JPWO2002099316A1 - 自動変速機用歯車変速装置 - Google Patents
自動変速機用歯車変速装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JPWO2002099316A1 JPWO2002099316A1 JP2003502403A JP2003502403A JPWO2002099316A1 JP WO2002099316 A1 JPWO2002099316 A1 JP WO2002099316A1 JP 2003502403 A JP2003502403 A JP 2003502403A JP 2003502403 A JP2003502403 A JP 2003502403A JP WO2002099316 A1 JPWO2002099316 A1 JP WO2002099316A1
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- clutch
- speed
- sun
- brake
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/663—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with conveying rotary motion between axially spaced orbital gears, e.g. RAVIGNEAUX
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/666—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with compound planetary gear units, e.g. two intermeshing orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0056—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising seven forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/006—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising eight forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
- F16H2200/0086—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising two reverse speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/2007—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with two sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/2012—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with four sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/202—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set
- F16H2200/2023—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the type of Ravigneaux set using a Ravigneaux set with 4 connections
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
- F16H2200/2043—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with five engaging means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
- F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Abstract
Description
この発明は、入力部と、三組の遊星ギヤと、3つのクラッチと、2つのブレーキと、出力部とを有して構成され、変速要素である3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る自動変速機用歯車変速装置に関する。
【背景技術】
従来、入力軸と、一組のシングルピニオン型遊星ギヤと、二組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせたシンプソン型遊星歯車列と、3つのクラッチと、2つのブレーキと、出力軸とを有して構成され、変速要素である3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、前進6速・後退1速を得る自動変速機用歯車変速装置としては、例えば、特開平4−219553号公報の図7に記載のものが提案されている。
この一組のシングルピニオン型遊星ギヤとシンプソン型遊星歯車列による歯車変速装置は、下記に列挙する特徴を有する。
▲1▼シンプソン型遊星歯車列の最大トルクとなる1速でのトルク伝達の流れが、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
▲2▼シンプソン型遊星歯車列がリングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。
▲3▼オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、回転メンバが3メンバに限られるシングルピニオン型の遊星ギヤではキャリヤへの入力経路が不成立となる。よって、キャリヤへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要があり、その結果、自動変速機の大型化を招く。
そこで、前記▲3▼の問題点を解消するために、シンプソン型遊星歯車列に代えて、ラビニオ型複合遊星歯車列(ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列)を用いた歯車変速装置が、特開平4−219553号公報の図13,図14,図15に提案されている。
しかし、このラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、下記に列挙する問題点を有する。
▲5▼歯車列の最大トルク(1速)を、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側の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、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
▲7▼1速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度(歯車強度や歯車寿命)の確保やキャリヤ剛性等の向上と、が共に要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
▲8▼変速段によってはラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する変速段では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
すなわち、一組のシングルピニオン型遊星ギヤとラビニオ型複合遊星歯車列との組み合わせによる歯車変速装置は、一組のシングルピニオン型遊星ギヤとシンプソン型遊星歯車列による歯車変速装置の長所である上記▲1▼,▲2▼が何れも損なわれるし、上記▲3▼についてもラビニオ型複合遊星歯車列が大型化するという別の理由により、結果的に自動変速機の大型化を避けることができない。
本発明は、上記課題に着目してなされたもので、歯車列の強度的有利性(車強度や歯車寿命等)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、3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置、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、シングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせた歯車列を、「ラビニオ型複合遊星歯車列」や「シンプソン型遊星歯車列」とは区別するため、発明者名を引用して「イシマル型遊星歯車列」と命名する。
このように、一組の遊星ギヤと、基本性能はシンプソン型遊星歯車列と同様であるイシマル型遊星歯車列とを組み合わせた構成としたため、リングギヤ入力が可能であることによる遊星ギヤの強度的有利性と、1速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であることによる遊星ギヤの歯車強度や歯車寿命等の有利性と、を達成することができる。
また、残り二組の遊星ギヤとしてイシマル型遊星歯車列を用い、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いない構成としたため、トルク循環の無い高い伝達効率により、燃費の向上を達成することができる。
さらに、残り二組の遊星ギヤ(イシマル型遊星歯車列)のうち、一組の遊星ギヤとして、2つのサンギヤ間に配置されたセンターメンバを有するダブルサンギヤ型遊星ギヤを用いたため、キャリヤへの入力経路が成立し、FR車の自動変速機に適する入力軸と出力軸の同軸配置を達成することができる。
加えて、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いない構成であると共に、入力部と出力部とが同軸配置による構成であるため、歯車変速装置がコンパクトとなり、自動変速機の小型化を達成することができる。
さらに加えて、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16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1,3,7,8,16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、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第1実施例の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ1という)は、図1の左端部に減速装置としてのシングルピニオン型の第1遊星ギヤG1を配置し、中央部にシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2を配置し、右端部にダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3を配置した例である。そして、前記第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により、いわゆる、イシマル型遊星歯車列を構成している。
前記第1遊星ギヤG1は、第1サンギヤS1と、第1リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第1ピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する減速装置としてのシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記第2遊星ギヤG2は、第2サンギヤS2と、第2リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型遊星ギヤである。
前記第3遊星ギヤG3は、2つの第3サンギヤS3及び第4サンギヤS4と、第3及び第4サンギヤS3,S4の各々に噛み合う第3ピニオンP3と、この第3ピニオンP3を支持する軸方向の第3キャリヤPC3と、該第3キャリヤPC3に接続され、前記両サンギヤS3,S4の間に配置されるセンターメンバCMと、前記第3ピニオンP3に噛み合う1つの第3リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤである。
なお、前記センターメンバCMは、第3キャリヤPC3の円周上に隣接する複数の第3ピニオンP3との空間位置において、第3キャリヤPC3に結合されている。
前記入力軸Inputは、第1リングギヤR1に連結され、駆動源である図外のエンジンからの回転駆動力を、トルクコンバータ等を介して入力する。
前記出力ギヤOutputは、第2キャリヤPC2に連結され、出力回転駆動力を図外のファイナルギヤ等を介して駆動輪に伝達する。
前記第1連結メンバM1は、第2サンギヤS2と第3サンギヤS3とを一体的に連結するメンバである。
前記第2連結メンバM2は、第2キャリヤPC2と第3リングギヤR3とを一体的に連結するメンバである。
前記第1クラッチC1は、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2とを選択的に断接するクラッチである。
前記第2クラッチC2は、第1キャリヤPC1と第2サンギヤS2とを選択的に断接するクラッチである。
前記第3クラッチC3は、入力軸InputとセンターメンバCMとを選択的に断接するクラッチである。
前記第1ブレーキB1は、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させるブレーキである。
前記第2ブレーキB2は、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させるブレーキである。
前記各クラッチC1,C2,C3及びブレーキB1,B2には、図2の締結作動表に示すように、各変速段にて締結圧(○印)や解放圧(無印)を作り出す図外の変速油圧制御装置(変速制御手段)が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ,電子制御タイプ,油圧+電子制御タイプ等が採用される。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図2は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置での締結作動表を示す図、図3は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置において各変速段におけるメンバの回転停止状態を示す共線図、図4〜図6は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置の各変速段でのトルクフローを示す図である。図2において、太線は第1遊星ギヤG1の共線図、中線はイシマル遊星歯車列の共線図である。図4〜図6においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第1ブレーキB1の締結により、第3キャリヤPC3がケースに固定されるため、第3リングギヤR3からの出力回転に対し、第3サンギヤS3の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第3サンギヤS3の回転は、第1連結メンバM1を介し、第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2に伝達される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第2サンギヤS2から逆方向の減速回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、1速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を停止する第1ブレーキB1の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速して出力ギヤOutputから出力する。
この1速でのトルクフローは、図4(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。つまり、1速では、第1遊星ギヤG1と、イシマル型遊星歯車列を構成する第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3とがトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2に示すように、1速での第1ブレーキB1を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第1クラッチC1と第2ブレーキB2とを締結することにより得られる。
この2速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第2ブレーキB2の締結により、第4サンギヤS4がケースに固定されるため、第3ピニオンP3により連結されている第3サンギヤS3が固定される。そして、第3サンギヤS3とは第1連結メンバM1を介して連結されている第2サンギヤS2がケースに固定される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から正方向の減速回転が入力され、第2サンギヤS2が固定されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転をさらに減速した回転が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、2速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第4サンギヤS4の回転を停止する第2ブレーキB2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速(1速よりも高速)として出力ギヤOutputから出力する。
この2速でのトルクフローは、図4(b)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第2ブレーキB2と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1及び第2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。なお、第3遊星ギヤG3については、固定である両サンギヤS3,S4の回りを、非拘束の第3ピニオンP3が第3リングギヤR3の出力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に示すように、2速での第2ブレーキB2を解放し、第2クラッチC2を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第2クラッチC2を締結することにより得られる。
この3速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。同時に、第2クラッチC2の締結により、この減速回転が第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2に入力される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2と第2サンギヤS2とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤR2,S2と一体に回転する第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ減速回転(=第1遊星ギヤG1の減速回転)が出力される。
すなわち、3速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2サンギヤS2への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を減速(=第1遊星ギヤG1の減速比)して出力ギヤOutputから出力する。
この3速でのトルクフローは、図4(c)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第2クラッチC2と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1及び第2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。すなわち、第3遊星ギヤG3はトルク伝達に何ら関与しない。
〈4速〉
4速は、図2に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2リングギヤR2に入力される。
一方、第3遊星ギヤG3においては、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。このため、第3サンギヤS3の回転は、第3リングギヤR3の出力回転よりも増速され、この第3サンギヤS3の増速回転は、第1連結メンバM1を介して第2サンギヤS2に伝達される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から減速回転が入力され、第2サンギヤS2から増速回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転を増速した回転(入力回転よりも低回転)が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、4速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに減速して出力ギヤOutputから出力する。
この4速でのトルクフローは、図5(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2サンギヤS2及び第1連結メンバM1を介して第3サンギヤS3に入力される。同時に、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第3サンギヤS3に第1遊星ギヤG1からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第3リングギヤR3から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、5速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに増速して出力ギヤOutputから出力する。
この5速でのトルクフローは、図5(b)に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第3遊星ギヤG3のセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。また、第2ブレーキB2の締結により、第3遊星ギヤG3の第4サンギヤS4がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第4サンギヤS4がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第3リングギヤR3から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、6速は、図3の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、第4サンギヤS4をケースに固定とする第2ブレーキB2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。
この6速でのトルクフローは、図5(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第2ブレーキB2と各メンバと、ハッチングで示す第3遊星ギヤG3(第3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が第2サンギヤS2及び第1連結メンバM1を介して第3サンギヤS3に入力される。一方、第1ブレーキB1の締結により、第3キャリヤPC3がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3サンギヤS3に正方向の減速回転が入力され、第3キャリヤPC3がケースに固定となり、第3リングギヤR3からは、減速した逆回転が、第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、後退速は、図3の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を停止する第1ブレーキB1の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆方向に減速して出力ギヤOutputから出力する。
この後退速でのトルクフローは、図6に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
[対比による優位点]
本発明の自動変速機用歯車変速装置の基本的な考え方は、3クラッチと2ブレーキにより前進6速を成立させると共に、遊星ギヤ+シンプソン型遊星歯車列をベースとしながらも、シンプソン型遊星歯車列の問題点を補い、さらに、遊星ギヤ+ラビニオ型複合遊星歯車列による歯車変速装置を超える歯車変速装置を提供しようとするものである。以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら優位性を述べる。
・シンプソン型遊星歯車列の特徴
▲1▼シンプソン型遊星歯車列では、最大トルクが作用する1速でのトルク伝達の流れが、図8(a)に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
▲2▼シンプソン型遊星歯車列は、リングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。すなわち、図9に示すように、遊星ギヤに同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力fが、サンギヤ入力Fに比較して接線力が、1/2〜1/2.5に減少する。
▲3▼オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、シングルピニオン型の遊星ギヤでは、図10(a)に示すように、回転メンバが3メンバに限られるため、図10(b)の点線に示すように、キャリヤへの入力経路が不成立となる。
よって、キャリヤへの入力経路を成立させるため、入力軸と出力軸とを異なる軸線上に平行軸配置で設ける必要があり、その結果、自動変速機の大型化を招くという問題点を有する。
・ラビニオ型複合遊星歯車列の問題点
そこで、前記▲3▼の問題点を解消するために、シンプソン型遊星歯車列に代えて、ラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置にすると、入力軸と出力軸とを同軸配置を達成できるものの、下記に列挙する問題点を有する。
▲5▼歯車列の最大トルク(1速)を、図8(b)に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
▲6▼減速装置としての一組のシングルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、図7に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、上記▲2▼の理由により、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
▲7▼1速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度(歯車強度や歯車寿命)の確保やキャリヤ剛性等の向上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7に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する2速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。ここで、トルク循環とは、図7に示すように、第3リングギヤR3から出力トルク(2,362)と循環トルク(1.77)とが分岐して発生し、このうち、循環トルクは、2速の間、第3リングギヤR3と第2ピニオンP2とを内部循環する。
・イシマル型遊星歯車列の特徴
本発明において採用したシングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせたイシマル型遊星歯車列の特徴について説明する。
(a)オーバードライブの変速段を得るには、キャリヤ入力が必要であるが、キャリヤ入力を達成しながら、イシマル型遊星歯車列では、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸に配置することができる。すなわち、図10(c)に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星ギヤは、(サンギヤから2つのメンバ)+(リングギヤから1つのメンバ)+(キャリヤから軸方向と径方向に2つのメンバ)=5つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより2つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段(第1実施例では4速〜6速)が成立するキャリヤ入力が達成される。
(b)歯車列の最大トルク(1速)を、図5(a)に示すように、イシマル型遊星歯車列の第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。
すなわち、図11に一般的に適用可能なギヤ比α(=サンギヤ歯数/リングギヤ歯数)の範囲(α=0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合のラビニオ型複合遊星歯車列とイシマル型遊星歯車列の対比を示すが、2速での伝達効率をみると、ラビニオ型複合遊星歯車列の伝達効率は、0.950または0.952であるのに対し、イシマル型遊星歯車列の伝達効率は、第1遊星ギヤG1がシングルピニオン型の場合は0.972、ダブルピニオン型の場合0.968である。
(f)ラビニオ型複合遊星歯車列は、ギヤ比αの設定に際し、リングギヤ歯数が一定であるという規制があるため、一般的に適用可能なギヤ比範囲(α=0.35〜0.65)で、且つ、好ましいといわれている高速段になるほど段間比が小さいという条件を考慮した場合、適用できる変速比幅であるレシオカバレージ(=1速ギヤ比/6速ギヤ比)は、図11に示すように、最小4.81〜最大7.20である。
これに対し、二組の遊星ギヤG2,G3のギヤ比α2,α3を互いに独立に設定できるイシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが、図11に示すように、第1遊星ギヤG1がシングルピニオン型の場合は最小4.81〜最大7.80、ダブルピニオン型の場合は最小5.08〜最大9.02へと拡大し、例えば、図2の数値(なお、最上段の数値5.5〜7.0はレシオカバレージ)に示すように、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第1実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
(1)駆動源からの回転を入力する入力軸Inputと、変速された回転を出力する出力ギヤOutputと、三組の遊星ギヤG1,G2,G3と、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバM1,M2と、入力軸Input,出力ギヤOutput,連結メンバM1,M2及び三組の遊星ギヤG1,G2,G3の各回転要素間に配置され、選択的に断接する3つのクラッチC1,C2,C3と選択的に固定する2つのブレーキB1,B2と、を備え、前記3つのクラッチC1,C2,C3と2つのブレーキB1,B2を適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤG1,G2,G3のうち、一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤG2,G3のうち、一組の遊星ギヤG3を、2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々と噛み合うピニオンP3と、前記2つのサンギヤS3,S4間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバCMを有するキャリヤと、前記ピニオンP3に噛み合う1つのリングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとしたため、下記に列挙する効果を有する(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の歯車強度や歯車寿命等の強度的有利性が得られる。
▲2▼2速での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とを同軸配置と、強度要求が低いことによるイシマル型歯車列の小型化により、自動変速機のコンパクト化が図られる。
▲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、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
(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、前記第3遊星ギヤG3の一方の第4サンギヤS4を選択的に停止(固定)可能な第2ブレーキB2に連結する第1回転メンバと、前記第3遊星ギヤG3の他方の第3サンギヤS3と前記第1遊星ギヤG1の第1キャリヤPC1とを選択的に断接可能な第2クラッチC2に連結する第2回転メンバと、第2連結メンバM2を介して出力ギヤOutputに連結する第3回転メンバと、前記第1遊星ギヤG1の第1リングギヤR1とを選択的に断接可能な第3クラッチC3と選択的に停止(固定)可能な第1ブレーキB1とに連結する第4回転メンバと、前記第1遊星ギヤG1の第1キャリヤPC1とを選択的に断接可能な第1クラッチC1に連結する第5回転メンバと、を有し、前記第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、5つの回転メンバで構成される遊星ギヤセット、いわゆる、イシマル型遊星歯車列によりクラッチ・ブレーキ・各メンバの配置レイアウトを高めながら、2速にてトルク循環を無くすことで高い燃費の向上が図られる前進6速で後退1速の歯車変速装置を提供することができる(請求項7に対応)。
(4)第1サンギヤS1と、第1リングギヤR1と、両ギヤS1,R1に噛み合う第1ピニオンP1を支持する第1キャリヤPC1と、を有する減速装置であるシングルピニオン型の第1遊星ギヤG1と、第2サンギヤS2と、第2リングギヤR2と、両ギヤS2,R2に噛み合う第2ピニオンP2を支持する第2キャリヤPC2と、を有するシングルピニオン型の第2遊星ギヤG2と、2つの第3サンギヤS3及び第4サンギヤS4と、両サンギヤS3,S4の各々に噛み合う第3ピニオンP3を支持する第3キャリヤPC3及びセンターメンバCMと、前記第3ピニオンP3に噛み合う1つの第3リングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型の第3遊星ギヤG3と、第1リングギヤR1に連結される入力軸Inputと、第2キャリヤPC2に連結される出力ギヤOutputと、第2サンギヤS2と第3サンギヤS3とを一体的に連結する第1連結メンバM1と、第2キャリヤPC2と第3リングギヤR3とを一体的に連結する第2連結メンバM2と、第1キャリヤPC1と第2リングギヤR2とを選択的に断接する第1クラッチC1と、第1キャリヤPC1と第2サンギヤS2を選択的に断接する第2クラッチC2と、入力軸InputとセンターメンバCMを選択的に断接する第3クラッチC3と、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。(請求項8に対応)。
(5)ダブルサンギヤ型遊星ギヤである第3遊星ギヤG3を、同じ歯数を有する2つのサンギヤS3,S4と、該2つのサンギヤS3,S4の各々に噛み合うピニオンP3と、を有する遊星ギヤとしたため、ピニオンP3の加工が容易であり、製造容易という効果が得られる。また、音や振動に対しても非常に有利となる(請求項16に対応)。
*第1実施例装置の具体例
図12は第1実施例の歯車変速装置を自動変速機に採用する場合の具体的な構成を示す断面図である。
この具体例は、図1に示すスケルトン図と対比すると、入力軸Inputを図面右側から配置し、第3クラッチC3と第1ブレーキB1を共にセンターメンバCMから取り出している点で異なる。なお、図12において、Dは第1クラッチC1のクラッチドラム、DPは第2クラッチC2のクラッチドラムと第1クラッチC1のピストンとを兼用するドラムピストン、Pは第2クラッチC2のピストンであり、第1クラッチC1のクラッチドラムDとドラムピストンDPとは互いにスプライン結合されている。
前記クラッチドラムDには、第1及び第2クラッチC1,C2が包含されているため、3速における第1及び第2クラッチC1,C2の同時締結時に締結力を適正に選定することで、油圧の制御を簡略化している。すなわち、3速では、第1クラッチC1と第2クラッチC2が同時に締結される。このとき、第1クラッチC1に入力されるトルクTC1と第2クラッチC2に入力されるトルクTC2との比は、第2遊星ギヤG2のギヤ比をα2とすると、
TC1:TC2={1/(1+α2)}:{α2/(1+α2)}
となるため、予めドラムピストンDPの有効断面積と、ピストンPの有効断面積の比を、
DP有効断面積:P有効断面積={1/(1+α2)}:{α2/(1+α2)}
にしておくことで、異なる油圧を供給する必要が無く、油圧制御を簡略化できるという特徴を持つ。
(第2実施例)
まず、構成を説明する。
第2実施例は、請求項1,3,7,9,16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13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13において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第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13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。
前記クラッチC1,C2,C3と前記ブレーキB1,B2には、第1実施例と同様に、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置が設けられている(図2参照)。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図14〜図16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14〜図16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。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速でのトルクフローは、図14(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。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15(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に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、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3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速でのトルクフローは、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。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、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。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速でのトルクフローは、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。
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),(5)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(6)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、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6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができると共に、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。しかも、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(請求項9に対応)。
(第3実施例)
まず、構成を説明する。
第3実施例は、請求項2,5,7,10,16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17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17において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第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17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。
前記クラッチC1,C2,C3と前記ブレーキB1,B2には、第1実施例と同様に、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置が設けられている(図2参照)。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図18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19〜図21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19〜図21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。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、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18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19(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18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19(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18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19(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に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速では、第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、4速は、図18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への入力回転を第2サンギヤS2への増速回転とする第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20(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、第1キャリヤPC1→第2クラッチC2→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。
一方、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1リングギヤR1→第3クラッチC3→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、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、5速は、図18の共線図に示すように、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、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、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5速でのトルクフローは、図20(b)に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転を第1遊星ギヤG1にて増速した増速回転が、第1リングギヤR1→第3クラッチC3→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。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、6速は、図18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6速でのトルクフローは、図20(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。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、第1キャリヤPC1→第2クラッチC2→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。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、後退速は、図18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。
この後退速でのトルクフローは、図21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。
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(3),(5)の効果に加え、下記に列挙する効果を得ることができる。
(7)駆動源からの回転を入力する入力軸Inputと、変速された回転を出力する出力ギヤOutputと、三組の遊星ギヤG1,G2,G3と、複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバM1,M2と、入力軸Input,出力ギヤOutput,連結メンバM1,M2及び三組の遊星ギヤG1,G2,G3の各回転要素間に配置され、選択的に断接する3つのクラッチC1,C2,C3と選択的に固定する2つのブレーキB1,B2と、を備え、前記3つのクラッチC1,C2,C3と2つのブレーキB1,B2を適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤG1,G2,G3のうち、一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時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を有するキャリヤと、前記ピニオンP3に噛み合う1つのリングギヤR3と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとしたため、二組の遊星ギヤG2,G3にて構成される歯車列の強度的有利性と、二組の遊星ギヤG2,G3にて構成される歯車列の歯車強度や歯車寿命等の有利性と、トルク循環を無くすことでの燃費の向上と、入力軸Inputと出力ギヤOutputの同軸配置と、自動変速機の小型化と、を併せて達成しながら、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる。
加えて、一組の遊星ギヤG1を、入力回転を常時増速する増速装置としたため、減速装置を設けた第1,2実施例と比較して、変速比幅を高速段側にさらに拡大することができ、ギヤ比の選択自由度がさらに向上し、設計自由度が高まる(請求項2に対応)。
(8)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)。
(9)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3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。加えて、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(請求項10に対応)。
(第4実施例)
まず、構成を説明する。
第4実施例は、請求項2,5,7,11,16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22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22において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第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22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。
前記クラッチC1,C2,C3と前記ブレーキB1,B2には、第1実施例と同様に、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置が設けられている(図2参照)。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図23〜図25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23〜図25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18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。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速でのトルクフローは、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24(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に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、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。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速でのトルクフローは、図24(c)に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、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3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速でのトルクフローは、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。
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(3),(5)及び第3実施例の(7),(8)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(10)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、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6速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。加えて、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。
しかも、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(請求項11に対応)。
(第5実施例)
第5実施例は、請求項1,4,7,12,16に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置である。以下、タイプが異なる第5実施例−1と第5実施例−2と第5実施例−3について説明する。
*第5実施例−1
まず、構成を説明する。
図26は第5実施例−1の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図で、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
第5実施例−1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26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1ブレーキB1は、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させるブレーキである。前記第2ブレーキB2は、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させるブレーキである。
前記各クラッチC1,C2,C3及びブレーキB1,B2には、図2の締結作動表に示すように、各変速段にて締結圧(○印)や解放圧(無印)を作り出す図外の変速油圧制御装置(変速制御手段)が接続されている。なお、変速油圧制御装置としては、油圧制御タイプ,電子制御タイプ,油圧+電子制御タイプ等が採用される。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図27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28〜図30は第5実施例−1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28〜図30においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1により減速された入力回転が第2遊星ギヤG2の第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遊星ギヤG3は、リングギヤ入力でキャリヤ固定の状態となり、第3サンギヤS3は回転方向が逆方向で減速された回転となる。この第3サンギヤS3の逆方向の減速回転は、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27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28(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。つまり、1速では、第1遊星ギヤG1と、イシマル型遊星歯車列を構成する第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3とがトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2に示すように、1速での第1ブレーキB1を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第1クラッチC1と第2ブレーキB2とを締結することにより得られる。
この2速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1により減速された入力回転が第2遊星ギヤG2の第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、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27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28(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、トルク伝達には関与しない。
〈3速〉
3速は、図2に示すように、2速での第2ブレーキB2を解放し、第2クラッチC2を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第2クラッチC2を締結することにより得られる。
この3速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1により減速された入力回転が第2遊星ギヤG2の第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、第1遊星ギヤG1により減速された入力回転が第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27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28(c)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第2クラッチC2と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1及び第2遊星ギヤG2にトルクが作用することになる。すなわち、第3遊星ギヤG3はトルク伝達に何ら関与しない。
〈4速〉
4速は、図2に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、第1遊星ギヤG1により減速された入力回転が第2遊星ギヤG2の第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の回転が入力回転よりも増速され、この第3サンギヤS3の増速回転は、第1連結メンバM1を介して第2サンギヤS2に伝達される。
よって、第2遊星ギヤG2においては、第2リングギヤR2から減速回転が入力され、第2サンギヤS2から増速回転が入力されることになり、第2リングギヤR2からの減速回転を増速した回転(入力回転よりも低回転)が、第2キャリヤPC2から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、4速は、図27の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第2リングギヤR2への入力回転とする第1クラッチC1の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに減速して出力ギヤOutputから出力する。
この4速でのトルクフローは、図29(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1からの減速回転が、第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2と第1連結メンバM1を介し、第3サンギヤS3に入力される。同時に、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転がセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第3サンギヤS3に第1遊星ギヤG1からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第3リングギヤR3から第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、5速は、図27の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を僅かに増速して出力ギヤOutputから出力する。
この5速でのトルクフローは、図29(b)に示す通りであり、太線で示す第2クラッチC2と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転が第3遊星ギヤG3のセンターメンバCMを介して第3キャリヤPC3に入力される。また、第2ブレーキB2の締結により、第3遊星ギヤG3の第4サンギヤS4がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3キャリヤPC3に入力回転が入力され、第4サンギヤS4がケースに固定されることになり、入力軸Inputからの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、6速は、図27の共線図に示すように、第3キャリヤPC3の回転を入力回転とする第3クラッチC3の締結点と、第4サンギヤS4をケースに固定とする第2ブレーキB2の締結点と、を結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を増速して出力ギヤOutputから出力する。
この6速でのトルクフローは、図29(c)に示す通りであり、太線で示す第3クラッチC3と第2ブレーキB2と各メンバと、ハッチングで示す第3遊星ギヤG3(第3サンギヤS3を除く)にトルクが作用することになる。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速では、第2クラッチC2の締結により、第1遊星ギヤG1の第1リングギヤR1からの減速回転が、第2遊星ギヤG2の第2サンギヤS2と第1連結メンバM1を介し、第3サンギヤS3に入力される。一方、第1ブレーキB1の締結により、第3キャリヤPC3がケースに固定される。
よって、第3遊星ギヤG3においては、第3サンギヤS3に正方向の減速回転が入力され、第3キャリヤPC3がケースに固定となり、第3リングギヤR3からは、減速した逆回転が、第2連結メンバM2を経過して出力ギヤOutputへ出力される。
すなわち、後退速は、図27の共線図に示すように、第1遊星ギヤG1からの減速回転を第3サンギヤS3への入力回転とする第2クラッチC2の締結点と、第3キャリヤPC3の回転を停止する第1ブレーキB1の締結点とを結ぶ線にて規定され、入力軸Inputから入力された回転を逆方向に減速して出力ギヤOutputから出力する。
この後退速でのトルクフローは、図30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。
*第5実施例−2
まず、構成を説明する。
図31は第5実施例−2の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図で、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
第5実施例−2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31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5実施例−2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、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32〜図34は第5実施例−2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32〜図34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。
*第5実施例−3
まず、構成を説明する。
図35は第5実施例−3の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図で、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
第5実施例−3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35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5実施例−2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36〜図38は第5実施例−3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36〜図38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。
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),(5)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(11)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。
すなわち、出力部として、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、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。
(12)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または出力軸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、第3キャリヤPC3の回転を選択的に停止させる第1ブレーキB1と、第4サンギヤS4の回転を選択的に停止させる第2ブレーキB2と、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置と、を設けたため、1速及び2速において、第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。加えて、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(請求項12に対応)。
(第6実施例)
まず、構成を説明する。
第6実施例は、請求項1,4,7,13,16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39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39において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(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4という)は、図39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。
前記クラッチC1,C2,C3と前記ブレーキB1,B2には、第1実施例と同様に、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置が設けられている(図2参照)。
次に、作用を説明する。
[変速作用]
図40〜図42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り、図40〜図42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6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27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6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。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速でのトルクフローは、図40(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第1ブレーキB1と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3(第4サンギヤS4を除く)にトルクが作用することになる。つまり、1速では、第1遊星ギヤG1と、イシマル型遊星歯車列を構成する第2遊星ギヤG2と第3遊星ギヤG3とがトルク伝達に関与する。
〈2速〉
2速は、図2に示すように、1速での第1ブレーキB1を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第1クラッチC1と第2ブレーキB2とを締結することにより得られる。
この2速でのトルクフローは、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(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41(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(第2サンギヤS2を除く)にトルクが作用することになる。すなわち、第3遊星ギヤG3はトルク伝達に何ら関与しない。
〈4速〉
4速は、図2に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速でのトルクフローは、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。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速でのトルクフローは、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。すなわち、第2遊星ギヤG2はトルク伝達に何ら関与しない。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速でのトルクフローは、図42(a)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。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速でのトルクフローは、図42(b)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2遊星ギヤG2と第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6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),(5)の効果、第5実施例の(11)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(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、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6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13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▼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▼6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。
(第7実施例)
まず、構成を説明する。
第7実施例は、請求項2,6,7,14,16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43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43において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
第7実施例の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ1という)は、図43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。
前記クラッチC1,C2,C3と前記ブレーキB1,B2には、第1実施例と同様に、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により1速、第1クラッチC1と第2ブレーキB2の締結により2速、第1クラッチC1と第2クラッチC2の締結により3速、第1クラッチC1と第3クラッチC3の締結により4速、第2クラッチC2と第3クラッチC3の締結により5速、第3クラッチC3と第2ブレーキB2の締結により6速、第2クラッチC2と第1ブレーキB1の締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速油圧制御装置が設けられている(図2参照)。
次に作用を説明する。
[変速作用]
図44は第7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45〜図47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。
なお、図45〜図47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7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。
〈1速〉
1速は、図2に示すように、第1クラッチC1と第1ブレーキB1の締結により得られる。
この1速では、第2遊星ギヤG2において、第1クラッチC1の締結により、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、センターメンバCMを経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、1速は、図44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軸Outputから出力する。
この1速でのトルクフローは、図45(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、センターメンバCMを経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、2速は、図44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)として出力軸Outputから出力する。
この2速でのトルクフローは、図45(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(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4サンギヤS4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と一体に回転するセンターメンバCMを経過して出力軸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44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)を出力軸Outputから出力する。
この3速でのトルクフローは、図45(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(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に示すように、3速での第2クラッチC2を解放し、第3クラッチC3を締結すること、つまり、第1クラッチC1と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この4速では、第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、センターメンバCMを経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、4速は、図44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への入力回転を第2サンギヤS2への増速回転とする第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増速して出力軸Outputから出力する。
この4速でのトルクフローは、図46(a)に示す通りであり、太線で示す第1クラッチC1と第3クラッチC3と各メンバと、ハッチングで示す第1遊星ギヤG1と第2遊星ギヤG2(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。
(5速)
5速は、図2に示すように、4速での第1クラッチC1を解放し、第2クラッチC2を締結する、つまり、第2クラッチC2と第3クラッチC3を締結することにより得られる。
この5速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、第2クラッチC2→第4サンギヤS4→第2ピニオンP2→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。
一方、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。
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、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及びセンターメンバCMを経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、5速は、図44の共線図に示すように、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、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、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軸Outputから出力する。
この5速でのトルクフローは、図46(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。なお、第2遊星ギヤG2は、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。
(6速)
6速は、図2に示すように、5速での第2クラッチC2を解放し、第2ブレーキB2を締結する、つまり、第3クラッチC3と第2ブレーキB2を締結することにより得られる。
この6速では、第3クラッチC3の締結により、入力軸Inputからの入力回転を第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3サンギヤS3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3サンギヤS3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R2から第2連結メンバM2及びセンターメンバCMを経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、6速は、図44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軸Outputから出力する。
この6速でのトルクフローは、図46(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。
(後退速)
後退速は、図2に示すように、第2クラッチC2と第1ブレーキB1を締結することにより得られる。
この後退速では、第2クラッチC2の締結により、入力軸Inputからの入力回転が、第2クラッチC2→第4サンギヤS4→第2ピニオンP2→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。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を経過して出力軸Outputへ出力される。
すなわち、後退速は、図44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軸Outputから出力する。
この後退速でのトルクフローは、図47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7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(3),(5)及び第3実施例の(7)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(14)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)。
(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6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▼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▼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8実施例)
*第8実施例−1
まず、構成を説明する。
第8実施例−1は、請求項1,3,7,8,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図48は第8実施例−1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48において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第8実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ1という)は、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)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。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49は第8実施例−1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である。
第1実施例と比較すると、第1実施例に対し、第8実施例−1では、第3サンギヤS3の回転数と第4サンギヤの回転数とが異なるという点で異なる。なお、変速作用及びトルクフローについては第1実施例と同様であるので説明を省略する。
*第8実施例−2
まず、構成を説明する。
第8実施例−2は、請求項1,3,7,8,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図49は第8実施例−2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49において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第8実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ2という)は、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)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。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。
また、第8実施例−2の自動変速機用歯車変速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、図49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)〜(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
(16)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6速の変速比の自由度が増える。
(第9実施例)
*第9実施例−1
まず、構成を説明する。
第9実施例−1は、請求項1,3,7,9,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図51は第9実施例−1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、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。
この第9実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ1という)は、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)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。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。
また、第9実施例−1の自動変速機用歯車変速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図49と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第2実施例と同様であるので説明を省略する。
*第9実施例−2
まず、構成を説明する。
第9実施例−2は、請求項1,3,7,9,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図52は第9実施例−2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において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第9実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ2という)は、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)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。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。
また、第9実施例−1の自動変速機用歯車変速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図49と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第2実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第9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(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第10実施例)
*第10実施例−1
まず、構成を説明する。
第10実施例−1は、請求項2,5,7,10,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図53は第10実施例−1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48において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第10実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ1という)は、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)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。なお、他の構成は第3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54は第10実施例−1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である。
第3実施例と比較すると、第3実施例に対し、第10実施例−1では、第3サンギヤS3の回転数と第4サンギヤの回転数とが異なるという点で異なる。なお、変速作用及びトルクフローについては第3実施例と同様であるので説明を省略する。
*第10実施例−2
まず、構成を説明する。
第10実施例−2は、請求項2,5,7,10,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図55は第10実施例−2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55において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第10実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ1+段付きピニオンタイプ2という)は、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)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。なお、他の構成は第3実施例と同様であるので説明を省略する。
また、第10実施例−2の自動変速機用歯車変速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、図54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3実施例の効果(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第11実施例)
*第11実施例−1
まず、構成を説明する。
第11実施例−1は、請求項2,5,7,11,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図56は第11実施例−1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56において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第11実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ1という)は、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)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。なお、他の構成は第4実施例と同様であるので説明を省略する。
また、第11実施例−1の自動変速機用歯車変速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図54と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第4実施例と同様であるので説明を省略する。
*第11実施例−2
まず、構成を説明する。
第11実施例−2は、請求項2,5,7,11,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図57は第11実施例−2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57において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第11実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(増速シングルタイプ2+段付きピニオンタイプ2という)は、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)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。なお、他の構成は第4実施例と同様であるので説明を省略する。
また、第11実施例−2の自動変速機用歯車変速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図54と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第4実施例と同様であるので説明を省略する。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第11実施例の自動変速機用歯車変速装置にあっては、第4実施例の効果(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第12実施例)
*第12実施例−1
まず、構成を説明する。
第12実施例−1は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図58は第12実施例−1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、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。
この第12実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ1という)は、第5実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(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。なお、他の構成は第5実施例−1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59は第12実施例−1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である。
第5実施例−1と比較すると、第5実施例−1に対し、第12実施例−1では、第3サンギヤS3の回転数と第4サンギヤの回転数とが異なるという点で異なる。なお、変速作用及びトルクフローについては第5実施例−1と同様であるので説明を省略する。
*第12実施例−2
まず、構成を説明する。
第12実施例−2は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図60は第12実施例−2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60において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第12実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ2という)は、第5実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(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5実施例−1と同様であるので説明を省略する。
また、第12実施例−2の自動変速機用歯車変速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、図59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12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(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第13実施例)
*第13実施例−1
まず、構成を説明する。
第13実施例−1は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図61は第13実施例−1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61において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第13実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ2+段付きピニオンタイプ1という)は、第5実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(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。なお、他の構成は第5実施例−2と同様であるので説明を省略する。
また、第13実施例−1の自動変速機用歯車変速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図59と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第5実施例−2と同様であるので説明を省略する。
*第13実施例−2
まず、構成を説明する。
第13実施例−2は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図62は第13実施例−2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62において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第13実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ2+段付きピニオンタイプ2という)は、第5実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(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。なお、他の構成は第5実施例−2と同様であるので説明を省略する。
また、第13実施例−2の自動変速機用歯車変速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図59と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第5実施例−2と同様であるので説明を省略する。
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(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第14実施例)
*第14実施例−1
まず、構成を説明する。
第14実施例−1は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図63は第14実施例−1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63において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第14実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ3+段付きピニオンタイプ1という)は、第5実施例−3の自動変速機用歯車変速装置(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−3と同様であるので説明を省略する。
また、第14実施例−1の自動変速機用歯車変速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図59と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第5実施例−3と同様であるので説明を省略する。
*第14実施例−2
まず、構成を説明する。
第14実施例−2は、請求項1,4,7,12,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図64は第14実施例−2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64において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第14実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ3+段付きピニオンタイプ2という)は、第5実施例−3の自動変速機用歯車変速装置(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。なお、他の構成は第5実施例−3と同様であるので説明を省略する。
また、第14実施例−2の自動変速機用歯車変速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図59と同様であるので図示並びに説明を省略する。なお、変速作用及びトルクフローについては第5実施例−2と同様であるので説明を省略する。
次に、効果を説明する。
以上説明したように、第14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(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第15実施例)
*第15実施例−1
まず、構成を説明する。
第15実施例−1は、請求項1,4,7,13,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図65は第15実施例−1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、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。
この第15実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ4+段付きピニオンタイプ1という)は、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2サンギヤS2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66は第15実施例−1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である。
第1実施例と比較すると、第1実施例に対し、第8実施例−1では、第2サンギヤS2の回転数と第4サンギヤS4の回転数とが異なるという点で異なる。なお、変速作用及びトルクフローについては第6実施例と同様であるので説明を省略する。
*第15実施例−2
まず、構成を説明する。
第15実施例−2は、請求項1,3,7,13,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図67は第8実施例−2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67において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力ギヤ(出力部)である。
この第15実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(減速ダブルタイプ4+段付きピニオンタイプ2という)は、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2サンギヤS2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。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。
また、第15実施例−2の自動変速機用歯車変速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、図66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8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(1)(3)(11)(13)の効果に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
(第16実施例)
*第16実施例−1
まず、構成を説明する。
第16実施例−1は、請求項2,6,7,14,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図68は第15実施例−1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68において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第16実施例−1の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ1という)は、第7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2サンギヤS2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69は第16実施例−1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である。
第7実施例と比較すると、第7実施例に対し、第16実施例−1では、第3サンギヤS3の回転数と第4サンギヤの回転数とが異なるという点で異なる。なお、変速作用及びトルクフローについては第7実施例と同様であるので説明を省略する。
*第16実施例−2
まず、構成を説明する。
第16実施例−2は、請求項2,6,7,14,15に記載の発明に対応する自動変速機用歯車変速装置であり、図70は第15実施例−2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70において、G1は第1遊星ギヤ、G2は第2遊星ギヤ、G3は第3遊星ギヤ、M1は第1連結メンバ、M2は第2連結メンバ、C1は第1クラッチ、C2は第2クラッチ、C3は第3クラッチ、B1は第1ブレーキ、B2は第2ブレーキ、Inputは入力軸(入力部)、Outputは出力軸(出力部)である。
この第16実施例−2の自動変速機用歯車変速装置(増速ダブルタイプ1+段付きピニオンタイプ2という)は、第7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2サンギヤS2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。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。
また、第16実施例−2の自動変速機用歯車変速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、図69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(第1実施例の(5)の効果を除く)に加え、第8実施例の(16)の効果、つまり、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という効果を得ることができる。
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16実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【産業上の利用可能性】
以上のように、本発明に係る自動変速機用歯車変速装置は、変速段の多段化要求がある車両の変速装置として有用であり、特に、駆動源としてエンジンやモータが搭載された自動車の駆動源出力軸に接続される自動変速機の歯車変速部に用いるのに適している。
【図面の簡単な説明】
図1は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置を示すスケルトン図である。
図2は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置の締結表である。
図3は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図4は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における1速、2速、3速のトルクフロー図である。
図5は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における4速、5速、6速のトルクフロー図である。
図6は第1実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退速のトルクフロー図である。
図7はラビニオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置における2速でのトルク循環説明図である。
図8はシンプソン型遊星歯車列とラビニオ型複合遊星歯車列とでの1速におけるトルク伝達経路を示す図である。
図9はキャリヤ入力よりもリングギヤ入力が有利であることの説明図である。
図10はシンプソン型遊星歯車列の場合にオーバードライブ変速段を得るキャリヤ入力が実現できないことの説明図とダブルサンギヤ型遊星ギヤが5つのメンバを持つことの説明図である。
図11はラビニオ型複合遊星歯車列を用いた歯車変速装置とイシマル型遊星歯車列を用いた歯車変速装置との性能比較を示す図である。
図12は第1実施例の歯車変速装置を具体的に自動変速機に適用した場合の一例を示す断面図である。
図13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15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16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、後退速のトルクフロー図である。
図17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18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19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20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21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速のトルクフロー図である。
図22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23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24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25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、後退段のトルクフロー図である。
図26は第5実施例−1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27は第5実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図28は第5実施例−1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29は第5実施例−1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30は第5実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における後退速のトルクフロー図である。
図31は第5実施例−2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32は第5実施例−2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33は第5実施例−2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34は第5実施例−2の自動変速機用歯車変速装置における6速、後退段のトルクフロー図である。
図35は第5実施例−3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は第5実施例−3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37は第5実施例−3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38は第5実施例−3の自動変速機用歯車変速装置における6速、後退段のトルクフロー図である。
図39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40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41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42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、後退段のトルクフロー図である。
図43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44は第7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45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、3速のトルクフロー図である。
図46は第7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47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段のトルクフロー図である。
図48は第8実施例−1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49は第8実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図50は第8実施例−2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は第9実施例−1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9実施例−2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53は第10実施例−1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54は第10実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図55は第10実施例−2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56は第11実施例−1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57は第11実施例−2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は第12実施例−1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12実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図60は第12実施例−2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61は第13実施例−1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62は第13実施例−2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63は第14実施例−1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64は第14実施例−2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は第15実施例−1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15実施例−1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15実施例−2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68は第16実施例−1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69は第16実施例−1の自動変速機用歯車変速装置における共線図である。
図70は第16実施例−2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。
Claims (16)
- 駆動源からの回転を入力する入力部と、
変速された回転を出力する出力部と、
三組の遊星ギヤと、
複数の回転要素間を一体的に連結する複数のメンバと、
入力部,出力部,メンバ及び三組の遊星ギヤの各回転要素間に配置され、選択的に断接する3つのクラッチと選択的に固定する2つのブレーキと、を備え、
前記3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置とし、
残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、2つのサンギヤと、該2つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記2つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバ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3つのクラッチと選択的に固定する2つのブレーキと、を備え、
前記3つのクラッチと2つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進6速・後退1速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、
前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時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1〜6に記載された自動変速機用歯車変速装置において、
減速装置又は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を有する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クラッチと第1ブレーキの締結により1速、第1クラッチと第2ブレーキの締結により2速、第1クラッチと第2クラッチの締結により3速、第1クラッチと第3クラッチの締結により4速、第2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1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、
第3キャリヤまたはセンターメンバの回転を選択的に停止させる第1ブレーキと、
第4サンギヤの回転を選択的に停止させる第2ブレーキと、
を備え、
前記第1クラッチと第1ブレーキの締結により1速、第1クラッチと第2ブレーキの締結により2速、第1クラッチと第2クラッチの締結により3速、第1クラッチと第3クラッチの締結により4速、第2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項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、
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2クラッチと第3クラッチの締結により5速、第3クラッチと第2ブレーキの締結により6速、第2クラッチと第1ブレーキの締結により後退速とし、前進6速で後退1速を得る変速制御手段を設けたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。 - 請求項1ないし14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14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。
Applications Claiming Priority (3)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2001161578 | 2001-05-30 | ||
JP2001161578 | 2001-05-30 | ||
PCT/JP2002/005183 WO2002099316A1 (fr) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | Levier de changement de vitesses pour transmission automatique |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPWO2002099316A1 true JPWO2002099316A1 (ja) | 2004-09-16 |
JP3788621B2 JP3788621B2 (ja) | 2006-06-21 |
Family
ID=19004834
Family Applications (3)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2003502402A Expired - Fee Related JP3788620B2 (ja) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP2003502401A Expired - Fee Related JP3789453B2 (ja) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP2003502403A Expired - Lifetime JP3788621B2 (ja) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | 自動変速機用歯車変速装置 |
Family Applications Before (2)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2003502402A Expired - Fee Related JP3788620B2 (ja) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP2003502401A Expired - Fee Related JP3789453B2 (ja) | 2001-05-30 | 2002-05-29 | 自動変速機用歯車変速装置 |
Country Status (7)
Country | Link |
---|---|
US (3) | US6752737B2 (ja) |
EP (3) | EP1391635B1 (ja) |
JP (3) | JP3788620B2 (ja) |
KR (3) | KR100511812B1 (ja) |
CN (2) | CN1243919C (ja) |
DE (3) | DE60239332D1 (ja) |
WO (3) | WO2002099314A1 (ja) |
Families Citing this family (128)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
KR100957139B1 (ko) * | 2007-06-12 | 2010-05-11 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 파워 트레인 |
EP1391635B1 (en) * | 2001-05-30 | 2011-03-02 | JATCO Ltd | Gear shifter for automatic transmission |
US20020183160A1 (en) * | 2001-06-05 | 2002-12-05 | Chi-Kuan Kao | Six-speed planetary transmission mechanisms with two clutches and three brakes |
JP2003130152A (ja) * | 2001-10-30 | 2003-05-08 | Toyota Motor Corp | 自動変速機 |
KR100444068B1 (ko) * | 2002-06-27 | 2004-08-12 | 현대자동차주식회사 | 차량용 6속 자동 변속기의 유압 제어 시스템 |
JP2004052807A (ja) * | 2002-07-16 | 2004-02-19 | Jatco Ltd | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP3830433B2 (ja) * | 2002-07-16 | 2006-10-04 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP3749508B2 (ja) * | 2002-07-16 | 2006-03-01 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
DE10315709A1 (de) * | 2003-04-07 | 2004-10-21 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufen-Automatgetriebe |
JP3837125B2 (ja) * | 2003-06-04 | 2006-10-25 | ジヤトコ株式会社 | 車両用多段自動変速機 |
US7008346B2 (en) * | 2003-08-25 | 2006-03-07 | General Motors Corporation | Seven-speed transmission |
DE10340731A1 (de) * | 2003-09-04 | 2005-03-31 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
DE10340734A1 (de) * | 2003-09-04 | 2005-03-31 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
US7822524B2 (en) * | 2003-12-26 | 2010-10-26 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Vehicular drive system |
KR100559335B1 (ko) * | 2004-03-09 | 2006-03-15 | 현대자동차주식회사 | 차량용 7속 자동 변속기의 파워 트레인 |
US7018318B2 (en) * | 2004-04-07 | 2006-03-28 | General Motors Corporation | Seven-speed transmission |
US7008347B2 (en) * | 2004-04-07 | 2006-03-07 | General Motors Corporation | Single overdrive six-speed transmission with low internal speeds |
FR2870580B1 (fr) * | 2004-05-21 | 2006-09-08 | Sc Brevets Lepelletier Soc Civ | Transmission automatique multivitesses pour voitures particulieres ou vehicules utilitaires |
DE102004038294A1 (de) * | 2004-08-06 | 2006-02-23 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufen-Automatgetriebe |
DE102004038289A1 (de) * | 2004-08-06 | 2006-08-03 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufen-Automatgetriebe |
KR100610795B1 (ko) | 2004-09-07 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
KR100610796B1 (ko) * | 2004-09-07 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
KR100610798B1 (ko) | 2004-09-07 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
KR100610794B1 (ko) | 2004-09-07 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
KR100610797B1 (ko) | 2004-09-07 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
US7179185B2 (en) * | 2005-01-04 | 2007-02-20 | General Motors Corporation | Electrically variable transmission having three interconnected planetary gear sets, two clutches and at least two brakes |
DE102005007688A1 (de) * | 2005-02-19 | 2006-08-31 | Volkswagen Ag | Mehrstufiges Automatikgetriebe eines Kraftfahrzeugs |
US8235857B2 (en) | 2005-07-18 | 2012-08-07 | Dti Group B.V. | Gear module |
JP4534911B2 (ja) * | 2005-08-26 | 2010-09-01 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP4534920B2 (ja) | 2005-09-12 | 2010-09-01 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP4569443B2 (ja) * | 2005-11-02 | 2010-10-27 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP4655941B2 (ja) * | 2006-01-12 | 2011-03-23 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
EP1783398B1 (en) | 2005-11-02 | 2012-04-18 | Mazda Motor Corporation | Automatic transmission for automotive vehicle |
FR2897136A1 (fr) * | 2006-02-03 | 2007-08-10 | Pierre Guy Tosi | Boite de vitesse a transmission planetaire donnant jusqu'a onze vitesses de marche avant et deux vitesses de marche arriere. |
KR101241040B1 (ko) * | 2006-02-13 | 2013-03-08 | 현대자동차주식회사 | 7속 자동변속기의 파워 트레인 |
KR101241042B1 (ko) | 2006-03-15 | 2013-03-08 | 현대자동차주식회사 | 7속 자동변속기의 파워 트레인 |
KR100863426B1 (ko) * | 2006-06-28 | 2008-10-16 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 파워 트레인 |
KR100793882B1 (ko) * | 2006-07-20 | 2008-01-15 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 파워 트레인 |
US7867127B2 (en) * | 2006-10-09 | 2011-01-11 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7789788B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-09-07 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7789790B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-09-07 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7789787B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-09-07 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7862464B2 (en) * | 2006-10-09 | 2011-01-04 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7695396B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-04-13 | Gm Global Technologies Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7862463B2 (en) * | 2006-10-09 | 2011-01-04 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7837591B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-11-23 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7789789B2 (en) * | 2006-10-09 | 2010-09-07 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7988588B2 (en) * | 2006-12-04 | 2011-08-02 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission |
US8007393B2 (en) | 2006-12-04 | 2011-08-30 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission |
US7775931B2 (en) * | 2007-03-16 | 2010-08-17 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
US7670249B2 (en) * | 2007-03-26 | 2010-03-02 | Ford Global Technologies, Llc | Multiple speed automatic transmission |
US7604563B2 (en) * | 2007-05-21 | 2009-10-20 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
JP4350770B2 (ja) * | 2007-05-31 | 2009-10-21 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機 |
KR100957140B1 (ko) * | 2007-06-12 | 2010-05-11 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 파워 트레인 |
US7811198B2 (en) * | 2007-07-20 | 2010-10-12 | Gm Global Technology Operations, Inc. | 8-speed transmission |
KR100907053B1 (ko) * | 2007-08-16 | 2009-07-09 | 현대자동차주식회사 | 차량용 자동 변속기의 기어 트레인 |
KR100957141B1 (ko) * | 2007-08-16 | 2010-05-12 | 현대자동차주식회사 | 차량용 자동 변속기의 파워 트레인 |
JP5034792B2 (ja) * | 2007-09-04 | 2012-09-26 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 自動変速機 |
KR101072311B1 (ko) * | 2008-06-05 | 2011-10-11 | 현대자동차주식회사 | 자동 변속기의 파워 트레인 |
KR101072312B1 (ko) | 2008-06-13 | 2011-10-11 | 현대자동차주식회사 | 자동 변속기의 파워 트레인 |
US7988587B2 (en) | 2009-01-09 | 2011-08-02 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having three planetary gear sets |
US8047953B2 (en) | 2009-01-16 | 2011-11-01 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having three planetary gear sets |
KR101072319B1 (ko) * | 2009-01-19 | 2011-10-11 | 현대자동차주식회사 | 차량용 자동 변속기의 기어 트레인 |
US7998017B2 (en) | 2009-02-24 | 2011-08-16 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having three planetary gear sets |
JP5123906B2 (ja) * | 2009-07-08 | 2013-01-23 | 本田技研工業株式会社 | 自動変速機 |
DE102010010663A1 (de) * | 2010-03-01 | 2011-09-01 | A + M Fertigungstechnik Gmbh | Getriebe |
KR101090812B1 (ko) * | 2010-06-30 | 2011-12-08 | 현대자동차주식회사 | 차량용 자동 변속기의 기어 트레인 |
US9121492B2 (en) | 2011-01-12 | 2015-09-01 | Gm Global Technology Operations, Llc | Hybrid transmission arrangement having a motor damper |
US8591377B1 (en) * | 2012-05-29 | 2013-11-26 | Ford Global Technologies, Llc | Multi-speed automatic transmission |
KR101394033B1 (ko) * | 2012-10-10 | 2014-05-09 | 현대자동차 주식회사 | 차량용 자동변속기의 유성기어트레인 |
US9103389B2 (en) * | 2012-10-24 | 2015-08-11 | Ford Global Technologies, Llc | Transmission brake hub |
KR101459883B1 (ko) * | 2013-03-13 | 2014-11-07 | 현대 파워텍 주식회사 | 자동변속기의 파워 트레인 |
US9109669B2 (en) | 2013-06-20 | 2015-08-18 | Ford Global Technologies, Llc | Multi-speed transmission |
CN104736897B (zh) * | 2013-07-19 | 2018-10-19 | 卡特有限公司 | 液力机械变速装置 |
KR101438637B1 (ko) * | 2013-10-22 | 2014-09-05 | 현대자동차 주식회사 | 차량용 자동변속기의 기어트레인 |
JP6090109B2 (ja) * | 2013-10-28 | 2017-03-08 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
US20160040754A1 (en) | 2014-08-07 | 2016-02-11 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9625007B2 (en) | 2014-08-12 | 2017-04-18 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
CN107076273B (zh) * | 2014-10-23 | 2019-08-13 | 马自达汽车株式会社 | 自动变速器 |
WO2016069337A1 (en) | 2014-10-27 | 2016-05-06 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9726256B2 (en) | 2014-10-27 | 2017-08-08 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
WO2016069362A1 (en) | 2014-10-27 | 2016-05-06 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
EP3212965A4 (en) | 2014-10-27 | 2018-08-15 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9927009B2 (en) | 2015-04-23 | 2018-03-27 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9890835B2 (en) | 2015-04-24 | 2018-02-13 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9689467B2 (en) | 2015-04-24 | 2017-06-27 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US10132388B2 (en) | 2015-05-15 | 2018-11-20 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
DE102015209050A1 (de) * | 2015-05-18 | 2016-11-24 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe für ein Kraftfahrzeug, Antriebsstrang für ein Hybridfahrzeug, und Verfahren zum Betrieb eines solchen Antriebsstranges |
DE102015209144A1 (de) * | 2015-05-19 | 2016-11-24 | Zf Friedrichshafen Ag | Getriebe für ein Kraftfahrzeug |
US9810287B2 (en) | 2015-06-24 | 2017-11-07 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
US9803725B2 (en) | 2015-07-13 | 2017-10-31 | Allison Transmission, Inc | Multi-speed transmission |
WO2017044461A1 (en) | 2015-09-09 | 2017-03-16 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed transmission |
CN105387156B (zh) * | 2015-12-09 | 2017-09-26 | 中国北方车辆研究所 | 一种电驱动使用的两挡自动变速器 |
US10323723B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-06-18 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10060512B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-08-28 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10234001B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-03-19 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10253850B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-04-09 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10260599B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-04-16 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10072735B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-09-11 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10302173B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-05-28 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US9927008B1 (en) | 2016-09-28 | 2018-03-27 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10473190B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-11-12 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10316940B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-06-11 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10156283B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-12-18 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10161484B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-12-25 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10323722B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-06-18 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10072736B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-09-11 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10364867B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-07-30 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10174814B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-01-08 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10533644B2 (en) | 2016-09-28 | 2020-01-14 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US9869377B1 (en) | 2016-09-28 | 2018-01-16 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10161486B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-12-25 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US9933045B1 (en) | 2016-09-28 | 2018-04-03 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10451147B2 (en) | 2016-09-28 | 2019-10-22 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
US10060511B2 (en) | 2016-09-28 | 2018-08-28 | Allison Transmission, Inc. | Multi-speed planetary transmission |
JP6274342B1 (ja) * | 2017-04-20 | 2018-02-07 | トヨタ自動車株式会社 | 変速機 |
CN107269778B (zh) * | 2017-06-26 | 2019-07-09 | 广州汽车集团股份有限公司 | 一种自动变速器 |
KR102434511B1 (ko) * | 2017-09-11 | 2022-08-22 | 현대자동차주식회사 | 차량용 다단 변속기 |
KR102417349B1 (ko) * | 2017-09-20 | 2022-07-05 | 현대자동차 주식회사 | 차량용 자동변속기의 유성기어트레인 |
CN108194586B (zh) * | 2017-12-29 | 2022-06-21 | 广州汽车集团股份有限公司 | 三行星排自动变速器及车辆 |
CN108180265B (zh) * | 2017-12-29 | 2021-12-24 | 广州汽车集团股份有限公司 | 三行星排自动变速器及车辆 |
JP6958445B2 (ja) * | 2018-03-15 | 2021-11-02 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
KR102634454B1 (ko) * | 2018-10-11 | 2024-02-06 | 현대자동차주식회사 | 차량의 파워트레인 |
US10844937B2 (en) | 2018-11-12 | 2020-11-24 | Toyota Motor North America, Inc. | Multispeed automatic transmission for electrified vehicles |
JP7059922B2 (ja) * | 2018-12-25 | 2022-04-26 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
CN110608270A (zh) * | 2019-09-24 | 2019-12-24 | 陕西法士特齿轮有限责任公司 | 一种液力自动变速器 |
JP7413712B2 (ja) | 2019-10-16 | 2024-01-16 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
CN112324872B (zh) * | 2020-11-27 | 2022-11-11 | 东华大学 | 一种乘用车紧凑型八挡位变速器 |
Family Cites Families (31)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US3440901A (en) * | 1967-07-25 | 1969-04-29 | Caterpillar Tractor Co | Compact broad range power transmission |
US3835732A (en) | 1969-07-14 | 1974-09-17 | Nissan Motor | Gear train arrangements |
US3863524A (en) * | 1969-07-14 | 1975-02-04 | Nissan Motor | Gear train arrangements |
US3722323A (en) * | 1971-03-16 | 1973-03-27 | A Welch | Transmission |
US3815445A (en) * | 1972-09-11 | 1974-06-11 | Caterpillar Tractor Co | Variable speed planetary transmission |
JPS5544254B2 (ja) * | 1974-05-07 | 1980-11-11 | ||
JPS5728009B2 (ja) | 1974-06-18 | 1982-06-14 | ||
JPS5624138B2 (ja) | 1974-06-27 | 1981-06-04 | ||
JPS5813771B2 (ja) | 1974-11-29 | 1983-03-15 | アイシンセイキ カブシキガイシヤ | ヘンソクソウチ |
JPS5759458B2 (ja) | 1975-02-07 | 1982-12-15 | Aisin Seiki | |
US4513634A (en) * | 1977-05-13 | 1985-04-30 | Nissan Motor Company, Limited | Change-speed transmission with selective bypass of hydrokinetic unit |
JPH02118240A (ja) * | 1988-10-25 | 1990-05-02 | Toyota Motor Corp | 歯車変速装置 |
JP2671463B2 (ja) * | 1988-12-07 | 1997-10-29 | トヨタ自動車株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
US5133697A (en) * | 1989-05-02 | 1992-07-28 | Nissan Motor Co., Ltd. | Planetary gear system |
FR2656055B1 (fr) | 1989-12-18 | 1994-04-29 | Lepelletier Pierre | Transmission automatique multivitesses pour vehicule automobile. |
JP3571858B2 (ja) * | 1996-07-16 | 2004-09-29 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP3708675B2 (ja) * | 1997-05-12 | 2005-10-19 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JPH1137230A (ja) * | 1997-07-18 | 1999-02-12 | Jatco Corp | 遊星歯車変速機構 |
JP4345146B2 (ja) * | 1999-07-29 | 2009-10-14 | アイシン精機株式会社 | 変速装置 |
JP4244461B2 (ja) * | 1999-09-09 | 2009-03-25 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 車両用自動変速機 |
JP3730457B2 (ja) | 1999-10-20 | 2006-01-05 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機 |
JP3777929B2 (ja) | 1999-12-24 | 2006-05-24 | アイシン精機株式会社 | 変速装置 |
US6723018B2 (en) * | 2001-01-09 | 2004-04-20 | Aisin Aw Co., Ltd. | Automatic transmission |
JP4438247B2 (ja) * | 2001-03-29 | 2010-03-24 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 車両用自動変速機 |
EP1391635B1 (en) * | 2001-05-30 | 2011-03-02 | JATCO Ltd | Gear shifter for automatic transmission |
US20030188775A1 (en) * | 2001-09-24 | 2003-10-09 | Connelly Kevin T. | Fitting for a shade canopy |
JP3749508B2 (ja) * | 2002-07-16 | 2006-03-01 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP2004052807A (ja) * | 2002-07-16 | 2004-02-19 | Jatco Ltd | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP3830433B2 (ja) * | 2002-07-16 | 2006-10-04 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP3751915B2 (ja) * | 2002-07-16 | 2006-03-08 | ジヤトコ株式会社 | 自動変速機用歯車変速装置 |
JP2004052813A (ja) * | 2002-07-16 | 2004-02-19 | Jatco Ltd | 自動変速機用歯車変速装置 |
-
2002
- 2002-05-29 EP EP02730736A patent/EP1391635B1/en not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 WO PCT/JP2002/005181 patent/WO2002099314A1/ja active IP Right Grant
- 2002-05-29 JP JP2003502402A patent/JP3788620B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 US US10/343,926 patent/US6752737B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 DE DE60239332T patent/DE60239332D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2002-05-29 US US10/343,999 patent/US6910985B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 DE DE60239269T patent/DE60239269D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2002-05-29 CN CNB028018834A patent/CN1243919C/zh not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 WO PCT/JP2002/005183 patent/WO2002099316A1/ja active IP Right Grant
- 2002-05-29 US US10/343,924 patent/US6884197B2/en not_active Expired - Lifetime
- 2002-05-29 WO PCT/JP2002/005182 patent/WO2002099315A1/ja active IP Right Grant
- 2002-05-29 KR KR10-2003-7001310A patent/KR100511812B1/ko active IP Right Grant
- 2002-05-29 JP JP2003502401A patent/JP3789453B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 KR KR10-2003-7001308A patent/KR100511811B1/ko not_active IP Right Cessation
- 2002-05-29 JP JP2003502403A patent/JP3788621B2/ja not_active Expired - Lifetime
- 2002-05-29 KR KR10-2003-7001329A patent/KR100511813B1/ko not_active IP Right Cessation
- 2002-05-29 EP EP02730734A patent/EP1391633B1/en not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 CN CNB028018699A patent/CN1295452C/zh not_active Expired - Fee Related
- 2002-05-29 DE DE60239331T patent/DE60239331D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2002-05-29 EP EP02730735A patent/EP1391634B1/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP3788621B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JP3837125B2 (ja) | 車両用多段自動変速機 | |
KR100862891B1 (ko) | 차량용 변속기 | |
JP3855200B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JP3892636B2 (ja) | 自動変速装置 | |
JP2013119948A (ja) | 車両用自動変速機の遊星ギヤトレイン | |
JP2017129263A (ja) | 車両用自動変速機の遊星ギヤトレイン | |
JP3620092B2 (ja) | 車両用自動変速機 | |
JP3848242B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JP2004052801A (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JP3770392B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
KR100634610B1 (ko) | 자동변속기의 6속 파워 트레인 | |
JP4392526B2 (ja) | 多段変速装置 | |
JP2925472B2 (ja) | 自動変速装置 | |
JP2002130398A (ja) | 変速装置 | |
KR19990031062A (ko) | 차량용 5속 자동변속기의 파워 트레인 | |
KR100916778B1 (ko) | 차량용 자동 변속기의 기어 트레인 | |
KR100623778B1 (ko) | 차량용 자동 변속기의 6속 파워 트레인 | |
JP2003083401A (ja) | 遊星歯車式自動変速装置 | |
JPH08338485A (ja) | 自動変速機用遊星歯車列及び自動変速機用歯車変速装置 | |
KR19990031058A (ko) | 차량용 4속 자동변속기의 파워 트레인 | |
KR20110001517A (ko) | 차량용 자동 변속기의 기어 트레인 | |
JPH04136546A (ja) | オーバドライブ付き自動変速機 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20060117 |
|
RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20060120 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20060228 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20060322 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20060322 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090407 Year of fee payment: 3 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100407 Year of fee payment: 4 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100407 Year of fee payment: 4 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110407 Year of fee payment: 5 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110407 Year of fee payment: 5 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120407 Year of fee payment: 6 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120407 Year of fee payment: 6 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130407 Year of fee payment: 7 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130407 Year of fee payment: 7 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140407 Year of fee payment: 8 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140407 Year of fee payment: 8 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150407 Year of fee payment: 9 |