JPWO2002099314A1 - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、入力部と、三組の遊星ギヤと、3つのクラッチと、2つのブレーキと、出力部とを有して構成され、変速要素である3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る自動変速機用歯車変速装置に関する。
【背景技術】
従来、入力軸と、一組のシングルピニオン型遊星ギヤと、二組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせたシンプソン型遊星歯車列と、3つのクラッチと、2つのブレーキと、出力軸とを有して構成され、変速要素である3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、前進6速・後退1速を得る自動変速機用歯車変速装置としては、例えば、特開平4−219553号公報の図7に記載のものが提案されている。
この一組のシングルピニオン型遊星ギヤとシンプソン型遊星歯車列による歯車変速装置は、下記に列挙する特徴を有する。
▲1▼シンプソン型遊星歯車列の最大トルクとなる1速でのトルク伝達の流れが、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
▲2▼シンプソン型遊星歯車列がリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。
▲3▼オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、回転メンバが3メンバに限られるシングルピニオン型の遊星ギヤではキャリヤへの入力経路が不成立となる。よって、キャリヤへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要があり、その結果、自動変速機の大型化を招く。
そこで、前記▲3▼の問題点を解消するために、シンプソン型遊星歯車列に代えて、ラビニオ型複合遊星歯車列(ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列)を用いた歯車変速装置が、特開平4−219553号公報の図13,図14,図15に提案されている。
しかし、このラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、下記に列挙する問題点を有する。
▲5▼歯車列の最大トルク(1速)を、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のシングルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
▲6▼減速装置としての一組のシングルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
▲7▼1速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度(歯車強度や歯車寿命)の確保やキャリヤ剛性等の向上と、が共に要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
▲8▼変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
すなわち、一組のシングルピニオン型遊星ギヤとラビニオ型複合遊星歯車列との組み合わせによる歯車変速装置は、一組のシングルピニオン型遊星ギヤとシンプソン型遊星歯車列による歯車変速装置の長所である上記▲1▼,▲2▼が何れも損なわれるし、上記▲3▼についてもラビニオ型複合遊星歯車列が大型化するという別の理由により、結果的に自動変速機の大型化を避けることができない。
本発明は、上記課題に着目してなされたもので、歯車列の強度的有利性と、歯車強度や歯車寿命等の有利性と、燃費の向上と、入力部と出力部の同軸配置と、自動変速機の小型化と、を併せて達成しながら、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる自動変速機用歯車変速装置を提供することを目的とする。また、もう一つの目的として、上記課題を解決する自動変速機の具体的レイアウトを提供することを目的とする。
【発明の開示】
すなわち、本発明は、一組の遊星ギヤに組み合わせる歯車列として、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いることなく、基本的に二組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた歯車列を用い、3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置とし、
残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、2つのサンギヤと、該2つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記2つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う1つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとした。
このダブルサンギヤ型遊星ギヤは、基本的なギヤ性能としてはシングルピニオン型遊星ギヤと同様であるが、(サンギヤから2つのメンバ)+(リングギヤから1つのメンバ)+(キャリヤから軸方向と径方向に2つのメンバ)=5つのメンバというように、3つのメンバであるシングルピニオン型遊星ギヤに比べてメンバ数が多くなるという特徴を持つ。
よって、シングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせた歯車列を、「ラビニオ型複合遊星歯車列」や「シンプソン型遊星歯車列」とは区別するため、発明者名を引用して「イシマル型遊星歯車列」と命名する。
このように、一組の遊星ギヤと、基本性能はシンプソン型遊星歯車列と同様であるイシマル型遊星歯車列とを組み合わせた構成としたため、リングギヤ入力が可能であることによる遊星ギヤの強度的有利性と、1速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であることによる遊星ギヤの歯車強度や歯車寿命等の有利性と、を達成することができる。
また、残り二組の遊星ギヤとしてイシマル型遊星歯車列を用い、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いない構成としたため、トルク循環の無い高い伝達効率により、燃費の向上を達成することができる。
さらに、残り二組の遊星ギヤ(イシマル型遊星歯車列)のうち、一組の遊星ギヤとして、2つのサンギヤ間に配置されたセンターメンバを有するダブルサンギヤ型遊星ギヤを用いたため、キャリヤへの入力経路が成立し、入力部と出力部の同軸配置を達成することができる。
加えて、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いない構成であると共に、入力部と出力部とが同軸配置による構成であるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
さらに加えて、ラビニオ型複合遊星歯車列はギヤ比(=サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)の設定に際し、リングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲で、且つ、高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、二組の遊星ギヤのギヤ比を互いに独立に設定できるイシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できる変速比幅が拡大し、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
また、ケース内に設けられ、一方側と他方側とにケース内を画成する中間壁に、2つのブレーキシリンダ室を設け、3つのクラッチのうち1つのクラッチドラムを支持する構成とした。よって、効率よくクラッチ及びブレーキを配置することが可能となり、変速機の全長のコンパクト化を図ることができる。
更に、クラッチ及びブレーキを、中間壁近傍にまとめて配置することにより、油路の取り回しが容易となり、変速機のコンパクト化を図ることができる。
更に加えて、中間壁とブレーキ及びクラッチをサブアッセンブリ化することが可能となり、メインの組み立てラインとは別のラインにて、中間壁サブアッセンブリを組み立てることが可能となり、容易に製造することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
以下、本発明の自動変速機用歯車変速装置を実現する第1実施例を、添付図面に基づいて説明する。
(第1実施例)
〔第1実施例のスケルトンに基づく詳細な説明〕
まず、本発明の自動変速機用歯車変速装置のスケルトン図に基づく構成を説明する。
図1は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
図1において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第1実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ1という)は、図1の左端部に減速装置としてのシングルピニオン型の第1遊星ギヤG1を配置し、中央部にシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2を配置し、右端部にダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を配置した例である。そして、前記第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
前記第1遊星ギヤG1は、第1サンギヤS1と、第1リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第1ピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する減速装置としてのシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記第2遊星ギヤG2は、第2サンギヤS2と、第2リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記第3遊星ギヤG3は、2つの第3サンギヤS3及び第4サンギヤS4と、第3及び第4サンギヤS3,S4の各々に噛み合う第3ピニオンP3と、この第3ピニオンP3を支持する軸方向の第3キャリヤPC3と、該第3キャリヤPC3に接続され、前記両サンギヤS3,S4の間に配置されるセンターメンバCMと、前記第3ピニオンP3に噛み合う1つの第3リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
なお、前記センターメンバCMは、第3キャリヤPC3の円周上に隣接する複数の第3ピニオンP3との空間位置において、第3キャリヤPC3に結合されている。
前記入力軸Inputは、第1リングギヤR1に連結され、駆動源である図外のエンジンからの回転駆動力を、トルクコンバータ等を介して入力する。
前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結され、出力回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する。
前記第1連結メンバM1は、第2サンギヤS2と第3サンギヤS3とを一体的に連結するメンバである。
前記第2連結メンバM2は、第2キャリヤPC2と第3リングギヤR3とを一体的に連結するメンバである。
前記第1クラッチC1は、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2とを選択的に断接するクラッチである。
前記第2クラッチC2は、第1キャリヤPC1と第2サンギヤS2とを選択的に断接するクラッチである。
前記第3クラッチC3は、入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接するクラッチである。
前記第1ブレーキB1は、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させるブレーキである。
前記第2ブレーキB2は、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させるブレーキである。
前記各クラッチC1,C2,C3及びブレーキB1,B2には、図2の締結作動表に示すように、各変速段にて締結圧(○印)や解放圧(無印)を作り出す図外の変速油圧制御装置(変速制御手段)が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ,電子制御タイプ,油圧+電子制御タイプ等が採用される。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図2は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置での締結作動表を示す図、図3は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置において各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図4〜図6は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。図2において、太線は第1遊星ギヤG1の共線図、中線はイシマル遊星歯車列の共線図である。図4〜図6においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第1ブレーキB1の締結により、第3キャリヤPC3がケースに固定されるため、第3リングギヤR3からの出力回転に対し、第3サンギヤS3の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第3サンギヤS3の回転は、第1連結メンバM1を介し、第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2に伝達される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第2サンギヤS2から逆方向の減速回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、1速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を停止する第1ブレーキB1の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。
この1速でのトルクフローは、図4(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。つまり、1速では、第1遊星ギヤG1と、イシマル型遊星歯車列を構成する第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3とがトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2に示すように、1速での第1ブレーキB1を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第1クラッチC1と第2ブレーキB2とを締結することにより得られる。
この2速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第2ブレーキB2の締結により、第4サンギヤS4がケースに固定されるため、第3ピニオンP3により連結されている第3サンギヤS3が固定される。そして、第3サンギヤS3とは第1連結メンバM1を介して連結されている第2サンギヤS2がケースに固定される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第2サンギヤS2が固定されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、2速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第4サンギヤS4の回転を停止する第2ブレーキB2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速(1速よりも高速)として出力ギヤOutputから出力する。
この2速でのトルクフローは、図4(b)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第2ブレーキB2と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1及び第2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。なお、第3遊星ギヤG3については、固定である両サンギヤS3,S4の回りを、非拘束の第3ピニオンP3が第3リングギヤR3の出力面転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能するだけで、トルク伝達には関与しない。
〈3速〉
3速は、図2に示すように、2速での第2ブレーキB2を解放し、第2クラッチC2を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第2クラッチC2を締結することにより得られる。
この3速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。同時に、第2クラッチC2の締結により、この減速回転が第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2に入力される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2と第2サンギヤS2とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤR2,S2と一体に回転する第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ減速回転(=第1遊星ギヤG1の減速回転)が出力される。
すなわち、3速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2サンギヤS2への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速(=第1遊星ギヤG1の減速比)して出力ギヤOutputから出力する。
この3速でのトルクフローは、図4(c)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第2クラッチC2と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1及び第2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。すなわち、第3遊星ギヤG3はトルク伝達に何ら関与しない。
〈4速〉
4速は、図2に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。このため、第3サンギヤS3の回転は、第3リングギヤR3の出力回転よりも増速され、この第3サンギヤS3の増速回転は、第1連結メンバM1を介して第2サンギヤS2に伝達される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から減速回転が入力され、第2サンギヤS2から増速回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転を増速した回転(入力回転よりも低回転)が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、4速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに減速して出力ギヤOutputから出力する。
この4速でのトルクフローは、図5(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2サンギヤS2及び第1連結メンバM1を介して第3サンギヤS3に入力される。同時に、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第3サンギヤS3に第1遊星ギヤG1からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第3リングギヤR3から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、5速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに増速して出力ギヤOutputから出力する。
この5速でのトルクフローは、図5(b)に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第3遊星ギヤG3のセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。また、第2ブレーキB2の締結により、第3遊星ギヤG3の第4サンギヤS4がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第4サンギヤS4がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第3リングギヤR3から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、6速は、図3の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、第4サンギヤS4をケースに固定とする第2ブレーキB2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。
この6速でのトルクフローは、図5(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第2ブレーキB2と各メンバと、ハッチングで示す第3遊星ギヤG3(第3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2サンギヤS2及び第1連結メンバM1を介して第3サンギヤS3に入力される。一方、第1ブレーキB1の締結により、第3キャリヤPC3がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3サンギヤS3に正方向の減速回転が入力され、第3キャリヤPC3がケースに固定となり、第3リングギヤR3からは、減速した逆回転が、第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、後退速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を停止する第1ブレーキB1の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆方向に減速して出力ギヤOutputから出力する。
この後退速でのトルクフローは、図6に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
[対比による優位点]
本発明の自動変速機用歯車変速装置の基本的な考え方は、3クラッチと2ブレーキにより前進6速を成立させると共に、遊星ギヤ+シンプソン型遊星歯車列をベースとしながらも、シンプソン型遊星歯車列の問題点を補い、さらに、遊星ギヤ+ラビニオ型複合遊星歯車列による歯車変速装置を超える歯車変速装置を提供しようとするものである。以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら優位性を述べる。
・シンプソン型遊星歯車列の特徴
▲1▼シンプソン型遊星歯車列の最大トルクとなる1速でのトルク伝達の流れが、図8(a)に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
▲2▼シンプソン型遊星歯車列は、リングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。すなわち、図9に示すように、遊星ギヤに同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力fが、サンギヤ入力Fに比較して接線力が、1/2〜1/2.5に減少する。
▲3▼オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、シングルピニオン型の遊星ギヤでは、図10(a)に示すように、回転メンバが3メンバに限られるため、図10(b)の点線に示すように、キャリヤへの入力経路が不成立となる。
よって、キャリヤへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要があり、その結果、自動変速機の大型化を招くという問題点を有する。
・ラビニオ型複合遊星歯車列の問題点
そこで、前記▲3▼の問題点を解消するために、シンプソン型遊星歯車列に代えて、ラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置にすると、入力軸と出力軸とを同軸配置を達成できるものの、下記に列挙する問題点を有する。
▲5▼歯車列の最大トルク(1速)を、図8(b)に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
▲6▼減速装置としての一組のシングルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、図7に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、上記▲2▼の理由により、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
▲7▼1速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度(歯車強度や歯車寿命)の確保やキャリヤ剛性等の向上と、が共に要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
▲8▼2速では、図7に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する2速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。ここで、トルク循環とは、図7に示すように、第3リングギヤR3から出力トルク(2,362)と循環トルク(1.77)とが分岐して発生し、このうち、循環トルクは、2速の間、第3リングギヤR3と第2ピニオンP2とを内部循環する。
・イシマル型遊星歯車列の特徴
本発明において採用したシングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせたイシマル型遊星歯車列の特徴について説明する。
(a)オーバードライブの変速段を得るには、キャリヤ入力が必要であるが、キャリヤ入力を達成しながら、イシマル型遊星歯車列では、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸に配置することができる。すなわち、図10(c)に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星ギヤは、(サンギヤから2つのメンバ)+(リングギヤから1つのメンバ)+(キャリヤから軸方向と径方向に2つのメンバ)=5つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより2つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段(第1実施例では4速〜6速)が成立するキャリヤ入力が達成される。
(b)歯車列の最大トルク(1速)を、図5(a)に示すように、イシマル型遊星歯車列の第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2の両方で受け持ち、1速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であるため、強度的に有利である。
(c)減速装置としての一組の第1遊星ギヤG1で増大したトルクを、伝達トルクが大きい1速と2速において、図4(a)と図4(b)に示すように、イシマル型遊星歯車列の第2リングギヤR2から入力するため、サンギヤ入力であるラビニオ型複合遊星歯車列に比較して、接線力が小さくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利(小型化可能)である。
(d)ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、イシマル型遊星歯車列は、強度的に有利で、かつ、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利であると共に、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とが同軸配置による構成とすることができるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
(e)イシマル型遊星歯車列の2速では、図4(b)に示すように、トルク循環の発生が無く、トルク循環が発生するラビニオ型複合遊星歯車列の2速に比べて、伝達効率が向上し、燃費が向上する。
すなわち、図11に一般的に適用可能なギヤ比α(=サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)の範囲(α=0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合のラビニオ型複合遊星歯車列とイシマル型遊星歯車列の対比を示すが、2速での伝達効率をみると、ラビニオ型複合遊星歯車列の伝達効率は、0.950または0.952であるのに対し、イシマル型遊星歯車列の伝達効率は、第1遊星ギヤG1がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合0.968である。
(f)ラビニオ型複合遊星歯車列は、ギヤ比αの設定に際し、リングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲(α=0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、適用できる変速比幅であるレシオカバレージ(=1速ギヤ比/6速ギヤ比)は、図11に示すように、最小4.81〜最大7.20である。
これに対し、二組の遊星ギヤG2,G3のギヤ比α2,α3を互いに独立に設定できるイシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが、図11に示すように、第1遊星ギヤG1がシングルピニオン型の場合は最小4.81〜最大7.80、ダブルピニオン型の場合は最小5.08〜最大9.02へと拡大し、例えば、図2の数値(なお、最上段の数値5.5〜7.0はレシオカバレージ)に示すように、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第1実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、スケルトン図に基づく効果として下記に列挙する効果を得ることができる。
(1)駆動源からの回転を入力する入力軸Inputと、変速された回転を出力する出力ギヤOutputと、三組の遊星ギヤG1,G2,G3と、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバM1,M2と、入力軸Input,出力ギヤOutput,連結メンバM1,M2及び三組の遊星ギヤG1,G2,G3の各回転要素間に配置され、選択的に断接する3つのクラッチC1,C2,C3と選択的に固定する2つのブレーキB1,B2と、を備え、前記3つのクラッチC1,C2,C3と2つのブレーキB1,B2を適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤG1,G2,G3のうち、一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤG2,G3のうち、一組の遊星ギヤG3を、2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々と噛み合うピニオンP3と、前記2つのサンギヤS3,S4間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバCMを有するキャリヤと、前記ピニオンP3に噛み合う1つのリングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとしたため、二組の遊星ギヤG2,G3にて構成される歯車列の強度的有利性と、二組の遊星ギヤG2,G3にて構成される歯車列の歯車強度や歯車寿命等の有利性と、トルク循環を無くすことでの燃費の向上と、入力軸Inputと出力ギヤOutputの同軸配置と、自動変速機の小型化と、を併せて達成しながら、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる。
加えて、一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時減速する減速装置としたため、減速装置の小型化を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる(請求項1に対応)。
(2)減速装置である第1遊星ギヤG1を、シングルピニオン型遊星ギヤとしたため、ギヤノイズや部分点数が低減できると共に、伝達効率が向上し、さらに、燃費の向上につながる(請求項2に対応)。
(3)減速装置である遊星ギヤを第1遊星ギヤG1、ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤG3、残りの遊星ギヤを第2遊星ギヤG2としたとき、前記第2遊星ギヤG2と前記第3遊星ギヤG3とは、第2遊星ギヤG2の回転メンバと第3遊星ギヤG3の回転メンバとを一体的に連結する連結メンバM1,M2を含んで5つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、前記第3遊星ギヤG3の一方の第4サンギヤS4を選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキB2に連結する第1回転メンバと、前記第3遊星ギヤG3の他方の第3サンギヤS3と前記第1遊星ギヤG1の第1キャリヤPC1とを選択的に断接可能な第2クラッチC2に連結する第2回転メンバと、第2連結メンバM2を介して出力ギヤOutputに連結する第3回転メンバと、前記第1遊星ギヤG1の第1リングギヤR1とを選択的に断接可能な第3クラッチC3と選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキB1とに連結する第4回転メンバと、前記第1遊星ギヤG1の第1キャリヤPC1とを選択的に断接可能な第1クラッチC1に連結する第5回転メンバと、を有し、前記第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、5つの回転メンバで構成される遊星ギヤセット、いわゆる、イシマル型遊星歯車列によりクラッチ・ブレーキ・各メンバの配置レイアウトを高めながら、2速にてトルク循環を無くすことで高い燃費の向上が図られる前進6速で後退1速の歯車変速装置を提供することができる(請求項8に対応)。
(4)第1サンギヤS1と、第1リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第1ピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する減速装置であるシングルピニオン型の第1遊星ギヤG1と、第2サンギヤS2と、第2リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2と、2つの第3サンギヤS3及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS3,S4の各々に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPc3及びセンターメンバCMと、前記第3ピニオンP3に噛み合う1つの第3リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3と、第1リングギヤR1に連結される入力軸Inputと、第2キャリヤPC2に連結される出力ギヤOutputと、第2サンギヤS2と第3サンギヤS3とを一体的に連結する第1連結メンバM1と、第2キャリヤPC2と第3リングギヤR3とを一体的に連結する第2連結メンバM2と、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2とを選択的に断接する第1クラッチC1と、第1キャリヤPC1と第2サンギヤS2を選択的に断接する第2クラッチC2と、入力軸InputとセンターメンバCMを選択的に断接する第3クラッチC3と、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。(請求項9に対応)。
(5)ダブルサンギヤ型遊星ギヤである第3遊星ギヤG3を、同じ歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合うピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、ピニオンP3の加工が容易であり、製造容易という効果が得られる。また、音や振動に対しても非常に有利となる。
〔第1実施例のレイアウトに基づく詳細な説明〕
次に、本発明の自動変速機用歯車変速装置の具体的なレイアウトに基づく構成を説明する。
図12は第1実施例の歯車変速装置の具体的な構成を示す断面図である。
1は変速装置を収装する変速機ケース、2は変速機ケース1に固定支持され第3クラッチC3,第1ブレーキB1及び第2ブレーキB2を収装する中間壁である。
変速機ケース1内に収装される変速機構部は、エンジンと対向する側から、第1遊星ギヤG1→第2遊星ギヤG2→第3遊星ギヤG3→中間壁2の順に配置されている。また、第1遊星ギヤG1の外周側に第2クラッチC2が配置されると共に、この第2クラッチC2に隣接した第2遊星ギヤG2の外周側に第1クラッチC1が配置されている。
Dは第1クラッチC1のクラッチドラム、DPは第2クラッチC2のクラッチドラムと第1クラッチC1のピストンとを兼用するドラムピストン、Pは第2クラッチC2のピストンであり、第1クラッチC1のクラッチドラムDとドラムピストンDPとは互いにスプライン結合されている。4はセンタメンバCMと連結され、第1ブレーキB1のハブ部であると共に第3クラッチC3のドラムとなるメンバである。
クラッチドラムDには、第1及び第2クラッチC1,C2が包含されているため、3速における第1及び第2クラッチC1,C2の同時締結時に締結力を適正に選定することで、油圧の制御を簡略化している。すなわち、3速では、第1クラッチC1と第2クラッチC2が同時に締結される。このとき、第1クラッチC1に入力されるトルクTC1と第2クラッチC2に入力されるトルクTC2との比は、第2遊星ギヤG2のギヤ比をα2とすると、
TC1:TC2={1/(1+α2)}:{α2/(1+α2)}
となるため、予めドラムピストンDPの有効断面積と、ピストンPの有効断面積の比を、
DP有効断面積:P有効断面積={1/(1+α2)}:{α2/(1+α2)}
にしておくことで、異なる油圧を供給する必要が無く、油圧制御を簡略化できるという特徴を持つ。なお、現実的な設計には、各々のクラッチの枚数と有効径などを考慮して各々のピストンの有効断面積を決める必要がある。
変速機ケース1には、エンジン側端部の最大外径を有する部分であって、中間壁2を固定支持する中間壁嵌合部1aと、変速機ケース1の略中央部の中間外径を有する部分であって、出力ギヤOutputをベアリング3を介して固定支持する出力ギヤ支持部1bが設けられている。また、変速機ケース1のエンジンと対向する端部の軸心近傍部分からエンジン側に突設され、クラッチドラムDを回転可能に支持するドラム支持部1cが設けられている。
ドラム支持部1cは、外周側でクラッチドラムDを支持すると共に、内周側で入力軸Inputを回転可能に支持している。また、ドラム支持部1cのエンジン側先端には第1遊星ギヤG1のサンギヤS1を固定支持するサンギヤ支持部1dが設けられている。
また、ドラム支持部1cの内部には、ドラムDとドラムピストンDPにより形成される第1クラッチC1のピストン室に油圧を供給する第1クラッチ油路10aと、ドラムピストンDPとピストンPにより形成される第2クラッチのピストン室に油圧を供給する第2クラッチ油路10bが設けられている。
中間壁2には、入力軸Inputが貫通する貫通孔2aが形成されており、中間壁2の変速機構部側には、第1外側ボス部24と第1内側ボス部23とが形成されている。そして、この第1外側ボス部24の内周側と第1内側ボス部23の外周側と中間壁の側面とで第2ブレーキB2のピストンB2Pを収納するシリンダ室24aを形成している。更に、第1外側ボス部24の先端側のスプライン溝に第2ブレーキB2のケース側クラッチプレートがスナップリング30により軸方向の移動を規制されて嵌合している。また、この第1外側ボス部24の先端側は、変速機構部側の出力ギヤOutputの内周側であって、出力ギヤOutputと軸方向にオーバーラップするよう突設され、出力ギヤOutputの一部と第2ブレーキB2のクラッチプレートが軸方向にオーバーラップするように配置されている。
中間壁2のエンジン側には、第2外側ボス部25と第3外側ボス部26と第2内側ボス部22とが形成されている。第2外側ボス部25は、変速機ケース1の内周と当接するよう設けられており、その先端側のスプライン溝に第1ブレーキB1のケース側クラッチプレートが嵌合されている。更にこのケース側クラッチプレートの軸方向の移動を規制するスナップリング29が嵌合されている。また、この第2外側ボス部25の内周側と第3外側ボス部26の外周側と中間壁の側面とで、第1ブレーキB1のピストンB1Pを収納するシリンダ室21を形成している。また、第2内側ボス部22は、エンジン側端部側面でメンバ4を軸方向に規制すると共に、この第2内側ボス部22の外周側と第3外側ボス部26の内周側との間にメンバ4の一部を収納している。
中間壁2の内部には、第1ブレーキB1のピストン室に油圧を供給する第1ブレーキ油路21aと、第2ブレーキB2のピストン室に油圧を供給する第2ブレーキ油路23aと、第3クラッチC3のピストン室に油圧を供給する第3クラッチ油路22aが設けられている。
メンバ4は、ブッシュ27を介して中間壁に回転可能に支持されており、他方側で第3遊星ギヤG3のセンタメンバCMとスプライン嵌合している。また、入力軸Inputと一体に回転する第3クラッチハブ5を軸方向に支持する第3クラッチハブ支持部41が設けられている。この支持部41と略軸方向に対向する支持部背面側は、中間壁2の第2内側ボス部22とスラストベアリング28を介して当接している。また、この第3クラッチハブ支持部41の径方向外周側には、軸方向変速機構部側に立ち上げられたピストンシリンダ室42が設けられている。このピストンシリンダ室42は、第2内側ボス部22の外周側と第3外側ボス部26の内周側との間に収納されている。このピストンシリンダ室42の更に外径側には、軸方向エンジン側に立ち上げられたドラムハブ部43が設けられている。このドラムハブ部43は、外周側で第1ブレーキB1のドライブプレートとスプライン係合し、内周側で第3クラッチC3のドリブンプレートとスプライン嵌合している。
第2ブレーキB2のハブ31には、エンジン側のスプライン溝にクラッチプレートが嵌合しており、他方側では、第3遊星ギヤG3の第4サンギヤS4の内径側とスプライン嵌合している。
そして、本発明の自動変速機用歯車変速装置では、中間壁2の貫通孔2aにはブッシュ27、中間壁2の変速機構側にB2のピストンB2P、クラッチプレート、第2ブレーキB2のハブ30を、エンジン側に第1ブレーキB1のピストンB1P、クラッチプレート、第2ブレーキのハブであって第3クラッチC3のドラムでもあるメンバ4、第3クラッチC3のピストン32、第3クラッチC3のクラッチプレート、クラッチハブ5を別ラインにてサブアッセンブリ可能な構造となっている。
したがって、図12の左側を下にして、出力ギヤのベアリング及び第3遊星G3までを順次組みつけ、その後、別ラインでサブアッセンブリーされた中間壁、インプットシャフトという順に組みつけることが可能である。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第1実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
(1).中間壁2に第1ブレーキB1及び第2ブレーキB2のシリンダ室を設け、第3クラッチC3を支持するようにしたことで、効率よくクラッチ及びブレーキを配置することが可能となり、変速装置の全長のコンパクト化を図ることができる。また、中間壁近傍に集中的にクラッチ及びブレーキを配置することで、それぞれの油路を容易に配置することができる。また、中間壁2に第1ブレーキB1、第2ブレーキB2、及び第3クラッチC3をサブアッセンブリ化することが可能となり、容易に製造することができる(請求項1に対応)。
(2).同一の回転メンバを固定する第1ブレーキB1と,第3クラッチC3とを同一の室に設けたことにより、ドラムハブ部43のように、1つの部材でドラム機能とハブ機能の両機能を達成することが可能となり、部品点数の削減、及びシンプルな構成を得ることができる(請求項2に対応)。
(3).第3クラッチC3は、入力軸Inputと同一回転数であるためトルク容量が比較的小さく、第1ブレーキB1は1速及び後退速で締結する(すなわち減速されている)ためトルク容量が大きい。ここで、トルク容量が大きい第1ブレーキB1が第3クラッチの外周側に設けられていることで、クラッチプレートの面積を確保することができる。よって、同一の回転メンバを固定するにあたり効率的なクラッチ及びブレーキ配置となり、必要なトルク容量を確保しつつ変速機のコンパクト化を図ることができる。また、第3クラッチC3が入力軸Input側に配置されたことで、入力軸Inputと一体に回転し、第3クラッチC3のドライブプレートを支持するメンバ5を短くすることができ、変速機のコンパクト化を図ることができる(請求項3に対応)。
(4).第4サンギヤS4を固定する第3遊星ギヤG3を中間壁2に隣接して配置することで、第4サンギヤS4のブレーキ経路を短縮しシンプルにすることが可能となり、変速機のコンパクト化を図ることができると共に、重量増加を防止することができる。(請求項4に対応)。
(5).減速側のクラッチである第1クラッチC1及び第2クラッチC2同士を近接して配置することで、ダブルピストン化が可能となり、更にコンパクト化を図ることができる。また、3つの遊星ギヤが、前記中間壁側から第3遊星ギヤ、第2遊星ギヤ、第1遊星ギヤの順に配置された第2遊星ギヤに対して減速側のクラッチである第1クラッチC1及び第2クラッチC2を近接して配置することで高トルクを伝達する減速側の経路を短縮することができるため、高強度が必要な部材を小さくでき、変速機の小型化、軽量化を図ることができる(請求項5に対応)。
(6).出力ギヤOutputが、第2ブレーキB2の外周側にオーバーラップして配置されたことで、軸方向寸法を短縮することができる(請求項6に対応)。
(7).出力ギヤOutputを変速機ケース1の内壁で直接支持されたベアリング3により支持することで、支持剛性が高まり、ギヤノイズの発生を防止することができる(請求項7に対応)。
以上、本発明の自動変速機用歯車変速装置を第1実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【産業上の利用可能性】
以上のように、本発明に係る自動変速機用歯車変速装置は、変速段の多段化要求がある車両の変速装置として有用であり、特に、駆動源としてエンジンやモータが搭載された自動車の駆動源出力軸に接続される自動変速機の歯車変速部に用いるのに適している。
【図面の簡単な説明】
図1は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
図2は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置の締結表である。
図3は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図4は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速、3速のトルクフロー図である。
図5は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における4速、5速、6速のトルクフロー図である。
図6は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退速のトルクフロー図である。
図7はラビニオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置における2速でのトルク循環説明図である。
図8はシンプソン型遊星歯車列とラビニオ型複合遊星歯車列とでの1速におけるトルク伝達経路を示す図である。
図9はキャリヤ入力よりもリングギヤ入力が有利であることの説明図である。
図10はシンプソン型遊星歯車列の場合にオーバードライブ変速段を得るキャリヤ入力が実現できないことの説明図とダブルサンギヤ型遊星ギヤが5つのメンバを持つことの説明図である。
図11はラビニオ型複合遊星歯車列を用いた歯車変速装置とイシマル型遊星歯車列を用いた歯車変速装置との性能比較を示す図である。
図12は第1実施例の歯車変速装置を具体的に自動変速機に適用した場合の一例を示す断面図である。
Claims (9)
- 駆動源からの回転を入力する入力部と、
変速された回転を出力する出力部と、
三組の遊星ギヤと、
複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、
入力部,出力部,メンバ及び三組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接する3つのクラッチと選択的に固定する2つのブレーキと、をケース内に備え、
前記3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置とし、
残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、2つのサンギヤと、該2つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記2つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバと、前記ピニオンの少なくとも一方側を支持するサイドメンバとを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う1つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとし、
残りの遊星ギヤを、1つのサンギヤと、該サンギアに噛み合うピニオンと、該ピニオンを支持するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う1つのリングギヤと、を有するシングルピニオン型遊星ギヤとし、
ケース内に設けられ、一方側と他方側とにケース内を画成する中間壁に、前記2つのブレーキシリンダ室を設けると共に、前記3つのクラッチのうち、1つのクラッチドラムを支持する支持部を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち一組を、入力回転を常時減速する減速装置であって、第1サンギヤと、第1リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第1キャリアとを有する第1遊星ギヤとし、
前記三組の遊星ギヤのうち一組を、第3及び第4サンギヤと、該2つのサンギヤの各々に噛み合うピニオンと、前記2つのサンギヤ間に配置され、かつ回転を入力または出力するセンターメンバを有する第3キャリヤと、前記ピニオンギヤに噛み合う1つの第3リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤとし、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組を第2サンギヤと、第2リングギヤと、両ギヤに噛み合うピニオンを支持する第2キャリヤを有するシングルピニオン型遊星ギヤを第2遊星ギヤとし、
第1リングギヤに連結される入力部と、
第2キャリヤに連結される出力部と、
第2サンギヤと第3サンギヤとを一体的に連結する第1連結メンバと、
第2キャリヤと第3リングギヤとを一体的に連結する第2連結メンバと、
第1キャリヤと第2リングギヤとを選択的に断接する第1クラッチと、
第1キャリヤと第1連結メンバとを選択的に断接する第2クラッチと、
第3キャリヤと入力部とを選択的に断接する第3クラッチと、
第3キャリヤの回転を選択的に停止させる第1ブレーキと、
第4サンギヤの回転を選択的に停止させる第2ブレーキと、
を備え、
前記中間壁の一方側には第2ブレーキを配置し、他方側には第1ブレーキ及び第3ブレーキを配置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項2に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第1ブレーキは、第3クラッチの外周に配置されていることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項2または3に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記一方側の室に、前記中間壁側からダブルサンギヤ型遊星ギヤ、シングルピニオン型遊星ギヤ、減速装置である遊星ギヤの順に配置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項2〜4に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第1クラッチと第2クラッチは、前記シングルピニオン型遊星ギヤに近接して配置したことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1〜5に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記出力部は、前記ブレーキの外周側に軸方向にオーバーラップして配置されていることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1〜6に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
前記出力部は、前記ケースの内壁で支持された軸受けによって支持されることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1〜5に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記減速装置である遊星ギヤを、第1サンギヤと、第1リングギヤと、両ギヤに噛み合う第1ピニオンを支持する第1キャリヤと、を有する減速装置である第1遊星ギヤとし、
前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを、第3サンギヤ及び第4サンギヤと、両サンギヤの各々に噛み合う第3ピニオンを支持する第3キャリヤ及びセンターメンバと、前記第3ピニオンに噛み合う1つの第3リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤとし、
前記シングルピニオン型遊星ギヤを、第2サンギヤと、第2リングギヤと、両ギヤに噛み合う第2ピニオンを支持する第2キャリヤと、を有する第2遊星ギヤとし、
第1リングギヤに連結される入力部と、
第2キャリヤに連結される出力部と、
第2サンギヤと第3サンギヤとを一体的に連結する第1連結メンバと、
第2キャリヤと第3リングギヤとを一体的に連結する第2連結メンバと、
第1キャリヤと第2リングギヤとを選択的に断接する第1クラッチと、
第1キャリヤと第2サンギヤとを選択的に断接する第2クラッチと、
入力部とセンターメンバを選択的に断接する第3クラッチと、
第3キャリヤまたはセンターメンバの回転を選択的に停止させる第1ブレーキと、
第4サンギヤの回転を選択的に停止させる第2ブレーキと、
を備え、
前記第1クラッチと第1ブレーキの締結により1速、第1クラッチと第2ブレーキの締結により2速、第1クラッチと第2クラッチの締結により3速、第1クラッチと第3クラッチの締結により4速、第2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1〜8に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記減速装置の一組の遊星ギヤは、シングルピニオン型であることを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
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