JP 3763288B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
gear
pinion
sun gear
carrier
ring gear
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP2002162118A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2004011674A (en
Inventor
光史 宮崎
哲也 河野
勇治 安田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Priority to JP2002162118A priority Critical patent/JP3763288B2/en
Priority to US10/427,930 priority patent/US6802795B2/en
Priority to DE10321473A priority patent/DE10321473B8/en
Publication of JP2004011674A publication Critical patent/JP2004011674A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3763288B2 publication Critical patent/JP3763288B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0056—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising seven forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

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、複数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組または４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るとき、他の１つが回転不能に固定されると、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るように構成され、中間回転出力用摩擦係合装置が係合させられることによって該中間回転部材からその減速回転が選択的に出力される副変速部と、(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クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結されるとともに第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３回転要素は第１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回転要素は前記中間回転部材に連結または選択的に連結され、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) 前記中間回転出力用摩擦係合装置および前記第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、前記中間回転出力用摩擦係合装置および前記第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２クラッチおよび前記中間回転出力用摩擦係合装置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中間回転出力用摩擦係合装置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組または４組の遊星歯車装置と合計５つの摩擦係合装置とによって得られるため、４組の遊星歯車装置と合計７つの摩擦係合装置とを用いる従来の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) 前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第１サンギヤと、前記第１クラッチを介して入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１ブレーキを介して前記非回転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２クラッチを介して前記入力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、前記出力部材に連結された第２リングギヤと、前記第２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２サンギヤおよび第２リングギヤと噛み合う第３ピニオンを回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結された第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１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第３回転要素は第１リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第２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。このようにすれば、２つの遊星歯車装置によって主変速部が構成され、コンパクトな車両用自動変速機が得られる。
【０００８】
また、好適には、前記副変速部は、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるサンギヤと、前記第５回転要素に連結され且つ前記中間回転部材として機能するリングギヤと、前記入力部材に連結され、該サンギヤと噛み合う第４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５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の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキ、第３ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【０００９】
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、第３クラッチを介して前記第５回転要素と選択的に連結され且つ前記中間回転部材として機能するリングギヤと、前記入力部材に連結され、該サンギヤと噛み合う第４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５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の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１０】
また、好適には、前記主変速部は、(a) 前記第２クラッチを介して選択的に入力部材と連結され、且つ第２ブレーキを介して選択的に前記非回転部材と選択的に連結される第１サンギヤと、前記第１クラッチを介して前記入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、前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第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サンギヤと、前記出力部材に連結された第２リングギヤと、該第２サンギヤと噛み合い且つ前記第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た第３ピニオンと、該第３ピニオンおよび該第２リングギヤと噛み合う第４ピニオンと、該第３ピニオンおよび第４ピニオンを回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結された第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１サンギヤであり、前記第２回転要素は第２サンギヤであり、前記第３回転要素は第１リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第１キャリヤおよび第２キャリヤである。このようにすれば、２つの遊星歯車装置によって主変速部が構成され、コンパクトな車両用自動変速機が得られる。
【００１１】
また、好適には、前記副変速部は、前記入力部材に連結されたサンギヤと、前記第５回転要素に連結され且つ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し、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキ、第３ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１２】
また、好適には、前記副変速部は、前記入力部材に連結されたサンギヤと、第３クラッチを介して前記第５回転要素に選択的に連結され且つ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し、非回転部材に連結されたキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１３】
また、好適には、前記主変速部は、(a) 第２クラッチを介して選択的に入力部材と連結され且つ第２ブレーキを介して選択的に非回転部材と連結される第１サンギヤと、出力部材と連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤと噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持し、第２リングギヤと連結され、且つ第１ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結される第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、(b) 前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第２サンギヤと、前記第１キャリヤに連結された第２リングギヤと、それら第２サンギヤおよび第２リングギヤと噛み合う第２ピニオンを回転可能に支持し、第１クラッチを介して選択的に入力部材に連結される第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置と、(c) 前記第２サンギヤと連結される第３サンギヤと、前記第２キャリヤと連結され且つ第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第３リングギヤと、該第３サンギヤおよび第３リングギヤと噛み合う第３ピニオンを回転可能に支持し、前記出力部材および第１リングギヤと連結された第３キャリヤとを有する第３遊星歯車装置とを、備えたものであり、(d) 前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は第１キャリヤおよび第２リングギヤであり、前記第３回転要素は第２キャリヤおよび第３リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第３キャリヤおよび第１リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２サンギヤおよび第３サンギヤである。このようにすれば、３つの遊星歯車装置によって主変速部が構成され、コンパクトな車両用自動変速機が得られる。
【００１４】
また、好適には、上記副変速部は、前記入力部材と連結されたサンギヤと、前記第２サンギヤおよび第３サンギヤに連結され且つ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４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキ、第３ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１５】
また、好適には、前記副変速部は、前記入力部材と連結されたサンギヤと、第３クラッチを介して前記第２サンギヤおよび第３サンギヤに選択的に連結され且つ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４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、非回転部材に連結されたキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１６】
【発明の好適な実施の形態】
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。
【００１７】
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を回転軸心に沿って同軸上に順次備え、出力歯車２４を第２遊星歯車装置２０の入力軸１６とは反対側であってその第２遊星歯車装置２０と第１ブレーキＢ１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。
【００１８】
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およびシングルピニオン型の第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γn 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。
【００１９】
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４ピニオンＰ４と第３リングギヤＲ３に噛み合う第５ピニオンＰ５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は第３ブレーキＢ３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ことにより選択的に非回転とされるようになっている。第３遊星歯車装置２２の第３キャリヤＣＡ３は、入力軸１６に連結されてそれと共に回転駆動されるとともに、第１クラッチＣ１を介して第１遊星歯車装置１８の第１リングギヤＲ１と選択的に連結され、第２クラッチＣ２を介して第２サンギヤＳ２と連結され、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、中間回転部材として機能するものであり、第１遊星歯車装置１８の第１サンギヤＳ１に連結されて、入力軸１６に対して減速回転させられる中間回転速度で第１変速部２８へ動力を出力する。また、上記第３ブレーキＢ３は、その係合によって第３リングギヤＲ３から入力軸１６よりも低い回転出力を主変速部２８の第１サンギヤＳ１へ伝達させる中間回転出力用摩擦係合装置として機能している。
【００２０】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置１８は、上記第３リングギヤＲ３と連結された第１サンギヤＳ１と、第１クラッチＣ１を介して上記第３キャリヤＣＡ３と選択的に連結される第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する第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２ブレーキＢ２を介して選択的にトランスミッションケース１２に連結され、第２クラッチＣ２を介して入力軸１６と選択的に連結される第２サンギヤＳ２と、出力歯車２４に連結された第２リングギヤＲ２と、それら第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２と噛み合い、前記第２ピニオンＰ２よりも大径であってそれに対して一体回転するように同軸にそれと連結された第３ピニオンＰ３と、その第３ピニオンＰ３を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、且つ第１ブレーキＢ１を介して選択的にトランスミッションケース１２に連結される第２キャリヤＣＡ２とを、備えたものである。この第２キャリヤＣＡ２とトランスミッションケース１２との間には、一方向クラッチＦ１が第１ブレーキＢ１と並列に設けられている。この第１ブレーキＢ１および一方向クラッチＦ１に替えて、それらのうちのいずれか一方が設けられてもよい。
【００２１】
上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３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。
【００２２】
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１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３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Ｎin／出力軸回転速度ＮOUT ）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００２３】
すなわち、図２に示すように、第３ブレーキＢ３および第１ブレーキＢ１の係合により、第３サンギヤＳ３とトランスミッションケース１２との間，第２キャリヤＣＡ２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「３．９０」である第１速ギヤ段が成立させられる。また、第３ブレーキＢ３および第２ブレーキＢ２の係合により、第３サンギヤＳ３とトランスミッションケース１２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「２．６４」程度である第２速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３の係合により、入力軸１６と第２サンギヤＳ２との間、第３サンギヤＳ３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γ3 が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．８１」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および第３ブレーキＢ３の係合により、入力軸１６と第１リングギヤＲ１との間、第３サンギヤＳ３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γ4 が第３速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．２０」程度である第４速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、入力軸１６と第１リングギヤＲ１との間、入力軸１６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「１．０００」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の係合により、入力軸１６と第１リングギヤＲ１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「０．９１」程度である第６速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１の係合により、入力軸１６と第１リングギヤＲ１との間、第２キャリヤＣＡ２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「０．６５」である第７速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１の係合により、入力軸１６と第２サンギギヤＳ２との間、第２キャリヤＣＡ２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γR が第１速ギヤ段と第２速ギヤ段との間の値たとえば「２．７９」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 ＝０．３６、ρ2 ＝０．３６、ρ3 ＝０．５４である。
【００２４】
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＝γn ／γn+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「１．４８」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「１．４６」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「１．５１」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「１．２０」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「１．１０」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「１．４０」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「６．００」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。
【００２５】
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３回転要素ＲＥ３に対応する第１リングギヤＲ１を、第４回転要素ＲＥ４に対応する第２リングギヤＲ２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に対応する間隔とされる。
【００２６】
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るとともに第２クラッチＣ２によって前記入力軸１６（入力部材）に選択的に連結され、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）は第１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）は第１クラッチＣ１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３リングギヤＲ３（中間回転部材）に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００２７】
そして、上記の共線図から明らかなように、第３ブレーキＢ３および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第３サンギヤＳ３が非回転状態とされるとともに第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）も非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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３ブレーキＢ３および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第３サンギヤＳ３が非回転状態とされるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）も非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第３サンギヤＳ３が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「３ｒｄ」で示す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３ブレーキＢ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第３サンギヤＳ３が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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）も入力軸１６とともに回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「５ｔｈ」で示す回転速度すなわち入力軸１６と同じ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。この第５変速段「５ｔｈ」の変速比は１である。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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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（Ｒ２）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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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（ＣＡ１、ＣＡ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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。
【００２８】
また、第２クラッチＣ２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とともに回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）が回転停止させられて、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「Ｒｅｖ」で示す回転速度で逆回転させられると、後進変速段「Ｒｅｖ」が成立させられる。
【００２９】
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、２つのクラッチＣ１、Ｃ２および３つのブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３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。
【００３０】
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２ピニオンＰ２と、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置２０の第３ピニオンＰ３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１０が一層小型且つ安価となる。
【００３１】
また、前述の実施例において、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とを備えたものであり、第１回転要素ＲＥ１は第２サンギヤＳ２であり、第２回転要素ＲＥ２は第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２であり、第３回転要素ＲＥ３は第１リングギヤＲ１であり、第４回転要素ＲＥ４は第２リングギヤＲ２であり第５回転要素ＲＥ５は第１サンギヤＳ１であるので、コンパクトな前進７段の車両用自動変速機１０が得られる。
【００３２】
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において、前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。
【００３３】
図４は、前記変速機１０と同様に５つの摩擦係合装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機３０の構成を示す骨子図である。この変速機３０は、副変速機２６の第３サンギヤＳ３がトランスミッションケース１２と連結されることにより非回転とされ、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間に第３クラッチＣ３が介そうされることにより、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１とが選択的に連結されるように構成されている点が、前記変速機１０と相違し、他は同様に構成されている。本実施例によれば、第３クラッチＣ３が変速機１０の第３ブレーキＢ３と同様に、その係合によって中間回転部材として機能する第３リングギヤＲ３から入力軸１６よりも低い回転出力を主変速部２８の第１サンギヤＳ１へ伝達させる中間回転出力用摩擦係合装置としての機能を備えていることから、第３ブレーキＢ３に替えて第３クラッチＣ３が作動させられる前述の実施例の図２と同様の係合表、および図３と同様の共線図に基づいて前進７段の変速ギヤ段が得られる。したがって、本実施例の回転要素ＲＥ１、ＲＥ２、ＲＥ３、ＲＥ４、ＲＥ５も前述の変速機１０と同様である。
【００３４】
図５は、前記変速機１０、３０と同様に３組の遊星歯車装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機３４の構成を示す骨子図であり、図６はその共線図である。各ギヤ段とそれを達成するための摩擦係合装置の係合作動の組み合わせとの関係を示す係合表は図２と同様であるため省略されている。本実施例の変速機３４は、ダブルピニオン型の第３遊星歯車装置４０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３６およびダブルピニオン型の第２遊星歯車装置３８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γn 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。入力軸１６側からは、第３遊星歯車装置４０、第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８が、回転軸心に沿って同心に順次配列されている。
【００３５】
上記副変速部２６において、第３遊星歯車装置４０は、入力軸１６に連結された第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し、且つ第３ブレーキＢ３を介して選択的にトランスミッションケース１２に連結される第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。この第３遊星歯車装置４０では、第３ブレーキＢ３の係合により第３キャリヤＣＡ３が非回転とされているとき、第３リングギヤＲ３は、入力軸１６に連結された第３サンギヤＳ３の回転に伴って、その回転を減速して第１変速部２８の第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２へ伝達する。すなわち、第３リングギヤＲ３は、中間回転出力用摩擦係合装置として機能する第３ブレーキＢ３の係合時において入力軸１６の回転よりも低い回転速度で回転する中間回転部材として機能し、入力軸１６の回転よりも低い回転速度で第１変速部２８へ動力を伝達する。
【００３６】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置３６は、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、且つ第２クラッチＣ２を介して選択的に入力軸１６に連結される第１サンギヤＳ１と、第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結される第１リングギヤＲ１と、その第１サンギヤＳ１と噛み合う第１ピニオンＰ１と、その第１リングギヤＲ１と噛み合う第２ピニオンＰ２と、それら第１ピニオンＰ１および第２ピニオンＰ２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３８は、第１ブレーキＢ１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、出力歯車２４に連結された第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤＳ２と噛み合い且つ前記第１ピニオンＰ１より小径であってそれに対して一体回転するように同軸にそれと連結された第３ピニオンＰ３と，第２リングギヤＲ２と噛み合う第４ピニオンＰ４と、それら第３ピニオンＰ３および第４ピニオンＰ４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、且つ第３リングギヤＲ３に連結された第２キャリヤＣＡ２とを、備えたものである。
【００３７】
なお、上記第１ピニオンＰ１と第３ピニオンＰ３は、同じ部材から歯切り加工されたものでもよいし、別部材か相互に一体的に固定されたものでもよい。第１ピニオンＰ１は第３ピニオンＰ３よりも大径とされているが、変速比γを適切とするために同径とされたり或いは小径とされたりしてもよい。また、上記第２サンギヤＳ２とトランスミッションケース１２との間に介そうされた第１ブレーキＢ１には、一方向クラッチＦ１が並列に配設されている。この第１ブレーキＢ１および一方向クラッチＦ１に替えて、それらのうちのいずれか一方が設けられてもよい。
【００３８】
以上のように構成された変速機３４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１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３から成る５つの摩擦係合装置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ると、前述の図１の変速機１０と同様に、略等比的に変化する変速比γが各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００３９】
本実施例の変速機３４では、図６の共線図に示すように、主変速部２８は、第１遊星歯車装置３６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３８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（Ｓ１）は第２ブレーキＢ２によって選択的に回転停止させられるとともに第２クラッチＣ２によって入力軸１６（入力部材）に選択的に連結され、第２回転要素ＲＥ２（Ｓ２）は第１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）は第１クラッチＣ１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（ＣＡ１、ＣＡ２）は第３リングギヤＲ３（中間回転部材）に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００４０】
そして、上記図６の共線図から明らかなように、第３ブレーキＢ３および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第３キャリヤＣＡ３が非回転状態とされるとともに第２回転要素ＲＥ２（Ｓ２）も非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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３ブレーキＢ３および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第３キャリヤＣＡ３が非回転状態とされるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）も非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第３キャリヤＣＡ３が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「３ｒｄ」で示す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３ブレーキＢ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第３キャリヤＣＡ３が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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（Ｓ１）も入力軸１６とともに回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「５ｔｈ」で示す回転速度すなわち入力軸１６と同じ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。この第５変速段「５ｔｈ」の変速比は１である。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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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（Ｓ１）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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３回転要素ＲＥ３（Ｒ１）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（Ｓ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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。
【００４１】
また、第２クラッチＣ２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（Ｓ１）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（Ｓ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）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。
【００４２】
本実施例の変速機３４においても、前述の図１の変速機１０と同様に、前進７段の多段変速が２つのクラッチＣ１、Ｃ２および３つのブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３から成る合計５つの摩擦係合装置によって得られることから、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。
【００４３】
図７は、上記変速機３４と同様に５つの摩擦係合装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機４２の構成を示す骨子図である。この変速機４２は、副変速機２６の第３キャリヤＣＡ３がトランスミッションケース１２と直接連結されることにより非回転とされ、第３リングギヤＲ３と第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２との間に第３クラッチＣ３が介そうされることにより、第３リングギヤＲ３と第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２とが選択的に連結されるように構成されている点が、前記変速機１０と相違し、他は同様に構成されている。本実施例によれば、第３クラッチＣ３が変速機３４の第３ブレーキＢ３と同様に、その係合によって中間回転部材として機能する第３リングギヤＲ３から入力軸１６よりも低い回転出力を主変速部２８の第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２へ伝達させる中間回転出力用摩擦係合装置としての機能を備えていることから、第３ブレーキＢ３に替えて第３クラッチＣ３が係合させられる前述の実施例の図２と同様の係合表、および図６と同様の共線図に基づいて前進７段の変速ギヤ段が得られる。したがって、本実施例の回転要素ＲＥ１、ＲＥ２、ＲＥ３、ＲＥ４、ＲＥ５も前述の変速機３４と同様である。
【００４４】
図８は、前記変速機１０、３４などと同様に５つの摩擦係合装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機４４の構成を示す骨子図であり、図９はその共線図である。各ギヤ段とそれを達成するための摩擦係合装置の係合作動の組み合わせとの関係を示す係合表は図２と同様であるため省略されている。本実施例の変速機４４は、ダブルピニオン型の第４遊星歯車装置５２を主体として構成されている副（第２）変速部２６と、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置４６、第２遊星歯車装置４８、および第３遊星歯車装置５０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γn 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。入力軸１６側からは、第１遊星歯車装置４６、第２遊星歯車装置４８、第３遊星歯車装置５０、第４遊星歯車装置５２が、回転軸心に沿って同心に順次配列されている。
【００４５】
上記副変速部２６において、第４遊星歯車装置５２は、入力軸１６に連結された第４サンギヤＳ４と、その外周側に同心に配置され、第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３に連結される第４リングギヤＲ４と、第４サンギヤＳ４に噛み合う第４ピニオンＰ４と第４リングギヤＲ４と噛み合う第５ピニオンＰ５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するとともに、第３ブレーキＢ３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４キャリヤＣＡ４とを備えたものである。この第４遊星歯車装置５２では、第３ブレーキＢ３の係合により第４キャリヤＣＡ４が非回転とされているとき、第４リングギヤＲ４は、入力軸１６に連結された第４サンギヤＳ４の回転に伴って、その回転を減速して第１変速部２８の第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３へ伝達する。すなわち、第４リングギヤＲ４は、入力軸１６の回転よりも低い回転速度で回転する中間回転部材として機能し、入力軸１６の回転よりも低い回転速度で第１変速部２８へ動力を伝達する。また、第３ブレーキＢ３は、その係合によって第４リングギヤＲ４から入力軸１６よりも低い回転出力を主変速部２８の第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３へ伝達させる中間回転出力用摩擦係合装置として機能している。
【００４６】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置４６は、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サンギヤＳ１と、出力歯車２４と連結された第１リングギヤＲ１と、それら第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１と噛み合う第１ピニオンＰ１を回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、第１ブレーキＢ１を介して選択的にトランスミッションケース１２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４８は、中間回転部材として機能する第４リングギヤＲ４と連結された第２サンギヤＳ２と、上記第１キャリヤＣＡ１と連結され且つ第１ブレーキＢ１を介して選択的にトランスミッションケース１２に連結される第２リングギヤＲ２と、それら第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２と噛み合う第２ピニオンＰ２を回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結される第２キャリヤＣＡ２とを備えたものである。また、上記第３遊星歯車装置５０は、上記第４リングギヤＲ４および第２サンギヤＳ２と連結された第３サンギヤＳ３と、第２キャリヤＣＡ２と連結され且つ第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結される第３リングギヤＲ３と、それら第３サンギヤＳ３および第３リングギヤＲ３と噛み合う第３ピニオンＰ３を回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、第１リングギヤＲ１および出力歯車２４に連結される第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。
【００４７】
なお、上記第１キャリヤＣＡ１とトランスミッションケース１２との間に介そうされた第１ブレーキＢ１には、一方向クラッチＦ１が並列に配設されている。この第１ブレーキＢ１および一方向クラッチＦ１に替えて、それらのうちのいずれか一方が設けられてもよい。
【００４８】
以上のように構成された変速機４４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１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３から成る５つの摩擦係合装置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ると、前述の図１の変速機１０と同様に、略等比的に変化する変速比γが各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００４９】
本実施例の変速機４４では、図９の共線図に示すように、主変速部２８は、第１遊星歯車装置４６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４８の第２サンギヤＳ２、第２キャリアＣＡ２、第２リングギヤＲ２、第３遊星歯車装置５０の第３サンギヤＳ２、第３キャリアＣＡ３、第３リングギヤＲ３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（Ｓ１）は第２ブレーキＢ２によって選択的に回転停止させられるとともに第２クラッチＣ２によって入力軸１６（入力部材）に選択的に連結され、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ２、ＣＡ１）は第１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ３、ＣＡ２）は第１クラッチＣ１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（Ｓ２、Ｓ３）は第４リングギヤＲ４（中間回転部材）に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００５０】
そして、上記図９の共線図から明らかなように、第３ブレーキＢ３および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第４キャリヤＣＡ４が非回転状態とされるとともに第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、Ｒ２）も非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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３ブレーキＢ３および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第４キャリヤＣＡ４が非回転状態とされるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）も非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第４キャリヤＣＡ４が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）は「３ｒｄ」で示す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３ブレーキＢ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ２、Ｒ３）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられ、第４キャリヤＣＡ４が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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３回転要素ＲＥ３（ＣＡ２、Ｒ３）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（Ｓ１）も入力軸１６とともに回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）は「５ｔｈ」で示す回転速度すなわち入力軸２２と同じ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。この第５変速段「５ｔｈ」の変速比γ5 は１である。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３回転要素ＲＥ３（ＣＡ２、Ｒ３）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（Ｓ１）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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３回転要素ＲＥ３（ＣＡ２、Ｒ３）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（ＣＡ１、Ｒ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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。
【００５１】
また、第２クラッチＣ２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（Ｓ１）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（ＣＡ１、Ｒ２）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、ＣＡ３）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。
【００５２】
本実施例の変速機４４においても、前述の図１の変速機１０と同様に、前進７段の多段変速が２つのクラッチＣ１、Ｃ２および３つのブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３から成る合計５つの摩擦係合装置によって得られることから、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。
【００５３】
図１０は、上記変速機４４と同様に５つの摩擦係合装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機５４の構成を示す骨子図である。この変速機５４は、副変速機２６の第４キャリヤＣＡ４がトランスミッションケース１２と直接連結されることにより非回転とされ、第４リングギヤＲ４と第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３との間に第３クラッチＣ３が介そうされることにより、その第４リングギヤＲ４と第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３とが選択的に連結されるように構成されている点が、前記変速機４４と相違し、他は同様に構成されている。本実施例によれば、第３クラッチＣ３が変速機４４の第３ブレーキＢ３と同様の中間回転出力用摩擦係合装置としての機能を備えていることから、その第３ブレーキＢ３に替えて第３クラッチＣ３が係合させられる前述の実施例の図２と同様の係合表、および図９と同様の共線図に基づいて前進７段の変速ギヤ段が得られる。したがって、本実施例の回転要素ＲＥ１、ＲＥ２、ＲＥ３、ＲＥ４、ＲＥ５も前述の変速機４４と同様である。
【００５４】
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。
【００５５】
たとえば、前述の実施例において、副変速機２６を構成する第３遊星歯車装置２２、４０、第４遊星歯車装置５２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或いは第４サンギヤＳ４、第３キャリヤＣＡ３或いは第４キャリヤＣＡ４、第３リングギヤＲ３或いは第４リングギヤＲ４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。
【００５６】
また、前述の実施例の車両用自動変速機１０、３４、４４などは、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、３４、４４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。
【００５７】
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良い。
【００５８】
また、前記車両用自動変速機１０、３０などにおいて、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、第３ブレーキＢ３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。
【００５９】
また、たとえば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。
【００６０】
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。
【００６１】
また、前述の図１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３ピニオンＰ３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。
【００６２】
また、前述の図１、図４、図５、図７の実施例の主変速部２８は２組の遊星歯車装置から構成され、図８、図１０の実施例の主変速部２８は３組の遊星歯車装置から構成されていたが、遊星歯車装置の数はそれに限定されない。
【００６３】
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。
【００６４】
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。
【図４】図１の車両用自動変速機の変形例の構成を説明する骨子図である。
【図５】本発明の他の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って、図１に相当する図である。
【図６】図５の車両用自動変速機の共線図である。
【図７】図５の車両用自動変速機の変形例の構成を説明する骨子図である。
【図８】本発明の他の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って、図１に相当する図である。
【図９】図８の車両用自動変速機の共線図である。
【図１０】図８の車両用自動変速機の変形例の構成を説明する骨子図である。
【符号の説明】
１０、３０、３４、４２、４４、５４：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）
２４：出力歯車（出力部材）
２６：副変速部（２２：第３遊星歯車装置）
２８：主変速部（１８：第１遊星歯車装置、２０：第２遊星歯車装置）
２６：副変速部（４０：第３遊星歯車装置）
２８：主変速部（３６：第１遊星歯車装置、３８：第２遊星歯車装置）
２６：副変速部（５２：第４遊星歯車装置
２８：主変速部（４６：第１遊星歯車装置、４８：第２遊星歯車装置、５０：第３遊星歯車装置）
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（中間回転出力用摩擦係合装置）
Ｂ１：第１ブレーキ
Ｂ２：第２ブレーキ
Ｂ３：第３ブレーキ（中間回転出力用摩擦係合装置）
Ｒ３：第３リングギヤ（中間回転部材）
Ｒ４：第４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 capable of multi-speed shifting of seven forward stages with a plurality of 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 to enable multi-speed shifting of 7 or more forward stages with fewer friction engagement devices while using three or four planetary gear units. Is to provide an automatic transmission for a vehicle.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, the gist of the present invention is that (a) when 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 cannot rotate. The remaining one is configured to be rotated at a reduced speed with respect to the input member as an intermediate rotating member, and the intermediate rotating member is engaged with the friction engaging device for intermediate rotating output to thereby remove the intermediate rotating member. A sub-transmission unit that selectively outputs reduced speed rotation, and (b) part of the sun gear, carrier, and ring gear of a plurality of planetary gear units are connected to each other to form five rotating elements, On the nomographic chart in which the rotational speeds of the five rotating elements can be represented by straight lines, the five rotating elements are sequentially arranged from one end to the other end in the order of a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, 4th When the element and the fifth rotating element are used, the first rotating element is selectively connected to the input member via the second clutch and is selectively stopped by the second brake. The element is selectively stopped by a first brake, the third rotating element is selectively connected to the input member via a first clutch, and the fifth rotating element is connected or selected to the intermediate rotating member. The fourth rotation element is connected to an output member and outputs a rotation, and (c) the intermediate rotation output friction engagement device and the first brake are The first gear stage having the largest gear ratio is established by being engaged, and the gear ratio is greater than that of the first gear stage by engaging the intermediate rotation output friction engagement device and the second brake. Is small A second gear is established, and the second clutch and the intermediate rotation output friction engagement device are engaged to establish a third gear having a smaller gear ratio than the second gear. When the first clutch and the intermediate rotation output friction engagement device are engaged, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the first clutch and the second clutch When the clutch is engaged, a fifth shift stage having a gear ratio smaller than that of the fourth shift stage is established, and when the first clutch and the second brake are engaged, the fifth shift stage is established. The sixth speed change step having a smaller speed change ratio is established, and the seventh change is made smaller in speed change ratio than the sixth speed change step by engaging the first clutch and the first brake. It is to be established.
[0006]
【The invention's effect】
In the automatic transmission for a vehicle according to the present invention, a multi-speed shift of seven or more forward speeds is obtained by three or four planetary gear devices and a total of five friction engagement devices, and therefore a total of seven planetary gear devices and a total of seven Compared to a conventional vehicle transmission that uses two frictional engagement devices, the vehicle can be made 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, it is preferable that the main transmission unit is: (a) a first sun gear to which the reduced rotation is selectively input from the intermediate rotation member; and a first sun gear coupled to the input member via the first clutch. 1 ring gear, 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 first brake. A first planetary gear unit having a first carrier selectively connected to the non-rotating member via the second clutch, and (b) a second brake selectively connected to the input member via the second clutch. A second sun gear selectively connected to the non-rotating member via the second ring gear connected to the output member, and the second sun gear coaxially connected to the second pinion so as to rotate integrally. Sangi And a second planetary gear unit that rotatably supports a third pinion that meshes with the second ring gear and has a second carrier coupled to the first carrier, and (c) the first planetary gear device. The rotating element is the second sun gear, the second rotating element is a first carrier and a second carrier, the third rotating element is a first ring gear, and the fourth rotating element is the second ring gear. The fifth rotating element is the first sun gear. In this way, the main transmission unit is constituted by the two planetary gear units, and a compact vehicle automatic transmission can be obtained.
[0008]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a sun gear selectively connected to a non-rotating member via a third brake, a ring gear connected to the fifth rotating element and functioning as the intermediate rotating member, A planetary gear device of a double pinion type having a carrier coupled to the input member and rotatably supporting a fourth pinion meshing with the sun gear and a fifth pinion meshing with the ring gear. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
[0009]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a sun gear connected to a non-rotating member, a ring gear selectively connected to the fifth rotating element via a third clutch and functioning as the intermediate rotating member, A planetary gear device of a double pinion type having a carrier coupled to the input member and rotatably supporting a fourth pinion meshing with the sun gear and a fifth pinion meshing with the ring gear. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake, and the second brake.
[0010]
Preferably, the main transmission unit is (a) selectively connected to the input member via the second clutch, and selectively connected to the non-rotating member selectively via the second brake. A first sun gear, a first ring gear coupled to the input member via the first clutch, a first pinion meshing with the first sun gear, and a second pinion meshing with the first pinion and the first ring gear And a first planetary gear device having a first carrier rotatably supporting the first pinion and the second pinion and selectively receiving the reduced rotation from the intermediate rotation member, and (b) the first A second sun gear selectively connected to the non-rotating member via one brake; a second ring gear connected to the output member; and the second sun gear meshing with the second sun gear and rotating integrally with the first pinion. In A third pinion connected to the shaft, a fourth pinion meshing with the third pinion and the second ring gear, a third pinion rotatably supporting the third pinion and the fourth pinion, and a first pinion connected to the first carrier (C) the first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is the second sun gear, and the third planetary gear device having two carriers. The rotating element is a first ring gear, the fourth rotating element is the second ring gear, and the fifth rotating element is the first carrier and the second carrier. In this way, the main transmission unit is constituted by the two planetary gear units, and a compact vehicle automatic transmission can be obtained.
[0011]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear connected to the fifth rotating element and functioning as the intermediate rotating member, a fifth pinion meshing with the sun gear, This is a double pinion type planetary gear device having a carrier that rotatably supports the sixth pinion that meshes with the ring gear while being meshed with each other, and that is selectively coupled to the non-rotating member via a third brake. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
[0012]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear selectively connected to the fifth rotating element via a third clutch and functioning as the intermediate rotating member, A double pinion type planetary gear device having a fifth pinion meshing with the sun gear and a sixth pinion meshing with the ring gear rotatably supported in mesh with each other and a carrier coupled to a non-rotating member. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake, and the second brake.
[0013]
Preferably, the main transmission portion includes: (a) a first sun gear that is selectively connected to the input member via the second clutch and selectively connected to the non-rotating member via the second brake; The first ring gear connected to the output member and the first pinion meshing with the first sun gear and the first ring gear are rotatably supported, connected to the second ring gear, and selectively non-turned via the first brake. A first planetary gear device having a first carrier coupled to the rotating member; (b) a second sun gear selectively receiving the reduced rotation from the intermediate rotating member; and coupled to the first carrier. A second planetary gear having a second ring gear and a second carrier rotatably supporting a second pinion meshing with the second sun gear and the second ring gear and selectively coupled to the input member via the first clutch (C) a third sun gear coupled to the second sun gear, a third ring gear coupled to the second carrier and selectively coupled to the input member via the first clutch, A third planetary gear device that rotatably supports a third pinion that meshes with the sun gear and the third ring gear, and that has a third carrier coupled to the output member and the first ring gear, and (d ) The first rotation element is the first sun gear, the second rotation element is a first carrier and a second ring gear, the third rotation element is a second carrier and a third ring gear, and the fourth rotation The elements are the third carrier and the first ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear and the third sun gear. In this way, the main transmission unit is configured by the three planetary gear devices, and a compact vehicle automatic transmission can be obtained.
[0014]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear connected to the second sun gear and the third sun gear and functioning as the intermediate rotating member, and a fourth gear meshing with the sun gear. A double pinion type planetary gear device having a carrier that rotatably supports a pinion and a fifth pinion that meshes with the ring gear, and that is selectively coupled to a non-rotating member via a third brake. It is. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
[0015]
Preferably, the auxiliary transmission unit is selectively connected to the second sun gear and the third sun gear via a third clutch and a sun gear connected to the input member, and functions as the intermediate rotation member. A double pinion type planetary gear device having a ring gear, a fourth pinion meshing with the sun gear, and a fifth pinion meshing with the ring gear are rotatably supported in a mutually meshing state and a carrier connected to a non-rotating member It is. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake, and the second brake.
[0016]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
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.
[0017]
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, The third planetary gear unit 22, the first planetary gear unit 18, and the second planetary gear unit 20 are sequentially provided coaxially along the rotation axis, and the output gear 24 is opposite to the input shaft 16 of the second planetary gear unit 20. And is provided between the second planetary gear unit 20 and the first brake B1. 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.
[0018]
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) speed change portion 28 mainly composed of a double pinion type first planetary gear unit 18 and a single pinion type second planetary gear unit 20, and operates five friction engagement devices. By changing the combination, 7 types of gear ratio 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.
[0019]
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 fourth pinion P4 and a third ring gear meshing with the third sun gear S3. A third carrier CA3 that supports the fifth pinion P5 meshing with R3 in a state of meshing with each other so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving, is provided. The third sun gear S3 is selectively non-rotated by being selectively connected to the transmission case 12 via the third brake B3. The third carrier CA3 of the third planetary gear unit 22 is connected to the input shaft 16 and is rotationally driven therewith, and selectively with the first ring gear R1 of the first planetary gear unit 18 via the first clutch C1. It is connected to the second sun gear S2 via the second clutch C2, and the power from the input shaft 16 is output to the first transmission unit 28 as it is. The third ring gear R3 of the third planetary gear unit 22 functions as an intermediate rotating member, and is connected to the first sun gear S1 of the first planetary gear unit 18 so as to be decelerated and rotated with respect to the input shaft 16. Power is output to the first transmission unit 28 at an intermediate rotational speed. Further, the third brake B3 functions as a friction engagement device for intermediate rotation output that transmits a rotation output lower than that of the input shaft 16 from the third ring gear R3 to the first sun gear S1 of the main transmission 28 by the engagement. ing.
[0020]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 18 is selectively coupled to the first sun gear S1 coupled to the third ring gear R3 and the third carrier CA3 via the first clutch C1. A first ring gear R1, a first pinion P1 meshing with the first sun gear S1, and a 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 carrier CA1. The second planetary gear device 20 is selectively coupled to the transmission case 12 via the second brake B2, and is selectively coupled to the input shaft 16 via the second clutch C2. The second ring gear R2 connected to the output gear 24 and the second sun gear S2 and the second ring gear R2 mesh with each other, and have a diameter larger than that of the second pinion P2 and are coaxial with the second pinion P2. The connected third pinion P3 and the third pinion P3 are rotatably supported, that is, capable of rotating and revolving, connected to the first carrier CA1 so as to rotate integrally, and selected via the first brake B1. And a second carrier CA2 connected to the transmission case 12. Between the second carrier CA2 and the transmission case 12, a one-way clutch F1 is provided in parallel with the first brake B1. Instead of the first brake B1 and the one-way clutch F1, any one of them may be provided.
[0021]
The first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3 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.
[0022]
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 first brake B1, the second brake B2, the third Two of the brakes B3 selected are engaged and actuated at the same time, so that any one of the first to seventh gears on the forward side or the reverse gear 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.
[0023]
That is, as shown in FIG. 2, the engagement between the third brake B3 and the first brake B1 connects the third sun gear S3 and the transmission case 12, and the second carrier CA2 and the transmission case 12, respectively. The gear ratio γ 1 The first gear is established with a maximum value of, for example, “3.90”. Further, the engagement of the third brake B3 and the second brake B2 couples the third sun gear S3 and the transmission case 12, and the second sun gear S2 and the transmission case 12, respectively, so that the gear ratio γ 2 Is set to a value smaller than the first speed gear stage, for example, about “2.64”. Further, by engaging the second clutch C2 and the third brake B3, the input shaft 16 and the second sun gear S2 are connected, and the third sun gear S3 and the transmission case 12 are respectively connected, so that the gear ratio γ Three The third speed gear stage, which is smaller than the second speed gear stage, for example, about “1.81”, is established. Further, by engaging the first clutch C1 and the third brake B3, the input shaft 16 and the first ring gear R1 and the third sun gear S3 and the transmission case 12 are respectively connected, so that the speed ratio γ Four Is set to a value that is smaller than the third gear, for example, about “1.20”. Further, the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2 couples the input shaft 16 and the first ring gear R1, and the input shaft 16 and the second sun gear S2, respectively. Five The fifth gear is established with a value of about “1.000” which is smaller than the fourth gear. Further, the engagement of the first clutch C1 and the second brake B2 couples the input shaft 16 and the first ring gear R1, and the second sun gear S2 and the transmission case 12, respectively. 6 The sixth speed gear stage in which is smaller than the fifth speed gear stage, for example, about “0.91” is established. Further, by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, the input shaft 16 and the first ring gear R1 and the second carrier CA2 and the transmission case 12 are connected to each other, so that the speed ratio γ 7 The seventh speed gear stage in which is smaller than the sixth speed gear stage, for example, “0.65”, is established. Further, the engagement of the second clutch C2 and the first brake B1 connects the input shaft 16 and the second sanghi gear S2, and the second carrier CA2 and the transmission case 12, respectively. R Is set to a reverse gear that is a value between the first gear and the second gear, for example, “2.79”. 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 = 0.36, ρ 2 = 0.36, ρ Three = 0.54.
[0024]
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 "1.48", 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 "1.46", 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 "1.51", 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 "1.20", 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 "1.10", 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 “1.40”, and the respective transmission gear ratios γ are changed in substantially equal ratios. Further, in the transmission 10, 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, “6.00”. 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.
[0025]
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, the five vertical lines Y1 to Y5 indicate the first sun gear S2 corresponding to the first rotating element RE1 and the first sun gear S2 corresponding to the second rotating element RE2 connected to each other in order from the left. The carrier CA1, the second carrier CA2, the first ring gear R1 corresponding to the third rotation element RE3, the second ring gear R2 corresponding to the fourth rotation element RE4, and the first sun gear S1 corresponding 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.
[0026]
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 clutch C2. Therefore, the second rotating element RE2 (CA1, CA2) is selectively stopped by the first brake B1, and the third rotating element RE3 (R1) is the first connected to the input shaft 16 (input member). The fifth rotary element RE5 (S1) is connected to the third ring gear R3 (intermediate rotary member) and the fourth rotary element RE4 (R2) is selectively connected to the input shaft 16 (input member) via one clutch C1. ) Is connected to the output gear 24 (output member).
[0027]
As is apparent from the collinear chart, the third brake B3 and the first brake B1 are engaged, the third sun gear S3 is brought into the non-rotating state, and the second rotating element RE2 (CA1, CA2 ) Is also in a non-rotating state, the fourth rotating element RE4 (R2) is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” with the largest gear ratio is established. When the third brake B3 and the second brake B2 are engaged so that the third sun gear S3 is not rotated and the first rotating element RE1 (S2) is also not rotated, the fourth rotating element RE4 ( R2) is rotated at the rotational speed indicated by “2nd”, and the second speed “2nd” having a smaller gear ratio than the first speed “1st” is established. When the second clutch C2 and the third brake B3 are engaged, the first rotating element RE1 (S2) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the third sun gear S3 is brought into a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “3rd”, and the third speed “3rd” having a smaller gear ratio than the second speed “2nd” is established. When the first clutch C1 and the third brake B3 are engaged, the third rotating element RE3 (R1) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the third sun gear S3 is brought into a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “4th”, and the fourth speed “4th” having a smaller gear ratio than the third speed “3rd” is established. The first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, and the third rotating element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S2) is also rotated together with the input shaft 16. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “5th”, that is, the same rotation speed as that of the input shaft 16, and the fifth gear stage “5th” having a smaller gear ratio than the fourth gear stage “4th”. Is established. The gear ratio of the fifth gear stage “5th” is 1. When the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the third rotation element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the rotation of the first rotation element RE1 (S2) is stopped. The four-rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotational speed indicated by “6th”, and the sixth speed “6th” having a smaller gear ratio than the fifth speed “5th” is established. When the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the third rotation element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (CA1, CA2) is stopped from rotating. The fourth rotation element RE4 (R2) 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.
[0028]
When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the first rotation element RE1 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (CA1, CA2) is stopped. Thus, when the fourth rotation element RE4 (R2) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, the reverse shift stage “Rev” is established.
[0029]
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 composed of two clutches C1, C2 and three brakes B1, B2, B3, it is configured to be lighter and more compact than when using four sets of planetary gear devices, Mountability on the vehicle 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.
[0030]
Further, in the above-described embodiment, the second pinion P2 of the double pinion type first planetary gear unit 18 and the third pinion P3 of the single pinion type second planetary gear unit 20 are coaxially mutually connected. As in the Ravigneaux type, the number of parts and the shaft length are further reduced, and the transmission 10 is further reduced in size and cost.
[0031]
In the above-described embodiment, the main transmission unit 28 includes the first planetary gear device 18 and the second planetary gear device 20, the first rotating element RE1 is the second sun gear S2, and the second The rotating element RE2 is a first carrier CA1 and a second carrier CA2, the third rotating element RE3 is a first ring gear R1, the fourth rotating element RE4 is a second ring gear R2, and the fifth rotating element RE5 is a first sun gear. Since it is S1, the compact automatic transmission for vehicles 10 of 7 steps forward is obtained.
[0032]
Next, another embodiment of the present invention will be described. In the following description, the same reference numerals are given to portions common to the above-described embodiment, and description thereof is omitted.
[0033]
FIG. 4 is a skeleton diagram showing a configuration of the transmission 30 that achieves a forward seventh speed using five frictional engagement devices in the same manner as the transmission 10. The transmission 30 is non-rotated when the third sun gear S3 of the sub-transmission 26 is connected to the transmission case 12, and the third clutch C3 is interposed between the third ring gear R3 and the first sun gear S1. Thus, the third ring gear R3 and the first sun gear S1 are configured so as to be selectively connected to the transmission 10, and the others are configured in the same manner. According to this embodiment, similarly to the third brake B3 of the transmission 10, the third clutch C3 outputs a rotational output lower than that of the input shaft 16 from the third ring gear R3 functioning as an intermediate rotation member by the engagement. FIG. 2 of the above-described embodiment in which the third clutch C3 is operated in place of the third brake B3 because it has a function as a friction engagement device for intermediate rotation output transmitted to the first sun gear S1 of the portion 28. 7 forward gear positions are obtained based on the same engagement table and the collinear chart similar to FIG. Therefore, the rotation elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 of the present embodiment are the same as the transmission 10 described above.
[0034]
FIG. 5 is a skeleton diagram showing a configuration of a transmission 34 that achieves a forward seventh gear stage using three sets of planetary gear devices in the same manner as the transmissions 10 and 30, and FIG. 6 is a collinear diagram thereof. It is. The engagement table showing the relationship between each gear stage and the combination of engagement operations of the friction engagement device for achieving it is the same as in FIG. 2 and is omitted. The transmission 34 according to the present embodiment includes a secondary (second) transmission unit 26 mainly composed of a double pinion type third planetary gear unit 40, a double pinion type first planetary gear unit 36, and a double pinion type. The main planetary gear device 38 is mainly composed of the second planetary gear device 38, and seven kinds of gear ratios γ are obtained by switching the combinations of the operations of the five friction engagement devices. 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. From the input shaft 16 side, the third planetary gear device 40, the first planetary gear device 36, and the second planetary gear device 38 are sequentially arranged concentrically along the rotation axis.
[0035]
In the auxiliary transmission unit 26, the third planetary gear unit 40 is engaged with the third sun gear S3 connected to the input shaft 16, the third ring gear R3 concentrically disposed on the outer periphery thereof, and the third sun gear S3. The fifth pinion P5 and the sixth pinion P6 meshing with the third ring gear R3 are rotatably supported in a state of meshing with each other, that is, can rotate and revolve, and are selectively coupled to the transmission case 12 via the third brake B3. And a third carrier CA3. In the third planetary gear device 40, when the third carrier CA3 is not rotated by engagement of the third brake B3, the third ring gear R3 is rotated by the third sun gear S3 coupled to the input shaft 16. Accordingly, the rotation is decelerated and transmitted to the first carrier CA1 and the second carrier CA2 of the first transmission unit 28. That is, the third ring gear R3 functions as an intermediate rotation member that rotates at a lower rotational speed than the rotation of the input shaft 16 when the third brake B3 that functions as an intermediate rotation output friction engagement device is engaged. Power is transmitted to the first transmission unit 28 at a rotational speed lower than 16 revolutions.
[0036]
In the main transmission 28, the first planetary gear unit 36 is selectively connected to the transmission case 12 via the second brake B2, and is selectively connected to the input shaft 16 via the second clutch C2. The first sun gear S1, the first ring gear R1 selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, the first pinion P1 meshing with the first sun gear S1, and the first ring gear R1. A second pinion P2 that meshes with each other, and a first carrier CA1 that supports the first pinion P1 and the second pinion P2 so as to rotate in a state of meshing with each other, that is, to rotate and revolve, are supported. The second planetary gear unit 38 includes a second sun gear S2 that is selectively connected to the transmission case 12 via the first brake B1, a second ring gear R2 that is connected to the output gear 24, and a second sun gear. A third pinion P3 that meshes with S2 and has a smaller diameter than the first pinion P1 and is coaxially connected to the first pinion P1, and a fourth pinion P4 that meshes with the second ring gear R2, and the third pinion The second pinion P3 and the fourth pinion P4 are rotatably supported in a state of being engaged with each other, that is, can rotate and revolve, connected to the first carrier CA1 so as to rotate integrally, and connected to the third ring gear R3. The carrier CA2 is provided.
[0037]
The first pinion P1 and the third pinion P3 may be cut from the same member, or may be separate members or integrally fixed to each other. Although the first pinion P1 has a larger diameter than the third pinion P3, the first pinion P1 may have the same diameter or may have a smaller diameter in order to make the gear ratio γ appropriate. A one-way clutch F1 is arranged in parallel with the first brake B1 interposed between the second sun gear S2 and the transmission case 12. Instead of the first brake B1 and the one-way clutch F1, any one of them may be provided.
[0038]
In the transmission 34 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 first brake B1, the second brake B2, the third Two of the five frictional engagement devices comprising the brake B3 are simultaneously engaged and operated to select one of the first to seventh gears on the forward side or the reverse gear. If established, a transmission gear ratio γ that changes substantially in the same ratio is obtained for each gear stage, as in the transmission 10 of FIG. 1 described above.
[0039]
In the transmission 34 of the present embodiment, as shown in the collinear diagram of FIG. 6, the main transmission unit 28 includes the first sun gear S <b> 1, the first carrier CA <b> 1, the first ring gear R <b> 1 and the first planetary gear device 36. The second planetary gear unit 38 includes a second sun gear S2, a second carrier CA2, and a second ring gear R2 that are connected to each other to form five rotating elements RE1 to RE5, and the five rotating elements RE1 to RE5. On the collinear chart in which the rotational speed of RE5 can be represented by a straight line, the five rotating elements RE1 to RE5 are arranged in order from one end to the other end in the order of the first rotating element RE1, the second rotating element RE2, and the third rotating element. When the RE3, the fourth rotating element RE4, and the fifth rotating element RE5 are used, the first rotating element RE1 (S1) is selectively stopped by the second brake B2. The second clutch C2 is selectively connected to the input shaft 16 (input member), the second rotating element RE2 (S2) is selectively stopped by the first brake B1, and the third rotating element RE3 (R1). ) Is selectively connected to the input shaft 16 (input member) via the first clutch C1, and the fifth rotating element RE5 (CA1, CA2) is connected to the third ring gear R3 (intermediate rotating member), The rotating element RE4 (R2) is connected to the output gear 24 (output member).
[0040]
As apparent from the collinear diagram of FIG. 6, the third brake B3 and the first brake B1 are engaged to bring the third carrier CA3 into the non-rotating state and the second rotating element RE2 (S2). ) Is also in a non-rotating state, the fourth rotating element RE4 (R2) is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” with the largest gear ratio is established. When the third brake B3 and the second brake B2 are engaged to make the third carrier CA3 non-rotating and the first rotating element RE1 (S1) also non-rotating, the fourth rotating element RE4 ( R2) is rotated at the rotational speed indicated by “2nd”, and the second speed “2nd” having a smaller gear ratio than the first speed “1st” is established. When the second clutch C2 and the third brake B3 are engaged, the first rotating element RE1 (S1) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the third carrier CA3 is brought into a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “3rd”, and the third speed “3rd” having a smaller gear ratio than the second speed “2nd” is established. When the first clutch C1 and the third brake B3 are engaged, the third rotating element RE3 (R1) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the third carrier CA3 is in a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “4th”, and the fourth speed “4th” having a smaller gear ratio than the third speed “3rd” is established. The first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, and the third rotating element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S1) is also rotated together with the input shaft 16. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “5th”, that is, the same rotation speed as that of the input shaft 16, and the fifth gear stage “5th” having a smaller gear ratio than the fourth gear stage “4th”. Is established. The gear ratio of the fifth gear stage “5th” is 1. When the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the third rotation element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the rotation of the first rotation element RE1 (S1) is stopped. The four-rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotational speed indicated by “6th”, and the sixth speed “6th” having a smaller gear ratio than the fifth speed “5th” is established. When the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the third rotation element RE3 (R1) is rotated together with the input shaft 16, and the rotation of the second rotation element RE2 (S2) is stopped. The four-rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotational speed indicated by “7th”, and the seventh shift stage “7th” having a smaller gear ratio than the sixth shift stage “6th” is established.
[0041]
When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the first rotating element RE1 (S1) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotating element RE2 (S2) is stopped from rotating. The fourth rotation element RE4 (R2) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established.
[0042]
Also in the transmission 34 of the present embodiment, in the same manner as the transmission 10 of FIG. 1 described above, the multi-speed shift of seven forward speeds is a total of five frictions composed of two clutches C1, C2 and three brakes B1, B2, B3. Since it is obtained by the engagement device, the gear can be shifted by 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 consumption is achieved. Is obtained.
[0043]
FIG. 7 is a skeleton diagram showing a configuration of a transmission 42 that achieves a forward seventh gear by using five friction engagement devices in the same manner as the transmission 34. The transmission 42 is non-rotated when the third carrier CA3 of the sub-transmission 26 is directly connected to the transmission case 12, and the second carrier CA3 is not rotated between the third ring gear R3 and the first carrier CA1 and the second carrier CA2. It differs from the transmission 10 in that the third ring gear R3 and the first carrier CA1 and the second carrier CA2 are selectively connected by using the third clutch C3. Others are similarly configured. According to this embodiment, similarly to the third brake B3 of the transmission 34, the third clutch C3 outputs a rotational output lower than the input shaft 16 from the third ring gear R3 functioning as an intermediate rotating member by the engagement. Since the portion 28 has a function as a friction engagement device for intermediate rotation output that is transmitted to the first carrier CA1 and the second carrier CA2, the third clutch C3 is engaged instead of the third brake B3. Based on the engagement table similar to that in FIG. 2 and the alignment chart similar to FIG. 6, seven forward gear positions are obtained. Therefore, the rotation elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 of this embodiment are the same as the transmission 34 described above.
[0044]
FIG. 8 is a skeleton diagram showing the configuration of a transmission 44 that achieves a forward seventh gear using five frictional engagement devices in the same manner as the transmissions 10, 34, etc. FIG. FIG. The engagement table showing the relationship between each gear stage and the combination of engagement operations of the friction engagement device for achieving it is the same as in FIG. 2 and is omitted. The transmission 44 of the present embodiment includes a secondary (second) transmission unit 26 mainly composed of a double pinion type fourth planetary gear unit 52, a single pinion type first planetary gear unit 46, and a second planetary unit. The main (first) transmission unit 28 mainly composed of the gear unit 48 and the third planetary gear unit 50 has seven types of shifts by switching the combination of the operations of the five friction engagement devices. Ratio 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. From the input shaft 16 side, the first planetary gear device 46, the second planetary gear device 48, the third planetary gear device 50, and the fourth planetary gear device 52 are sequentially arranged concentrically along the rotation axis.
[0045]
In the auxiliary transmission unit 26, the fourth planetary gear device 52 is disposed concentrically on the outer peripheral side of the fourth sun gear S4 connected to the input shaft 16, and is connected to the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The fourth ring gear R4, the fourth pinion P4 that meshes with the fourth sun gear S4, and the fifth pinion P5 that meshes with the fourth ring gear R4 are rotatably supported in a mutually meshed state, that is, can rotate and revolve. And a fourth carrier CA4 that is selectively coupled to the transmission case 12 via the brake B3. In the fourth planetary gear device 52, when the fourth carrier CA4 is not rotated by engagement of the third brake B3, the fourth ring gear R4 is rotated by the fourth sun gear S4 connected to the input shaft 16. Accordingly, the rotation is decelerated and transmitted to the second sun gear S2 and the third sun gear S3 of the first transmission unit 28. That is, the fourth ring gear R4 functions as an intermediate rotating member that rotates at a lower rotational speed than the rotation of the input shaft 16, and transmits power to the first transmission unit 28 at a lower rotational speed than the rotation of the input shaft 16. Further, the third brake B3 is engaged by the engagement so that a rotational output lower than that of the input shaft 16 is transmitted from the fourth ring gear R4 to the second sun gear S2 and the third sun gear S3 of the main transmission 28. It functions as a device.
[0046]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 46 includes a first sun gear S1 that is selectively connected to the input shaft 16 via the second clutch C2, and a first ring gear that is connected to the output gear 24. A first pinion P1 meshing with the first sun gear S1 and the first ring gear R1 is rotatably supported, that is, capable of rotating and revolving, and is selectively coupled to the transmission case 12 via the first brake B1. 1 carrier CA1. The second planetary gear device 48 is selectively connected to the second sun gear S2 connected to the fourth ring gear R4 functioning as an intermediate rotating member, and to the first carrier CA1 and via the first brake B1. The second ring gear R2 connected to the transmission case 12 and the second pinion P2 meshing with the second sun gear S2 and the second ring gear R2 are supported rotatably, that is, capable of rotating and revolving, and input via the first clutch C1. And a second carrier CA2 that is selectively connected to the shaft 16. The third planetary gear unit 50 is connected to the third sun gear S3 connected to the fourth ring gear R4 and the second sun gear S2 and to the input shaft 16 via the first clutch C1 and connected to the second carrier CA2. A third ring gear R3 that is selectively connected, and a third pinion P3 that meshes with the third sun gear S3 and the third ring gear R3 are rotatably supported, that is, can rotate and revolve, and are supported by the first ring gear R1 and the output gear 24. And a third carrier CA3 to be coupled.
[0047]
A one-way clutch F1 is disposed in parallel with the first brake B1 interposed between the first carrier CA1 and the transmission case 12. Instead of the first brake B1 and the one-way clutch F1, any one of them may be provided.
[0048]
In the transmission 44 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 first brake B1, the second brake B2, the third Two of the five frictional engagement devices comprising the brake B3 are simultaneously engaged and operated to select one of the first to seventh gears on the forward side or the reverse gear. If established, a transmission gear ratio γ that changes substantially in the same ratio is obtained for each gear stage, as in the transmission 10 of FIG. 1 described above.
[0049]
In the transmission 44 of this embodiment, as shown in the collinear diagram of FIG. 9, the main transmission unit 28 includes the first sun gear S <b> 1, the first carrier CA <b> 1, the first ring gear R <b> 1, and the first planetary gear device 46. The second sun gear S2, the second carrier CA2, the second ring gear R2, and the third sun gear S2, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 of the second planetary gear device 50 are connected to each other. Thus, the five rotating elements RE1 to RE5 are configured, and the five rotating elements RE1 to RE5 are arranged from one end on the collinear chart in which the rotational speed of the five rotating elements RE1 to RE5 can be represented by a straight line. When the first rotation element RE1, the second rotation element RE2, the third rotation element RE3, the fourth rotation element RE4, and the fifth rotation element RE5 are set in order toward the end, The first rotation element RE1 (S1) is selectively stopped by the second brake B2 and is selectively connected to the input shaft 16 (input member) by the second clutch C2, and the second rotation element RE2 (R2, CA1). Is selectively stopped by the first brake B1, and the third rotation element RE3 (R3, CA2) is selectively connected to the input shaft 16 (input member) via the first clutch C1 for the fifth rotation. The element RE5 (S2, S3) is connected to the fourth ring gear R4 (intermediate rotating member), and the fourth rotating element RE4 (R1, CA3) is connected to the output gear 24 (output member).
[0050]
As is apparent from the collinear diagram of FIG. 9, the third brake B3 and the first brake B1 are engaged, the fourth carrier CA4 is brought into the non-rotating state, and the second rotating element RE2 (CA1 , R2) is also in a non-rotating state, the fourth rotating element RE4 (R1, CA3) is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” with the largest gear ratio is established. It is done. When the third brake B3 and the second brake B2 are engaged, the fourth carrier CA4 is brought into the non-rotating state and the first rotating element RE1 (S1) is also brought into the non-rotating state, the fourth rotating element RE4 ( R1, CA3) are rotated at a rotational speed indicated by “2nd”, and the second speed “2nd” having a smaller gear ratio than the first speed “1st” is established. When the second clutch C2 and the third brake B3 are engaged, the first rotating element RE1 (S1) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the fourth carrier CA4 is brought into a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R1, CA3) is rotated at the rotation speed indicated by “3rd”, and the third speed “3rd” having a smaller gear ratio than the second speed “2nd” is established. The first clutch C1 and the third brake B3 are engaged, the third rotating element RE3 (CA2, R3) is rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, and the fourth carrier CA4 is brought into a non-rotating state. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, CA3) is rotated at the rotation speed indicated by “4th”, and the fourth speed “4th” having a smaller gear ratio than the third speed “3rd” is established. The first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, and the third rotation element RE3 (CA2, R3) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is also rotated together with the input shaft 16. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, CA3) is rotated at the rotation speed indicated by “5th”, that is, at the same rotation speed as the input shaft 22, and the fifth speed ratio is smaller than that of the fourth shift stage “4th”. The gear stage “5th” is established. The gear ratio γ of the fifth gear stage “5th” Five Is 1. When the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the third rotation element RE3 (CA2, R3) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is stopped. The fourth rotation element RE4 (R1, CA3) 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. The first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, and the third rotation element RE3 (CA2, R3) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (CA1, R2) is stopped from rotating. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, CA3) 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. .
[0051]
When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the first rotating element RE1 (S1) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotating element RE2 (CA1, R2) is stopped. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, CA3) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established.
[0052]
Also in the transmission 44 of the present embodiment, in the same way as the transmission 10 of FIG. 1 described above, the multi-speed shift of 7 forward speeds is a total of five frictions composed of two clutches C1, C2 and three brakes B1, B2, B3. Since it is obtained by the engagement device, the gear can be shifted by 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 consumption is achieved. Is obtained.
[0053]
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a configuration of a transmission 54 that achieves a forward seventh gear by using five friction engagement devices in the same manner as the transmission 44. The transmission 54 is non-rotated when the fourth carrier CA4 of the sub-transmission 26 is directly connected to the transmission case 12, and the fourth carrier CA4 is not rotated between the fourth ring gear R4 and the second sun gear S2 and the third sun gear S3. It differs from the transmission 44 in that the fourth ring gear R4, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are selectively connected by using the third clutch C3. The others are configured similarly. According to the present embodiment, the third clutch C3 has a function as a friction engagement device for intermediate rotation output similar to the third brake B3 of the transmission 44. Therefore, the third clutch C3 is replaced with the third brake B3. Based on the engagement table similar to that shown in FIG. 2 and the collinear diagram similar to FIG. 9 of the above-described embodiment to which the three-clutch C3 is engaged, seven forward gear positions are obtained. Therefore, the rotating elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 of this embodiment are the same as the transmission 44 described above.
[0054]
As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0055]
For example, in the above-described embodiment, the third planetary gear devices 22 and 40 and the fourth planetary gear device 52 constituting the auxiliary transmission 26 are double pinion type, but are single pinion type planetary gear devices. Also good. Of the third sun gear S3 or the fourth sun gear S4, the third carrier CA3 or the fourth carrier CA4, the third ring gear R3 or the fourth ring gear R4 corresponding to the three rotating elements, which is fixed and which is the intermediate rotating member Any of them may be directly or indirectly connected to the input member.
[0056]
Further, the vehicle automatic transmissions 10, 34, 44, etc. of the above-described embodiments are for FF (front engine / front drive) vehicles in which the axis of the automatic transmission 10 is in the width direction of the vehicle, that is, the mounting posture is set horizontally. When the automatic transmission 10, 34, 44 is used for an FR (front engine / rear drive) vehicle in which the axis of the automatic transmission 10, 34, 44 is the longitudinal direction of the vehicle, that is, when the mounting posture is a vertical installation type Also applies.
[0057]
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.
[0058]
In the vehicular automatic transmissions 10, 30 and the like, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3 are rubbed by a hydraulic cylinder. A hydraulic friction engagement device such as a multi-plate type, a single plate type, or a belt type to be engaged is suitably 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.
[0059]
For example, in the vehicle 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 device 18 and the second planetary gear device 20 of the main transmission unit 28 are as follows. There are no particular limitations, and 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.
[0060]
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 right to 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.
[0061]
1, the first pinion P1 of the double pinion type first planetary gear unit 18 and the third pinion P3 of the double pinion type second planetary gear unit 20 are integrally rotated. Although they are coaxially connected to each other, 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.
[0062]
In addition, the main transmission unit 28 in the above-described embodiments of FIGS. 1, 4, 5, and 7 is composed of two sets of planetary gear units, and the main transmission unit 28 in the embodiments of FIGS. 8 and 10 has three sets. However, the number of planetary gear units is not limited to this.
[0063]
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.
[0064]
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;
4 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a modified example of the vehicle automatic transmission of FIG. 1; FIG.
FIG. 5 is a skeleton diagram illustrating the configuration of an automatic transmission for a vehicle that is another embodiment of the present invention, and corresponds to FIG. 1;
6 is a collinear diagram of the automatic transmission for the vehicle in FIG. 5. FIG.
7 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a modified example of the vehicle automatic transmission of FIG. 5. FIG.
FIG. 8 is a skeleton diagram illustrating the configuration of a vehicle automatic transmission that is another embodiment of the present invention, and corresponds to FIG. 1;
FIG. 9 is a collinear diagram of the vehicle automatic transmission shown in FIG. 8;
FIG. 10 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a modified example of the vehicle automatic transmission of FIG. 8;
[Explanation of symbols]
10, 30, 34, 42, 44, 54: Automatic transmission for vehicles (automatic transmission)
12: Transmission case (non-rotating member)
16: Input shaft (input member)
24: Output gear (output member)
26: Sub-transmission unit (22: Third planetary gear unit)
28: Main transmission unit (18: first planetary gear unit, 20: second planetary gear unit)
26: Sub-transmission unit (40: Third planetary gear unit)
28: Main transmission unit (36: first planetary gear unit, 38: second planetary gear unit)
26: Sub-transmission section (52: Fourth planetary gear device
28: Main transmission unit (46: first planetary gear unit, 48: second planetary gear unit, 50: third planetary gear unit)
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 (intermediate rotation output friction engagement device)
B1: First brake
B2: Second brake
B3: Third brake (friction engagement device for intermediate rotation output)
R3: Third ring gear (intermediate rotating member)
R4: Fourth ring gear (intermediate rotating member)

Claims (10)

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るとき、他の１つが回転不能に固定されると、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るように構成され、中間回転出力用摩擦係合装置が係合させられることによって該中間回転部材から減速回転が選択的に出力される副変速部と、
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クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結されるとともに第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３回転要素は第１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回転要素は前記中間回転部材に連結または選択的に連結され、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、
前記中間回転出力用摩擦係合装置および前記第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、前記中間回転出力用摩擦係合装置および前記第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２クラッチおよび前記中間回転出力用摩擦係合装置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中間回転出力用摩擦係合装置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
ことを特徴とする車両用自動変速機。When any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member and driven to rotate, when the other one is fixed to be non-rotatable, the remaining one is an intermediate rotating member with respect to the input member. A sub-transmission unit that is configured to be decelerated and rotated, and is configured to selectively output a decelerated rotation from the intermediate rotation member by engaging a friction engagement device for intermediate rotation output;
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 connected to the input member via a second clutch and is selectively stopped by a second brake, and the second rotating element is selectively stopped by the first brake, The third rotating element is selectively connected to the input member via a first clutch, the fifth rotating element is connected to or selectively connected to the intermediate rotating member, and the fourth rotating element is connected to the output member. A main transmission section that outputs the rotation is sintered,
While
By engaging the intermediate rotation output friction engagement device and the first brake, the first gear stage having the largest gear ratio is established, and the intermediate rotation output friction engagement device and the second brake are Engagement establishes a second shift stage having a gear ratio smaller than that of the first shift stage, and the second clutch and the intermediate rotation output friction engagement device engage with each other. A third gear stage having a smaller gear ratio than the gear stage is established, and the first clutch and the friction engagement device for intermediate rotation output are engaged, so that a gear ratio smaller than the third gear stage is established. When the fourth gear is established and the first clutch and the second clutch are engaged, the fifth gear having a smaller gear ratio than the fourth gear is established. When the first clutch and the second brake are engaged, a sixth shift stage having a speed ratio smaller than that of the fifth shift stage is established, and the first clutch and the first brake are engaged. The automatic transmission for vehicles is characterized in that the seventh shift stage having a gear ratio smaller than that of the sixth shift stage is established. 前記主変速部は、
前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第１サンギヤと、前記第１クラッチを介して入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１ブレーキを介して前記非回転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、
前記第２クラッチを介して前記入力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、前記出力部材に連結された第２リングギヤと、前記第２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２サンギヤおよび第２リングギヤと噛み合う第３ピニオンを回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結された第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、
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１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第３回転要素は第１リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第２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
ことを特徴とする請求項１に記載の車両用自動変速機。The main transmission unit is
A first sun gear that selectively receives the reduced rotation from the intermediate rotating member; a first ring gear that is coupled to the input member via the first clutch; a first pinion that meshes with the first sun gear; A second pinion meshing with the first pinion and the first ring gear; a first carrier that rotatably supports the first pinion and the second pinion and is selectively coupled to the non-rotating member via the first brake; A first planetary gear unit having:
A second sun gear selectively connected to the input member via the second clutch and selectively connected to a non-rotating member via a second brake; a second ring gear connected to the output member; A second carrier coupled to the second pinion so as to rotate integrally therewith and rotatably supporting a third pinion engaged with the second sun gear and the second ring gear; and a second carrier coupled to the first carrier; A second planetary gear device having
The first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is a first carrier and a second carrier, the third rotating element is a first ring gear, and the fourth rotating element is the second sun gear. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the automatic transmission is a ring gear, and the fifth rotating element is the first sun gear. 前記副変速部は、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるサンギヤと、前記第５回転要素に連結され且つ前記中間回転部材として機能するリングギヤと、前記入力部材に連結され、該サンギヤと噛み合う第４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５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の遊星歯車装置である請求項２の車両用自動変速機。The auxiliary transmission unit is connected to a sun gear that is selectively connected to a non-rotating member via a third brake, a ring gear that is connected to the fifth rotating element and functions as the intermediate rotating member, and the input member. 3. A vehicle automatic transmission according to claim 2, which is a double-pinion type planetary gear device having a carrier that rotatably supports the fourth pinion meshing with the sun gear and the fifth pinion meshing with the ring gear in a mutually meshed state. Machine. 前記副変速部は、非回転部材に連結されたサンギヤと、第３クラッチを介して前記第５回転要素と選択的に連結され且つ前記中間回転部材として機能するリングギヤと、前記入力部材に連結され、該サンギヤと噛み合う第４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５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の遊星歯車装置である請求項２の車両用自動変速機。The auxiliary transmission unit is connected to a sun gear connected to a non-rotating member, a ring gear that is selectively connected to the fifth rotating element via a third clutch and functions as the intermediate rotating member, and the input member. 3. A vehicle automatic transmission according to claim 2, which is a double-pinion type planetary gear device having a carrier that rotatably supports the fourth pinion meshing with the sun gear and the fifth pinion meshing with the ring gear in a mutually meshed state. Machine. 前記主変速部は、
前記第２クラッチを介して選択的に入力部材と連結され、且つ第２ブレーキを介して選択的に前記非回転部材と選択的に連結される第１サンギヤと、前記第１クラッチを介して前記入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、前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、
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サンギヤと、前記出力部材に連結された第２リングギヤと、該第２サンギヤと噛み合い且つ前記第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た第３ピニオンと、該第３ピニオンおよび該第２リングギヤと噛み合う第４ピニオンと、該第３ピニオンおよび第４ピニオンを回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結された第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、
前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は第２サンギヤであり、前記第３回転要素は第１リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第１キャリヤおよび第２キャリヤである
ことを特徴とする請求項１に記載の車両用自動変速機。The main transmission unit is
A first sun gear selectively connected to the input member via the second clutch, and selectively connected to the non-rotating member via a second brake; and the first sun gear via the first clutch. A first ring gear coupled to the input member, a first pinion meshing with the first sun gear, a second pinion meshing with the first pinion and the first ring gear, and the first pinion and the second pinion are rotatably supported. A first planetary gear device having a first carrier to which the reduced rotation is selectively input from the intermediate rotating member;
A second sun gear selectively connected to the non-rotating member via the first brake; a second ring gear connected to the output member; and meshing with the second sun gear and rotating integrally with the first pinion A third pinion that is coaxially connected, a fourth pinion that meshes with the third pinion and the second ring gear, and a third pinion that rotatably supports the third pinion and the fourth pinion, and is connected to the first carrier. A second planetary gear device having a second carrier formed,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a second sun gear, the third rotating element is a first ring gear, and the fourth rotating element is the second ring gear; The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the fifth rotation element is the first carrier and the second carrier. 前記副変速部は、前記入力部材に連結されたサンギヤと、前記第５回転要素に連結され且つ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し、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である請求項５の車両用自動変速機。The auxiliary transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear connected to the fifth rotating element and functioning as the intermediate rotating member, a fifth pinion meshing with the sun gear, and a sixth pinion meshing with the ring gear. 6 is a double-pinion type planetary gear unit having a carrier rotatably supported in mesh with each other and selectively coupled to a non-rotating member via a third brake. transmission. 前記副変速部は、前記入力部材に連結されたサンギヤと、第３クラッチを介して前記第５回転要素に選択的に連結され且つ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し、非回転部材に連結されたキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である請求項５の車両用自動変速機。The sub-transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear selectively connected to the fifth rotating element via a third clutch and functioning as the intermediate rotating member, and a fifth gear meshing with the sun gear. 6. The automatic vehicle for a vehicle according to claim 5, which is a double pinion type planetary gear device having a pinion and a sixth pinion meshing with the ring gear rotatably supported in a mutually meshed state and a carrier coupled to a non-rotating member. transmission. 前記主変速部は、
第２クラッチを介して選択的に入力部材と連結され且つ第２ブレーキを介して選択的に非回転部材と連結される第１サンギヤと、出力部材と連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤと噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持し、第２リングギヤと連結され、且つ第１ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結される第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、
前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力される第２サンギヤと、前記第１キャリヤに連結された第２リングギヤと、それら第２サンギヤおよび第２リングギヤと噛み合う第２ピニオンを回転可能に支持し、第１クラッチを介して選択的に入力部材に連結される第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置と、
前記第２サンギヤと連結された第３サンギヤと、前記第２キャリヤと連結され且つ第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第３リングギヤと、該第３サンギヤおよび第３リングギヤと噛み合う第３ピニオンを回転可能に支持し、前記出力部材および第１リングギヤと連結された第３キャリヤとを有する第３遊星歯車装置とを、備えたものであり、
前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は第１キャリヤおよび第２リングギヤであり、前記第３回転要素は第２キャリヤおよび第３リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第３キャリヤおよび第１リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２サンギヤおよび第３サンギヤである
ことを特徴とする請求項１に記載の車両用自動変速機。The main transmission unit is
A first sun gear selectively connected to the input member via the second clutch and selectively connected to the non-rotating member via the second brake; a first ring gear connected to the output member; A first planet having a first carrier that rotatably supports a first pinion that meshes with a sun gear and a first ring gear, and that is connected to a second ring gear and selectively connected to a non-rotating member via a first brake. A gear device;
A second sun gear to which the reduced rotation is selectively input from the intermediate rotating member, a second ring gear connected to the first carrier, and a second pinion that meshes with the second sun gear and the second ring gear are rotatable. A second planetary gear set having a second carrier supported and selectively coupled to the input member via the first clutch;
A third sun gear coupled to the second sun gear; a third ring gear coupled to the second carrier and selectively coupled to the input member via the first clutch; the third sun gear and the third ring gear; A third planetary gear device that rotatably supports a meshing third pinion and has a third carrier coupled to the output member and the first ring gear,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first carrier and a second ring gear, the third rotating element is a second carrier and a third ring gear, and the fourth rotating element 2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein is the third carrier and the first ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear and the third sun gear. 前記副変速部は、前記入力部材と連結されたサンギヤと、前記第２サンギヤおよび第３サンギヤに連結され且つ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４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、第３ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である請求項８の車両用自動変速機。The auxiliary transmission unit meshes with the ring gear, a sun gear coupled to the input member, a ring gear coupled to the second sun gear and the third sun gear and functioning as the intermediate rotation member, and a fourth pinion that meshes with the sun gear. The planetary gear device of a double pinion type having a carrier that rotatably supports the fifth pinion in mesh with each other and a carrier that is selectively connected to a non-rotating member via a third brake. Automatic transmission for vehicles. 前記副変速部は、前記入力部材と連結されたサンギヤと、第３クラッチを介して前記第２サンギヤおよび第３サンギヤに選択的に連結され且つ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４ピニオンと該リングギヤと噛み合う第５ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、非回転部材に連結されたキャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である請求項８の車両用自動変速機。The sub-transmission unit includes a sun gear connected to the input member, a ring gear selectively connected to the second sun gear and the third sun gear via a third clutch and functioning as the intermediate rotation member, and the sun gear; 9. A planetary gear device of a double pinion type comprising: a fourth pinion that meshes with a fifth pinion that meshes with the ring gear; and a carrier that rotatably supports the ring gear and that is coupled to a non-rotating member. Automatic transmission for vehicles.
JP2002162118A 2002-05-20 2002-06-03 Automatic transmission for vehicles Expired - Fee Related JP3763288B2 (en)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2002162118A JP3763288B2 (en) 2002-06-03 2002-06-03 Automatic transmission for vehicles
US10/427,930 US6802795B2 (en) 2002-05-20 2003-05-02 Automatic transmission of motor vehicle
DE10321473A DE10321473B8 (en) 2002-05-20 2003-05-13 Automatically shiftable transmission of a motor vehicle

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2002162118A JP3763288B2 (en) 2002-06-03 2002-06-03 Automatic transmission for vehicles

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2004011674A JP2004011674A (en) 2004-01-15
JP3763288B2 true JP3763288B2 (en) 2006-04-05

Family

ID=30430974

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2002162118A Expired - Fee Related JP3763288B2 (en) 2002-05-20 2002-06-03 Automatic transmission for vehicles

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3763288B2 (en)

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100623779B1 (en) 2004-11-19 2006-09-19 현대자동차주식회사 A 6th-SPEED POWER TRAIN OF AN AUTOMATIC TRANSMISSION FOR A VEHICLE
KR100623778B1 (en) 2004-11-19 2006-09-19 현대자동차주식회사 A 6th-SPEED POWER TRAIN OF AN AUTOMATIC TRANSMISSION FOR A VEHICLE
KR100623777B1 (en) 2004-11-19 2006-09-19 현대자동차주식회사 A 6th-SPEED POWER TRAIN OF AN AUTOMATIC TRANSMISSION FOR A VEHICLE
JP4517839B2 (en) * 2004-12-06 2010-08-04 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 Transmission
KR100655121B1 (en) 2005-11-21 2006-12-08 현대자동차주식회사 Power train of automatic transmission
JP4933781B2 (en) * 2006-01-17 2012-05-16 本田技研工業株式会社 Fuel cell system and control method thereof
JP4795325B2 (en) * 2007-11-29 2011-10-19 ジヤトコ株式会社 Automatic transmission
JP4795326B2 (en) * 2007-11-29 2011-10-19 ジヤトコ株式会社 Automatic transmission
JP4795327B2 (en) * 2007-11-29 2011-10-19 ジヤトコ株式会社 Automatic transmission
JP4863976B2 (en) * 2007-11-29 2012-01-25 ジヤトコ株式会社 Automatic transmission
CN113236731B (en) * 2021-05-10 2023-01-06 柳工柳州传动件有限公司 Planetary gearbox and electric engineering machinery

Also Published As

Publication number Publication date
JP2004011674A (en) 2004-01-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4453297B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP3736481B2 (en) Automatic transmission
JP3763296B2 (en) Automatic transmission
JP3641265B2 (en) Hybrid transmission
JP2003130152A (en) Automatic transmission
JP4380572B2 (en) Multi-speed transmission
JP3763288B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4269832B2 (en) Multi-speed transmission
JP4168873B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4039309B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4016885B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4386672B2 (en) Automatic transmission
JP3601524B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP3763287B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP3669346B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4148067B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4228822B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4273875B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4029669B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP2003278852A (en) Automatic transmission
JP4254413B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4333262B2 (en) Planetary gear type multi-stage transmission for vehicles
JP4270159B2 (en) Multistage transmission for vehicles
JP4760796B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP2004060875A (en) Automatic transmission

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20040401

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20050627

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20050705

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20051227

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20060109

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090127

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100127

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110127

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110127

Year of fee payment: 5

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120127

Year of fee payment: 6

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130127

Year of fee payment: 7

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130127

Year of fee payment: 7

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees