JP3794102B2

JP3794102B2 - Automatic transmission mechanism

Info

Publication number: JP3794102B2
Application number: JP10644797A
Authority: JP
Inventors: 孝男谷口; 昭一宮川; 一雅塚本; 正明西田; 信悟魚住
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1997-04-23
Filing date: 1997-04-23
Publication date: 2006-07-05
Anticipated expiration: 2017-04-23
Also published as: JPH10299843A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車に搭載される自動変速機に用いる自動変速機構に係り、特に横置き式自動変速機に用いて好適であり、詳しくは、前進５速等の多段自動変速機に用いられる自動変速機構の構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば特公平７−３０８１８号公報に示すように、シンプルプラネタリギヤとダブルピニオンプラネタリギヤとを組合せたプラネタリギヤユニットを備え、該プラネタリギヤユニットのキャリヤを共通して出力部に連結すると共に、前進時リングギヤに入力する自動変速機構が本出願人により案出されている。
【０００３】
該変速機構は、前進時、サンギヤ等に比して大径からなるリングギヤから入力するため、噛合部での曲げ応力が小さくなり、近時の大馬力傾向に対応して入力許容トルクを大きく設定することができると共に、歯幅を比較的小さく設定でき、共通キャリヤと相俟って、軸方向にコンパクトな構成とすることができ、これにより、実際に３速主変速機構とアンダードライブ機構とを組合せたＦＦ用４速自動変速機として生産されている。
【０００４】
更に、前記特公平７−３０８１８号公報には、入力軸とダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤとの間に第３のクラッチ（Ｃ０）を設けて、前進４速の変速段を達成する実施例が記載されている。即ち、図７に示すように、キャリヤＣＲ及びサンギヤＳを共通としたダブルピニオンプラネタリギヤ１及びシンプルプラネタリギヤ２を有し、入力軸５が、第１のクラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に、第２のクラッチＣ２を介してサンギヤＳに、第３のクラッチＣ０を介してダブルピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１にそれぞれ連結している。
【０００５】
そして、図８の作動表に示すように、Ｄレンジにおける１速状態では、第１の（フォワード）クラッチＣ１を接続する。すると、入力軸５の回転は、クラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に伝達され、かつこの状態では、ダブルプピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１は第２のワンウェイクラッチＦ２により回転が阻止されているので、サンギヤＳを逆方向に空転させながら共通キャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転され、該回転が出力部材（歯車）６から取出される。また、２速状態では、第１のクラッチＣ１の接続に加えて第２の（セカンド）ブレーキＢ２が作動する。すると、サンギヤＳがブレーキＢ２に基づく第１のワンウェイクラッチＦ１の作動により回転が停止され、従つて入力軸５からのリングＲ１の回転は、ダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１を正方向に空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転し、該回転が出力部材６に２速として取出される。
【０００６】
また３速状態は、第１のクラッチＣ１の接続に加えて第３のクラッチＣ０が接続する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ１を介してシングルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２に伝達されると同時にクラッチＣ０を介してダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１に伝達される。従って、プラネタリギヤユニット３の各要素は一体となって回転し、キャリヤＣＲから出力部材６に入力軸５と同速回転が伝達される。なおこの際、第２ブレーキＢ２はクラッチＣ０が係合するまで係止状態を維持して２速から一旦１速状態に戻ることを阻止し、またクラッチＣ０の係合が完了してプラネタリユニット３が一体に回転した状態では、第３のワンウェイクラッチＦ０が同期回転する。そして、４速状態では、第１のクラッチＣ１を解放するとと共に第１のブレーキＢ１を作動する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ０を介してダブルプラネタリギヤのリングギヤＲ１に伝達され、かつこの状態ではサンギヤＳが停止されているので、シンプル側リングギヤＲ２を増速空転しながらキャリヤＣＲは高速回転し、該高速回転がオーバドライブとして出力部材６に取出される。
【０００７】
更に、リバース（Ｒ）レンジでは、第２のクラッチＣ２及び第３の（ｌｓｔ・リバース）ブレーキＢ３が作動する。すると、入力軸５の回転はクラッチＣ２を介してサンギヤＳに伝達され、かつこの状態ではダブルプラネタリギヤ１のリングギヤＲ１が固定されているので、シングルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ２を逆転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該キャリヤの逆転が出力軸６に取出される。
【０００８】
従来、上記４速自動変速機構と、カウンタ軸に配置したアンダードライブ機構とを組合せて、５速段等の多段変速を可能とする自動変速機が提案されている。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
近時、燃費、動力性能の面から自動変速機は多段化が望まれており、多段化する際には、ワイドなギヤ比と、高速段側でのクロスレシオ（ステップ比が小さいこと）が好ましく、かつ自動車への搭載性能上、多段化に伴う大型化を抑える必要がある。
【００１０】
更に、自動変速機構は、使用頻度の高い最高速段が伝達効率の高い直結状態が好ましいが、上述した４速自動変速機構は、最高速段である４速段が増速回転（オーバードライブ）となっている。
【００１１】
上述したコンパクトな自動変速機構をベースにして、最高速段を直結とする多段変速機構を考える場合、低速段側をローギヤ比化する必要があるが、上記自動変速機構のプラネタリギヤユニットによる１速段は、ｒＲ１，ｒＲ２をダブルピニオンプラネタリギヤ１及びシンプルプラネタリギヤ２のリングギヤＲ１，Ｒ２の径（歯数）とすると、
（ｒＲ１／ｒＲ２）＋１
で定まるので、径ｒＲ１を大きくするか、径ｒＲ２を小さくする必要がある。
【００１２】
ダブルピニオンプラネタリギヤ１のリングギヤ径ｒＲ１を大きくすると、プラネタリギヤユニット３の外径が大きくなってコンパクト性で不利となり、またシンプルピニオンプラネタリギヤ２のリングギヤ径ｒＲ２を小さくすると、２速段のギヤ比（ｒＳ２／ｒＲ２）（ｒＳ２；シンプルプラネタリギヤのサンギヤの径）が大きくなり、高速段側でのクロスレシオが得られなくなる。
【００１３】
そこで、本発明は、最高速段での高い伝達効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ比と高速段側でのクロスレシオを得ることができる自動変速機構を提供することを目的とするものである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は、エンジンからの動力が伝達される入力部材（５）と、
車輪へ動力を伝達する出力部材（６）と、
前記入力部材からの回転を、異なる伝達経路を介して前記出力部材に出力するプラネタリギヤユニット（３）と、
を備えてなる自動変速機構（１１）において、
前記プラネタリギヤユニットは、第１のリングギヤ（Ｒ１）と、該第１のリングギヤに噛合する第１のピニオン（Ｐ１）と、該第１のピニオンに噛合する第２のピニオン（Ｐ２）と、該第２のピニオンに噛合する第１のサンギヤ（Ｓ１）と、前記第２のピニオンと一体回転する第３のピニオン（Ｐ３）と、該第３のピニオンに噛合する第２のリングギヤ（Ｒ２）及び第２のサンギヤ（Ｓ２）と、前記第１、第２及び第３のピニオンを支持すると共に前記出力部材（６）に連結するキャリヤ（ＣＲ）と、を有し、
前記第２のピニオン（Ｐ２）を前記第３のピニオン（Ｐ３）より小径に構成し、
前記入力部材（５）の回転を前記第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達すると共に前記第１のリングギヤ（Ｒ１）、前記第１のサンギヤ（Ｓ１）及び前記第２のサンギヤ（Ｓ２）を適宜係止することにより減速状態にある複数の前進変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第２のリングギヤに伝達すると共に前記プラネタリギヤユニット（３）を前記入力部材と一体に回転して最高速の変速段を達成する、
ことを特徴とする自動変速機構にある。
【００１５】
請求項２に係る本発明は、前記プラネタリギヤユニット（３）は、前記第２及び第３のピニオン（Ｐ２，Ｐ３）と一体回転する第４のピニオン（Ｐ４）と、該第４のピニオンと噛合する第３のサンギヤ（Ｓ３）と、を更に有し、
前記第４のピニオン（Ｐ４）を前記第３のピニオン（Ｐ３）より小径に構成し、
前記入力部材（５）の回転を前記第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達すると共に前記第３のサンギヤ（Ｓ３）に伝達して前記最高速の変速段を達成し、
前記入力部材の回転を前記第３のサンギヤ（Ｓ３）に伝達すると共に前記第１のリングギヤ（Ｒ１）を係止することにより後進段を達成してなる、
請求項１記載の自動変速機構にある。
【００１６】
請求項３に係る本発明は、前記第１のサンギヤ（Ｓ１）に連結する第１の中空軸（３０）を、前記第２のサンギヤ（Ｓ２）に連結する第２の中空軸（３１）の外周に回転自在に被嵌し、
前記第１のサンギヤ（Ｓ１）を係止するブレーキ（Ｂ２）用油圧サーボ（３３）を、前記第２のサンギヤ（Ｓ２）に係止するブレーキ（Ｂ１）用油圧サーボ（３２）の外周側における変速機ケース（２０ａ）壁面に配置してなる、
請求項１又は２記載の自動変速機構にある。
【００１７】
請求項４に係る本発明は、前記自動変速機構（１１）は、前記直結回転からなる最高速変速段を４速段とする前進４速を達成し、
更に該自動変速機構に、減速段と直結段とからなるアンダードライブ機構（１３）を組合せて前進５速・後進１速を達成し、
かつ前記アンダードライブ機構は、前記自動変速機構の低速段（例えば２速段）において減速段から直結段に切換えられてなる、
請求項１ないし３のいずれか記載の自動変速機構を備えた自動変速機（Ａ）にある。
【００１８】
［作用］
以上構成に基づき、１速段にあっては、第１のリングギヤ（Ｒ１）を係止して、入力部材（５）から第２のリングギヤ（Ｒ２）に伝達された回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出されて出力部材（６）から出力する。２速段にあっては、第１のサンギヤ（Ｓ１）を係止して、第２のリングギヤ（Ｒ２）の回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出される。３速段にあっては、第２のサンギヤ（Ｓ２）を係止して、第２のリングギヤ（Ｒ２）の回転は、減速されてキャリヤ（ＣＲ）から取出される。この際、第１又第２のサンギヤ（Ｓ１，Ｓ２）を係止するので、それらと噛合する第２及び第３のピニオン（Ｐ２，Ｐ３）の径（歯数）差により異なる変速段を得ることができ、更に１速にあっては、第１及び第２のリングギヤ径の比（ｒＲ１／ｒＲ２）に第３及び第２のピニオン径の比（ｒＰ３／ｒＰ２）を乗じかつ第２のピニオン（Ｐ２）が第３のピニオン（Ｐ３）よりも小径なので、大きな減速比を得ることができ、かつ第２のサンギヤ及び第２のリングギヤの径の比（ｒＳ２／ｒＲ２）にて定まる３速段の減速比が大きくなることはない。
【００１９】
そして、最高速段である４速段にあっては、例えば第３のサンギヤ（Ｓ３）を入力部材（５）に連結することにより、第２のリングギヤ（Ｒ２）への入力部材（５）からの入力と相俟って、プラネタリギヤユニット（３）が入力部材（５）と一体回転し、該直結回転がキャリヤ（ＣＲ）を介して出力部材（５）に出力する。
【００２０】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、本発明の構成を何等限定するものではない。
【００２１】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、径の異なる第２及び第３のピニオンにそれぞれ噛合する第１及び第２のサンギヤを適宜係止するので、変速段の増加が可能となり、かつこれら第２及び第３のピニオンの径の比を第１及び第２のリングギヤの径の比に乗じて１速段を得るので、第２のリングギヤを小径又は第１のリングギヤを大径にしなくとも大きなギヤ比を得るこができ、更に３速段等のギヤ比が大きくなることはないと共に最高速段が直結回転からなり、これらが相俟って、高い伝達効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ比及び高速段側でのクロスレシオを得ることができる。
【００２２】
請求項２に係る本発明によると、第３のサンギヤを入力部材に連結することにより確実な直結回転を得ることができ、かつ第１のリングギヤの係止と該第３のサンギヤからの入力により得られる後進段のギヤ比は、「（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１」となるが、この際第４のピニオンの径（ｒＰ４）及び第２のピニオンの系（ｒＰ２）はどちらも第３のピニオンの径（ｒＰ３）より小径であるため、（ｒＰ４／ｒＰ２）はそれほど大きくならず、また小径の第４のピニオン（Ｐ４）に噛合する第３のサンギヤの径（ｒＳ３）は比較的大径となることにより（ｒＲ１／ｒＳ３）も小さくなり、従って第２のサンギヤ（Ｓ２）に入力すると共に第１のリングギヤを係止することより得られる後進段のギヤ比「（ｒＲ１／ｒＳ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）−１」のように大きなギヤ比となることはなく、全体として最適な後進段のギヤ比を設定することが可能となる。
【００２３】
請求項３に係る本発明によると、自動変速機構を、例えば前進４速から３速のように変速段を減らす場合、それぞれ第１及び第２のサンギヤに連結する２個の中空軸を１本に共通化すれば足り、容易に変速段の変更が可能であると共に、従来の技術のように（第１の）ワンウェイクラッチ（Ｆ１）及びエンジンブレーキ用ブレーキ（Ｂ１）を追加する場合、上述共通化に伴い不要となる油圧サーボを上記エンジンブレーキ用油圧サーボとして転用でき、自動変速機構のケース等の大幅な変更を伴うことなく変速段の異なる自動変速機構を容易に提供することができる。
【００２４】
請求項４に係る本発明によると、アンダードライブ機構と組合せることにより、現行生産の自動変速機と同じケースを用いることが可能となり、略々現行生産機と同じ搭載スペースにて前進５速・後進１速を得ることができ、かつアンダードライブ機構の減速段から直結段への比較的大きなギヤ比ステップからなる変速段を自動変速機構の低速段にて行い、高速段がクロスレシオとなる最適なギヤ比ステップからなる前進５速の自動変速機を得ることができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
図１及び図２は、本発明の実施例に係る自動変速機Ａを示す図で、図１はスケルトン図、図２は断面図である。該自動変速機Ａは、エンジン出力軸１０に整列するトルクコンバータ４及び主自動変速機構１１とカウンタ軸１２に配置されるアンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構１３と、左右車軸１５l ，１５ｒに整列するディファレンシャル装置１６を備えており、これらが、一体に結合されるハウジング１９、ミッションケース２０及びリヤカバー２１に収納されている。また、バルブボディ２２がケース２０に一体に固定して配置されている。
【００２６】
トルクコンバータ４は、エンジン出力軸１０に連結されているポンプインペラ２３、主変速機構１１の入力軸５に連結されているタービンランナ２４及びステータ２５、並びにロックアップクラッチ２６を備えており、エンジン出力軸１０の回転を、油流を介して又はロックアップクラッチ２６による機械的結合により入力軸５に伝達する。
【００２７】
主自動変速機構１１は、前記トルクコンバータに隣接するオイルポンプ２７から軸方向後端に向かって、ブレーキ部２９、出力部２８、プラネタリギヤユニット３そしてクラッチ部６０が順に配置されている。プラネタリギヤユニット部３はシンプルプラネタリギヤ２とダブルピニオンプラネタリギヤ１を有しており、ダブルピニオンプラネタリギヤ１は第１のサンギヤＳ１、第２のリングギヤＲ１、並びにサンギヤＳ１に噛合する第２のピニオンＰ２及びリングギヤＲ１に噛合する第１のピニオンＰ１を互に噛合するように支持するキャリヤＣＲからなり、またシンプルプラネタリギヤ２は第２のサンギヤＳ２、第２のリングギヤＲ２及びこれらギヤに噛合する第３のピニオンＰ３を支持するキャリヤＣＲからなり、更に第３のサンギヤＳ３及び該サンギヤに噛合するピニオンＰ４を有している。そして、前記各ピニオンＰ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４を支持するキャリヤＣＲは共通のものからなり、また第３のピニオンＰ３より第２のピニオンＰ２が小径からなり（ｒＰ３＞ｒＰ２）、かつ第３のピニオンより第４のピニオンが小径からなり（ｒＰ３＞ｒＰ４）、更に第２のピニオンは第４のピニオンより僅かに小径からなる（ｒＰ４＞ｒＰ２）。また、第２のサンギヤＳ２に連結している第２の中空軸３１が入力軸５の外周に回転自在に被嵌されており、第１のサンギヤＳ１に連結している第１の中空軸３０が上記第２の中空軸３１の外周に回転自在に被嵌されている。
【００２８】
また、ブレーキ部２９は、内径側から外径方向に向って第１のブレーキＢ１そして第２のブレーキＢ２が配設されており、更に各ブレーキに隣接する位置にはオイルポンプ２７に一体に連結されたポンプケース（変速機ケース）２０ａの壁面に形成された油圧サーボ３２，３３が径方向に並設されている。即ち、ケース２０ａの壁面の内径側に第１のブレーキＢ１用油圧サーボ３２が配置され、その外周側におけるケース壁面に第２のブレーキＢ２用油圧サーボ３３が配置されている。また、第１のブレーキＢ１は第２の中空軸３１先端のフランジ部とポンプケース２０ａから延びている鍔部との間に介在されおり、また第２のブレーキＢ２は第１の中空軸３０先端のフランジ部とポンプケース２０ａからの鍔部との間に介在されている。
【００２９】
一方、出力部２８はミッションケース２０に形成された隔壁２０ｂにベアリング３４にて支持されているカウンタドライブギヤ６を有しており、該ギヤ６はスプラインを介してキャリヤＣＲに連結している。更に、ベアリング３４のアウターレース部分は隔壁２０ｂに回転不能に固定されていると共に軸方向に延びており、該延長部分とダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１と一体に連結されている連結部との間に第２のワンウェイクラッチＦ２が介在している。また、該リングギヤＲ１外周とミッションケース２０との間には第３のブレーキＢ３が介在しており、かつ隔壁の一側壁面部に油圧サーボ３５が配設され、該油圧サーボ３５のピストンはくし歯状に軸方向に延びて、第３のブレーキＢ３を制御すると共にそのくし歯部分に戻りスプリングが配設される。
【００３０】
そして、クラッチ部６０は第１の（フォワード）クラッチＣ１及び第２の（ダイレクト）クラッチＣ２を備えており、かつ主自動変速機構１１先端に位置して一体ケースを構成するトランスアクスルリヤカバー２１部分に収納されている。また、入力軸５の先端部にはカバー２１に形成されたボス部２１ａに被嵌してフランジ部５ａが一体に連結されており、該フランジ部には可動部材３６が嵌合されており、更に該可動部材にはピストン部材３７が嵌合している。また、可動部材３６は、その内径部分にてフランジ部との間で油室を構成すると共に、その外径部がフランジ部と相対回転のみを阻止するように連結されかつフォワードクラッチＣ１と僅少間隔をあけて対接しており、フォワードクラッチ用の油圧サーボを構成している。一方、ピストン部３７は、可動部材３６との間にて油室を構成すると共に反対面にてダイレクトクラッチＣ２と対接しており、ダイレクトクラッチ用の油圧サーボを構成している。更に、該ピストン部材３７と入力軸５に固着されたリングとの間にはスプリング３９が縮設されており、該スプリング３９は両油圧サーボのピストン部材３６，３７に共通する戻しスプリングを構成している。また、フォワードクラッチＣ１はフランジ部外側内周とシンプルプラネタリギヤの（第２の）リングギヤＲ２に連結されたフランジ部の外周との間に介在しており、またダイレクトクラッチＣ２は可動部材３６の内周と前記第３のサンギヤＳ３に連結されたフランジ部との間に介在している。
【００３１】
アンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構１３は、１個のシンプルプラネタリギヤ４０を有しており、該ギヤのピニオンＰ５を支持するキャリヤＣＲ４がカウンタ軸１２に一体に形成されている。該カウンタ軸１２はケース２０，１９にベアリングを介して両持ち支持されており、かつ該カウンタ軸１２にはカウンタドリブンギヤ４１がベアリング４２を介して回転自在に支持されていると共に、出力ギヤ４３が一体に連結されている。そして、前記シンプルプラネタリギヤ４０のリングギヤＲ４は前記カウンタドリブンギヤ４１に一体に連結されており、またサンギヤＳ４はカウンタ軸１２に回転自在に支持されていると共にカップ状のドラム部材４５に連結されている。
【００３２】
該ドラム部材４５にはその外周に（第４の）バンドブレーキＢ４が配置されており、またその内周と前記キャリヤＣＲ４から延びているクラッチハブ４６との間に第３のクラッチＣ３が配置されている。更に、該クラッチに隣接して、前記ドラム部材をシリンダとして嵌合しているピストンにより構成される油圧サーボ４７が配置されている。また、前記ドラム部材４５のカラー部分にはケースとの間に第３のワンウェイクラッチＦ３が介在・配置されている。
【００３３】
ディファレンシャル装置１６は、ケース２０，１９にベアリングを介して回転自在に支持されているデフケース（キャリヤ）５０を有しており、該ケース５０には前記出力ギヤ４３と噛合するギヤ５１が固定されている。更に、該デフケースにはシャフト５２が車軸に直交する方向に設けられており、該シャフトにベベルギヤ５３が回転自在に支持されている。また、前記デフケースには前記ベベルギヤに噛合するベベルギヤからなる左右サイドギヤ５５，５６が回転自在に支持されており、これらサイドギヤにそれぞれ左右前車軸１５l ，１５ｒが連結されている。
【００３４】
ついで、上記自動変速機Ａの作動について、図３の作動表及び図４の速度線図に沿って説明する。
【００３５】
なお、図２に示す自動変速機は、前述した現在生産中の４速自動変速機と主変速機構のギヤトレインを一部変更するが、ブレーキ部、出力部、プラネタリギヤユニット部及びクラッチ部の配置は同じであり、かつアクスルケース１９、ミッションケース２０及びリヤカバー２１は上記現行のものと同じものを適用することが可能であって、同じ寸法内に納めることが可能である。
【００３６】
１速（１ｓｔ）状態では、主自動変速機構１１にあってはフォワードクラッチＣ１が接続し、かつ第２ワンウェイクラッチＦ２が作動してダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１が停止状態に保持される。この状態では、入力軸５の回転は、フォワードクラッチＣ１を介してシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２に伝達され、かつダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１は停止状態にあるので、各サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３を逆方向に空転させながらキャリヤＣＲが正方向に大幅減速回転され、該減速回転が、カウンタドライブギヤ６から取出される。
【００３７】
また、アンダードライブ（Ｕ／Ｄ）機構にあっては、第４のブレーキＢ４及び第３のワンウェイクラッチＦ３が作動してサンギヤＳ４が停止状態に保持される。従って、前述カウンタドライブギヤ６に噛合するカウンタドリブンギヤ４１からリングギヤＲ４に伝達された回転は、シンプルプラネタリギヤ４０にて減速され、キャリヤＣＲ４に取出され、そして出力ギヤ４３、ギヤ５１を介してディファレンシャル装置１６に伝達されて左右車軸１５l ，１５ｒに伝達される。
【００３８】
即ち、速度線図（図４）に示すように、主変速機構において、リングギヤＲ２の回転（１）は、リングギヤＲ１の停止（０）によりキャリヤＣＲから各ギヤ比により減速されて取出され、更にアンダードライブ機構において、リングギヤＲ４の上記減速回転がサンギヤＳ４の停止（０）により減速されてキャリヤＣＲ４から１速（１ｓｔ）回転として取出される。
【００３９】
この際、図５に示すように、各ギヤの符号の前にｒを付してそのギヤの径（歯数）とすると、主変速機構のギヤ比Ａは、（ｒＲ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１となり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり、具体的には図６に示すように、ギヤ比は、主変速機構（ＭＡＩＮ）で２．８０６、アンダードライブ機構（Ｕ／Ｄ）で、１．５０８、変速機全体（ＴＯＴＡＬ）で４．３２１となる。従って、主変速機構にあって、１速は、リングギヤのギヤ比（ｒＲ１／ｒＲ２）に第３及び第２のピニオンのギヤ比（ｒＰ３／ｒＰ２）が乗ぜられるので、かつ第２のピニオンＰ２は第３のピニオンＰ３より小径からなるので、第１及び第２のリングギヤのギヤ比を大きくしなくとも、５速に対応するワイドなギヤ比を達成する大きな減速比を得ることができる。
【００４０】
２速（２ｎｄ）状態では、フォワードクラッチＣ１に加えて、第２のブレーキＢ２が作動し、かつ第２のワンウェイクラッチＦ２がフリーとなる。この状態では、ダブルピニオンプラネタリギヤのサンギヤＳ１が第２のブレーキＢ２により停止され、従って入力軸５からフォワードクラッチＣ１を介して伝達されたシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２の回転は、ダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１及び第２及び第３サンギヤＳ２，Ｓ３を空転させながらキャリヤＣＲを正方向に減速回転し、該減速回転が、カウンタギヤ６から取出される。
【００４１】
また、アンダードライブ機構１３は上述した減速状態のままであって、リングギヤＲ４の回転を減速してキャリヤＣＲ４に伝達する。
【００４２】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ１の停止（０）により所定ギヤ比により減速されてキャリヤＣＲに出力し、更に該出力回転がリングギヤＲ４に伝達され、サンギヤＳ４の停止（０）によりキャリヤＣＲ４から２速（２ｎｄ）回転が取出される（２ｎｄ）。
【００４３】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、
（ｒＳ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１となり、
アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、
（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で１．７３１、アンダードライブ機構で１．５０８、変速機全体で２．６１１となる（図６）。
【００４４】
３速（３ｒｄ）状態では、主変速機構は上述した２速状態のままであり、アンダードライブ機構１３が、第４のブレーキＢ４及び第３のワンウェイクラッチＦ３が解放されると共に第３のクラッチＣ３が係合する。この状態では、シンプルプラネタリギヤ４０が一体となって主変速機構からギヤ６，４１を介して伝達されるリングギヤＲ４の回転は、直結回転としてキャリヤＣＲ４に出力する。なおこの際、第３のクラッチＣ３の接続に先立ち第４のブレーキＢ４を解放することにより第３のワンウェイクラッチＦ３を機能し、クラッチ掴み換えタイミングを正確に保つ。
【００４５】
即ち、速度線図（図４）において、主変速機構がサンギヤＳ１の停止（０）に伴う減速回転がキャリヤＣＲから出力し、アンダードライブ機構において該出力回転が伝達されるリングギヤＲ４の回転がそのままキャリヤＣＲ４から取出される（３ｒｄ）。
【００４６】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、前述した２速と同様であって、（ｒＳ１／ｒＲ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）＋１であり、アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で１．７３１、アンダードライブ機構で１．０００、変速機全体で１．７３１となる（図６）。上記アンダードライブ機構は、減速段から直結段へ変速される時のギヤ比ステップは比較的大くなるが、主変速機構が２速段の時に上記変速が行なわれるので、５速自動変速機としてのワイドなギヤ比を得ると共に、高速段側でのクロスレシオが可能となる。
【００４７】
４速（４ｔｈ）状態では、主変速機構１１において、フォワードクラッチＣ１が係合し、かつ第２のブレーキＢ２を解放すると共に第１のブレーキＢ１を係合する。この状態では、入力軸５からシンプルプラネタリギヤのリングギヤＲ２に伝達された回転は、第１のブレーキＢ１により停止されているサンギヤＳ２により、第１のリングギヤＲ１、第１及び第３のサンギヤＳ１、Ｓ３を空転しながらキャリヤＣＲを減速回転し、該回転がカウンタドライブギヤ６から取出される。また、アンダードライブ機構１３は前述した直結状態に維持される。
【００４８】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ２の停止により所定ギヤ比にて減速されてキャリヤＣＲに出力し、更に該回転がリングギヤＲ４に伝達されてそのままキャリヤＣＲ４から出力して、４速（４ｔｈ）回転となる。
【００４９】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、
（ｒＳ２／ｒＲ２）＋１となり、アンダードライブ機構のギヤ比Ｂは１であり（図５）、具体的にはギヤ比は、主変速機構で１．３１３、アンダードライブ機構で１、変速機全体で１．３１３となる（図６）。主変速機構の２速及び３速は、第１及び第３のサンギヤＳ２、Ｓ３の係止を切換えることにより行なわれ、これらサンギヤにそれぞれ噛合する第２のピニオンＰ２及び第３のピニオンＰ３の径の差により異なる変速段となり、主変速機構１１は、コンパクトな構成で４速を達成し得る。
【００５０】
５速（５ｔｈ）状態では、主変速機構１１においてフォワードクラッチＣ１の外、ダイレクトクラッチＣ２も係合する。この状態では、入力軸５の回転が第２のリングギヤＲ２と共に第３のサンギヤＳ３に伝達され、シングル及びダブルピニオンプラネタリギヤ１，２からなるギヤユニット３が一体に回転して、直結回転がカウンタドライブギヤ６に伝達される。また、アンダードライブ機構１３は前述した直結状態のままであり、カウンタドリブンギヤ４１の回転がそのまま出力ギヤ４３に出力する。
【００５１】
即ち、速度線図（図４）において、リングギヤＲ２の回転（１）は、サンギヤＳ３の回転（１）と相俟ってプラネタリギヤユニット３が一体回転し、かつ該回転がリングギヤＲ４に伝達されて、プラネタリギヤ４０が一体回転してキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５２】
従って、主変速機構のギヤ比Ａは１であり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂも１であり、変速機全体としてのギヤ比も１となる（図５、図６）。該５速状態は、最高速段であって定常走行にあっては通常この変速段になり、使用時間が他の変速段に比して極めて長いが、この状態で、アンダードライブ機構１３は勿論、主自動変速機構１１も直結状態となって、高い伝達効率によりエンジン回転を車輪に伝達することができる。
【００５３】
後進（Ｒｅｖ）状態では、ダイレクトクラッチＣ２及び第３のブレーキＢ３が係合する。この状態では、入力軸５の回転はダイレクトクラッチＣ２を介して第３のサンギヤＳ３に伝達され、かつ第３のブレーキＢ３により第１のリングギヤＲ１が停止状態にあるので、第２のリングギヤＲ２を逆転方向に空転させながらキャリヤＣＲも逆転し、該逆転が、カウンタギヤ６から取出される。また、アンダードライブ機構は、第４のブレーキＢ４が係止状態にあって、サンギヤＳ４が停止し、リングギヤＲ４の回転を減速してキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５４】
即ち、速度線図（図４）において、サンギヤＳ３の回転（１）は、リングギヤＲ１の停止（０）により所定ギヤ比にて逆転されてキャリヤＣＲに出力し、更に該回転がリングギヤＲ４に伝達され、サンギヤＳ４の停止により減速されてキャリヤＣＲ４から出力する。
【００５５】
この際、主変速機構のギヤ比Ａは、（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１となり、かつアンダードライブ機構のギヤ比Ｂは、（ｒＳ４／ｒＲ４）＋１となり（図５）、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で２．０４９、アンダードライブ機構で１．５０８、変速機全体で３．０９０となる（図６）。なお、第２のサンギヤＳ２に入力軸５の回転を入力すると共に第１のリングギヤＲ１を係止することによっても後進段を得ることができるが、この場合、ギヤ比は、（ｒＲ１／ｒＳ２）＊（ｒＰ３／ｒＰ２）−１となり、ｒＰ３／ｒＰ２で減速される分、該後進ギヤ比が大きくなり過ぎるが、上述したように第３のサンギヤＳ３に入力することにより、上記（ｒＲ１／ｒＳ３）＊（ｒＰ４／ｒＰ２）−１において、第４及び第２のピニオン径ｒＰ４及びｒＰ２はどちらも第３のピニオン径ｒＰ３よりも小径であるので、（ｒＰ４／ｒＰ２）はそれほど大きくならず、また小径の第４のピニオンＰ４に噛合する第３のサンギヤＳ３の径は比較的大きくなるので、（ｒＲ１／ｒＳ３）も小さくなり、全体として小さなギヤ比の後進段を達成できる。
【００５６】
なお、エンジンブレーキを作動するには、図３において三角印が作動状態となる。即ち、１速にあって、第３のブレーキＢ３が係合して、第２のワンウェイクラッチＦ２では空転してしまうダブルピニオンプラネタリギヤのリングギヤＲ１を停止状態に保持する。
【００５７】
車輌停止（Ｎ／Ｃ）状態では、主変速機構１１において第２のブレーキを係止状態、好ましくは坂道での車輌の後退を阻止し得る低いトルク容量にて係止すると共に、フォワードクラッチＣ１が引きずりトルクを発生する直前のトルク状態にて係合される。これにより、車輌は、坂道での後退を阻止され、かつフォワードクラッチＣ１の係合に伴うクリープ現象の発生を防止すると共に、発進信号に基づき、フォワードクラッチＣ１のトルク容量を直ちに増大して速やかに発進する。
【００５８】
なお、プラネタリギヤユニットは、前述した後進時の適切なギヤ比を考慮しなければ、第３のサンギヤＳ３を設けなくてもよい。この場合、入力軸５と第２のサンギヤＳ２との間にダイレクトクラッチＣ２を介在し、後進時、該サンギヤＳ２に回転が入力される。
【００５９】
また、副変速機構は、上述したアンダードライブ機構に限らず、他の変速ギヤ機構を採用してもよく、この場合例えばシンプソンタイプからなる３速自動変速機構に組合せて６速自動変速機としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る自動変速機構を用いた自動変速機を示すスケルトン図。
【図２】その断面図。
【図３】その作動を示す図。
【図４】その速度線図。
【図５】そのギヤ比の計算を示す図。
【図６】本実施例の各変速段のギヤ比を示す図。
【図７】従来の技術による自動変速機構を示す概略図。
【図８】その作動を示す図。
【符号の説明】
１ダブルプラネタリギヤ
２シンプルプラネタリギヤ
３プラネタリギヤユニット
５入力部材（入力軸）
６出力部材（カウンタドライブギヤ）
１１自動（主）変速機構
１３アンダードライブ変速機構
２０ａ変速機ケース
３０第１の中空軸
３１第２の中空軸
３２油圧サーボ
３３油圧サーボ
Ｂ１第１の係止手段（第１のブレーキ）
Ｂ２第１の係止手段（第２のブレーキ）
Ｂ３第２の係止手段（第３のブレーキ）
Ｃ１第１の（フォワード）クラッチ
Ｃ２第２の（ダイレクト）クラッチ
Ｆ２第２の係止手段（第２のワンウェイクラッチ）
Ｓ１第１のサンギヤ
Ｓ２第２のサンギヤ
Ｒ１第１のリングギヤ
Ｒ２第２のリングギヤ
ＣＲキャリヤ
Ｐ１第１のピニオン
Ｐ２第２のピニオン
Ｐ３第３のピニオン
Ｐ４第４のピニオン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission mechanism used in an automatic transmission mounted on an automobile, and is particularly suitable for use in a horizontal automatic transmission. Specifically, the automatic transmission is used in a multi-stage automatic transmission such as a forward fifth speed. The present invention relates to the structure of a transmission mechanism.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as shown in, for example, Japanese Patent Publication No. 7-30818, a planetary gear unit that is a combination of a simple planetary gear and a double pinion planetary gear is provided, and the carrier of the planetary gear unit is commonly connected to the output portion, and the forward ring gear is also used. An automatic transmission mechanism for input has been devised by the present applicant.
[0003]
Since the speed change mechanism is input from a ring gear having a larger diameter than that of a sun gear or the like during forward movement, the bending stress at the meshing portion is reduced, and the input allowable torque is set to be large corresponding to the recent trend of large horsepower. In addition, the tooth width can be set relatively small, and in combination with the common carrier, a compact configuration can be achieved in the axial direction. It is produced as a 4-speed automatic transmission for FF that combines the above.
[0004]
Furthermore, the Japanese Patent Publication No. 7-30818 discloses an embodiment in which a third clutch (C0) is provided between the input shaft and the ring gear of the double pinion planetary gear to achieve a forward fourth speed. ing. That is, as shown in FIG. 7, a double pinion planetary gear 1 and a simple planetary gear 2 having a carrier CR and a sun gear S in common are provided, and the input shaft 5 is connected to the ring gear R2 of the simple planetary gear 2 via the first clutch C1. The second gear C1 is connected to the sun gear S via the second clutch C2, and the ring gear R1 of the double pinion planetary gear 1 via the third clutch C0.
[0005]
And as shown in the operation | movement table | surface of FIG. 8, the 1st (forward) clutch C1 is connected in the 1st speed state in D range. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the simple planetary gear 2 through the clutch C1, and in this state, the ring gear R1 of the double-pinion planetary gear 1 is prevented from rotating by the second one-way clutch F2. Therefore, the common carrier CR is greatly decelerated in the forward direction while the sun gear S is idling in the reverse direction, and the rotation is taken out from the output member (gear) 6. In the second speed state, in addition to the connection of the first clutch C1, the second (second) brake B2 is operated. Then, the rotation of the sun gear S is stopped by the operation of the first one-way clutch F1 based on the brake B2, so that the rotation of the ring R1 from the input shaft 5 causes the carrier to rotate while the ring gear R1 of the double planetary gear 1 idles in the forward direction. The CR is decelerated and rotated in the positive direction, and the rotation is taken out by the output member 6 as the second speed.
[0006]
In the third speed state, the third clutch C0 is connected in addition to the connection of the first clutch C1. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the single planetary gear 2 via the clutch C1, and simultaneously to the ring gear R1 of the double planetary gear 1 via the clutch C0. Accordingly, the elements of the planetary gear unit 3 rotate as a unit, and the rotation at the same speed as the input shaft 5 is transmitted from the carrier CR to the output member 6. At this time, the second brake B2 maintains the locked state until the clutch C0 is engaged to prevent the second speed from returning to the first speed state from the second speed, and the engagement of the clutch C0 is completed and the planetary unit 3 In a state in which the three-way clutch rotates integrally, the third one-way clutch F0 rotates synchronously. In the fourth speed state, the first clutch C1 is released and the first brake B1 is operated. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R1 of the double planetary gear via the clutch C0, and the sun gear S is stopped in this state, so that the carrier CR rotates at a high speed while the simple ring gear R2 is idling. The high-speed rotation is taken out to the output member 6 as an overdrive.
[0007]
Further, in the reverse (R) range, the second clutch C2 and the third (lst / reverse) brake B3 are operated. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the sun gear S via the clutch C2, and the ring gear R1 of the double planetary gear 1 is fixed in this state, so that the carrier CR is also reversed while reversing the ring gear R2 of the single planetary gear 2. The reverse rotation of the carrier is taken out to the output shaft 6.
[0008]
2. Description of the Related Art Conventionally, an automatic transmission has been proposed that enables a multi-speed shift such as a 5-speed stage by combining the 4-speed automatic transmission mechanism and an underdrive mechanism disposed on a counter shaft.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
Recently, automatic transmissions are desired to have multiple stages in terms of fuel efficiency and power performance. When multiple stages are used, a wide gear ratio and a cross ratio on the high speed side (small step ratio) are required. From the viewpoint of mounting performance in an automobile, it is necessary to suppress the increase in size due to the increase in the number of stages.
[0010]
Further, the automatic transmission mechanism preferably has a direct connection state in which the highest speed stage, which is frequently used, has a high transmission efficiency. However, the above-described four-speed automatic transmission mechanism, the fourth speed stage, which is the highest speed stage, performs an increased rotation (overdrive). It has become.
[0011]
When considering a multi-stage transmission mechanism in which the highest speed stage is directly connected on the basis of the above-described compact automatic transmission mechanism, it is necessary to reduce the low-speed stage side to a low gear ratio, but the first speed stage by the planetary gear unit of the above automatic transmission mechanism. If rR1 and rR2 are the diameters (the number of teeth) of the ring gears R1 and R2 of the double pinion planetary gear 1 and the simple planetary gear 2,
(RR1 / rR2) +1
Therefore, it is necessary to increase the diameter rR1 or decrease the diameter rR2.
[0012]
When the ring gear diameter rR1 of the double pinion planetary gear 1 is increased, the outer diameter of the planetary gear unit 3 is increased, which is disadvantageous in terms of compactness. When the ring gear diameter rR2 of the simple pinion planetary gear 2 is decreased, the gear ratio (rS2 / rR2) (rS2; the diameter of the sun gear of the simple planetary gear) becomes large, and the cross ratio on the high speed stage side cannot be obtained.
[0013]
Accordingly, an object of the present invention is to provide an automatic transmission mechanism capable of obtaining a wide gear ratio and a cross ratio on the high speed stage side while maintaining high transmission efficiency and compactness at the highest speed stage. Is.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
The present invention according to claim 1 includes an input member (5) to which power from the engine is transmitted,
An output member (6) for transmitting power to the wheels;
A planetary gear unit (3) for outputting rotation from the input member to the output member via different transmission paths;
In an automatic transmission mechanism (11) comprising:
The planetary gear unit includes a first ring gear (R1), a first pinion (P1) meshing with the first ring gear, a second pinion (P2) meshing with the first pinion, and the first pinion (P2). A first sun gear (S1) meshing with the second pinion, a third pinion (P3) rotating integrally with the second pinion, a second ring gear (R2) meshing with the third pinion, and the second Two sun gears (S2) and a carrier (CR) supporting the first, second and third pinions and connected to the output member (6),
The second pinion (P2) is configured to have a smaller diameter than the third pinion (P3),
The rotation of the input member (5) is transmitted to the second ring gear (R2), and the first ring gear (R1), the first sun gear (S1), and the second sun gear (S2) are appropriately engaged. To achieve a plurality of forward shift speeds in a deceleration state by stopping,
Transmitting the rotation of the input member to the second ring gear and rotating the planetary gear unit (3) integrally with the input member to achieve the highest speed gear stage;
The automatic transmission mechanism is characterized by the above.
[0015]
According to a second aspect of the present invention, the planetary gear unit (3) is engaged with the fourth pinion and the fourth pinion (P4) rotating integrally with the second and third pinions (P2, P3). And a third sun gear (S3)
The fourth pinion (P4) is configured to have a smaller diameter than the third pinion (P3),
The rotation of the input member (5) is transmitted to the second ring gear (R2) and also transmitted to the third sun gear (S3) to achieve the highest speed gear stage,
The reverse gear is achieved by transmitting the rotation of the input member to the third sun gear (S3) and engaging the first ring gear (R1).
The automatic transmission mechanism according to claim 1.
[0016]
According to the third aspect of the present invention, the first hollow shaft (30) connected to the first sun gear (S1) is connected to the second hollow shaft (31) connected to the second sun gear (S2). It fits around the outer periphery,
The brake (B2) hydraulic servo (33) for locking the first sun gear (S1) is arranged on the outer peripheral side of the brake (B1) hydraulic servo (32) for locking to the second sun gear (S2). The transmission case (20a) is arranged on the wall surface.
The automatic transmission mechanism according to claim 1 or 2.
[0017]
According to a fourth aspect of the present invention, the automatic transmission mechanism (11) achieves a forward fourth speed in which the highest speed gear stage comprising the direct rotation is the fourth speed stage,
Further, the automatic transmission mechanism is combined with an underdrive mechanism (13) consisting of a deceleration stage and a direct coupling stage to achieve 5 forward speeds and 1 reverse speed,
The underdrive mechanism is switched from a deceleration stage to a direct coupling stage at a low speed stage (for example, the second speed stage) of the automatic transmission mechanism.
An automatic transmission (A) provided with the automatic transmission mechanism according to any one of claims 1 to 3.
[0018]
[Action]
Based on the above configuration, in the first gear, the rotation transmitted to the second ring gear (R2) from the input member (5) by decelerating the first ring gear (R1) is decelerated and the carrier (CR) is taken out and output from the output member (6). In the second speed, the first sun gear (S1) is locked, and the rotation of the second ring gear (R2) is decelerated and taken out from the carrier (CR). In the third speed, the second sun gear (S2) is locked, and the rotation of the second ring gear (R2) is decelerated and taken out from the carrier (CR). At this time, since the first and second sun gears (S1, S2) are locked, different gears are obtained depending on the difference in diameter (number of teeth) between the second and third pinions (P2, P3) meshing with them. In the first speed, the ratio of the first and second ring gear diameters (rR1 / rR2) is multiplied by the ratio of the third and second pinion diameters (rP3 / rP2) and the second pinion Since (P2) is smaller in diameter than the third pinion (P3), a large reduction ratio can be obtained, and the third speed determined by the ratio of the diameters of the second sun gear and the second ring gear (rS2 / rR2) The reduction ratio does not increase.
[0019]
In the fourth speed, which is the highest speed, the third sun gear (S3) is connected to the input member (5), for example, so that the input member (5) to the second ring gear (R2) is connected. The planetary gear unit (3) rotates together with the input member (5) in combination with the input of, and the directly connected rotation is output to the output member (5) via the carrier (CR).
[0020]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, it does not limit the structure of this invention at all.
[0021]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, since the first and second sun gears meshed with the second and third pinions having different diameters are appropriately locked, it is possible to increase the gear position, and the second The first gear is obtained by multiplying the ratio of the diameters of the first and second ring gears by the ratio of the diameters of the first and second ring gears, so that the second gear is not required to have a small diameter or the first ring gear has a large diameter. In addition, the gear ratio such as the third speed stage does not increase, and the highest speed stage consists of direct rotation, and these together combine to maintain high transmission efficiency and compactness while maintaining a wide range. A high gear ratio and a cross ratio on the high speed side can be obtained.
[0022]
According to the second aspect of the present invention, a reliable direct rotation can be obtained by connecting the third sun gear to the input member, and by the locking of the first ring gear and the input from the third sun gear. The reverse gear ratio obtained is “(rR1 / rS3) * (rP4 / rP2) −1”. At this time, the diameter of the fourth pinion (rP4) and the second pinion system (rP2) are Since both are smaller in diameter than the third pinion (rP3), (rP4 / rP2) is not so large, and the diameter of the third sun gear (rS3) meshing with the fourth pinion (P4) having a smaller diameter. (RR1 / rS3) becomes smaller due to the relatively large diameter, and therefore, the reverse gear ratio “(rR1) obtained by inputting to the second sun gear (S2) and locking the first ring gear. / RS2) * rP3 / rP2) -1 never becomes large gear ratio as "it is possible to set the gear ratio of optimum reverse gear as a whole.
[0023]
According to the third aspect of the present invention, when the automatic transmission mechanism reduces the gear position, for example, from the fourth forward speed to the third speed, one hollow shaft connected to each of the first and second sun gears is provided. It is sufficient to change the gear position easily, and when the (first) one-way clutch (F1) and the engine brake brake (B1) are added as in the prior art, the above-mentioned common is used. The hydraulic servo that becomes unnecessary as a result of the shift can be diverted as the engine servo hydraulic servo, and an automatic transmission mechanism with different gears can be easily provided without significant changes in the case of the automatic transmission mechanism.
[0024]
According to the fourth aspect of the present invention, it is possible to use the same case as the automatic transmission of the current production by combining with the underdrive mechanism. Optimum that can obtain the first reverse speed, and that the gear stage consisting of a relatively large gear ratio step from the deceleration stage of the underdrive mechanism to the direct coupling stage is performed at the low speed stage of the automatic transmission mechanism, and the high speed stage becomes the cross ratio. It is possible to obtain a five-speed forward automatic transmission composed of various gear ratio steps.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 and 2 are diagrams showing an automatic transmission A according to an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a skeleton diagram, and FIG. 2 is a cross-sectional view. The automatic transmission A is aligned with the torque converter 4 aligned with the engine output shaft 10, the main automatic transmission mechanism 11, the underdrive (U / D) mechanism 13 disposed on the counter shaft 12, and the left and right axles 15l and 15r. A differential device 16 is provided, and these are housed in a housing 19, a transmission case 20, and a rear cover 21 that are coupled together. Further, the valve body 22 is fixed to the case 20 so as to be integrally fixed.
[0026]
The torque converter 4 includes a pump impeller 23 connected to the engine output shaft 10, a turbine runner 24 and a stator 25 connected to the input shaft 5 of the main transmission mechanism 11, and a lockup clutch 26. The rotation of the shaft 10 is transmitted to the input shaft 5 via an oil flow or by mechanical coupling by the lockup clutch 26.
[0027]
In the main automatic transmission mechanism 11, a brake part 29, an output part 28, a planetary gear unit 3 and a clutch part 60 are arranged in this order from the oil pump 27 adjacent to the torque converter toward the rear end in the axial direction. The planetary gear unit 3 includes a simple planetary gear 2 and a double pinion planetary gear 1, and the double pinion planetary gear 1 is a first sun gear S 1, a second ring gear R 1, and a second pinion P 2 and a ring gear R 1 that mesh with the sun gear S 1. The simple planetary gear 2 includes a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a third pinion P3 meshing with these gears. The carrier CR supports the first pinion P1 meshing with the first pinion P1. It comprises a carrier CR to be supported, and further has a third sun gear S3 and a pinion P4 meshing with the sun gear. The carrier CR that supports the pinions P1, P2, P3, and P4 is a common carrier, and the second pinion P2 has a smaller diameter than the third pinion P3 (rP3> rP2), and the third The fourth pinion has a smaller diameter than the pinion (rP3> rP4), and the second pinion has a slightly smaller diameter than the fourth pinion (rP4> rP2). A second hollow shaft 31 connected to the second sun gear S2 is rotatably fitted on the outer periphery of the input shaft 5, and the first hollow shaft 30 connected to the first sun gear S1. Is rotatably fitted on the outer periphery of the second hollow shaft 31.
[0028]
The brake portion 29 is provided with a first brake B1 and a second brake B2 from the inner diameter side toward the outer diameter direction, and is connected to the oil pump 27 at a position adjacent to each brake. Hydraulic servos 32 and 33 formed on the wall surface of the pump case (transmission case) 20a are juxtaposed in the radial direction. That is, the first brake B1 hydraulic servo 32 is arranged on the inner diameter side of the wall surface of the case 20a, and the second brake B2 hydraulic servo 33 is arranged on the case wall surface on the outer peripheral side thereof. The first brake B1 is interposed between the flange at the tip of the second hollow shaft 31 and the flange extending from the pump case 20a, and the second brake B2 is at the tip of the first hollow shaft 30. Between the flange portion and the flange portion from the pump case 20a.
[0029]
On the other hand, the output unit 28 has a counter drive gear 6 supported by a bearing 34 on a partition wall 20b formed in the mission case 20, and the gear 6 is connected to the carrier CR through a spline. Further, the outer race portion of the bearing 34 is fixed to the partition wall 20b so as not to rotate and extends in the axial direction, and between the extended portion and a connecting portion connected integrally with the ring gear R1 of the double pinion planetary gear. A second one-way clutch F2 is interposed. A third brake B3 is interposed between the outer periphery of the ring gear R1 and the transmission case 20, and a hydraulic servo 35 is disposed on one side wall surface of the partition wall, and the piston of the hydraulic servo 35 has a comb tooth shape. In the axial direction, the third brake B3 is controlled, and a return spring is disposed at the comb tooth portion.
[0030]
The clutch portion 60 includes a first (forward) clutch C1 and a second (direct) clutch C2, and is located at the front end of the main automatic transmission mechanism 11 at a portion of the transaxle rear cover 21 that forms an integral case. It is stored. In addition, a flange portion 5a is integrally connected to a front end portion of the input shaft 5 by being fitted to a boss portion 21a formed on the cover 21, and a movable member 36 is fitted to the flange portion. Further, a piston member 37 is fitted to the movable member. Further, the movable member 36 forms an oil chamber with the flange portion at the inner diameter portion thereof, and the outer diameter portion is connected to the flange portion so as to prevent only relative rotation and is slightly spaced from the forward clutch C1. A hydraulic servo for the forward clutch is configured. On the other hand, the piston portion 37 constitutes an oil chamber with the movable member 36 and is in contact with the direct clutch C2 on the opposite surface to constitute a hydraulic servo for the direct clutch. Further, a spring 39 is contracted between the piston member 37 and the ring fixed to the input shaft 5, and the spring 39 constitutes a return spring common to the piston members 36 and 37 of both hydraulic servos. ing. The forward clutch C1 is interposed between the outer periphery of the flange portion and the outer periphery of the flange portion connected to the (second) ring gear R2 of the simple planetary gear, and the direct clutch C2 is connected to the inner periphery of the movable member 36. And a flange connected to the third sun gear S3.
[0031]
The underdrive (U / D) mechanism 13 has one simple planetary gear 40, and a carrier CR 4 that supports the pinion P 5 of the gear is formed integrally with the counter shaft 12. The counter shaft 12 is supported by both cases 20 and 19 via bearings. A counter driven gear 41 is rotatably supported by the counter shaft 12 via a bearing 42 and an output gear 43 is provided. They are connected together. The ring gear R4 of the simple planetary gear 40 is integrally connected to the counter driven gear 41, and the sun gear S4 is rotatably supported by the counter shaft 12 and is connected to a cup-shaped drum member 45.
[0032]
The drum member 45 has a (fourth) band brake B4 disposed on the outer periphery thereof, and a third clutch C3 disposed between the inner periphery thereof and a clutch hub 46 extending from the carrier CR4. ing. Further, a hydraulic servo 47 constituted by a piston fitting the drum member as a cylinder is disposed adjacent to the clutch. Further, a third one-way clutch F3 is interposed between the collar portion of the drum member 45 and the case.
[0033]
The differential device 16 includes a differential case (carrier) 50 that is rotatably supported by the cases 20 and 19 via bearings. A gear 51 that meshes with the output gear 43 is fixed to the case 50. Yes. Further, the differential case is provided with a shaft 52 in a direction orthogonal to the axle, and a bevel gear 53 is rotatably supported on the shaft. Further, left and right side gears 55 and 56 comprising bevel gears meshed with the bevel gear are rotatably supported on the differential case, and left and right front axles 15l and 15r are connected to the side gears, respectively.
[0034]
Next, the operation of the automatic transmission A will be described with reference to the operation table of FIG. 3 and the velocity diagram of FIG.
[0035]
The automatic transmission shown in FIG. 2 changes the gear train of the 4-speed automatic transmission currently in production and the main transmission mechanism described above, but the arrangement of the brake unit, the output unit, the planetary gear unit unit, and the clutch unit. Are the same, and the axle case 19, the transmission case 20, and the rear cover 21 can be the same as the above-mentioned current ones, and can be accommodated within the same dimensions.
[0036]
In the first speed (1st) state, in the main automatic transmission mechanism 11, the forward clutch C1 is connected, and the second one-way clutch F2 is operated to hold the ring gear R1 of the double pinion planetary gear in a stopped state. In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the simple planetary gear via the forward clutch C1, and the ring gear R1 of the double pinion planetary gear is in the stopped state, so that each sun gear S1, S2, S3 is moved in the reverse direction. The carrier CR is greatly decelerated and rotated in the forward direction while idling, and the decelerated rotation is taken out from the counter drive gear 6.
[0037]
In the underdrive (U / D) mechanism, the fourth brake B4 and the third one-way clutch F3 are operated, and the sun gear S4 is held in the stopped state. Accordingly, the rotation transmitted from the counter driven gear 41 meshed with the counter drive gear 6 to the ring gear R4 is decelerated by the simple planetary gear 40, taken out by the carrier CR4, and the differential device 16 through the output gear 43 and the gear 51. To the left and right axles 15l and 15r.
[0038]
That is, as shown in the speed diagram (FIG. 4), in the main transmission mechanism, the rotation (1) of the ring gear R2 is decelerated from the carrier CR by each gear ratio by the stop (0) of the ring gear R1, and is further extracted. In the underdrive mechanism, the reduced rotation of the ring gear R4 is decelerated by the stop (0) of the sun gear S4 and is taken out from the carrier CR4 as the first speed (1st) rotation.
[0039]
At this time, as shown in FIG. 5, when r is added in front of the symbol of each gear to indicate the gear diameter (number of teeth), the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rR1 / rR2) * (rP3 / RP2) +1 and the gear ratio B of the underdrive mechanism is (rS4 / rR4) +1. Specifically, as shown in FIG. 6, the gear ratio is 2.806 in the main transmission mechanism (MAIN). The underdrive mechanism (U / D) is 1.508, and the entire transmission (TOTAL) is 4.321. Accordingly, in the main transmission mechanism, the first speed is obtained by multiplying the gear ratio (rR1 / rR2) of the ring gear by the gear ratio (rP3 / rP2) of the third and second pinions, and the second pinion P2 is Since it has a smaller diameter than the third pinion P3, a large reduction ratio that achieves a wide gear ratio corresponding to the fifth speed can be obtained without increasing the gear ratio of the first and second ring gears.
[0040]
In the second speed (2nd) state, in addition to the forward clutch C1, the second brake B2 operates and the second one-way clutch F2 becomes free. In this state, the sun gear S1 of the double pinion planetary gear is stopped by the second brake B2, and therefore, the rotation of the ring gear R2 of the simple planetary gear transmitted from the input shaft 5 via the forward clutch C1 causes the ring gear R1 of the double pinion planetary gear and The carrier CR is decelerated and rotated in the forward direction while idling the second and third sun gears S2 and S3, and the decelerated rotation is taken out from the counter gear 6.
[0041]
Further, the underdrive mechanism 13 remains in the deceleration state described above, and the rotation of the ring gear R4 is decelerated and transmitted to the carrier CR4.
[0042]
That is, in the speed diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2 is decelerated by a predetermined gear ratio by the stop (0) of the sun gear S1 and is output to the carrier CR, and the output rotation is further transmitted to the ring gear R4. When the sun gear S4 is stopped (0), the second speed (2nd) rotation is taken out from the carrier CR4 (2nd).
[0043]
At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is
(RS1 / rR2) * (rP3 / rP2) +1,
The gear ratio B of the underdrive mechanism is
(RS4 / rR4) +1 (FIG. 5), specifically, the gear ratio is 1.731 for the main transmission mechanism, 1.508 for the underdrive mechanism, and 2.611 for the entire transmission (FIG. 6). .
[0044]
In the 3rd speed (3rd) state, the main transmission mechanism remains in the 2nd speed state described above, and the underdrive mechanism 13 releases the fourth brake B4 and the third one-way clutch F3 and the third clutch C3. Engage. In this state, the rotation of the ring gear R4 transmitted from the main transmission mechanism through the gears 6 and 41 together with the simple planetary gear 40 is output to the carrier CR4 as a direct rotation. At this time, by releasing the fourth brake B4 prior to the connection of the third clutch C3, the third one-way clutch F3 functions to keep the clutch changeover timing accurate.
[0045]
That is, in the speed diagram (FIG. 4), the main transmission mechanism outputs the reduced rotation accompanying the stop (0) of the sun gear S1 from the carrier CR, and the rotation of the ring gear R4 to which the output rotation is transmitted in the underdrive mechanism remains as it is. It is taken out from the carrier CR4 (3rd).
[0046]
At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is the same as that of the second speed described above, and is (rS1 / rR2) * (rP3 / rP2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is 1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 1.731 for the main transmission mechanism, 1.000 for the underdrive mechanism, and 1.731 for the entire transmission (FIG. 6). The above-mentioned underdrive mechanism has a relatively large gear ratio step when shifting from the speed reduction stage to the direct connection stage. However, since the speed change is performed when the main transmission mechanism is at the second speed, A wide gear ratio can be obtained, and a cross ratio on the high speed side can be achieved.
[0047]
In the fourth speed (4th) state, in the main transmission mechanism 11, the forward clutch C1 is engaged, the second brake B2 is released, and the first brake B1 is engaged. In this state, the rotation transmitted from the input shaft 5 to the ring gear R2 of the simple planetary gear is caused by the first gear B1, the first and third sun gears S1, S3 by the sun gear S2 stopped by the first brake B1. The carrier CR is decelerated and rotated while idling, and the rotation is taken out from the counter drive gear 6. Further, the underdrive mechanism 13 is maintained in the direct connection state described above.
[0048]
That is, in the speed diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2 is decelerated at a predetermined gear ratio by the stop of the sun gear S2 and output to the carrier CR, and the rotation is further transmitted to the ring gear R4. Output from the carrier CR4 and 4th (4th) rotation.
[0049]
At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is
(RS2 / rR2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is 1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 1.313 for the main transmission mechanism, 1 for the underdrive mechanism, and the entire transmission. 1.313 (FIG. 6). The second speed and the third speed of the main transmission mechanism are performed by switching the locking of the first and third sun gears S2 and S3, and the diameters of the second pinion P2 and the third pinion P3 meshing with these sun gears, respectively. The main transmission mechanism 11 can achieve the fourth speed with a compact configuration.
[0050]
In the fifth speed (5th) state, the main transmission mechanism 11 engages the direct clutch C2 in addition to the forward clutch C1. In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the third sun gear S3 together with the second ring gear R2, and the gear unit 3 consisting of the single and double pinion planetary gears 1 and 2 is rotated integrally, and the direct rotation is counter-driven. It is transmitted to the gear 6. Further, the underdrive mechanism 13 remains in the directly connected state described above, and the rotation of the counter driven gear 41 is output to the output gear 43 as it is.
[0051]
That is, in the speed diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2 is coupled with the rotation (1) of the sun gear S3 so that the planetary gear unit 3 rotates integrally and the rotation is transmitted to the ring gear R4. Then, the planetary gear 40 rotates integrally and outputs from the carrier CR4.
[0052]
Therefore, the gear ratio A of the main transmission mechanism is 1, the gear ratio B of the underdrive mechanism is 1, and the gear ratio of the entire transmission is also 1 (FIGS. 5 and 6). The fifth speed state is the highest speed stage, which is normally the speed stage in steady running, and the usage time is extremely long compared to other speed stages. In this state, of course, the underdrive mechanism 13 is used. The main automatic transmission mechanism 11 is also directly connected, and the engine rotation can be transmitted to the wheels with high transmission efficiency.
[0053]
In the reverse (Rev) state, the direct clutch C2 and the third brake B3 are engaged. In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the third sun gear S3 via the direct clutch C2, and the first ring gear R1 is stopped by the third brake B3. The carrier CR is also rotated while idling in the reverse rotation direction, and the reverse rotation is taken out from the counter gear 6. Further, in the underdrive mechanism, the fourth brake B4 is in the locked state, the sun gear S4 is stopped, the rotation of the ring gear R4 is decelerated and output from the carrier CR4.
[0054]
That is, in the speed diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the sun gear S3 is reversed at a predetermined gear ratio by the stop (0) of the ring gear R1 and output to the carrier CR, and the rotation is further transmitted to the ring gear R4. Then, it is decelerated by the stop of the sun gear S4 and output from the carrier CR4.
[0055]
At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rR1 / rS3) * (rP4 / rP2) -1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is (rS4 / rR4) +1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 2.049 for the main transmission mechanism, 1.508 for the underdrive mechanism, and 3.090 for the entire transmission (FIG. 6). The reverse gear can also be obtained by inputting the rotation of the input shaft 5 to the second sun gear S2 and locking the first ring gear R1, but in this case, the gear ratio is (rR1 / rS2). * (RP3 / rP2) -1 and the reverse gear ratio is excessively increased by decelerating at rP3 / rP2, but by inputting to the third sun gear S3 as described above, the above (rR1 / rS3) * In (rP4 / rP2) -1, since the fourth and second pinion diameters rP4 and rP2 are both smaller than the third pinion diameter rP3, (rP4 / rP2) is not so large, and the small diameter Since the diameter of the third sun gear S3 meshing with the fourth pinion P4 is relatively large, (rR1 / rS3) is also small, and the reverse gear with a small gear ratio as a whole can be achieved.
[0056]
In order to operate the engine brake, the triangle mark in FIG. 3 is in the operating state. That is, at the first speed, the third brake B3 is engaged, and the ring gear R1 of the double pinion planetary gear that rotates idly in the second one-way clutch F2 is held in a stopped state.
[0057]
In the vehicle stop (N / C) state, the main brake mechanism 11 locks the second brake, preferably with a low torque capacity that can prevent the vehicle from retreating on a slope, and the forward clutch C1 Engage in a torque state immediately before generating drag torque. As a result, the vehicle is prevented from retreating on a slope and prevents the occurrence of a creep phenomenon associated with the engagement of the forward clutch C1, and immediately increases the torque capacity of the forward clutch C1 based on the start signal. Start off.
[0058]
Note that the planetary gear unit does not have to be provided with the third sun gear S3 if the above-described appropriate gear ratio during reverse travel is not taken into consideration. In this case, a direct clutch C2 is interposed between the input shaft 5 and the second sun gear S2, and rotation is input to the sun gear S2 during reverse travel.
[0059]
The sub-transmission mechanism is not limited to the above-described underdrive mechanism, and other transmission gear mechanisms may be employed. In this case, for example, a six-speed automatic transmission may be combined with a Simpson type three-speed automatic transmission mechanism. Good.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission using an automatic transmission mechanism according to the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view thereof.
FIG. 3 is a diagram illustrating the operation.
FIG. 4 is a velocity diagram thereof.
FIG. 5 is a diagram showing calculation of the gear ratio.
FIG. 6 is a diagram showing a gear ratio of each gear position of the present embodiment.
FIG. 7 is a schematic view showing an automatic transmission mechanism according to a conventional technique.
FIG. 8 is a diagram showing the operation.
[Explanation of symbols]
1 Double planetary gear
2 Simple planetary gear
3 Planetary gear unit
5 Input member (input shaft)
6 Output member (counter drive gear)
11 Automatic (main) transmission mechanism
13 Underdrive transmission mechanism
20a Transmission case
30 first hollow shaft
31 Second hollow shaft
32 Hydraulic servo
33 Hydraulic servo
B1 First locking means (first brake)
B2 First locking means (second brake)
B3 Second locking means (third brake)
C1 first (forward) clutch
C2 Second (direct) clutch
F2 Second locking means (second one-way clutch)
S1 First sun gear
S2 Second sun gear
R1 first ring gear
R2 Second ring gear
CR carrier
P1 first pinion
P2 second pinion
P3 3rd pinion
P4 4th pinion

Claims

An input member to which power from the engine is transmitted;
An output member for transmitting power to the wheels;
A planetary gear unit that outputs rotation from the input member to the output member via different transmission paths;
In an automatic transmission mechanism comprising:
The planetary gear unit includes a first ring gear, a first pinion that meshes with the first ring gear, a second pinion that meshes with the first pinion, and a first pinion that meshes with the second pinion. Supports a sun gear, a third pinion that rotates integrally with the second pinion, a second ring gear and a second sun gear that mesh with the third pinion, and the first, second, and third pinions And a carrier coupled to the output member,
The second pinion is configured to have a smaller diameter than the third pinion,
A plurality of forward shift stages in a decelerating state is achieved by transmitting the rotation of the input member to the second ring gear and appropriately locking the first ring gear, the first sun gear, and the second sun gear. And
Transmitting the rotation of the input member to the second ring gear and rotating the planetary gear unit integrally with the input member to achieve the highest speed shift stage;
An automatic transmission mechanism characterized by that.

The planetary gear unit further includes a fourth pinion that rotates integrally with the second and third pinions, and a third sun gear that meshes with the fourth pinion.
The fourth pinion is configured to have a smaller diameter than the third pinion,
The rotation of the input member is transmitted to the second ring gear and transmitted to the third sun gear to achieve the highest speed gear stage,
The reverse gear is achieved by transmitting the rotation of the input member to the third sun gear and locking the first ring gear.
The automatic transmission mechanism according to claim 1.

A first hollow shaft connected to the first sun gear is rotatably fitted on an outer periphery of a second hollow shaft connected to the second sun gear;
The brake hydraulic servo that locks the first sun gear is arranged on the transmission case wall surface on the outer peripheral side of the brake hydraulic servo that locks the second sun gear.
The automatic transmission mechanism according to claim 1 or 2.

The automatic transmission mechanism achieves a forward fourth speed in which the highest speed gear stage consisting of the direct rotation is the fourth speed stage,
In addition, the automatic transmission mechanism is combined with an underdrive mechanism consisting of a deceleration stage and a direct coupling stage to achieve 5 forward speeds and 1 reverse speed,
And the underdrive mechanism is switched from the deceleration stage to the direct coupling stage at the low speed stage of the automatic transmission mechanism.
An automatic transmission comprising the automatic transmission mechanism according to any one of claims 1 to 3.