JPWO2002099315A1 - 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、4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4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7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、一組のダブルピニオン型遊星ギヤと、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(以下、ラビニオ型複合遊星歯車列という)と、4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4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7速・後退1速以上の変速段を得る自動変速機用歯車変速装置としては、例えば、特開2001−182785号公報の図2及び表2(前進8速・後退2速)に記載のものが提案されている。
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。
▲1▼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。
▲2▼減速装置としての一組のダブルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、1速〜4速において、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。
▲3▼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)の確保と、ラビニオ型複合遊星歯車列の歯車強度や歯車寿命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。
▲4▼2速において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。
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、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。
【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、4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7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、又は、入力回転を常時増速する増速装置とし、
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、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である「ラビニオ型複合遊星歯車列」や、二組のシングルピニオン型遊星ギヤの組み合わせた「シンプソン型遊星歯車列」とは区別するため、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、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、オーバードライブ変速段を達成するキャリヤへの入力経路が成立し、自動車の自動変速機に適する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、ギヤ比(=サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)の設定に際し、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、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。
【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〜第17実施例を、添付図面に基づいて説明する。
(第1実施例)
まず、構成を説明する。
第1実施例は、請求項1,3,7,8,11,19.22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、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、C4は第4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4クラッチC4は、入力軸Inputと第2サンギヤS2とを選択的に断接するクラッチであり、締結により第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を入力回転にする。
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,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項11に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項19に記載の変速制御手段)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前進7速後退1速と前進8速後退2速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ける前進8速後退2速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図、図4〜図7は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における前進8速後退2速の各変速段でのトルクフローを示す図である。図3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7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。以下、前進8速後退2速の各変速段での変速作用を説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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(b)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の出力回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(b)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(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4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。同時に、第2遊星ギヤG2において、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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から減速回転が入力され、第2サンギヤS2から入力回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転を僅かに増速した回転が、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、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2サンギヤS2の回転を入力回転とする第4クラッチC4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4クラッチC4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とにトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5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(入力回転よりも僅かに低回転)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、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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5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3クラッチC3と第4クラッチC4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。同時に、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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。
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にも入力回転が入力されることで、第3遊星ギヤG3が一体となって回転し、入力回転が第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3サンギヤS3の回転を入力回転とする第4クラッチC4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そのまま出力ギヤOutputから出力する(直結段)。
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4クラッチC4と各メンバと、ハッチングで示す第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。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7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、7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7速でのトルクフローは、図6(a)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。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8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、8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8速でのトルクフローは、図6(b)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1速)
後退1速は、図2(b)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1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1速でのトルクフローは、図6(c)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。
(後退2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速では、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第2サンギヤS2と第1連結メンバM1を介して第2サンギヤS2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に入力回転が入力され、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、後退1速よりもさらに減速した逆回転が、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2速は、図3の共線図に示すように、第2サンギヤS2を入力回転とする第4クラッチC4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大きく減速して出力ギヤOutputから出力する。
この後退2速でのトルクフローは、図7に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第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。
なお、変速作用を、図1に示すスケルトンと前進8速後退2速の変速油圧制御装置とを組み合わせた場合について説明してきたが、図1に示すスケルトンと前進7速後退1速の変速油圧制御装置とを組み合わせた場合には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進8速での4速を無くし、前進8速での5速→4速、6速→5速、7速→6速、8速→7速とし、後退2速を無くし、後退1速→後退1速として前進7速後退1速を達成する。
[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、4クラッチと2ブレーキにより少なくとも前進7速以上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では、最大トルクとなる1速でのトルク伝達の流れが、図9(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10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11(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11(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9(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8及び図9(b)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が要求されることで、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8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8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11(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5速〜8速)が成立するキャリヤ入力が達成される。
(b)イシマル型遊星歯車列では、歯車列に最大トルクが作用する1速において、図4(a)に示すように、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、例えば、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。例えば、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、2速での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、2速での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となり、明らかに高い伝達効率を示した。
(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/7速ギヤ比または1速ギヤ比/8速ギヤ比)が制限される。
これに対し、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拡大し、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
ちなみに、図2(a)と図2(b)には、各遊星ギヤG1,G2,G3のギヤ比α1,α2,α3の一例と、そのときの各変速段での変速比の例を示す。
(g)イシマル型遊星歯車列は、図1に示すスケルトンから第4クラッチC4を削除し、図2(c)に示す締結表を達成する変速油圧制御装置と組み合わせることで、適切な変速比幅と段間比を持った前進6速を、基本設計を変更することなく簡単に作ることができる。すなわち、図1に示すスケルトンは、変速比選択自由度の広い(前進6速・前進7速・前進8速の何れかと、後退1速・後退2速の何れかとの組み合わせが可能)、高ポテンシャルなスケルトンであるということができる。
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、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4つのクラッチC1,C2,C3,C4と選択的に固定する2つのブレーキB1,B2と、を備え、前記4つのクラッチC1,C2,C3,C4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7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を有する第3キャリヤPC3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、下記に列挙する効果を併せて達成することができる(請求項1に対応)。
▲1▼二組の遊星ギヤG2,G3にて構成されるイシマル型歯車列は強度的(歯車強度や歯車寿命等)に有利である。
▲2▼2速にてトルク循環を無くすことで燃費の向上を図ることができる。
▲3▼入力軸Inputと出力ギヤOutputとを同軸配置とすることができる。
▲4▼入力軸Inputと出力ギヤOutputとの同軸配置と、要求強度が低いイシマル型歯車列の小型化により、自動変速機をコンパクトにすることができる。
▲5▼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。
▲6▼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る。自動変速機のさらなるコンパクト化を図ることができる。
(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3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、図2(a)に示す締結表にしたがって前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる(請求項7に対応)。
▲1▼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。
▲2▼第4クラッチC4の締結により5速として直結変速段を設けることが可能であり、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
(4)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、図2(b)に示す締結表にしたがって前進8速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる(請求項8に対応)。
▲1▼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。
▲2▼第4クラッチC4の締結により6速として直結変速段を設けることが可能であり、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
(5)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、入力軸Inputと第2サンギヤS2を選択的に断接する第4クラッチC4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7速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる(請求項11に対応)。
▲1▼大トルク入力となる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。
▲2▼2速においてトルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図れる。
▲3▼第4クラッチC4の一方を入力軸Inputとし、5速において直結変速段を設けることができるため、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
(6)入力軸Inputと第2サンギヤS2との間に第4クラッチC4を設け、第4クラッチC4の締結により第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を入力回転にし、図2(b)に示す締結表にしたがって前進8速で後退2速を得る変速油圧制御装置を設けたため、2重掛け替えを行うことなく、適切なギヤ比、段間比を持った前進8速を得ることができ、変速比の設定自由度がさらに向上する(請求項19に対応)。
(7)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(請求項22に対応)。
以上、第1実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図1のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図12及び図13に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図12及び図13に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図12(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図12(b))
▲3▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図12(c))
▲4▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図13(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2サンギヤS2との間(図13(b))
の何れかにする。
(第2実施例)
まず、構成を説明する。
第2実施例は、請求項1,3,7,8,12,19,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図14は第2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14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、C4は第4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2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2という)は、図14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、中央部にダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を配置し、右端部にシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2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、該両サンギヤ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。
前記入力軸Inputは、第1リングギヤR1に連結され、前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結される。
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。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。
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。前記第2クラッチC2は、第1キャリヤPC1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する。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。前記第4クラッチC4は、入力軸Inputと第4サンギヤS4とを選択的に断接する。
前記第1ブレーキB1は、センターメンバCMの回転を選択的に停止させる。
前記第2ブレーキB2は、第2サンギヤS2の回転を選択的に停止させる。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項12に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項19に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図15〜図18は第2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15〜図18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。
なお、第2実施例装置での締結作動表は図2に示す第1実施例装置での締結作動表と同じであり、また、第2実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は図3に示す第1実施例装置での共線図と同じであり、図示ならびに説明を省略する。
以下、前進8速後退2速の各変速段でのトルクフローを説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図15(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、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がトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図15(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。すなわち、第3遊星ギヤG3は、回転メンバとして機能するだけで、トルク伝達に何ら関与しない。
〈3速〉
3速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図16(a)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。なお、第3遊星ギヤG3については、減速回転である両サンギヤ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の出力回転に伴って自転および公転するだけであり、トルク伝達には関与しない。
〈4速〉
4速は、図2(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、図16(b)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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にトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5速でのトルクフローは、図16(c)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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5速での第1クラッチC1を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第3クラッチC3と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、図17(a)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4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。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7速でのトルクフローは、図17(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3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8速でのトルクフローは、図17(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4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(後退1速)
後退1速は、図2(b)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。
この後退速でのトルクフローは、図18(a)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2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速でのトルクフローは、図18(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4と第1ブレーキB1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。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第2実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例装置の(1),(2),(3),(4),(6),(7)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(8)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4サンギヤS4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、入力軸Inputと第4サンギヤS4を選択的に断接する第4クラッチC4と、センターメンバCMの回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第2サンギヤS2の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項12に対応)。
▲1▼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。
▲2▼2速においてトルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲3▼2速では、第3遊星ギヤG2の第2サンギヤS2が、第3,第4サンギヤS3,S4を経由せず、直接、第2ブレーキB2により固定されるため、第1実施例装置よりも歯車の伝達効率が高く、燃費の向上に寄与する。
▲4▼第4クラッチC4の一方を入力軸Inputとし、5速において直結変速段を設けることができるため、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
以上、第2実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図14のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図19及び図20に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図19及び図20に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼センターメンバCMと第2サンギヤS2との間(図19(a))
▲2▼第2キャリヤPC2と第2サンギヤS2との間(図19(b))
▲3▼第2リングギヤR3と第2キャリヤPC2との間(図19(c))
▲4▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図20(a))
▲5▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図20(b))
の何れかにする。
(第3実施例)
まず、構成を説明する。
第3実施例は、請求項2,5,9,10,13,20,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図21は第3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21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、C4は第4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3実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ1という)は、図21の左端部に増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、を有する増速装置である。
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、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遊星ギヤである。
前記入力軸Inputは、第1キャリヤPC1に連結され、前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結される。
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とを一体的に連結し、また、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。
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。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。前記第3クラッチC3は、第1リングギヤR1とセンターメンバCMとを選択的に断接する。前記第4クラッチC4は、第1リングギヤR1と第2サンギヤS2とを選択的に断接する。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項13に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項20に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図22は第3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23〜図26は第3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。
なお、図23〜図26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。なお、第3実施例装置の締結作動表は、図2に示す第1実施例装置の締結作動表と同じであるため図示を省略する。
以下、前進8速後退2速の各変速段における変速作用について説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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、入力回転が第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。このため、第3サンギヤS3の回転は、第3リングギヤR3からの出力回転に対して回転方向が逆方向の減速回転となり、この第3サンギヤS3の回転は、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から正方向の入力回転が入力され、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からの入力回転を減速した回転が、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22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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からの入力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23(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、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がトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2(b)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、入力回転が第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。このため、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1連結メンバM1を介して第3サンギヤS3と連結される第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から入力軸Inputの入力回転が入力され、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からの入力回転を減速した回転が、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22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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からの入力回転を減速(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23(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の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとしては機能するが、トルク伝達には関与しない。
〈3速〉
3速は、図2(b)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1クラッチC1の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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、入力軸Inputからの入力回転が第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とから同一の入力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へ入力回転による回転が出力される。
すなわち、3速は、図22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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、入力軸Inputからの入力回転を第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からの入力回転と同じ回転(直結回転)を出力ギヤOutputから出力する。
この3速でのトルクフローは、図23(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1遊星ギヤG1及び第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(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この4速では、第1クラッチC1の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第2リングギヤR2に入力される。一方、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転を増速した回転(第1遊星ギヤG1の増速比による)が第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から入力回転が入力され、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からの入力回転を増速した回転が、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、4速は、図22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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2サンギヤS2の回転を増速回転とする第4クラッチC4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4速でのトルクフローは、図24(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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にトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5速では、第1クラッチC1の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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からの入力回転を増速した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キャリヤPC3の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から入力回転が入力され、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からの入力回転を増速した回転が、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、5速は、図22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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4速よりさら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24(b)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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5速での第1クラッチC1を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第3クラッチC3と第4クラッチC4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、第1遊星ギヤG1からの増速回転が第3キャリヤPC3に入力される。同時に、第4クラッチC4の締結により、第1遊星ギヤG1からの増速回転が、第2サンギヤS2→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。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に増速回転が入力され、第3サンギヤS3にも増速回転が入力されることになり、一体となって増速回転する第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へ出力される。
すなわち、6速は、図22の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を増速回転とする第3クラッチC3の締結点と、第3サンギヤS3の回転を増速回転とする第4クラッチC4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24(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4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。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、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。また、第3クラッチC3の締結により、第1遊星ギヤG1からの増速回転が第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に増速回転が入力され、第3サンギヤS3に入力回転が入力されることになり、第3キャリヤPC3の増速回転をさらに増速して第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、7速は、図22の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を増速回転とする第3クラッチC3の締結点と、第3サンギヤS3の回転を入力回転とする第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増速して出力ギヤOutputから出力する。
この7速でのトルクフローは、図25(a)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。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転を第1遊星ギヤG1にて増速した増速回転が第3キャリヤPC3に入力される。そして、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に増速回転が入力され、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、8速は、図22の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を増速回転とする第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8速でのトルクフローは、図25(b)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1遊星ギヤG1と第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1速)
後退1速は、図2(b)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1速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、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。そして、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に入力回転が入力され、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1速は、図22の共線図に示すように、入力軸Inputからの入力回転を第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1速でのトルクフローは、図26(a)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。
(後退2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速では、第4クラッチC4の締結により、第1遊星ギヤG1で増速された回転が、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。そして、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に増速回転が入力され、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、後退1速よりも減速した逆回転が、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2速は、図22の共線図に示すように、増速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第4クラッチC4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2速でのトルクフローは、図26(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4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。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第3実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(7)の効果に加え、下記に列挙する効果を得ることができる。
(9)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4つのクラッチC1,C2,C3,C4と選択的に固定する2つのブレーキB1,B2と、を備え、前記4つのクラッチC1,C2,C3,C4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7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、入力回転を常時増速する増速装置とし、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を有する第3キャリヤPC3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、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項2に対応)。
▲1▼二組の遊星ギヤG2,G3にて構成されるイシマル型歯車列は、強度的(歯車強度や歯車寿命等)に有利である。
▲2▼2速にてトルク循環を無くすことで燃費の向上が図られる。
▲3▼入力軸Inputと出力ギヤOutputを同軸配置とすることができる。
▲4▼イシマル型歯車列の小型化と、入力軸Inputと出力ギヤOutputを同軸配置により、自動変速機のコンパクト化を達成できる。
▲5▼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。
▲6▼一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時増速する増速装置としたため、減速装置を設けた第1,2実施例と比較し、ハイ側変速比を多く設定することができ、高速燃費が向上する。
(10)増速装置である第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5に対応)。
(11)増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、図2(a)に示す締結表にしたがって前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる(請求項9に対応)。
▲1▼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。
▲2▼第4クラッチC4を第1リングギヤR1と第2サンギヤS2との間に設けることにより、2重掛け換えを行うことなく、前進7速で後退1速を得ることができ、変速比の自由度がさらに向上する。
(12)増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、図2(b)に示す締結表にしたがって前進8速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる(請求項10に対応)。
▲1▼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。
▲2▼第4クラッチC4を第1リングギヤR1と第2サンギヤS2との間に設けることにより、2重掛け換えを行うことなく、前進7速で後退1速を得ることができ、変速比の自由度がさらに向上する。
(13)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、を有する増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キャリヤPC1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、第1リングギヤR1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1リングギヤR1と第2サンギヤS2を選択的に断接する第4クラッチC4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、少なくとも前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項13に対応)
▲1▼大トルク入力となる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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
(14)第1リングギヤR1と第2サンギヤS2との間に第4クラッチC4を設け、第4クラッチC4の締結により第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を第1遊星ギヤG1の増速比による増速回転にし、図2(b)に示す締結表にしたがって前進8速で後退2速を得る変速油圧制御装置を設けたため、2重掛け替えを行うことなく、適切なギヤ比、段間比を持った前進8速を得ることができ、変速比の設定自由度がさらに向上する(請求項20に対応)。
以上、第3実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とする場合、図21のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図27及び図28に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図27及び図28に示す5つのパターンは、5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が増速回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく増速回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図27(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図27(b))
▲3▼第2リングギヤR3と第2連結メンバM2との間(図27(c))
▲4▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図28(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2サンギヤS2との間(図28(b))
の何れかにする。
(第4実施例)
まず、構成を説明する。
第4実施例は、請求項2,5,9,10,14,20,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図29は第4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29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、C4は第4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4実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ2という)は、図29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、中央部にダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を配置し、右端部にシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2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、を有する増速装置である。
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、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遊星ギヤである。
前記入力軸Inputは、第1キャリヤPC1に連結され、前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結される。
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とを一体的に連結し、また、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。
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。前記第2クラッチC2は、第1キャリヤPC1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する。前記第3クラッチC3は、第1リングギヤR1とセンターメンバCMとを選択的に断接する。前記第4クラッチC4は、第1リングギヤR1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項14に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項20に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図30〜図33は第4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り、図30〜図33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。
なお、第4実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は図22に示す第3実施例装置の共線図と同じであるため図示を省略する。第4実施例装置の締結作動表は、図2に示す第1実施例装置の締結作動表と同じであるため図示を省略する。
以下、前進8速後退2速の各変速段におけるトルクフローについて説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図30(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、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がトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図30(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2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。なお、第1遊星ギヤG1及び第3遊星ギヤG3はトルク伝達に何ら関与しない。
〈3速〉
3速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図31(a)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1遊星ギヤG1及び第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(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、図31(b)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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にトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5速でのトルクフローは、図31(c)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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5速での第1クラッチC1を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第3クラッチC3と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、図32(a)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4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3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7速でのトルクフローは、図32(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3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8速でのトルクフローは、図32(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1遊星遊星ギヤ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。
(後退1速)
後退速は、図2(b)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1速でのトルクフローは、図33(a)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2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速でのトルクフローは、図33(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4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3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第4実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(7)及び第3実施例の(9),(10),(11),(12),(14)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(15)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、を有する増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キャリヤPC1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4サンギヤS4を選択的に断接する第2クラッチC2と、第1リングギヤR1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1リングギヤR1と第4サンギヤS4を選択的に断接する第4クラッチC4と、センターメンバCMの回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第2サンギヤS2の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、少なくとも前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項14に対応)。
▲1▼大きなトルクが作用する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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲3▼第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2が、第3,第4サンギヤS3,S4を経由せず、直接、第2ブレーキB2により固定されるため、第3実施例の増速シングルピニオンタイプ1よりも、歯車の伝達効率が高く、燃費の向上に寄与する。
以上、第4実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とする場合、図29のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図34及び図35に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図34及び図35に示す5つのパターンは、5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が増速回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく増速回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼センターメンバCMと第2サンギヤS2との間(図34(a))
▲2▼第2キャリヤPC2と第2サンギヤS2との間(図34(b))
▲3▼第2リングギヤR3と第2キャリヤPC2との間(図34(c))
▲4▼第2連結メンバM2と第3キャリヤPC3との間(図35(a))
▲5▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図35(b))
の何れかにする。
(第5実施例)
まず、構成を説明する。
第5実施例は、請求項1,4,7,8,15,19,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図36は第5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36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、C4は第4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5実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ1という)は、図36の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第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ダブルピニオン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ダブ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。
前記入力軸Inputは、第1キャリヤPC1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。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。
前記第1クラッチC1は、第1リングギヤR1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リングギヤR1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4クラッチC4は、入力軸Inputと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,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項15に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項19に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図37は第5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38〜図41は第5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。
なお、図38〜図41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。
以下、前進8速後退2速の各変速段における変速作用を説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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37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38(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(b)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37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38(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の出力回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(b)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37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38(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(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4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。同時に、第2遊星ギヤG2において、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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から減速回転が入力され、第2サンギヤS2から入力回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転を僅かに増速した回転が、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、4速は、図37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2サンギヤS2の回転を入力回転とする第4クラッチC4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39(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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とにトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5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(入力回転よりも僅かに低回転)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、5速は、図37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5速でのトルクフローは、図39(b)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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5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3クラッチC3と第4クラッチC4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。同時に、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第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。
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にも入力回転が入力されることで、第3遊星ギヤG3が一体となって回転し、入力回転が第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37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3サンギヤS3の回転を入力回転とする第4クラッチC4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そのまま出力ギヤOutputから出力する(直結段)。
この6速でのトルクフローは、図39(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4と各メンバと、ハッチングで示す第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。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7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、7速は、図37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7速でのトルクフローは、図40(a)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。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8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、8速は、図37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8速でのトルクフローは、図40(b)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1速)
後退1速は、図2(b)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1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1速は、図37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1速でのトルクフローは、図41(c)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。
(後退2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速では、第4クラッチC4の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第2サンギヤS2と第1連結メンバM1を介して第2サンギヤS2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に入力回転が入力され、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、後退1速よりもさらに減速した逆回転が、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2速は、図37の共線図に示すように、第2サンギヤS2を入力回転とする第4クラッチC4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大きく減速して出力ギヤOutputから出力する。
この後退2速でのトルクフローは、図41(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第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。
なお、変速作用を、図36に示すスケルトンと前進8速後退2速の変速油圧制御装置とを組み合わせた場合について説明してきたが、図36に示すスケルトンと前進7速後退1速の変速油圧制御装置とを組み合わせた場合には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進8速での4速を無くし、前進8速での5速→4速、6速→5速、7速→6速、8速→7速とし、後退2速を無くし、後退1速→後退1速として前進7速後退1速を達成する。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第5実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(1),(3),(4),(6),(7)の効果に加え、下記に列挙する効果を得ることができる。
(16)減速装置の一組の第1遊星ギヤG1を、ダブルピニオン型遊星ギヤとしたため、レイアウト自由度を高めることができる(請求項4に対応)。
すなわち、出力部として、第5実施例の減速ダブルタイプ1に示すように出力ギヤOutputとする以外に、第6,第7実施例の減速ダブルタイプ2,3に示すように、入力軸Inputの反対側に同軸配置に出力軸Outputを配置することが可能であり、フロントエンジン・フロントドライブ車(FF車)の自動変速機に適しているレイアウトを得ることができると共に、フロントエンジン・リヤドライブ車(FR車)の自動変速機に適しているレイアウトを得ることができる。
(17)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ダブルピニオン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ダブルピニオン型の第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キャリヤPC1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PC3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リングギヤR1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リングギヤR1と第2サンギヤS2と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とを選択的に断接する第3クラッチC3と、入力軸Inputと第2サンギヤS2とを選択的に断接する第4クラッチC4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、少なくとも前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項15に対応)。
▲1▼大きなトルクが作用する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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲3▼入力軸Inputと第2サンギヤS2とを選択的に断接する第4クラッチC4を設け、5速(前進7速タイプ)あるいは6速(前進8速タイプ)を、直結変速段とすることができ、トルク伝達効率が向上し、燃費の向上に寄与することが可能となる。
以上、第5実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図36のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図42及び図43に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図42及び図43に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図42(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図42(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図42(c))
▲4▼第2リングギヤR2と第2サンギヤS2との間(図43(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図43(b))
の何れかにする。
(第6実施例)
まず、構成を説明する。
第6実施例は、請求項1,4,7,8,15,19,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図44は第6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44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、C4は第4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は出力軸(出力部)である。
第6実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ2という)は、図44の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第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。
第6実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ2)の第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3との配置関係は、減速ダブルタイプ1の配置関係と同じである。そして、第1クラッチC1を第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2との間に配置し、第2クラッチC2と第3クラッチC3と第4クラッチC4と第1ブレーキB1と第2ブレーキB2を第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3との間に配置し、第3遊星ギヤG3の外側にはクラッチ・ブレーキを何も配置しないことで、出力部を、出力ギヤOutputに代えて、入力軸Inputと同軸上の出力軸Outputとした点である。なお、他の構成は、第5実施例の減速ダブルタイプ1と同様であるので説明を省略する。
また、図45〜図48は第6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。この図45〜図48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。各変速段でのトルクフローは、第5実施例の減速ダブルタイプ1と同様であるので説明を省略する。
さらに、第6実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果は、第5実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果と同様であるので説明を省略する。
以上、第6実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図44のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図49及び図50に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図49及び図50に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図49(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図49(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図49(c))
▲4▼第2サンギヤS2と第2キャリヤPC2との間(図50(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2サンギヤS2との間(図50(b))
の何れかにする。
(第7実施例)
まず、構成を説明する。
第7実施例は、請求項1,4,7,8,15,19,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図51は第7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51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、C4は第4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は出力軸(出力部)である。
第7実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ3という)は、図51の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第1遊星ギヤG1を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を配置し、右端部にシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2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。
第7実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ3)の第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3との配置関係は、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3とを入れ替えた点で減速ダブルタイプ1と配置関係が異なる。そして、第3クラッチC3と第4クラッチC4と第1ブレーキB1と第2ブレーキB2を第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3との間に配置し、第3遊星ギヤG3と第2遊星ギヤG2との間にはクラッチ・ブレーキを何も配置せず、第1クラッチC1と第2クラッチC2を、第2遊星ギヤG2の外側に配置することで、出力部を、入力軸Inputと同軸の出力軸Outputとした点である。なお、他の構成は、減速ダブルタイプ1と同様であるので説明を省略する。
また、図52〜図55は第7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。この図52〜図55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。各変速段でのトルクフローは、減速ダブルタイプ1と同様であるので説明を省略する。
さらに、第7実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果は、第5実施例の自動変速機用歯車変速装置の効果と同様であるので説明を省略する。
以上、第7実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図51のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図56及び図57に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図56及び図57に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図56(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図56(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図56(c))
▲4▼第3キャリヤPC2と第2連結メンバM2との間(図57(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2連結メンバM2との間(図57(b))
の何れかにする。
(第8実施例)
まず、構成を説明する。
第8実施例は、請求項1,4,7,8,16,19,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図58は第8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58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、C4は第4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は出力軸(出力部)である。
第8実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ4という)は、図58の左端部に減速装置としてのダブルピニオン型の第1遊星ギヤG1を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2を配置し、右端部にシングルピニオン型の第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ダブルピニオン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ダブルピニオン型遊星ギヤである。
前記第2遊星ギヤG2は、2つの第2サンギヤS2及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS2,S4の各々に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2及びセンターメンバCMと、前記第2ピニオンP2に噛み合う1つの第2リングギヤR2と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
前記第3遊星ギヤG3は、第3サンギヤS3と、第3リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記入力軸Inputは、第1キャリヤPC1に連結され、前記出力軸Outputは、センターメンバCMに連結される。
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とを一体的に連結し、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R2とを一体的に連結する。
前記第1クラッチC1は、第1リングギヤR1と第2リングギヤR2とを選択的に断接する。前記第2クラッチC2は、第1リングギヤR1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する。前記第3クラッチC3は、入力軸Inputと第3キャリヤPC3とを選択的に断接する。前記第4クラッチC4は、入力軸Inputと第4サンギヤS4とを選択的に断接する。
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。
前記第2ブレーキB2は、第3サンギヤS3の回転を選択的に停止させる。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項16に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項19に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図59〜図62は第8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り、図59〜図62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。
なお、第8実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は図37に示す第5実施例装置の共線図と同じであるため図示を省略する。第8実施例装置の締結作動表は、図2に示す第1実施例装置の締結作動表と同じであるため図示を省略する。
以下、前進8速後退2速の各変速段でのトルクフローについて説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図59(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2遊星ギヤG2(第4サンギヤS4を除く)と第3遊星ギヤG3にトルクが作用することになる。つまり、1速では、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がトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図59(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と第2遊星ギヤG2(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
〈3速〉
3速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図60(a)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と第2遊星ギヤG2(第2サンギヤS2を除く)にトルクが作用することになる。
〈4速〉
4速は、図2(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、図60(b)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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(第2サンギヤS2を除く)にトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5速でのトルクフローは、図60(c)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(第4サンギヤS4を除く)と第3遊星ギヤG3にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5速での第1クラッチC1を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第3クラッチC3と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、図61(a)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4と各メンバと、ハッチングで示す第3遊星ギヤG3にトルクが作用することになる。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7速でのトルクフローは、図61(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にトルクが作用することになる。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8速でのトルクフローは、図61(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にトルクが作用することになる。
(後退1速)
後退速は、図2(b)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1速でのトルクフローは、図62(a)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位遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3にトルクが作用することになる。
(後退2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速でのトルクフローは、図62(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第3遊星ギヤG3にトルクが作用することになる。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第8実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(1),(3),(4),(6),(7)の効果、第5実施例の(16)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(18)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ダブルピニオン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ダブルピニオン型の第1遊星ギヤG1と、2つの第2サンギヤS2及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS2,S4の各々に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2及びセンターメンバCMと、前記第2ピニオンP2に噛み合う1つの第2リングギヤR2と、を有するダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2と、第3サンギヤS3と、第3リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型の第3遊星ギヤG3と、第1キャリヤPC1に連結される入力軸Inputと、センターメンバCMに連結される出力軸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R2とを一体的に連結する第2連結メンバM2と、第1リングギヤR1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リングギヤR1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する第2クラッチC2と、入力軸Inputと第3キャリヤPC3とを選択的に断接する第3クラッチC3と、入力軸Inputと第4サンギヤS4とを選択的に断接する第4クラッチC4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3サンギヤS3の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、少なくとも前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する特有の効果を得ることができる(請求項16に対応)。
▲1▼大きなトルクが作用する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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲3▼FR車の自動変速機に適用するにあたって、ダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2の内側を通るメンバの数を1つにしたレイアウトに設定することができ、イシマル型遊星歯車列を小型化することが可能であり、変速装置のコンパクト化が達成できる。
▲4▼最高段である8速においてシングルピニオン型の第3遊星ギヤG3でトルクを伝達するので、ギヤ噛み合い率が向上し、振動騒音上有利となる。
▲5▼入力軸Inputと第4サンギヤS4とを選択的に断接する第4クラッチC4を設けることによって、5速(前進7速の場合)あるいは6速(前進8速の場合)を直結変速段とすることができ、トルク伝達効率が向上し、燃費の向上に寄与することができる。
以上、第8実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を直結変速段とする場合、図58のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図63及び図64に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図63及び図64に示す5つのパターンは、5速を直結変速段とするため、第3クラッチC3の締結により第3キャリヤPC3が入力回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく入力回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第3サンギヤS3との間(図63(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図63(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図63(c))
▲4▼第2リングギヤR2と第2連結メンバM2との間(図64(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図64(b))
の何れかにする。
(第9実施例)
まず、構成を説明する。
第9実施例は、請求項2,6,9,10,17,20,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図65は第9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65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、C4は第4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9実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ1という)は、図65の左端部に増速装置としてのダブルピニオン型の第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ダブルピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する増速装置であるダブ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、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遊星ギヤである。
前記入力軸Inputは、第1リングギヤR1に連結され、前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結される。
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とを一体的に連結し、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。
前記第1クラッチC1は、第1リングギヤR1と第2リングギヤR2とを選択的に断接する。前記第2クラッチC2は、第1リングギヤR1と第2サンギヤS2とを選択的に断接する。前記第3クラッチC3は、第1キャリヤPC1とセンターメンバCMとを選択的に断接する。前記第4クラッチC4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。
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。
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。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項17に記載の変速制御手段)が接続されている。あるいは、前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(b)の締結作動表に示すように、前進8速後退2速の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(請求項20に記載の変速制御手段)が接続されている。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図66は第9実施例装置での各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図であり、第9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であり、図67〜図70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。なお、第9実施例装置の締結作動表は、図2に示す第1実施例装置の締結作動表と同じであるため図示を省略する。
以下、前進8速後退2速の各変速段におけるトルクフローについて説明する。
〈1速〉
1速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図67(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、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がトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図67(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2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。
〈3速〉
3速は、図2(b)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速でのトルクフローは、図67(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2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。
〈4速〉
4速は、図2(b)に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、図68(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第4クラッチC4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にトルクが作用することになる。
〈5速〉
5速は、図2(b)に示すように、4速での第4クラッチC4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5速でのトルクフローは、図68(b)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。
(6速)
6速は、図2(b)に示すように、5速での第1クラッチC1を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第3クラッチC3と第4クラッチC4を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、図68(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第4クラッチC4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。
(7速)
7速は、図2(b)に示すように、6速での第4クラッチC4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7速でのトルクフローは、図69(a)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。
(8速)
8速は、図2(b)に示すように、7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8速でのトルクフローは、図69(b)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1遊星ギヤG1と第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1速)
後退速は、図2(b)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1速でのトルクフローは、図70(a)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。
(後退2速)
後退2速は、図2(b)に示すように、後退1速での第2クラッチC2を解放し、第4クラッチC4を締結する、つまり、第4クラッチC4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2速でのトルクフローは、図70(b)に示す通りであり、太線で示す第4クラッチC4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。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第9実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(7)の効果、第3実施例の(9),(11),(12),(14)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(19)増速装置である一組の第1遊星ギヤG1を、ダブルピニオン型遊星ギヤとしたため、FR車に適しているレイアウト、すなわち、入力部の反対側に出力部を設けたレイアウトに成立させることができる(請求項6に対応)。
(20)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ダブルピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する増速装置であるダブルピニオン型の第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に連結される出力軸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M3と、第1リングギヤR1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リングギヤR1と第2サンギヤS2とを選択的に断接する第2クラッチC2と、第1キャリヤPC1とセンターメンバCMとを選択的に断接する第3クラッチC3と、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第4クラッチC4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、少なくとも前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項17に対応)。
▲1▼大きなトルクが作用する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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
以上、第9実施例装置を説明してきたが、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とする場合、図65のスケルトンに示す第4クラッチC4の位置以外に、第4クラッチC4の配置パターンとして、図71及び図72に示す5つのパターンの何れかを選択しても良い。
この図71及び図72に示す5つのパターンは、5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が増速回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく増速回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第4サンギヤS4との間(図71(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図71(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図71(c))
▲4▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図72(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図72(b))
の何れかにする。
(第10実施例)
まず、構成を説明する。
第10実施例は、請求項2,6,9,10,18,20,22に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置で、図73及び図74は第10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73及び図74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、C4は第4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は出力軸(出力部)である。
第10実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ2という)は、図73及び図74の左端部に増速装置としてのダブルピニオン型の第1遊星ギヤG1を配置し、中央部にダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2を配置し、右端部にシングルピニオン型の第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ダブルピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する増速装置であるダブルピニオン型遊星ギヤである。
前記第2遊星ギヤG2は、2つの第2サンギヤS2及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS2,S4の各々に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2及びセンターメンバCMと、前記第2ピニオンP2に噛み合う1つの第2リングギヤR2と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
前記第3遊星ギヤG3は、第3サンギヤS3と、第3リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記入力軸Inputは、第1リングギヤR1に連結され、前記出力軸Outputは、センターメンバCMに連結される。
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とを一体的に連結し、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。
前記第1クラッチC1は、第1リングギヤR1と第2リングギヤR2とを選択的に断接する。前記第2クラッチC2は、第1リングギヤR1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する。前記第3クラッチC3は、第1キャリヤPC1と第3キャリヤPC3とを選択的に断接する。
前記第4クラッチC4は、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置図と組み合わせて5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とする場合、その配置パターンとして、図73及び図74に示す5つのパターンの何れかが選択されることになる。
この図73及び図74に示す5つのパターンは、5速を第1遊星ギヤG1の増速比による高速変速段とするため、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が増速回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく増速回転にすることができる例である。
すなわち、第4クラッチC4の配置を、
▲1▼第3キャリヤPC3と第3サンギヤS3との間(図73(a))
▲2▼第3リングギヤR3と第3キャリヤPC3との間(図73(b))
▲3▼第1連結メンバM1と第2連結メンバM2との間(図73(c))
▲4▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図74(a))
▲5▼第2リングギヤR2と第2キャリヤPC2との間(図74(b))
の何れかにする。
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。前記第2ブレーキB2は、第3サンギヤS3の回転を選択的に停止させる。
前記各クラッチC1,C2,C3,C4及び各ブレーキB1,B2には、図2(a)の締結作動表に示すように、前進7速後退1速の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(請求項18に記載の変速制御手段)が接続されている。
この第10実施例の変速作用については、第9実施例と同様であるので、図示並びに説明を省略する。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第10実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の(7)の効果、第3実施例の(9),(11),(12),(14)の効果、第9実施例の(19)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(21)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ダブルピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する増速装置であるダブルピニオン型の第1遊星ギヤG1と、2つの第2サンギヤS2及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS2,S4の各々に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2及びセンターメンバCMと、前記第2ピニオンP2に噛み合う1つの第2リングギヤR2と、を有するダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2と、第3サンギヤS3と、第3リングギヤR3と、両ギヤS3,R3に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPC3と、を有するシングルピニオン型の第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、センターメンバCMに連結される出力軸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M3と、第1リングギヤR1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リングギヤR1と第4サンギヤS4とを選択的に断接する第2クラッチC2と、第1キャリヤPC1と第3キャリヤPC3とを選択的に断接する第3クラッチC3と、第3クラッチC3の締結によりセンターメンバCM及び第3キャリヤPC3が増速回転になるとき、第4クラッチC4の締結により、第2,3,4サンギヤS2,S3,S4及び第1連結メンバM1を同じく増速回転にする第4クラッチC4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3サンギヤS3の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進7速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、下記に列挙する効果を得ることができる(請求項18に対応)。
▲1▼大きなトルクが作用する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。
▲2▼2速において、トルク循環が無くなるため、2速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲3▼FR車の自動変速機に適用するにあたって、ダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2の内側を通るメンバの数を1つにしたレイアウトに設定することができ、イシマル型遊星歯車列を小型化することが可能であり、変速装置のコンパクト化が達成できる。
(第11実施例)
まず、構成を説明する。
第11実施例は第1実施例装置(減速シングルタイプ1)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(減速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ)である。
図75(a)は、第1実施例装置(減速シングルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図75(b)は、第1実施例装置(減速シングルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図76(a)は、第1実施例装置(減速シングルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図76(b)は、第1実施例装置(減速シングルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第1実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図77は図75に示す第11実施例装置における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78は図76に示す第11実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第1実施例と比較すると、第11実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図77の共線図と図48の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第11実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第1実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、下記の効果を得ることができる。
(22)ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第12実施例)
まず、構成を説明する。
第12実施例は第2実施例装置(減速シングルタイプ2)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(減速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ)である。
図79(a)は、第2実施例装置(減速シングルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図79(b)は、第2実施例装置(減速シングルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図80(a)は、第2実施例装置(減速シングルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図80(b)は、第2実施例装置(減速シングルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第2実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図81は図79に示す第12実施例装置における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82は図80に示す第12実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第2実施例と比較すると、第12実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図81の共線図と図82の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第12実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第2実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第13実施例)
まず、構成を説明する。
第13実施例は第5実施例装置(減速ダブルタイプ1)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(減速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ)である。
図83(a)は、第5実施例装置(減速ダブルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図83(b)は、第5実施例装置(減速ダブルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図83(c)は、第5実施例装置(減速ダブルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図83(d)は、第5実施例装置(減速ダブルタイプ1)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第5実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図84は図83(a),(b)に示す第13実施例装置における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85は図83(c),(d)に示す第13実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第5実施例と比較すると、第13実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図84の共線図と図85の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第13実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第5実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第14実施例)
まず、構成を説明する。
第14実施例は第6実施例装置(減速ダブルタイプ2)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(減速ダブルタイプ2+段付きピニオンタイプ)である。
図86(a)は、第6実施例装置(減速ダブルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図86(b)は、第6実施例装置(減速ダブルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図86(c)は、第6実施例装置(減速ダブルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図86(d)は、第6実施例装置(減速ダブルタイプ2)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第6実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図87は図86(a),(b)に示す第14実施例装置における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88は図86(c),(d)に示す第14実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第6実施例と比較すると、第14実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図87の共線図と図88の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第14実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第6実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第15実施例)
まず、構成を説明する。
第15実施例は第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(減速ダブルタイプ3+段付きピニオンタイプ)である。
図89(a)は、第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図89(b)は、第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図89(c)は、第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の大径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
図89(d)は、第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第3サンギヤS3と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第3ピニオンP3を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第3サンギヤS3に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第3段付きピニオンP3とし、第3段付きピニオンP3の小径部分に第3リングギヤR3を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第7実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図90は図89(a),(b)に示す第15実施例装置における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91は図89(c),(d)に示す第15実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第7実施例と比較すると、第15実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図90の共線図と図91の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第15実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第7実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第16実施例)
まず、構成を説明する。
第16実施例は第8実施例装置(減速ダブルタイプ4)の第2遊星ギヤG2を段付きピニオンにした例(減速ダブルタイプ4+段付きピニオンタイプ)である。
図92(a)は、第8実施例装置(減速ダブルタイプ4)の第2サンギヤS2と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第2ピニオンP2を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第2サンギヤS2に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第2段付きピニオンP2とし、第2段付きピニオンP2の大径部分に第2リングギヤR2を噛み合わせた例である。
図92(b)は、第8実施例装置(減速ダブルタイプ4)の第2サンギヤS2と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第2ピニオンP2を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が大径で第2サンギヤS2に噛み合う部分が小径で歯数が異なる第2段付きピニオンP2とし、第2段付きピニオンP2の小径部分に第2リングギヤR2を噛み合わせた例である。
図92(c)は、第8実施例装置(減速ダブルタイプ4)の第2サンギヤS2と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第2ピニオンP2を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第2サンギヤS2に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第2段付きピニオンP2とし、第2段付きピニオンP2の小径部分に第2リングギヤR2を噛み合わせた例である。
図89(d)は、第7実施例装置(減速ダブルタイプ3)の第2サンギヤS2と第4サンギヤS4の歯数を異ならせ、第2ピニオンP2を、第4サンギヤS4に噛み合う部分が小径で第2サンギヤS2に噛み合う部分が大径で歯数が異なる第2段付きピニオンP2とし、第2段付きピニオンP2の大径部分に第2リングギヤR2を噛み合わせた例である。
なお、他の構成は第8実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、作用を説明する。
図93は図92(a),(b)に示す第16実施例装置における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94は図92(c),(d)に示す第16実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図である。
第8実施例と比較すると、第16実施例では、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。なお、図93の共線図と図94の共線図とでは、第2,第3サンギヤS2,S3を有する回転メンバの位置と第4サンギヤS4を有する回転メンバの位置が逆になっている。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第16実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第8実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤG2を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS2,S4と、該2つのサンギヤS2,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第2段付きピニオンP2と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
(第17実施例)
まず、構成を説明する。
第17実施例の自動変速機用歯車変速装置は、増速シングル/ダブルタイプと段付きピニオンを組み合わせた例である。
図95は第3実施例装置(増速シングルタイプ1)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(増速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ)で、(a),(b),(c),(d)は、4種類の段付きピニオンパターンを示す。
図96は第4実施例装置(増速シングルタイプ2)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(増速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ)で、(a),(b),(c),(d)は、4種類の段付きピニオンパターンを示す。
図97は第9実施例装置(増速ダブルタイプ1)の第3遊星ギヤG3を段付きピニオンにした例(増速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ)で、(a),(b),(c),(d)は、4種類の段付きピニオンパターンを示す。
なお、他の構成は第3,4,9実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、第17実施例装置における各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図は、第11実施例〜第16実施例と同様に、第2,第3サンギヤS2,S3の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なる回転数をとるようになる。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第17実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第3,4,9実施例の効果((7)の効果を除く)に加え、ダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を、異なる歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合う歯数の異なる第3段付きピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、変速比幅をさらに広くとることができ、ギヤ比選択の自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる。具体的には、2速及び最高速段の変速比の自由度が増える。
以上、本発明の自動変速機用歯車変速装置を第1実施例〜第17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7速、8速、後退1速のトルクフロー図である。
図7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2速のトルクフロー図である。
図8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9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10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11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12は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図13は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図14は第2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15は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速のトルクフロー図である。
図16は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における3速、4速、5速のトルクフロー図である。
図17は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における6速、7速、8速のトルクフロー図である。
図18は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図19は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図20は第2実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図21は第3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22は第3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23は第3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24は第3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25は第3実施例の自動変速機用歯車変速装置における7速、8速のトルクフロー図である。
図26は第3実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図27は第3実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図28は第3実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図29は第4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30は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速のトルクフロー図である。
図31は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における3速、4速、5速のトルクフロー図である。
図32は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における6速、7速、8速のトルクフロー図である。
図33は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図34は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図35は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図36は第5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37は第5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38は第5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39は第5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40は第5実施例の自動変速機用歯車変速装置における7速、8速のトルクフロー図である。
図41は第5実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図42は第5実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図43は第4実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図44は第6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45は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速のトルクフロー図である。
図46は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における3速、4速、5速のトルクフロー図である。
図47は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における6速、7速、8速のトルクフロー図である。
図48は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図49は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図50は第6実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図51は第7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52は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速のトルクフロー図である。
図53は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における3速、4速、5速のトルクフロー図である。
図54は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における6速、7速、8速のトルクフロー図である。
図55は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図56は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図57は第7実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図58は第8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59は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速のトルクフロー図である。
図60は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における3速、4速、5速のトルクフロー図である。
図61は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における6速、7速、8速のトルクフロー図である。
図62は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図63は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図64は第8実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図65は第9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66は第9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67は第9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68は第9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69は第9実施例の自動変速機用歯車変速装置における7速、8速のトルクフロー図である。
図70は第9実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退1速、後退2速のトルクフロー図である。
図71は第9実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図72は第9実施例の自動変速機用歯車変速装置における第4クラッチの配置パターン図である。
図73は第10実施例の自動変速機用歯車変速装置を示す第4クラッチの配置パターンが異なるスケルトン図である。
図74は第10実施例の自動変速機用歯車変速装置を示す第4クラッチの配置パターンが異なるスケルトン図である。
図75は第11実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図76は第11実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図77は図75に示す第11実施例装置における共線図である。
図78は図76に示す第11実施例装置における共線図である。
図79は第12実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図80は第12実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図81は図79に示す第12実施例装置における共線図である。
図82は図80に示す第12実施例装置における共線図である。
図83は第13実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図84は図83(a),(b)に示す第13実施例装置における共線図である。
図85は図83(c),(d)に示す第13実施例装置における共線図である。
図86は第14実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図87は図86(a),(b)に示す第14実施例装置における共線図である。
図88は図86(c),(d)に示す第14実施例装置における共線図である。
図89は第15実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図90は図89(a),(b)に示す第15実施例装置における共線図である。
図91は図89(c),(d)に示す第15実施例装置における共線図である。
図92は第16実施例の自動変速機用歯車変速装置の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図93は図92(a),(b)に示す第16実施例装置における共線図である。
図94は図92(c),(d)に示す第16実施例装置における共線図である。
図95は第17実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ1)の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図96は第17実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ2)の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
図97は第17実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ1)の段付きピニオンパターンを示すスケルトン図である。
Claims (22)
- 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4つのクラッチと選択的に固定する2つのブレーキと、を備え、
前記4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7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とを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 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4つのクラッチと選択的に固定する2つのブレーキと、を備え、
前記4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7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、入力回転を常時増速する増速装置とし、
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。 - 請求項1に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記減速装置の一組の遊星ギヤは、ダブ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。 - 請求項2に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記増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。 - 請求項2に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記増速装置の一組の遊星ギヤは、ダブ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。 - 請求項1、3又は4に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
減速装置である遊星ギヤを第1遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第2遊星ギヤとしたとき、
前記第2遊星ギヤと前記第3遊星ギヤとは、第2遊星ギヤの回転メンバと第3遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで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遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキに連結する第1回転メンバと、
前記第3遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第2クラッチに連結する第2回転メンバと、
前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第3回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第3クラッチと選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキとに連結する第4回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第1クラッチに連結する第5回転メンバと、を有し、
前記第1回転メンバ、第3回転メンバ、第4回転メンバ、及び第5回転メンバのうち2つのメンバ間、または前記第2回転メンバ、第3回転メンバ、第4回転メンバ、及び第5回転メンバのうち2つのメンバ間、または第1回転メンバ、第2回転メンバ、第3回転メンバ、及び第5回転メンバのうち1つのメンバと入力部との間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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、3、4又7に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
減速装置である遊星ギヤを第1遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第2遊星ギヤとしたとき、
前記第2遊星ギヤと前記第3遊星ギヤとは、第2遊星ギヤの回転メンバと第3遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで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遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキに連結する第1回転メンバと、
前記第3遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第2クラッチに連結する第2回転メンバと、
前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第3回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第3クラッチと選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキとに連結する第4回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第1クラッチに連結する第5回転メンバと、を有し、
第1回転メンバ、第2回転メンバ、第3回転メンバ、及び第5回転メンバのうち1つのメンバと入力部との間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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4クラッチの締結により4速、第1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4クラッチの締結により6速、第2クラッチと第3クラッチの締結により7速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により8速、第2クラッチと第1ブレーキの締結と、第4クラッチと第1ブレーキの締結との少なくとも一方により後退速とし、少なくとも前進8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2、5又は6に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
増速装置である遊星ギヤを第1遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第2遊星ギヤとしたとき、
前記第2遊星ギヤと前記第3遊星ギヤとは、第2遊星ギヤの回転メンバと第3遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで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遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキに連結する第1回転メンバと、
前記第3遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第2クラッチに連結する第2回転メンバと、
前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第3回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第3クラッチと選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキとに連結する第4回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第1クラッチに連結する第5回転メンバと、を有し、
前記第1回転メンバ、第3回転メンバ、第4回転メンバ、及び第5回転メンバのうち2つのメンバ間、または前記第2回転メンバ、第3回転メンバ、第4回転メンバ、及び第5回転メンバのうち2つのメンバ間、または第1回転メンバ、第2回転メンバ、第3回転メンバ、及び第5回転メンバのうち1つのメンバと増速装置から増速された出力との間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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2、5又は6に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
増速装置である遊星ギヤを第1遊星ギヤ、前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第3遊星ギヤ、残りの遊星ギヤを第2遊星ギヤとしたとき、
前記第2遊星ギヤと前記第3遊星ギヤとは、第2遊星ギヤの回転メンバと第3遊星ギヤの回転メンバとを一体的に連結する連結メンバを含んで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遊星ギヤの一方のサンギヤを含み、該サンギヤを選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキに連結する第1回転メンバと、
前記第3遊星ギヤの他方のサンギヤを含み、該サンギヤと前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第2クラッチに連結する第2回転メンバと、
前記連結メンバを含み、前記出力部に連結する第3回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの他のメンバとを選択的に断接可能な第3クラッチと選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキとに連結する第4回転メンバと、
前記第1遊星ギヤの1つのメンバとを選択的に断接可能な第1クラッチに連結する第5回転メンバと、を有し、
一方側を増速装置の増速された出力、他方側を第1回転メンバ、第2回転メンバ、第3回転メンバ及び第5回転メンバの間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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4クラッチの締結により4速、第1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4クラッチの締結により6速、第2クラッチと第3クラッチの締結により7速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により8速、第2クラッチと第1ブレーキの締結と、第4クラッチと第1ブレーキの締結との少なくとも一方により後退速とし、少なくとも前進8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又は3に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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、
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、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤと、
2つの第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、
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、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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又は3に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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、
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、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤと、
2つの第3サンギヤ及び第4サンギヤと、該両サンギヤの各々に噛み合う第3ピニオンを支持するセンターメンバと、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、
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4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とを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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2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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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2又は5に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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、を有する増速装置である第1遊星ギヤと、
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、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤと、
2つの第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、
第1キャリ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、
第1リングギヤとセンターメンバとを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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2又は5に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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、を有する増速装置である第1遊星ギヤと、
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、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤと、
2つの第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、
第1キャリ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4サンギヤとを選択的に断接する第2クラッチと、
第1リングギヤとセンターメンバとを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤの
うち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4クラッチと、
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2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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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又は4に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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ダブル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ダブルピニオン型の第1遊星ギヤと、
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、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤと、
2つの第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、
第1キャリ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リングギヤと第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リングギヤと第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とを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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又は4に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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ダブル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ダブルピニオン型の第1遊星ギヤと、
2つの第2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2ピニオンを支持する第2キャリヤ及びセンターメンバと、前記第2ピニオンに噛み合う1つの第2リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤと、
第3サンギヤと、第3リングギヤと、両ギヤに噛み合う第3ピニオンを支持する第3キャリヤと、を有するシングルピニオン型の第3遊星ギヤと、
第1キャリヤに連結される入力部と、
センターメンバ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リングギヤと第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リングギヤと第4サンギヤとを選択的に断接する第2クラッチと、
入力部と第3キャリヤとを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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2又は6に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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ダブルピニオンを支持する第1キャリヤと、を有する増速装置であるダブルピニオン型の第1遊星ギヤと、
2つの第2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2ピニオンを支持する第2キャリヤ及びセンターメンバと、前記第2ピニオンに噛み合う1つの第2リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤと、
第3サンギヤと、第3リングギヤと、両ギヤに噛み合う第3ピニオンを支持する第3キャリヤと、を有するシングルピニオン型の第3遊星ギヤと、
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リングギヤと第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リングギヤと第2サンギヤとを選択的に断接する第2クラッチと、
第1キャリヤとセンターメンバとを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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2又は6に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
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ダブルピニオンを支持する第1キャリヤと、を有する増速装置であるダブルピニオン型の第1遊星ギヤと、
2つの第2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2ピニオンを支持する第2キャリヤ及びセンターメンバと、前記第2ピニオンに噛み合う1つの第2リングギヤと、を有するダブルサンギヤ型の第2遊星ギヤと、
第3サンギヤと、第3リングギヤと、両ギヤに噛み合う第3ピニオンを支持する第3キャリヤと、を有するシングルピニオン型の第3遊星ギヤと、
第1リングギヤに連結される入力部と、
センターメンバ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リングギヤと第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リングギヤと第4サンギヤとを選択的に断接する第2クラッチと、
第1キャリヤと第3キャリヤとを選択的に断接する第3クラッチと、
前記第1連結メンバ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間、または第4サンギヤ、第2連結メンバ、第2リングギヤ、及び第3キャリヤのうち2つの間に配置され、選択的に断接する第4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3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3クラッチと第4クラッチの締結により5速、第2クラッチと第3クラッチの締結により6速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により7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、少なくとも前進7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11、12、15又は16に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第4クラッチの一方側は、第2,第3,第4サンギヤのうち一つのサンギヤに連結し、他方側は入力部に連結し、
前記変速制御手段は、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4クラッチの締結により4速、第1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4クラッチの締結により6速、第2クラッチと第3クラッチの締結により7速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により8速、第2クラッチと第1ブレーキの締結と、第4クラッチと第1ブレーキの締結との少なくとも一方により後退速、というように少なくとも前進8速で後退1速を得る手段であること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13、14又は17に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記第4クラッチの一方側は、第2,第3,第4サンギヤのうち一つのサンギヤに連結し、他方側は前記増速装置からの増速された出力側と連結し、
前記変速制御手段は、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4クラッチの締結により4速、第1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4クラッチの締結により6速、第2クラッチと第3クラッチの締結により7速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により8速、第2クラッチと第1ブレーキの締結と、第4クラッチと第1ブレーキの締結との少なくとも一方により後退速、というように少なくとも前進8速で後退1速を得る手段であること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ないし10に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを、異なる歯数を有する2つのサンギヤと、該2つのサンギヤの各々に噛み合う歯数の異なる段付きピニオンと、を有する遊星ギヤと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ないし10に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記ダブルサンギヤ型遊星ギヤを、同じ歯数を有する2つのサンギヤと、該2つのサンギヤの各々に噛み合うピニオンと、を有する遊星ギヤとしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。
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