JP4842097B2 - Multistage automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて制御する自動変速機に関し、特に入力軸と中継軸及び出力軸の3軸が平行に配置され、入力軸に変速用部材を配置した前進6速から10速を有する前輪駆動用の多段自動変速装置に関する。 The present invention relates to an automatic transmission that is controlled using a hydraulic clutch and a brake, and in particular, from the 6th forward speed to the 10th forward speed in which three axes of an input shaft, a relay shaft, and an output shaft are arranged in parallel, and a speed change member is arranged on the input shaft. The present invention relates to a multi-stage automatic transmission for front wheel drive having a high speed.
周知の如く、近年地球環境問題のため自動車の省燃費の要求は強く、車両用自動変速装置の前進6速以上への多段化が進められている。特に多用されている前輪駆動用の自動変速装置においては、現状の変速装置以上に軸方向を長くすることは許されなく、機構をシンプルにすると同時に軸方向がコンパクトになる構造が求められている。前進6速後進1速のシンプルなギアトレンとして、4個の構成要素を持った2個の遊星歯車列の、3個の構成要素に選択的に減速回転と非減速回転を入力し、そのうちの2個の構成要素にブレーキを配し、残りの1個の構成要素を出力するシンプルな前進6速後進1速の車両用自動変速装置が考案されている。1個の構成要素に減速回転を入力し、他の2個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献1と、2個の構成要素に減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献2である。
As is well known, in recent years, there has been a strong demand for fuel efficiency of automobiles due to global environmental problems, and multistage stages of automatic transmissions for vehicles to 6 or more forward speeds are being promoted. Especially in the automatic transmission for driving the front wheels that is frequently used, it is not allowed to make the axial direction longer than the current transmission, and there is a demand for a structure that simplifies the mechanism and at the same time makes the axial direction compact. . As a simple gear train of 6 forward speeds and 1 reverse speed, selectively input decelerated rotation and non-decelerated rotation to 3 components of 2 planetary gear trains with 4 components. There has been devised a simple automatic forward 6-speed reverse vehicle 1-speed vehicular transmission in which a brake is arranged on each component and the remaining one component is output.
前輪駆動用の車両に実用化された前進6速後進1速の自動変速装置としては特許文献2で提案された方式のSAE TECHNICAL PAPER に記載された非特許文献1がある。このギアトレンの速度線図及び適切な変速比を本願記載の図26に示す。図26の4個の構成要素A、B、C、Dを持った2個の遊星歯車列を示す速度線図において、2個の構成要素に減速して入力する入力軸の減速比を1.5前後とし、前進減速段におけるクラッチC1から入力する要素をDとし、出力要素をCとし、ブレーキB1及びB2を有する要素をそれぞれB、Aとすると、各要素の位置関係を示すB−C間に対するC−D間及びA−B間の距離比を1.6及び2.2前後とすれば適切な変速比が得られる。ここで従来用いられてきた2個の遊星歯車列を検証すると、このような比率がとれる速度線図を有した4個の構成要素からなる2個の遊星歯車列として、リングギアを出力としたラビニョー遊星歯車を用いる特許文献3と、互いの遊星キャリアとリングギアを連結した2個の遊星歯車列を用いる特許文献4がある。この2種の遊星歯車列は上記比率がとれる遊星歯車列のうち最も欠点が少なく、現在前進4速後進1速の自動変速装置として最も多く実用されているものである。
特許文献2に記載の図14及び非特許文献1に記載された入力軸と同軸に配された前進6速後進1速の自動変速装置は、この前進4速後進1速の自動変速装置と同じ形態を採っている。つまり、入力におけるクラッチの接続構成要素はA、B、Dであり、ブレーキの接続構成要素はA、Bであり、出力構成要素はCであり且つ又速度線図におけるB−C間に対するC−D間及びA−B間の距離比も同じとなる。入力軸の減速回転は1個のピニオン遊星歯車を有した3個の構成要素からなる減速用遊星歯車によって得られ、1個の構成要素に入力し、他の1個の構成要素を固定することにより残りの1個の構成要素が減速して出力される。この入力軸の減速回転の構成要素A、Dへの連結のため、特許文献4で用いられる互いの遊星キャリアとリングギアを連結した2個の遊星歯車列は各クラッチ及びブレーキの連結が成立せず、特許文献3に用いられたリングギアを出力するラビニョー遊星歯車のみ前進6速後進1速の自動変速装置として成立する。
The automatic transmission of 6 forward speeds and 1 reverse speed arranged coaxially with the input shaft described in FIG. 14 described in
ラビニョー遊星歯車は周知の如くロングピニオンギアを共有したシングルピニオンとダブルピニオン遊星歯車からなり、遊星キャリアを共有するため軸方向にコンパクトでシンプルに配列できるが、2列の遊星歯車間でロングピニオンギアが異なるベクトルで噛合うため、ロングピニオンギアが傾き歯面の当たり方が悪くなる基本的な欠点を有する。非特許文献1の前進6速後進1速の自動変速装置では前進1、2、3、4速段で歯面の当たり方が悪くなる状態となる。加えて、ダブルピニオン遊星歯車を用いるためスペース的に通常サンギアと噛合うピニオン遊星歯車が3個、工夫をしても4個が限界となり、サンギアの入力トルクのピニオン遊星歯車への分散に限界が生じる。又、リングギアの歯数を、クラッチC1を介して入力するサンギアの歯数で割った値が2.6程度と比較的大きな値となり、実際のスペースにおいてサンギアの径を大きくすることができなくトルクが入力するサンギアの歯面荷重が大きくなる。非特許文献1の前進6速後進1速の自動変速装置では前進の1〜4速段において入力軸トルクが1.5倍前後に増幅されこのサンギアに入力するため、さらに不利となる。又、前進6速後進1速の自動変速装置では前進1速段の変速比を前進6速段の変速比で割った値が燃費及び牽引特性向上のため、非特許文献1における6前後以上となる大きな値を要求される場合がある。しかし、ラビニョー遊星歯車ではリングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値をさらに大きくしなければならなく実用に即さない。尚、ラビニョー遊星歯車では最も質量が大きくアンバランスとなる遊星キャリアの軸支も片持ちで不安定とならざるを得ない。
The Ravigneaux planetary gear consists of a single pinion and a double pinion planetary gear that share a long pinion gear, as is well known. Are engaged with different vectors, the long pinion gear has a basic disadvantage that the inclination of the tooth surface becomes slanted. In the automatic transmission of the sixth forward speed and the first reverse speed of Non-Patent
2個の構成要素に減速回転を入力する特許文献2の方式において、入力軸と同軸に配すことができ、リングギアを出力するラビニョー遊星歯車以外に本願記載の図26の速度線図と同様のA、B、C、Dの位置関係を有した4個の構成要素からなる2個の遊星歯車列は、本願記載の図27に示したサンギアとリングギア及び遊星キャリア同士を連結した組み合わせが存在する。この遊星歯車列はラビニョー遊星歯車における強度面での難点が克服できるが、前進5,6速の高速段において動力が2個の遊星歯車を通過し、増速されて後減速される伝達効率の悪い状態となる。特に高速走行では高速段に変速比を固定した連続走行となるため伝達効率が直接燃費に影響し、このような遊星歯車列は不適切となる。
In the method of
軸方向のコンパクトさが必須となる前輪駆動用の自動変速装置においては、クラッチの配置が重要となり、油圧サーボ機構をコンパクトにすること及び摩擦部材を遊星歯車の外周に配置することが有効な手段となる。2個のクラッチを出力カウンターギア前部の減速用遊星歯車に配し、1個のクラッチを出力カウンターギア後部の2個の遊星歯車列に配したコンパクトな構造となる手段が特許文献5で提案されている。しかし、この配置は2個のクラッチを出力カウンターギア前部に配し、1個のクラッチを出力カウンターギア後部の2個の遊星歯車列に配した前進4速の特許文献6と、2個のクラッチを減速用遊星歯車の近傍に配する前進6速の特許文献2に記載の図14、さらには、2個のクラッチを2個の遊星歯車列の前部に配し、1個のクラッチを後部に配した前進4速の特許文献3から類推可能である。つまり、特許文献2の図14の非減速回転を伝達する1個のクラッチを特許文献3の如く2個の遊星歯車列の後部に配置転換し、出力を特許文献6のように中央からカウンターギアで出力したものである。又、これら特許文献2、3、5、6に用いられている入力軸と同軸に配された2個の遊星歯車列の実施例はリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列に限られており、このタイプの前進6速と従来の前進4速とのギアトレンの類似性は前述した通りである。
In an automatic transmission for front wheel drive where axial compactness is essential, the arrangement of the clutch is important, and it is effective to make the hydraulic servo mechanism compact and to place the friction member on the outer periphery of the planetary gear. It becomes.
尚、特許文献5では減速用遊星歯車をボス部の先端に配し、その両側にクラッチの油圧サーボを配したため、後方側クラッチの油圧サーボへの油の供給が入力軸を通す形態となる。したがって、油の通過穴の形成上入力軸を2体化し、後部の1個のクラッチに連結しなければならず複雑でコスト高な構造となる。
In
この2個の構成要素に減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速のギアトレンをベースにさらなる多段化を図ったものが提案されている。上記前進6速後進1速のギアトレンの構成要素Aに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進8速とした特許文献7と、構成要素Dに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進10速とした特許文献8である。これらに用いられている2個の遊星歯車列はリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列となっており、前輪駆動用としての実施例が示された特許文献8ではリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列以外に本願記載の図27に示したサンギアとリングギア及び遊星キャリア同士を連結し、共有する遊星キャリアを出力したものが記載されている。しかし、前述した如くこのギアトレンはオーバドライブとなる高速段において遊星ギアの伝達効率の悪い不適切なギアトレンとなる。尚、前進段を6速からさらに増やす変速段を有した上記自動変速装置では、前進1速段の減速比をさらに大きくとる必要があるため遊星歯車列への負荷は増し、強度的な欠点を有したラビニョー遊星歯車列は益々不利となる。
There has been proposed a multi-stage gear train based on a forward 6-speed reverse 1-speed gear train in which a deceleration rotation is input to the two components and a non-deceleration rotation is input to the other component. .
前進6速後進1速のもう一つのシンプルなギアトレンとして、前述した4個の構成要素を持った2個の遊星歯車列の、1個の構成要素に減速回転を入力し、他の2個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献1の方式がある。この4個の構成要素の速度線図では、本願記載の図26における速度線図のAとD及びBとCを入れ替えた組み合わせの位置関係とすれば適切な変速比を得ることができる。ラビニョー遊星歯車を用いれば本願記載の図28に示したような遊星キャリアを出力するギアトレンで書き表せる。この構造では前進5,6速の高速段において動力がダブルピニオン遊星歯車を通過し、シングルピニオン遊星歯車を通過するリングギアを出力するラビニョー遊星歯車に比べダブルピニオン遊星歯車が高速回転となり伝達効率が悪化する不適切な遊星歯車列となる。尚、適切な変速比とするにはリングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値を3程度と大きな値にしなければならず実用上問題となる。通常リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値は1.5〜2.8が好ましい。
As another simple gear train of 6 forward speeds and 1 reverse speed, the reduced rotation is input to one component of the two planetary gear trains having the four components described above, and the other two There is a method of
しかしながら、この前進6速後進1速のギアトレンでは、本願記載の図28における速度線図が示すように前進1速から4速段において構成要素Dへの入力が減速用遊星歯車を介さないため効率がよく、しかもトルク増幅がないため強度的に減速用遊星歯車を介する方式の前進6速後進1速のギアトレンより有利となる。加えて、前進4速段では動力が全く遊星歯車を通らない減速比1:1の状態ができること、及び前進段で減速用遊星歯車を通過する入力側トルクは前進3速と5速段で入力軸トルクの3割以下となり、減速用遊星歯車が軽負荷となることも有利な点となる。 However, in this forward 6-speed reverse 1-speed gear train, as shown in the speed diagram in FIG. 28 of the present application, the input to the component D does not go through the planetary gear for reduction in the forward 1st to 4th gears. In addition, since there is no torque amplification, it is more advantageous than the gear train of the sixth forward speed and the reverse first speed using the planetary gear for reduction. In addition, at the fourth forward speed, a reduction ratio of 1: 1 can be achieved in which the power does not pass through the planetary gear at all, and the input side torque passing through the reduction planetary gear at the forward speed is input at the third forward speed and the fifth speed stage. The shaft torque is 30% or less, and the reduction planetary gear is lightly loaded.
そこで、本願発明者は特許文献9でサンギアとリングギア及び互いの遊星キャリアを連結した2個の遊星歯車列を用いた1個の構成要素に減速回転を入力し、他の2個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速の自動変速装置を提案した。この2個の遊星歯車列の組み合わせでは前進の減速段で2個の遊星歯車列を動力が通過するため効率的には1個の遊星歯車列を通過する方式より不利となるが、リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値が2.2前後と大きくしなくても適切な変速比を得ることができる。尚、この構造では本願記載の図27に示した同じ組み合わせの2個の遊星歯車列と比べ入出力の構成要素が異なるため、前進5,6速の高速段において動力は1個の遊星歯車列しか通過せず伝達効率の悪化はない。特許文献9の提案は減速用遊星歯車と2個の遊星歯車列を出力カウンターギアの保持部材で分離させ、2個の遊星歯車列側に非減速回転を入力する2個のクラッチを配したものである。又、本願発明者は特許文献10で前進6速から10速の多様な後輪駆動用自動変速装置を提案している。車両用自動変速装置の前進6速以上への多段化にあたっては単に多段化をすればよいのではなく、変速比、伝達効率、シンプル・コンパクトを満足し耐及性に優れたものが要求される。本発明は本願発明者による特許文献9、10をベースに、強度的に問題のあるリングギアを出力するラビニョー遊星歯車列に代わり、2個のシンプル遊星歯車列を用いて前述した2種のタイプの前進6速と前進8速及び前進10速の多様な用途に対応可能でコンパクトな前輪駆動用多段自動変速装置を提案するものである。
Therefore, the inventor of the present application inputs a reduced speed rotation to one component using two planetary gear trains in which a sun gear, a ring gear, and each planetary carrier are connected in
本発明の第1の課題は、前進6速から10速までをなし得る多段自動変速装置に関し、燃費を考慮しなければならない高速連続走行状態のオーバドライブとなる高速段において1個のシンプル遊星歯車しか動力が通過しなく、且つリングギアとサンギアの歯数比を大きくしなくてもワイドな変速比を得ることのできる強度的に有利な、4個の構成要素を有した2個のシンプル遊星歯車からなる共通の遊星歯車列を提供することである。 A first object of the present invention relates to a multi-speed automatic transmission that can achieve 6 to 10 forward speeds, and one simple planetary gear in a high-speed stage that is an overdrive in a high-speed continuous running state where fuel consumption must be considered. Two simple planets with four components, which are advantageous in terms of strength and can obtain a wide transmission ratio without increasing the gear ratio of the ring gear and sun gear. It is to provide a common planetary gear train consisting of gears.
本発明の第2の課題は、前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の開発及び製造コスト低減のための共通化を図り、シンプル、コンパクトとなるよう複数のクラッチ、ブレーキと2個の遊星歯車列及び減速用遊星歯車を配置することである。 The second object of the present invention is to develop a variety of multi-stage automatic transmissions capable of achieving 6 to 10 forward speeds and to make them common for the purpose of reducing manufacturing costs. And two planetary gear trains and a reduction planetary gear.
本発明の第3の課題は、前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の、それぞれに合ったシンプル、コンパクトとなるクラッチ構造及び配置を提供することである。 The third object of the present invention is to provide a simple and compact clutch structure and arrangement suitable for each of various multi-stage automatic transmissions capable of achieving forward 6 to 10 speeds.
本発明の第4の課題は、前進の変速段を前進6速よりさらに増やした多段自動変速装置の燃費及び動力性能に優れた変速比を提供し、前進6速より軸方向の増加がなく強度的にも対応可能でコストを押さえることのできる形態を、流体伝動装置も含めて提供することである。
A fourth problem of the present invention is to provide a gear ratio excellent in fuel efficiency and power performance of a multi-stage automatic transmission device in which the forward shift speed is further increased from the
請求項1に係わる本発明は、変速装置のギアトレンとその構成部位の配置に関するもので、第1と第2の課題を解決するための手段であり、サンギアと、シングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアと、リングギアとからなる第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の、第1遊星歯車列(20)の第1サンギア(S1)と第2遊星歯車列(30)の第2リングギア(R2)を連結して第1構成要素とし、第1遊星歯車列(20)の第1遊星キャリア(P1)と第2遊星歯車列(30)の第2遊星キャリア(P2)を連結して第2構成要素とし、第1遊星歯車列(20)の第1リングギア(R1)を第3構成要素とし、第2遊星歯車列(30)の第2サンギア(S2)を第4構成要素とし、第2構成要素に入力軸(3)の回転を選択的に入力し、第1及び第4構成要素に入力軸(3)の回転、または減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を選択的に入力し、第1及び第2構成要素を選択的に制動し、第3構成要素を出力する多段自動変速装置の、入力軸(3)を変速機ケースの両端で軸支し、変速機ケースの軸方向中央部に第3構成要素と連結したカウンターギア(5)を軸支する側壁を設け、側壁の一方側の入力軸(3)と同軸上に、カウンターギア(5)と、カウンターギア(5)側から軸方向順に配した、第1遊星歯車列(20)と第2遊星歯車列(30)及び第2構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第2クラッチ(C2)と、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の外周側に配した、第2構成要素を制動するワンウェイクラッチOWC及び第1ブレーキ(B1)と、からなる主変速装置を配し、側壁の他方側の入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第1クラッチ(C1)と、第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第3クラッチ(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第1入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第2入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸3と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第1構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第3入力装置を配し、または、側壁の他方側の前記入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第4構成要素に入力軸3の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第4入力装置を配し、主変速装置と第1または第2入力装置の、第1、第2、第3クラッチ(C1)、(C2)、(C3)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進6速後進1速の変速段を得るようになし、主変速装置と第3入力装置の、第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進8速後進1速の変速段を得るようになし、主変速装置と第4入力装置の、第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進10速後進1速の変速段を得るようになした。
The present invention according to
請求項2に係わる本発明は、4個の構成要素を有した2個のシンプル遊星歯車からなる共通の遊星歯車列の構造とクラッチC2、ブレーキB1及びワンウェイクラッチOWCの配置に関するもので、第1と第2の課題を解決するための手段であり、変速機ケースは、前方にトルクコンバータ室と変速装置室を分離する隔壁と、後方に変速装置室を密閉するリアケースが脱着可能に配され、隔壁とリアケースに入力軸(3)が軸支され、側壁の一方側に配される主変速装置は、カウンターギア(5)が、内周をL字状に曲げられた側壁のL字状円筒外周部で軸支され、第1構成要素を形成する第1サンギア(S1)と第2リングギア(R2)が、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の軸間で連結されるとともに、第1サンギア(S1)が側壁側に円筒状に延材されて第3連結部材(Z)と連結され、第2構成要素を形成する第1と第2遊星キャリア(P1)、(P2)が、第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側を通って連結されて、第2クラッチ(C2)の摩擦部材を第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側で係止させるとともに、第1遊星歯車列(20)の外周径方向外側に延材されて変速機ケースとの間にワンウェイクラッチOWCと第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止させ、第4構成要素を形成する第2サンギア(S2)が、側壁側に円筒状に延材する第2連結部材(Y)と連結され、第3構成要素を形成する第1リングギア(R1)が、カウンターギア(5)に連結され、入力軸(3)に第2クラッチ(C2)のクラッチドラムが連結されるとともに、第2クラッチ(C2)の油圧サーボに、側壁の一方側となるリアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第2クラッチ(C2)のクラッチドラムの外周径方向外側のリアケースまたは隔壁に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボが設けられ、入力軸(3)の外周方向に順に、第2連結部材(Y)と、第2遊星キャリア(P2)の第1遊星歯車列(20)側のサイド部材の環状延材部と、第3連結部材(Z)と連結する第1サンギア(S1)とを配し、第2連結部材(Y)を入力軸(3)で軸支し、サイド部材の環状延材部を第2連結部材(Y)で軸支し、第1サンギア(S1)をサイド部材の環状延材部と第2連結部材(Y)で軸支するようになした。
The present invention according to
請求項3に係わる本発明は、減速用遊星歯車40と、クラッチC3、C1あるいはC4と、ブレーキB2とからなる多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部に関するもので、第2の課題を解決するための手段であり、側壁の他方側に配される第1、第2、第3及び第4入力装置は、構成部位となる減速用遊星歯車(40)と、第1、第3あるいは第4クラッチ(C1)、(C3)、(C4)と、第2ブレーキ(B2)とが、側壁の他方側となる隔壁またはリアケース内周を、側壁側に円筒状に延材した円筒ボス部の外周側に配され、円筒ボス部の内周で入力軸(3)の一端を軸支し、円筒ボス部の外周で減速用遊星歯車(40)の固定要素を固定するとともに、円筒ボス部の外周に第1、第3あるいは第4クラッチ(C1)、(C3)、(C4)の油圧サーボに油を供給する油路を設け、減速用遊星歯車(40)の入力要素を連結する第1連結部材(X)を入力軸(3)にスプライン連結し、隔壁またはリアケース側から側壁に沿って順に第2と第3連結部材(Y)、(Z)を配し、側壁側の変速機ケースとの間に第3連結部材(Z)を制動する第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を配し、隔壁またはリアケースに第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配するようになした。
The present invention according to
請求項4に係わる本発明は、請求項3に於ける第1と第4構成要素の入力装置部に関する実施例で、第2と第3の課題を解決するための手段であり、第1入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第3クラッチ(C3)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、第1クラッチ(C1)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第3リングギア(R0)のサイド部まで延材して第3リングギア(R0)を軸方向に保持し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材に一体となる第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを設けて第2連結部材(Y)との間に摩擦部材を配するとともに、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第1連結部材(X)として前記入力軸(3)と連結し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第3リングギア(R0)との間に摩擦部材を配するとともに側壁側に延材して第3連結部材(Z)と連結し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになした。 The present invention is related to claim 4, in Example relates to an input device of the first and the fourth component in the claim 3, a means for solving the second and the third object, a first input device, in order from the partition wall or the rear case side cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case serving as the other side wall, and the third clutch (C3), and speed reduction planetary gear formed of a double pinion planetary gear (40), first 1 clutch (C1) is arranged , the third sun gear (S0) of the planetary gear for reduction (40) is fixed to the outer periphery of the cylindrical boss part of the partition wall or the rear case , and the double pinion planet of the third planet carrier (P0) the third ring gear (R0) is held in the axial direction of both side members sandwiching the gear and rolled material to a side portion of the third ring gear (R0), the side wall of the side member of the third planetary carrier (P0) the first clutch that come together (C1 With arranging the friction member between the second connecting member provided with a clutch drum (Y), the input shaft as a rolled material and the first coupling member along the cylindrical boss portion outer periphery of the partition wall or the rear case (X) (3) , the clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, and the friction member is disposed between the third ring gear (R0). And it extended to the side wall side, connected with the 3rd connection member (Z), and the friction member of the 2nd brake (B2) was latched to the outer peripheral part.
請求項5に係わる本発明は、請求項3に於ける第1と第4構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第2と第3の課題を解決するための手段であり、第2入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、シングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3リングギア(R0)を第1連結部材(X)に連結し、第1と第3クラッチ(C1)、(C3)共有のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3遊星キャリア(P0)と連結し、減速用遊星歯車(40)の外周径方向外側で第2と第3連結部材(Y)、(Z)の間に第1と第3クラッチ(C1)、(C3)の摩擦部材を軸方向直列に配し、第3連結部材(Z)をクラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになした。
The present invention according to
請求項6に係わる本発明は、請求項3に於ける第1と第4構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第2と第3の課題を解決するための手段であり、第3入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第3と第4クラッチ(C3)、(C4)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、第1クラッチ(C1)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を隔壁またはリアケース側に延材し、第3リングギア(R0)の外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第3と第4クラッチ(C3)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを設け、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の延材外周部と円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第3クラッチ(C3)の摩擦部材を配し、第3遊星キャリア(P0)の隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に2段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第3及び第4クラッチ(C3)、(C4)の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止し、第1連結部材(X)の外周径方向外側に第2連結部材(Y)に連結する第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを円周方向に2段となるクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配するようになした。
The present invention according to
請求項7に係わる本発明は、請求項3に於ける第1と第4構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第2と第3の課題を解決するための手段であり、第4入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第3クラッチ(C3)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、クラッチドラムを共有する第1と第4クラッチ(C1)、(C4)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を側壁側に延材し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配し、第1連結部材(X)の外周径方向外側で第2連結部材(Y)に連結し第3リングギア(R0)の外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第1と第4クラッチ(C1)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを第3クラッチ(C3)のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の延材外周部と円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を配し、第1連結部材(X)に連結したクラッチハブと円周方向に2段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第1及び第4クラッチ(C1)、(C4)の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになした。
The present invention according to
請求項8に係わる本発明は、請求項1に示した多段自動変速装置に関して整合性のある減速比と流体伝動装置を提示したもので、第4の課題を解決するための手段であり、前進段における最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した値を7以上とし、動力の入力部となる流体伝動装置に1個のインペラ羽根車と1個のタービン羽根車と前記インペラ羽根車とタービン羽根車を締結するロックアップクラッチとからなる流体継ぎ手を用いるようになした。
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請求項1記載の構成では、サンギアと、シングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアと、リングギアとからなる第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の、第1遊星歯車列(20)の第1サンギア(S1)と第2遊星歯車列(30)の第2リングギア(R2)を連結して第1構成要素とし、第1遊星歯車列(20)の第1遊星キャリア(P1)と第2遊星歯車列(30)の第2遊星キャリア(P2)を連結して第2構成要素とし、第1遊星歯車列(20)の第1リングギア(R1)を第3構成要素とし、第2遊星歯車列(30)の第2サンギア(S2)を第4構成要素とし、第2構成要素に入力軸(3)の回転を選択的に入力し、第1及び第4構成要素に入力軸(3)の回転、または減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を選択的に入力し、第1及び第2構成要素を選択的に制動し、第3構成要素を出力する多段自動変速装置の、入力軸(3)を変速機ケースの両端で軸支し、変速機ケースの軸方向中央部に第3構成要素と連結したカウンターギア(5)を軸支する側壁を設け、側壁の一方側の入力軸(3)と同軸上に、カウンターギア(5)と、カウンターギア(5)側から軸方向順に配した、第1遊星歯車列(20)と第2遊星歯車列(30)及び第2構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第2クラッチ(C2)と、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の外周側に配した、第2構成要素を制動するワンウェイクラッチOWC及び第1ブレーキ(B1)と、からなる主変速装置を配し、側壁の他方側の入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第1クラッチ(C1)と、第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第3クラッチ(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第1入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第2入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸3と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第1構成要素に入力軸(3)の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第3入力装置を配し、または、側壁の他方側の前記入力軸(3)と同軸上に、減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に減速用遊星歯車(40)を介した入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第4構成要素に入力軸3の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第4入力装置を配し、主変速装置と第1または第2入力装置の、第1、第2、第3クラッチ(C1)、(C2)、(C3)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進6速後進1速の変速段を得るようになし、主変速装置と第3入力装置の、第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進8速後進1速の変速段を得るようになし、主変速装置と第4入力装置の、第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進10速後進1速の変速段を得るようになしたので、燃費を考慮しなければならない高速連続走行状態のオーバドライブとなる高速段において第1遊星歯車列(20)のシンプル遊星歯車しか動力が通過しなく、且つリングギアとサンギアの歯数比を大きくしなくてもワイドな変速比を得ることのできる強度的に有利な、前進6速、8速及び10速をなし得る多様な変速装置に共通に対応できる2個のシンプル遊星歯車からなる遊星歯車列と第2構成要素の制御部が提供できる。又、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部と共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部をシンプル、コンパクトに分離して配することができる。
In the configuration according to claim 1, the first planetary gear train of the first and second planetary gear trains (20) and (30) including the sun gear, the planet carrier that supports the single pinion planetary gear, and the ring gear ( by connecting the second ring gear of the first sun gear of 20) (S1) and the second planetary gear train (30) (R2) as a first component, a first planetary carrier of the first planetary gear train (20) ( P1) and by connecting the second second planet carrier of the planetary gear train (30) (P2) as a second component, the first ring gear of the first planetary gear train (20) and (R1) third component The second sun gear (S2) of the second planetary gear train (30) is the fourth component, and the rotation of the input shaft (3) is selectively input to the second component, and the first and fourth components Rotation of the input shaft (3) or input shaft (3) via the planetary gear (40) for reduction The input shaft (3) of the multi-stage automatic transmission that selectively inputs the deceleration rotation, selectively brakes the first and second components, and outputs the third component is pivotally supported at both ends of the transmission case. A side wall for pivotally supporting the counter gear (5) connected to the third component is provided at the axial center of the transmission case, and the counter gear (5) is coaxial with the input shaft (3) on one side of the side wall. ) And the first planetary gear train (20), the second planetary gear train (30), and the second component that inputs rotation of the input shaft (3) arranged in the axial direction from the counter gear (5) side. 2 clutches (C2), and a one-way clutch OWC and a first brake (B1) disposed on the outer peripheral side of the first and second planetary gear trains (20) and (30) for braking the second component. The main transmission is arranged, and it is coaxial with the input shaft (3) on the other side of the side wall for deceleration. A star gear (40), a first clutch (C1) for inputting the rotation of the input shaft (3) to the fourth component, and an input shaft (3) via the planetary gear for reduction (40) to the first component A first input device comprising a third clutch (C3) for inputting the decelerated rotation and a second brake (B2) for braking the first component, or an input shaft (3 on the other side of the side wall) ) And the first and third clutches for inputting the reduction rotation of the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) to the fourth and first components. A second input device comprising (C1), (C3) and a second brake (B2) for braking the first component is arranged, or decelerated coaxially with the
請求項2記載の構成では、変速機ケースは、前方にトルクコンバータ室と変速装置室を分離する隔壁と、後方に変速装置室を密閉するリアケースが脱着可能に配され、隔壁とリアケースに入力軸(3)が軸支され、側壁の一方側に配される主変速装置は、カウンターギア(5)が、内周をL字状に曲げられた側壁のL字状円筒外周部で軸支され、第1構成要素を形成する第1サンギア(S1)と第2リングギア(R2)が、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の軸間で連結されるとともに、第1サンギア(S1)が側壁側に円筒状に延材されて第3連結部材(Z)と連結され、第2構成要素を形成する第1と第2遊星キャリア(P1)、(P2)が、第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側を通って連結されて、第2クラッチ(C2)の摩擦部材を第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側で係止させるとともに、第1遊星歯車列(20)の外周径方向外側に延材されて変速機ケースとの間にワンウェイクラッチOWCと第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止させ、第4構成要素を形成する第2サンギア(S2)が、側壁側に円筒状に延材する第2連結部材(Y)と連結され、第3構成要素を形成する第1リングギア(R1)が、カウンターギア(5)に連結され、入力軸(3)に第2クラッチ(C2)のクラッチドラムが連結されるとともに、第2クラッチ(C2)の油圧サーボに、側壁の一方側となるリアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第2クラッチ(C2)のクラッチドラムの外周径方向外側のリアケースまたは隔壁に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボが設けられ、入力軸(3)の外周方向に順に、第2連結部材(Y)と、第2遊星キャリア(P2)の第1遊星歯車列(20)側のサイド部材の環状延材部と、第3連結部材(Z)と連結する第1サンギア(S1)とを配し、第2連結部材(Y)を入力軸(3)で軸支し、サイド部材の環状延材部を第2連結部材(Y)で軸支し、第1サンギア(S1)をサイド部材の環状延材部と第2連結部材(Y)で軸支するようになしたので、多様な変速装置に共通にでき得る各部位が軸方向にコンパクトに配置されるとともに第1、第2遊星歯車列(20)、(30)の4個の構成要素が安定して軸支される。
In the configuration of
請求項3記載の構成では、側壁の他方側に配される第1、第2、第3及び第4入力装置は、構成部位となる減速用遊星歯車(40)と、第1、第3あるいは第4クラッチ(C1)、(C3)、(C4)と、第2ブレーキ(B2)とが、側壁の他方側となる隔壁またはリアケース内周を、側壁側に円筒状に延材した円筒ボス部の外周側に配され、円筒ボス部の内周で入力軸(3)の一端を軸支し、円筒ボス部の外周で減速用遊星歯車(40)の固定要素を固定するとともに、円筒ボス部の外周に第1、第3あるいは第4クラッチ(C1)、(C3)、(C4)の油圧サーボに油を供給する油路を設け、減速用遊星歯車(40)の入力要素を連結する第1連結部材(X)を入力軸(3)にスプライン連結し、隔壁またはリアケース側から側壁に沿って順に第2と第3連結部材(Y)、(Z)を配し、側壁側の変速機ケースとの間に第3連結部材(Z)を制動する第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を配し、隔壁またはリアケースに第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配するようになしたので、入力軸(3)も分割されることなく配置できるとともに第1と第4構成要素に様々な形態で入力する各部位が軸方向にコンパクトに配置される。
In the configuration according to
請求項4記載の構成では、第1入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第3クラッチ(C3)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、第1クラッチ(C1)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第3リングギア(R0)のサイド部まで延材して第3リングギア(R0)を軸方向に保持し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材に一体となる第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを設けて第2連結部材(Y)との間に摩擦部材を配するとともに、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第1連結部材(X)として前記入力軸(3)と連結し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第3リングギア(R0)との間に摩擦部材を配するとともに側壁側に延材して第3連結部材(Z)と連結し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになしたので、第1クラッチ(C1)が軽負荷で済む減速用遊星歯車(40)と一体化され、第1と第4構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。
In the configuration according to
請求項5記載の構成では、第2入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、シングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3リングギア(R0)を第1連結部材(X)に連結し、第1と第3クラッチ(C1)、(C3)共有のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3遊星キャリア(P0)と連結し、減速用遊星歯車(40)の外周径方向外側で第2と第3連結部材(Y)、(Z)の間に第1と第3クラッチ(C1)、(C3)の摩擦部材を軸方向直列に配し、第3連結部材(Z)をクラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになしたので、第1、第3クラッチ(C1)、(C3)の油圧サーボ部がコンパクト化され、第1と第4構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。
In the configuration according to
請求項6記載の構成では、第3入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第3と第4クラッチ(C3)、(C4)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、第1クラッチ(C1)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を隔壁またはリアケース側に延材し、第3リングギア(R0)の外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第3と第4クラッチ(C3)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを設け、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の延材外周部と円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第3クラッチ(C3)の摩擦部材を配し、第3遊星キャリア(P0)の隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に2段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第3及び第4クラッチ(C3)、(C4)の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止し、第1連結部材(X)の外周径方向外側に第2連結部材(Y)に連結する第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを円周方向に2段となるクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配するようになしたので、第4クラッチ(C4)が1個増えたにもかかわらず、第3と第4クラッチ(C3)、(C4)の摩擦部材が軸方向同位置で2階建に配置され、油圧サーボも第3及び第4クラッチ(C3)、(C4)のピストンを重ねることでリターンスプリングと遠心油圧キャンセラーが共有でき、第1と第4構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。又、第3及び第4クラッチ(C3)、(C4)のピストンを重ねることでクラッチC4のピストンを押し付ける油圧が第3クラッチ(C3)のピストンを押し戻す作用をし、第3クラッチ(C3)を開放して第4クラッチ(C4)を締結する場合第4クラッチ(C4)の油圧を上げることで自動的に第3クラッチ(C3)を開放し、第4クラッチ(C4)を開放して第3クラッチ(C3)を締結する場合第4クラッチ(C4)の油圧を下げることで自動的に第3クラッチ(C3)を締結して第3と第4クラッチ(C3)、(C4)を切り換えて変速する前進3速と4速の間のスムースな変速制御が可能となる。
In the configuration according to
請求項7記載の構成では、第4入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第3クラッチ(C3)と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車(40)と、クラッチドラムを共有する第1と第4クラッチ(C1)、(C4)とが配され、減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を側壁側に延材し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配し、第1連結部材(X)の外周径方向外側で第2連結部材(Y)に連結し第3リングギア(R0)の外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第1と第4クラッチ(C1)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを第3クラッチ(C3)のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の延材外周部と円周方向に2段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を配し、第1連結部材(X)に連結したクラッチハブと円周方向に2段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第1及び第4クラッチ(C1)、(C4)の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止するようになしたので、第4クラッチ(C4)が1個増えたにもかかわらず、第1と第4クラッチ(C1)、(C4)の摩擦部材が軸方向同位置で2階建に配置され、油圧サーボも第1及び第4クラッチ(C1)、(C4)のピストンを重ねることでリターンスプリングと遠心油圧キャンセラーが共有でき、第1と第4構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。又、第1及び第4クラッチ(C1)、(C4)のピストンを重ねることで第4クラッチ(C4)のピストンを押し付ける油圧が第1クラッチ(C1)のピストンを押し戻す作用をし、請求項6記載の第3と第4クラッチ(C3)(C4)の切り換え同様第1と第4クラッチ(C1)、(C4)を切り換えるスムースな変速制御が可能となる。尚、このような変速は前進1速と3速間、前進2速と5速間、前進4速と7速間、前進6速と8速間となる。
In the configuration according to
請求項8記載の構成では、前進段における最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した値を7以上とし、動力の入力部となる流体伝動装置に1個のインペラ羽根車と1個のタービン羽根車と前記インペラ羽根車とタービン羽根車を締結するロックアップクラッチとからなる流体継ぎ手を用いるようになしたので、トルクコンバータのステータ及びワンウェイクラッチがいらなくなり、軸方向長さがトルクコンバータを用いた前進6速の多段自動変速装置と同等以下にでき、コストが減少する。加えて流体伝動装置部におけるトルク増幅が防げるため各クラッチ及び遊星歯車への負荷も大きくならず、前進1速の減速比を大きくし変速比の全体幅を大きくすることができるとともに変速段の段間差を小さくでき、十分な動力性能を有した燃費の良い多段自動変速装置を提供することができる。尚、自動変速装置の変速時において締結側のクラッチ又はブレーキは変速装置の構成部位のイナーシャを吸収しなければならない。トルクコンバータと比べ請求項8記載の流体継ぎ手のタービンはステータによるトルク減少作用がないため流体が循環するトーラス断面が小さくて済み、イナーシャも小さくなるため、クラッチ又はブレーキの容量を小さくできる。
In the configuration according to
図1と図2に本発明の前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部と多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部との2種の分離形態を模式化し、第1と第4構成要素の入力装置部をREとして空白で示す。図3と図4は図1と図2の模式図に対応した実際の構造を示したものである。図5から図10に1個の構成要素に減速回転を入力し、他の2個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速の自動変速装置を、図11から図13に2個の構成要素に減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速の自動変速装置を、図14から図16に2個の構成要素に減速回転とその1個の構成要素に非減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した前進8速後進1速の自動変速装置を、図17から図19に2個の構成要素に減速回転とその1個の構成要素に非減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した前進10速後進1速の自動変速装置を表し、その模式図、速度線図、変速比と全体の構造図及び第1と第4構成要素の入力装置部の詳細図を示す。また、これら多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部の詳細図を図20から図23に示し、前進8速と10速の配置を換えた第1と第4構成要素の入力装置部の詳細図を図24と図25に示す。尚、本発明と対比させた前進6速後進1速の自動変速装置の模式図と速度線図及び変速比を図26から図28に示す。図6、図7、図12、図15、図18に示した自動変速装置の構造図は原動機のトルクを300Nmとしてコンセプトしたものであり、全長が350mm前後となる。 FIG. 1 and FIG. 2 show various configurations of two planetary gear trains and second component control units which are common to various multi-stage automatic transmissions capable of achieving 6 to 10 forward speeds according to the present invention. Two types of separation forms of 1 and the input device part of the fourth component are schematically illustrated, and the input device part of the first and fourth component elements are shown as blanks as RE. 3 and 4 show an actual structure corresponding to the schematic views of FIGS. 1 and 2. FIG. FIG. 5 to FIG. 10 show a 6-speed automatic reverse transmission in which a speed reduction rotation is input to one component and a non-deceleration rotation is input to the other two components. An automatic transmission device for six forward speeds and one reverse speed in which deceleration rotation is input to two components and non-deceleration rotation is input to the other component is shown in FIG. 14 to FIG. FIG. 17 to FIG. 19 show an automatic transmission device for eight forward speeds and one reverse speed in which non-decelerated rotation is inputted to one component and non-decelerated rotation is inputted to the other component. Represents an automatic transmission of 10 forward speeds and 1 reverse speed in which a deceleration rotation and a non-deceleration rotation are input to one component and a non-deceleration rotation is input to the other component, A schematic diagram, a speed diagram, a gear ratio, an overall structure diagram, and a detailed diagram of the input device section of the first and fourth components are shown. Further, two planetary gear trains common to these various multi-stage automatic transmissions and detailed views of the control unit of the second component are shown in FIGS. 20 to 23, and the arrangement of the forward 8th speed and the 10th speed is changed. Detailed views of the input device sections of the first and fourth components are shown in FIGS. FIG. 26 to FIG. 28 show a schematic diagram, a speed diagram, and a gear ratio of an automatic transmission device for six forward speeds and one reverse speed compared with the present invention. The structure diagrams of the automatic transmission shown in FIGS. 6, 7, 12, 15, and 18 are based on the concept that the torque of the prime mover is 300 Nm, and the total length is about 350 mm.
本発明の請求項1は前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部と、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部の分離形態を図1から図25までの全図で示したものである。請求項2は前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部を図20で示したもので、多様な入力装置部により2個の遊星歯車列のリングギアとサンギアの歯数比が変わり具体的なリングギアと遊星ギア及びサンギアの配置形状を図21、図22、図23に示したものである。請求項3は多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部の共通する形態について示したもので、その具体的な構造を請求項4として図8から図11に、請求項5として図13に、請求項6として図16と図24に、請求項7として図19と図25に示したものである。請求項8は前進8速と10速の変速比及び流体伝導装置について図14、図15と図17、図18に示したものである。尚、図1と図2及び図3と図4では流体伝導装置に前進6速に使用するトルクコンバータを記したが、前進8速と10速では流体継ぎ手となる。
According to the first aspect of the present invention, there are two planetary gear trains and a control unit of the second component common to various multi-stage automatic transmissions capable of achieving forward 6th to 10th speeds, and various forms of the first And the separation form of the input device part of the fourth component are shown in all the drawings from FIG. 1 to FIG.
模式図で表した図1と図1の構造を表す図3において、図の左側前方の図示しない原動機から流体伝導装置であるトルクコンバータ10に動力が伝達され、変速装置の入力軸3に導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のトルクコンバータケース1aと中央部の変速機ケース1bと後部のリアケース1cとからなり、並行に配された入力軸3aと中継軸7及び出力軸を含んだディファレンシャル装置9とを軸支する母体となる。入力軸3は前部の一端が保持部材2a、2b、2cに配された軸受け4aで、後部の一端がリアケース1cに配された軸受け4bで軸支される。保持部材2a、2b、2cは乾式のトルクコンバータケース1aと湿式の変速機ケース1bを隔てる隔壁であり、トルクコンバータ10を軸支し変速装置のチャージングポンプを保持する。中継軸7は一端がトルクコンバータケース1aに配された軸受け4eで、もう一端が変速装機ケース1bに配された軸受け4dで軸支され、入力軸3と同軸上の出力となるカウンターギア5と噛み合うカウンターギア6がスプラインで連結されると共に、出力軸を含んだディファレンシャル装置9に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、出力軸部はディファレンシャル装置9のキャリアとなり、一端がトルクコンバータケース1aに配された軸受け4gで、もう一端が変速装機ケース1bに配された軸受け4fで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸7と噛み合うカウンターギア8がボルトで締結されている。周知の如く、ディファレンシャル装置9はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸が連結される。尚、図1と図3とでは流体伝導装置を前進6速に使用するトルクコンバータ10としたが、前進8速と10速では流体伝導装置は流体継ぎ手10となる。
In the schematic diagram of FIG. 1 and FIG. 3 representing the structure of FIG. 1, power is transmitted from a prime mover (not shown) on the left front side of the diagram to a
変速機ケース1bの軸方向中央部にはカウンターギア5の軸受け4cを軸支するL字型の側壁が設けられ、この側壁とリアケース1cの間に前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列である第1及び第2遊星歯車列20、30と第2構成要素の制御部であるワンウェイクラッチOWCとブレーキB1及びクラッチC2が配され、側壁と保持部材2a、2b、2cの間に多様な形態をとる第1及び第2遊星歯車列20、30の第1と第4構成要素への入力装置部REが図の空白部に配される。ここで請求項2の「前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁」とはリアケース1cを示し、請求項3の「前記側壁の他方側となる前記隔壁またはリアケース」とは隔壁を構成する保持部材2a、2b、2cを示す。
An L-shaped side wall that pivotally supports the bearing 4c of the
模式図で表した図2と図2の構造を表す図4において、変速機ケース1bの軸方向中央部にカウンターギア5の軸受け4cを軸支する逆L字型の側壁が設けられ、この側壁と保持部材2a、2b、2cの間に前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる2個の遊星歯車列である第1及び第2遊星歯車列20、30と第2構成要素の制御部であるワンウェイクラッチOWCとブレーキB1及びクラッチC2が配され、側壁とリアケース1cの間に多様な形態をとる第1及び第2遊星歯車列20、30の第1と第4構成要素への入力装置部REが図の空白部に配される。これは図1と図3に示した入力軸3上の変速部位の配置を逆にしたものである。ここで請求項2の「前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁」とは隔壁を構成する保持部材2a、2b、2cを示し、請求項3の「前記側壁の他方側となる前記隔壁またはリアケース」とはリアケース1cを示す。
2 and FIG. 4 showing the structure of FIG. 2 schematically shown, an inverted L-shaped side wall for supporting the bearing 4c of the
前進6速から10速までをなし得る多様な多段自動変速装置3を表す図3及び図3における共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部の詳細を示す図20において、変速機ケース1bの軸方向中央部に設けられた側壁は内周部がL字状に曲げられ、その円周外径部にカウンターギア5を軸支する背面合わせのアンギュラ玉軸受4cが、回り止めを施されたナット19で固定される。側壁側から軸方向順に第1と第2遊星歯車列20、30及びクラッチC2のクラッチドラム64が配され、第1と第2遊星歯車列20、30の外周径方向外側にはワンウェイクラッチOWCとブレーキB1及びクラッチC2の摩擦部材が軸方向順に配される。第1遊星歯車列20はサンギアS1(21)と、サンギアS1に噛み合うピニオン遊星歯車22を支持する遊星キャリアP1(24)と、ピニオン遊星歯車22に噛み合うリングギアR1(23)とからなり、第2遊星歯車列30はサンギアS2(31)と、サンギア31に噛み合うピニオン遊星歯車32を支持する遊星キャリアP2(34)と、ピニオン遊星歯車32に噛み合うリングギアR2(33)とからなっており、サンギアS1とリングギアR2を連結し第1構成要素とし、遊星キャリアP1と遊星キャリアP2を連結し第2構成要素とし、リングギアR1を第3構成要素とし、サンギアS2を第4構成要素として4個の構成要素からなっている。
In FIG. 20 showing the details of the control unit of the two planetary gear trains and the second component in FIG. 3 and FIG. 3 representing various multi-stage
第1構成要素を構成する一方の第1遊星歯車列20のサンギアS1は、半径方向直下の内径部で、後述する第2遊星歯車列30の遊星キャリアP2のサイド部材35b上にブシュ4kで軸支されるとともに、L字状に曲げられた側壁の内周径方向内側に筒状で延材され連結部材Z(12)に連結されるとともに後述する第2遊星歯車列30のサンギアS2に連結する連結部材Y(11)上にブシュ4jで軸支される。第1構成要素を構成するもう一方の第2遊星歯車列30のリングギアR2は、第1遊星歯車列20側で内歯の内周が段付になり、サンギア21に溶着されるとともに外径部に歯を形成したハブ26と段付歯部が嵌合され、リティニングリング27で軸方向が脱着可能に係止される。
The sun gear S1 of one of the first
第2構成要素を形成する一方の第2遊星歯車列30の遊星キャリアP2は、ピニオン遊星歯車32を挟むサイド部材35aと35bが溶接等で一体成形され、第1遊星歯車列20側のサイド部材35bが、第1遊星歯車列20のサンギアS1の内周径方向内側に筒状に延材され、ブシュ4Lで連結部材Y上に軸支されるとともに、もう一方のサイド部材35aが、第2遊星歯車列30のリングギア33の外周径方向外側を第1遊星歯車列20側まで筒状に延材され、筒状延材部の外周にはスプラインが形成されクラッチC2の摩擦部材61が軸方向移動自在に係止される。第2構成要素を形成するもう一方の第1遊星歯車列20の遊星キャリアP1は、ピニオン遊星歯車22を挟むサイド部材25aと25bが溶接等で一体成形され、第2遊星歯車列30側のサイド部材25aが外周方向に延材され、サイド部材35aとともに外径部でワンウェイクラッチ13とブレーキB1の摩擦部材91を係止するスプラインが形成された筒状の係止部材15とスプライン連結されリティニングリング18で脱着可能に連結される。
The planetary carrier P2 of one second
第3構成要素を形成する第1遊星歯車列20のリングギアR1は、出力カウンターギア5のサイド部の鍔に形成された歯と嵌合するとともにリティニングリングで脱着可能に係止され、第4構成要素を形成する第2遊星歯車列30のサンギア31は、L字状に曲げられた側壁の内周径方向内側に筒状で延材され、入力軸3と入力軸3に連結された連結部材Xに軸受け4iと4hで軸支される連結部材Yにスプライン連結される。
The ring gear R1 of the first
クラッチC2はリアケース1cのボス部内周に配された軸受け4bで一端が軸支されボス部外周に沿って延材する入力軸3に溶着されるクラッチドラム64と、遊星キャリアP2のサイド部材35aに係止される摩擦部材61と、摩擦部材61との間に交互に配されクラッチドラム64の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート62bとリティニングリング63で係止される摩擦部材62aと、摩擦部材61、62aを押圧するピストン65と、入力軸3の延材部にリティニングリング68で係止されピストン65の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート66と、ピストン65を開放状態に戻すリターンスプリング67からなっており、入力軸3と第2構成要素を形成する一方の第2遊星歯車列30の遊星キャリアP2との締結及び開放をつかさどる。尚、クラッチドラム64及びピストン65との間及びピストン65とキャンセラープレート66との間の作動室にはリアケース1cのボス部外周から入力軸3の延材部を介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。
The clutch C2 is a
遊星キャリアP1、P2と連結する筒状の係止部材15の外周部には、側壁側から順にワンウェイクラッチ13と段付きに形成された外周のスプラインにブレーキB1の摩擦部材91が係止される。変速機ケース1bの内周部には側壁側が閉鎖され他端が開口されたスプライン形状の複数の歯が軸方向に形成され、閉鎖部側にアウターレース14が複数の歯と嵌合しリティニングリング16により固定される。ワンウェイクラッチOWCはワンウェイクラッチ13とアウターレース14及びインナーレースとなる係止部材15とからなっており、ワンウェイクラッチ13はアウターレース14にリティニングリング17により保持され、インナーレースとなる係止部材15を入力軸3の回転方向には自由に回転させる一方、逆方向には回転させない役目をする。ブレーキB1は係止部材15の外周スプラインに係止される摩擦部材91と、摩擦部材91との間に交互に配され変速機ケース1bの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯にアウターレース14で側壁側が固定されて係止される摩擦部材92aと、リアケース1cの外周側に配されクラッチドラム64の外周径方向外側に延材して摩擦部材91、92aを押圧するピストン93と、変速機ケース1bとの間でピストン93を開放状態に戻すリターンスプリング94からなっており、第2構成要素を形成する遊星キャリアP1、P2と連結する筒状の係止部材15の制動及び開放をつかさどる。図20は図3の共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部を変速装置の後部に配した状態を示したものであり、図4で示すように共通となる2個の遊星歯車列及び第2構成要素の制御部を変速装置の前部に配した場合は変速機ケース1bの側壁に対し対称に配される。
The
1個の構成要素に減速回転を入力し、他の2個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速の多段自動変速装置の特許文献1及び9と同じ変速形態をA1とし図5から図10に示す。図5の速度線図において、第1、第2遊星歯車列20、30のサンギアS1とリングギアR2を連結した第1構成要素をAとし、遊星キャリアP1、P2を連結した第2構成要素をBとし、リングギアR1の第3構成要素をCとし、サンギアS2の第4構成要素をDとすると、入力軸3の回転は直接クラッチC1とC2を介して第4、第2構成要素D、B及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車40の遊星キャリアP0に入力され、サンギアS0を固定した減速用遊星歯車40のリングギアR0を介した入力軸3の減速回転はクラッチC3を介して第1構成要素Aに入力され、第1、第2構成要素A,BはブレーキB2、B1で制動される。ここで、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部REは減速用遊星歯車40と、クラッチC1、C3と、ブレーキB2とからなっている。図5の2種の模式図及び図6、図7は図1、図2及び図3、図4の空白となる入力装置部REにA1タイプの構造を挿入したものである。
A1 is the same speed change form as in
A1タイプの入力装置部REを多段自動変速装置前方に配した図6と図6の詳細を示す図8において、トルクコンバータケース1aとチャージングポンプを保持する保持部材2aが変速装機ケース1bにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に円筒状に延材されトルクコンバータ10及び入力軸3を軸支する保持部材2cを圧入した保持部材2bが保持部材2aにボルト締めされる。保持部材2bのボス部外周には保持部材2a側から順にクラッチC3と減速用遊星歯車40とクラッチC1とが配される。保持部材2bのボス部外周に配された減速用遊星歯車40は、保持部材2bのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアS0(41)と、リングギアR0(43)と、サンギアS0とリングギアR0との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車42a、42bのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアP0からなり、遊星キャリアP0のサイド部材45aが保持部材2bのボス部外周に沿って延材され入力軸3と芯出しのための嵌め合い部を設けて連結部材Xとして入力軸3にスプライン連結され、リングギアR0の外周スプラインにクラッチC3の摩擦部材71が係止される。
6 and FIG. 8 showing the details of FIG. 6 in which the A1 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, the torque converter case 1a and the holding
クラッチC3は、保持部材2bのボス部外周に軸受け4mで回転自在に軸支される円筒部材75に一体として溶着され外周を変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に開口部を有し、側壁側まで延材し端部で連結部材Z(12)と連結するクラッチドラム74と、リングギアR0の外周スプラインに係止される摩擦部材71と、摩擦部材71との間に交互に配されクラッチドラム74の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート72bとリティニングリング73で係止される摩擦部材72aと、摩擦部材71、72aを押圧するピストン76と、ピストン76の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート77と、ピストン76を開放状態に戻すリターンスプリング78からなっており、リングギアR0と第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zとの締結及び開放をつかさどる。尚、クラッチドラム74及びピストン76との間及びピストン76とキャンセラープレート77との間に形成される油圧室には保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。
The clutch C3 is integrally welded to the outer periphery of the boss portion of the holding
ブレーキB2はクラッチドラム74の変速機ケース1b中央のL字型の側壁側外周スプラインに係止される摩擦部材101と、摩擦部材101との間に交互に配され変速機ケース1bの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材102aと、側壁側端に配されたエンドプレート102bと、保持部材2aに配されクラッチドラム74の外周径方向外側に延材して摩擦部材101、102aを押圧するピストン103と、リティニングリング106で保持部材2aに係止されるプレート105と、ピストン103を開放状態に戻すリターンスプリング104からなっており、第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately arranged between the
減速用遊星歯車40の平面図となる図10と図10のA−O断面で示される図8及びB−O−C断面で示される減速用遊星歯車40とクラッチC1の組立体となる図9において、遊星キャリアP0はサイド部材45a、45bと、ピニオン遊星歯車42a、42bを軸支するとともに両サイド部材45a、45bを連結するピン44aと、両サイド部材45a、45bを連結するピン44bとからなっており、サイド部材45bはリングギア43の側面まで外周が延材され、サイド部材45aは外周にクラッチC1のクラッチドラム54が溶着される。サイド部材45bとクラッチドラム54の側面にはスラスト軸受け49が配され、リングギア43を保持する。両サイド部材45a、45bを連結するピン44a、44bは両サイドの径が中央より小さくなるよう階段状に形成され両サイド部材45a、45bに小径部を挿入して端部が絞められる。クラッチC1はサイド部材45aに溶着されるクラッチドラム54と、連結部材Y(11)に溶着したクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材51と、摩擦部材51との間に交互に配されクラッチドラム54の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート52bとリティニングリング53で係止される摩擦部材52aと、サイド部材45a上に配され摩擦部材51、52aを押圧するピストン56と、サイド部材45a上にリティニングリング58で係止されピストン56の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート55と、ピストン56を開放状態に戻すリターンスプリング57からなっており、入力軸3と第1、第2遊星歯車列20、30の第4構成要素を形成するサンギアS2と連結する連結部材Yとの締結及び開放をつかさどる。サイド部材45aとピストン56の間及びピストン56とキャンセラープレート55との間の作動室には保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。サイド部材45aとピストン56の間の作動室にはサイド部材45aにピン44a、44bが圧入で挿入されており密閉状態となっている。尚、前進段で減速用遊星歯車40を通過する入力側トルクは前進3速と5速段で入力軸トルクの3割以下となるため、はす歯となるリングギアR0にも大きなスラスト力が作用しなく上述したようにシンプルなリングギアR0の保持方法が成立する。
FIG. 10 is a plan view of the reduction
A1の変速形態は図5の速度線図で示されるように、前進1速から4速段において構成要素Dへの入力が減速用遊星歯車を介さない点、前進4速段では動力が全く遊星歯車を通らない減速比1:1の状態ができる点、前進段で減速用遊星歯車を通過する入力側トルクは前進3速と5速段で入力軸トルクの3割以下となり減速用遊星歯車が軽負荷となる点等、効率及び強度やトルク容量の両面で優れた形態を有している。この変速形態を有効に活かすには第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素A、B、C、Dの位置関係が重要となる。尚、最高速段となる前進6速段で動力はシンプル遊星歯車列のみを通過するのが効率上の条件となることより必然的に構成要素A、B、Cが第1遊星歯車列20のサンギアS1、遊星キャリアP1、リングギアR1となる。また、牽引力の関係上前進6速と5速の変速比の比率を1.2倍とし前進5速と4速の変速比の比率を1.3倍程度とするのが望ましく、前進4速段の変速比が1に固定されるため前進6速段の変速比が1.2×1.3=1.56の逆数となる0.64、前進5速段の変速比が0.64×1.2=0.77と自ずと決定される。前進6速段の変速比を0.64とするには構成要素A、B間を構成要素B、C間の1.8倍程度とすればよく、第1遊星歯車列20のリングギアとサンギアの歯数をZR1、ZS1とするとZR1/ZS1=1.8となる。また、前進5速段の変速比を0.77にするための減速用遊星歯車40のリングギアとサンギアの歯数をZR0、ZS0とするとその歯数比も自ずと決定される。実際の遊星歯車では歯車が噛み合うための条件があるため、図5の如くZR1/ZS1=1.8、ZR0/ZS0=1.938として前進6速段の変速比0.643、前進5速段の変速比0.777を得ることができる。
As shown in the speed diagram of FIG. 5, the speed change mode of A1 is that the input to the component D does not go through the reduction planetary gear at the first forward speed to the fourth speed, and the power is completely planetary at the fourth forward speed. A reduction ratio of 1: 1 that does not pass through the gears can be achieved, and the input side torque that passes through the reduction planetary gear at the forward speed is less than 30% of the input shaft torque at the third forward speed and the fifth speed, and the reduction planetary gear is It has an excellent form in terms of efficiency, strength, and torque capacity, such as a light load. In order to make effective use of this speed change mode, the positional relationship between the components A, B, C, and D of the first and second
前進の1速から3速段の減速段における変速比は構成要素B、C間と構成要素C、D間の比率で決まり、その比率を2.7から3.3とすると前進1速を前進6速段の変速比で除したギアレンジが5.8のクロスなものから6.8のワイドなものまで選定できる。実際の自動変速装置における遊星歯車においては、スペースの関係上リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値が1.5〜2.8の範囲内とするのが好ましく、構成要素B、C間と構成要素C、D間の比率を2.7から3.3にした場合構成要素B、C、Dをシンプル遊星歯車にはできなく、図5のように第2遊星歯車列30のリングギアR2を構成要素Aとし、遊星キャリアP2を構成要素Bとし、サンギアS2を構成要素DとすればリングギアR2とサンギアS2の歯数比ZR2/ZS2=2〜2.4の比較的小さな値で構成要素B、C間と構成要素C、D間の比較的大きな比率2.7〜3.3を得ることができる。図5では歯数比ZR2/ZS2=2.25の中間値をとりギアレンジを6.3とした。
The gear ratio in the first to third forward speeds is determined by the ratio between the components B and C and the components C and D. If the ratio is changed from 2.7 to 3.3, the first forward speed is advanced. The gear range divided by the 6th gear ratio can be selected from a cross range of 5.8 to a wide range of 6.8. In the planetary gear in an actual automatic transmission, the value obtained by dividing the number of teeth of the ring gear by the number of teeth of the sun gear is preferably in the range of 1.5 to 2.8 because of space, and the component B, When the ratio between C and the components C and D is changed from 2.7 to 3.3, the components B, C, and D cannot be simple planetary gears, and the second
A1の変速形態における1st(前進1速段)から6th(前進6速段)及びRev(後進段)の作動と減速比を図5により説明する。
<1st>
クラッチC1とブレーキB1を締結し、構成要素D(S2)に非減速回転を入力し構成要素B(P1、P2)を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第2遊星歯車列30のサンギアS2に入力された動力は遊星キャリアP2が固定されるためリングギアR2が逆転し減速され第1遊星歯車列20のサンギアS1に入力され、遊星キャリアP1が固定されるためさらにリングギアR1が正回転に減速され出力される。したがって、大きな減速比が得られる。尚、図5には示されていないが、ブレーキB1の代わりにワンウェイクラッチOWCで構成要素B(P1、P2)を固定しても同じとなる。
The operation and reduction ratio from 1st (first forward speed) to 6th (sixth forward speed) and Rev (reverse speed) in the A1 speed change mode will be described with reference to FIG.
<1st>
The clutch C1 and the brake B1 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) to fix the component B (P1, P2). In the actual transmission of the planetary gear train, the power input to the sun gear S2 of the second
<2nd>
クラッチC1とブレーキB2を締結し、構成要素D(S2)に非減速回転を入力し構成要素A(S1、R2)を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第2遊星歯車列30のサンギアS2に入力された動力はリングギアR2が固定されるため遊星キャリアP2が減速され、第1遊星歯車列20の遊星キャリアP1に入力され、サンギアS1が固定されるため増速されてリングギアR1からトータル的に減速されて出力される。
<2nd>
The clutch C1 and the brake B2 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) to fix the component A (S1, R2). In the actual transmission of the planetary gear train, the planetary carrier P2 is decelerated because the power input to the sun gear S2 of the second
<3rd>
クラッチC1とクラッチC3を締結し、構成要素D(S2)に非減速回転を入力し、構成要素A(S1、R1)に減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第2遊星歯車列30のサンギアS2に非減速回転が入力され、リングギアR2に減速回転が入力されるため、遊星キャリアP2が減速され、第1遊星歯車列20のリングギアR1がサンギアS1と遊星キャリアP1により僅かに増速され、トータル的に減速され出力される。
<3rd>
Clutch C1 and clutch C3 are engaged, non-decelerated rotation is input to component D (S2), and decelerated rotation is input to component A (S1, R1). In the transmission of power in the actual planetary gear train, the non-reduced rotation is input to the sun gear S2 of the second
<4th>
クラッチC1とC2を締結し、構成要素D(S2)と構成要素B(P1、P2)に非減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第2遊星歯車列30のサンギアS2と遊星キャリアP2が連結され、リングギアR2は入力回転と同じ回転となる。したがって、第1遊星歯車列20のサンギアS1と遊星キャリアP1も連結され、リングギア23は入力回転と同じ回転で出力される。
<4th>
The clutches C1 and C2 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) and the component B (P1, P2). For transmission of power in the actual planetary gear train, the sun gear S2 of the second
<5th>
クラッチC2とクラッチC3を締結し、構成要素B(P1、P2)に非減速回転を入力し、構成要素A(S1、R2)に減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第1遊星歯車列20の遊星キャリアP1に非減速回転が入力され、サンギアS1に減速回転が入力されるため、リングギアR1は少し増速されて出力される。この場合、第2遊星歯車列30は動力の伝達はしない。
<5th>
Clutch C2 and clutch C3 are engaged, non-decelerated rotation is input to component B (P1, P2), and decelerated rotation is input to component A (S1, R2). The actual transmission of power in the planetary gear train is such that the non-reduced rotation is input to the planet carrier P1 of the first
<6th>
クラッチC2とブレーキB1を締結し、構成要素B(P1、P2)に非減速回転を入力し、構成要素A(S1、R2)を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第1遊星歯車列20の遊星キャリアP1に非減速回転が入力され、サンギアS1が固定されるため、リングギアR1が増速されて出力される。この場合、動力第2遊星歯車列30は動力の伝達はしない。
<6th>
The clutch C2 and the brake B1 are engaged, non-decelerated rotation is input to the component B (P1, P2), and the component A (S1, R2) is fixed. The actual transmission of power in the planetary gear train is output by speeding up the ring gear R1 because the non-reducing rotation is input to the planet carrier P1 of the first
<Rev>
ブレーキB1とクラッチC3を締結し、構成要素A(S1、R2)に減速回転を入力し、構成要素B(P1、P2)を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第1遊星歯車列20のサンギアS1に減速回転が入力され、遊星キャリアP1が固定されるため、リングギアR1が減速され逆回転で出力される。
<Rev>
The brake B1 and the clutch C3 are engaged, the decelerated rotation is input to the component A (S1, R2), and the component B (P1, P2) is fixed. The transmission of power in the actual planetary gear train is output by decelerating rotation to the sun gear S1 of the first
A1の変速形態において、減速比が大きくとれる前進1速段では第2遊星歯車列30で約2.25倍に減速された動力が第1遊星歯車列20のサンギアS1に入力されサンギアS1には大きなトルクが加わる。そこで、図21と図22に示すように第2遊星歯車列30ではピニオン遊星歯車の個数を4個としたのに対し、第1遊星歯車列20ではピニオン遊星歯車の個数を1.5倍の6個としサンギアの径を1.2倍とすれば歯面荷重が減少し歯幅の増加を押さえることができる。
In the speed change mode of A1, at the first forward speed where the reduction ratio can be increased, the power decelerated about 2.25 times by the second
2個の構成要素に減速回転を入力し、他の1個の構成要素に非減速回転を入力した前進6速後進1速の多段自動変速装置の特許文献2と同じ変速形態をA2とし図11から図13に示す。図11の速度線図の構成要素A、B、C、Dは変速形態をA1とする図5と同じ第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素である。したがって、第1、第2遊星歯車列20、30とクラッチC2、ブレーキB1及びワンウェイクラッチOWCの配置はA1の変速形態と同じくできる。入力軸3の回転は直接クラッチC2を介して第2構成要素B及びシングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車40のリングギアR0に入力され、サンギアS0を固定した減速用遊星歯車40の遊星キャリアP0を介した入力軸3の減速回転はクラッチC1、C3を介して第4、第1構成要素D、Aに入力され、第1、第2構成要素A,BはブレーキB2、B1で制動される。ここで、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部REは減速用遊星歯車40と、クラッチC1、C3と、ブレーキB2とからなっている。図11の模式図及び図12は図1、図3の空白となる入力装置部REにA2タイプの構造を挿入したものである。
The same speed change form as in
A2タイプの入力装置部REを多段自動変速装置前方に配した図12と図12の詳細を示す図13において、トルクコンバータケース1aとチャージングポンプを保持する保持部材2aが変速機ケース1bにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に円筒状に延材されトルクコンバータ10及び入力軸3を軸支する保持部材2cを圧入する保持部材2bが保持部材2aにボルト締めされ、基本形態はA1と同じとなる。保持部材2bのボス部及び保持部材2cの外周には保持部材2a側から順にクラッチC1、C3の2連クラッチと減速用遊星歯車40が配される。保持部材2cのボス部外周に配された減速用遊星歯車40は、保持部材2cのボス部先端外周にスプラインで固定されるサンギアS0(41)と、リングギアR0(43)と、サンギアS0とリングギアR0との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車42を軸支する遊星キャリアP0からなり、遊星キャリアP0のサイド部材45bがサンギア41の一部内周に入り込んで2連クラッチC1、C3の円筒部材55にスプライン連結され、リングギアR0の歯部にリティニングリング48で連結された連結部材X(47)が入力軸3と芯出しのための嵌め合い部を設けて入力軸3にスプライン連結される。
12 and FIG. 13 showing details of FIG. 12 in which an A2 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
2連クラッチC1、C3は、保持部材2bのボス部外周に筒状に配され且つ保持部材2cのボス部外周に軸受け4mで回転自在に軸支される円筒部材55に一体として溶着され外周を変速機ケース1b中央の側壁側まで延材したクラッチドラム54と、リングギア43の外周径方向外側でクラッチドラム54の外周延材部内側スプラインに保持部材2a側から順に係止されるクラッチC1の摩擦部材52a、リティニングリング53で係止されるクラッチC1、C3共通のエンドプレート52c、クラッチC3の摩擦部材72aと、摩擦部材52aとの間に交互に配されリングギアR0の外周径方向外側に筒状に配された連結部材Y(11)に溶着されるクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材51と、摩擦部材72aとの間に交互に配され連結部材Yに溶着されるクラッチハブの外周径方向外側に筒状に配された連結部材Z(12a)の外周スプラインに係止される摩擦部材71と、摩擦部材51、52aを押圧するピストン56と、リティニングリング53で係止されるフランジ76bで摩擦部材71、72aを押圧するピストン76aと、ピストン76aにスタッドピン75aで一定距離に固定されピストン56、76aの作動室の遠心油圧をキャンセルする共通のキャンセラープレート57と、スタッドピン75aの外周に配されピストン56、76aを開放状態に戻すピストン56に係止されるバネホルダ−に挿入される共通のリターンスプリング58からなっており、クラッチC1は遊星キャリアP0と第1、第2遊星歯車列20、30の第4構成要素を形成するサンギアS2と連結する連結部材Yとの締結及び開放をつかさどり、クラッチC3は遊星キャリアP0と第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zとの締結及び開放をつかさどる。
The double clutches C1 and C3 are welded integrally to a
尚、本構造はピストン56、76aをクラッチドラム54の両サイドに配しピストン56側に配したキャンセラープレート57とピストン76aをクラッチドラム54とピストン56を貫通するスタットピン75aで一定距離に連結したもので、クラッチドラム54とピストン76aとの間及びクラッチドラム54とピストン56との間、ピストン56とキャンセラープレート57との間に形成される油圧室には保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。この2連クラッチC1、C3は本願発明者が特願2005−235161で提案した構造であるが、請求項5では本案に限らず、クラッチドラムを共有し減速用遊星歯車40の外周径方向外側でクラッチC1、C3の摩擦部材を軸方向直列に配す構造であればキャンセラープレートやリターンスプリングを共有しない構造を用いてもよいとしている。
In this structure, the
ブレーキB2は連結部材Z(12a)の外周スプラインにリティニングリング12cで係止されるフランジ12bの外周スプラインに係止される摩擦部材101と、摩擦部材101との間に交互に配され変速機ケース1bの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材102aと、側壁側端に配されたエンドプレート102bと、保持部材2aに配されピストン76aの外周径方向外側に延材して摩擦部材101、102aを押圧するピストン103と、リティニングリング106で保持部材2aに係止されるプレート105と、ピストン103を開放状態に戻すリターンスプリング104からなっており、第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately arranged between the
A2の変速形態は図11の速度線図で示されるように、前進1速から4速段において構成要素Dへの入力が減速用遊星歯車を通過するので、A1の変速形態と比べ効率及び強度やトルク容量の面で不利となる。この変速形態において第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素A、B、C、Dの位置関係はA1の変速形態のように前進1速段の変速比を前進6速段の変速比で割った値が6前後とクロスな変速比を得るのには不向きではあるが、さらなる燃費及び牽引特性向上のため大きな値を要求される場合に適している。構成要素A、B間と構成要素B、C間の比率と構成要素C、D間と構成要素B、C間の比率を1.9前後とし、減速用遊星歯車40の歯数比を1.5前後にとればワイドで適切な変速比を得ることができる。したがって図11のようにZR1/ZS1=1.897、ZR2/ZS2=1.535、ZR0/ZS0=1.809にとれば前進1速段4.523から前進6速段0.655の前進1速を前進6速段の変速比で除したギアレンジが6.91となるA1の変速形態以上のワイドなものが選定できる。
As shown in the speed diagram of FIG. 11, the speed change mode of A2 is more efficient and stronger than the speed change mode of A1 because the input to the component D passes through the reduction planetary gear at the first forward speed to the fourth speed. And disadvantageous in terms of torque capacity. In this speed change mode, the positional relationship between the components A, B, C, and D of the first and second
A2の変速形態における1st(前進1速段)から6th(前進6速段)及びRev(後進段)の作動と変速比を示す図11において、全ての変速段におけるクラッチ、ブレーキの締結要素はA1の変速形態と同じとなる。A1の変速形態と異なるのは前進1速から前進4速段まで構成要素Dへの入力が減速用遊星歯車40を通過することである。従って前進3速段では第1、第2遊星歯車列20、30の歯車が固定され、前進4速段では回転することがA1の変速形態と異なる。前進5,6速段及び後進段はA1の変速形態と同じとなる。
In FIG. 11 showing the operation and the gear ratio from 1st (first forward speed) to 6th (6th forward speed) and Rev (reverse speed) in the speed change mode of A2, the engagement elements of the clutches and brakes at all speed stages are A1. This is the same as the speed change mode. The difference from the A1 speed change mode is that the input to the component D passes through the reduction
A2の変速形態において、減速比が大きくとれる前進1速段では減速用遊星歯車40で入力トルクが1.55倍に増幅され第2遊星歯車列30のサンギアS2に加わる。しかし、A1の変速形態のZR2/ZS2=2.25に対しA2の変速形態ではZR2/ZS2=1.535であるためリングギアの径を同じとすればサンギアS2の径は2.25/1.535=1.46倍となり強度的にはA1の変速形態とほぼ同じとなる。さらに、図23に示すようにピニオン遊星歯車の個数をA1の変速形態の図21に示す4個の1.5倍の6個としているので強度的にはA1の変速形態より有利になる。第1遊星歯車列20のサンギアS1には減速用遊星歯車40で入力トルクが1.55倍に増幅されさらに第2遊星歯車列30で約1.535倍の1.55×1.535=2.38倍に入力トルクが増幅される。A1の変速形態では2.25倍に入力トルクが増幅されA2の変速形態の1.55倍より大きなトルクがサンギアS1に加わり、ZR1/ZS1の比率もほぼ同じため、A1、A2の両変速形態とも第1遊星歯車列20の強度は同じにできる。このように、A2の変速形態はA1の変速形態と比べ減速用遊星歯車40を通過する頻度が増え効率の面で不利となるが、強度に有利な第1、第2遊星歯車列20,30の歯数となるのでA1の変速形態と強度面ではかわらない。
In the speed change mode A2, the input torque is amplified 1.55 times by the reduction
A2の変速形態の構成要素Aに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進8速とした特許文献7と同じ変速形態をA3とし図14から図16及び図24に示す。図14の速度線図の構成要素A、B、C、Dは変速形態をA1とする図5と同じ第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素である。したがって、第1、第2遊星歯車列20、30とクラッチC2、ブレーキB1及びワンウェイクラッチOWCの配置はA1の変速形態と同じくできる。入力軸3の回転は直接クラッチC2を介して第2構成要素B及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車40の遊星キャリアP0に入力されると同時に遊星キャリアP0からクラッチC4を介して第1構成要素Aに入力され、サンギアS0を固定した減速用遊星歯車40のリングギアR0を介した入力軸3の減速回転はクラッチC1、C3を介して第4、第1構成要素D、Aに入力され、第1、第2構成要素A,BはブレーキB2、B1で制動される。ここで、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部REは減速用遊星歯車40と、クラッチC1、C3、C4と、ブレーキB2とからなっている。図14の模式図及び図15は図1、図3の空白となる入力装置部REにA3タイプの構造を挿入したものである。
FIG. 14 to FIG. 16 and FIG. 24 show A3 as the same speed change form as in
A3タイプの入力装置部REを多段自動変速装置前方に配した図15と図15の詳細を示す図16において、トルクコンバータケース1aとチャージングポンプを保持する保持部材2aが変速機ケース1bにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に円筒状に延材され流体継ぎ手10及び入力軸3を軸支する保持部材2cを圧入する保持部材2bが保持部材2aにボルト締めされ、基本形態はA1と同じとなる。保持部材2bのボス部外周には保持部材2a側から順にクラッチC3、C4の2連クラッチと減速用遊星歯車40及びクラッチC1が配される。保持部材2bのボス部外周に配された減速用遊星歯車40は、保持部材2bのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアS0(41)と、リティニングリング48で係止される側板47及びスラストニードルベアリングにより軸方向が保持されるリングギアR0(43)と、サンギアS0とリングギアR0との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車42a、42bのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアP0からなり、遊星キャリアP0のサイド部材45aが保持部材2bのボス部外周に沿って延材され入力軸3と芯出しのための嵌め合い部を設けて連結部材X(46)として入力軸3にスプライン連結される。
15 and FIG. 16 showing details of FIG. 15 in which an A3-type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
クラッチC3、C4の2連クラッチは、保持部材2bのボス部外周に軸受け4mで回転自在に軸支される円筒部材77に一体として溶着され変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に開口部を有するクラッチC3のクラッチドラム74と、リングギア43の外周を保持部材2a側に延材し外周スプラインに係止される摩擦部材71と、摩擦部材71との間に交互に配されクラッチドラム74の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート72bとリティニングリング73で係止される摩擦部材72aと、クラッチドラム74の側壁から一定距離で複数のスタッドピン75により一体としてL字断面鍔状の側壁を絞め固定されリングギア43の外周延材部の内周径方向内側に設けたクラッチC4のクラッチドラム84と、クラッチドラム84の円筒部内側スプラインにエンドプレート82bとリティニングリング83で係止される摩擦部材82aと、摩擦部材82aとの間に交互に配され遊星キャリアP0のサイド部材45bに溶着したクラッチハブ45cの外周スプラインに係止される摩擦部材81と、クラッチドラム74、84間の複数のスタッドピン75を貫通し軸方向に移動可能でクラッチドラム74の側壁との間に油圧室を形成し摩擦部材72cを押圧するピストン76と、ピストン76との間に油圧室を形成し摩擦部材82aを押圧するピストン85と、ピストン85との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング88で円筒部材77に係止されるキャンセラープレート86と、ピストン85とキャンセラープレート86との間に配されピストン85、76を開放状態に戻すリターンスプリング87とからなっており、クラッチC3はリングギアR0と、クラッチC4は遊星キャリアP0とクラッチドラム74を介して第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Z(12)との締結及び開放をつかさどる。
The double clutches C3 and C4 are integrally welded to a
尚、クラッチC3、C4のクラッチドラム74、84はリングギア43の外周延材部を挟んで円周方向に2段となるクラッチドラムとしてスタッドピン75により一体形成され、クラッチドラム74とピストン76との間及びピストン76とピストン85との間、ピストン85とキャンセラープレート86との間に形成される油圧室には保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。本案では2連クラッチC3、C4のクラッチドラム74、84をスタッドピン75で一体的に連結したが請求項6における2連クラッチC3、C4では本案に限らず別の方式でリングギアR0の外周延材部を挟んで円周方向に2段となるよう連結しピストン85、76及びキャンセラープレート86を重ね合わせて配してもよいとしている。
The
クラッチC1はクラッチC3のクラッチドラム74と相対抗する開口部を有し連結部材Y(11)に溶着するクラッチドラム54と、リングギアR0の外周スプラインに係止される摩擦部材51と、摩擦部材51との間に交互に配されクラッチドラム54の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート52bとリティニングリング53で係止される摩擦部材52aと、クラッチドラム54との間に油圧室を形成し摩擦部材52aを押圧するピストン56と、ピストン56との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング59で連結部材Yに係止されるキャンセラープレート57と、ピストン56とキャンセラープレート57との間に配されピストン56を開放状態に戻すリターンスプリング58とからなっており、クラッチC1は遊星キャリアP0と第1、第2遊星歯車列20、30の第4構成要素を形成するサンギアS2と連結する連結部材Yとの締結及び開放をつかさどる。
The clutch C1 has an opening opposed to the
クラッチドラム54とピストン56との間及びピストン56とキャンセラープレート57との間に形成される油圧室には保持部材2bのボス部外周から減速用遊星歯車40の遊星キャリアP0のサイド部材45aと一体となる連結部材Xを介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。尚、クラッチドラム54は入力軸3と一体としてスプライン連結される連結部材Xのスプラインボス上で軸受け4hにより回転自在に軸支され、クラッチC3のクラッチドラム74と第1遊星歯車列20のサンギアS1を連結する連結部材Zはクラッチドラム74の外周にスプライン連結されクラッチC1のクラッチドラム54の外周径方向外側を変速機ケース1b中央のL字型の側壁まで筒状に延材され側壁とクラッチドラム54の間を内周方向に延材しサンギアS1の延材部とスプライン連結するとともに連結部材Y上で軸受け4jにより回転自在に軸支される。
A hydraulic chamber formed between the
ブレーキB2は連結部材Zの外周スプラインの変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に係止される摩擦部材101と、摩擦部材101との間に交互に配され変速機ケース1bの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材102aと、側壁側端に配されたエンドプレート102bと、保持部材2aに配されクラッチドラム74の外周径方向外側に延材して摩擦部材101、102aを押圧するピストン103と、リティニングリング106で保持部材2aに係止されるプレート105と、ピストン103を開放状態に戻すリターンスプリング104からなっており、第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately disposed between the
A3の変速形態は図14の速度線図で示されるように、前進8速のため前進1速段の減速比が大きくさらに前進8速段を小さくとれるよう減速用遊星歯車40の減速比を2前後とし、第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素A、B、C、Dの位置関係を構成要素A、B間と構成要素B、C間の比率と構成要素C、D間と構成要素B、C間の比率を1.6前後としたものである。尚、一般車両では変速装置の変速比は変速装置からタイヤまでに配される終減速比も考慮し6〜0.6が適切とされる。したがって図14のようにZR1/ZS1=1.636、ZR2/ZS2=1.571、ZR0/ZS0=2.063にとれば前進1速段4.991から前進8速段0.621の前進1速を前進8速段の変速比で除したギアレンジが8.04となるA1、A2の変速形態以上のワイドなものが選定できる。
As shown in the speed diagram of FIG. 14, the speed change mode of A3 is that the reduction ratio of the
A3の変速形態における1st(前進1速段)から8th(前進8速段)及びRev(後進段)の作動と変速比を示す図14において、A2の前進6速の変速形態にクラッチC4を介して入力軸3の非減速回転を構成要素Aに入力したもので、クラッチ、ブレーキの締結要素はC1、C4とC2、C4の締結による2種の変速段が追加される。したがって、締結要素はC1、C4の締結が前進4速段となりC2、C4の締結が前進6速段となる。つまり、A2の変速形態の前進4速段は前進5速段となり、前進5,6速段が前進7、8速段となる。尚、B1、C4の締結でも後進の高速段が得られるが、通常車両では利用する必要がないためここでは記さなかった。
In FIG. 14 showing the operation and the gear ratio from 1st (first forward speed) to 8th (eight forward speed) and Rev (reverse speed) in the speed change mode of A3, the shift speed mode of A2 is changed to 6th speed forward via the clutch C4. Thus, the non-decelerated rotation of the
A3の変速形態の特色として構成要素Aの同一要素に入力軸3の減速回転と非減速回転の2種がクラッチC3、C4を介して入力する点にある。構成要素Aに2種の回転が同時に入力することは有得ないことより、クラッチドラムを共通の出力としピストンを重ね合わせた2連クラッチC3、C4の適用が考えられる。本発明ではリングギア43の外周延材部を挟んで円周方向に2段となるクラッチドラムとしたことでより一層のコンパクト化を実現している。ピストンを重ね合わせる方式では遠心油圧キャンセラー室とリターンスプリングが共用化できシンプル・コンパクトとなるが、これにとどまらず変速特性が良くなる利点がある。前進3速段と4速段及び前進6速段と7速段の変速ではクラッチC3とクラッチC4の切り換えで変速が行われる。クラッチC4の油圧室はクラッチC4のピストン85とクラッチC3のピストン76とで形成されるためクラッチC4の油圧室の作動油圧が両ピストンに作用する。つまりクラッチC4の締結力を加えるようピストン85に作用する作動油圧はクラッチC3の締結力を減少するようピストン76に作用する。クラッチC3を開放してクラッチC4を締結する場合クラッチC4の油圧を上げることで自動的にクラッチC3を開放し、クラッチC4を開放してクラッチC3を締結する場合クラッチC4の油圧を下げることで自動的にクラッチC3を締結してクラッチC3とC4を切り換えて変速する前進3速と4速の間及び前進6速と7速の間のスムースな変速制御が可能となる。この変速制御特性は本件発明者が特願2006−180590の図29で詳細説明をしている。
A characteristic of the speed change mode of A3 is that two types of rotation of the
A3の変速形態において、減速比が大きくとれる前進1速段では減速用遊星歯車40で入力トルクが1.94倍に増幅され第2遊星歯車列30のサンギアS2に加わる。しかし、A1の変速形態ではZR2/ZS2=2.25に対しA3の変速形態ではZR2/ZS2=1.571であるためリングギアの径を同じとすればサンギアS2の径は2.25/1.571=1.43倍となる。しかし、図23に示すようにピニオン遊星歯車の個数をA1の変速形態の図21に示す4個の1.5倍の6個としているので強度的には1.43×1.5=2.14と入力トルクが1.94倍となってもA1の変速形態より有利になる。第1遊星歯車列20のサンギアS1には減速用遊星歯車40で入力トルクが1.94倍に増幅されさらに第2遊星歯車列30で約1.571倍の1.94×1.571=3.05倍に入力トルクが増幅される。2.25倍に入力トルクが増幅されサンギアS1に加わるA1の変速形態より1.35倍強度が足りなくなる。ピニオン遊星歯車の個数を8個にすれば強度的には同等となるが、ギアレンジが8.04と十分牽引力が確保できる大きさのためトルクコンバータによるトルク増幅が必要なくなる。減速用遊星歯車40で入力トルクが1.94倍に増幅されるためクラッチC1、ブレーキB1のトルク容量も増やさねばならないが、トルクコンバータによる通常1.8倍前後のストールトルク比特性を持つトルク増幅をなくすと容量も押さえることができる。
In the speed change mode of A3, at the first forward speed where the reduction ratio is large, the input torque is amplified 1.94 times by the reduction
そこで、図15に示すようにトルクコンバータに代えてインペラとタービンの2個の羽根車からなるトルク増幅のない流体継ぎ手10を流体伝導装置に用いる。流体継ぎ手はトルクコンバータにおけるトルク増幅のためのリアクタ羽根車及びワンウェイクラッチがないためその分軸方向が短縮できる。加えてリアクタ羽根車によるインペラ羽根車への入力トルクの減少作用が働かないため羽根車のトーラス断面も小さく出来、重量及びコスト面で有利となる。円周方向に2段となるクラッチドラムとピストンを軸方向に重ね合わせてコンパクト化とコストダウンを図り前進8速段としたが、前進6速段と比べクラッチC4を追加したため軸方向の長さとコスト及び重量面では不利となる。当然クラッチ4に繋がる第1構成要素のイナーシャも増え、変速に際しては変速装置における回転部位のイナーシャを吸収する必要があるため、各クラッチ及びブレーキの容量も前進6速に比べ大きくしなければならない。しかし、流体継ぎ手では入力軸3と一体となるタービンのトーラス断面が小さくできタービンのイナーシャが小さくなるためトルクコンバータを用いる前進6速と比べ各クラッチ及びブレーキのイナーシャ吸収容量を大きくする必要はない。流体継ぎ手10を流体伝導装置に用いることで軸方向の長さ及び重量は前進6速段より有利となりコストは油圧制御部のみ高くなるだけで済む。当然ギアレンジが8.04と大きく各変速段の段間差も小さくなるため発進以外のフルロックアップによる原動機直結も可能となり燃費の向上が図れる。
Therefore, as shown in FIG. 15, instead of the torque converter, a fluid joint 10 having two torque impellers and an impeller without a torque amplification is used for the fluid conduction device. Since the fluid coupling does not have a reactor impeller and a one-way clutch for torque amplification in the torque converter, its axial direction can be shortened. In addition, since the reactor impeller does not reduce the input torque to the impeller impeller, the torus cross section of the impeller can be made small, which is advantageous in terms of weight and cost. The clutch drum and piston, which have two stages in the circumferential direction, are overlapped in the axial direction to achieve compactness and cost reduction to achieve the eighth forward speed. However, compared to the sixth forward speed, the clutch C4 is added, so the axial length This is disadvantageous in terms of cost and weight. Naturally, the inertia of the first component connected to the clutch 4 also increases, and it is necessary to absorb the inertia of the rotating part of the transmission when shifting, and therefore the capacity of each clutch and brake must be larger than that of the sixth forward speed. However, in the fluid joint, the torus cross section of the turbine integrated with the
図24はA3の変速形態における第1及び第2遊星歯車列20、30の第1と第4構成要素への入力装置部REを図4の如く変速装置の後方に配した入力装置部REの詳細である。図24はA3の変速形態の入力装置部REを変速装置の前方に配した図16を変速装機ケース1b中央の側壁に対し対象に配したもので、図16の保持部材2a、2b、2cが図24ではリアケース1cとなる以外同一である。
FIG. 24 shows an input device section RE in which the input device section RE to the first and fourth components of the first and second
A2の変速形態の構成要素Dに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進10速とした特許文献8と同じ変速形態をA4とし図17から図19及び図25に示す。図17の速度線図の構成要素A、B、C、Dは変速形態をA1とする図5と同じ第1、第2遊星歯車列20、30の構成要素である。したがって、第1、第2遊星歯車列20、30とクラッチC2、ブレーキB1及びワンウェイクラッチOWCの配置はA1の変速形態と同じくできる。入力軸3の回転は直接クラッチC2を介して第2構成要素B及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車40の遊星キャリアP0に入力されると同時に遊星キャリアP0からクラッチC4を介して第4構成要素Dに入力され、サンギアS0を固定した減速用遊星歯車40のリングギアR0を介した入力軸3の減速回転はクラッチC1、C3を介して第4、第1構成要素D、Aに入力され、第1、第2構成要素A,BはブレーキB2、B1で制動される。ここで、多様な形態をとる第1と第4構成要素の入力装置部REは減速用遊星歯車40と、クラッチC1、C3、C4と、ブレーキB2とからなっている。図17の模式図及び図18は図1、図3の空白となる入力装置部REにA4タイプの構造を挿入したものである。
FIG. 17 to FIG. 19 and FIG. 25 show the same speed change form as that of
A4タイプの入力装置部REを多段自動変速装置前方に配した図18と図18の詳細を示す図19において、トルクコンバータケース1aとチャージングポンプを保持する保持部材2aが変速機ケース1bにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に円筒状に延材され流体継ぎ手10及び入力軸3を軸支する保持部材2cを圧入する保持部材2bが保持部材2aにボルト締めされ、基本形態はA1と同じとなる。保持部材2bのボス部外周には保持部材2a側から順にクラッチC3と減速用遊星歯車40及びクラッチC1、C4の2連クラッチが配される。保持部材2bのボス部外周に配された減速用遊星歯車40は、保持部材2bのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアS0(41)と、リティニングリング48で係止される側板47及びスラストニードルベアリングにより軸方向が保持されるリングギアR0(43)と、サンギアS0とリングギアR0との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車42a、42bのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアP0からなり、遊星キャリアP0のサイド部材45aが保持部材2bのボス部外周に沿って延材され入力軸3と芯出しのための嵌め合い部を設けて保持部材2bのボス部外周に軸受け4nで回転自在に軸支される連結部材X(46)として入力軸3にスプライン連結される。
18 and FIG. 19 showing the details of FIG. 18 in which an A4 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
クラッチC3は、保持部材2bのボス部外周に軸受け4mで回転自在に軸支される円筒部材75に一体として溶着され変速機ケース1b中央のL字型の側壁側に開口部を有するクラッチドラム74と、リングギア43の外周スプラインに係止される摩擦部材71と、摩擦部材71との間に交互に配されクラッチドラム74の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート72bとリティニングリング73で係止される摩擦部材72aと、クラッチドラム74との間に油圧室を形成し摩擦部材72aを押圧するピストン76と、ピストン76との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング79で円筒部材75に係止されるキャンセラープレート77と、ピストン76とキャンセラープレート77との間に配されピストン76を開放状態に戻すリターンスプリング78とからなっており、リングギアR0と第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Z(12)との締結及び開放をつかさどる。
The clutch C3 is integrally welded to a
クラッチC1、C4の2連クラッチは、クラッチC3のクラッチドラム74と相対抗する開口部を有し連結部材Xの外周に軸受け4hで回転自在に軸支され連結部材Xの外周に沿って形成される連結部材Y(11)に一体として溶着されるクラッチドラム54と、リングギアR0の外周を変速装機ケース1b中央のL字型の側壁側に延材し外周スプラインに係止される摩擦部材51と、摩擦部材51との間に交互に配されクラッチドラム54の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート52bとリティニングリング53で係止される摩擦部材52aと、クラッチドラム54の側壁から一定距離で複数のスタッドピン55により一体として逆L字断面鍔状の側壁を絞め固定されリングギア43の外周延材部の内周径方向内側に設けたクラッチC4のクラッチドラム84と、クラッチドラム84の円筒部内側スプラインにエンドプレート82bとリティニングリング83で係止される摩擦部材82aと、摩擦部材82aとの間に交互に配され連結部材Xにスプライン連結したクラッチハブ45cの外周スプラインに係止される摩擦部材81と、クラッチドラム54、84間の複数のスタッドピン55を貫通し軸方向に移動可能でクラッチドラム54との間に油圧室を形成し摩擦部材52cを押圧するピストン56と、ピストン56との間に油圧室を形成し摩擦部材82aを押圧するピストン85と、ピストン85との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング88で連結部材Yに係止されるキャンセラープレート86と、ピストン85とキャンセラープレート86との間に配されピストン85、56を開放状態に戻すリターンスプリング87とからなっており、クラッチC1はリングギアR0と、クラッチC4は遊星キャリアP0とクラッチドラム74を介して第1、第2遊星歯車列20、30の第4構成要素を形成するサンギアS2と連結する連結部材Yとの締結及び開放をつかさどる。
The double clutches of the clutches C1 and C4 have openings that oppose the
尚、クラッチC1、C4のクラッチドラム54、84はリングギア43の外周延材部を挟んで円周方向に2段となるクラッチドラムとしてスタッドピン55により一体形成され、クラッチドラム54とピストン56との間及びピストン56とピストン85との間、ピストン85とキャンセラープレート86との間に形成される油圧室には保持部材2bのボス部外周から連結部材Xを介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。本案では2連クラッチC1、C4のクラッチドラム54、84をスタッドピン55で一体的に連結したが請求項7における2連クラッチC1、C4では本案に限らず別の方式でリングギア43の外周延材部を挟んで円周方向に2段となるよう連結しピストン85、56及びキャンセラープレート86を重ね合わせて配してもよいとしている。
The
クラッチC3のクラッチドラム74と第1遊星歯車列20のサンギアS1を連結する連結部材Z(12)はクラッチドラム74の外周にスプライン連結されクラッチC1のクラッチドラム54の外周径方向外側を変速装機ケース1b中央のL字型の側壁まで筒状に延材され側壁とクラッチドラム54の間を内周方向に延材しサンギアS1の延材部とスプライン連結するとともに連結部材Y上で軸受け4jにより回転自在に軸支される。
A connecting member Z (12) for connecting the
ブレーキB2は連結部材Zの外周スプラインの変速装機ケース1b中央のL字型の側壁側に係止される摩擦部材101と、摩擦部材101との間に交互に配され変速装機ケース1bの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材102aと、側壁側端に配されたエンドプレート102bと、保持部材2aに配されクラッチドラム74の外周径方向外側に延材して摩擦部材101、102aを押圧するピストン103と、リティニングリング106で保持部材2aに係止されるプレート105と、ピストン103を開放状態に戻すリターンスプリング104からなっており、第1、第2遊星歯車列20、30の第1構成要素を形成する一方のサンギアS1と連結する連結部材Zの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately disposed between the
A4とA3の変速形態における入力装置部REの構造の違いはクラッチC4のクラッチドラム84がクラッチC1のクラッチドラム54と一体に連結されるかクラッチC3のクラッチドラム74と一体に連結されるかであり、2連クラッチC1、C4及びC3、C4の構造は同じとなる。
The difference in the structure of the input device RE in the transmission modes A4 and A3 is whether the
A4の変速形態は図17の速度線図で示されるように、A3の変速形態と同様の理由で構成要素A、B、C、Dの位置関係をA3の変速形態と同じくする。したがってA3の変速形態同様前進1速段4.991から前進10速段0.621の前進1速を前進10速段の減速比で除したギアレンジが8.04となるA1、A2の変速形態以上のワイドなものが選定できる。 As shown in the speed diagram of FIG. 17, the speed change form of A4 makes the positional relationship of the components A, B, C, and D the same as the speed change form of A3 for the same reason as the speed change form of A3. Therefore, as in the gear shift mode A3, the gear range obtained by dividing the first forward speed from the first forward speed 4.991 to the forward 10th speed stage 0.621 by the reduction ratio of the forward 10th speed stage is 8.04. Can be selected.
A4の変速形態における1st(前進1速段)から10th(前進10速段)及びRev(後進段)の作動と減速比を示す図17において、A2の前進6速の変速形態にクラッチC4を介して入力軸3の非減速回転を構成要素Dに入力したもので、クラッチ、ブレーキの締結要素はC4、B1とC4、B2及びC4、C3さらにC4、C2の締結による4種の変速段が追加される。したがって、締結要素はC4、B1の締結が前進3速段となりC4、B2の締結が前進5速段となりC4、C3締結が前進7速段となりC4、C2の締結が前進8速段となる。つまり、A2の変速形態の前進3速段が前進4速段となり、前進4速段が前進6速段となり、前進5,6速段が前進9、10速段となる。また、A4の変速形態はA1とA2の変速形態を合わせたものであり、両方の変速形態の特性を有する。
In FIG. 17 showing the operation and the reduction ratio from 1st (first forward speed) to 10th (10th forward speed) and Rev (reverse speed) in the A4 speed change mode, the A6 speed change mode of 6th speed is connected via the clutch C4. The non-decelerated rotation of the
通常変速は変速特性悪化を避けるため2個の締結要素の1個を切り換えることで行われる。図17のA〜Eの変速パターンを示した表は、クラッチC1から始まるA2の変速形態をA1の変速形態であるクラッチC4に切り換えるその変速段位置を変えたものである。クラッチC1は1st、2nd、4th、6thのA2変速形態の4変速段で締結し、クラッチC4は3rd、5th、7th、8thのA1変速形態の4変速段で締結しそれぞれ締結要素の1個を切り換えることで変速が行われる。変速パターンAではA2変速形態の1stからA1変速形態の3rd、5th、7th、8thに変速し、変速パターンBではA2変速形態の1st、2nd、4thからA1変速形態の6th、8thに変速し、変速パターンCではA2変速形態の1st、2ndからA1変速形態の5th、7th、8thに変速し、変速パターンDではA2変速形態の1st、2nd、4thからA1変速形態の7th、8thに変速し、変速パターンEでは3rdの締結要素クラッチC4とブレーキB1のブレーキB1の代わりに自動的に切り換わり変速特性のよいワンウェイクラッチOWCを用いたものを変速パターンAに追加し、A1、A2変速形態共通の9th、10thを含めて1stの変速比を10thの変速比で割った値が8.04とワイドになる前進7速段又は8速段とした。 The normal shift is performed by switching one of the two fastening elements to avoid deterioration of the shift characteristic. The table showing the shift patterns A to E in FIG. 17 is obtained by changing the shift position for switching the shift mode A2 starting from the clutch C1 to the clutch C4 which is the shift mode A1. Clutch C1 is engaged at 4th gear stage of 1st, 2nd, 4th, 6th A2 speed change mode, and clutch C4 is engaged at 4th speed stage of 3rd, 5th, 7th, 8th A1 speed change mode, and each one of the engaging elements is engaged. Shifting is performed by switching. In the shift pattern A, the gear shifts from 1st in the A2 shift mode to 3rd, 5th, 7th, 8th in the A1 shift mode, and in the shift pattern B, shifts from 1st, 2nd, 4th in the A2 shift mode to 6th, 8th in the A1 shift mode, In the shift pattern C, the A2 shift mode 1st, 2nd shifts to the A1 shift mode 5th, 7th, 8th, and in the shift pattern D, the A2 shift mode 1st, 2nd, 4th shifts to the A1 shift mode 7th, 8th, In the shift pattern E, a one-way clutch OWC having a good shift characteristic is automatically added instead of the 3rd engagement element clutch C4 and the brake B1 of the brake B1, and is added to the shift pattern A. The value obtained by dividing the 1st transmission ratio including 9th and 10th by the 10th transmission ratio is 8.04. It was the seventh forward speed or 8-speed stage to become a de.
A4の変速形態の特色として構成要素Dの同一要素に入力軸3の減速回転と非減速回転の2種がクラッチC1、C4を介して入力する点にある。構成要素Dに2種の回転が同時に入力することは有得ないことより、クラッチドラムを共通の出力としピストンを重ね合わせた2連クラッチC1、C4の適用が考えられる。前項で述べたAからEの変速パターンはクラッチC1とC4をどの変速段で切り換えるかにより5種類のパターンが生じるもので、クラッチC1とC4の切り換え以外の変速はA1、A2の変速形態と同じとなる。クラッチC1とC4の切り換えはA3の変速形態で述べたクラッチC3とC4の切り換えと同じく独立したクラッチの切り換え制御より簡単でスムースな変速が可能となる。
A feature of the speed change mode of A4 is that two types of rotation of the
A4の変速形態において、減速比が大きくとれる前進1速段では減速用遊星歯車40で入力トルクが1.94倍に増幅され第2遊星歯車列30のサンギアS2に加わり、A3の変速形態で述べた如くA3の変速形態と同じ力が各歯車に作用するため説明は省略する。但しクラッチC1からC4に切り換わった後は動力が減速用遊星歯車40を通過しないため各歯車に作用する力が減少する。加えてA1の変速形態ではZR2/ZS2=2.25に対しA4の変速形態ではZR2/ZS2=1.571であるためリングギアの径を同じとすればサンギアS2の径は2.25/1.571=1.43倍となりA1の変速形態より1.43倍強度的に有利となる。A3及びA4の変速形態における変速比は類似しているがA4の変速形態の方が強度的には有利となる。尚、ギアレンジが8.04と十分牽引力が確保できる大きさのためトルクコンバータによるトルク増幅が必要なくなる点A3の変速形態と同じでありトルクコンバータを用いる必要もなくなる。
In the A4 speed change mode, at the first forward speed with a large reduction ratio, the input
そこで、図18に示すようにトルクコンバータに代えてインペラとタービンの2個の羽根車からなるトルク増幅のない流体継ぎ手10を流体伝導装置に用いることで、軸方向の長さと重量面でA1、A2の前進6速段の変速形態より有利にすることができる。又、各クラッチ及びブレーキの変速時のイナーシャ吸収容量もA3の変速形態と同じで大きくする必要はない。当然ギアレンジが8.04と大きく各変速段の段間差も小さくなるため発進以外のフルロックアップによる原動機直結も可能となり燃費の向上が図れる。
Therefore, as shown in FIG. 18, instead of the torque converter, a
図25はA4の変速形態における第1及び第2遊星歯車列20、30の第1と第4構成要素への入力装置部REを図4の如く変速装置の後方に配した入力装置部REの詳細である。図25はA4の変速形態の入力装置部REを変速装置の前方に配した図19を変速装機ケース1b中央の側壁に対し対象に配したもので、図19の保持部材2a、2b、2cが図25ではリアケース1cとなる以外同一である。
FIG. 25 shows an input device unit RE in which the input device unit RE to the first and fourth components of the first and second
1a トルクコンバータケース
1b 変速機ケース
1c リアケース
2a、2b、2c 保持部材
3 入力軸
10 トルクコンバータ、流体継ぎ手
20 第1遊星歯車列
30 第2遊星歯車列
40 減速用遊星歯車
C1、C2、C3、C4 クラッチ
B1、B2 ブレーキ
1a
Claims (8)
第2構成要素に入力軸(3)の回転を選択的に入力し、第1及び第4構成要素に前記入力軸(3)の回転、または減速用遊星歯車(40)を介した前記入力軸(3)の減速回転を選択的に入力し、第1及び第2構成要素を選択的に制動し、第3構成要素を出力する多段自動変速装置であって、
前記入力軸(3)を変速機ケースの両端で軸支し、前記変速機ケースの軸方向中央部に第3構成要素と連結したカウンターギア(5)を軸支する側壁を設け、
前記側壁の一方側の前記入力軸(3)と同軸上に、前記カウンターギア(5)と、前記カウンターギア(5)側から軸方向順に配した、第1遊星歯車列(20)と第2遊星歯車列(30)及び第2構成要素に前記入力軸(3)の回転を入力する第2クラッチ(C2)と、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の外周側に配した、第2構成要素を制動するワンウェイクラッチOWC及び第1ブレーキ(B1)と、からなる主変速装置を配し、
前記側壁の他方側の前記入力軸(3)と同軸上に、前記減速用遊星歯車(40)と、第4構成要素に前記入力軸(3)の回転を入力する第1クラッチ(C1)と、第1構成要素に前記減速用遊星歯車(40)を介した前記入力軸(3)の減速回転を入力する第3クラッチ(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第1入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の前記入力軸(3)と同軸上に、前記減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に前記減速用遊星歯車(40)を介した前記入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、からなる第2入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の入力軸3と同軸上に、前記減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に前記減速用遊星歯車(40)を介した前記入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第1構成要素に前記入力軸(3)の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第3入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の前記入力軸(3)と同軸上に、前記減速用遊星歯車(40)と、第4と第1構成要素に前記減速用遊星歯車(40)を介した前記入力軸(3)の減速回転を入力する第1と第3クラッチ(C1)、(C3)と、第1構成要素を制動する第2ブレーキ(B2)と、第4構成要素に前記入力軸3の回転を入力する第4クラッチ(C4)と、からなる第4入力装置を配し、
前記主変速装置と第1または第2入力装置の、前記第1、第2、第3クラッチ(C1)、(C2)、(C3)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進6速後進1速の変速段を得るようになし、
前記主変速装置と第3入力装置の、前記第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進8速後進1速の変速段を得るようになし、
前記主変速装置と第4入力装置の、前記第1、第2、第3、第4クラッチ(C1)、(C2)、(C3)、(C4)または第1、第2ブレーキ(B1)、(B2)及びワンウェイクラッチOWCの何れか2個を選択的に締結することにより前進10速後進1速の変速段を得るようになした多段自動変速装置。 The first sun gear (S1 ) of the first planetary gear train (20) of the first and second planetary gear trains (20), (30) comprising a sun gear, a planet carrier supporting a single pinion planetary gear, and a ring gear. ) and by connecting the second second ring gear of the planetary gear train (30) (R2) as a first component, a first planetary carrier of the first planetary gear train (20) (P1) second planetary gear train The second planetary carrier (P2) of (30) is connected as a second component, the first ring gear (R1) of the first planetary gear train (20 ) is the third component, and the second planetary gear train ( 30) the second sun gear (S2) as the fourth component,
The rotation of the input shaft (3) is selectively input to the second component, and the input shaft via the rotation of the input shaft (3) or the reduction planetary gear (40) is input to the first and fourth components. A multi-stage automatic transmission that selectively inputs the reduced rotation of (3), selectively brakes the first and second components, and outputs the third component,
The input shaft (3) is pivotally supported at both ends of the transmission case, and a side wall for pivotally supporting the counter gear (5) connected to the third component is provided at an axially central portion of the transmission case,
A first planetary gear train (20) and a second planetary gear train (5) arranged coaxially with the input shaft (3) on one side of the side wall in the axial direction from the counter gear (5) side. A second clutch (C2) for inputting rotation of the input shaft (3) to the planetary gear train (30) and the second component, and on the outer peripheral side of the first and second planetary gear trains (20), (30) A one-way clutch OWC for braking the second component and a first brake (B1),
The reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and a first clutch (C1) for inputting rotation of the input shaft (3) to a fourth component A third clutch (C3) for inputting a reduced rotation of the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) to the first component, and a second brake (B2) for braking the first component. A first input device comprising:
Or, the input through the reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. A second input device comprising a first and third clutches (C1) and (C3) for inputting a decelerated rotation of the shaft (3) and a second brake (B2) for braking the first component;
Or, the input planetary gear (40) coaxially with the input shaft 3 on the other side of the side wall, and the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. ) Input the decelerated rotation of the first and third clutches (C1) and (C3), the second brake (B2) for braking the first component, and the rotation of the input shaft (3) to the first component A third input device comprising a fourth clutch (C4) for inputting
Or, the input through the reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. The first and third clutches (C1) and (C3) for inputting the decelerated rotation of the shaft (3), the second brake (B2) for braking the first component, and the fourth component of the input shaft 3 A fourth input device comprising a fourth clutch (C4) for inputting rotation;
The first, second and third clutches (C1), (C2), (C3) or the first and second brakes (B1), (B2) of the main transmission and the first or second input device; By selectively engaging any two of the one-way clutch OWC, a forward 6-speed reverse 1-speed gear stage is obtained,
The first, second, third and fourth clutches (C1), (C2), (C3), (C4) or the first and second brakes (B1) of the main transmission and the third input device, (B2) and any one of the one-way clutch OWC are selectively engaged to obtain a forward speed of 8 speeds and a reverse speed of 1 speed,
The first, second, third and fourth clutches (C1), (C2), (C3) and (C4) or the first and second brakes (B1) of the main transmission and the fourth input device, (B2) and the one-way clutch OWC, a multi-stage automatic transmission that can obtain a gear position of 10 forward speeds and 1 reverse speed by selectively engaging two of them.
前記側壁の一方側に配される前記主変速装置は、前記カウンターギア(5)が、内周をL字状に曲げられた前記側壁のL字状円筒外周部で軸支され、
第1構成要素を形成する第1サンギア(S1)と第2リングギア(R2)が、第1及び第2遊星歯車列(20)、(30)の軸間で連結されるとともに、第1サンギア(S1)が前記側壁側に円筒状に延材されて第3連結部材(Z)と連結され、
第2構成要素を形成する第1と第2遊星キャリア(P1)、(P2)が、第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側を通って連結されて、第2クラッチ(C2)の前記摩擦部材を第2遊星歯車列(30)の外周径方向外側で係止させるとともに、第1遊星歯車列(20)の外周径方向外側に延材されて前記変速機ケースとの間にワンウェイクラッチOWCと第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止させ、
第4構成要素を形成する第2サンギア(S2)が、前記側壁側に円筒状に延材する第2連結部材(Y)と連結され、
第3構成要素を形成する第1リングギア(R1)が、前記カウンターギア(5)に連結され、
前記入力軸(3)に第2クラッチ(C2)のクラッチドラムが連結されるとともに、第2クラッチ(C2)の油圧サーボに、前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第2クラッチ(C2)のクラッチドラムの外周径方向外側の前記リアケースまたは隔壁に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボが設けられ、
前記入力軸(3)の外周方向に順に、第2連結部材(Y)と、第2遊星キャリア(P2)の第1遊星歯車列(20)側のサイド部材の環状延材部と、第3連結部材(Z)と連結する第1サンギア(S1)とを配し、第2連結部材(Y)を前記入力軸(3)で軸支し、前記サイド部材の環状延材部を第2連結部材(Y)で軸支し、第1サンギア(S1)を前記サイド部材の環状延材部と第2連結部材(Y)で軸支するようになした請求項1に記載の多段自動変速装置。 In the transmission case, a partition that separates the torque converter chamber and the transmission chamber from the front, and a rear case that seals the transmission chamber from the rear are detachably arranged. The input shaft (3 )
In the main transmission arranged on one side of the side wall, the counter gear (5) is pivotally supported by an L-shaped cylindrical outer peripheral portion of the side wall whose inner periphery is bent in an L shape,
The first sun gear (S1) and the second ring gear (R2) forming the first component are connected between the shafts of the first and second planetary gear trains (20) and (30), and the first sun gear (S1) is formed in a cylindrical shape on the side wall and connected to the third connecting member (Z),
The first and second planet carriers (P1) and (P2) forming the second component are connected to each other through the outer periphery in the outer peripheral radial direction of the second planetary gear train (30), and the second clutch (C2) The friction member is locked on the outer side in the outer peripheral radial direction of the second planetary gear train (30), and is extended to the outer side in the outer peripheral radial direction of the first planetary gear train (20) so as to be one-way between the transmission case and the transmission case. The friction member of the clutch OWC and the first brake (B1) is locked,
The second sun gear (S2) forming the fourth component is connected to the second connecting member (Y) extending cylindrically on the side wall side,
A first ring gear (R1) forming a third component is connected to the counter gear (5);
A clutch drum of the second clutch (C2) is connected to the input shaft (3), and hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the second clutch (C2) from the rear case or the partition wall on one side of the side wall. A hydraulic servo of the first brake (B1) is provided on the rear case or partition wall on the outer peripheral radial direction of the clutch drum of the second clutch (C2),
In order in the outer circumferential direction of the input shaft (3), the second connecting member (Y), the annular member of the side member on the first planetary gear train (20) side of the second planet carrier (P2), and the third The first sun gear (S1) to be connected to the connecting member (Z) is arranged, the second connecting member (Y) is pivotally supported by the input shaft (3), and the annular elongated member portion of the side member is second connected. The multi-stage automatic transmission according to claim 1, wherein the multi-stage automatic transmission is supported by a member (Y) and the first sun gear (S1) is supported by an annular extending member of the side member and a second connecting member (Y). .
前記減速用遊星歯車(40)の入力要素を連結する第1連結部材(X)を前記入力軸(3)にスプライン連結し、前記隔壁またはリアケース側から前記側壁に沿って順に第2と第3連結部材(Y)、(Z)を配し、前記側壁側の前記変速機ケースとの間に第3連結部材(Z)を制動する第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を配し、前記隔壁またはリアケースに第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配した請求項1に記載の多段自動変速装置。 The first, second, third, and fourth input devices arranged on the other side of the side wall include the reduction planetary gear (40) that is a constituent part and the first, third, or fourth clutch (C1). , (C3), (C4), and the second brake (B2), the outer periphery of a cylindrical boss portion in which the partition wall or rear case inner periphery on the other side of the side wall is cylindrically extended to the side wall side Arranged on the side, pivotally supports one end of the input shaft (3) at the inner periphery of the cylindrical boss portion, and fixes the fixing element of the reduction planetary gear (40) at the outer periphery of the cylindrical boss portion, An oil passage for supplying oil to the hydraulic servo of the first, third or fourth clutch (C1), (C3), (C4) is provided on the outer periphery of the cylindrical boss portion,
Said first coupling member for coupling the input element of the reduction planetary gear (40) to (X) spline connected to said input shaft (3), second and sequentially along said sidewall from said partition wall or the rear case side 3 the coupling member (Y), arranged friction member arranged (Z), a second brake for braking the third linking member (Z) between the transmission case of the side wall (B2), wherein The multi-stage automatic transmission according to claim 1, wherein a hydraulic servo of the second brake (B2) is arranged on the partition wall or the rear case .
前記減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第3リングギア(R0)のサイド部まで延材して第3リングギア(R0)を軸方向に保持し、第3遊星キャリア(P0)の前記側壁側のサイド部材に一体となる第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを設けて第2連結部材(Y)との間に摩擦部材を配するとともに、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第1連結部材(X)として前記入力軸(3)と連結し、
第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第3リングギア(R0)との間に摩擦部材を配するとともに前記側壁側に延材して第3連結部材(Z)と連結し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止した請求項3に記載の多段自動変速装置。 The first input device includes a third clutch (C3) and a double pinion planetary gear , which are arranged in order from the partition or rear case side to the cylindrical boss of the partition or rear case on the other side of the side wall . A planetary gear (40) and a first clutch (C1) are arranged ;
The third sun gear a (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the third sides members sandwiching the double pinion planetary gear of the planetary carrier (P0) of said reduction planetary gear (40) first 3-rolled material to the side of the ring gear (R0) third ring gear a (R0) and held in the axial direction, the first clutch to be integral with the third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) ( C1) a clutch drum is provided and a friction member is disposed between the clutch drum and the second connecting member (Y), and the first connecting member (X) is extended along the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case. coupled with the input shaft (3),
A clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the partition wall or the cylindrical boss portion of the rear case, and a friction member is disposed between the third ring gear (R0) and extends to the side wall side. Material to third coupled and the coupling member (Z), a multi-stage automatic transmission according to claim 3 which locks the friction member of the second brake (B2) to the outer peripheral portion.
前記減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3リングギア(R0)を第1連結部材(X)に連結し、
第1と第3クラッチ(C1)、(C3)共有の前記クラッチドラムを前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3遊星キャリア(P0)と連結し、前記減速用遊星歯車(40)の外周径方向外側で第2と第3連結部材(Y)、(Z)の間に第1と第3クラッチ(C1)、(C3)の摩擦部材を軸方向直列に配し、第3連結部材(Z)を前記クラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止した請求項3に記載の多段自動変速装置。 The second input device includes first and third clutches (C1) and (C3) that share a clutch drum in order from the partition wall or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition wall or rear case on the other side of the side wall. ) and the speed reduction planetary gear (40 composed of a single pinion planetary gear) and is arranged,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, and connecting the third ring gear a (R0) to the first coupling member (X),
The first and third clutch (C1), connected to the (C3) the third planetary carrier arranged rotatably to the clutch drum of the shared cylindrical boss outer periphery of said partition wall or the rear case (P0), for the reduction Friction members of the first and third clutches (C1) and (C3) are arranged in series in the axial direction between the second and third coupling members (Y) and (Z ) on the outer circumferential direction outer side of the planetary gear (40). The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein the third connecting member (Z) is extended outward in the outer circumferential radial direction of the clutch drum, and the friction member of the second brake (B2) is locked to the outer circumferential portion.
前記減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の前記側壁側のサイド部材を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を前記隔壁またはリアケース側に延材し、第3リングギア(R0)の前記外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第3と第4クラッチ(C3)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを設け、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の前記延材外周部と円周方向に2段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第3クラッチ(C3)の摩擦部材を配し、第3遊星キャリア(P0)の前記隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に2段となる前記クラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第3及び第4クラッチ(C3)、(C4)の前記摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となる前記クラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、
円周方向に2段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に前記側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止し、
第1連結部材(X)の外周径方向外側に第2連結部材(Y)に連結する第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを円周方向に2段となる前記クラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配した請求項3に記載の多段自動変速装置。 The third input device includes third and fourth clutches (C3) and (C4) that share a clutch drum in order from the partition wall or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition wall or rear case on the other side of the side wall. ) and, and the speed reduction planetary gear formed of a double pinion planetary gear (40), a first clutch (C1) and is arranged,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the partition or rear third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) Connected to the first connecting member (X) extending along the outer periphery of the cylindrical boss portion of the case , the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) is extended toward the partition wall or the rear case , and the third ring gear ( (R0) , the third and fourth clutches (C3) and (C4) having two stages in the circumferential direction across the outer peripheral extending material portion are provided, and a clutch drum that is shared and shared, and the cylindrical boss of the partition wall or the rear case A third clutch (C3) is disposed between the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) and the outer peripheral portion of the clutch drum which is arranged in two stages in the circumferential direction. arranged friction member, a third planet carrier The fourth friction member of the clutch (C4) between said partition wall or the inner circumferential side of the clutch drum of the clutch drum as a rear case of the side member clutch hub and circumferentially in two stages coupled to the P0) A piston that presses the friction member of the third and fourth clutches (C3), (C4) , and is arranged in an axial direction so as to overlap the side wall of the clutch drum having two stages in the circumferential direction;
A clutch drum on the outer periphery side of the clutch drum having two stages in the circumferential direction is connected to the third connecting member (Z), and the third connecting member (Z) is formed in a cylindrical shape toward the side wall so that the outer peripheral portion The friction member of the second brake (B2) is locked to
The opening portion of the clutch drum of the first clutch (C1) coupled to the second coupling member (Y) on the outer side in the outer peripheral radial direction of the first coupling member (X) is opposed to the clutch drum having two stages in the circumferential direction. The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein a friction member is arranged between the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) .
前記減速用遊星歯車(40)の第3サンギア(S0)を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第3遊星キャリア(P0)の前記側壁側のサイド部材を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第1連結部材(X)に連結し、第3リングギア(R0)の外周部を前記側壁側に延材し、
第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第3リングギア(R0)の外周部との間に摩擦部材を配し、
第1連結部材(X)の外周径方向外側で第2連結部材(Y)に連結し第3リングギア(R0)の前記外周延材部を挟んで円周方向に2段となる第1と第4クラッチ(C1)、(C4)共有の一体となるクラッチドラムを第3クラッチ(C3)のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第3リングギア(R0)の前記延材外周部と円周方向に2段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を配し、第1連結部材(X)に連結したクラッチハブと円周方向に2段となる前記クラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第4クラッチ(C4)の摩擦部材を配し、第1及び第4クラッチ(C1)、(C4)の前記摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に2段となる前記クラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、
第3クラッチ(C3)のクラッチドラムを第3連結部材(Z)に連結するとともに第3連結部材(Z)を筒状に前記側壁側に延材して外周部に第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止した請求項3に記載の多段自動変速装置。 The fourth input device includes the third clutch (C3) and the double pinion planetary gear in order from the partition or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition or rear case on the other side of the side wall . The planetary gear (40) and the first and fourth clutches (C1) and (C4) sharing the clutch drum are arranged ,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the partition or rear third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) Connected to the first connecting member (X) extending along the outer periphery of the cylindrical boss portion of the case , extending the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) toward the side wall,
A clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the partition wall or the cylindrical boss portion of the rear case, and a friction member is disposed between the outer periphery of the third ring gear (R0) ,
First coupling member first to be two stages in the circumferential direction across the outer peripheral extension member portion of the outer peripheral radially outward by the second connecting member third ring gear connected to the (Y) (R0) of (X) and A clutch drum that is shared by the fourth clutches (C1) and (C4) is arranged so that the opening part faces the clutch drum of the third clutch (C3) , and the outer circumference of the extended material of the third ring gear (R0) A friction hub of the first clutch (C1) is arranged between the clutch drum on the outer periphery side of the clutch drum and the clutch drum having two stages in the circumferential direction, and the clutch hub connected to the first connection member (X) and the circle A friction member of the fourth clutch (C4) is arranged between the clutch drum on the inner peripheral side of the clutch drum, which has two stages in the circumferential direction, and the friction of the first and fourth clutches (C1) and (C4) . The clutched piston that presses the member has two stages in the circumferential direction. Disposed to overlap in the axial direction on the side wall of the arm,
The clutch drum of the third clutch (C3) is connected to the third connecting member (Z), and the third connecting member (Z) is formed in a cylindrical shape toward the side wall so that the second brake (B2) is provided on the outer periphery. The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein the friction member is locked.
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