JP4029669B2 - Automatic transmission for vehicles - Google Patents

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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５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。たとえば特開２００１−３４９３９５号公報に記載の車両用自動変速機はその一例であり、３つのクラッチと２つのブレーキとの合計５つの摩擦係合装置を用いて切り換えることにより前進５速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５つの摩擦係合装置を用いて前進５速の変速を切り換えているため、ドラム、ハブ、摩擦板、プレート、ピストン、延伸油圧キャンセラ、リターンスプリングなどの摩擦係合装置を構成する部品点数が多く、重量や製造コストが高くなるとともに、摩擦板などのひきずり損失を発生させる部分が多いことから、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、一層少ない摩擦係合装置で前進５段の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第１の手段】
かかる目的を達成するための第１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且つ他の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て出力さ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１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２クラッチによって選択的に入力部材に連結され、該第３回転要素は前記中間回転部材に連結されまたは選択的に連結され、該第５回転要素は第１クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結され、該第４回転要素は出力部材に連結されて回転を出力する主変速部とを備えている一方、(c) 前記第１ブレーキ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最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記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１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第１ブレーキ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ることにある。
【０００６】
【第１発明の効果】
この第１発明の車両用自動変速機は、前進５段の多段変速が２つのクラッチおよび２つのブレーキからなる合計４つの摩擦係合装置の係合作動の切り換えによって得られるため、車両用自動変速機が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】
【第１発明の他の態様】
ここで、好適には、前記主変速部は、(a) 前記第１ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第１サンギヤと、出力部材に連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持する第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、(b) 前記第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、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リングギヤと、該第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、前記第１ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されるとともに該第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、前記第１キャリヤと一体回転するように連結されるとともに該第２ピニオンおよび第３ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持する第２キャリヤとを有する前記第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回転要素は互いに連結された第１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第３回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第１リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２サンギヤである。このようにすれば、主変速部は２組の遊星歯車装置から構成されるので、本発明の車両用自動変速機が一層軽量かつコンパクトとなる。また、第１遊星歯車装置の第１ピニオンと、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置の第３ピニオンとが一体回転するように同軸に連結されているので、ラビニヨ型と同様に、部品点数や軸長が一層低減される。
【０００８】
また、好適には、前記主変速部は、(a) 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１サンギヤと、出力部材に連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持する第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、(b) 前記第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、前記第１リングギヤに連結された第２リングギヤと、該第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、前記第１ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されるとともに該第２ピニオンと第２リングギヤとに噛み合う第３ピニオンと、前記第１キャリヤと一体回転するように連結されるとともに該第２ピニオンおよび第３ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持する第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置と、(c) 前記第２サンギヤと連結された第３サンギヤと、前記第１キャリヤおよび第２キャリヤに連結された第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４ピニオンを回転可能に支持し且つ前記中間回転部材から前記減速回転が選択的に入力される第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回転要素は互いに連結された第１キャリヤ、第２キャリヤ、および第３リングギヤであり、前記第３回転要素は前記第３キャリヤであり、前記第４回転要素は前記第１リングギヤおよび第２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。このようにしても、前進５段の多段変速が２つのクラッチおよび２つのブレーキからなる合計４つの摩擦係合装置によって得られるため、車両用自動変速機が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。また、第１遊星歯車装置の第１ピニオンと、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置の第３ピニオンとが一体回転するように同軸に連結されているので、ラビニヨ型と同様に、部品点数や軸長が一層低減される。
【０００９】
また、好適には、前記副変速部は、前記第２ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるリングギヤと、前記入力部材に連結されたサンギヤと、該サンギヤおよびリングギヤと噛み合うピニオンを回転可能に支持し且つ前記第３要素と連結されたキャリヤとを有し、そのキャリヤが前記中間回転部材として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、副変速部は１組の遊星歯車装置から構成されるので、本発明の車両用自動変速機が一層軽量かつコンパクトとなる。
【００１０】
また、好適には、前記副変速部は、前記非回転部材に連結されたリングギヤと、前記入力部材に連結されたサンギヤと、該サンギヤおよびリングギヤと噛み合うピニオンを回転可能に支持し且つ前記第３回転要素と選択的に連結されまたは直接連結されたキャリヤとを有し、そのキャリヤが前記中間回転部材として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、副変速部は１組の遊星歯車装置から構成されるので、本発明の車両用自動変速機が一層軽量かつコンパクトとなる。
【００１５】
【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。
【００１６】
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、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出力歯車２４から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を同軸上に順次備え、出力歯車２４を第１遊星歯車装置１８と上記トルクコンバータ或いは第１ブレーキＢ１との間に備えている。上記入力軸１６は、上記トルクコンバータを介して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。
【００１７】
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、シングルピニオン型の第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、シングルピニオン型の第１遊星歯車装置１８およびダブルピニオン型の第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、４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、５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。
【００１８】
上記副変速部２６において、第３遊星歯車装置２２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、第２ブレーキＢ２を介してトランスミッションケース（非回転部材）１２に選択的に連結される第３リングギヤＲ３と、第３サンギヤＳ３および第３リングギヤＲ３に噛み合う第５ピニオンＰ５を回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し且つ第２遊星歯車装置２０の第２リングギヤＲ２に連結された第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２２では、第２ブレーキＢ２の係合により第３リングギヤＲ３が非回転とされているとき、第３キャリヤＣＡ３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２リングギヤＲ２へ伝達する。すなわち、第３キャリヤＣＡ３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の回転よりも低い減速回転を主変速部２８へ伝達する。また、上記第２ブレーキＢ２は、その係合によって第３キャリヤＣＡ３から主変速部２８へ減速回転を選択的に出力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。
【００１９】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置１８は、第１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１サンギヤＳ１と、出力部材として機能する出力歯車２４に連結された第１リングギヤＲ１と、その第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１に噛み合う第１ピニオンＰ１と、その第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１クラッチＣ１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、前記第３キャリヤＣＡ３に連結された第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンＰ２と、それら第２ピニオンＰ２および第２リングギヤＲ２に噛み合い且つ前記第１ピニオンＰ１に対して一体回転するように同軸にそれと連結された第３ピニオンＰ３と，それら第２ピニオンＰ２および第３ピニオンＰ３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２クラッチＣ２を介して前記入力軸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。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。変速比γを適切とするために、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、逆でもよい。
【００２０】
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に並列に一方向クラッチを設けることでその一方向クラッチも係合装置すなわち第１ブレーキと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。
【００２１】
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から成る４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５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。
【００２２】
すなわち、図２に示すように、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２の係合により、第１サンギヤＳ１および第３リングギヤＲ３が非回転とされることにより、変速比γ1 が最大値たとえば「３．６１」である第１速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２の係合により、第２サンギヤＳ２が入力軸１６に連結されるとともに第３リングギヤＲ３が非回転とされることにより、変速比γ2 が第１速ギヤ段よりも小さい値たとえば「２．１２」程度である第２速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１の係合により、第２サンギヤＳ２が入力軸１６に連結されるとともに第１サンギヤＳ１が非回転とされることにより、変速比γ3 が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．３０」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２クラッチＣ２の係合により、第２サンギヤＳ２が入力軸１６に連結されるとともに第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１も入力軸１６に連結されることにより第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０が一体的に回転させられ、変速比γ4 が第３速ギヤ段よりも小さい値「１．０００」である第４速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１の係合により、第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１が入力軸１６に連結されるとともに第１サンギヤＳ１が非回転とされることにより、変速比γ5 が第４速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．７０」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第２ブレーキＢ２の係合により、第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１が入力軸１６に連結されるとともに、第３リングギヤＲ３が非回転とされて第３キャリヤＣＡ３および第２リングリヤＲ２が減速回転させられると、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「２．７２」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 ＝０．４３、ρ2 ＝０．２８、ρ3 ＝０．３２である。
【００２３】
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「１．７０」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「１．６３」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「１．３０」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「１．４３」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５速ギヤ段の変速比γ5 との比であるギヤ比幅（＝γ1 ／γ5 ）が比較的大きな値すなわち「５．１６」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。
【００２４】
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１サンギヤＳ１を、第２回転要素ＲＥ２に対応する第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２リングギヤＲ２を、第４回転要素ＲＥ４に対応する第１リングギヤＲ１を、第５回転要素ＲＥ５に対応する第２サンギヤＳ２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。
【００２５】
上記共線図を利用して主変速部２８の構成を表現すれば、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（Ｓ１）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２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）は第２クラッチＣ２によって選択的に入力軸１６に連結され、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ２）は第３キャリヤＣＡ３（中間回転部材）に連結され、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）は第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００２６】
そして、上記の共線図から明らかなように、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転とされるとともに第３回転要素ＲＥ３（Ｒ２）が入力軸１６よりも低い回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「１ｓｔ」で示す回転速度で回転させられ、最も大きい変速比の第１変速段「１ｓｔ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）が入力軸１６と共に回転させられるとともに第３回転要素ＲＥ３（Ｒ２）が入力軸１６よりも低い回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「２ｎｄ」で示す回転速度で回転させられ、第１変速段「１ｓｔ」よりも変速比が小さい第２変速段「２ｎｄ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）が入力軸１６と共に一体回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）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２クラッチＣ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）および第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６と共に一体回転させられると、第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０が全体として一体回転させられ、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「４ｔｈ」で示す回転速度（入力軸回転速度と同じ回転速度「１．０」）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。この第４変速段「４ｔｈ」の変速比γ4 は１である。第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）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。
【００２７】
また、第２クラッチＣ２および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ２）が入力軸１６よりも低い第３キャリヤＣＡ３の速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１）は「Ｒｅｖ」で示す回転速度で逆回転させられ、後進変速段「Ｒｅｖ」が成立させられる。
【００２８】
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５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２つのブレーキＢ１、Ｂ２から成る合計４つの摩擦係合装置によって得られる。このため、４組の遊星歯車装置を用いる場合に比較して、変速機１０が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。
【００２９】
また、本実施例の副変速部２６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（非回転部材）１２に連結される第３リングギヤＲ３と、入力軸（入力部材）１６に連結された第３サンギヤＳ３と、その第３サンギヤＳ３および第３リングギヤＲ３と噛み合う第４ピニオンＰ４を回転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを有し、その第３キャリヤＣＡ３が中間回転部材として機能するシングルピニオン型の１組の第３遊星歯車装置２２から構成されているので、車両用自動変速機１０が一層軽量かつコンパクトとなる。
【００３０】
また、前述の実施例において、シングルピニオン型の第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るので、ラビニヨ型と同様に、部品点数や軸長が一層低減され、変速機３０が一層小型且つ安価となる。
【００３１】
また、上記３組の第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２のギヤ比ρ1 、ρ2 、ρ3 は略０．３〜０．６程度の範囲内に設定されて、それ等の遊星歯車装置１８、２０、２２を比較的小型（小径）に維持しつつ、図２に示すように全体として適切な変速比特性を得ることができる。
【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、図１に示す車両用自動変速機１０の副変速部２６が異なる変形例を示している。この図４の副変速部２６は、トランスミッションケース（非回転部材）１２に連結された第３リングギヤＲ３と、入力軸（入力部材）１６に連結された第３サンギヤＳ３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４ピニオンＰ４を回転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを有する１組のシングルピニオン型第３遊星歯車装置２２から構成されており、中間回転部材として機能する第３キャリヤＣＡ３は、第３クラッチＣ３を介して主変速部２８内の第２リングギヤＲ２と選択的に連結されるようになっている。これにより、図１の実施例と同様の作動が得られる。本実施例では、この第３クラッチＣ３が、その係合によって第３キャリヤＣＡ３から主変速部２８へ減速回転を選択的に出力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。なお、上記第３クラッチＣ３は、入力軸１６と第３サンギヤＳ３との間に設けられていても同様の作動が得られる。
【００３４】
図５は、前記変速機１０と同様に４つの摩擦係合装置を用いて前進５速のギヤ段を達成する変速機３６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３６は、シングルピニオン型の第４遊星歯車装置４４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３８、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置４０、およびシングルピニオン型の第３遊星歯車装置４２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、５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。
【００３５】
上記副変速部２６において、第４遊星歯車装置４４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ブレーキＢ２を介してトランスミッションケース（非回転部材）１２に選択的に連結される第４リングギヤＲ４と、第４サンギヤＳ４および第４リングギヤＲ４に噛み合う第５ピニオンＰ５を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遊星歯車装置４２の第３キャリヤＣＡ３に連結された第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４４では、第２ブレーキＢ２の係合により第４リングギヤＲ４が非回転とされているとき、第４キャリヤＣＡ４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３キャリヤＣＡ３へ伝達する。すなわち、第４キャリヤＣＡ４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、上記第２ブレーキＢ２は、その係合によって第４キャリヤＣＡ４から主変速部２８の第３キャリヤＣＡ３へ選択的に出力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。
【００３６】
また、主変速部２８において、上記第１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１サンギヤＳ１と、出力部材として機能する出力歯車２４に連結された第１リングギヤＲ１と、その第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１に噛み合う第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４０は、第１クラッチＣ１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、前記第１リングギヤＲ１と共通に構成されることにより第１リングギヤＲ１でもある第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤに噛み合い且つ第２ピニオンＰ２と、第１ピニオンＰ１と共通に構成されることにより第１ピニオンＰ１に対して一体回転するように同軸にそれと連結され且つ第２ピニオンＰ２と第２リングギヤＲ２に噛み合う第３ピニオンＰ３と，その第２ピニオンＰ２とその第２ピニオンＰ２に噛み合う第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キャリヤＣＡ１と一体回転するようにそれに連結された第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４２は、上記第２サンギヤＳ２と連結され且つ第１クラッチＣ１を介して選択的に入力軸１６と連結される第３サンギヤＳ３と、第２キャリヤＣＡ２に連結された第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４ピニオンＰ４を回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持し、前記第４キャリヤＣＡ４と連結された第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。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と同径とされているが、変速比γを適切とするために大径とされたり或いは小径とされたりしてもよい。
【００３７】
以上のように構成された変速機３６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から成る４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５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が各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００３８】
図６において、主変速部２８は、第１遊星歯車装置３８の第１サンギヤＳ１、第１キャリアＣＡ１、第１リングギヤＲ１、第２遊星歯車装置４０の第２サンギヤＳ２、第２キャリアＣＡ２、第２リングギヤＲ２、および第３遊星歯車装置４２の第３サンギヤＳ３、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１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、Ｒ３）は第２クラッチＣ２によって選択的に入力軸１６に連結され、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ３）は第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結され、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２、Ｓ３）は第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、Ｒ２）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００３９】
そして、上記の共線図から明らかなように、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転とされるとともに第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ３）が入力軸１６よりも低い回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２、Ｓ３）が入力軸１６と共に回転させられるとともに第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ３）が入力軸１６よりも低い回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２、Ｓ３）が入力軸１６と共に一体回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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２クラッチＣ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２、Ｓ３）と第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、Ｒ３）が入力軸１６と共に一体回転させられると、第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０が全体として一体回転させられ、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、Ｒ２）は「４ｔｈ」で示す回転速度（入力軸回転速度と同じ回転速度「１．０」）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。この第４変速段「４ｔｈ」の変速比γ4 は１である。第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、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）が非回転とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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。
【００４０】
また、第２クラッチＣ２および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、Ｒ３）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ３）が入力軸１６よりも低い第４キャリヤＣＡ４の速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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。
【００４１】
本実施例の変速機３６においても、前進５段の多段変速が２つのクラッチＣ１、Ｃ２および２つのブレーキＢ１、Ｂ２から成る合計４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。
【００４２】
図７は、上記図５に示す車両用自動変速機１０の副変速部２６が異なる変形例を示している。この図７の副変速部２６は、トランスミッションケース（非回転部材）１２に連結されることにより非回転とされた第４リングギヤＲ４と、入力軸（入力部材）１６に連結された第４サンギヤＳ４と、それら第４サンギヤＳ４および第４リングギヤＲ４と噛み合う第５ピニオンＰ５を回転可能に支持する第４キャリヤＣＡ４とを有する１組のシングルピニオン型第４遊星歯車装置４４から構成されており、中間回転部材として機能する第４キャリヤＣＡ４は、第３クラッチＣ３を介して主変速部２８内の第３キャリヤＣＡ３と選択的に連結されるようになっている。これにより図５の実施例と同様の作動が得られる。本実施例では、この第３クラッチＣ３が、その係合によって第４キャリヤＣＡ４から主変速部２８へ減速回転を選択的に出力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。なお、上記第３クラッチＣ３は、入力軸１６と第４サンギヤＳ４との間に設けられていても、同様の作動が得られる。
【００４３】
図８は、前記変速機１０と同様に４つの摩擦係合装置を用いて前進５速のギヤ段を達成する変速機４６の構成を示す骨子図であり、図９は、その変速機４６の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であり、図１０はその共線図である。本実施例の変速機４６は、シングルピニオン型の第４遊星歯車装置５４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４８、シングルピニオン型の第２遊星歯車装置５０、およびシングルピニオン型の第３遊星歯車装置５２を主体として構成されている主（第１）変速部２８とを有し、４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、５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。
【００４４】
上記副変速部２６において、第４遊星歯車装置５４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、トランスミッションケース（非回転部材）１２に連結された第４リングギヤＲ４と、第４サンギヤＳ４および第４リングギヤＲ４に噛み合う第５ピニオンＰ５を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２クラッチＣ２を介して第３遊星歯車装置５２の第３リングギヤＲ３に選択的に連結され且つ第４クラッチＣ４を介して第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３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５４では、第４リングギヤＲ４が非回転とされているので、入力軸１６に連結された第４サンギヤＳ４の回転に伴って、第４キャリヤＣＡ４はその回転を減速して第１変速部２８の第３リングギヤＲ３または第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３へ選択的に伝達する。すなわち、第４キャリヤＣＡ４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、上記第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４は、その係合によって上記第４キャリヤＣＡ４から主変速部２８へ減速回転を選択的に出力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。
【００４５】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置４８は、第１クラッチＣ１を介して選択的に入力軸１６と連結される第１サンギヤＳ１と、出力部材として機能する出力歯車２４に連結された第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、その第１ピニオンＰ１および第１リングギヤＲ１に噛み合う第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クラッチＣ３を介して入力軸１６に選択的に連結される第１キャリヤＣＡ１とを備えたものである。また、上記第２遊星歯車装置５０は、第３サンギヤＳ３と連結され且つ第４クラッチＣ４を介して第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）と選択的に連結される第２サンギヤＳ２と、前記第１リングギヤＲ１と共通に構成されることによりその第１リングギヤＲ１でもある第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤに噛み合い且つ第２ピニオンＰ２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キャリヤＣＡ３にも連結された第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５２は、第２サンギヤＳ２と連結され且つ第４クラッチＣ４を介して第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）と選択的に連結される第３サンギヤＳ３と、第２クラッチＣ２を介して第４キャリヤＣＡ４と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４ピニオンＰ４を回転可能に支持し、前記第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２と連結された第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。上記第２ピニオンＰ２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２ピニオンＰ２は第３ピニオンＰ３と同径とされているが、変速比γを適切とするために大径とされたり或いは小径とされたりしてもよい。
【００４６】
以上のように構成された変速機４６では、たとえば、図９の係合作動表に示されるように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第４クラッチＣ４から成る４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５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。
【００４７】
すなわち、図９に示すように、第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４の係合により、第３遊星歯車装置５２、第２遊星歯車装置５０、第１遊星歯車装置４８が共に一体的に減速回転させられることにより、変速比γ1 が最大値たとえば「３．４５」である第１速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の係合により、第１サンギヤＳ１が入力軸１６に連結されるとともに第３リングギヤＲ３が減速回転とされることにより、変速比γ2 が第１速ギヤ段よりも小さい値たとえば「２．０４」程度である第２速ギヤ段が成立させられる。また、第１クラッチＣ１および第４クラッチＣ４の係合により、第１サンギヤＳ１が入力軸１６に連結されるとともに第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３が減速回転とされることにより、変速比γ3 が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．２７」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クラッチＣ３の係合により、第１サンギヤＳ１、第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２が入力軸１６に連結されることにより第１遊星歯車装置４８が入力軸１６と共に一体的に回転させられ、変速比γ4 が第３速ギヤ段よりも小さい値「１．０００」である第４速ギヤ段が成立させられる。また、第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４の係合により、第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１が入力軸１６に連結されるとともに第２サンギヤＳ２および第３サンギヤＳ３が減速回転されることにより、変速比γ5 が第４速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．７２」程度である第５速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の係合により、第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１が入力軸１６に連結されるとともに、第３リングギヤＲ３が減速回転させられると、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「２．８３」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 ＝０．４５、ρ2 ＝０．５５、ρ3 ＝０．２９、ρ4 ＝０．２９である。
【００４８】
上記変速機４６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「１．６９」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「１．６１」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「１．２７」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「１．３９」とされ、各変速比γが略等比的に変化させられている。また、上記変速機４６において、第１速ギヤ段の変速比γ1 と第５速ギヤ段の変速比γ5 との比であるギヤ比幅（＝γ1 ／γ5 ）が比較的大きな値すなわち「４．７９」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。
【００４９】
図１０において、主変速部２８は、第１遊星歯車装置４８の第１サンギヤＳ１、第１キャリアＣＡ１、第１リングギヤＲ１、第２遊星歯車装置５０の第２サンギヤＳ２、第２キャリアＣＡ２、第２リングギヤＲ２、および第３遊星歯車装置５２の第３サンギヤＳ３、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（Ｓ２、Ｓ３）は第４クラッチＣ４を介して選択的に第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結され、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３）は第３クラッチＣ３を介して入力軸１６に選択的に連結され、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ３）は第２クラッチＣ２を介して第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結され、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）は第１クラッチＣ１を介して入力軸１６に選択的に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、Ｒ２）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００５０】
そして、上記の共線図から明らかなように、第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ３）および第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２、Ｓ３）が第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結されると、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５２が一体回転させられて、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が入力軸１６と共に回転させられるとともに第３回転要素ＲＥ３（Ｒ３）が入力軸１６よりも低い第４キャリヤＣＡ４の回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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１クラッチＣ１および第４クラッチＣ４が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が入力軸１６と共に回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２、Ｓ３）が第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結されると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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クラッチＣ３が係合させられて、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ１）が入力軸１６と共に回転させられるとともに第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３）も入力軸１６と共に回転させられると、第１遊星歯車装置４８、第２遊星歯車装置５０、および第３遊星歯車装置５２が全体として一体回転させられ、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、Ｒ２）は「４ｔｈ」で示す回転速度（入力軸回転速度と同じ回転速度「１．０」）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。この第４変速段「４ｔｈ」の変速比γ4 は１である。第３クラッチＣ３および第４クラッチＣ４が係合させられて、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３）も入力軸１６と共に回転させられるとともに第１回転要素ＲＥ１（Ｓ２、Ｓ３）が第４キャリヤＣＡ４（中間回転部材）に連結されると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、Ｒ２）は「５ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第４変速段「４ｔｈ」よりも変速比が小さい第５変速段「５ｔｈ」が成立させられる。
【００５１】
また、第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（Ｒ３）が入力軸１６よりも低い第４キャリヤＣＡ４の速度で回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（ＣＡ１、ＣＡ２、ＣＡ３）が入力軸１６とともに回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ１、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。
【００５２】
本実施例の変速機４６においても、前進５段の多段変速がクラッチＣ１乃至Ｃ４から成る合計４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】
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。
【００５４】
たとえば、前述の実施例において、副変速部２６を構成する第３遊星歯車装置２２は、シングルピニオン型であったが、ダブルピニオン型の遊星歯車装置であってもよい。その３つの回転要素に対応する第３サンギヤＳ３、第３キャリヤＣＡ３、第３リングギヤＲ３のうち、いずれが固定され、いずれが中間回転部材とされ、いずれが入力部材に直接或いは間接に連結されてもよい。副変速部２６を構成する第４遊星歯車装置４４、或いは５４においても同様である。
【００５５】
また、前述の実施例の車両用自動変速機１０は、その自動変速機１０の軸線が車両の幅方向となるＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両用すなわち搭載姿勢が横置き型となる車両に適したものであったが、自動変速機１０の軸線が車両の前後方向となるＦＲ（フロントエンジン・リヤドライブ）車両用すなわち搭載姿勢が縦置き型となる場合にも適用される。
【００５６】
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。
【００５７】
また、前記車両用自動変速機１０或いは３６において、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。変速機４６の第１クラッチＣ１乃至第４クラッチＣ４も同様である。
【００５８】
また、前記車両用自動変速機１０において、主変速部２８と副変速部２６との位置関係や、主変速部２８の第１遊星歯車装置１８と第２遊星歯車装置２０との位置関係は特に限定されず、種々の態様が可能である。クラッチやブレーキについても、例えば一端部に集中して配置するなど種々の態様が可能である。
【００５９】
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。
【００６０】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、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副変速部の変形例を示す骨子図である。
【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って図３に相当する図である。
【図７】図５の車両用自動変速機の副変速部の変形例を示す骨子図である。
【図８】本発明の他の実施例の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って、図２に相当する図である。
【図１０】図８の車両用自動変速機の共線図であって図３に相当する図である。
【符号の説明】
１０：車両用自動変速機（自動変速機）
１２：トランスミッションケース（非回転部材）
１６：入力軸（入力部材）
１８：第１遊星歯車装置
２０：第２遊星歯車装置
２２：第３遊星歯車装置
２４：出力歯車（出力部材）
ＲＥ１：第１回転要素
ＲＥ２：第２回転要素
ＲＥ３：第３回転要素
ＲＥ４：第４回転要素
ＲＥ５：第５回転要素
Ｃ１：第１クラッチ
Ｃ２：第２クラッチ
Ｃ３：第３クラッチ
Ｂ１：第１ブレーキ
Ｂ２：第２ブレーキ
ＣＡ３：第３キャリヤ（中間回転部材）
Ｃ４：第４クラッチ
ＣＡ４：第４キャリヤ（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 five 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. For example, an automatic transmission for a vehicle described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-349395 is an example, and a forward five-speed shift can be performed by switching using a total of five friction engagement devices including three clutches and two brakes. It is possible.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the conventional automatic transmission for a vehicle uses five friction engagement devices to change the forward five-speed shift, a drum, a hub, a friction plate, a plate, a piston, a stretching hydraulic canceller, a return spring, etc. The number of parts that make up the friction engagement device is large, which increases the weight and manufacturing cost, and because there are many parts that generate drag loss such as friction plates, drag resistance increases, which contributes to deterioration of fuel consumption. It was.
[0004]
The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide an automatic transmission for a vehicle capable of shifting five forward speeds with fewer friction engagement devices.
[0005]
[First Means for Solving the Problems]
The gist of the first invention for achieving the above object is that (a) any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member to be driven to rotate and the other one cannot be rotated. When fixed, the remaining one is decelerated and output with respect to the input member as an intermediate rotation member, and the intermediate rotation output friction engagement device is engaged to engage the intermediate rotation. A sub-transmission unit that outputs reduced rotation from a member; and (b) a sun gear, a carrier, and a part of a ring gear of a plurality of sets of planetary gear devices are connected to each other to form five rotating elements, On the collinear 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 the first rotating element, the second rotating element, the third rotating element, 4 rotations required , And the fifth rotating element, the first rotating element is selectively stopped by the first brake, the second rotating element is selectively connected to the input member by the second clutch, and the third rotating element is The rotating element is connected to or selectively connected to the intermediate rotating member, the fifth rotating element is selectively connected to the input member via a first clutch, and the fourth rotating element is connected to the output member. And (c) the first gear stage having the largest gear ratio is established by engaging the first brake and the intermediate rotation output friction engagement device. And the first clutch and the intermediate rotational output friction engagement device are engaged to establish a second shift stage having a speed ratio smaller than that of the first shift stage, and the first clutch and the First When the rake is engaged, a third shift stage having a gear ratio smaller than that of the second shift stage is established, and when the first clutch and the second clutch are engaged, the third shift stage is established. A fourth gear having a smaller gear ratio is established, and a fifth gear having a smaller gear ratio than the fourth gear is established by engaging the second clutch and the first brake. It is in.
[0006]
[Effect of the first invention]
In the automatic transmission for a vehicle according to the first aspect of the present invention, a multi-speed shift of five forward speeds is obtained by switching engagement operations of a total of four friction engagement devices including two clutches and two brakes. The machine is light and compact, and at the same time, gears can be shifted with a smaller number of frictional engagement devices. This not only reduces the number of parts and lowers the cost, but also reduces drag resistance. Good fuel economy can be obtained.
[0007]
[Other aspects of the first invention]
Preferably, the main transmission unit includes (a) a first sun gear selectively connected to a non-rotating member via the first brake, a first ring gear connected to an output member, A first planetary gear device having a first carrier rotatably supporting a first pinion meshing with the first sun gear and the first ring gear; and (b) selectively coupled to the input member via the first clutch. A second sun gear, a second ring gear to which the reduced rotation is selectively input from the intermediate rotating member, a second pinion that meshes with the second sun gear, and a coaxial so as to rotate integrally with the first pinion A third pinion that is connected and meshes with the second pinion and the second ring gear, and is coupled to rotate integrally with the first carrier and meshes with the second pinion and the third pinion. The second planetary gear device having a second carrier rotatably supported in a closed state, (c) the first rotating element is the first sun gear, and the second rotating element is A first carrier and a second carrier coupled to each other; the third rotating element is the second ring gear; the fourth rotating element is the first ring gear; and the fifth rotating element is the second sun gear. It is. In this way, the main transmission unit is composed of two sets of planetary gear units, so that the vehicle automatic transmission of the present invention is lighter and more compact. In addition, since the first pinion of the first planetary gear device and the third pinion of the second planetary gear device of the double pinion type are coaxially connected so as to rotate integrally, the number of parts, The axial length is further reduced.
[0008]
Preferably, the main transmission unit includes: (a) a first sun gear that is selectively connected to a non-rotating member via the first brake; a first ring gear that is connected to an output member; A first planetary gear device having a first carrier rotatably supporting a first pinion meshing with one sun gear and a first ring gear; and (b) a first gear selectively connected to an input member via the first clutch. Two sun gears, a second ring gear connected to the first ring gear, a second pinion that meshes with the second sun gear, and the second pinion that are coaxially connected to the first pinion so as to rotate integrally therewith. And a third pinion that meshes with the second ring gear, and a third pinion that is coupled to rotate integrally with the first carrier and that is rotatably supported in a state in which the second pinion and the third pinion are meshed with each other. A second planetary gear unit having a second carrier, (c) a third sun gear coupled to the second sun gear, a third ring gear coupled to the first carrier and the second carrier, A third planetary gear device having a third carrier that rotatably supports a fourth pinion that meshes with a sun gear and a third ring gear, and that has a third carrier to which the decelerated rotation is selectively input from the intermediate rotating member. (D) the first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first carrier, a second carrier, and a third ring gear connected to each other, and the third rotating element is the It is a third carrier, the fourth rotating element is the first ring gear and the second ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear and the third sun gear. Even in this case, since a multi-speed shift of five forward speeds is obtained by a total of four friction engagement devices including two clutches and two brakes, the vehicle automatic transmission is configured to be lightweight and compact, Since gear shifting can be performed with a smaller number of friction engagement devices, 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. In addition, since the first pinion of the first planetary gear device and the third pinion of the second planetary gear device of the double pinion type are coaxially connected so as to rotate integrally, the number of parts, The axial length is further reduced.
[0009]
Preferably, the auxiliary transmission unit includes a ring gear selectively connected to the non-rotating member via the second brake, a sun gear connected to the input member, and a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. A planetary gear device of a single pinion type having a carrier rotatably supported and connected to the third element, wherein the carrier functions as the intermediate rotation member; In this way, since the auxiliary transmission unit is composed of a set of planetary gear units, the vehicle automatic transmission of the present invention is further lighter and more compact.
[0010]
Preferably, the auxiliary transmission unit rotatably supports a ring gear connected to the non-rotating member, a sun gear connected to the input member, and a pinion meshing with the sun gear and the ring gear, and the third gear. A single pinion type planetary gear device having a carrier that is selectively connected or directly connected to a rotating element, and the carrier functions as the intermediate rotating member. In this way, since the auxiliary transmission unit is composed of a set of planetary gear units, the vehicle automatic transmission of the present invention is further lighter and more compact.
[0015]
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.
[0016]
In FIG. 1, a transmission 10 changes the rotational force input to an input shaft 16 from an engine (not shown), and travels from an output gear 24 to left and right drive wheels via a propeller shaft, a differential gear device, etc. (not shown). Output. The transmission 10 includes a torque converter with a lock-up clutch (not shown) sequentially disposed on a common shaft center in a transmission case (non-rotating member) 12 attached to the vehicle body, an input shaft 16 connected to the torque converter, A first planetary gear unit 18, a second planetary gear unit 20, and a third planetary gear unit 22 are sequentially provided on the same axis, and an output gear 24 is provided between the first planetary gear unit 18 and the torque converter or the first brake B1. I have. The input shaft 16 is connected to a crankshaft of an engine (not shown) via the torque converter. 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.
[0017]
The vehicular automatic transmission 10 is for horizontal installation for an FF vehicle or the like, and includes a sub (second) transmission unit 26 mainly composed of a single pinion type third planetary gear unit 22; It has a main (first) transmission portion 28 mainly composed of a single pinion type first planetary gear unit 18 and a double pinion type second planetary gear unit 20, and operates four friction engagement devices. By changing the combination, the five gear ratios γ n Achieves different forward gears or reverse gears, and the rotation of the input shaft 16 is shifted and transmitted to the output gear 24 at the gears.
[0018]
In the auxiliary transmission unit 26, the third planetary gear unit 22 is arranged concentrically on the outer peripheral side of the third sun gear S3 connected to the input shaft 16, and is connected to the transmission case (non-rotating member) via the second brake B2. ) The third ring gear R3 that is selectively connected to 12 and the fifth pinion P5 that meshes with the third sun gear S3 and the third ring gear R3 are rotatably supported, that is, can rotate and revolve, and the second planetary gear unit 20 And a third carrier CA3 coupled to the second ring gear R2. In the third planetary gear device 22, when the third ring gear R3 is not rotated by the engagement of the second brake B2, the third carrier CA3 is rotated by the third sun gear S3 coupled to the input shaft 16. Along with this, the rotation is decelerated and transmitted to the second ring gear R2 of the first transmission unit 28. In other words, the third carrier CA3 functions as an intermediate rotating member that rotates at a lower rotational speed than the rotation of the input shaft 16, and transmits a reduced rotation lower than the rotation of the input shaft 16 to the main transmission unit 28. The second brake B2 functions as an intermediate rotation output friction engagement device that selectively outputs a reduced speed rotation from the third carrier CA3 to the main transmission unit 28 by the engagement.
[0019]
In the main transmission 28, the first planetary gear unit 18 is connected to the first sun gear S1 that is selectively connected to the transmission case 12 via the first brake B1, and the output gear 24 that functions as an output member. A first ring gear R1, a first pinion P1 meshing with the first sun gear S1 and the first ring gear R1, and a first carrier CA1 that supports the first pinion P1 rotatably, that is, capable of rotating and revolving. It is a thing. The second planetary gear device 20 includes a second sun gear S2 that is selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, a second ring gear R2 that is connected to the third carrier CA3, A second pinion P2 that meshes with the two sun gears, a third pinion P3 that meshes with the second pinion P2 and the second ring gear R2, and is coaxially connected to the first pinion P1 so as to rotate integrally therewith, The second pinion P2 and the third pinion P3 are supported so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving in a state of being engaged with each other, connected to the first carrier CA1 so as to rotate integrally, and via the second clutch C2 And a second carrier CA2 that is selectively connected to the input shaft 16. 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. In order to make the gear ratio γ appropriate, the first pinion P1 has a larger diameter than the third pinion P3, but may be reversed.
[0020]
The first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, and the second brake B2 are, for example, hydraulic friction engagement devices often used in conventional vehicle planetary gear automatic transmissions. A wet multi-plate type in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator, a band brake in which one end of one or two bands wound around the outer peripheral surface of a rotating drum is tightened by a hydraulic actuator, etc. And for selectively connecting the members on both sides through which it is interposed. By providing a one-way clutch in parallel with the first brake B1, the one-way clutch also functions as an engagement device, that is, a first brake, and either one may be provided.
[0021]
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, and the second brake B2 are included. Two of the two frictional engagement devices are simultaneously engaged and operated to selectively establish one of the first to fifth gears on the forward side or the reverse gear. , Gear ratio γ (= input shaft rotation speed N) in / Output shaft rotation speed N OUT ) Is obtained for each gear stage.
[0022]
That is, as shown in FIG. 2, the first sun gear S1 and the third ring gear R3 are not rotated by the engagement of the first brake B1 and the second brake B2, so that the gear ratio γ 1 The first gear is established with a maximum value of, for example, “3.61”. Further, when the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the second sun gear S2 is connected to the input shaft 16 and the third ring gear R3 is not rotated, so that the speed ratio γ 2 Is set to a value that is smaller than the first speed gear stage, for example, about “2.12”. Further, when the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the second sun gear S2 is connected to the input shaft 16 and the first sun gear S1 is non-rotated. Three Is set to a value smaller than the second speed gear stage, for example, about “1.30”. Further, the engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2 couples the second sun gear S2 to the input shaft 16, and also couples the second carrier CA2 and the first carrier CA1 to the input shaft 16, thereby The planetary gear device 18 and the second planetary gear device 20 are integrally rotated to change the gear ratio γ. Four The fourth gear is established with a value “1.000” smaller than the third gear. Further, when the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the second carrier CA2 and the first carrier CA1 are connected to the input shaft 16 and the first sun gear S1 is not rotated, so that the speed ratio γ Five Is set to a value smaller than the fourth speed gear stage, for example, about “0.70”. Further, due to the engagement of the second clutch C2 and the second brake B2, the second carrier CA2 and the first carrier CA1 are coupled to the input shaft 16, and the third ring gear R3 is non-rotated to cause the third carrier CA3 and When the second ring rear R2 is rotated at a reduced speed, the gear ratio γ R Is set to a value between the first gear and the second gear, for example, “2.72”. 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 = 0.43, ρ 2 = 0.28, ρ Three = 0.32.
[0023]
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 "1.70", 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 "1.63", 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 "1.30", 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 set to “1.43”, 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 gear ratio γ of the fifth gear Five Gear ratio width (= γ) 1 / Γ Five ) Is a relatively large value, that is, "5.16". 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.
[0024]
FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, in a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements that are connected in different gear stages in the transmission 10. The collinear diagram of FIG. 3 is a two-dimensional coordinate indicating the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 18, 20, and 22 in the horizontal axis direction and the relative rotational speed in the vertical axis direction. The lower horizontal line X1 indicates zero rotational speed, the upper horizontal line X3 indicates decelerated rotation lower than the rotational speed of the input shaft 16, and the upper horizontal line X2 indicates rotational speed "1.0", that is, input. The rotational speed of the shaft 16 is shown. In the main transmission unit 28, five vertical lines Y1 to Y5 indicate, in order from the left, the first sun gear S1 corresponding to the first rotation element RE1, the first carrier CA1 and the second carrier corresponding to the second rotation element RE2. CA2 represents the second ring gear R2 corresponding to the third rotating element RE3, the first ring gear R1 corresponding to the fourth rotating element RE4, and the second sun gear S2 corresponding to the fifth rotating element RE5, respectively, and 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.
[0025]
If the configuration of the main transmission unit 28 is expressed using the above nomograph, the first sun gear S1, the first carrier CA1, the first ring gear R1, and the second planetary gear device 20 of the first planetary gear device 18 will be described. The two sun gears S2, the second carrier CA2, and the 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 linear. In the collinear chart that can be represented, 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, the third rotating element RE3, and the fourth rotating element RE4. , And the fifth rotation element RE5, the first rotation element RE1 (S1) is selectively stopped by the first brake B1, and the second rotation element RE2 CA1, CA2) are selectively connected to the input shaft 16 by the second clutch C2, the third rotating element RE3 (R2) is connected to the third carrier CA3 (intermediate rotating member), and the fifth rotating element RE5 (S2). Is selectively coupled to the input shaft 16 via the first clutch C1, and the fourth rotating element RE4 (R1) is coupled to the output gear 24 (output member).
[0026]
As apparent from the nomograph, the first brake B1 and the second brake B2 are engaged, and the first rotation element RE1 (S1) is non-rotated and the third rotation element RE3 ( When R2) is rotated at a lower rotational speed than the input shaft 16, the fourth rotational element RE4 (R1) is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” having the largest speed ratio is obtained. Is established. The first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the fifth rotation element RE5 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the third rotation element RE3 (R2) is lower in rotation speed than the input shaft 16. The fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotational speed indicated by “2nd”, and the second gear “2nd” having a smaller gear ratio than the first gear “1st” is established. It is done. When the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the fifth rotating element RE5 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S1) is not rotated. The fourth rotation element RE4 (R1) 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 second clutch C2 are engaged and the fifth rotating element RE5 (S2) and the second rotating element RE2 (CA1, CA2) are rotated together with the input shaft 16, the first planetary gear The device 18 and the second planetary gear device 20 are rotated together as a whole, and the fourth rotating element RE4 (R1) rotates at a rotational speed indicated by “4th” (the same rotational speed “1.0” as the input shaft rotational speed). Thus, the fourth shift stage “4th” having a smaller speed ratio than the third shift stage “3rd” is established. The gear ratio γ of the fourth gear stage “4th” Four Is 1. When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the second rotation element RE2 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is not rotated. The fourth rotation element RE4 (R1) is rotated at the rotation speed indicated by “5th”, that is, at the same rotation speed as the input shaft 16, and the fifth gear stage “5th” has a smaller gear ratio than the fourth gear stage “4th”. Is established.
[0027]
Further, the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, the second rotating element RE2 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the third rotating element RE3 (R2) is input to the input shaft 16. When the third carrier CA3 is rotated at a lower speed, the fourth rotation element RE4 (R1) is rotated in reverse at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established.
[0028]
As described above, according to the vehicle automatic transmission 10 of the present embodiment, the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 20, the third planetary gear device 22, which have three sets of multi-speed gear shifting with five forward speeds, It is obtained by a total of four frictional engagement devices consisting of two clutches C1, C2 and two brakes B1, B2. For this reason, compared with the case where 4 sets of planetary gear apparatuses are used, the transmission 10 is comprised lightweight and compact, and the mounting property to a vehicle improves. 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.
[0029]
Further, the auxiliary transmission unit 26 of the present embodiment is connected to the third ring gear R3 that is selectively connected to the transmission case (non-rotating member) 12 via the second brake B2, and the input shaft (input member) 16. The third sun gear S3 and a third carrier CA3 that rotatably supports the fourth pinion P4 meshing with the third sun gear S3 and the third ring gear R3, and the third carrier CA3 functions as an intermediate rotating member. Since it is composed of a single pinion type set of third planetary gear unit 22, the vehicle automatic transmission 10 becomes lighter and more compact.
[0030]
In the above-described embodiment, the first pinion P1 of the single-pinion type first planetary gear device 18 and the third pinion P3 of the double-pinion type second planetary gear device 20 are coaxially mutually connected. As in the Ravigneaux type, the number of parts and the shaft length are further reduced, and the transmission 30 is further reduced in size and cost.
[0031]
Further, the gear ratio ρ of the three sets of the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 20, and the third planetary gear device 22. 1 , Ρ 2 , Ρ Three Is set within a range of about 0.3 to 0.6, and is suitable as a whole as shown in FIG. 2 while maintaining the planetary gear devices 18, 20, and 22 to be relatively small (small diameter). Speed ratio characteristics can be 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 shows a modification in which the sub-transmission unit 26 of the vehicle automatic transmission 10 shown in FIG. 1 is different. 4 includes a third ring gear R3 coupled to the transmission case (non-rotating member) 12, a third sun gear S3 coupled to the input shaft (input member) 16, and the third sun gear S3. And a pair of single pinion type third planetary gear devices 22 having a third carrier CA3 rotatably supporting a fourth pinion P4 meshing with the third ring gear R3, and functioning as an intermediate rotating member. The carrier CA3 is selectively connected to the second ring gear R2 in the main transmission unit 28 via the third clutch C3. Thereby, the same operation as that of the embodiment of FIG. 1 is obtained. In the present embodiment, the third clutch C3 functions as an intermediate rotation output friction engagement device that selectively outputs a reduced speed rotation from the third carrier CA3 to the main transmission 28 by the engagement. Even if the third clutch C3 is provided between the input shaft 16 and the third sun gear S3, the same operation can be obtained.
[0034]
FIG. 5 is a skeleton diagram showing a configuration of a transmission 36 that achieves a forward fifth gear using four friction engagement devices in the same manner as the transmission 10, and FIG. 6 is a collinear diagram thereof. . 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 36 of the present embodiment includes a secondary (second) transmission unit 26 mainly composed of a single pinion type fourth planetary gear unit 44, a double pinion type first planetary gear unit 38, and a single pinion type. The second planetary gear unit 40 and a main (first) transmission unit 28 mainly composed of a single pinion type third planetary gear unit 42, and a combination of operations of five friction engagement devices. By switching, 5 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.
[0035]
In the auxiliary transmission unit 26, the fourth planetary gear unit 44 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 transmission case (non-rotating member) via the second brake B2. ) The fourth ring gear R4 that is selectively connected to 12 and the fifth pinion P5 that meshes with the fourth sun gear S4 and the fourth ring gear R4 are rotatably supported, that is, capable of rotating and revolving, and the third planetary gear unit 42. And a fourth carrier CA4 coupled to the third carrier CA3. In the fourth planetary gear device 44, when the fourth ring gear R4 is not rotated by engagement of the second brake B2, the fourth carrier CA4 is rotated by the fourth sun gear S4 connected to the input shaft 16. Along with this, the rotation is decelerated and transmitted to the third carrier CA3 of the first transmission unit 28. That is, the fourth carrier CA4 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. The second brake B2 functions as an intermediate rotation output friction engagement device that selectively outputs the fourth carrier CA4 to the third carrier CA3 of the main transmission 28 by the engagement.
[0036]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 38 is connected to the first sun gear S1 that is selectively connected to the transmission case 12 via the first brake B1 and the output gear 24 that functions as an output member. The first ring gear R1 and the first carrier CA1 that supports the first sun gear S1 and the first pinion P1 meshing with the first ring gear R1 so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving, are provided. Further, the second planetary gear device 40 is configured in common with the first ring gear R1 and the second sun gear S2 that is selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, and thereby the first ring gear R1. The second ring gear R2 which is also R1, the second sun gear and the second pinion P2 and the first pinion P1 are configured so as to rotate together with the first pinion P1 so as to rotate integrally therewith. Further, the third pinion P3 meshing with the second pinion P2 and the second ring gear R2, and the third pinion P3 meshing with the second pinion P2 and the second pinion P2 are rotatably supported, that is, can rotate and revolve. The carrier CA1 is provided with a second carrier CA2 connected to the carrier CA1 so as to rotate integrally therewith. The third planetary gear unit 42 is connected to the second sun gear S2 and to the third sun gear S3 that is selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, and to the second carrier CA2. A third ring gear R3 and a third carrier CA3 connected to the fourth carrier CA4 for supporting the fourth pinion P4 meshing with the third sun gear S3 and the third ring gear R3 so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving. It is equipped with. 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 the same diameter as the third pinion P3, the first pinion P1 may have a large diameter or a small diameter in order to make the speed ratio γ appropriate.
[0037]
In the transmission 36 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, there are four transmissions including the first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, and the second brake B2. Two selected from the friction engagement devices are engaged and operated at the same time, so that one of the first to fifth gears on the forward side or the reverse gear is selectively established, A gear ratio γ that changes in a substantially equal ratio is obtained for each gear stage.
[0038]
In FIG. 6, the main transmission unit 28 includes a first sun gear S1, a first carrier CA1, a first ring gear R1, a second sun gear S2 of the second planetary gear device 40, a second carrier CA2, and a first planetary gear device 38. The two ring gear R2 and the third sun gear S3, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 of the third planetary gear device 42 are connected to each other to form five rotating elements RE1 to RE5, On the collinear chart in which the rotation speeds of the five rotation elements RE1 to RE5 can be represented by straight lines, the five rotation elements RE1 to RE5 are arranged in order from one end to the other end in order of the first rotation element RE1 and the second rotation element. When RE2, the third rotation element RE3, the fourth rotation element RE4, and the fifth rotation element RE5 are used, the first rotation element RE1 (S1) is the first brace. The rotation is selectively stopped by B1, the second rotation element RE2 (CA1, CA2, R3) is selectively connected to the input shaft 16 by the second clutch C2, and the third rotation element RE3 (CA3) is the fourth carrier. The fifth rotation element RE5 (S2, S3) is selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, and the fourth rotation element RE4 (R1, R2) is output. It is connected to a gear 24 (output member).
[0039]
As apparent from the nomograph, the first brake B1 and the second brake B2 are engaged, and the first rotation element RE1 (S1) is non-rotated and the third rotation element RE3 ( When CA3) is rotated at a rotational speed lower than that of the input shaft 16, the fourth rotational element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “ 1st "is established. The first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the fifth rotation element RE5 (S2, S3) is rotated with the input shaft 16, and the third rotation element RE3 (CA3) is lower than the input shaft 16. When rotated at the rotational speed, the fourth rotational element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “2nd”, and the second gear stage “2nd” having a smaller gear ratio than the first gear stage “1st”. Is established. The first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, and the fifth rotation element RE5 (S2, S3) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is not rotated. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, 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 second clutch C2 are engaged, and the fifth rotating element RE5 (S2, S3) and the second rotating element RE2 (CA1, CA2, R3) are rotated together with the input shaft 16, The first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20 are rotated together as a whole, and the fourth rotation element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotation speed indicated by “4th” (the same rotation speed “1” as the input shaft rotation speed). .0 "), and the fourth shift stage" 4th "having a smaller gear ratio than the third shift stage" 3rd "is established. The gear ratio γ of the fourth gear stage “4th” Four Is 1. The second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the second rotation element RE2 (CA1, CA2, R3) is rotated with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is not rotated. Then, the fourth rotation element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “5th”, that is, the same rotational speed as the input shaft 16, and the fifth speed change ratio is smaller than the fourth speed “4th”. Stage “5th” is established.
[0040]
Further, the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, and the second rotation element RE2 (CA1, CA2, R3) is rotated together with the input shaft 16, and the third rotation element RE3 (CA3) is input. When the fourth carrier CA4 is rotated at a speed lower than that of the shaft 16, the fourth rotating element RE4 (R1, R2) is reversely rotated at the rotational speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established. It is done.
[0041]
Also in the transmission 36 of the present embodiment, since a multi-speed shift of five forward speeds is obtained by a total of four friction engagement devices including two clutches C1 and C2 and two brakes B1 and B2, a smaller number of frictions are achieved. Since the shift can be performed by the engaging device, 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.
[0042]
FIG. 7 shows a modification in which the sub-transmission unit 26 of the vehicle automatic transmission 10 shown in FIG. 5 is different. 7 includes a fourth ring gear R4 that is non-rotated by being connected to the transmission case (non-rotating member) 12, and a fourth sun gear S4 that is connected to the input shaft (input member) 16. And a single pinion type fourth planetary gear device 44 having a fourth carrier CA4 rotatably supporting a fifth pinion P5 meshing with the fourth sun gear S4 and the fourth ring gear R4. The fourth carrier CA4 functioning as a rotating member is selectively connected to the third carrier CA3 in the main transmission unit 28 via the third clutch C3. As a result, the same operation as in the embodiment of FIG. 5 is obtained. In the present embodiment, the third clutch C3 functions as an intermediate rotation output friction engagement device that selectively outputs a reduced speed rotation from the fourth carrier CA4 to the main transmission 28 by the engagement. Even if the third clutch C3 is provided between the input shaft 16 and the fourth sun gear S4, the same operation can be obtained.
[0043]
FIG. 8 is a skeleton diagram showing a configuration of a transmission 46 that achieves a forward five-speed gear stage using four friction engagement devices in the same manner as the transmission 10, and FIG. FIG. 10 is an alignment chart showing a relationship between a gear stage and a combination of engagement operations of a friction engagement device for achieving the gear stage, and FIG. 10 is an alignment chart thereof. The transmission 46 of the present embodiment includes a secondary (second) transmission unit 26 mainly composed of a single pinion type fourth planetary gear unit 54, a double pinion type first planetary gear unit 48, and a single pinion type. The second planetary gear unit 50 and the main (first) transmission unit 28 mainly composed of the single pinion type third planetary gear unit 52, and a combination of operations of the four friction engagement devices. By switching, 5 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.
[0044]
In the sub-transmission unit 26, the fourth planetary gear unit 54 is arranged concentrically on the outer peripheral side of the fourth sun gear S4 connected to the input shaft 16 and connected to the transmission case (non-rotating member) 12. The fourth ring gear R4, the fourth sun gear S4, and the fifth pinion P5 meshing with the fourth ring gear R4 are rotatably supported, that is, capable of rotating and revolving, and the third planetary gear unit 52 of the third planetary gear unit 52 is supported via the second clutch C2. A fourth carrier CA4 selectively connected to the ring gear R3 and selectively connected to the second sun gear S2 and the third sun gear S3 via the fourth clutch C4 is provided. In the fourth planetary gear unit 54, since the fourth ring gear R4 is non-rotating, the rotation of the fourth sun gear S4 coupled to the input shaft 16 causes the fourth carrier CA4 to decelerate its rotation. This is selectively transmitted to the third ring gear R3 or the second sun gear S2 and the third sun gear S3 of the first transmission 28. That is, the fourth carrier CA4 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 second clutch C2 and the fourth clutch C4 function as a friction engagement device for intermediate rotation output that selectively outputs a reduced speed rotation from the fourth carrier CA4 to the main transmission unit 28 by engagement thereof. .
[0045]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 48 is connected to the first sun gear S1 that is selectively connected to the input shaft 16 via the first clutch C1, and to the output gear 24 that functions as an output member. The first ring gear R1, the first pinion P1 meshing with the first sun gear S1, the second pinion P2 meshing with the first pinion P1 and the first ring gear R1, and the first pinion P1 and the second pinion P2 A first carrier CA1 that is rotatably supported, that is, capable of rotating and revolving, and that is selectively coupled to the input shaft 16 via a third clutch C3. The second planetary gear unit 50 is connected to the third sun gear S3 and selectively connected to the fourth carrier CA4 (intermediate rotating member) via the fourth clutch C4. The third ring gear R1 that is configured in common with the first ring gear R1 and the second ring gear R2 that is also the first ring gear R1 and the second sun gear and that is coaxially connected to the second pinion P2 so as to rotate integrally with the second pinion P2 A pinion P3 and a second carrier CA2 that rotatably supports the third pinion P3, is connected to the first carrier CA1 so as to rotate integrally therewith, and is also connected to the third carrier CA3. It is. The third planetary gear unit 52 is connected to the second sun gear S2 and is selectively connected to the fourth carrier CA4 (intermediate rotating member) via the fourth clutch C4. A third ring gear R3 that is selectively connected to the fourth carrier CA4 via the clutch C2 and a fourth pinion P4 that meshes with the third sun gear S3 and the third ring gear R3 are rotatably supported, and the first carrier CA1. And a third carrier CA3 connected to the second carrier CA2. The second pinion P2 and the third pinion P3 may be cut from the same member, or may be separate members or integrally fixed to each other. The second pinion P2 has the same diameter as the third pinion P3. However, the second pinion P2 may have a large diameter or a small diameter in order to make the gear ratio γ appropriate.
[0046]
In the transmission 46 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 9, there are four clutches including the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4. Two of the two frictional engagement devices are simultaneously engaged and operated to selectively establish one of the first to fifth gears on the forward side or the reverse gear. , Gear ratio γ (= input shaft rotation speed N) in / Output shaft rotation speed N OUT ) Is obtained for each gear stage.
[0047]
That is, as shown in FIG. 9, the third planetary gear device 52, the second planetary gear device 50, and the first planetary gear device 48 are integrally reduced and rotated by the engagement of the second clutch C2 and the fourth clutch C4. The gear ratio γ 1 Is set to the maximum value, for example, “3.45”. Further, by engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the first sun gear S1 is coupled to the input shaft 16 and the third ring gear R3 is rotated at a reduced speed, whereby the speed ratio γ 2 Is set to a value that is smaller than the first gear, for example, about “2.04”. Further, by engaging the first clutch C1 and the fourth clutch C4, the first sun gear S1 is connected to the input shaft 16, and the second sun gear S2 and the third sun gear S3 are rotated at a reduced speed. Three The third speed gear stage is established with a value smaller than the second speed gear stage, for example, about “1.27”. Further, the engagement of the first clutch C1 and the third clutch C3 connects the first sun gear S1, the first carrier CA1, and the second carrier CA2 to the input shaft 16, whereby the first planetary gear device 48 is connected to the input shaft 16. And the gear ratio γ Four The fourth gear is established with a value “1.000” smaller than the third gear. Further, by engagement of the third clutch C3 and the fourth clutch C4, the second carrier CA2 and the first carrier CA1 are connected to the input shaft 16, and the second sun gear S2 and the third sun gear S3 are rotated at a reduced speed. , Gear ratio γ Five Is set to a value smaller than the fourth speed gear stage, for example, about “0.72”. Further, when the second clutch C2 and the third clutch C3 are engaged, the second carrier CA2 and the first carrier CA1 are connected to the input shaft 16, and when the third ring gear R3 is rotated at a reduced speed, the speed ratio γ R Is set to a value between the first gear and the second gear, for example, “2.83”. 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 = 0.45, ρ 2 = 0.55, ρ Three = 0.29, ρ Four = 0.29.
[0048]
In the transmission 46, 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 "1.69", 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 “1.61”, 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 "1.27", 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 set to “1.39”, and the respective transmission gear ratios γ are changed in substantially equal ratios. In the transmission 46, the gear ratio γ of the first speed gear stage. 1 And gear ratio γ of the fifth gear Five Gear ratio width (= γ) 1 / Γ Five ) Is a relatively large value, that is, “4.79”. 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.
[0049]
In FIG. 10, the main transmission unit 28 includes a first sun gear S1, a first carrier CA1, a first ring gear R1, a second sun gear S2 of the second planetary gear device 50, a second carrier CA2, and a first planetary gear device 48. The two ring gear R2 and the third sun gear S3, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 of the third planetary gear device 52 are connected to each other to form five rotating elements RE1 to RE5, On the collinear chart in which the rotation speeds of the five rotation elements RE1 to RE5 can be represented by straight lines, the five rotation elements RE1 to RE5 are arranged in order from one end to the other end in order of the first rotation element RE1 and the second rotation element. When RE2, the third rotation element RE3, the fourth rotation element RE4, and the fifth rotation element RE5 are used, the first rotation element RE1 (S2, S3) is the first rotation element RE1 (S2, S3). The second rotating element RE2 (CA1, CA2, CA3) is selectively connected to the input shaft 16 via the third clutch C3, selectively connected to the fourth carrier CA4 (intermediate rotating member) via the clutch C4. The third rotating element RE3 (R3) is connected to the fourth carrier CA4 (intermediate rotating member) via the second clutch C2, and the fifth rotating element RE5 (S1) is connected to the input shaft 16 via the first clutch C1. The fourth rotation element RE4 (R1, R2) is selectively connected, and is connected to the output gear 24 (output member).
[0050]
As is apparent from the collinear chart, the second clutch C2 and the fourth clutch C4 are engaged, and the third rotation element RE3 (R3) and the first rotation element RE1 (S2, S3) are When connected to the four carrier CA4 (intermediate rotating member), the first planetary gear device 48, the second planetary gear device 50, and the third planetary gear device 52 are rotated together to form a fourth rotating element RE4 (R1, R2). ) Is rotated at the rotational speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” having the largest gear ratio is established. When the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, the fifth rotation element RE5 (S1) is rotated together with the input shaft 16, and the third rotation element RE3 (R3) is lower than the input shaft 16. When rotated at the rotational speed of the carrier CA4, the fourth rotational element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “2nd”, and the second speed change ratio is smaller than the first gear stage “1st”. Stage "2nd" is established. The first clutch C1 and the fourth clutch C4 are engaged, the fifth rotating element RE5 (S1) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S2, S3) is the fourth carrier CA4 (intermediate) When connected to the rotating member), the fourth rotating element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “3rd”, and the third speed “having a smaller gear ratio than the second speed“ 2nd ”. 3rd "is established. When the first clutch C1 and the third clutch C3 are engaged, the fifth rotating element RE5 (S1) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotating element RE2 (CA1, CA2, CA3) is also moved together with the input shaft 16. When rotated, the first planetary gear device 48, the second planetary gear device 50, and the third planetary gear device 52 are rotated together as a whole, and the fourth rotating element RE4 (R1, R2) is indicated by “4th”. The fourth speed “4th”, which is rotated at a rotational speed (the same rotational speed “1.0” as the input shaft rotational speed) and has a smaller gear ratio than the third speed “3rd”, is established. The gear ratio γ of the fourth gear stage “4th” Four Is 1. When the third clutch C3 and the fourth clutch C4 are engaged, the second rotation element RE2 (CA1, CA2, CA3) is also rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S2, S3) is the fourth. When coupled to the carrier CA4 (intermediate rotating member), the fourth rotating element RE4 (R1, R2) is rotated at the rotational speed indicated by “5th”, and the speed ratio is smaller than that of the fourth gear stage “4th”. The fifth shift stage “5th” is established.
[0051]
Further, the second clutch C2 and the third clutch C3 are engaged, and the third rotation element RE3 (R3) is rotated at the speed of the fourth carrier CA4 lower than the input shaft 16, and the second rotation element RE2 When (CA1, CA2, CA3) is rotated together with the input shaft 16, the fourth rotation element RE4 (R1, R2) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established. It is done.
[0052]
Also in the transmission 46 of the present embodiment, since a multi-speed shift of five forward speeds is obtained by a total of four friction engagement devices composed of the clutches C1 to C4, the shift can be performed by a smaller number of friction engagement devices. Therefore, not only the number of parts is reduced and the cost is reduced, but also drag resistance is reduced, and better fuel efficiency can be obtained.
[0053]
As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0054]
For example, in the above-described embodiment, the third planetary gear device 22 constituting the auxiliary transmission unit 26 is a single pinion type, but may be a double pinion type planetary gear device. Of the third sun gear S3, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 corresponding to the three rotating elements, which is fixed, which is the intermediate rotating member, and which is directly or indirectly connected to the input member Also good. The same applies to the fourth planetary gear unit 44 or 54 constituting the auxiliary transmission unit 26.
[0055]
Further, the vehicle automatic transmission 10 according to the above-described embodiment is an FF (front engine / front drive) vehicle in which the axis of the automatic transmission 10 is in the vehicle width direction, that is, a vehicle in which the mounting posture is a horizontal type. Although it is suitable, the present invention is also applied to an FR (front engine / rear drive) vehicle in which the axis of the automatic transmission 10 is in the longitudinal direction of the vehicle, that is, when the mounting posture is a vertical installation type.
[0056]
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.
[0057]
In the vehicle automatic transmission 10 or 36, as the first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, and the second brake B2, a multi-plate type, a single-plate type, a belt that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder A hydraulic friction engagement device such as a type is preferably used, but other types of engagement devices such as an electromagnetic type can also be adopted. In order to facilitate shift control, a one-way clutch may be provided in parallel with the brakes and clutches. If engine braking is not required, only a one-way clutch may be provided. The one-way clutch has the same function as the brake in that it stops rotating. In addition, various modes such as providing a brake and a one-way clutch connected in series in parallel with the first brake are possible. The same applies to the first clutch C1 to the fourth clutch C4 of the transmission 46.
[0058]
In the vehicular automatic transmission 10, the positional relationship between the main transmission unit 28 and the auxiliary transmission unit 26 and the positional relationship between the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20 of the main transmission unit 28 are particularly great. Without being limited, various embodiments are possible. For the clutch and brake, for example, various modes such as concentrating at one end are possible.
[0059]
In the collinear chart of the above-described embodiment, the vertical axes Y1, Y2, Y3, Y4, and Y5 corresponding to the rotation elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 are sequentially arranged from the left to the right. May be sequentially arranged from the right to the left. Further, although the horizontal axis X2 corresponding to the rotational speed “1” is arranged above the horizontal axis X1 corresponding to the rotational speed zero, it may be arranged below the horizontal axis X1.
[0060]
As mentioned above, although the Example of this invention was described in detail based on drawing, these are one embodiment to the last, and this invention is implemented in the aspect which added the various change and improvement based on the knowledge of those skilled in the art. be able to.
[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 showing a modification of the auxiliary transmission unit of the vehicle automatic transmission shown in FIG. 1; FIG.
FIG. 5 is a skeleton diagram illustrating a 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 vehicle automatic transmission shown in FIG. 5 and corresponds to FIG. 3;
7 is a skeleton diagram showing a modification of the auxiliary transmission unit of the vehicle automatic transmission of FIG. 5; FIG.
FIG. 8 is a skeleton diagram illustrating the configuration of an automatic transmission for a vehicle according to another embodiment of the present invention, corresponding to FIG.
9 is an operation table for explaining the relationship between the transmission gear stage of the vehicle automatic transmission of FIG. 8 and the combination of engagement operations of a plurality of friction engagement devices for realizing the same. It is an equivalent figure.
10 is a collinear diagram of the vehicle automatic transmission of FIG. 8, corresponding to FIG. 3;
[Explanation of symbols]
10: Automatic transmission for vehicles (automatic transmission)
12: Transmission case (non-rotating member)
16: Input shaft (input member)
18: First planetary gear unit
20: Second planetary gear unit
22: Third planetary gear set
24: Output gear (output member)
RE1: First rotating element
RE2: Second rotation element
RE3: Third rotation element
RE4: Fourth rotation element
RE5: Fifth rotating element
C1: 1st clutch
C2: Second clutch
C3: Third clutch
B1: First brake
B2: Second brake
CA3: Third carrier (intermediate rotating member)
C4: Fourth clutch
CA4: Fourth carrier (intermediate rotating member)

Claims (5)

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且つ他の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１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２クラッチによって選択的に入力部材に連結され、該第３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５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、
前記第１ブレーキ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最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記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１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチが係合させられることによって前記第３変速段よりも変速比が小さい第４変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第１ブレーキ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 unit is connected to the input member and driven to rotate, and the other one is fixed to be non-rotatable, the remaining one is decelerated relative to the input member as an intermediate rotating member. A sub-transmission unit that is configured to be rotated and selectively outputs a decelerated rotation from the intermediate rotation member by engaging an intermediate rotation output friction engagement device;
A plurality of planetary gear units, the sun gear, the carrier, and the ring gear are connected to each other so that five rotating elements are formed, and the rotational speed of the five rotating elements can be expressed in a straight line. In the figure, when the five rotating elements are sequentially designated as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, a fourth rotating element, and a fifth rotating element from one end to the other end, The rotating element is selectively stopped by the first brake, the second rotating element is selectively connected to the input member by the second clutch, and the third rotating element is connected to or selectively connected to the intermediate rotating member. The fifth rotation element is connected to the input member selectively through a first clutch, and the fourth rotation element is connected to an output member to output a rotation. on the other hand,
When the first brake and the intermediate rotation output friction engagement device are engaged, the first gear stage having the largest gear ratio is established, and the first clutch and the intermediate rotation output friction engagement device are Engagement establishes a second shift stage having a gear ratio smaller than that of the first shift stage, and engagement of the first clutch and the first brake causes a shift relative to the second shift stage. A third gear position having a smaller ratio is established, and the fourth gear position having a smaller gear ratio than the third gear position is established by engaging the first clutch and the second clutch. A fifth gear having a gear ratio smaller than that of the fourth gear is established by engaging two clutches and the first brake. Dynamic transmission. 前記主変速部は、
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１サンギヤと、出力部材に連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持する第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、
前記第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、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リングギヤと、該第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、前記第１ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されるとともに該第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、前記第１キャリヤと一体回転するように連結されるとともに該第２ピニオンおよび第３ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持する第２キャリヤとを有する前記第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回転要素は互いに連結された第１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第３回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第４回転要素は前記第１リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２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 a non-rotating member via the first brake, a first ring gear connected to an output member, and a first pinion meshing with the first sun gear and the first ring gear are rotatable. A first planetary gear set having a first carrier to support;
A second sun gear selectively connected to the input member via the first clutch; a second ring gear selectively receiving the reduced rotation from the intermediate rotating member; and a second pinion meshing with the second sun gear. A third pinion that is coaxially connected to the first pinion so as to rotate integrally with the second pinion and meshes with the second ring gear, and is connected to rotate integrally with the first carrier, and The second planetary gear device having a second carrier that rotatably supports the second pinion and the third pinion in mesh with each other,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first carrier and a second carrier connected to each other, the third rotating element is the second ring gear, and the fourth rotating gear is used. The vehicle automatic transmission according to claim 1, wherein the element is the first ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear. 前記主変速部は、
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１サンギヤと、出力部材に連結された第１リングギヤと、該第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛み合う第１ピニオンを回転可能に支持する第１キャリヤとを有する第１遊星歯車装置と、
前記第１クラッチを介して入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、前記第１リングギヤに連結された第２リングギヤと、該第２サンギヤに噛み合う第２ピニオンと、前記第１ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されるとともに該第２ピニオンと第２リングギヤに噛み合う第３ピニオンと、前記第１キャリヤと一体回転するように連結されるとともに該第２ピニオンおよび該第３ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持する第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置と、
前記第２サンギヤと連結された第３サンギヤと、前記第１キャリヤおよび第２キャリヤに連結された第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４ピニオンを回転可能に支持し且つ前記中間回転部材から前記減速回転が選択的に入力される第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回転要素は互いに連結された第１キャリヤ、第２キャリヤ、および第３リングギヤであり、前記第３回転要素は前記第３キャリヤであり、前記第４回転要素は前記第１リングギヤおよび第２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 non-rotating member via the first brake, a first ring gear connected to the output member, and a first pinion meshing with the first sun gear and the first ring gear are rotatable. A first planetary gear set having a first carrier to support;
A second sun gear selectively connected to the input member via the first clutch; a second ring gear connected to the first ring gear; a second pinion meshing with the second sun gear; and the first pinion A third pinion that is coaxially connected to rotate integrally with the second pinion and meshes with the second ring gear, and is connected to rotate integrally with the first carrier, and the second pinion and the third pinion. A second planetary gear unit having a second carrier that rotatably supports the pinion in mesh with each other;
A third sun gear coupled to the second sun gear; a third ring gear coupled to the first carrier and the second carrier; and a fourth pinion meshing with the third sun gear and the third ring gear, rotatably supported and A third planetary gear device having a third carrier to which the reduced rotation is selectively inputted from the intermediate rotating member,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first carrier, a second carrier, and a third ring gear connected to each other, and the third rotating element is the third carrier. The automatic transmission for vehicle according to claim 1, wherein the fourth rotating element is the first ring gear and the second ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear and the third sun gear. . 前記副変速部は、前記第２ブレーキを介して選択的に非回転部材に連結されるリングギヤと、前記入力部材に連結されたサンギヤと、該サンギヤおよびリングギヤと噛み合うピニオンを回転可能に支持し且つ前記第３回転要素と連結されたキャリヤとを有し、該キャリヤが前記中間回転部材として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置である請求項１乃至３のいずれか１の車両用自動変速機。The auxiliary transmission unit rotatably supports a ring gear selectively connected to a non-rotating member via the second brake, a sun gear connected to the input member, and a pinion meshing with the sun gear and the ring gear; The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 3 , further comprising a carrier coupled to the third rotating element, wherein the carrier is a single pinion type planetary gear device that functions as the intermediate rotating member. 前記副変速部は、前記非回転部材に連結されたリングギヤと、前記入力部材に連結されたサンギヤと、該サンギヤおよびリングギヤと噛み合うピニオンを回転可能に支持し且つ前記第３回転要素と選択的に連結されまたは直接連結されたキャリヤとを有し、該キャリヤが前記中間回転部材として機能するシングルピニオン型の遊星歯車装置である請求項１乃至３のいずれか１の車両用自動変速機。 The sub-transmission unit rotatably supports a ring gear coupled to the non-rotating member, a sun gear coupled to the input member, and a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear, and selectively with the third rotating element. and a linked or directly linked carrier, automatic transmission either 1 for a vehicle according to claim 1 to 3 is a single-pinion type planetary gear device in which the carrier is functioning as the intermediate rotary member.
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