JP4039309B2

JP4039309B2 - Automatic transmission for vehicles

Info

Publication number: JP4039309B2
Application number: JP2003135070A
Authority: JP
Inventors: 光史宮崎; 哲也河野; 勇治安田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-05-27
Filing date: 2003-05-13
Publication date: 2008-01-30
Anticipated expiration: 2023-05-13
Also published as: JP2004053010A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両用自動変速機に係り、特に、複数組の遊星歯車装置で前進７段の多段変速が可能であり、小型且つ低損失の自動変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用の自動変速機として、複数の遊星歯車装置とクラッチおよびブレーキを用いたものが多用されている。特許文献１に記載の車両用自動変速機はその一例であり、４組の遊星歯車装置を用いて前進７段の変速が可能とされている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−２６６１３８号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の車両用自動変速機は４組の遊星歯車装置を用いているため、軸長が大きくなって車両への搭載性が悪くなるとともに、重量が増加したりコスト高になったりする問題があった。また、７段の変速ギヤ段を得るために係合作動を組み合わせる７つの摩擦係合装置が備えられているため、部品点数が多くなって高コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が大きくなり、それが燃費悪化の一因となっていた。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、３組の遊星歯車装置を用いながら一層少ない摩擦係合装置で前進７段の多段変速が可能な車両用自動変速機を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、(a) 遊星歯車装置の３つの回転要素の何れか１つが入力部材に連結されて回転駆動されるとき、他の１つが回転不能に固定されると、残りの１つが中間回転部材として前記入力部材に対して減速回転させられるように構成され、中間回転出力用摩擦係合装置が係合させられることによってその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、(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、その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その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、その第１回転要素は前記中間回転部材に連結されるとともに第２ブレーキによって選択的に回転停止させられ、その第２回転要素は第１ブレーキによって選択的に回転停止させられ、その第３回転要素は第２クラッチを介して前記入力部材に選択的に連結され、その第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、その第４回転要素は出力部材に連結されて回転を出力する主変速部とを、備えている一方、(c) 前記第１クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって最も大きい変速比の第１変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第２ブレーキが係合させられることによって前記第１変速段よりも変速比が小さい第２変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記中間回転出力用摩擦係合装置が係合させられることによって前記第２変速段よりも変速比が小さい第３変速段が成立させられ、前記第１クラッチおよび前記第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４変速段よりも変速比が小さい第５変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第２ブレーキが係合させられることによって前記第５変速段よりも変速比が小さい第６変速段が成立させられ、前記第２クラッチおよび前記第１ブレーキが係合させられることによって前記第６変速段よりも変速比が小さい第７変速段が成立させられ、 (d) 前記主変速部は、 (d1) 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且つ第２ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第１サンギヤと、前記第１ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第１リングギヤと、その第１サンギヤに噛み合う第１ピニオンとその第１ピニオンおよび第１リングギヤに噛み合う第２ピニオンと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、 (d2) 前記第１クラッチを介して前記入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、前記出力部材に連結される第２リングギヤと、前記第２ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されてその第２サンギヤと噛み合う第３ピニオンと、その第２リングギヤおよび第３ピニオンと噛み合う第４ピニオンと、該第３ピニオンおよび第４ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結され、且つ前記第２クラッチを介して前記入力部材と選択的に連結される第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置とを、備えたものであり、 (d3) 前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は第１リングギヤであり、前記第３回転要素は第１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第４回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２サンギヤであることにある。
【０００７】
【発明の効果】
このように構成された本発明の車両用自動変速機は、前進７段以上の多段変速が３組の遊星歯車装置と合計５つの摩擦係合装置とによって得られるため、４組の遊星歯車装置を用いる車両用変速機に比較して、軽量且つコンパクトに構成されると同時に、一層少ない個数の摩擦係合装置によって変速を行うことができる。このため、部品点数が少なくなって低コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が小さくなって一層良好な燃費が得られる。
【０００８】
【発明の他の態様】
ここで、好適には、前記主変速部は、(a) 前記中間回転部材から選択的に前記減速回転が入力され且つ第２ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第１サンギヤと、前記第１ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第１リングギヤと、その第１サンギヤに噛み合う第１ピニオンとその第１ピニオンおよび第１リングギヤに噛み合う第２ピニオンと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クラッチを介して前記入力部材と選択的に連結される第２サンギヤと、前記出力部材に連結される第２リングギヤと、前記第２ピニオンに対して一体回転するように同軸に連結されてその第２サンギヤと噛み合う第３ピニオンと、その第２リングギヤおよび第３ピニオンと噛み合う第４ピニオンと、その第３ピニオンおよび第４ピニオンを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、前記第１キャリヤと連結され、且つ前記第２クラッチを介して前記入力部材と選択的に連結される第２キャリヤとを有する第２遊星歯車装置とを、備えたものであり、(c) 前記第１回転要素は前記第１サンギヤであり、前記第２回転要素は第１リングギヤであり、前記第３回転要素は第１キャリヤおよび第２キャリヤであり、前記第４回転要素は前記第２リングギヤであり、前記第５回転要素は前記第２サンギヤである。このようにすれば、２つの遊星歯車装置によって主変速部が構成され、コンパクトな車両用自動変速機が得られる。
【０００９】
また、好適には、前記副変速部は、前記入力部材に連結された第３サンギヤと、前記第２ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、且つ前記第１サンギヤに連結されて前記中間回転部材として機能する第３リングギヤと、その第３サンギヤと噛み合う第５ピニオンとその第３リングギヤと噛み合う第６ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、前記第３ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結される第３キャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキ、第３ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１０】
また、好適には、前記副変速部は、前記入力部材に連結された第３サンギヤと、前記第３クラッチ及び前記第２ブレーキを介して非回転部材に選択的に連結され、且つ前記第３クラッチを介して前記第１サンギヤに選択的に連結されて前記中間回転部材として機能する第３リングギヤと、その第３サンギヤと噛み合う第５ピニオンとその第３リングギヤと噛み合う第６ピニオンとを相互に噛み合った状態で回転可能に支持し、前記非回転部材に連結された第３キャリヤとを有するダブルピニオン型の遊星歯車装置である。このようにすれば、第１クラッチ、第２クラッチ、第３クラッチ、第１ブレーキ、第２ブレーキの係合作動の組み合わせによって、前進７段の多段変速が可能とされる。
【００１１】
【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。
【００１２】
図１において、変速機１０は、図示しないエンジンから入力軸１６に入力された回転力を変速して出力歯車２４から図示しないプロペラシャフトや差動歯車装置などを介して左右の駆動輪へ向かって出力する。変速機１０は、車体に取り付けられるトランスミッションケース（非回転部材）１２内において共通の軸心にそって同心に順次配設された図示しないロックアップクラッチ付トルクコンバータ、このトルクコンバータに連結された入力軸１６、第３遊星歯車装置２２、第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０を回転軸心に沿って同軸上に順次備え、出力歯車２４を第２遊星歯車装置２０の入力軸１６とは反対側であってその第２遊星歯車装置２０と第２クラッチＣ２との間に備えている。上記トルクコンバータは、図示しないエンジンのクランク軸に連結されている。本実施例では、上記入力軸１６および出力歯車２４が入力回転部材および出力回転部材に対応し、上記トランスミッションケース１２が非回転部材に対応している。なお、変速機１０はその軸心に対して対称的に構成されているため、第１図の骨子図においてはその下側が省略されている。
【００１３】
上記車両用自動変速機１０は、ＦＦ車両などのための横置用のものであり、ダブルピニオン型の第３遊星歯車装置２２を主体として構成されている副（第２）変速部２６と、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８および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、５つの摩擦係合装置の作動の組み合わせを切り換えることにより、７種類の変速比γ_ｎが異なる前進ギヤ段、或いは後進ギヤ段を達成し、そのギヤ段において入力軸１６の回転を変速して出力歯車２４へ伝達する。
【００１４】
上記副変速部２６において、第３遊星歯車装置２２は、第３サンギヤＳ３と、その外周側に同心に配置された第３リングギヤＲ３と、第３サンギヤＳ３に噛み合う第５ピニオンＰ５と第３リングギヤＲ３に噛み合う第６ピニオンＰ６を相互に噛み合った状態で回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを備えたものである。上記第３サンギヤＳ３は、入力軸１６に連結されてそれと共に回転駆動される。上記第３キャリヤＣＡ３は、第３ブレーキＢ３を介して非回転部材であるトランスミッションケース１２に選択的に連結されている。上記第３リングギヤＲ３は、第２ブレーキを介して非回転部材であるトランスミッションケース１２に選択的に連結されるとともに、第１遊星歯車装置１８の第１サンギヤＳ１と連結されている。上記の第３リングギヤＲ３は、入力軸１６に対して減速回転させられた中間回転速度で主変速部２８へ動力を出力する中間回転部材として機能する。また、上記第３ブレーキＢ３は、その係合時において上記中間回転速度を第３リングギヤＲ３から出力させる中間回転出力用摩擦係合装置に対応している。
【００１５】
また、主変速部２８において、上記第１遊星歯車装置１８は、第２ブレーキＢ２を介してトランスミッションケース１２に選択的に連結されるとともに、上記第３リングギヤＲ３と連結された第１サンギヤＳ１と、第１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リングギヤＲ１と、その第１サンギヤＳ１に噛み合う第１ピニオンＰ１と第１リングギヤＲ１に噛み合う第２ピニオンＰ２とを相互に噛み合った状態で回転可能にすなわち自転且つ公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１とを備えたものである。また、上記第２遊星歯車装置２０は、第１クラッチＣ１を介して選択的に入力軸１６に連結される第２サンギヤＳ２と、出力歯車２４に連結された第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤＳ２と噛み合い、前記第２ピニオンＰ２よりも大径であってそれに対して一体回転するように同軸にそれと連結された第３ピニオンＰ３と、第２リングギヤＲ２および第３ピニオンＰ３と噛み合う第４ピニオンＰ４と、それら第３ピニオンＰ３および第４ピニオンＰ４を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を介して選択的に入力軸１６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リングギヤＲ１とトランスミッションケース１２との間には、一方向クラッチＦ１が第１ブレーキＢ１と並列に設けられている。この第１ブレーキＢ１および一方向クラッチＦ１に替えて、それらのうちのいずれか一方が設けられてもよい。
【００１６】
上記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３は、たとえば、従来の車両用遊星歯車式自動変速機においてよく用いられている油圧式摩擦係合装置であって、互いに重ねられた複数枚の摩擦板が油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型や、回転するドラムの外周面に巻き付けられた１本または２本のバンドの一端が油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成され、それが介そうされている両側の部材を選択的に連結するためのものである。上記第１ブレーキＢ１に並列に設けられた一方向クラッチＦ１も係合装置すなわち第１ブレーキとして機能するものであり、いずれか一方が設けられていてもよい。
【００１７】
以上のように構成された変速機１０では、たとえば、図２の係合作動表に示されるように、前記第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３のうちから選択された２つが同時に係合作動させられることにより、前進側の第１速ギヤ段乃至第７速ギヤ段のいずれか或いは後進ギヤ段が選択的に成立させられ、略等比的に変化する変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎ_IN／出力軸回転速度Ｎ_OUT）が各ギヤ段毎に得られるようになっている。
【００１８】
すなわち、図２に示すように、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１の係合により、入力軸１６と第２サンギヤＳ２との間および第１リングギヤＲ１とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_１が最大値たとえば「２．５２」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ブレーキＢ２の係合により、入力軸１６と第２サンギヤＳ２との間、および第１サンギヤＳ１および第３リングギヤＲ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_２が第１速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．８８」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３ブレーキＢ３の係合により、入力軸１６と第２サンギヤＳ２との間、および第３キャリヤＣＡ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_３が第２速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．３５」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、入力軸１６と第２サンギヤＳ２との間、入力軸１６と第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_４が第３速ギヤ段よりも小さい値たとえば「１．００」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３ブレーキＢ３の係合により、入力軸１６と第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１との間、第３キャリヤＣＡ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_５が第４速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．８３」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、入力軸１６と第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１との間、第１サンギヤＳ１および第３リングギヤＲ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_６が第５速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．７４」である第６速ギヤ段が成立させられる。また、第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１の係合により、入力軸１６と第２キャリヤＣＡ２および第１キャリヤＣＡ１との間、第１リングギヤＲ１とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_７が第６速ギヤ段よりも小さい値たとえば「０．５５」である第７速ギヤ段が成立させられる。また、第１ブレーキＢ１および第３ブレーキＢ３の係合により、第１リングギヤＲ１とトランスミッションケース１２との間、第３キャリヤＣＡ３とトランスミッションケース１２との間がそれぞれ連結されることにより、変速比γ_Ｒが第２速ギヤ段と第３速ギヤ段との間の値たとえば「１．６５」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）ρ_１、第２遊星歯車装置２０のギヤ比ρ_２、第３遊星歯車装置２２のギヤ比ρ_３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、ρ_１＝０．４３、ρ_２＝０．２３、ρ_３＝０．４４である。
【００１９】
上記変速機１０において、各ギヤ段の変速比変化率（変速比間の比＝γ_ｎ／γ_ｎ＋１）は、たとえば第１速ギヤ段の変速比γ_１と第２速ギヤ段の変速比γ_２との比（＝γ_１／γ_２）が「１．３４」とされ、第２速ギヤ段の変速比γ_２と第３速ギヤ段の変速比γ_３との比（＝γ_２／γ_３）が「１．３９」とされ、第３速ギヤ段の変速比γ_３と第４速ギヤ段の変速比γ_４との比（＝γ_３／γ_４）が「１．３５」とされ、第４速ギヤ段の変速比γ_４と第５速ギヤ段の変速比γ_５との比（＝γ_４／γ_５）が「１．２０」とされ、第５速ギヤ段の変速比γ_５と第６速ギヤ段の変速比γ_６との比（＝γ_５／γ_６）が「１．１２」とされ、第６速ギヤ段の変速比γ_６と第７速ギヤ段の変速比γ_７との比（＝γ_６／γ_７）が「１．３５」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γ_１と第７速ギヤ段の変速比γ_７との比であるギヤ比幅（＝γ_１／γ_７）が比較的大きな値たとえば「４．６１」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。
【００２０】
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リングギヤＲ１を、第３回転要素ＲＥ３に対応し且つ相互に連結された第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２を、第４回転要素ＲＥ４に対応する第２リングギヤＲ２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ρ_１、ρ_２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、図３では、第２遊星歯車装置２０の第２サンギヤＳ２に対応する縦軸Ｙ５と第２リングギヤＲ２に対応する縦軸Ｙ４との間が「１」に対応する間隔とされている。
【００２１】
上記共線図を利用して主変速部２８を表現すれば、第１遊星歯車装置１８の第１サンギヤＳ１、第１キャリアＣＡ１、第１リングギヤＲ１、および第２遊星歯車装置２０の第２サンギヤＳ２、第２キャリアＣＡ２、第２リングギヤＲ２の一部が互いに連結されることによって５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５が構成されるとともに、その５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５の回転速度を直線で表すことができる共線図上においてその５つの回転要素ＲＥ１乃至ＲＥ５を一端から他端へ向かって順番に第１回転要素ＲＥ１、第２回転要素ＲＥ２、第３回転要素ＲＥ３、第４回転要素ＲＥ４、および第５回転要素ＲＥ５とした時、その第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）は中間回転部材として機能する第３リングギヤＲ３に連結されて中間回転速度で回転されるとともに、第２ブレーキＢ２によって選択的に回転停止させられ、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ１）は第１ブレーキＢ１によって選択的に回転停止させられ、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）は第２クラッチＣ２を介して前記入力軸１６（入力部材）に選択的に連結され、第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）は入力軸１６に連結され、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は出力歯車２４（出力部材）に連結されている。
【００２２】
そして、上記の共線図から明らかなように、第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第５回転要素ＲＥ２（Ｓ２）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（Ｒ１）が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「１ｓｔ」で示す回転速度で回転させられ、最も大きい変速比の第１変速段「１ｓｔ」が成立させられる。第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１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が非回転状態とされると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「２ｎｄ」で示す回転速度で回転させられ、第１変速段「１ｓｔ」よりも変速比が小さい第２変速段「２ｎｄ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第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１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３と共に中間回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「３ｒｄ」で示す回転速度で回転させられ、第２変速段「２ｎｄ」よりも変速比が小さい第３変速段「３ｒｄ」が成立させられる。第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）および第５回転要素ＲＥ５（Ｓ２）が入力軸１６と同じ回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「４ｔｈ」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」の変速比は１である。第２クラッチＣ２および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３と共に中間回転速度で回転させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「５ｔｈ」で示す回転速度第４変速段「４ｔｈ」よりも変速比が小さい第５変速段「５ｔｈ」が成立させられる。第２クラッチＣ２および第２ブレーキＢ２が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「６ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第５変速段「５ｔｈ」よりも変速比が小さい第６変速段「６ｔｈ」が成立させられる。第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１が係合させられて、第３回転要素ＲＥ３（ＣＡ１、ＣＡ２）が入力軸１６とともに回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ１）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「７ｔｈ」で示す回転速度で回転させられ、第６変速段「６ｔｈ」よりも変速比が小さい第７変速段「７ｔｈ」が成立させられる。
【００２３】
また、第１ブレーキＢ１および第３ブレーキＢ３が係合させられて、第１回転要素ＲＥ１（Ｓ１）が第３リングギヤＲ３とともに中間回転速度で回転させられるとともに、第２回転要素ＲＥ２（Ｒ１）が回転停止させられると、第４回転要素ＲＥ４（Ｒ２）は「Ｒｅｖ」で示す回転速度で逆回転させられ、後進変速段「Ｒｅｖ」が成立させられる。
【００２４】
上述のように、本実施例の車両用自動変速機１０によれば、前進７段の多段変速が３組の第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２と、２つのクラッチＣ１、Ｃ２および３つのブレーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３から成る合計５つの摩擦係合装置によって得られるため、４組の遊星歯車装置を用いる場合に比較して軽量且つコンパクトに構成され、車両への搭載性が向上する。同時に、一層少ない個数の摩擦係合装置によって変速を行うことができるため、部品点数が少なくなって低コストとなるだけでなく、引きずり抵抗が小さくなって一層良好な燃費が得られる。
【００２５】
また、前述の実施例において、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８の第２ピニオンＰ２と、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１０が一層小型且つ安価となる。
【００２６】
また、前述の実施例において、主変速部２８は、第１遊星歯車装置１８と第２遊星歯車装置２０とを備えたものであり、第１回転要素ＲＥ１は第１サンギヤＳ１であり、第２回転要素ＲＥ２は第１リングギヤＲ１であり、第３回転要素ＲＥ３は第１キャリヤＣＡ１および第２キャリヤＣＡ２であり、第４回転要素ＲＥ４は第２リングギヤＲ２であり、第５回転要素ＲＥ５は第２サンギヤＳ２であるので、コンパクトな前進７段の車両用自動変速機１０が得られる。
【００２７】
次に、本発明の他の実施例を図４を用いて説明する。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。図４は、前記変速機１０と同様に５つの摩擦係合装置を用いて前進７速のギヤ段を達成する変速機３０の構成を示す骨子図である。
【００２８】
上記変速機３０は、副変速機２６の第３キャリヤＣＡ３がトランスミッションケース１２と直接連結されることにより常時非回転とされ、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１との間であって第２ブレーキＢ２よりも第３リングギヤＲ３側に第３クラッチＣ３が介そうされることにより、第３リングギヤＲ３と第１サンギヤＳ１とが選択的に連結されるように構成されている点が、前記変速機１０と相違し、他は同様に構成されている。本実施例では、第３遊星歯車装置２２の３つの回転要素の１つである第３サンギヤＳ３が入力軸１６とともに回転させられると、その入力軸１６に対して減速回転させられる中間回転部材に対応する第３リングギヤＲ３の回転が第３クラッチＣ３を介して主変速部２８へ出力される。本実施例の第３クラッチＣ３は前記変速機１０の第３ブレーキＢ３と同様に中間回転出力用摩擦係合装置としての機能を備えていることから、第３ブレーキＢ３に替えて第３クラッチＣ３が作動させられる前述の実施例の図２と同様の係合表、および図３と同様の共線図に基づいて前進７段の変速ギヤ段が得られる。本実施例の回転要素ＲＥ１、ＲＥ２、ＲＥ３、ＲＥ４、ＲＥ５も前述の変速機１０と同様である。したがって、本実施例の変速機３０も前述の変速機１０と同様の作用効果が得られる。
【００２９】
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。
【００３０】
たとえば、前述の実施例において、副変速機２６を構成する第３遊星歯車装置２２は、ダブルピニオン型であったが、シングルピニオン型の遊星歯車装置であってもよい。その３つの回転要素に対応する第３サンギヤＳ３、第３キャリヤＣＡ３、第３リングギヤＲ３のうち、いずれが固定され、いずれが中間回転部材とされ、いずれが入力部材に直接或いは間接に連結されてもよい。要するに、副変速部２６は、遊星歯車装置の３つの回転要素の何れか１つが入力部材に連結されて回転駆動されるとき、他の１つが回転不能に固定されると、残りの１つが中間回転部材として前記入力部材に対して減速回転させられるように構成され、中間回転出力用摩擦係合装置が係合させられることによってその中間回転部材から減速回転が選択的に出力されるものであればよい。
【００３１】
また、前述の実施例の車両用自動変速機１０、３０は、その自動変速機１０、３０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、３０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。
【００３２】
また、前記車両用自動変速機１０、３０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。
【００３３】
また、前記車両用自動変速機１０、３０において、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３としては、油圧シリンダによって摩擦係合させられる多板式や単板式、ベルト式などの油圧式摩擦係合装置が好適に用いられるが、電磁式等の他の形式の係合装置を採用することもできる。変速制御を容易にするため、それ等のブレーキやクラッチと並列に一方向クラッチを設けることもできる。エンジンブレーキが必要無い場合には、一方向クラッチを設けるだけでも良い。回転を停止する点で一方向クラッチはブレーキと同様の機能が得られるのである。この他、第１ブレーキＢ１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。
【００３４】
また、たとえば前記車両用自動変速機１０、３０において、主変速部２８と副変速部２６との位置関係や、主変速部２８の第１遊星歯車装置１８と第２遊星歯車装置２０との位置関係は特に限定されず、種々の態様が可能である。クラッチやブレーキについても、例えば一端部に集中して配置するなど種々の態様が可能である。また、第１遊星歯車装置１８、第２遊星歯車装置２０、第３遊星歯車装置２２は必ずしも同心でなくてもよい。
【００３５】
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。
【００３６】
また、前述の実施例において、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置１８の第２ピニオンＰ２と、ダブルピニオン型の第２遊星歯車装置２０の第３ピニオンＰ３とが一体回転するように同軸に相互に連結されていたが、相互に同径であってもよい。第１ピニオンＰ１、第２ピニオンＰ２、第３ピニオンＰ３、第４ピニオンＰ４の径（歯数）は適宜変更され得る。
【００３７】
また、前述の図１、図４の実施例の主変速部２８は２組の遊星歯車装置から構成されていたが、遊星歯車装置の数はそれに限定されない。
【００３８】
また、前述の実施例の主変速部２８において、第１回転要素ＲＥ１、第２回転要素ＲＥ２、第３回転要素ＲＥ３、第４回転要素ＲＥ４、第５回転要素ＲＥ５を構成する回転部材は、第１遊星歯車装置１８および第２遊星歯車装置２０、或いはそれと他の遊星歯車装置の構成するサンギヤ、リングギヤ、キャリヤのいずれであってもよい。
【００３９】
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更，改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例である車両用自動変速機の構成を説明する骨子図である。
【図２】図１の車両用自動変速機の変速ギヤ段とそれを実現するための複数の摩擦係合装置の係合作動の組み合わせとの関係を説明する作動表である。
【図３】図１の車両用自動変速機の共線図である。
【図４】図１の車両用自動変速機の変形例の構成を説明する骨子図である。
【符号の説明】
１０、３０：車両用自動変速機（自動変速機）
１２：トランスミッションケース（非回転部材）
１６：入力軸（入力部材）
２４：出力歯車（出力部材）
２６：副変速部（２２：第３遊星歯車装置）
２８：主変速部（１８：第１遊星歯車装置、２０：第２遊星歯車装置）
ＲＥ１：第１回転要素（Ｓ１）
ＲＥ２：第２回転要素（Ｒ１）
ＲＥ３：第３回転要素（ＣＡ１、ＣＡ２）
ＲＥ４：第４回転要素（Ｒ２）
ＲＥ５：第５回転要素（Ｓ２）
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
Ｂ３：第３ブレーキ
Ｒ３：第３リングギヤ（中間回転部材）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission for a vehicle, and more particularly, to a small and low-loss automatic transmission that can perform a multi-speed shift of seven forward stages with a plurality 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. The automatic transmission for a vehicle described in Patent Document 1 is an example thereof, and seven forward gears can be shifted using four sets of planetary gear devices.
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2000-266138 A
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the conventional automatic transmission for a vehicle uses four sets of planetary gear units, the shaft length becomes large, the mountability on the vehicle becomes worse, the weight increases, and the cost increases. There was a problem. In addition, since seven friction engagement devices that combine engagement operations to obtain seven speed gears are provided, not only the number of parts is increased and the cost is increased, but also drag resistance is increased. That contributed to the deterioration of fuel consumption.
[0005]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the object of the present invention is to provide a vehicle automatic capable of seven forward multi-shifts with fewer friction engagement devices using three sets of planetary gear devices. It is to provide a transmission.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve this object, the gist of the present invention is that (a) when any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member and driven to rotate, the other one cannot rotate. The remaining one is configured to be rotated at a reduced speed relative to the input member as an intermediate rotating member, and the intermediate rotating output friction engagement device is engaged to reduce the speed from the intermediate rotating member. A sub-transmission unit that selectively outputs rotation; and (b) part of the sun gear, carrier, and ring gear of a plurality of sets of planetary gear units 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 arranged in order from one end to the other end in the order of the first rotating element, the second rotating element, the third rotating element, 4 When the rolling element and the fifth rotating element are used, the first rotating element is connected to the intermediate rotating member and selectively stopped by the second brake, and the second rotating element is selected by the first brake. The third rotating element is selectively connected to the input member via a second clutch, and the fifth rotating element is selectively connected to the input member via a first clutch. The fourth rotation element includes a main transmission unit that is connected to an output member and outputs rotation, and (c) the largest speed change by engaging the first clutch and the first brake. A first gear is set, and a second gear having a smaller gear ratio than the first gear is established by engaging the first clutch and the second brake, By engaging the one clutch and the intermediate rotation output friction engagement device, a third gear stage having a gear ratio smaller than that of the second gear stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged. As a result, a fourth shift stage having a gear ratio smaller than that of the third shift stage is established, and the second clutch and the intermediate rotation output friction engagement device are engaged to cause the fourth shift stage. A fifth gear position having a smaller gear ratio than the first gear position is established, and the sixth gear position having a smaller gear ratio than the fifth gear position is established by engaging the second clutch and the second brake. When the second clutch and the first brake are engaged, a seventh shift stage having a gear ratio smaller than that of the sixth shift stage is established., (d) The main transmission unit is (d1) A first sun gear selectively input from the intermediate rotating member to the non-rotating member via the second brake and selectively connected to the non-rotating member via the first brake; A first planetary gear device having a first ring gear to be connected, a first pinion that meshes with the first sun gear, and a first carrier that rotatably supports the second pinion that meshes with the first pinion and the first ring gear; , (d2) A second sun gear selectively connected to the input member via the first clutch, a second ring gear connected to the output member, and a coaxially connected to rotate integrally with the second pinion. A third pinion that meshes with the second sun gear, a fourth pinion that meshes with the second ring gear and the third pinion, and the third pinion and the fourth pinion that rotatably support the third pinion and the fourth pinion, A second planetary gear device having a second carrier coupled to one carrier and selectively coupled to the input member via the second clutch, (d3) The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first ring gear, the third rotating element is a first carrier and a second carrier, and the fourth rotating element is the second sun gear. A ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear.There is.
[0007]
【The invention's effect】
The automatic transmission for a vehicle according to the present invention configured as described above has four sets of planetary gear units because a multi-stage shift of seven or more forward stages can be obtained by three sets of planetary gear units and a total of five friction engagement units. Compared to a vehicular transmission that uses this, it is possible to change gears with a smaller number of frictional engagement devices, while at the same time being configured to be lighter and more compact. For this reason, not only the number of parts is reduced and the cost is reduced, but also drag resistance is reduced and a better fuel consumption can be obtained.
[0008]
Other aspects of the invention
Here, it is preferable that the main transmission unit includes: (a) a first sun gear that receives the reduced rotation selectively from the intermediate rotation member and is selectively connected to a non-rotation member via a second brake; And a first ring gear selectively connected to the non-rotating member via the first brake, a first pinion that meshes with the first sun gear, and a second pinion that meshes with the first pinion and the first ring gear. A first planetary gear device having a first carrier that can be supported; (b) a second sun gear selectively connected to the input member via the first clutch; and a first sun gear connected to the output member. A second ring gear, a third pinion that is coaxially connected to rotate integrally with the second pinion and meshes with the second sun gear, and a fourth pinion that meshes with the second ring gear and the third pinion The third pinion and the fourth pinion are rotatably supported in mesh with each other, coupled to the first carrier, and selectively coupled to the input member via the second clutch. And (c) the first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is the first ring gear, and the third rotating gear. The elements are a first carrier and a second carrier, the fourth rotating element is the second ring gear, and the fifth rotating element is the second sun gear. In this way, the main transmission unit is constituted by the two planetary gear units, and a compact vehicle automatic transmission can be obtained.
[0009]
Preferably, the auxiliary transmission unit is selectively connected to a third sun gear connected to the input member, a non-rotating member via the second brake, and connected to the first sun gear. A third ring gear that functions as the intermediate rotating member, a fifth pinion that meshes with the third sun gear, and a sixth pinion that meshes with the third ring gear are rotatably supported in a mutually meshed state, and the third brake is supported. And a third carrier that is selectively coupled to the non-rotating member through the planetary gear device of the double pinion type. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the first brake, the second brake, and the third brake.
[0010]
Preferably, the auxiliary transmission portion is selectively connected to a non-rotating member via a third sun gear connected to the input member, the third clutch and the second brake, and the third gear. A third ring gear that is selectively connected to the first sun gear via a clutch and functions as the intermediate rotation member, a fifth pinion that meshes with the third sun gear, and a sixth pinion that meshes with the third ring gear are mutually connected It is a double pinion type planetary gear device having a third carrier that is rotatably supported in an engaged state and connected to the non-rotating member. In this way, a forward seven-stage multi-speed shift is possible by a combination of engagement operations of the first clutch, the second clutch, the third clutch, the first brake, and the second brake.
[0011]
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.
[0012]
In FIG. 1, a transmission 10 shifts a rotational force input to an input shaft 16 from an engine (not shown) and travels from an output gear 24 to left and right drive wheels via a propeller shaft, a differential gear device, etc. (not shown). Output. The transmission 10 includes a torque converter with a lock-up clutch (not shown) that is concentrically arranged along a common axis in a transmission case (non-rotating member) 12 attached to the vehicle body, and an input coupled to the torque converter. A shaft 16, a third planetary gear device 22, a first planetary gear device 18, and a second planetary gear device 20 are sequentially provided coaxially along the rotational axis, and an output gear 24 is provided on the input shaft 16 of the second planetary gear device 20. And is provided between the second planetary gear unit 20 and the second clutch C2. The torque converter is connected to a crankshaft of an engine (not shown). In this embodiment, the input shaft 16 and the output gear 24 correspond to an input rotating member and an output rotating member, and the transmission case 12 corresponds to a non-rotating member. Since the transmission 10 is configured symmetrically with respect to its axis, the lower side is omitted in the skeleton diagram of FIG.
[0013]
The vehicular automatic transmission 10 is for horizontal installation for an FF vehicle or the like, and has a sub (second) transmission unit 26 mainly composed of a double pinion type third planetary gear unit 22; It has a main (first) transmission unit 28 mainly composed of a double pinion type first planetary gear unit 18 and a double pinion type second planetary gear unit 20, and operates five friction engagement devices. By changing the combination, 7 types of gear ratio γ_nAchieves 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.
[0014]
In the auxiliary transmission unit 26, the third planetary gear unit 22 includes a third sun gear S3, a third ring gear R3 disposed concentrically on the outer peripheral side thereof, a fifth pinion P5 and a third ring gear meshing with the third sun gear S3. A third carrier CA3 that supports the sixth pinion P6 meshing with R3 so as to be rotatable, that is, capable of rotating and revolving in a state of meshing with each other, is provided. The third sun gear S3 is connected to the input shaft 16 and is rotationally driven therewith. The third carrier CA3 is selectively coupled to a transmission case 12 that is a non-rotating member via a third brake B3. The third ring gear R3 is selectively connected to the transmission case 12 that is a non-rotating member via the second brake, and is also connected to the first sun gear S1 of the first planetary gear unit 18. The third ring gear R3 functions as an intermediate rotating member that outputs power to the main transmission unit 28 at an intermediate rotational speed that is reduced and rotated with respect to the input shaft 16. The third brake B3 corresponds to an intermediate rotation output friction engagement device that outputs the intermediate rotation speed from the third ring gear R3 when engaged.
[0015]
In the main transmission unit 28, the first planetary gear unit 18 is selectively connected to the transmission case 12 via the second brake B2, and the first sun gear S1 is connected to the third ring gear R3. The first ring gear R1 that is selectively connected to the transmission case 12 via the first brake B1, the first pinion P1 that meshes with the first sun gear S1, and the second pinion P2 that meshes with the first ring gear R1 are mutually connected. The first carrier CA1 is supported so that it can rotate in a meshed state, that is, can rotate and revolve. 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 output gear 24, and a second sun gear. A fourth pinion meshing with S2, and having a larger diameter than the second pinion P2 and coaxially coupled to the third pinion P3 so as to rotate integrally therewith, and a second ring gear R2 and a third pinion P3 P4, and the third pinion P3 and the fourth pinion P4 are rotatably supported, that is, can rotate and revolve, and are connected to the first carrier CA1 so as to rotate integrally therewith, and selectively via the second clutch C2. And a second carrier CA2 coupled to the input shaft 16. Between the first ring gear R1 and the transmission case 12, a one-way clutch F1 is provided in parallel with the first brake B1. Instead of the first brake B1 and the one-way clutch F1, any one of them may be provided.
[0016]
The first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3 are, for example, hydraulic friction engagements often used in conventional vehicle planetary gear automatic transmissions. The apparatus is a wet multi-plate type in which a plurality of friction plates stacked on each other are pressed by a hydraulic actuator, or one end of one or two bands wound around the outer peripheral surface of a rotating drum is It is composed of a band brake or the like to be tightened, and is for selectively connecting the members on both sides on which it is interposed. The one-way clutch F1 provided in parallel with the first brake B1 also functions as an engagement device, that is, the first brake, and either one may be provided.
[0017]
In the transmission 10 configured as described above, for example, as shown in the engagement operation table of FIG. 2, the first clutch C1, the second clutch C2, the first brake B1, the second brake B2, the third Two of the brakes B3 selected are engaged and actuated at the same time, so that any one of the first to seventh gears on the forward side or the reverse gear is selectively established, and so on. Gear ratio γ (= input shaft rotational speed N)_IN/ Output shaft rotation speed N_OUT) Is obtained for each gear stage.
[0018]
That is, as shown in FIG. 2, the engagement between the first clutch C1 and the first brake B1 connects the input shaft 16 and the second sun gear S2 and the first ring gear R1 and the transmission case 12, respectively. The gear ratio γ₁The first speed gear stage having the maximum value, for example, “2.52” is established. Further, the engagement between the first clutch C1 and the second brake B2 connects the input shaft 16 and the second sun gear S2, and the first sun gear S1, the third ring gear R3, and the transmission case 12, respectively. The gear ratio γ₂The second gear is established with a value smaller than the first gear, for example, “1.88”. Further, by engaging the first clutch C1 and the third brake B3, the input shaft 16 and the second sun gear S2 and the third carrier CA3 and the transmission case 12 are connected to each other, so that the gear ratio is increased. γ₃The third speed gear stage in which is smaller than the second speed gear stage, for example, “1.35”, is established. Further, the engagement between the first clutch C1 and the second clutch C2 connects the input shaft 16 and the second sun gear S2, and the input shaft 16 and the second carrier CA2 and the first carrier CA1. Due to the gear ratio γ₄Is set to a value that is smaller than the third speed gear stage, for example, “1.00”. Further, the engagement of the second clutch C2 and the third brake B3 connects the input shaft 16 and the second carrier CA2 and the first carrier CA1, and the third carrier CA3 and the transmission case 12, respectively. Due to the gear ratio γ₅Is set to a value smaller than the fourth speed gear stage, for example, “0.83”. Further, due to the engagement of the second clutch C2 and the second brake B2, there is a gap between the input shaft 16 and the second carrier CA2 and the first carrier CA1, and between the first sun gear S1 and the third ring gear R3 and the transmission case 12. By connecting each, the gear ratio γ₆The sixth gear is established with a value smaller than the fifth gear, for example, “0.74”. Further, the engagement of the second clutch C2 and the first brake B1 connects the input shaft 16 and the second carrier CA2 and the first carrier CA1, and the first ring gear R1 and the transmission case 12, respectively. Due to the gear ratio γ₇The seventh speed gear stage in which is smaller than the sixth speed gear stage, for example, “0.55”, is established. Further, by engaging the first brake B1 and the third brake B3, the first ring gear R1 and the transmission case 12 and the third carrier CA3 and the transmission case 12 are connected to each other, so that the gear ratio γ_RIs set to a reverse gear that is a value between the second gear and the third gear, for example, “1.65”. Gear ratio of the first planetary gear unit 18 (= number of teeth of sun gear / number of teeth of ring gear) ρ₁The gear ratio ρ of the second planetary gear unit 20₂The gear ratio ρ of the third planetary gear unit 22₃Is set to obtain the gear ratio as described above, for example, ρ₁= 0.43, ρ₂= 0.23, ρ₃= 0.44.
[0019]
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 gear₁And second gear stage gear ratio γ₂And ratio (= γ₁/ Γ₂) Is "1.34" and the gear ratio γ of the second gear stage₂And gear ratio γ of the third gear₃And ratio (= γ₂/ Γ₃) Is "1.39", and the gear ratio γ of the third gear stage₃And gear ratio γ of the fourth gear₄And ratio (= γ₃/ Γ₄) Is "1.35", and the gear ratio γ of the fourth gear stage₄And gear ratio γ of the fifth gear₅And ratio (= γ₄/ Γ₅) Is "1.20", and the gear ratio γ of the fifth gear stage₅And the sixth gear stage gear ratio γ₆And ratio (= γ₅/ Γ₆) Is "1.12," and the gear ratio γ of the sixth gear is₆And the seventh gear stage gear ratio γ₇And ratio (= γ₆/ Γ₇) Is set to “1.35”, 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.₁And the seventh gear stage gear ratio γ₇Gear ratio width (= γ)₁/ Γ₇) Is a relatively large value such as “4.61”. 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.
[0020]
FIG. 3 is a collinear diagram that can represent, in a straight line, the relative relationship between the rotational speeds of the rotating elements that are connected in different gear stages in the transmission 10. The collinear diagram of FIG. 3 is a two-dimensional coordinate indicating the relationship of the gear ratio ρ of each planetary gear unit 18, 20, and 22 in the horizontal axis direction and the relative rotational speed in the vertical axis direction. The lower horizontal line X1 indicates zero rotational speed, the upper horizontal line X3 indicates decelerated rotation lower than the rotational speed of the input shaft 16, and the upper horizontal line X2 indicates rotational speed "1.0", that is, input. The rotational speed of the shaft 16 is shown. In the main transmission unit 28, five vertical lines Y1 to Y5 indicate, from the left, the first sun gear S1 corresponding to the first rotation element RE1, the first ring gear R1 corresponding to the second rotation element RE2, and the third The first carrier CA1 and the second carrier CA2 that correspond to the rotation element RE3 and are connected to each other, the second ring gear R2 that corresponds to the fourth rotation element RE4, and the second sun gear S2 that corresponds to the fifth rotation element RE5. The distance between them is the gear ratio ρ of the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20.₁, Ρ₂It is determined according to each. Between the vertical axes of the nomographic chart, 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. In FIG. The interval between the vertical axis Y5 corresponding to the 20th second sun gear S2 and the vertical axis Y4 corresponding to the second ring gear R2 is an interval corresponding to “1”.
[0021]
If the main transmission 28 is expressed using the above nomograph, the first sun gear S1 of the first planetary gear unit 18, the first carrier CA1, the first ring gear R1, and the second sun gear of the second planetary gear unit 20 will be described. S2, second carrier CA2, and part of second ring gear R2 are connected to each other to form five rotating elements RE1 to RE5, and the rotational speeds of the five rotating elements RE1 to RE5 are represented by straight lines. The five rotation elements RE1 to RE5 are arranged in order from one end to the other end on the nomographic chart in which the first rotation element RE1, the second rotation element RE2, the third rotation element RE3, the fourth rotation element RE4, and When the fifth rotation element RE5 is used, the first rotation element RE1 (S1) is connected to the third ring gear R3 functioning as an intermediate rotation member and rotates at an intermediate rotation speed. The second brake B2 is selectively stopped by rotation, the second rotation element RE2 (R1) is selectively stopped by the first brake B1, and the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is A second clutch C2 is selectively connected to the input shaft 16 (input member), the fifth rotating element RE5 (S2) is connected to the input shaft 16, and the fourth rotating element RE4 (R2) is an output gear 24 ( Output member).
[0022]
As is apparent from the nomograph, the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, and the fifth rotation element RE2 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the second rotation. When the element RE2 (R1) is brought into the non-rotating state, the fourth rotating element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “1st”, and the first gear stage “1st” having the largest gear ratio is established. It is done. When the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the fifth rotating element RE5 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S1) is brought into a non-rotating state. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “2nd”, and the second speed “2nd” having a smaller gear ratio than the first speed “1st” is established. The first clutch C1 and the third brake B3 are engaged, the fifth rotating element RE5 (S2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S1) is rotated together with the third ring gear R3. When rotated at the speed, the fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “3rd”, and the third speed “3rd” having a smaller gear ratio than the second speed “2nd” is established. Be made. When the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged and the third rotation element RE3 (CA1, CA2) and the fifth rotation element RE5 (S2) are rotated at the same rotational speed as the input shaft 16, The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “4th”, that is, the same rotation speed as the input shaft 16, and the fourth shift stage “4th” having a smaller gear ratio than the third shift stage “3rd” is established. Be made. The gear ratio of the fourth gear stage “4th” is 1. The second clutch C2 and the third brake B3 are engaged to rotate the third rotating element RE3 (CA1, CA2) together with the input shaft 16, and the first rotating element RE1 (S1) together with the third ring gear R3. When rotated at the intermediate rotational speed, the fourth rotational element RE4 (R2) is established at the fifth speed “5th” having a smaller gear ratio than the rotational speed fourth speed “4th” indicated by “5th”. When the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated together with the input shaft 16, and the first rotation element RE1 (S1) is stopped. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “6th”, and the sixth speed “6th” having a smaller gear ratio than the fifth speed “5th” is established. When the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the third rotation element RE3 (CA1, CA2) is rotated with the input shaft 16, and the second rotation element RE2 (R1) is stopped. The fourth rotation element RE4 (R2) is rotated at the rotation speed indicated by “7th”, and the seventh shift stage “7th” having a smaller gear ratio than the sixth shift stage “6th” is established.
[0023]
Further, the first brake B1 and the third brake B3 are engaged so that the first rotation element RE1 (S1) is rotated at the intermediate rotation speed together with the third ring gear R3, and the second rotation element RE2 (R1) is rotated. When the rotation is stopped, the fourth rotation element RE4 (R2) is reversely rotated at the rotation speed indicated by “Rev”, and the reverse shift stage “Rev” is established.
[0024]
As described above, according to the vehicle automatic transmission 10 of the present embodiment, the first planetary gear unit 18, the second planetary gear unit 20, the third planetary gear unit 22, and the like, are configured with three sets of forward multi-shifts. Since it is obtained by a total of five friction engagement devices composed of two clutches C1, C2 and three brakes B1, B2, B3, it is configured to be lighter and more compact than when using four sets of planetary gear devices, Mountability on the vehicle is improved. At the same time, gear shifting can be performed with a smaller number of friction engagement devices, so that not only the number of parts is reduced and the cost is reduced, but also drag resistance is reduced, and better fuel efficiency is obtained.
[0025]
In the above-described embodiment, the second pinion P2 of the double pinion type first planetary gear device 18 and the third pinion P3 of the double pinion type second planetary gear device 20 are coaxially connected to each other so as to rotate together. As in the Ravigneaux type, the number of parts and the shaft length are further reduced, and the transmission 10 is further reduced in size and cost.
[0026]
In the above-described embodiment, the main transmission unit 28 includes the first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20, the first rotating element RE1 is the first sun gear S1, and the second The rotation element RE2 is the first ring gear R1, the third rotation element RE3 is the first carrier CA1 and the second carrier CA2, the fourth rotation element RE4 is the second ring gear R2, and the fifth rotation element RE5 is the second ring gear R2. Since it is the sun gear S2, a compact automatic vehicle transmission 10 with seven forward speeds can be obtained.
[0027]
Next, another embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the following description, parts common to those in the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted. FIG. 4 is a skeleton diagram showing a configuration of the transmission 30 that achieves a forward seventh speed using five frictional engagement devices in the same manner as the transmission 10.
[0028]
The transmission 30 is always non-rotated when the third carrier CA3 of the sub-transmission 26 is directly connected to the transmission case 12, and is between the third ring gear R3 and the first sun gear S1 and the second brake. The transmission is configured such that the third ring gear R3 and the first sun gear S1 are selectively connected when the third clutch C3 is interposed closer to the third ring gear R3 than B2. 10 is different and is configured in the same manner. In the present embodiment, when the third sun gear S3, which is one of the three rotating elements of the third planetary gear device 22, is rotated together with the input shaft 16, the intermediate rotating member is rotated at a reduced speed with respect to the input shaft 16. The corresponding rotation of the third ring gear R3 is output to the main transmission unit 28 via the third clutch C3. Since the third clutch C3 of the present embodiment has a function as a friction engagement device for intermediate rotation output similarly to the third brake B3 of the transmission 10, the third clutch C3 is replaced with the third brake B3. Based on the engagement table similar to FIG. 2 and the collinear diagram similar to FIG. 3 in the above-described embodiment, the seven forward gears are obtained. The rotating elements RE1, RE2, RE3, RE4, and RE5 of this embodiment are the same as the transmission 10 described above. Therefore, the transmission 30 of the present embodiment can obtain the same operation and effect as the transmission 10 described above.
[0029]
As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
[0030]
For example, in the above-described embodiment, the third planetary gear device 22 constituting the auxiliary transmission 26 is a double pinion type, but may be a single pinion type planetary gear device. Of the third sun gear S3, the third carrier CA3, and the third ring gear R3 corresponding to the three rotating elements, which is fixed, which is the intermediate rotating member, and which is directly or indirectly connected to the input member Also good. In short, when one of the three rotating elements of the planetary gear unit is connected to the input member and is driven to rotate when the other one is fixed to be non-rotatable, the remaining one is intermediate. The rotating member is configured so as to be decelerated and rotated with respect to the input member, and when the intermediate rotating output friction engagement device is engaged, the intermediate rotating member selectively outputs the reduced rotation. That's fine.
[0031]
Further, the vehicle automatic transmissions 10 and 30 of the above-described embodiments are for FF (front engine / front drive) vehicles in which the axes of the automatic transmissions 10 and 30 are in the width direction of the vehicle, that is, the mounting posture is horizontally installed. However, it is also applicable to FR (front engine / rear drive) vehicles in which the axes of the automatic transmissions 10 and 30 are in the longitudinal direction of the vehicle, that is, when the mounting posture is vertical. Is done.
[0032]
Further, the vehicle automatic transmissions 10 and 30 may automatically switch the gear position according to the driving state such as the accelerator operation amount or the vehicle speed, but the gear shift is performed according to the driver's switch operation (up / down operation or the like). It may be one that switches stages.
[0033]
In the vehicular automatic transmissions 10 and 30, the first clutch C1, the second clutch C2, the third clutch C3, the first brake B1, the second brake B2, and the third brake B3 are frictionally engaged by a hydraulic cylinder. A hydraulic friction engagement device such as a multi-plate type, a single plate type, or a belt type to be combined is suitably used, but other types of engagement devices such as an electromagnetic type can also be adopted. In order to facilitate shift control, a one-way clutch may be provided in parallel with the brakes and clutches. If engine braking is not required, only a one-way clutch may be provided. The one-way clutch has the same function as the brake in that it stops rotating. In addition, various modes such as providing a brake and a one-way clutch connected in series in parallel with the first brake B1 are possible.
[0034]
Further, for example, in the vehicle automatic transmissions 10 and 30, the positional relationship between the main transmission unit 28 and the auxiliary transmission unit 26, and the positions of the first planetary gear device 18 and the second planetary gear device 20 of the main transmission unit 28. The relationship is not particularly limited, and various aspects are possible. For the clutch and brake, for example, various modes such as concentrating at one end are possible. Further, the first planetary gear device 18, the second planetary gear device 20, and the third planetary gear device 22 are not necessarily concentric.
[0035]
In the collinear diagram 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.
[0036]
In the above-described embodiment, the second pinion P2 of the double-pinion type first planetary gear unit 18 and the third pinion P3 of the double-pinion type second planetary gear unit 20 are coaxially connected to each other so as to rotate together. However, they may have the same diameter. The diameters (number of teeth) of the first pinion P1, the second pinion P2, the third pinion P3, and the fourth pinion P4 may be changed as appropriate.
[0037]
In addition, although the main transmission unit 28 in the above-described embodiments of FIGS. 1 and 4 is composed of two sets of planetary gear devices, the number of planetary gear devices is not limited thereto.
[0038]
Further, in the main transmission unit 28 of the above-described embodiment, the rotating members constituting the first rotating element RE1, the second rotating element RE2, the third rotating element RE3, the fourth rotating element RE4, and the fifth rotating element RE5 are: The first planetary gear unit 18 and the second planetary gear unit 20, or any of the sun gear, the ring gear, and the carrier that constitute the other planetary gear unit may be used.
[0039]
The above description is merely an embodiment of the present invention, and the present invention can be carried out in various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating a configuration of an automatic transmission for a vehicle according to an embodiment of the present invention.
2 is an operation table for explaining the relationship between the transmission gear stage of the vehicle automatic transmission of FIG. 1 and the combination of engagement operations of a plurality of friction engagement devices for realizing the same.
FIG. 3 is a collinear diagram of the vehicle automatic transmission shown in FIG. 1;
4 is a skeleton diagram illustrating a configuration of a modified example of the vehicle automatic transmission of FIG. 1; FIG.
[Explanation of symbols]
10, 30: Automatic transmission for vehicles (automatic transmission)
12: Transmission case (non-rotating member)
16: Input shaft (input member)
24: Output gear (output member)
26: Sub-transmission unit (22: Third planetary gear unit)
28: Main transmission unit (18: first planetary gear unit, 20: second planetary gear unit)
RE1: First rotating element (S1)
RE2: Second rotation element (R1)
RE3: Third rotating element (CA1, CA2)
RE4: Fourth rotating element (R2)
RE5: Fifth rotating element (S2)
C1: 1st clutch
C2: Second clutch
C3: Third clutch
B1: First brake
B2: Second brake
B3: Third brake
R3: Third ring gear (intermediate rotating member)

Claims

When any one of the three rotating elements of the planetary gear device is connected to the input member and driven to rotate, when the other one is fixed to be non-rotatable, the remaining one is an intermediate rotating member with respect to the input member. A sub-transmission unit that is configured to be decelerated and rotated, and is configured to selectively output a decelerated rotation from the intermediate rotation member by engaging a friction engagement device for intermediate rotation output;
A plurality of planetary gear units, the sun gear, the carrier, and the ring gear are connected to each other so that five rotating elements are formed, and the rotational speed of the five rotating elements can be expressed in a straight line. In the figure, when the five rotating elements are sequentially designated as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, a fourth rotating element, and a fifth rotating element from one end to the other end, The rotating element is coupled to the intermediate rotating member and selectively stopped by the second brake, the second rotating element is selectively stopped by the first brake, and the third rotating element is the second rotating element. The fifth rotary element is selectively connected to the input member via a first clutch, and the fourth rotary element is connected to an output member for rotation. Out And the main transmission section that,
While
The first shift stage having the largest transmission ratio is established by engaging the first clutch and the first brake, and the first shift is performed by engaging the first clutch and the second brake. A second gear stage having a gear ratio smaller than that of the gear stage is established, and a third gear ratio having a gear ratio smaller than that of the second gear stage is established by engaging the first clutch and the friction engagement device for intermediate rotation output. A gear stage is established, and the first clutch and the second clutch are engaged, thereby establishing a fourth gear stage having a gear ratio smaller than that of the third gear stage, and the second clutch and the intermediate clutch. By engaging the rotational output friction engagement device, the fifth shift speed having a smaller gear ratio than the fourth shift speed is established, and the second clutch and the front A sixth shift stage having a smaller gear ratio than the fifth shift stage is established by engaging the second brake, and the sixth shift stage is established by engaging the second clutch and the first brake. A seventh shift speed having a lower speed ratio than the shift speed is established ,
The main transmission unit is
A first sun gear selectively input from the intermediate rotating member to the non-rotating member via the second brake and selectively connected to the non-rotating member via the first brake; A first planetary gear device having a first ring gear to be coupled, a first pinion that meshes with the first sun gear, and a first carrier that rotatably supports the second pinion that meshes with the first pinion and the first ring gear; ,
A second sun gear selectively connected to the input member via the first clutch, a second ring gear connected to the output member, and a coaxially connected to rotate integrally with the second pinion. A third pinion that meshes with the second sun gear, a fourth pinion that meshes with the second ring gear and the third pinion, and a third pinion and a fourth pinion that rotatably support the third pinion and the fourth pinion. A second planetary gear device having a second carrier coupled to one carrier and selectively coupled to the input member via the second clutch,
The first rotating element is the first sun gear, the second rotating element is a first ring gear, the third rotating element is a first carrier and a second carrier, and the fourth rotating element is the second sun gear. An automatic transmission for a vehicle , being a ring gear, wherein the fifth rotating element is the second sun gear .

The auxiliary transmission unit is selectively connected to a non-rotating member via a third sun gear connected to the input member and the second brake, and is connected to the first sun gear to function as the intermediate rotating member. A third ring gear, a fifth pinion that meshes with the third sun gear, and a sixth pinion that meshes with the third ring gear are rotatably supported in a mutually meshed state, and are attached to the non-rotating member via the third brake. 2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1 , wherein the automatic transmission is a double pinion type planetary gear device having a third carrier selectively connected.

The sub-transmission unit is selectively connected to a non-rotating member via a third sun gear connected to the input member, the third clutch and the second brake, and the first gear via the third clutch. A third ring gear that is selectively connected to one sun gear and functions as the intermediate rotating member, a fifth pinion that meshes with the third sun gear, and a sixth pinion that meshes with the third ring gear can rotate in a mutually meshed state. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1 , wherein the automatic transmission is a double pinion type planetary gear device having a third carrier supported by the non-rotating member.