JP5185076B2

JP5185076B2 - transmission

Info

Publication number: JP5185076B2
Application number: JP2008288804A
Authority: JP
Inventors: 圭一丸山
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2008-11-11
Filing date: 2008-11-11
Publication date: 2013-04-17
Anticipated expiration: 2028-11-11
Also published as: JP2010116942A

Description

本発明は、複数の遊星歯車列を備える変速機に関する。 The present invention relates to a transmission including a plurality of planetary gear trains.

遊星歯車式の変速機には、入力軸と出力軸との間に遊星歯車列が設けられるとともに、遊星歯車列の各要素を制御するクラッチやブレーキが設けられている。そして、クラッチやブレーキを選択的に締結することにより、遊星歯車列の各要素を、入力要素、出力要素、反力要素として機能させ、入力軸から出力軸に所定のギヤ比で動力を伝達することが可能となっている。 In a planetary gear type transmission, a planetary gear train is provided between an input shaft and an output shaft, and a clutch and a brake for controlling each element of the planetary gear train are provided. Then, by selectively engaging the clutch and brake, each element of the planetary gear train functions as an input element, an output element, and a reaction force element, and transmits power from the input shaft to the output shaft at a predetermined gear ratio. It is possible.

このような遊星歯車式の変速機においては、常に燃費効率の良い領域でエンジンを運転するため、変速段数の多段化が求められている。そこで、４つの遊星歯車列を組み付けるとともに、６つのクラッチやブレーキを組み付けることにより、前進８段および後退１段の変速段数を備えた変速機が提案されている(たとえば、特許文献１参照)。
特開２００２−２１３５４５号公報 In such a planetary gear type transmission, in order to always operate the engine in a region where the fuel efficiency is good, it is required to increase the number of shift stages. Thus, a transmission having eight forward speeds and one reverse speed has been proposed by assembling four planetary gear trains and assembling six clutches and brakes (see, for example, Patent Document 1).
JP 2002-213545 A

ところで、車両に求められる燃費性能は益々高くなる傾向にあるため、変速機の変速段数についても更なる多段化が求められている。しかしながら、前進８段よりも変速段数を多く設定するためには、変速歯車列やクラッチ等を増加させる必要があることから、変速機の大型化や高コスト化を招く要因となっていた。 By the way, since the fuel efficiency required for vehicles tends to be higher, the number of shift stages of the transmission is required to be further increased. However, in order to set a larger number of shift stages than eight forward stages, it is necessary to increase the transmission gear train, clutches, and the like, which has been a factor in increasing the size and cost of the transmission.

また、特許文献１に記載される変速機にあっては、各変速段において４つのクラッチやブレーキが解放されることから、変速機の動力伝達効率を低下させる要因となっていた。すなわち、解放されるクラッチやブレーキには引き摺りトルクが発生することから、引き摺りトルクを軽減して変速機の動力伝達効率を向上させるためには、解放されるクラッチやブレーキを減らすことが重要となっている。 Further, in the transmission described in Patent Document 1, four clutches and brakes are released at each shift stage, which has been a factor of reducing the power transmission efficiency of the transmission. That is, since drag torque is generated in the released clutch and brake, it is important to reduce the number of released clutch and brake in order to reduce the drag torque and improve the power transmission efficiency of the transmission. ing.

本発明の目的は、変速機の大型化を招くことなく、変速段数の多段化を図ることにある。 An object of the present invention is to increase the number of shift stages without increasing the size of the transmission.

本発明の目的は、解放されるクラッチやブレーキを減らすことにより、変速機の動力伝達効率を向上させることにある。 An object of the present invention is to improve the power transmission efficiency of a transmission by reducing the number of clutches and brakes to be released.

本発明の変速機は、入力軸と出力軸との間に複数の動力伝達経路を備える変速機であって、前記入力軸に連結されるキャリアを備える第１遊星歯車列と、前記第１遊星歯車列のサンギヤに連結されるサンギヤを備える第２遊星歯車列と、前記出力軸に連結されるリングギヤと、前記第２遊星歯車列のリングギヤに連結されるキャリアとを備える第３遊星歯車列とを有し、前記第１および第３遊星歯車列はシングルピニオン型の遊星歯車列であり、前記第２遊星歯車列はダブルピニオン型の遊星歯車列であり、前記第１遊星歯車列のキャリアと前記第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第１摩擦係合要素を設け、前記第１遊星歯車列のリングギヤと前記第３遊星歯車列のキャリアとの間に第２摩擦係合要素を設け、前記第１遊星歯車列のリングギヤと前記第３遊星歯車列のリングギヤとの間に第３摩擦係合要素を設け、前記第２遊星歯車列のキャリアと前記第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第４摩擦係合要素を設け、前記第２遊星歯車列のキャリアとケースとの間に第５摩擦係合要素を設け、前記第１遊星歯車列のサンギヤと前記ケースとの間に第６摩擦係合要素を設けることを特徴とする。 The transmission according to the present invention is a transmission including a plurality of power transmission paths between an input shaft and an output shaft, and includes a first planetary gear train including a carrier coupled to the input shaft, and the first planetary gear. A second planetary gear train comprising a sun gear coupled to the sun gear of the gear train; a ring gear coupled to the output shaft; and a carrier coupled to the ring gear of the second planetary gear train; has the first and third planetary gear train is a planetary gear train of single-pinion type, the second planetary gear train Ri planetary gear train der double-pinion type, said first planetary gear train of the carrier A first friction engagement element is provided between the ring gear of the first planetary gear train and a carrier of the third planetary gear train. A ring gear of the first planetary gear train And a third friction engagement element between the ring gear of the third planetary gear train and a fourth friction engagement element between the carrier of the second planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train. provided, the fifth friction engagement element disposed between the second planetary gear train of the carrier and the case, providing a sixth frictional engagement element between the first planetary gear train sun and the case of Rukoto It is characterized by.

本発明の変速機は、入力軸と出力軸との間に複数の動力伝達経路を備える変速機であって、前記入力軸に連結されるキャリアを備える第１遊星歯車列と、前記第１遊星歯車列のサンギヤに連結されるサンギヤを備える第２遊星歯車列と、前記出力軸に連結されるリングギヤと、前記第２遊星歯車列のリングギヤに連結されるキャリアとを備える第３遊星歯車列とを有し、前記第１および第３遊星歯車列はシングルピニオン型の遊星歯車列であり、前記第２遊星歯車列はダブルピニオン型の遊星歯車列であり、前記第１遊星歯車列のキャリアと前記第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第１摩擦係合要素を設け、前記第１遊星歯車列のリングギヤと前記第３遊星歯車列のキャリアとの間に第２摩擦係合要素を設け、前記第１遊星歯車列のリングギヤと前記第３遊星歯車列のリングギヤとの間に第３摩擦係合要素を設け、前記第２遊星歯車列のキャリアと前記第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第４摩擦係合要素を設け、前記第２遊星歯車列のキャリアとケースとの間に第５摩擦係合要素を設け、前記第２遊星歯車列のサンギヤと前記ケースとの間に第６摩擦係合要素を設けることを特徴とする。 The transmission according to the present invention is a transmission including a plurality of power transmission paths between an input shaft and an output shaft, and includes a first planetary gear train including a carrier coupled to the input shaft, and the first planetary gear. A second planetary gear train comprising a sun gear coupled to the sun gear of the gear train; a ring gear coupled to the output shaft; and a carrier coupled to the ring gear of the second planetary gear train; The first and third planetary gear trains are single-pinion type planetary gear trains, the second planetary gear train is a double-pinion type planetary gear train, and the carrier of the first planetary gear train A first friction engagement element is provided between the sun gear of the third planetary gear train, and a second friction engagement element is provided between the ring gear of the first planetary gear train and the carrier of the third planetary gear train. , Ring gear of the first planetary gear train And a third friction engagement element between the ring gear of the third planetary gear train and a fourth friction engagement element between the carrier of the second planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train. A fifth friction engagement element is provided between the carrier of the second planetary gear train and the case, and a sixth friction engagement element is provided between the sun gear of the second planetary gear train and the case. Features.

本発明によれば、入力軸に連結されるキャリアを備える第１遊星歯車列と、第１遊星歯車列のサンギヤに連結されるサンギヤを備える第２遊星歯車列と、出力軸に連結されるリングギヤと第２遊星歯車列のリングギヤに連結されるキャリアとを備える第３遊星歯車列とを設けるようにしたので、変速機の大型化を招くことなく、変速段数の多段化を図ることが可能となる。しかも、３つの遊星歯車列のうち２つの遊星歯車列がシングルピニオン型の遊星歯車列であるため、変速機の動力伝達効率を向上させることが可能となる。 According to the present invention, a first planetary gear train having a carrier coupled to an input shaft, a second planetary gear train having a sun gear coupled to a sun gear of the first planetary gear train, and a ring gear coupled to an output shaft. And a third planetary gear train provided with a carrier coupled to the ring gear of the second planetary gear train, it is possible to increase the number of gears without increasing the size of the transmission. Become. Moreover, since the two planetary gear trains of the three planetary gear trains are single pinion type planetary gear trains, the power transmission efficiency of the transmission can be improved.

さらに、第１遊星歯車列のキャリアと第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第１摩擦係合要素を設け、第１遊星歯車列のリングギヤと第３遊星歯車列のキャリアとの間に第２摩擦係合要素を設け、第１遊星歯車列のリングギヤと第３遊星歯車列のリングギヤとの間に第３摩擦係合要素を設け、第２遊星歯車列のキャリアと第３遊星歯車列のサンギヤとの間に第４摩擦係合要素を設け、第２遊星歯車列のキャリアとケースとの間に第５摩擦係合要素を設けるようにしたので、各変速段において解放される摩擦係合要素を減らすことが可能となる。これにより、変速機の動力伝達効率を向上させることが可能となる。 In addition, a first friction engagement element is provided between the carrier of the first planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train, and the first frictional gear is arranged between the ring gear of the first planetary gear train and the carrier of the third planetary gear train. 2 friction engagement elements are provided, a third friction engagement element is provided between the ring gear of the first planetary gear train and the ring gear of the third planetary gear train, and the carrier of the second planetary gear train and the third planetary gear train Since the fourth frictional engagement element is provided between the sun gear and the fifth frictional engagement element is provided between the carrier and the case of the second planetary gear train, the frictional engagement released at each gear stage is provided. It becomes possible to reduce elements. As a result, the power transmission efficiency of the transmission can be improved.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は本発明の一実施の形態である変速機１０を示すスケルトン図である。図１に示すように、変速機１０は遊星歯車式の自動変速機であり、３組の遊星歯車列Ｇ１〜Ｇ３、４組のクラッチＡ〜Ｃ，Ｅ、２組のブレーキＤ，Ｆによって構成されている。そして、クラッチＡ〜Ｃ，ＥやブレーキＤ，Ｆを選択的に締結することにより、入力軸１１と出力軸１２との間の動力伝達径路を切り換えることができ、所定のギヤ比で入力軸１１から出力軸１２に動力を伝達することが可能となっている。なお、入力軸１１には図示しないトルクコンバータを介してエンジンが連結されており、出力軸１２には図示しないデファレンシャル機構を介して駆動輪が連結されている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing a transmission 10 according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the transmission 10 is a planetary gear type automatic transmission, and is constituted by three sets of planetary gear trains G1 to G3, four sets of clutches A to C and E, and two sets of brakes D and F. Has been. Then, by selectively engaging the clutches A to C and E and the brakes D and F, the power transmission path between the input shaft 11 and the output shaft 12 can be switched, and the input shaft 11 can be switched at a predetermined gear ratio. It is possible to transmit power to the output shaft 12. An engine is connected to the input shaft 11 via a torque converter (not shown), and driving wheels are connected to the output shaft 12 via a differential mechanism (not shown).

第１遊星歯車列Ｇ１は、サンギヤＳ１と、これの径方向外方に配置されるリングギヤＲ１とを有している。また、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１との間には複数のピニオンギヤＰ１が設けられており、遊星歯車列Ｇ１はピニオンギヤＰ１を回転自在に支持するとともに入力軸１１に連結されるキャリアＣ１を有している。なお、遊星歯車列Ｇ１はシングルピニオン型の遊星歯車列であり、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１とは１種類のピニオンギヤＰ１を介して噛み合っている。 The first planetary gear train G1 has a sun gear S1 and a ring gear R1 disposed radially outward of the sun gear S1. A plurality of pinion gears P1 are provided between the sun gear S1 and the ring gear R1, and the planetary gear train G1 has a carrier C1 that rotatably supports the pinion gear P1 and is connected to the input shaft 11. . The planetary gear train G1 is a single pinion type planetary gear train, and the sun gear S1 and the ring gear R1 mesh with each other via one kind of pinion gear P1.

第２遊星歯車列Ｇ２は、サンギヤＳ１に連結されるサンギヤＳ２と、これの径方向外方に配置されるリングギヤＲ２とを有している。また、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２との間には複数のピニオンギヤＰ２ａ，Ｐ２ｂが設けられており、遊星歯車列Ｇ２はピニオンギヤＰ２ａ，Ｐ２ｂを回転自在に支持するキャリアＣ２を有している。なお、遊星歯車列Ｇ２はダブルピニオン型の遊星歯車列であり、サンギヤＳ２とリングギヤＲ２とは２種類のピニオンギヤＰ２ａ，Ｐ２ｂを介して噛み合っている。 The second planetary gear train G2 has a sun gear S2 connected to the sun gear S1, and a ring gear R2 arranged radially outward thereof. A plurality of pinion gears P2a and P2b are provided between the sun gear S2 and the ring gear R2, and the planetary gear train G2 has a carrier C2 that rotatably supports the pinion gears P2a and P2b. The planetary gear train G2 is a double pinion type planetary gear train, and the sun gear S2 and the ring gear R2 mesh with each other via two types of pinion gears P2a and P2b.

第３遊星歯車列Ｇ３は、サンギヤＳ３と、これの径方向外方に配置されるとともに出力軸１２に連結されるリングギヤＲ３とを有している。また、サンギヤＳ３とリングギヤＲ３との間には複数のピニオンギヤＰ３が設けられており、遊星歯車列Ｇ３はピニオンギヤＰ３を回転自在に支持するとともにリングギヤＲ２に連結されるキャリアＣ３を有している。なお、遊星歯車列Ｇ３はシングルピニオン型の遊星歯車列であり、サンギヤＳ３とリングギヤＲ３とは１種類のピニオンギヤＰ３を介して噛み合っている。 The third planetary gear train G3 includes a sun gear S3 and a ring gear R3 that is disposed radially outward of the third gear train G3 and connected to the output shaft 12. A plurality of pinion gears P3 are provided between the sun gear S3 and the ring gear R3, and the planetary gear train G3 has a carrier C3 that rotatably supports the pinion gear P3 and is connected to the ring gear R2. The planetary gear train G3 is a single pinion type planetary gear train, and the sun gear S3 and the ring gear R3 are engaged with each other via one kind of pinion gear P3.

ここで、図２は変速機１０の各要素の連結状態を示す概略図である。図１および図２に示すように、遊星歯車列Ｇ１のキャリアＣ１と遊星歯車列Ｇ３のサンギヤＳ３との間には、第１摩擦係合要素としてのクラッチＡが設けられている。このクラッチＡを締結状態に切り換えることにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを同じ回転数で回転させることが可能となる。また、遊星歯車列Ｇ１のリングギヤＲ１と遊星歯車列Ｇ３のキャリアＣ３との間には、第２摩擦係合要素としてのクラッチＢが設けられている。このクラッチＢを締結状態に切り換えることにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを同じ回転数で回転させることが可能となる。 Here, FIG. 2 is a schematic view showing a connected state of each element of the transmission 10. As shown in FIGS. 1 and 2, a clutch A as a first friction engagement element is provided between the carrier C1 of the planetary gear train G1 and the sun gear S3 of the planetary gear train G3. By switching the clutch A to the engaged state, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated at the same rotational speed. In addition, a clutch B as a second friction engagement element is provided between the ring gear R1 of the planetary gear train G1 and the carrier C3 of the planetary gear train G3. By switching the clutch B to the engaged state, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated at the same rotational speed.

また、遊星歯車列Ｇ１のリングギヤＲ１と遊星歯車列Ｇ３のリングギヤＲ３との間には、第３摩擦係合要素としてのクラッチＣが設けられている。このクラッチＣを締結状態に切り換えることにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを同じ回転数で回転させることが可能となる。さらに、遊星歯車列Ｇ２のキャリアＣ２と遊星歯車列Ｇ３のサンギヤＳ３との間には、第４摩擦係合要素としてのクラッチＥが設けられている。このクラッチＥを締結状態に切り換えることにより、キャリアＣ２とサンギヤＳ３とを同じ回転数で回転させることが可能となる。 Further, a clutch C as a third friction engagement element is provided between the ring gear R1 of the planetary gear train G1 and the ring gear R3 of the planetary gear train G3. By switching the clutch C to the engaged state, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated at the same rotational speed. Further, a clutch E as a fourth friction engagement element is provided between the carrier C2 of the planetary gear train G2 and the sun gear S3 of the planetary gear train G3. By switching the clutch E to the engaged state, the carrier C2 and the sun gear S3 can be rotated at the same rotational speed.

また、遊星歯車列Ｇ２のキャリアＣ２と変速機１０のケース１３との間には、第５摩擦係合要素としてのブレーキＦが設けられている。このブレーキＦを締結状態に切り換えることにより、キャリアＣ２をケース１３に対して固定することができ、キャリアＣ２の回転を制止することが可能となる。さらに、遊星歯車列Ｇ１のサンギヤＳ１とケース１３との間には、第６摩擦係合要素としてのブレーキＤが設けられている。このブレーキＤを締結状態に切り換えることにより、サンギヤＳ１をケース１３に対して固定することができ、サンギヤＳ１の回転を制止することが可能となる。 Further, a brake F as a fifth friction engagement element is provided between the carrier C2 of the planetary gear train G2 and the case 13 of the transmission 10. By switching the brake F to the engaged state, the carrier C2 can be fixed to the case 13, and the rotation of the carrier C2 can be stopped. Further, a brake D as a sixth friction engagement element is provided between the sun gear S1 of the planetary gear train G1 and the case 13. By switching the brake D to the engaged state, the sun gear S1 can be fixed to the case 13, and the rotation of the sun gear S1 can be stopped.

ここで、図３はクラッチＡ〜Ｃ，ＥおよびブレーキＤ，Ｆの締結状態とこれによって得られる変速段との関係を示す作動表であり、図４〜図１４は遊星歯車列Ｇ１〜Ｇ３の各要素の回転速度を示す速度線図である。また、図３においては、締結状態となるクラッチＡ〜Ｃ，ＥやブレーキＤ，Ｆに対して○印を付している。なお、ＺＳ１はサンギヤＳ１の歯数であり、ＺＲ１はリングギヤＲ１の歯数であり、ＺＳ２はサンギヤＳ２の歯数であり、ＺＲ２はリングギヤＲ２の歯数であり、ＺＳ３はサンギヤＳ３の歯数であり、ＺＲ３はリングギヤＲ３の歯数である。また、ρ１は遊星歯車列Ｇ１のギヤ比であり、ρ２は遊星歯車列Ｇ２のギヤ比であり、ρ３は遊星歯車列Ｇ３のギヤ比である。 Here, FIG. 3 is an operation table showing the relationship between the engaged states of the clutches A to C and E and the brakes D and F and the shift speed obtained thereby, and FIGS. 4 to 14 show the planetary gear trains G1 to G3. It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element. In FIG. 3, the clutches A to C and E and the brakes D and F that are in the engaged state are marked with a circle. ZS1 is the number of teeth of the sun gear S1, ZR1 is the number of teeth of the ring gear R1, ZS2 is the number of teeth of the sun gear S2, ZR2 is the number of teeth of the ring gear R2, and ZS3 is the number of teeth of the sun gear S3. Yes, ZR3 is the number of teeth of the ring gear R3. Ρ1 is the gear ratio of the planetary gear train G1, ρ2 is the gear ratio of the planetary gear train G2, and ρ3 is the gear ratio of the planetary gear train G3.

図３および図４に示すように、変速段を後退段(Ｒｅｖ)に設定する際には、クラッチＡおよびブレーキＤ，Ｆが締結状態に切り換えられる。クラッチＡを締結することにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。また、ブレーキＤを締結することにより、サンギヤＳ１，Ｓ２を停止させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、リングギヤＲ３および出力軸１２を後退段のギヤ比で駆動することが可能となっている。続いて、図３および図５に示すように、変速段をニュートラル(Ｎ)に設定する際には、クラッチＡおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＡを締結することにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。また、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、リングギヤＲ３および出力軸１２を停止させることが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 4, when the gear position is set to the reverse speed (Rev), the clutch A and the brakes D and F are switched to the engaged state. By engaging the clutch A, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the brake D, the sun gears S1 and S2 can be stopped. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. As a result, the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a reverse gear ratio. Subsequently, as shown in FIGS. 3 and 5, when the gear position is set to neutral (N), the clutch A and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch A, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. As a result, the ring gear R3 and the output shaft 12 can be stopped.

図３および図６に示すように、変速段を第１速(１ｓｔ)に設定する際は、クラッチＡ，ＢおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＡを締結することにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、リングギヤＲ３および出力軸１２を第１速のギヤ比で駆動することが可能となっている。続いて、図３および図７に示すように、変速段を第２速(２ｎｄ)に設定する際は、クラッチＡ，ＣおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＡを締結することにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＣを締結することにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、第１速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第２速のギヤ比で駆動することが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 6, when the gear position is set to the first speed (1st), the clutches A and B and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch A, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. As a result, the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at the first speed gear ratio. Subsequently, as shown in FIGS. 3 and 7, when the gear position is set to the second speed (2nd), the clutches A and C and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch A, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch C, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. Thereby, the ring gear R3 can be accelerated more than the first speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the second speed.

図３および図８に示すように、変速段を第３速(３ｒｄ)に設定する際は、クラッチＢ，ＣおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＣを締結することにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、第２速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第３速のギヤ比で駆動することが可能となっている。続いて、図３および図９に示すように、変速段を第４速(４ｔｈ)に設定する際は、クラッチＣ，ＥおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＣを締結することにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＥを締結することにより、キャリアＣ２とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、第３速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第４速のギヤ比で駆動することが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 8, when the gear position is set to the third speed (3rd), the clutches B and C and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch C, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. Thereby, the ring gear R3 can be increased more than the second speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the third speed. Subsequently, as shown in FIGS. 3 and 9, when setting the gear position to the fourth speed (4th), the clutches C and E and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch C, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch E, the carrier C2 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. Thereby, the ring gear R3 can be increased more than the third speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the fourth speed.

図３および図１０に示すように、変速段を第５速(５ｔｈ)に設定する際は、クラッチＢ，ＥおよびブレーキＦが締結状態に切り換えられる。クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＥを締結することにより、キャリアＣ２とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＦを締結することにより、キャリアＣ２を停止させることが可能となる。これにより、第４速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第５速のギヤ比で駆動することが可能となっている。続いて、図３および図１１に示すように、変速段を第６速(６ｔｈ)に設定する際は、クラッチＢ，Ｃ，Ｅが締結状態に切り換えられる。クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＣを締結することにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、クラッチＥを締結することにより、キャリアＣ２とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。これにより、第５速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第６速のギヤ比で駆動することが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 10, when the gear position is set to the fifth speed (5th), the clutches B and E and the brake F are switched to the engaged state. By engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch E, the carrier C2 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the brake F, the carrier C2 can be stopped. As a result, the ring gear R3 can be accelerated more than the fourth speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the fifth speed. Subsequently, as shown in FIGS. 3 and 11, when the gear position is set to the sixth speed (6th), the clutches B, C, and E are switched to the engaged state. By engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch C, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch E, the carrier C2 and the sun gear S3 can be rotated together. Thereby, the ring gear R3 can be increased more than the fifth speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the sixth speed.

図３および図１２に示すように、変速段を第７速(７ｔｈ)に設定する際は、クラッチＢ，ＥおよびブレーキＤが締結状態に切り換えられる。クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＥを締結することにより、キャリアＣ２とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＤを締結することにより、サンギヤＳ１，Ｓ２を停止させることが可能となる。これにより、第６速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第７速のギヤ比で駆動することが可能となっている。続いて、図３および図１３に示すように、変速段を第８速(８ｔｈ)に設定する際は、クラッチＢ，ＣおよびブレーキＤが締結状態に切り換えられる。クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＣを締結することにより、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＤを締結することにより、サンギヤＳ１，Ｓ２を停止させることが可能となる。これにより、第７速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第８速のギヤ比で駆動することが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 12, when the gear position is set to the seventh speed (7th), the clutches B and E and the brake D are switched to the engaged state. By engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch E, the carrier C2 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the brake D, the sun gears S1 and S2 can be stopped. As a result, the ring gear R3 can be accelerated more than the sixth speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the seventh speed. Subsequently, as shown in FIGS. 3 and 13, when setting the gear position to the eighth speed (8th), the clutches B and C and the brake D are switched to the engaged state. By engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch C, the ring gear R1 and the ring gear R3 can be rotated together. Further, by engaging the brake D, the sun gears S1 and S2 can be stopped. Thereby, the ring gear R3 can be increased more than the seventh speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the eighth speed.

図３および図１４に示すように、変速段を第９速(９ｔｈ)に設定する際は、クラッチＡ，ＢおよびブレーキＤが締結状態に切り換えられる。クラッチＡを締結することにより、キャリアＣ１とサンギヤＳ３とを一体に回転させることが可能となる。また、クラッチＢを締結することにより、リングギヤＲ１とキャリアＣ３とを一体に回転させることが可能となる。さらに、ブレーキＤを締結することにより、サンギヤＳ１，Ｓ２を停止させることが可能となる。これにより、第８速よりもリングギヤＲ３を増速させることができ、リングギヤＲ３および出力軸１２を第９速のギヤ比で駆動することが可能となっている。ここで、図１５は変速段毎に遊星歯車列Ｇ３の各要素の回転速度を示す速度線図である。前述したように図３の作動表に応じてクラッチＡ〜Ｃ，ＥやブレーキＤ，Ｆを締結することにより、図１５に示すように遊星歯車列Ｇ３の作動状態を制御することができ、第１速から第９速にかけてリングギヤＲ３を徐々に増速させることが可能となっている。 As shown in FIGS. 3 and 14, when the gear position is set to the ninth speed (9th), the clutches A and B and the brake D are switched to the engaged state. By engaging the clutch A, the carrier C1 and the sun gear S3 can be rotated together. Further, by engaging the clutch B, the ring gear R1 and the carrier C3 can be rotated together. Further, by engaging the brake D, the sun gears S1 and S2 can be stopped. Thereby, the ring gear R3 can be increased more than the eighth speed, and the ring gear R3 and the output shaft 12 can be driven at a gear ratio of the ninth speed. Here, FIG. 15 is a speed diagram showing the rotational speed of each element of the planetary gear train G3 for each gear position. As described above, by engaging the clutches A to C and E and the brakes D and F according to the operation table of FIG. 3, the operation state of the planetary gear train G3 can be controlled as shown in FIG. The ring gear R3 can be gradually increased from the first speed to the ninth speed.

これまで説明したように、本発明の変速機１０は、入力軸１１に連結されるキャリアＣ１を備える遊星歯車列Ｇ１と、出力軸１２に連結されるリングギヤＲ３を備える遊星歯車列Ｇ３と、サンギヤＳ１に連結されるサンギヤＳ２およびキャリアＣ３に連結されるリングギヤＲ２を備える遊星歯車列Ｇ１とを有している。また、キャリアＣ１とサンギヤＳ３との間にクラッチＡを設け、リングギヤＲ１とキャリアＣ３との間にクラッチＢを設け、リングギヤＲ１とリングギヤＲ３との間にクラッチＣを設け、サンギヤＳ１とケース１３との間にブレーキＤを設け、キャリアＣ２とサンギヤＳ３との間にクラッチＥを設け、キャリアＣ２とケース１３との間にブレーキＦを設けるようにしている。これにより、３組の遊星歯車列Ｇ１〜Ｇ３および６組の摩擦係合要素Ａ〜Ｆを増加させることなく、すなわち変速機１０の大型化および高コスト化を招くことなく、前進９段および後退１段の変速段数を設定することが可能となる。しかも、３組の遊星歯車列Ｇ１〜Ｇ３のうち、２組の遊星歯車列Ｇ１，Ｇ３は動力伝達効率の高いシングルピニオン型の遊星歯車列であるため、変速機１０の動力伝達効率を向上させることが可能となる。 As described above, the transmission 10 of the present invention includes the planetary gear train G1 including the carrier C1 connected to the input shaft 11, the planetary gear train G3 including the ring gear R3 connected to the output shaft 12, and the sun gear. A planetary gear train G1 having a sun gear S2 connected to S1 and a ring gear R2 connected to a carrier C3. Further, the clutch A is provided between the carrier C1 and the sun gear S3, the clutch B is provided between the ring gear R1 and the carrier C3, the clutch C is provided between the ring gear R1 and the ring gear R3, and the sun gear S1 and the case 13 A brake D is provided between the carrier C2 and the sun gear S3, a clutch E is provided between the carrier C2 and the case 13, and a brake F is provided between the carrier C2 and the case 13. As a result, without increasing the three sets of planetary gear trains G1 to G3 and the six sets of friction engagement elements A to F, that is, without increasing the size and cost of the transmission 10, the forward 9 stages and the reverse It is possible to set the number of shift stages of one stage. Moreover, among the three sets of planetary gear trains G1 to G3, the two sets of planetary gear trains G1 and G3 are single-pinion type planetary gear trains with high power transmission efficiency, so that the power transmission efficiency of the transmission 10 is improved. It becomes possible.

また、図３に示すように、変速段を切り換える際には３つの摩擦係合要素Ａ〜Ｆを選択して締結状態に切り換えている。このように、多くの摩擦係合要素Ａ〜Ｆを締結状態に切り換えることにより、解放される摩擦係合要素Ａ〜Ｆを削減することができ、摩擦係合要素Ａ〜Ｆの引き摺りトルクを抑制することが可能となる。これにより、変速機１０の動力伝達効率を向上させることが可能となる。また、変速段を切り換える際には３つの摩擦係合要素Ａ〜Ｆを選択して締結状態に切り換えているが、隣り合う変速段に切り換える際や１段ずつ飛ばして変速段を切り換える際には、締結する摩擦係合要素Ａ〜Ｆの２つが共通となっている。すなわち、２つの摩擦係合要素Ａ〜Ｆの締結状態を保持したまま、残る１つの摩擦係合要素Ａ〜Ｆを掛け替えることにより、変速段を切り換えることができるため、俊敏かつ滑らかな変速品質を得ることが可能となる。 Further, as shown in FIG. 3, when the gear position is switched, the three friction engagement elements A to F are selected and switched to the engaged state. Thus, by switching many friction engagement elements A to F to the engaged state, the friction engagement elements A to F to be released can be reduced, and the drag torque of the friction engagement elements A to F is suppressed. It becomes possible to do. Thereby, the power transmission efficiency of the transmission 10 can be improved. In addition, when switching the shift speed, the three friction engagement elements A to F are selected and switched to the engaged state, but when switching to the adjacent shift speed or when switching the shift speed by skipping one speed step by step. The two friction engagement elements A to F to be fastened are common. That is, since the gear stage can be switched by switching the remaining one friction engagement element A to F while maintaining the engagement state of the two friction engagement elements A to F, the speed change quality is quick and smooth. Can be obtained.

また、前述した変速機１０においては、遊星歯車列Ｇ１のサンギヤＳ１とケース１３との間にブレーキＤを設けているが、他の要素に対して第６摩擦係合要素としてのブレーキを設けるようにしても良い。ここで、図１６は本発明の他の実施の形態である変速機２０を示すスケルトン図である。なお、図１６において、図１に示す部材と同一の部材については、同一の符号を付してその説明を省略する。図１６に示すように、遊星歯車列Ｇ２のサンギヤＳ２とケース１３との間には、第６摩擦係合要素としてのブレーキＤ２が設けられている。このように、ブレーキＤ２を配置した場合であっても、ブレーキＤ２を前述したブレーキＤと同様に図３の作動表に従って締結することにより、前進９段および後退１段の変速段数を得ることが可能となっている。このように、サンギヤＳ２に対してブレーキＤ２を設けるようにした変速機２０においても、３組の遊星歯車列Ｇ１〜Ｇ３および６組の摩擦係合要素Ａ〜Ｃ，Ｄ２，Ｅ，Ｆを増加させることなく、前進９段および後退１段の変速段数を設定することが可能となっている。また、前述した変速機１０と同様に、図３の作動表に従って変速段を切り換えることができるため、俊敏かつ滑らかな変速品質を得ることができるとともに、変速機２０の動力伝達効率を向上させることが可能となっている。 In the transmission 10 described above, the brake D is provided between the sun gear S1 of the planetary gear train G1 and the case 13, but a brake as a sixth friction engagement element is provided for the other elements. Anyway. Here, FIG. 16 is a skeleton diagram showing a transmission 20 according to another embodiment of the present invention. In FIG. 16, the same members as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted. As shown in FIG. 16, a brake D2 as a sixth friction engagement element is provided between the sun gear S2 of the planetary gear train G2 and the case 13. Thus, even when the brake D2 is arranged, the number of shift stages of 9 forward speeds and 1 reverse speed can be obtained by fastening the brake D2 according to the operation table of FIG. It is possible. Thus, also in the transmission 20 in which the brake D2 is provided for the sun gear S2, the three planetary gear trains G1 to G3 and the six sets of friction engagement elements A to C, D2, E, and F are increased. Without changing, it is possible to set the number of shift stages of 9 forward speeds and 1 reverse speed. Further, similar to the transmission 10 described above, the gear position can be switched according to the operation table of FIG. 3, so that agile and smooth gear shifting quality can be obtained and the power transmission efficiency of the transmission 20 can be improved. Is possible.

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、図３には変速段毎にギヤ比(入力軸回転数／出力軸回転数)やステップ比(当変速段ギヤ比／前変速段ギヤ比)の数値を示しているが、これらの数値に限られることはなく、エンジン特性等に応じてギヤ比やステップ比を変更しても良いことはいうまでもない。 It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, FIG. 3 shows the numerical values of the gear ratio (input shaft rotational speed / output shaft rotational speed) and step ratio (current gear speed gear ratio / previous gear speed gear ratio) for each speed stage. Needless to say, the gear ratio and the step ratio may be changed according to the engine characteristics and the like.

また、図示する場合には、入力軸１１側に遊星歯車列Ｇ２が配置され、出力軸１２側に遊星歯車列Ｇ３が配置され、遊星歯車列Ｇ２と遊星歯車列Ｇ３との間に遊星歯車列Ｇ１が配置されているが、この位置関係に限られることはなく、入力軸１１側に遊星歯車列Ｇ１，Ｇ３を配置しても良く、出力軸１２側に遊星歯車列Ｇ１，Ｇ２を配置しても良い。さらに、摩擦係合要素としてクラッチＡ〜Ｃ，ＥやブレーキＤ，Ｆを設けているが、これらのクラッチＡ〜Ｃ，ＥやブレーキＤ，Ｆは、乾式や湿式のクラッチやブレーキであっても良く、単板式や多板式のクラッチやブレーキであっても良い。 In the illustrated case, the planetary gear train G2 is disposed on the input shaft 11 side, the planetary gear train G3 is disposed on the output shaft 12 side, and the planetary gear train is disposed between the planetary gear train G2 and the planetary gear train G3. Although G1 is disposed, the positional relationship is not limited to this, and the planetary gear trains G1 and G3 may be disposed on the input shaft 11 side, and the planetary gear trains G1 and G2 are disposed on the output shaft 12 side. May be. Furthermore, although the clutches A to C and E and the brakes D and F are provided as friction engagement elements, these clutches A to C, E and the brakes D and F may be dry or wet clutches or brakes. It may be a single plate type or a multi-plate type clutch or brake.

本発明の一実施の形態である変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the transmission which is one embodiment of this invention. 変速機の各要素の連結状態を示す概略図である。It is the schematic which shows the connection state of each element of a transmission. クラッチおよびブレーキの締結状態とこれによって得られる変速段との関係を示す作動表である。3 is an operation table showing a relationship between engagement states of clutches and brakes and shift speeds obtained thereby. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train. 変速段毎に遊星歯車列の各要素の回転速度を示す速度線図である。It is a speed diagram which shows the rotational speed of each element of a planetary gear train for every gear stage. 本発明の他の実施の形態である変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the transmission which is other embodiment of this invention.

Explanation of symbols

１０変速機
１１入力軸
１２出力軸
１３ケース
２０変速機
Ｇ１第１遊星歯車列
Ｇ２第２遊星歯車列
Ｇ３第３遊星歯車列
Ｓ１〜Ｓ３サンギヤ
Ｒ１〜Ｒ３リングギヤ
Ｃ１〜Ｃ３キャリア
Ａクラッチ(第１摩擦係合要素)
Ｂクラッチ(第２摩擦係合要素)
Ｃクラッチ(第３摩擦係合要素)
Ｄブレーキ(第６摩擦係合要素)
Ｅクラッチ(第４摩擦係合要素)
Ｆブレーキ(第５摩擦係合要素)
Ｄ２ブレーキ(第６摩擦係合要素) DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Transmission 11 Input shaft 12 Output shaft 13 Case 20 Transmission G1 1st planetary gear train G2 2nd planetary gear train G3 3rd planetary gear train S1-S3 Sun gear R1-R3 Ring gear C1-C3 Carrier A Clutch (1st friction (Engagement element)
B Clutch (second friction engagement element)
C clutch (third friction engagement element)
D Brake (6th friction engagement element)
E Clutch (4th friction engagement element)
F brake (5th friction engagement element)
D2 Brake (6th friction engagement element)

Claims

A transmission having a plurality of power transmission paths between an input shaft and an output shaft,
A first planetary gear train comprising a carrier coupled to the input shaft;
A second planetary gear train comprising a sun gear coupled to the sun gear of the first planetary gear train;
A third planetary gear train comprising a ring gear coupled to the output shaft and a carrier coupled to the ring gear of the second planetary gear train;
Wherein the first and third planetary gear train is a planetary gear train of single-pinion type, the second planetary gear train Ri planetary gear train der double-pinion type,
A first friction engagement element is provided between the carrier of the first planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train;
A second friction engagement element is provided between a ring gear of the first planetary gear train and a carrier of the third planetary gear train;
A third friction engagement element is provided between the ring gear of the first planetary gear train and the ring gear of the third planetary gear train;
A fourth friction engagement element is provided between the carrier of the second planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train;
A fifth friction engagement element is provided between the carrier of the second planetary gear train and the case;
Transmission, wherein Rukoto provided a sixth frictional engagement element between the sun gear and the case of the first planetary gear train.

A transmission having a plurality of power transmission paths between an input shaft and an output shaft,
A first planetary gear train comprising a carrier coupled to the input shaft;
A second planetary gear train comprising a sun gear coupled to the sun gear of the first planetary gear train;
A third planetary gear train comprising a ring gear coupled to the output shaft and a carrier coupled to the ring gear of the second planetary gear train;
The first and third planetary gear trains are single pinion type planetary gear trains, and the second planetary gear train is a double pinion type planetary gear train,
A first friction engagement element is provided between the carrier of the first planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train;
A second friction engagement element is provided between a ring gear of the first planetary gear train and a carrier of the third planetary gear train;
A third friction engagement element is provided between the ring gear of the first planetary gear train and the ring gear of the third planetary gear train;
A fourth friction engagement element is provided between the carrier of the second planetary gear train and the sun gear of the third planetary gear train;
A fifth friction engagement element is provided between the carrier of the second planetary gear train and the case;
A transmission comprising a sixth friction engagement element between a sun gear of the second planetary gear train and the case.