JPS6227299B2 - - Google Patents
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- JPS6227299B2 JPS6227299B2 JP53135510A JP13551078A JPS6227299B2 JP S6227299 B2 JPS6227299 B2 JP S6227299B2 JP 53135510 A JP53135510 A JP 53135510A JP 13551078 A JP13551078 A JP 13551078A JP S6227299 B2 JPS6227299 B2 JP S6227299B2
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. RAVIGNEAUX
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/2007—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with two sets of orbital gears
-
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- F16H2200/2043—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with five engaging means
-
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2079—Transmissions using gears with orbital motion using freewheel type mechanisms, e.g. freewheel clutches
- F16H2200/2082—Transmissions using gears with orbital motion using freewheel type mechanisms, e.g. freewheel clutches one freewheel mechanisms
Abstract
Description
＜産業上の利用分野＞
この発明は車両用自動変速機に適用されるオー
バドライブ段を含む前進４段後進１段の変速歯車
装置に関する。
＜従来の技術＞
従来、燃費を低減するために３速自動変速機に
一組の遊星歯車機構と摩擦係合要素から成るオー
バドライブ装置を付加して最高速度段をオーバド
ライブ比にするような自動変速機が提案されてい
る。
例えば、米国特許第3592079号に示されるよう
な自動変速機は、入力軸１と、該入力軸に連結し
たトルクコンバータＶと、第１および第２サンギ
ヤ７０，７１と、キヤリヤ７５と、キヤリヤに回
転可能に支持され前記第１サンギヤと噛合する第
１プラネタリギヤ７２と、キヤリヤに回転可能に
支持され前記第２サンギヤおよび前記第１プラネ
タリギヤと噛合する第２プラネタリギヤ７３と、
前記第１プラネタリギヤに噛合するリングギヤ７
４とからなるラビニオタイプの第１遊星歯車機構
Ｐ１と、サンギヤ１１４と、リングギヤ１１０
と、キヤリヤ１１３と、該キヤリヤに支持され前
記サンギヤに噛合する第１プラネタリギヤ１１２
と、該キヤリヤに支持され前記リングギヤおよび
第１プラネタリギヤと噛合する第２プラネタリギ
ヤ１１１とからなるダブルプラネタリギヤタイプ
の第２遊星歯車機構Ｐ２とを備え、第２遊星歯車
機構のサンギヤ１１４は前記第１遊星歯車機構の
リングギヤ７４に連結し、前記第１遊星歯車機構
を前記トルクコンバータに連結する第１クラツチ
手段１０，９０，１０，９１と、前記第１遊星歯
車機構の回転要素を選択的に固定する第１ブレー
キ手段９３，９５と、前記第２遊星歯車機構の回
転要素を選択的に固定する第２のブレーキ手段３
７と、前記第２遊星歯車機構を前記入力軸に連結
する第２クラツチ手段４１，４２と、前記入力軸
を前記第１遊星歯車機構に連結する第３クラツチ
手段４１，４３と、前記第２遊星歯車機構のリン
グギヤ１１０に連結した出力手段３１とを備え、
前記第１遊星歯車機構はトルクコンバータからの
入力を第２遊星歯車機構に前進４速ステージと後
進ステージになるように伝達し、前記第２遊星歯
車機構は前記出力手段への動力の伝達を前記第２
ブレーキ手段３７が作用したとき４速低速ステー
ジと後進ステージとして、前記第２クラツチ手段
４１，４２が作用したとき４速高速ステージとし
て切換えるように作用して、全体で前進８速を得
るように構成されている。
そしてこの自動変速機の一実施例であるFIG.9
に示される自動変速機では、最高速度段である前
進第８速時には、第１ブレーキ手段であるブレー
キ９３と、第２及び第３クラツチ手段であるクラ
ツチ４１，４３及びクラツチ４１，４２が係合す
るように構成されており、この時オーバドライブ
となるように構成されている。
＜発明が解決しようとする問題点＞
しかるに、このような従来の自動変速機では、
オーバドライブ段を得るのに第２遊星歯車機構を
新たに付加する必要があるため、その軸方向寸法
が増加し、フロントエンジン・フロントドライブ
（Ｆ―Ｆ）方式、およびリヤエンジン・リヤドラ
イブ（Ｒ―Ｒ）方式の自動車等のコンパクト性の
要求される自動車に搭載するのが困難であつた。
また、このような従来の自動変速機では、自動
変速機の遊星歯車機構の一要素を固定することに
より、例えば米国特許第3592079号においては第
１ブレーキ手段であるブレーキ９３を作動して第
１サンギヤを固定することにより、自動変速機の
最高速度段であるオーバドライブ段を得るように
構成されていた。
一般に、自動車は最高速度段での走行がその大
部分をしめている。遊星歯車機構においては各ギ
ヤ間の相対回転数が大きいと、その耐久性におい
て不利となる。
米国特許第3592079号に示されるような従来の
自動変速機においては、最高速度段においてブレ
ーキが係合されていることから、ブレーキ９３の
係合によつてサンギヤ７０は静止され、キヤリヤ
７５から入力された動力はリングギヤ７４に増速
されて出力される。よつて、サンギヤ７０とリン
グギヤ７４は同一方向に回転した場合に比べて、
サンギヤ７０が静止されているのでサンギヤ７０
とリングギヤ７４の相対回転は大きくなるため、
遊星歯車機構の各ギヤ間の相対回転数が大きくな
り、ギヤの耐久性という面では不利であつた。
そこで、本発明は最高速度段にオーバドライブ
比を得るために、特に遊星歯車装置を使用したオ
ーバドライブ装置を付加することなく、自動変速
機の変速歯車装置を平行２軸式に構成し、２軸目
に二組のシンプルプラネタリギヤセツトから成る
遊星歯車装置を配置して、オーバドライブ比を得
るための第４速をブレーキを作動させずにクラツ
チのみの作動により第１遊星歯車機構のリングギ
ヤと第２遊星歯車機構のキヤリヤに入力すること
により、オーバドライブ比を得るようにして、軸
方向寸法の短いコンパクトな自動変速機を提供す
るとともに、最高速度段であるオーバドライブ時
には遊星歯車機構の各ギヤ間の相対回転数を小さ
くして、遊星歯車機構の耐久性を向上するように
した自動変速機を提供することを目的とする。
＜問題点を解決するための手段＞
本発明は、入力軸と、該入力軸と平行に配置さ
れた出力軸と、前記入力軸に取り付けられた第１
の歯車と、前記入力軸に回転自在に支承される第
１の変速歯車と、該第１の変速歯車を前記入力軸
と回転連結するための第１のクラツチ装置と、前
記出力軸に回転自在に支承されるシングルプラネ
タリギヤ式の第１および第２の遊星歯車機構と、
前記出力軸に回転自在に支承され前記第１の歯車
と噛合する第２の歯車と、前記出力軸に回転自在
に支承され前記第１の変速歯車と噛合する第２の
変速歯車と、前記第１の遊星歯車機構のリングギ
ヤと前記第２の歯車を回転連結するための第２の
クラツチ装置と、前記第１および第２の遊星歯車
機構のサンギヤと前記第２の歯車を回転連結する
ための第３のクラツチ装置と、前記サンギヤを固
定するための第１のブレーキ装置と、前記第２の
遊星歯車機構のキヤリヤを固定するための第２の
ブレーキ装置および一方向クラツチとを備え、前
記第２の変速歯車は前記第２の遊星歯車機構のキ
ヤリヤに連結され、前記第１の遊星歯車機構のキ
ヤリヤと前記第２の遊星歯車機構のリングギヤと
を前記出力軸に連結して、前記クラツチ装置およ
び前記ブレーキ装置の選択的作動により前進４段
後進１段の歯車比を得るとともに前進第４速時に
は前記第１のクラツチ装置と前記第２のクラツチ
装置の作動によりオーバドライブ段を得るように
した構成から成る。
＜発明の作用・効果＞
本発明によれば、変速歯車装置を２軸式に構成
し、２軸目に二組のシングルプラネタリギヤ式遊
星歯車機構を配置し、一軸目と二軸目とを伝達歯
車６および９、クラツチ装置を介して変速歯車８
および１０で連結し、１〜３速時は伝達歯車６お
よび９を介して動力を伝達し、４速時は伝達歯車
６および９と変速歯車８および１０を介して動力
を伝達するように構成したので、オーバドライブ
である４速を達成するのにオーバドライブ用の遊
星歯車機構を必要とせず、変速歯車装置がコンパ
クトに構成でき、Ｆ―ＦあるいはＲ―Ｒ方式の自
動車に搭載するのに好適な自動変速機を提供する
ことができるという効果を有する。
また、自動変速機の最高変速段である第４速時
には、第２のクラツチ装置C1及び第１のクラツ
チ装置C3が係合して、第２のクラツチ装置C1を
介して第１遊星歯車機構のリングギヤに入力する
とともに、第１のクラツチ装置C3を介して変速
歯車８および１０を介して第２遊星歯車機構のキ
ヤリヤに入力するようにして、ブレーキが係合し
ないようにして両遊星歯車機構で第４速を得るよ
うに構成しているので、両遊星歯車機構の各ギヤ
間の相対回転が少なく、遊星歯車機構の耐久性が
向上するという効果を有する。
更に、変速歯車８および１０の歯車比を適宜変
更することによりオーバドライブ比が選択可能に
構成されるので、車両に合せて適切なオーバドラ
イブ比の選択が容易にできる。特に、スポーツ車
のような高速走行時の加速性能が要求される自動
車、あるいはワゴン車等の走行抵抗の大きい車両
に適用する場合には、１〜３速部の変速比を変更
することなく、オーバドライブ比を１付近の比較
的駆動力のある変速比に設定できるので、高速走
行時の加速性能が損なわれることがないという効
果を有する。例えば、ρ１＝ρ２＝2.22、ρ３＝
1.00、ρ４＝1.20として、変速歯車８および１０
の歯車比をρ４＝1.20に設定すれば、１〜３速部
の変速比を変更することなく、オーバドライブ比
を１付近の比較的駆動力のある変速比0.89に設定
できる。
＜実施例＞
次に、この発明の一実施例を図面により説明す
る。
図において、１はエンジン（図示せず）からの
出力軸、２はトルクコンバータ、３は入力軸、５
は出力軸であつて、該エンジンからの出力軸１と
入力軸３とはトルクコンバータ２を介して同軸的
に配設され、該入力軸３及び出力軸５の二軸は平
行に配設されている。なお、これら各軸は歯車ケ
ースに支承されているものである。トルクコンバ
ータ２はポンプ２ａ、タービン２ｂ及びステータ
２ｃから構成されている。前記エンジンからの出
力軸１は該トルクコンバータのポンプ２ａと回転
連結され、入力軸３はトルクコンバータのタービ
ン2bと回転連結されている。よつて出力軸１の
回転力は該トルクコンバータ２によりトルク変換
されて入力軸３に取出される。この入力軸３には
伝達歯車６が入力軸３に一体的に取り付けられて
いる。
オーバドライブ段を得るためのクラツチ装置Ｃ
３を介して該入力軸３と回転連結される変速歯車
８が設けられている。
出力軸５上には二個のクラツチ装置Ｃ１及びＣ
２、二個のブレーキ装置Ｂ１及びＢ２、二組の遊
星歯車機構Ｙ１及びＹ２、一個の伝達歯車９及び
一個の変速歯車１０が同心的に配置されている。
第１の遊星歯車機構Ｙ１はサンギヤ１１とリング
ギヤ１３を有し、これら両ギヤ１１，１３に歯合
するプラネタリピニオン１２を有し、さらにプラ
ネタリピニオン１２を回転自在に支持するキヤリ
ヤ１４を有している。第２の遊星歯車機構Ｙ２は
サンギヤ１５とリングギヤ１７を有し、これら両
ギヤ１５，１７に歯合するプラネタリピニオン１
６を有し、さらにプラネタリピニオン１６を回転
自在に支持するキヤリヤ１８を有している。第１
の遊星歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３と入力軸３
に設けられた伝達歯車６と歯合する伝達歯車９と
の間には前記リングギヤ１３と伝達歯車９とを着
脱自在に回転連結するクラツチ装置Ｃ１が設けら
れている。第１及び第２の遊星歯車機構Ｙ１，Ｙ
２のサンギヤ１１，１５はブレーキ装置Ｂ１を備
える軸２０に連結される。該軸２０と伝達歯車９
との間には前記軸２０と伝達歯車９とを着脱自在
に回転連結するクラツチ装置Ｃ２が設けられてい
る。第２の遊星歯車機構Ｙ２のキヤリヤ１８は一
方向クラツチＦ１とブレーキ装置Ｂ２と変速歯車
８と歯合する変速歯車１０とを備えている。第１
の遊星歯車機構Ｙ１のキヤリヤ１４と第２の遊星
歯車機構Ｙ２のリングギヤ１７は出力軸５に連結
されている。
このような構成より成る本発明の変速歯車装置
の各変速段におけるクラツチ装置Ｃ１，Ｃ２，Ｃ
３、ブレーキ装置Ｂ１，Ｂ２、一方向クラツチＦ
１の作動をまとめると次の第１表のようになる。
<Industrial Application Field> The present invention relates to a transmission gear device with four forward speeds and one reverse speed, including an overdrive stage, which is applied to an automatic transmission for a vehicle. <Prior art> Conventionally, in order to reduce fuel consumption, an overdrive device consisting of a set of planetary gear mechanisms and a frictional engagement element is added to a 3-speed automatic transmission to set the highest speed gear to an overdrive ratio. An automatic transmission is proposed. For example, an automatic transmission as shown in U.S. Pat. No. 3,592,079 includes an input shaft 1, a torque converter V connected to the input shaft, first and second sun gears 70, 71, a carrier 75, and a carrier. a first planetary gear 72 that is rotatably supported and meshes with the first sun gear; a second planetary gear 73 that is rotatably supported by a carrier and meshes with the second sun gear and the first planetary gear;
a ring gear 7 meshing with the first planetary gear;
4, a Ravigneau type first planetary gear mechanism P1, a sun gear 114, and a ring gear 110.
, a carrier 113, and a first planetary gear 112 supported by the carrier and meshing with the sun gear.
and a second planetary gear mechanism P2 of a double planetary gear type consisting of a second planetary gear 111 supported by the carrier and meshing with the ring gear and the first planetary gear, and the sun gear 114 of the second planetary gear mechanism is connected to the first planetary gear. first clutch means 10, 90, 10, 91 connected to a ring gear 74 of the gear mechanism and connecting said first planetary gear mechanism to said torque converter and selectively fixing rotating elements of said first planetary gear mechanism; First brake means 93, 95 and second brake means 3 for selectively fixing the rotating elements of the second planetary gear mechanism.
7, second clutch means 41, 42 for coupling the second planetary gear mechanism to the input shaft, third clutch means 41, 43 for coupling the input shaft to the first planetary gear mechanism, and the second clutch means 41, 43 for coupling the input shaft to the first planetary gear mechanism; and an output means 31 connected to a ring gear 110 of a planetary gear mechanism,
The first planetary gear mechanism transmits the input from the torque converter to the second planetary gear mechanism in a forward four-speed stage and a reverse stage, and the second planetary gear mechanism transmits the power to the output means in the second planetary gear mechanism. Second
When the brake means 37 acts, the stage switches to a 4-speed low-speed stage and a reverse stage, and when the second clutch means 41 and 42 act, it acts as a 4-speed high-speed stage, so that a total of 8 forward speeds are obtained. has been done. FIG.9 is an example of this automatic transmission.
In the automatic transmission shown in , at the eighth forward speed, which is the highest speed, the brake 93, which is the first braking means, and the clutches 41, 43 and 42, which are the second and third clutch means, are engaged. It is configured to perform an overdrive at this time. <Problems to be solved by the invention> However, with such conventional automatic transmissions,
Since it is necessary to newly add a second planetary gear mechanism to obtain the overdrive stage, its axial dimension increases, resulting in a front engine/front drive (F-F) system and a rear engine/rear drive (R - It was difficult to install it in a vehicle that requires compactness, such as a vehicle using the R) method. Furthermore, in such conventional automatic transmissions, by fixing one element of the planetary gear mechanism of the automatic transmission, for example, in U.S. Pat. By fixing the sun gear, the automatic transmission was configured to obtain an overdrive gear, which is the highest speed gear. Generally, most of the time a car travels is at its highest speed. In a planetary gear mechanism, if the relative rotational speed between each gear is large, its durability is disadvantageous. In the conventional automatic transmission as shown in U.S. Pat. No. 3,592,079, the brake is engaged at the highest speed stage, so the sun gear 70 is stopped by the engagement of the brake 93, and the input from the carrier 75 is The generated power is increased in speed and output to the ring gear 74. Therefore, compared to the case where the sun gear 70 and the ring gear 74 rotate in the same direction,
Since the sun gear 70 is stationary, the sun gear 70
Since the relative rotation between the ring gear 74 and the ring gear 74 increases,
This increases the relative rotational speed between each gear of the planetary gear mechanism, which is disadvantageous in terms of gear durability. Therefore, in order to obtain an overdrive ratio at the highest speed stage, the present invention configures the transmission gear system of an automatic transmission as a parallel two-shaft system without adding an overdrive system using a planetary gear system. A planetary gear system consisting of two sets of simple planetary gear sets is arranged on the shaft, and the fourth gear to obtain an overdrive ratio is operated by only the clutch without operating the brake, and the ring gear of the first planetary gear mechanism and the first gear are operated. 2 By inputting the input to the carrier of the planetary gear mechanism, an overdrive ratio is obtained, thereby providing a compact automatic transmission with a short axial dimension. An object of the present invention is to provide an automatic transmission in which the durability of a planetary gear mechanism is improved by reducing the relative rotational speed between the two. <Means for Solving the Problems> The present invention provides an input shaft, an output shaft disposed parallel to the input shaft, and a first output shaft attached to the input shaft.
a first transmission gear rotatably supported on the input shaft; a first clutch device for rotationally coupling the first transmission gear with the input shaft; and a first clutch device rotatably supported on the output shaft. a single planetary gear type first and second planetary gear mechanism supported by;
a second gear that is rotatably supported on the output shaft and meshes with the first gear; a second gear that is rotatably supported on the output shaft and meshes with the first gear; a second clutch device for rotationally coupling the ring gear of the first planetary gear mechanism and the second gear; and a second clutch device for rotationally coupling the sun gear of the first and second planetary gear mechanisms and the second gear. a third clutch device, a first brake device for fixing the sun gear, a second brake device and a one-way clutch for fixing the carrier of the second planetary gear mechanism; The second speed change gear is connected to the carrier of the second planetary gear mechanism, and the carrier of the first planetary gear mechanism and the ring gear of the second planetary gear mechanism are connected to the output shaft, and the clutch device is connected to the carrier of the second planetary gear mechanism. A gear ratio of four forward speeds and one reverse speed is obtained by selectively operating the brake device, and an overdrive speed is obtained by operating the first clutch device and the second clutch device at the fourth forward speed. Consists of composition. <Operations and Effects of the Invention> According to the present invention, the speed change gear device is configured as a two-axis type, and two sets of single planetary gear type planetary gear mechanisms are disposed on the second axis, thereby transmitting information between the first axis and the second axis. Gears 6 and 9, transmission gear 8 via clutch device
and 10, and is configured to transmit power through transmission gears 6 and 9 during 1st to 3rd speeds, and through transmission gears 6 and 9 and transmission gears 8 and 10 during 4th speed. Therefore, a planetary gear mechanism for overdrive is not required to achieve 4th speed, which is overdrive, and the transmission gear system can be configured compactly, making it easy to install in F-F or R-R type automobiles. This has the effect of providing a suitable automatic transmission. Furthermore, in the fourth gear, which is the highest gear of the automatic transmission, the second clutch device C 1 and the first clutch device C 3 are engaged, and the first planetary The input is applied to the ring gear of the gear mechanism, and also to the carrier of the second planetary gear mechanism via the first clutch device C3 and the transmission gears 8 and 10, so that the brakes are not engaged. Since the planetary gear mechanism is configured to obtain the fourth speed, the relative rotation between each gear of both planetary gear mechanisms is small, and the durability of the planetary gear mechanism is improved. Further, since the overdrive ratio can be selected by appropriately changing the gear ratio of the transmission gears 8 and 10, it is possible to easily select an appropriate overdrive ratio according to the vehicle. In particular, when applied to automobiles that require acceleration performance during high-speed driving, such as sports cars, or vehicles with high running resistance, such as wagons, it is possible to use the Since the overdrive ratio can be set to a gear ratio near 1, which provides a relatively high driving force, there is an effect that acceleration performance during high-speed running is not impaired. For example, ρ 1 = ρ 2 = 2.22, ρ 3 =
1.00, ρ 4 = 1.20, transmission gears 8 and 10
If the gear ratio of ρ 4 is set to 1.20, the overdrive ratio can be set to a gear ratio of 0.89, which has a relatively driving force near 1, without changing the gear ratio of the first to third gear parts. <Example> Next, an example of the present invention will be described with reference to the drawings. In the figure, 1 is the output shaft from the engine (not shown), 2 is the torque converter, 3 is the input shaft, and 5 is the output shaft from the engine (not shown).
is an output shaft, and the output shaft 1 and the input shaft 3 from the engine are coaxially arranged via the torque converter 2, and the two axes, the input shaft 3 and the output shaft 5, are arranged in parallel. ing. Note that each of these shafts is supported by a gear case. The torque converter 2 includes a pump 2a, a turbine 2b, and a stator 2c. An output shaft 1 from the engine is rotationally connected to a pump 2a of the torque converter, and an input shaft 3 is rotationally connected to a turbine 2b of the torque converter. Therefore, the rotational force of the output shaft 1 is converted into torque by the torque converter 2 and taken out to the input shaft 3. A transmission gear 6 is integrally attached to the input shaft 3. Clutch device C for obtaining overdrive stage
A speed change gear 8 is provided which is rotationally connected to the input shaft 3 via a gear. On the output shaft 5 there are two clutch devices C1 and C.
2. Two brake devices B1 and B2, two sets of planetary gear mechanisms Y1 and Y2, one transmission gear 9 and one transmission gear 10 are arranged concentrically.
The first planetary gear mechanism Y1 has a sun gear 11 and a ring gear 13, a planetary pinion 12 that meshes with these gears 11 and 13, and a carrier 14 that rotatably supports the planetary pinion 12. There is. The second planetary gear mechanism Y2 has a sun gear 15 and a ring gear 17, and a planetary pinion 1 that meshes with both gears 15 and 17.
6, and further includes a carrier 18 that rotatably supports the planetary pinion 16. 1st
Ring gear 13 and input shaft 3 of planetary gear mechanism Y1
A clutch device C1 is provided between the transmission gear 6 and the transmission gear 9 provided in the transmission gear 9, which rotationally connects the ring gear 13 and the transmission gear 9 in a detachable manner. First and second planetary gear mechanisms Y1, Y
The two sun gears 11 and 15 are connected to a shaft 20 provided with a brake device B1. The shaft 20 and the transmission gear 9
A clutch device C2 is provided between the shaft 20 and the transmission gear 9 for rotationally connecting the shaft 20 and the transmission gear 9 in a detachable manner. The carrier 18 of the second planetary gear mechanism Y2 includes a one-way clutch F1, a brake device B2, and a transmission gear 10 meshing with the transmission gear 8. 1st
The carrier 14 of the second planetary gear mechanism Y1 and the ring gear 17 of the second planetary gear mechanism Y2 are connected to the output shaft 5. Clutch devices C1, C2, C at each gear stage of the transmission gear device of the present invention having such a configuration
3. Brake device B1, B2, one-way clutch F
The operation of No. 1 is summarized as shown in Table 1 below.
【表】
この第１表において、〇印は圧油作動機構によ
り作動中であることを表わす。△印はエンジンブ
レーキ時圧油作動機構により作動中であることを
表わす。※印はエンジンドライブ時のみ一方向ク
ラツチがロツクされることを表わす。
続いて各変速段毎の作動を説明する。
前進第１速・・クラツチＣ１と一方向クラツチ
Ｆ１が作動している。入力軸３からの回転は伝達
歯車６、伝達歯車９、クラツチＣ１を経て第１の
遊星歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３に伝達され
る。第２の遊星歯車機構Ｙ２のキヤリヤ１８は第
１の遊星歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３により第
１の遊星歯車機構Ｙ１のプラネタリピニオン１２
とサンギヤ１１、第２の遊星歯車機構Ｙ２のサン
ギヤ１５とプラネタリピニオン１６を介して逆方
向の回転を伝えられるが、このときキヤリヤ１８
が一方向クラツチＦ１により逆方向の回転を拘束
されているためにリングギヤ１７はサンギヤ１５
によりプラネタリピニオン１６を介して同方向に
回転し、更にリングギヤ１７に連結された第１の
遊星歯車機構Ｙ１のキヤリヤ１４を同方向に回転
し、その総合された回転が出力軸５に伝えられ
る。なお下り坂を走行する際等、エンジンブレー
キを効かせたい時には、一方向クラツチＦ１だけ
では第２の遊星歯車機構Ｙ２のキヤリヤ１８の同
方向の回転を許してしまうので、ブレーキＢ２を
作動させキヤリヤ１８の回転を拘束する。
前進第２速・・クラツチＣ１とブレーキＢ１が
作動している。入力軸３からの回転は伝達歯車
６、伝達歯車９、クラツチＣ１を経て第１の遊星
歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３に伝達される。そ
のため第１の遊星歯車機構Ｙ１のサンギヤ１１は
リングギヤ１３によりプラネタリピニオン１２を
介して逆方向の回転を伝えられるが、このときサ
ンギヤ１１がブレーキＢ１により固定されている
ためにプラネタリピニオン１２はリングギヤ１３
によりサンギヤ１１に沿つて同方向に公転するよ
うになり、その結果キヤリヤ１４は同方向に回転
し出力軸５に伝えられる。
前進第３速・・クラツチＣ１とクラツチＣ２が
作動している。入力軸３からの回転は伝達歯車
６、伝達歯車９、クラツチＣ１及びクラツチＣ２
を経て第１の遊星歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３
及びサンギヤ１１に伝達される。そのため第１の
遊星歯車機構Ｙ１において、リングギヤ１３とサ
ンギヤ１１の同方向の回転によりプレネタリピニ
オン１２はリングギヤ１３とサンギヤ１１ととも
に相対回転をすることなく一体化されて回転しキ
ヤリヤ１４に伝えられ、出力軸５に伝達される。
前進第４速・・クラツチＣ１とクラツチＣ３が
作動している。入力軸３からの回転は伝達歯車
６、伝達歯車９、クラツチＣ１を経て第１の遊星
歯車機構Ｙ１のリングギヤ１３に伝達される。第
２の遊星歯車機構Ｙ２のキヤリヤ１８は第１の遊
星歯車機構Ｙ１のプラネタリピニオン１２とサン
ギヤ１１、第２の遊星歯車機構Ｙ２のサンギヤ１
５とプラネタリピニオン１６を介して逆方向の回
転を伝えられるが、このときキヤリヤ１８はクラ
ツチＣ３により入力軸３からの回転をクラツチＣ
３、変速歯車８、変速歯車１０を経て伝達され同
方向に回転するため、リングギヤ１７はプラネタ
リピニオン１６を介して同方向に回転し、更にリ
ングギヤ１７に連結された第１の遊星歯車機構Ｙ
１のキヤリヤを同方向に回転し、その総合された
回転が出力軸５に伝えられる。
このとき、ブレーキは作動していないので、第
１及び第２の遊星歯車機構Ｙ１，Ｙ２においてサ
ンギヤ１１，１５、リングギヤ１３，１７、プラ
ネタリピニオン１２，１６の間の相対回転数は小
さくなる。
後進・・クラツチＣ２とブレーキＢ２が作動し
ている。入力軸３からの回転は伝達歯車６、伝達
歯車９、クラツチＣ２を経て第２の遊星歯車機構
Ｙ２のサンギヤ１５に伝達される。そのため第２
の遊星歯車機構Ｙ２のキヤリヤ１８は同方向の回
転を伝えられるが、このときキヤリヤ１８がブレ
ーキＢ２により回転を拘束されているため、リン
グギヤ１７がサンギヤ１５によりプラネタリピニ
オン１６を介して逆方向に回転し、出力軸５に伝
えられる。
次に本発明の変速歯車装置の減速比例を第２表
に示す。[Table] In this Table 1, the mark ◯ indicates that it is operating by a hydraulic oil operating mechanism. The △ symbol indicates that the engine is being operated by the pressure oil operating mechanism during engine braking. The * mark indicates that the one-way clutch is locked only when the engine is driving. Next, the operation of each gear stage will be explained. First forward speed: Clutch C1 and one-way clutch F1 are operating. Rotation from the input shaft 3 is transmitted to the ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1 via the transmission gear 6, transmission gear 9, and clutch C1. The carrier 18 of the second planetary gear mechanism Y2 is connected to the planetary pinion 12 of the first planetary gear mechanism Y1 by the ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1.
Rotation in the opposite direction is transmitted through the sun gear 11, the sun gear 15 of the second planetary gear mechanism Y2, and the planetary pinion 16.
Since rotation in the opposite direction is restrained by the one-way clutch F1, the ring gear 17 is rotated from the sun gear 15.
This rotates in the same direction via the planetary pinion 16, further rotates the carrier 14 of the first planetary gear mechanism Y1 connected to the ring gear 17 in the same direction, and the combined rotation is transmitted to the output shaft 5. Note that when you want to apply engine braking, such as when driving downhill, the one-way clutch F1 alone will allow the carrier 18 of the second planetary gear mechanism Y2 to rotate in the same direction, so actuate the brake B2 to apply the engine brake. 18 rotation is restrained. 2nd forward speed: Clutch C1 and brake B1 are operating. Rotation from the input shaft 3 is transmitted to the ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1 via the transmission gear 6, transmission gear 9, and clutch C1. Therefore, rotation in the opposite direction is transmitted to the sun gear 11 of the first planetary gear mechanism Y1 by the ring gear 13 via the planetary pinion 12, but at this time, since the sun gear 11 is fixed by the brake B1, the planetary pinion 12 is transferred to the ring gear 13.
As a result, the carrier 14 rotates in the same direction along the sun gear 11 and is transmitted to the output shaft 5. 3rd forward speed: Clutch C1 and clutch C2 are operating. Rotation from the input shaft 3 is transmitted through the transmission gear 6, transmission gear 9, clutch C1, and clutch C2.
The ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1
and is transmitted to sun gear 11. Therefore, in the first planetary gear mechanism Y1, when the ring gear 13 and the sun gear 11 rotate in the same direction, the planetary pinion 12 rotates together with the ring gear 13 and the sun gear 11 without relative rotation, and is transmitted to the carrier 14. , is transmitted to the output shaft 5. 4th forward speed: Clutch C1 and clutch C3 are operating. Rotation from the input shaft 3 is transmitted to the ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1 via the transmission gear 6, transmission gear 9, and clutch C1. The carrier 18 of the second planetary gear mechanism Y2 is connected to the planetary pinion 12 and sun gear 11 of the first planetary gear mechanism Y1, and the sun gear 1 of the second planetary gear mechanism Y2.
Rotation in the opposite direction is transmitted through the input shaft 3 and the planetary pinion 16, but at this time, the carrier 18 transmits the rotation from the input shaft 3 through the clutch C3.
3. Since the transmission is transmitted through the transmission gear 8 and the transmission gear 10 and they rotate in the same direction, the ring gear 17 rotates in the same direction through the planetary pinion 16, and the first planetary gear mechanism Y connected to the ring gear 17 also rotates in the same direction.
The two carriers are rotated in the same direction, and the combined rotation is transmitted to the output shaft 5. At this time, since the brake is not operating, the relative rotational speed between the sun gears 11, 15, ring gears 13, 17, and planetary pinions 12, 16 in the first and second planetary gear mechanisms Y1, Y2 becomes small. Reverse: Clutch C2 and brake B2 are operating. The rotation from the input shaft 3 is transmitted to the sun gear 15 of the second planetary gear mechanism Y2 via the transmission gear 6, transmission gear 9, and clutch C2. Therefore, the second
The rotation in the same direction is transmitted to the carrier 18 of the planetary gear mechanism Y2, but at this time, since the rotation of the carrier 18 is restrained by the brake B2, the ring gear 17 is rotated in the opposite direction by the sun gear 15 via the planetary pinion 16. and is transmitted to the output shaft 5. Next, Table 2 shows the deceleration ratio of the speed change gear device of the present invention.
【表】【table】
【表】
この第２表において、減速比のρ１は第１の遊
星歯車機構Ｙ１のサンギヤ１１とリングギヤ１３
との歯車比、減速比のρ２は第２の遊星歯車機構
Ｙ２のサンギヤ１５とリングギヤ１７との歯車
比、減速比のρ３は伝達歯車６と伝達歯車９との
歯車比、減速比のρ４は変速歯車８と変速歯車１
０との歯車比である。
また減速比例の値は、第１及び第２の遊星歯車
機構Ｙ１，Ｙ２のサンギヤ１１，１５の歯数を27
枚、リングギヤ１３，１７の歯数を60枚としてρ
１＝ρ２＝2.22とし、伝達歯車６と伝達歯車９の
歯数を60枚としρ３＝1.00とし、変速歯車８の歯
数を60枚、変速歯車１０の歯数を40枚としρ４＝
1.50としたものである。[Table] In this second table, the reduction ratio ρ 1 is the sun gear 11 and ring gear 13 of the first planetary gear mechanism Y1.
2 is the gear ratio between the sun gear 15 and ring gear 17 of the second planetary gear mechanism Y2, and ρ is the reduction ratio. 3 is the gear ratio between the transmission gear 6 and transmission gear 9, and the reduction ratio. ρ 4 is transmission gear 8 and transmission gear 1
The gear ratio is 0. Furthermore, the value of the deceleration proportionality is determined by the number of teeth of the sun gears 11 and 15 of the first and second planetary gear mechanisms Y1 and Y2.
ρ, assuming the number of teeth of ring gears 13 and 17 to be 60.
1 = ρ 2 = 2.22, the number of teeth of transmission gear 6 and transmission gear 9 is 60, ρ 3 = 1.00, the number of gears of transmission gear 8 is 60, the number of teeth of transmission gear 10 is 40, and ρ 4 =
1.50.
図は本発明の一実施例である変速歯車装置の骨
子図である。
符号の説明 １…エンジンからの出力軸、２…
トルクコンバータ、３…入力軸、５…出力軸、
６，９…伝達歯車、８，１０…変速歯車、Ｙ１，
Ｙ２…遊星歯車機構、Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３…クラツ
チ装置、Ｂ１，Ｂ２…ブレーキ装置、Ｆ１…一方
向クラツチ。
The figure is a schematic diagram of a transmission gear device that is an embodiment of the present invention. Explanation of symbols 1...Output shaft from the engine, 2...
Torque converter, 3...input shaft, 5...output shaft,
6, 9...Transmission gear, 8,10...Transmission gear, Y1,
Y2... Planetary gear mechanism, C1, C2, C3... Clutch device, B1, B2... Brake device, F1... One-way clutch.
Claims (1)
軸と、前記入力軸に取り付けられた第１の歯車
と、前記入力軸に回転自在に支承される第１の変
速歯車と、該第１の変速歯車を前記入力軸と回転
連結するための第１のクラツチ装置と、前記出力
軸に回転自在に支承されるシングルプラネタリギ
ヤ式の第１および第２の遊星歯車機構と、前記出
力軸に回転自在に支承され前記第１の歯車と噛合
する第２の歯車と、前記出力軸に回転自在に支承
され前記第１の変速歯車と噛合する第２の変速歯
車と、前記第１の遊星歯車機構のリングギヤと前
記第２の歯車を回転連結するための第２のクラツ
チ装置と、前記第１および第２の遊星歯車機構の
サンギヤと前記第２の歯車を回転連結するための
第３のクラツチ装置と、前記サンギヤを固定する
ための第１のブレーキ装置と、前記第２の遊星歯
車機構のキヤリヤを固定するための第２のブレー
キ装置および一方向クラツチとを備え、前記第２
の変速歯車は前記第２の遊星歯車機構のキヤリヤ
に連結され、前記第１の遊星歯車機構のキヤリヤ
と前記第２の遊星歯車機構のリングギヤとを前記
出力軸に連結して、前記クラツチ装置および前記
ブレーキ装置の選択的作動により前進４段後進１
段の歯車比を得るとともに前進第４速時には前記
第１のクラツチ装置と前記第２のクラツチ装置の
作動によりオーバドライブ段を得るようにしたこ
とを特徴とする変速歯車装置。1: an input shaft, an output shaft arranged parallel to the input shaft, a first gear attached to the input shaft, a first speed change gear rotatably supported by the input shaft; a first clutch device for rotationally coupling one transmission gear to the input shaft; first and second single planetary gear type planetary gear mechanisms rotatably supported by the output shaft; a second gear that is rotatably supported and meshes with the first gear; a second gear that is rotatably supported on the output shaft and meshes with the first gear; and the first planetary gear. a second clutch device for rotationally coupling the ring gear of the mechanism and the second gear; and a third clutch device for rotationally coupling the sun gear of the first and second planetary gear mechanisms and the second gear. a first braking device for fixing the sun gear, a second braking device and a one-way clutch for fixing the carrier of the second planetary gear mechanism;
The transmission gear is connected to the carrier of the second planetary gear mechanism, and the carrier of the first planetary gear mechanism and the ring gear of the second planetary gear mechanism are connected to the output shaft, and the clutch device and By selectively operating the brake device, there are four forward speeds and one reverse speed.
1. A speed change gear device characterized in that the gear ratio of the gears is obtained, and at the fourth forward speed, an overdrive gear is obtained by operating the first clutch device and the second clutch device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13551078A JPS5563041A (en) | 1978-11-02 | 1978-11-02 | Speed change gear |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13551078A JPS5563041A (en) | 1978-11-02 | 1978-11-02 | Speed change gear |
Publications (2)
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|---|---|
| JPS5563041A JPS5563041A (en) | 1980-05-12 |
| JPS6227299B2 true JPS6227299B2 (en) | 1987-06-13 |
Family
ID=15153438
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13551078A Granted JPS5563041A (en) | 1978-11-02 | 1978-11-02 | Speed change gear |
Country Status (1)
| Country | Link |
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| JP (1) | JPS5563041A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2590418B2 (en) * | 1992-06-25 | 1997-03-12 | 工業技術院長 | Butane liquid delivery system |
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|---|---|---|---|---|
| US5039305A (en) * | 1989-12-18 | 1991-08-13 | Ford Motor Company | Multiple ratio compact transaxle assembly for automotive vehicles |
| US5167592A (en) * | 1991-05-10 | 1992-12-01 | Jatco Corporation | Automatic transmission |
| US5383822A (en) * | 1993-08-09 | 1995-01-24 | Ford Motor Company | Multiple speed automatic transmission for automotive vehicles |
| JP3892636B2 (en) * | 2000-02-09 | 2007-03-14 | 株式会社エクセディ | Automatic transmission |
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| US3592079A (en) * | 1969-10-27 | 1971-07-13 | Nissan Motor | Automatic speed change gear |
-
1978
- 1978-11-02 JP JP13551078A patent/JPS5563041A/en active Granted
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|---|---|
| JPS5563041A (en) | 1980-05-12 |
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