JP2004176764A - Gear shift device for automatic transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a gear shift device for an automatic transmission capable of increasing the degree of freedom of the selection of gear ratio more than that when a Lavinio type composite planetary gear train is used while achieving the advantage of the gear train with respect to strength, improvement of fuel consumption, coaxial arrangement of an input part and an output part, and a reduction in size of the automatic transmission. <P>SOLUTION: In this gear shift device of the automatic transmission capable of providing at least forward 6 speed changing gears and reverse one speed changing gear by properly engaging/disengaging three clutches C1, C2, and C3 and two brakes B1 and B2, one set of planetary gears G1 of three sets of planetary gears G1, G2, and G3 is formed in a speed reduction device for reducing the speed of an input rotation. One set of the planetary gears of the remaining two sets of the planetary gears G2 and G3 is formed in a double sun gear type planetary gear having a third carrier PC3 disposed between two sun gears S3 and S4 and having a center member CM for inputting or outputting the rotation. Two of the three clutches are formed in those clutches capable of selecting disengaging and engaging the input part from and with the other rotating member, and the remaining one clutch is formed in the clutch capable of selectively disengaging and engaging the rotating member decelerated more than the rotation of the input part from and with the other rotating member. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
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。
【０００２】
【従来の技術】
従来、入力軸と、一組のダブルピニオン型遊星ギヤと、ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列（以下、ラビニオ型複合遊星歯車列という）と、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速以上の変速段を得る自動変速機用歯車変速装置としては、例えば、特許文献１に記載のものが提案されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００１−３４９３８８号公報（図１）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、このラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置は、下記に列挙する問題点を有する。
▲１▼歯車列の最大トルク（１速）を、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
▲２▼減速装置としての一組のダブルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、１速〜４速において、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
▲３▼１速におけるラビニオ型複合遊星歯車列の強度（歯車強度や歯車寿命）の確保と、ラビニオ型複合遊星歯車列の歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の向上と、が共に要求されることで、ラビニオ型複合遊星歯車列を大型化する必要があり、この結果、自動変速機の大型化を招く。
▲４▼２速においてラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する２速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。
本発明は、上記課題に着目してなされたもので、歯車列の強度的有利性と、歯車強度や歯車寿命等の有利性と、燃費の向上と、入力部と出力部の同軸配置と、自動変速機の小型化と、を併せて達成しながら、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる自動変速機用歯車変速装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明では、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、前記３つのクラッチのうち、２つのクラッチを前記入力部と他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとし、他の１つのクラッチを前記入力部の回転よりも減速された回転メンバと他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとしたことで、上記課題を解決するに至った。
【０００６】
【発明の作用及び効果】
すなわち、本発明は、一組の遊星ギヤに組み合わせる歯車列として、ラビニオ型複合遊星歯車列を用いることなく、基本的に二組のシングルピニオン型遊星ギヤを組み合わせた歯車列を用い、３つのクラッチと２つのブレーキを適宜締結・解放することで、少なくとも前進６速・後退１速を得る変速制御手段を有する自動変速機用歯車変速装置において、前記三組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、入力回転を常時減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤのうち、一組の遊星ギヤを、２つのサンギヤと、該２つのサンギヤの各々と噛み合うピニオンと、前記２つのサンギヤ間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバを有するキャリヤと、前記ピニオンに噛み合う１つのリングギヤと、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとした。
【０００７】
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。
【０００８】
よって、ダブルピニオンにそれぞれサンギヤを噛み合わせた複合遊星歯車列である「ラビニオ型複合遊星歯車列」や、二組のシングルピニオン型遊星ギヤの組み合わせた「シンプソン型遊星歯車列」とは区別するため、シングルピニオン型遊星ギヤとダブルサンギヤ型遊星ギヤとを組み合わせた歯車列を、発明者名を引用して「イシマル型遊星歯車列」と命名する。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
また、３つのクラッチのうち、２つのクラッチを入力部と他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとし、他の１つのクラッチを入力部の回転よりも減速された回転メンバと他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとしたことで、入力部の回転と同一回転を出力部に伝達する直結段を得ることが可能となり、伝達効率の高い変速段を達成することができる。
【００１２】
さらに、残り二組の遊星ギヤ（イシマル型遊星歯車列）のうち、一組の遊星ギヤとして、２つのサンギヤ間に配置されたセンターメンバを有するダブルサンギヤ型遊星ギヤを用いたため、オーバードライブ変速段を達成するキャリヤへの入力経路が成立し、自動車の自動変速機に適する入力部と出力部の同軸配置を達成することができる。
【００１３】
請求項２及び３に記載の発明では、上記作用効果を得ることができると共に、４速段を直結段として得ることができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
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３実施例を、添付図面に基づいて説明する。
【００１５】
（第１実施例）
【００１６】
まず、構成を説明する。
【００１７】
第１実施例は、請求項１，２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。
【００１８】
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。
【００１９】
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、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、中央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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
前記第１クラッチＣ１は、入力軸Ｉｎｐｕｔ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。
【００２８】
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クラッチである。
【００２９】
前記第３クラッチＣ３は、入力軸Ｉｎｐｕｔと第３キャリヤのセンターメンバＣＭとを選択的に断接するクラッチである。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２には、図２（ａ）の締結作動表に示すように、前進６速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項１１に記載の変速制御手段）が接続されている。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。
【００３３】
次に、作用を説明する。
【００３４】
［変速作用］
【００３５】
図２は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置での前進６速後退１速の締結作動表を示す図、図３は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における前進６速後退１速の各変速段でのメンバの回転停止状態を示す共線図、図４〜図７は第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における前進６速後退１速の各変速段でのトルクフローを示す図である。図３において、太線は第１遊星ギヤＧ１の共線図、中線はイシマル遊星歯車列の共線図である。図４〜図７においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。以下、前進７速後退１速の各変速段での変速作用を説明する。
【００３６】
〈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。
【００３７】
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、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
すなわち、１速は、図３の共線図に示すように、入力部の回転を第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。
【００４１】
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とがトルク伝達に関与する。
【００４２】
〈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を締結することにより得られる。
【００４３】
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、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
【００４４】
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を介して連結されている第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。
【００４５】
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。
【００４６】
すなわち、２速は、図３の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第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。
【００４７】
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。
【００４８】
〈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とを締結することにより得られる。
【００４９】
この３速では、第１遊星ギヤＧ１において、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が出力され、第２遊星ギヤＧ２において、第１クラッチＣ１の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第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、第１遊星ギヤＧ１の減速回転が第３遊星ギヤＧ３の第４サンギヤＳ４に入力される。
【００５０】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤＲ２に入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が入力され、第４サンギヤＳ４の回転が第３キャリヤＰＣ３を介して第３サンギヤＳ３及び第１連結メンバＭ１を経過して第２サンギヤＳ２へ入力されることで決定される回転数で回転する第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へ減速回転が出力される。
【００５１】
すなわち、３速は、図３の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第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して出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する。
【００５２】
この３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。
【００５３】
〈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。
【００５４】
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、Ｉｎｐｕｔからの入力回転が第２リングギヤＲ２に入力される。
【００５５】
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。第２キャリヤＰＣ２と第３リングギヤＲ３は一体であるため、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３は一体に回転し、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転数がそのまま第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。
【００５６】
すなわち、４速は、図３の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第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がそのまま出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する（直結段）。
【００５７】
この４速でのトルクフローは、図５（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と各メンバと、ハッチングで示す第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。
【００５８】
（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。
【００５９】
この５速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔからの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリヤＰＣ３に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１により減速された第１キャリアＰＣ１からの回転が第４サンギヤＳ４，第３サンギヤＳ３及び第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に入力される。
【００６０】
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により減速された回転が入力されることで、入力回転が増速され第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。
【００６１】
すなわち、５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１キャリヤＰＣ１と第４サンギヤＳ４が一体となって回転する第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が増速されて出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する。
【００６２】
この５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。
【００６３】
（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。
【００６４】
この６速では、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔからの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリヤＰＣ３に入力される。同時に、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤＳ４が固定される。
【００６５】
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。
【００６６】
すなわち、６速は、図３の共線図に示すように、第３遊星ギヤＧ３の第４サンギヤＳ４を固定する第２ブレーキＢ２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増速して出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する。
【００６７】
この６速でのトルクフローは、図６（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第３クラッチＣ３と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第３遊星ギヤＧ３（第３サンギヤＳ３を除く）にトルクが作用することになる。
【００６８】
（後退１速）
後退１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。
【００６９】
この後退１速では、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第４サンギヤＳ４及び第３キャリヤＰＣ３を介して第３サンギヤＳ３に入力され、更に第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に入力される。一方、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤＰＣ３がケースに固定される。
【００７０】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第４サンギヤＳ４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。
【００７１】
すなわち、後退１速は、図３の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転を第４サンギヤＳ４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。
【００７２】
この後退１速でのトルクフローは、図７に示す通りであり、太線で示す第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。
【００７３】
［対比による優位点］
【００７４】
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ブレーキにより少なくとも前進６速以上を成立させると共に、遊星ギヤ＋シンプソン型遊星歯車列をベースとしながらも、シンプソン型遊星歯車列の問題点を補い、さらに、遊星ギヤ＋ラビニオ型複合遊星歯車列による歯車変速装置を超える歯車変速装置を提供しようとするものである。以下、シンプソン型遊星歯車列やラビニオ型複合遊星歯車列を採用した歯車変速装置と対比しながら優位性を述べる。
【００７５】
・シンプソン型遊星歯車列の特徴
【００７６】
▲１▼シンプソン型遊星歯車列では、最大トルクとなる１速でのトルク伝達の流れが、図９（ａ）に示すように、全メンバを介して分担するので、強度的に有利である。
【００７７】
▲２▼シンプソン型遊星歯車列は、リングギヤ入力であるため、サンギヤ入力に比較して、接線力が半分程度になり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で有利である。すなわち、図１０に示すように、遊星ギヤに同じトルクが入力した場合、リングギヤ入力ｆが、サンギヤ入力Ｆに比較して接線力が、１／２〜１／２．５に減少する。
【００７８】
▲３▼オーバードライブの変速段を得るには、シンプソン型遊星歯車列へのキャリヤ入力が必要であるが、入力軸と出力軸とを同軸に設けると、シングルピニオン型の遊星ギヤでは、図１１（ａ）に示すように、回転メンバが３メンバに限られるため、図１１（ｂ）の点線に示すように、キャリヤへの入力経路が不成立となる。
【００７９】
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。
【００８０】
・ラビニオ型複合遊星歯車列の問題点
【００８１】
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。
【００８２】
▲５▼歯車列の最大トルク（１速）を、図９（ｂ）に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列の片側のダブルピニオン型遊星ギヤで受け持つので、強度的に不利である。
【００８３】
▲６▼減速装置としての一組のシングルピニオン型遊星ギヤで増大したトルクを、図８及び図９（ｂ）に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列のサンギヤから入力するため、上記▲２▼の理由により、リングギヤ入力に比較して、接線力が大きくなり、歯車強度や歯車寿命やキャリヤ剛性等の点で不利である。
【００８４】
▲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。
【００８５】
▲８▼２速では、図８に示すように、ラビニオ型複合遊星歯車列にてトルク循環が発生し、トルク循環が発生する２速では、伝達効率の低下により、燃費が悪化する。ここで、トルク循環とは、図８に示すように、第３リングギヤＲ３から出力トルク（２，３６２）と循環トルク（１．７７）とが分岐して発生し、このうち、循環トルクは、２速の間、第３リングギヤＲ３と第２ピニオンＰ２とを内部循環する。
【００８６】
・イシマル型遊星歯車列の特徴
【００８７】
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。
【００８８】
（ａ）オーバードライブの変速段を得るには、キャリヤ入力が必要であるが、キャリヤ入力を達成しながら、イシマル型遊星歯車列では、ラビニオ型複合遊星歯車列と同様に、入力部と出力部とを同軸に配置することができる。すなわち、図１１（ｃ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成するダブルサンギヤ型遊星ギヤは、（サンギヤから２つのメンバ）＋（リングギヤから１つのメンバ）＋（キャリヤから軸方向と径方向に２つのメンバ）＝５つのメンバというように、メンバ数が多くなり、特に、センターメンバにより２つのサンギヤの間から径方向に入力が取れることで、オーバードライブを含む高変速段（第１実施例では５速〜６速）が成立するキャリヤ入力が達成される。
【００８９】
（ｂ）イシマル型遊星歯車列では、歯車列に最大トルクが作用する１速において、図４（ａ）に示すように、イシマル型遊星歯車列を構成する第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３の両方で受け持ち、１速のトルクフローが全メンバを介して分担可能であるため、強度的に有利である。
【００９０】
（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。
【００９１】
（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。
【００９２】
（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。
【００９３】
（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）が制限される。
【００９４】
これに対し、イシマル型遊星歯車列は、ラビニオ型複合遊星歯車列に比べ、適用できるレシオカバレージが拡大し、ギヤ比の選択自由度を高めることができる。
【００９５】
ちなみに、図２（ａ）には、各遊星ギヤＧ１，Ｇ２，Ｇ３のギヤ比α１，α２，α３の一例と、そのときの各変速段での変速比の例を示す。
【００９６】
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。
【００９７】
（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２、一組の遊星ギヤＧ１を、入力回転を常時減速する減速装置とし、残り二組の遊星ギヤＧ２，Ｇ３のうち、一組の遊星ギヤＧ３を、２つのサンギヤＳ３，Ｓ４と、該２つのサンギヤＳ３，Ｓ４の各々と噛み合うピニオンＰ３と、前記２つのサンギヤＳ３，Ｓ４間に配置され、かつ、回転を入力又は出力するセンターメンバＣＭを有する第３キャリヤＰＣ３と、前記ピニオンＰ３に噛み合う１つのリングギヤＲ３と、を有するダブルサンギヤ型遊星ギヤとし、前記３つのクラッチのうち、２つのクラッチを前記入力部と他の回転メンバとを選択的に段接可能なクラッチとし、他の１つのクラッチを前記入力部の回転よりも減速された回転メンバと他のメンバとを選択的に段接可能なクラッチとしたため、下記に列挙する効果を併せて達成することができる（請求項１に対応）。
▲１▼二組の遊星ギヤＧ２，Ｇ３にて構成されるイシマル型歯車列は強度的（歯車強度や歯車寿命等）に有利である。
▲２▼２速にてトルク循環を無くすことで燃費の向上を図ることができる。
▲３▼入力軸Ｉｎｐｕｔと出力ギヤＯｕｔｐｕｔとを同軸配置とすることができる。
▲４▼入力軸Ｉｎｐｕｔと出力ギヤＯｕｔｐｕｔとの同軸配置と、要求強度が低いイシマル型歯車列の小型化により、自動変速機をコンパクトにすることができる。
▲５▼ラビニオ型複合遊星歯車列を用いる場合に比べてギヤ比の選択自由度を高めることができる。
▲６▼一組の遊星ギヤＧ１を、入力回転を常時減速する減速装置としたため、減速装置の小型化を達成できる。自動変速機のさらなるコンパクト化を図ることができる。
【００９８】
（２） 減速装置である第１遊星ギヤＧ１を、シングルピニオン型遊星ギヤとしたため、ギヤノイズや部分点数が低減できると共に、伝達効率が向上し、さらに、燃費の向上につながる（請求項２に対応）。
【００９９】
（３） 減速装置である遊星ギヤを第１遊星ギヤＧ１、ダブルサンギヤ型遊星ギヤを第３遊星ギヤＧ３、残りの遊星ギヤを第２遊星ギヤＧ２としたとき、前記第２遊星ギヤＧ２と前記第３遊星ギヤＧ３とは、第２遊星ギヤＧ２の回転メンバと第３遊星ギヤＧ３の回転メンバとを一体的に連結する連結メンバＭ１，Ｍ２を含んで５つの回転メンバで構成される遊星ギヤセットであって、図２に示す締結表にしたがって前進６速で後退１速を得る変速油圧制御装置を設けたため、下記に列挙する効果を併せて得ることができる（請求項２に対応）。
▲１▼２速にてトルク循環を無くすことで高い燃費の向上が図られる。
▲２▼第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３の締結により４速として直結変速段を設けることが可能であり、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【０１００】
（４） 入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバＳ１と、回転を係止可能な第２の減速遊星ギヤメンバＲ１と、第１と第２の減速遊星ギヤメンバＳ１，Ｒ１に噛み合う第１ピニオンＰ１を支持し、減速回転を出力する第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、前記センターメンバＣＭを有し両サンギヤ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、入力軸Ｉｎｐｕｔと第２リングギヤＲ２とを選択的に段接する第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、下記に列挙する効果を併せて得ることができる（請求項２に対応）。
▲１▼大トルク入力となる１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成される、いわゆる、イシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
▲２▼２速においてトルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図れる。
▲３▼第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２を締結することで第２遊星ギヤＧ２を一体とし、第３クラッチＣ３の一方を入力軸Ｉｎｐｕｔとし、５速において直結変速段を設けることができるため、トルク伝達効率が向上し、燃費に寄与する。
【０１０１】
（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。
【０１０２】
（第２実施例）
まず、構成を説明する。第２実施例は、請求項１，２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１２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。
【０１０３】
図１２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。
【０１０４】
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１２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。
【０１０５】
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。
【０１０６】
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。
【０１０７】
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。
【０１０８】
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。
【０１０９】
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。
【０１１０】
前記第１クラッチＣ１は、入力軸Ｉｎｐｕｔ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。
【０１１１】
前記第１ブレーキＢ１は、第３キャリヤＰＣ３及びセンターメンバ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４サンギヤＳ４の回転を選択的に停止させる。
【０１１２】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２には、図２の締結作動表に示すように、前進６速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置が接続されている。
【０１１３】
次に、作用及び効果についてであるが、基本的な構成は実施の形態１と同様であるため省略する。
【０１１４】
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実施例装置と同様の効果を得ることができる。
【０１１５】
（第３実施例）
まず、構成を説明する。第３実施例は、請求項１，３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。
【０１１６】
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。
【０１１７】
第３実施例の自動変速機用歯車変速装置（減速ダブルタイプ１という）は、図１３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。
【０１１８】
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。
【０１１９】
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。
【０１２０】
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。
【０１２１】
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。
【０１２２】
前記出力ギヤＯｕｔｐｕｔは、センターメンバＣＭ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。
【０１２３】
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。
【０１２４】
前記第１クラッチＣ１は、第１キャリヤＰＣ１と第３リングギヤＲ３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４サンギヤＳ４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、第１キャリヤＰＣ１と第２キャリヤＰＣ２とを選択的に断接するクラッチである。
【０１２５】
前記第１ブレーキＢ１は、第２キャリヤＰＣ２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１メンバＭ１の回転を選択的に停止させるブレーキである。
【０１２６】
前記各クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３及び各ブレーキＢ１，Ｂ２には、図２の締結作動表に示すように、前進６速後退１速の各変速段にて締結圧（○印）や解放圧（無印）を作り出す図外の変速油圧制御装置（請求項３に記載の変速制御手段）が接続されている。
【０１２７】
次に、作用を説明する。
［変速作用］
【０１２８】
図１４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１５〜図１８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。
【０１２９】
なお、図１５〜図１８においてクラッチ・ブレーキ・メンバのトルク伝達経路は太線で示し、ギヤのトルク伝達経路はハッチングで示す。
【０１３０】
以下、前進６速後退１速の各変速段における変速作用を説明する。
【０１３１】
〈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。
【０１３２】
この１速では、第３遊星ギヤＧ３において、第１クラッチＣ１の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第３リングギヤＲ３に入力される。
【０１３３】
一方、第２遊星ギヤＧ２においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第２キャリヤＰＣ２がケースに固定される。第３リングギヤＲ３からの入力回転に対し、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。
【０１３４】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２サンギヤＳ２から逆方向の減速回転が入力され、第３リングギヤＲ３から正方向の回転が入力されることになり、第３キャリヤＰＣ３からセンターメンバＣＭを経過して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１３５】
すなわち、１速は、図１４の共線図に示すように、第１遊星ギヤＧ１経由の入力軸Ｉｎｐｕｔからの回転を第３リングギヤＲ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第２キャリヤＰＣ２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。
【０１３６】
この１速でのトルクフローは、図１５（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１と各メンバと、ハッチングで示す第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とがトルク伝達に関与する。
【０１３７】
〈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を締結することにより得られる。
【０１３８】
この２速では、第３遊星ギヤＧ３において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１経由の入力軸Ｉｎｐｕｔからの回転が第３リングギヤＲ３に入力される。
【０１３９】
一方、第２ブレーキＢ２の締結により、第３サンギヤＳ３がケースに固定されるため、第３リングギヤＲ３からの回転を減速した回転が、第３キャリヤＰＣ３からセンターメンバＣＭを経過して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１４０】
すなわち、２速は、図１４の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３リングギヤＲ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第３サンギヤＳ３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。
【０１４１】
この２速でのトルクフローは、図１５（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２ブレーキＢ２と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。なお、第２遊星ギヤＧ２については、固定である両サンギヤＳ２の回りを、非拘束の第２ピニオンＰ２が第２リングギヤＲ２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。
【０１４２】
〈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。
【０１４３】
この３速では、第３遊星ギヤＧ３において、第１クラッチＣ１の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第３リングギヤＲ３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の第１リングギヤＲ１から減速された回転が第３遊星ギヤＧ３の第４サンギヤＳ４に入力される。
【０１４４】
よって、第３遊星ギヤＧ３においては、第３リングギヤＲ３に等速回転が入力され、第４サンギヤＳ４から減速回転が入力されることで、２速よりも第４サンギヤＳ４に入力される回転（＝第１遊星ギヤＧ１の減速回転）だけ増速された減速回転がセンターメンバＣＭを経過して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１４５】
すなわち、３速は、図１４の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３リングギヤＲ３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４サンギヤＳ４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。
【０１４６】
この３速でのトルクフローは、図１６（ａ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と各メンバと、ハッチングで示す第１遊星ギヤＧ１及び第２遊星ギヤＧ２にトルクが作用することになる。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。
【０１４７】
〈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クラッチを締結することにより得られる。
【０１４８】
この４速では、第３遊星ギヤＧ３において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星ギヤＧ１経由の入力軸Ｉｎｐｕｔの回転が第３リングギヤＲ３に入力される。
【０１４９】
一方、第２遊星ギヤＧ２においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸Ｉｎｐｕｔからの入力回転が第２キャリヤＰＣ２に入力される。
【０１５０】
よって、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３は一体に回転し、入力軸Ｉｎｐｕｔと等速の回転がセンターメンバＣＭを経過して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１５１】
すなわち、４速は、図１４の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第３リングギヤＲ３への入力回転とする第１クラッチＣ１の締結点と、第２キャリヤＰＣ２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そのまま出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する（直結段）。
【０１５２】
この４速でのトルクフローは、図１６（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３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。
【０１５３】
（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。
【０１５４】
この５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２キャリヤＰＣ２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の第１リングギヤＲ１により減速された回転が第４サンギヤＳ４，第３サンギヤＳ３及び第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に入力される。
【０１５５】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２キャリヤＰＣ２に入力回転が入力され、第２サンギヤＳ２に第１遊星ギヤＧ１により減速された回転が入力されることで、第２リングギヤＲ２から増速された回転が第３キャリヤＰＣ３に入力され、センターメンバＣＭから出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１５６】
すなわち、５速は、図１４の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を入力回転とする第３クラッチＣ３の締結点と、第１遊星ギヤＧ１により減速された回転を第２サンギヤＳ２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増速して出力ギヤＯｕｔｐｕｔから出力する。
【０１５７】
この５速でのトルクフローは、図１７（ａ）に示す通りであり、太線で示す第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２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３（第３リングギヤＲ３を除く）にトルクが作用することになる。
【０１５８】
（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。
【０１５９】
この６速では、第３クラッチＣ３の締結により、第１遊星ギヤＧ１経由の入力軸Ｉｎｐｕｔからの回転が第２キャリヤＰＣ２に入力される。同時に、第２ブレーキＢ２の締結により、第２サンギヤＳ２及び第３サンギヤＳ３の回転を固定する。
【０１６０】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２リングギヤＲ２から増速された回転が第３キャリヤＰＣ３に出力され、第３遊星ギヤＧ３の第３キャリヤＰＣ３を経由してセンターメンバＣＭを経過して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１６１】
すなわち、６速は、図１４の共線図に示すように、入力軸Ｉｎｐｕｔの回転を第２キャリヤＰＣ２の入力回転とする第３クラッチの締結点と、第２サンギヤＳ２及び第３サンギヤＳ３の回転を固定する第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。
【０１６２】
この６速でのトルクフローは、図１７（ｂ）に示す通りであり、太線で示す第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２遊星ギヤＧ１と第３遊星ギヤＧ３（第４サンギヤＳ４及び第３リングギヤＲ３を除く）にトルクが作用することになる。
【０１６３】
（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。
【０１６４】
この後退１速では、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星ギヤＧ１からの減速回転が第４サンギヤＳ２及び第３サンギヤＳ３に入力され、更に第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に入力される。一方、第１ブレーキＢ１の締結により、第２キャリヤＰＣ２がケースに固定される。
【０１６５】
よって、第２遊星ギヤＧ２においては、第２サンギヤＳ２に正方向の減速回転が入力され、第２キャリヤＰＣ２がケースに固定となり、第２リングギヤＲ２からは、減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経過して第３キャリヤＰＣ３及びセンターメンバＣＭを介して出力ギヤＯｕｔｐｕｔへ出力される。
【０１６６】
すなわち、後退速は、図１４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４サンギヤＳ４への入力回転とする第２クラッチＣ２の締結点と、第２キャリヤＰＣ２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。
【０１６７】
この後退速でのトルクフローは、図１８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（第３リングギヤＲ３を除く）にトルクが作用することになる。
【０１６８】
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（１），（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。
【０１６９】
（６） 減速装置の一組の第１遊星ギヤＧ１を、ダブルピニオン型遊星ギヤとしたため、レイアウト自由度を高めることができる（請求項３に対応）。
【０１７０】
すなわち、出力部として、出力ギヤＯｕｔｐｕｔとする以外に、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。
【０１７１】
（７） 入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバＳ１と、回転を係止可能な第２の減速遊星ギヤメンバＲ１と、減速回転を出力する第１リングギヤＲ１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、前記センターメンバを有し両サンギヤ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３キャリヤＰＣ３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３キャリヤＰＣ３と第２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の減速遊星ギヤメンバＰＣ１と第３リングギヤＲ３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の減速遊星ギヤメンバＰＣ１と第２キャリヤＰＣ２とを選択的に断接する第３クラッチＣ３と、第２キャリヤＰＣ２の回転を選択的に停止させる第１ブレーキＢ１と、第１連結メンバＭ１の回転を選択的に停止させる第２ブレーキＢ２と、少なくとも前進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３に対応）。
▲１▼大きなトルクが作用する１速及び２速において、第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３により構成されるイシマル型遊星歯車列に対し、リングギヤ入力を達成でき、さらに、自動変速機をコンパクトにすることができる。
▲２▼２速において、トルク循環が無くなるため、２速の伝達効率が向上し、燃費の向上を図ることができる。
▲３▼等速回転する第１キャリヤＰＣ１に第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３を設け、この２つのクラッチの締結により第２遊星ギヤＧ２と第３遊星ギヤＧ３を一体に回転することで、４速を直結変速段とすることができ、トルク伝達効率が向上し、燃費の向上に寄与することが可能となる。
▲４▼２速及び６速では、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。
【０１７２】
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３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。例えば、第１実施例において、減速装置である第１遊星ギヤＧ１は、入力部と連結する第１の減速遊星ギヤメンバとして第１リングギヤＲ１、固定可能な第２の減速遊星ギヤメンバとして第１サンギヤＳ１の例を使って説明したが、第１サンギヤＳ１を入力部に連結させて第１の減速遊星ギヤメンバとし、第１リングギヤＲ１を固定可能に配置して第２の減速遊星ギヤメンバとしたものでもよい。同様に、第２実施例において、第１サンギヤＳ１を入力部と連結して第１の減速遊星ギヤメンバとし、第１キャリヤＰＣ１を固定可能として第２の減速遊星ギヤメンバとしたものでもよい。
また、ダブルサンギヤ型の第２遊星ギヤＧ２を、異なる歯数を有する２つのサンギヤＳ２，Ｓ４と、該２つのサンギヤＳ２，Ｓ４の各々に噛み合う歯数の異なる第２段付きピニオンＰ２と、を有する遊星ギヤとしてもよい。これにより、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。
【０１７３】
また、２速及び最高速段の変速比の自由度が増える。また、上述の各実施例では第１遊星ギヤＧ１の第１サンギヤＳ１を固定としたが、第１サンギヤＳ１を選択的に固定可能なブレーキを設けても良い。また、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】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】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】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】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速のトルクフロー図である。
【図５】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速、４速のトルクフロー図である。
【図６】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速のトルクフロー図である。
【図７】第１実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【図８】ラビニオ型複合遊星歯車列を用いた自動変速機用歯車変速装置における２速でのトルク循環説明図である。
【図９】シンプソン型遊星歯車列とラビニオ型複合遊星歯車列とでの１速におけるトルク伝達経路を示す図である。
【図１０】サンギヤ入力よりもリングギヤ入力が有利であることの説明図である。
【図１１】シンプソン型遊星歯車列の場合にオーバードライブ変速段を得るキャリヤ入力が実現できないことの説明図とダブルサンギヤ型遊星ギヤが５つのメンバを持つことの説明図である。
【図１２】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】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１４】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１５】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速のトルクフロー図である。
【図１６】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における３速、４速のトルクフロー図である。
【図１７】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における５速、６速のトルクフロー図である。
【図１８】第３実施例の自動変速機用歯車変速装置における後退１速のトルクフロー図である。
【符号の説明】
Ｃ１ 第１クラッチ
Ｃ２ 第２クラッチ
Ｃ３ 第３クラッチ
Ｂ１ 第１ブレーキ
Ｂ２ 第２ブレーキ
Ｇ１ 第１遊星ギヤ
Ｇ２ 第２遊星ギヤ
Ｇ３ 第３遊星ギヤ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention is configured to include an input portion, three sets of planetary gears, three clutches, two brakes, and an output portion, and to appropriately engage and disengage three clutches and two brakes as shift elements. The present invention relates to a gear transmission for an automatic transmission that releases at least six forward speeds and one reverse speed by releasing the gears.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, an input shaft, a set of double pinion type planetary gears, a compound planetary gear train in which a sun gear is meshed with each of the double pinions (hereinafter referred to as a Ravigneaux compound planetary gear train), three clutches, and two brakes And an output shaft, the gear for an automatic transmission obtaining six or more forward speeds and one or more reverse speeds by appropriately engaging and releasing three clutches and two brakes as shift elements. As a transmission, for example, a transmission described in Patent Document 1 has been proposed.
[0003]
[Patent Document 1]
JP 2001-349388 A (FIG. 1).
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the gear transmission employing the Ravigneaux compound planetary gear train has the following problems.
{Circle around (1)} The maximum torque (1st speed) of the gear train is handled by the double pinion type planetary gear on one side of the Ravigneaux compound planetary gear train, which is disadvantageous in strength.
{Circle around (2)} In order to input the torque increased by a set of double pinion type planetary gears as a reduction gear from the sun gear of the Ravigneaux type compound planetary gear train at the first to fourth speeds, the tangential force is compared with the ring gear input. This is disadvantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, and the like.
(3) Both the securing of the strength (gear strength and gear life) of the Ravigneaux compound planetary gear train at the first speed and the improvement of the gear strength, gear life and carrier rigidity of the Ravigneaux compound planetary gear train are required. Therefore, it is necessary to increase the size of the Ravigneaux type compound planetary gear train, and as a result, the size of the automatic transmission increases.
{Circle around (4)} In second gear, torque circulation occurs in the Ravigneaux compound planetary gear train, and in second gear in which torque circulation occurs, fuel efficiency deteriorates due to lower transmission efficiency.
The present invention has been made in view of the above-described problems, and has advantages in terms of strength of a gear train, advantages such as gear strength and gear life, improvement in fuel efficiency, and coaxial arrangement of an input unit and an output unit. It is an object of the present invention to provide a gear transmission for an automatic transmission that can increase the degree of freedom in selecting a gear ratio as compared with the case of using a Ravigneaux compound planetary gear train, while also achieving miniaturization of the automatic transmission. Aim.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention, an input unit for inputting rotation from a drive source, an output unit for outputting speed-changed rotation, three sets of planetary gears, and a plurality of rotary elements are integrally connected. A plurality of members, an input portion, an output portion, a member, and three clutches arranged and selectively engaged and disengaged between the rotating elements of the three sets of planetary gears, and two brakes selectively fixed, In an automatic transmission gear transmission having shift control means for obtaining at least six forward speeds and one reverse speed by appropriately engaging and releasing three clutches and two brakes, one of the three sets of planetary gears The set of planetary gears is a reduction gear for reducing the input rotation, and among the remaining two sets of planetary gears, one set of planetary gears includes two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and the two planetary gears. Located between sun gears And a double sun gear type planetary gear having a carrier having a center member for inputting or outputting rotation and one ring gear meshing with the pinion, wherein two of the three clutches are connected to the input portion and the other. The rotating member is a clutch that can be selectively connected and disconnected, and the other one clutch is a clutch that can selectively connect and disconnect the rotating member that is decelerated more than the rotation of the input unit and the other rotating member. Thus, the above problem has been solved.
[0006]
Function and effect of the present invention
That is, the present invention uses a gear train basically combining two sets of single pinion type planetary gears without using a Ravigneaux compound planetary gear train as a gear train combined with one set of planetary gears, and uses three clutches. And the two brakes are appropriately engaged and released to achieve at least six forward speeds and one reverse speed, and the gear transmission for an automatic transmission has one of the three planetary gears. The gear is a reduction gear that constantly reduces the input rotation, and among the remaining two sets of planetary gears, one set of planetary gears includes two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and a gear between the two sun gears. And a carrier having a center member for inputting or outputting rotation, and one ring gear meshing with the pinion. And a gear.
[0007]
This double sun gear type planetary gear has basically the same gear performance as a single pinion type planetary gear, except that (two members from the sun gear) + (one member from the ring gear) + (axial and radial directions from the carrier). 2 members) = 5 members, and the number of members is larger than that of a single pinion type planetary gear which is three members.
[0008]
Therefore, to distinguish it from the `` Ravigneaux type compound planetary gear train '', which is a compound planetary gear train in which a sun gear is meshed with a double pinion, and the `` Simpson type planetary gear train '', which combines two sets of single pinion type planetary gears. A gear train in which a single pinion type planetary gear and a double sun gear type planetary gear are combined is named "Ishimaru type planetary gear train" with reference to the inventor's name.
[0009]
As described above, since one set of planetary gears and an Ishimal type planetary gear train whose basic performance is similar to that of the Simpson type planetary gear train are combined, the strength advantage of the planetary gear due to the possibility of ring gear input is provided. And the advantages such as the gear strength and gear life of the planetary gear due to the fact that the first-speed torque flow can be shared through all the members.
[0010]
In addition, since the remaining two sets of planetary gears use the imaginary type planetary gear train and do not use the Ravigneaux compound planetary gear train, fuel efficiency can be improved by high transmission efficiency without torque circulation.
[0011]
Also, of the three clutches, two clutches are clutches that can selectively connect and disconnect the input unit and the other rotating member, and another clutch is a rotating member that is slower than the rotation of the input unit. By using a clutch capable of selectively connecting and disconnecting the rotating member, it is possible to obtain a direct connection stage that transmits the same rotation as the rotation of the input unit to the output unit, thereby achieving a transmission stage with high transmission efficiency. Can be.
[0012]
Furthermore, of the remaining two sets of planetary gears (Isimaul type planetary gear train), a double sun gear type planetary gear having a center member disposed between two sun gears is used as one set of planetary gears, so that the overdrive speed is set. Is established, and the coaxial arrangement of the input unit and the output unit suitable for the automatic transmission of the vehicle can be achieved.
[0013]
According to the second and third aspects of the present invention, the above-described operation and effect can be obtained, and the fourth speed can be obtained as a directly connected stage.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, first to third embodiments for realizing a gear transmission for an automatic transmission according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0015]
(First embodiment)
[0016]
First, the configuration will be described.
[0017]
The first embodiment is a gear transmission for an automatic transmission according to the first and second aspects of the invention, and FIG. 1 is a skeleton diagram showing the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
[0018]
In FIG. 1, G1 is a first planetary gear, G2 is a second planetary gear, G3 is a third planetary gear, M1 is a first connecting member, M2 is a second connecting member, C1 is a first clutch, and C2 is a second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0019]
The gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment (referred to as reduction single type 1) has a single pinion type first planetary gear G1 as a reduction gear at the left end in FIG. 1 and a single pinion type at the right end. This is an example in which a second planetary gear G2 is disposed, and a double sun gear type third planetary gear G3 is disposed in the center. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called imaginary type planetary gear train.
[0020]
The first planetary gear G1 is a single pinion type planetary gear as a reduction gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 supporting a first pinion P1 meshing with both gears S1 and R1. Gear.
[0021]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear including a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 that supports a second pinion P2 meshing with the two gears S2 and R2.
[0022]
The third planetary gear G3 includes two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a third pinion P3 that meshes with each of the third and fourth sun gears S3, S4, and an axial direction that supports the third pinion P3. And a center member CM connected to the third carrier PC3 and disposed between the sun gears S3 and S4, and one third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. It is a double sun gear type planetary gear. The center member CM is coupled to the third carrier PC3 at a spatial position with a plurality of third pinions P3 adjacent on the circumference of the third carrier PC3.
[0023]
The input shaft Input is connected to the first ring gear R1, and inputs a rotational driving force from an unillustrated engine as a driving source via a torque converter or the like.
[0024]
The output gear Output is connected to the second carrier PC2, and transmits the output rotational driving force to driving wheels via a final gear (not shown).
[0025]
The first connection member M1 is a member that integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3.
[0026]
The second connection member M2 is a member that integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0027]
The first clutch C1 is a clutch that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the second ring gear R2.
[0028]
The second clutch C2 is a clutch that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the fourth sun gear S4.
[0029]
The third clutch C3 is a clutch that selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM of the third carrier.
[0030]
The first brake B1 is a brake for selectively stopping the rotation of the third carrier PC3.
[0031]
The second brake B2 is a brake for selectively stopping the rotation of the fourth sun gear S4.
[0032]
As shown in the engagement operation table of FIG. 2A, the clutches C1, C2, and C3 and the brakes B1 and B2 have an engagement pressure (marked by a circle) at each of the six forward speeds and one reverse speed. An unillustrated shift hydraulic pressure control device (shift control means according to claim 11) for generating a release pressure (no mark) is connected. In addition, as the transmission hydraulic control device, a hydraulic control type, an electronic control type, a hydraulic pressure + electronic control type, or the like is adopted.
[0033]
Next, the operation will be described.
[0034]
[Shift action]
[0035]
FIG. 2 is a diagram showing an engagement operation table of six forward speeds and one reverse speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment. FIG. 3 is a diagram showing six forward speeds in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment. FIGS. 4 to 7 are collinear charts showing the rotation stop state of the member at each of the first reverse speeds, and FIGS. 4 to 7 show the forward 6 speed and the first reverse speed in the automatic transmission gear transmission of the first embodiment. FIG. 4 is a diagram showing a torque flow of FIG. In FIG. 3, a thick line is an alignment chart of the first planetary gear G <b> 1, and a middle line is an alignment chart of the imaginary planetary gear train. 4 to 7, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching. The shift operation at each of the seven forward speeds and one reverse speed will be described below.
[0036]
<First gear>
The first speed is obtained by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, as shown in FIG.
[0037]
In the first speed, the rotation of the input shaft Input is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1 in the second planetary gear G2.
[0038]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, and therefore, the rotation of the third sun gear S3 is rotated with respect to the output rotation from the third ring gear R3. The direction is the deceleration rotation in the opposite direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 via the first connecting member M1.
[0039]
Therefore, in the second planetary gear G2, the forward rotation is input from the second ring gear R2, and the reverse rotation is input from the second sun gear S2, and the rotation from the second ring gear R2 is reduced. The rotation is output from the second carrier PC2 to the output gear Output via the second connecting member M2.
[0040]
That is, in the first speed, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input portion is the input rotation to the second ring gear R2, and the rotation of the third carrier PC3 are stopped. The rotation is defined by a line connecting the engagement point of the first brake B1, and the rotation input from the input shaft Input is reduced and output from the output gear Output.
[0041]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 4 (a), and the first clutch C1, the first brake B1, each member indicated by a thick line, the second planetary gear G2 and the third planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G3 (excluding the fourth sun gear S4). In other words, at the first speed, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the imaginary type planetary gear train participate in torque transmission.
[0042]
<Second speed>
The second speed is obtained by releasing the first brake B1 at the first speed and engaging the second brake B2, that is, engaging the first clutch C1 and the second brake B2 at the first speed, as shown in FIG.
[0043]
In the second speed, the rotation of the input shaft Input is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1 in the second planetary gear G2.
[0044]
On the other hand, in the third planetary gear G3, since the fourth sun gear S4 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2, the third sun gear S3 connected via the third pinion P3 is fixed. Then, the second sun gear S2 connected to the third sun gear S3 via the first connection member M1 is fixed to the case.
[0045]
Therefore, in the second planetary gear G2, the rotation in the forward direction is input from the second ring gear R2, and the second sun gear S2 is fixed, and the reduced rotation from the second ring gear R2 is transmitted from the second carrier PC2. It is output to the output gear Output after passing through the second connecting member M2.
[0046]
That is, in the second speed, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the second ring gear R2, and the rotation of the fourth sun gear S4 are stopped. The rotation input from the input shaft Input is decelerated (higher than the first speed) and output from the output gear Output.
[0047]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 4 (b), and the torque acts on the first clutch C1, the second brake B2, each member indicated by a thick line, and the second planetary gear G2 indicated by hatching. Will be. As for the third planetary gear G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 with the output rotation of the third ring gear R3, and functions as a rotating member. And does not contribute to torque transmission.
[0048]
<3rd speed>
As shown in FIG. 2, the third speed is obtained by releasing the second brake B2 in the second speed and engaging the second clutch C2, that is, engaging the first clutch C1 and the second clutch C2. Can be
[0049]
In the third speed, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is output in the first planetary gear G1, and the rotation of the input shaft Input is changed in the second planetary gear G2 by the engagement of the first clutch C1 in the second ring gear R2. Is input to At the same time, by the engagement of the second clutch C2, the reduced rotation of the first planetary gear G1 is input to the fourth sun gear S4 of the third planetary gear G3.
[0050]
Therefore, in the second planetary gear G2, the rotation of the input shaft Input is input to the second ring gear R2, and the rotation of the fourth sun gear S4 passes through the third sun gear S3 and the first connection member M1 via the third carrier PC3. Then, the reduced rotation is output from the second carrier PC2 rotating at the rotation speed determined by being input to the second sun gear S2 to the output gear Output through the second connecting member M2.
[0051]
That is, in the third speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the second ring gear R2, and the reduction from the first planetary gear G1. The rotation is defined by a line connecting the rotation with the engagement point of the second clutch C2 that is the input rotation to the second sun gear S2, and the rotation input from the input shaft Input is reduced and output from the output gear Output.
[0052]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 5 (a). The first clutch C1, the second clutch C2, each member indicated by a bold line, the first planetary gear G1 and the second planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G2. That is, the third planetary gear G3 has no relation to the torque transmission.
[0053]
<4th speed>
The fourth speed is obtained by disengaging the second clutch C2 and engaging the third clutch C3 in the third speed as shown in FIG. 2, that is, engaging the first clutch C1 and the third clutch C3. .
[0054]
In the fourth speed, the input rotation from the input is input to the second ring gear R2 in the second planetary gear G2 by the engagement of the first clutch C1.
[0055]
On the other hand, in the third planetary gear G3, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. Since the second carrier PC2 and the third ring gear R3 are integral with each other, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 rotate integrally, and the rotation speed of the input shaft Input remains unchanged from the second carrier PC2 through the second coupling member M2. Is passed to the output gear Output.
[0056]
That is, in the fourth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the engagement point of the first clutch C1 in which the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the second ring gear R2, and the rotation of the third carrier PC3 are input. The rotation input from the input shaft Input, which is defined by a line connecting the engagement point of the third clutch C3 to be rotated, is output from the output gear Output as it is (direct connection stage).
[0057]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 5 (b), and the first clutch C1, the third clutch C3 and each member indicated by a thick line, the second planetary gear G2 and the third planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0058]
(5th speed)
In the fifth speed, as shown in FIG. 2, the first clutch C1 in the fourth speed is released and the second clutch C2 is engaged. That is, it is obtained by engaging the second clutch C2 and the third clutch C3.
[0059]
In the fifth speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. At the same time, by the engagement of the second clutch C2, the rotation from the first carrier PC1 reduced by the first planetary gear G1 is transmitted to the second sun gear S2 via the fourth sun gear S4, the third sun gear S3, and the first connecting member M1. Is entered.
[0060]
Accordingly, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the rotation reduced by the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3, so that the input rotation is increased and the third rotation is increased. The output is output from the third ring gear R3 to the output gear Output through the second connection member M2.
[0061]
That is, in the fifth speed, as shown in the nomographic chart of FIG. 3, the engagement point of the third clutch C3 having the rotation of the third carrier PC3 as the input rotation, the first carrier PC1 and the fourth sun gear S4 are integrated. The rotation input from the input shaft Input is increased in speed and output from the output gear Output, which is defined by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 that rotates.
[0062]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 6, and the second clutch C2, the third clutch C3 and each member indicated by a thick line, the first planetary gear G1 and the third planetary gear G3 indicated by hatching (the (Except for the third sun gear S3).
[0063]
(6th speed)
In the sixth speed, as shown in FIG. 2, the second clutch C2 in the fifth speed is released, and the second brake B2 is engaged. That is, it is obtained by engaging the third clutch C3 and the second brake B2.
[0064]
In the sixth speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. At the same time, the fourth sun gear S4 is fixed by the engagement of the second brake B2.
[0065]
Therefore, in the third planetary gear G3, the input rotation is input to the third carrier PC3 and the fourth sun gear S4 is fixed, and the rotation increased in speed from the input rotation is transmitted from the third ring gear R3 to the second rotation. The signal is output to the output gear Output after passing through the connecting member M2.
[0066]
That is, in the sixth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the input rotation is the engagement point of the second brake B2 that fixes the fourth sun gear S4 of the third planetary gear G3 and the rotation of the third carrier PC3. The rotation is defined by a line connecting the third clutch C3 and the engagement point, and the rotation input from the input shaft Input is increased in speed and output from the output gear Output.
[0067]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 6B, and the third clutch C3, the second brake B2 and each member indicated by a thick line, and the third planetary gear G3 (third sun gear S3) indicated by hatching. ) Except for the torque.
[0068]
(Reverse 1st gear)
The first reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2 and the first brake B1, as shown in FIG.
[0069]
In the first reverse speed, by the engagement of the second clutch C2, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is input to the third sun gear S3 via the fourth sun gear S4 and the third carrier PC3, and further the first connection member M1 Is input to the second sun gear S2. On the other hand, by engaging the first brake B1, the third carrier PC3 is fixed to the case.
[0070]
Therefore, in the third planetary gear G3, the forward deceleration rotation is input to the fourth sun gear S4, the third carrier PC3 is fixed to the case, and the decelerated reverse rotation is transmitted from the third ring gear R3 to the second connection. After passing through the member M2, it is output to the output gear Output.
[0071]
That is, as shown in the alignment chart of FIG. 3, the first reverse speed is defined by the engagement point of the second clutch C2 in which the reduced rotation from the first planetary gear G1 is the input rotation to the fourth sun gear S4, and the third carrier. The rotation input from the input shaft Input is reduced in the reverse direction and output from the output gear Output, which is defined by a line connecting the engagement point of the first brake B1 that stops the rotation of the PC3.
[0072]
The torque flow at the first reverse speed is as shown in FIG. 7, and the second clutch C2, the first brake B1, each member shown by a thick line, the first planetary gear G1 and the third planetary gear G3 shown by hatching ( The torque acts on the third sun gear S3 (excluding the third sun gear S3).
[0073]
[Advantages by comparison]
[0074]
The basic idea of the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention is that at least the sixth forward speed is established by three clutches and two brakes, and the Simpson type planetary gear train is based on a planetary gear + a Simpson type planetary gear train. An object of the present invention is to provide a gear transmission that overcomes the problems of a gear train and that exceeds a gear transmission using a planetary gear and a combined Ravigneaux planetary gear train. Hereinafter, the superiority will be described in comparison with a gear transmission employing a Simpson-type planetary gear train or a Ravigneaux-type compound planetary gear train.
[0075]
・ Features of Simpson-type planetary gear train
[0076]
{Circle around (1)} In the Simpson-type planetary gear train, the torque transmission flow at the first speed, which is the maximum torque, is shared via all the members as shown in FIG. 9A, which is advantageous in strength.
[0077]
{Circle around (2)} Since the Simpson type planetary gear train has a ring gear input, the tangential force is about half as compared with the sun gear input, which is advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity and the like. That is, as shown in FIG. 10, when the same torque is input to the planetary gear, the tangential force of the ring gear input f is reduced to 1/2 to 1 / 2.5 as compared with the sun gear input F.
[0078]
(3) Carrier input to the Simpson-type planetary gear train is required to obtain the overdrive gear stage. However, if the input shaft and the output shaft are provided coaxially, the single-pinion type planetary gear has the configuration shown in FIG. As shown in FIG. 11A, since the number of rotating members is limited to three, an input path to the carrier is not established as shown by a dotted line in FIG. 11B.
[0079]
Therefore, in order to establish an input path to the carrier, it is necessary to provide the input shaft and the output shaft on different axes in a parallel shaft arrangement. As a result, there is a problem that the size of the automatic transmission is increased.
[0080]
・ Problems of Lavinio compound planetary gear train
[0081]
Therefore, in order to solve the above problem (3), if a gear transmission using a Ravigneaux type compound planetary gear train instead of the Simpson type planetary gear train, a coaxial arrangement of the input shaft and the output shaft is achieved. Although possible, it has the problems listed below.
[0082]
{Circle around (5)} As shown in FIG. 9B, the maximum torque (first speed) of the gear train is handled by the double pinion type planetary gear on one side of the Ravigneaux compound planetary gear train, which is disadvantageous in strength.
[0083]
{Circle around (6)} As shown in FIG. 8 and FIG. 9 (b), the torque increased by a set of single pinion type planetary gears as a reduction gear is input from the sun gear of the Ravigneaux type compound planetary gear train. Due to the reason ▼, the tangential force is larger than that of the ring gear input, which is disadvantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity and the like.
[0084]
(7) It is necessary to increase the size of the Ravigneaux-type compound planetary gear train due to demands for securing the strength (gear strength and gear life) of the Ravigneaux-type compound planetary gear train and improving the carrier rigidity at the first speed. As a result, the size of the automatic transmission increases.
[0085]
(8) In the second speed, as shown in FIG. 8, torque circulation occurs in the Ravigneaux compound planetary gear train, and in the second speed in which the torque circulation occurs, fuel efficiency is deteriorated due to a decrease in transmission efficiency. Here, as shown in FIG. 8, the torque circulation occurs when the output torque (2,362) and the circulation torque (1.77) branch off from the third ring gear R3, and among these, the circulation torque is During the second speed, the third ring gear R3 and the second pinion P2 circulate internally.
[0086]
・ Features of Ishimaru type planetary gear train
[0087]
The features of an imaginary planetary gear train combining a single pinion type planetary gear and a double sun gear type planetary gear employed in the present invention will be described.
[0088]
(A) To obtain the overdrive speed, a carrier input is required. However, while achieving the carrier input, the input portion and the output portion of the isimaul type planetary gear train are similar to the Ravigneaux compound planetary gear train. And can be arranged coaxially. That is, as shown in FIG. 11 (c), the double sun gear type planetary gear constituting the imaginary type planetary gear train is (two members from the sun gear) + (one member from the ring gear) + (axial and radial from the carrier). (Two members in the direction) = five members, and the number of members is increased. In particular, the center member allows input from two sun gears in the radial direction, thereby increasing the high speed (including the first overdrive) including the overdrive. In the embodiment, the carrier input that achieves the fifth speed to the sixth speed is achieved.
[0089]
(B) In the first type planetary gear train, at the first speed where the maximum torque acts on the gear train, as shown in FIG. 4A, the second planetary gear G2 and the third planetary gear constituting the first type planetary gear train. Since the torque flow of the first speed can be shared by all the members, it is advantageous in terms of strength.
[0090]
(C) As shown in FIG. 4A and FIG. 4B, the torque increased by the set of first planetary gears G1 as the speed reducer is, for example, shown in FIGS. Since the input is made from the second ring gear R2 of the isimal type planetary gear train, the tangential force is smaller than that of the Ravigneaux type compound planetary gear train which is the sun gear input, which is advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, etc. The size can be reduced).
[0091]
(D) Compared to the Ravigneaux compound planetary gear train, the Isimal type planetary gear train is advantageous in terms of strength, and is advantageous in terms of gear strength, gear life, carrier rigidity, and the like. Similarly to the above, since the input unit and the output unit can be configured to be coaxial, the gear transmission can be made compact, and the size of the automatic transmission can be reduced.
[0092]
(E) As shown in FIG. 4B, in the second speed of the imaginary type planetary gear train, there is no occurrence of torque circulation, and the transmission efficiency is higher than in the second speed of the Ravigneaux type compound planetary gear train in which torque circulation occurs. And fuel economy is improved.
[0093]
(F) The Ravigneaux compound planetary gear train has a restriction that the number of ring gear teeth is constant when setting the gear ratio α. In consideration of the condition that the gear ratio becomes smaller as the gear becomes closer, ratio coverage (= first gear ratio / 6th gear ratio), which is an applicable speed ratio width, is limited.
[0094]
On the other hand, in the case of the imaginary type planetary gear train, the applicable ratio coverage can be expanded and the degree of freedom in selecting the gear ratio can be increased as compared with the Ravigneaux type compound planetary gear train.
[0095]
FIG. 2A shows an example of the gear ratios α1, α2, and α3 of the planetary gears G1, G2, and G3, and an example of the speed ratio at each speed.
[0096]
Next, effects will be described.
As described above, the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment can obtain the following effects.
[0097]
(1). An input shaft Input for inputting rotation from a driving source, an output gear Output for outputting shifted rotation, three sets of planetary gears G1, G2, G3, and a plurality of integrally connecting rotating elements. Three clutches C1 and C2 that are disposed between the members M1 and M2 and the rotating elements of the input shaft Input, the output gear Output, the connecting members M1 and M2, and the three sets of planetary gears G1, G2 and G3, and are selectively connected and disconnected. , C3 and two brakes B1 and B2 for selectively fixing, and the three clutches C1, C2 and C3 and the two brakes B1 and B2 are appropriately engaged and disengaged so that at least the sixth forward speed and the reverse In a gear transmission for an automatic transmission having a shift control means for obtaining the first speed, two out of the three sets of planetary gears G1, G2, G3 and one set of planetary gears G1 are constantly reduced in input rotation. Out of the remaining two sets of planetary gears G2 and G3, one set of planetary gears G3 is provided with two sun gears S3 and S4, and a pinion P3 meshing with each of the two sun gears S3 and S4. A double sun gear type planetary gear having a third carrier PC3 having a center member CM arranged between the sun gears S3 and S4 and inputting or outputting rotation, and one ring gear R3 meshing with the pinion P3; Of the three clutches, two clutches are clutches that can selectively connect the input portion and another rotating member to each other, and another clutch is a rotating member that is slower than the rotation of the input portion and another clutch. The above-mentioned members can be selectively engaged with each other, so that the following effects can be achieved together (corresponding to claim 1).
{Circle around (1)} The imaginary gear train composed of two sets of planetary gears G2 and G3 is advantageous in terms of strength (gear strength, gear life, etc.).
(2) Fuel efficiency can be improved by eliminating torque circulation at the second speed.
(3) The input shaft Input and the output gear Output can be coaxially arranged.
{Circle around (4)} The automatic transmission can be made compact by the coaxial arrangement of the input shaft Input and the output gear Output and the downsizing of the Ishimaru type gear train with low required strength.
(5) The degree of freedom in selecting the gear ratio can be increased as compared with the case of using the Ravigneaux compound planetary gear train.
{Circle around (6)} Since the set of planetary gears G1 is a reduction gear that constantly reduces the input rotation, downsizing of the reduction gear can be achieved. It is possible to further reduce the size of the automatic transmission.
[0098]
(2) Since the first planetary gear G1, which is a reduction gear, is a single pinion type planetary gear, gear noise and the number of parts can be reduced, transmission efficiency is improved, and fuel efficiency is further improved (corresponding to claim 2). ).
[0099]
(3) When the planetary gears as the reduction gears are the first planetary gears G1, the double sun gear type planetary gears are the third planetary gears G3, and the remaining planetary gears are the second planetary gears G2, the second planetary gears G2 and G2 are used. The third planetary gear G3 is a planetary gear set including five rotating members including connecting members M1 and M2 for integrally connecting the rotating member of the second planetary gear G2 and the rotating member of the third planetary gear G3. In addition, since the shift hydraulic pressure control device that obtains the first reverse speed with the six forward speeds according to the engagement table shown in FIG. 2 is provided, the following effects can be obtained together (corresponding to claim 2).
{Circle around (1)} By eliminating torque circulation at the second speed, high fuel efficiency can be improved.
(2) By engaging the first clutch C1 and the third clutch C3, it is possible to provide a direct gear stage as the fourth speed, thereby improving torque transmission efficiency and contributing to fuel efficiency.
[0100]
(4) A first reduction planetary gear member S1 connected to the input portion, a second reduction planetary gear member R1 capable of locking rotation, and a first pinion P1 meshing with the first and second reduction planetary gear members S1 and R1. And a first carrier PC1 that outputs reduced-speed rotation, a single-pinion type first planetary gear G1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and both gears S2 and R2. A second planetary gear G2 of a single pinion type having a second carrier PC2 for supporting a meshing second pinion P2, two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, and both sun gears S3 having the center member CM; , S4, and a third carrier PC3 that supports a third pinion P3 that meshes with each of the third pinion P3, and one third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. A third planetary gear G3 of a double sun gear type, an output gear Output connected to the second carrier PC2, a first connection member M1 integrally connecting the second sun gear S2 and the third sun gear S3, and a second connection member M1. A second coupling member M2 for integrally coupling the carrier PC2 and the third ring gear R3; a first clutch C1 for selectively stepping the input shaft Input and the second ring gear R2; a first carrier PC1 and a fourth sun gear A second clutch C2 for selectively connecting and disconnecting S4, a third clutch C3 for selectively connecting and disconnecting the input shaft Input and the third carrier PC3, and a first brake B1 for selectively stopping rotation of the third carrier PC3. And a second brake B2 for selectively stopping the rotation of the fourth sun gear S4, and a variable-speed hydraulic control device for obtaining the reverse first speed by the forward six speeds. That effect can be obtained together (corresponding to claim 2).
{Circle around (1)} In the first and second speeds where a large torque is input, a ring gear input can be achieved for a so-called imaginary type planetary gear train constituted by the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3. The transmission can be made compact.
(2) Since the torque circulation is eliminated in the second speed, the transmission efficiency of the second speed is improved, and the fuel efficiency can be improved.
(3) By engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the second planetary gear G2 can be integrated, one of the third clutch C3 can be an input shaft Input, and a direct-connection gear can be provided at the fifth speed. This improves the torque transmission efficiency and contributes to fuel efficiency.
[0101]
(5) A third planetary gear G3, which is a double sun gear type planetary gear, includes a planetary gear having two sun gears S3 and S4 having the same number of teeth and a pinion P3 meshing with each of the two sun gears S3 and S4. Therefore, the processing of the pinion P3 is easy, and the effect of easy manufacturing is obtained. It is also very advantageous for sound and vibration.
[0102]
(Second embodiment)
First, the configuration will be described. The second embodiment is a gear transmission for an automatic transmission according to the first and second aspects of the invention, and FIG. 12 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to the second embodiment.
[0103]
12, G1 is a first planetary gear, G2 is a second planetary gear, G3 is a third planetary gear, M1 is a first connection member, M2 is a second connection member, C1 is a first clutch, and C2 is a second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0104]
In the gear transmission for an automatic transmission (referred to as reduction single type 2) of the second embodiment, a single pinion type first planetary gear G1 as a reduction gear is disposed at the left end of FIG. This is an example in which a third planetary gear G3 is disposed and a single pinion type second planetary gear G2 is disposed at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called imaginary type planetary gear train.
[0105]
The first planetary gear G1 is a reduction gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that supports a first pinion P1 that meshes with both gears S1 and R1.
[0106]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear including a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 that supports a second pinion P2 meshing with the two gears S2 and R2.
[0107]
The third planetary gear G3 meshes with two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a center member CM supporting a third pinion P3 meshing with each of the two sun gears S3, S4, and the third pinion P3. And a third ring gear R3.
[0108]
The input shaft Input is connected to a first ring gear R1, and the output gear Output is connected to a second carrier PC2.
[0109]
The first connection member M1 integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The second connection member M2 integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0110]
The first clutch C1 selectively connects and disconnects the input shaft Input and the second ring gear R2. The second clutch C2 selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the fourth sun gear S4. The third clutch C3 selectively connects and disconnects the input shaft Input and the center member CM.
[0111]
The first brake B1 selectively stops rotation of the third carrier PC3 and the center member CM. The second brake B2 selectively stops the rotation of the fourth sun gear S4.
[0112]
As shown in the engagement operation table of FIG. 2, the clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2 are provided with the engagement pressure (圧) and the release pressure (○) at each of the six forward speeds and one reverse speed. (Not shown) is connected to a variable speed hydraulic control device (not shown).
[0113]
Next, regarding the operation and effect, the basic configuration is the same as in the first embodiment, and a description thereof will be omitted.
[0114]
Next, effects will be described.
As described above, in the automatic transmission gear transmission of the second embodiment, the same effects as those of the first embodiment can be obtained.
[0115]
(Third embodiment)
First, the configuration will be described. The third embodiment is a gear transmission for an automatic transmission according to the first and third aspects of the present invention. FIG. 13 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment.
[0116]
13, G1 is a first planetary gear, G2 is a second planetary gear, G3 is a third planetary gear, M1 is a first connecting member, M2 is a second connecting member, C1 is a first clutch, and C2 is a second clutch. , C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, Input is an input shaft (input unit), and Output is an output gear (output unit).
[0117]
In the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment (referred to as reduction double type 1), a double pinion type first planetary gear G1 as a reduction gear is disposed at a left end portion in FIG. This is an example in which a third planetary gear G3 is disposed and a single pinion type second planetary gear G2 is disposed at the right end. The second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constitute a so-called imaginary type planetary gear train.
[0118]
The first planetary gear G1 is a double pinion type as a reduction gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 supporting a first double pinion P1 meshing with both gears S1 and R1. It is a planetary gear.
[0119]
The second planetary gear G2 is a single pinion type planetary gear including a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 that supports a second pinion P2 meshing with the two gears S2 and R2.
[0120]
The third planetary gear G3 includes two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a third pinion P3 that meshes with each of the third and fourth sun gears S3, S4, and an axial direction that supports the third pinion P3. And a center member CM connected to the third carrier PC3 and disposed between the sun gears S3 and S4, and one third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. It is a double sun gear type planetary gear.
[0121]
The input shaft Input is connected to the first carrier PC1, and inputs a rotational driving force from an unillustrated engine as a driving source via a torque converter or the like.
[0122]
The output gear Output is connected to the center member CM, and transmits an output rotational driving force to driving wheels via a final gear (not shown).
[0123]
The first connection member M1 integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The second connection member M2 integrally connects the second carrier PC2 and the third ring gear R3.
[0124]
The first clutch C1 is a clutch that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the third ring gear R3. The second clutch C2 is a clutch that selectively connects and disconnects the first ring gear R1 and the fourth sun gear S4. The third clutch C3 is a clutch that selectively connects and disconnects the first carrier PC1 and the second carrier PC2.
[0125]
The first brake B1 is a brake for selectively stopping the rotation of the second carrier PC2. The second brake B2 is a brake for selectively stopping the rotation of the first member M1.
[0126]
As shown in the engagement operation table of FIG. 2, the clutches C1, C2, C3 and the brakes B1, B2 are provided with the engagement pressure (圧) and the release pressure (○) at each of the six forward speeds and one reverse speed. An unillustrated shift hydraulic pressure control device (shift control means according to claim 3) for producing (No mark) is connected.
[0127]
Next, the operation will be described.
[Shift action]
[0128]
FIG. 14 is a nomographic chart showing the rotation stop state of the member at each shift speed in the automatic transmission gear transmission of the third embodiment. FIGS. 15 to 18 are diagrams of the automatic transmission gear transmission of the third embodiment. FIG. 3 is a diagram showing a torque flow at each shift speed.
[0129]
15 to 18, the torque transmission path of the clutch / brake member is indicated by a thick line, and the torque transmission path of the gear is indicated by hatching.
[0130]
Hereinafter, the shift operation at each of the six forward speeds and the first reverse speed will be described.
[0131]
<First gear>
The first speed is obtained by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, as shown in FIG.
[0132]
In the first speed, the rotation of the input shaft Input is input to the third ring gear R3 by the engagement of the first clutch C1 in the third planetary gear G3.
[0133]
On the other hand, in the second planetary gear G2, the engagement of the first brake B1 fixes the second carrier PC2 to the case. With respect to the input rotation from the third ring gear R3, the rotation of the third sun gear S3 is a reduced rotation in which the rotation direction is the opposite direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 via the first connecting member M1.
[0134]
Therefore, in the second planetary gear G2, the deceleration rotation in the reverse direction is input from the second sun gear S2, and the rotation in the forward direction is input from the third ring gear R3, and the center member CM is removed from the third carrier PC3. After a lapse of time, it is output to the output gear Output.
[0135]
That is, in the first speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the first clutch C1 in which the rotation from the input shaft Input via the first planetary gear G1 is used as the input rotation to the third ring gear R3, The rotation of the second carrier PC2 is defined by a line connecting the engagement point of the first brake B1 to stop the rotation of the second carrier PC2, and the rotation input from the input shaft Input is reduced and output from the output gear Output.
[0136]
The torque flow at the first speed is as shown in FIG. 15 (a), and the first clutch C1, the first brake B1, each member indicated by a thick line, the second planetary gear G2 and the third planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G3 (excluding the fourth sun gear S4). In other words, at the first speed, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 constituting the imaginary type planetary gear train participate in torque transmission.
[0137]
<Second speed>
In the second speed, as shown in FIG. 2, the first brake B1 in the first speed is released, and the second brake B2 is engaged. That is, it is obtained by engaging the first clutch C1 and the second brake B2.
[0138]
In the second speed, rotation of the third planetary gear G3 from the input shaft Input via the first planetary gear G1 is input to the third ring gear R3 by engagement of the first clutch C1.
[0139]
On the other hand, since the third sun gear S3 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2, the rotation obtained by reducing the rotation from the third ring gear R3 passes through the center member CM from the third carrier PC3 and the output gear Output. Output to
[0140]
That is, in the second speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the third ring gear R3, and the rotation of the third sun gear S3 are stopped. The rotation input from the input shaft Input is decelerated (higher than the first speed) and output from the output gear Output.
[0141]
The torque flow at the second speed is as shown in FIG. 15 (b). The first clutch C1, the second brake B2 and each member shown by a bold line, the first planetary gear G1 and the second planetary gear shown by hatching. The torque acts on G2. As for the second planetary gear G2, the unconstrained second pinion P2 only revolves around the fixed sun gears S2 with the output rotation of the second ring gear R2, and only functions as a rotating member. And does not contribute to torque transmission.
[0142]
<3rd speed>
The third speed is obtained by releasing the second brake B2 in the second speed and engaging the second clutch C2, that is, engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, as shown in FIG. .
[0143]
In the third speed, in the third planetary gear G3, the rotation of the input shaft Input is input to the third ring gear R3 by the engagement of the first clutch C1. At the same time, the rotation of the first planetary gear G1 reduced from the first ring gear R1 by the engagement of the second clutch C2 is input to the fourth sun gear S4 of the third planetary gear G3.
[0144]
Therefore, in the third planetary gear G3, the constant speed rotation is input to the third ring gear R3 and the reduced speed rotation is input from the fourth sun gear S4, so that the rotation input to the fourth sun gear S4 rather than the second speed ( == reduced rotation of the first planetary gear G1) is output to the output gear Output through the center member CM.
[0145]
That is, in the third speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the third ring gear R3, and the reduction from the first planetary gear G1. The rotation input from the input shaft Input is reduced by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 with the rotation being the input rotation to the fourth sun gear S4, and the rotation is reduced (= reduction ratio of the first planetary gear G1). And output from the output gear Output.
[0146]
The torque flow at the third speed is as shown in FIG. 16 (a). The first clutch C1, the second clutch C2, each member indicated by a bold line, the first planetary gear G1 and the second planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G2. That is, the second planetary gear G2 does not contribute to the torque transmission at all.
[0147]
<4th speed>
The fourth speed is obtained by disengaging the second clutch C2 and engaging the third clutch C3 in the third speed as shown in FIG. 2, that is, engaging the first clutch C1 and the third clutch.
[0148]
In the fourth speed, the engagement of the first clutch C1 causes the rotation of the input shaft Input via the first planetary gear G1 to be input to the third ring gear R3 in the third planetary gear G3.
[0149]
On the other hand, in the second planetary gear G2, the input rotation from the input shaft Input is input to the second carrier PC2 by the engagement of the third clutch C3.
[0150]
Therefore, the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 rotate integrally, and rotation at the same speed as the input shaft Input is output to the output gear Output through the center member CM.
[0151]
That is, in the fourth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the first clutch C1 where the rotation of the input shaft Input is the input rotation to the third ring gear R3 and the rotation of the second carrier PC2 are input. The rotation input from the input shaft Input, which is defined by a line connecting the engagement point of the third clutch C3 to be rotated, is output from the output gear Output as it is (direct connection stage).
[0152]
The torque flow at the fourth speed is as shown in FIG. 16 (b), and the first clutch C1, the third clutch C3 and each member shown by a thick line, the second planetary gear G2 and the third planetary gear shown by hatching. The torque acts on G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0153]
(5th speed)
In the fifth speed, as shown in FIG. 2, the first clutch C1 in the fourth speed is released and the second clutch C2 is engaged. That is, it is obtained by engaging the second clutch C2 and the third clutch C3.
[0154]
In the fifth speed, the input rotation from the input shaft Input is input to the second carrier PC2 by the engagement of the third clutch C3. At the same time, by the engagement of the second clutch C2, the rotation reduced by the first ring gear R1 of the first planetary gear G1 is input to the second sun gear S2 via the fourth sun gear S4, the third sun gear S3, and the first connecting member M1. Is done.
[0155]
Accordingly, in the second planetary gear G2, the input rotation is input to the second carrier PC2, and the rotation reduced by the first planetary gear G1 is input to the second sun gear S2, so that the speed is increased from the second ring gear R2. The rotated rotation is input to the third carrier PC3, and is output from the center member CM to the output gear Output.
[0156]
That is, in the fifth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the third clutch C3 having the rotation of the input shaft Input as the input rotation and the rotation reduced by the first planetary gear G1 are converted to the second sun gear. The rotation input from the input shaft Input is increased in speed and output from the output gear Output defined by a line connecting the engagement point of the second clutch C2 to be the input rotation of S2.
[0157]
The torque flow at the fifth speed is as shown in FIG. 17 (a). The second clutch C2, the third clutch C3, each member indicated by a bold line, the first planetary gear G1 and the second planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G2 and the third planetary gear G3 (excluding the third ring gear R3).
[0158]
(6th speed)
In the sixth speed, as shown in FIG. 2, the second clutch C2 in the fifth speed is released, and the second brake B2 is engaged. That is, it is obtained by engaging the third clutch C3 and the second brake B2.
[0159]
At the sixth speed, the rotation from the input shaft Input via the first planetary gear G1 is input to the second carrier PC2 by the engagement of the third clutch C3. At the same time, the rotation of the second sun gear S2 and the third sun gear S3 is fixed by the engagement of the second brake B2.
[0160]
Therefore, in the second planetary gear G2, the rotation at an increased speed from the second ring gear R2 is output to the third carrier PC3 and passes through the center member CM via the third carrier PC3 of the third planetary gear G3. It is output to the output gear Output.
[0161]
That is, at the sixth speed, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the engagement point of the third clutch, in which the rotation of the input shaft Input is the input rotation of the second carrier PC2, and the engagement of the second sun gear S2 and the third sun gear S3. The rotation is defined by a line connecting the second brake B2 for fixing the rotation and the engagement point, and the rotation input from the input shaft Input is increased in speed and output from the output gear Output.
[0162]
The torque flow at the sixth speed is as shown in FIG. 17B, and the third clutch C3, the second brake B2 and each member indicated by a thick line, the second planetary gear G1 and the third planetary gear indicated by hatching. The torque acts on G3 (excluding the fourth sun gear S4 and the third ring gear R3).
[0163]
(Reverse speed)
The reverse speed is obtained by engaging the second clutch C2 and the first brake B1, as shown in FIG.
[0164]
In the first reverse speed, the reduced rotation from the first planetary gear G1 is input to the fourth sun gear S2 and the third sun gear S3 by the engagement of the second clutch C2, and further, the second sun gear S2 is transmitted via the first connecting member M1. Is entered. On the other hand, by applying the first brake B1, the second carrier PC2 is fixed to the case.
[0165]
Therefore, in the second planetary gear G2, the forward deceleration rotation is input to the second sun gear S2, the second carrier PC2 is fixed to the case, and the decelerated reverse rotation is transmitted from the second ring gear R2 to the second connection. After passing through the member M2, it is output to the output gear Output via the third carrier PC3 and the center member CM.
[0166]
That is, as shown in the alignment chart of FIG. 14, the reverse speed is determined by the engagement point of the second clutch C2 in which the reduced rotation from the first planetary gear G1 is the input rotation to the fourth sun gear S4, and the second carrier PC2. The rotation input from the input shaft Input is reduced in the reverse direction and output from the output gear Output, which is defined by a line connecting the engagement point of the first brake B1 that stops the rotation of the first brake B1.
[0167]
The torque flow at this reversing speed is as shown in FIG. 18, and the second clutch C2, the first brake B1, each member shown by a thick line, the first planetary gear G1, the second planetary gear G2 shown by hatching, and the second clutch C2. The torque acts on the third planetary gear G3 (excluding the third ring gear R3).
[0168]
Next, effects will be described.
As described above, the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment has the following effects in addition to the effects (1), (3), and (5) of the first embodiment. Obtainable.
[0169]
(6) Since the pair of first planetary gears G1 of the speed reducer is a double pinion type planetary gear, the degree of freedom in layout can be increased (corresponding to claim 3).
[0170]
That is, in addition to using the output gear Output as the output unit, it is possible to arrange the output shaft Output coaxially on the opposite side of the input shaft Input, so that the automatic transmission of the front engine / front drive vehicle (FF vehicle) can be used. And a layout suitable for an automatic transmission of a front engine / rear drive vehicle (FR vehicle).
[0171]
(7) A double reduction gear that has a first reduction planetary gear member S1 connected to the input portion, a second reduction planetary gear member R1 capable of locking rotation, and a first ring gear R1 for outputting reduced rotation. A single pinion type second planetary gear having a pinion type first planetary gear G1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 supporting a second pinion P2 meshing with both gears S2 and R2. A planetary gear G2, two third sun gears S3 and a fourth sun gear S4, a third carrier PC3 having a center member and supporting a third pinion P3 meshing with each of the sun gears S3 and S4, and the third pinion A double sun gear type third planetary gear G3 having one third ring gear R3 meshing with P3, and an output gear Ou connected to the third carrier PC3. put, a first connection member M1 for integrally connecting the second sun gear S2 and the third sun gear S3, a second connection member M2 for integrally connecting the third carrier PC3 and the second ring gear R2, A first clutch C1 for selectively connecting / disconnecting the first reduction gear planetary gear member PC1 and the third ring gear R3; a second clutch C2 for selectively connecting / disconnecting the first ring gear R1 and the fourth sun gear S4; A third clutch C3 for selectively connecting and disconnecting the planetary gear member PC1 and the second carrier PC2, a first brake B1 for selectively stopping the rotation of the second carrier PC2, and selectively rotating the first coupling member M1. Since the second brake B2 to be stopped and the shift hydraulic pressure control device for obtaining at least the first forward speed with the sixth forward speed are provided, the following effects can be obtained. Correspondence).
{Circle around (1)} In first and second speeds where a large torque acts, a ring gear input can be achieved with respect to an imaginary type planetary gear train constituted by the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3. It can be compact.
{Circle around (2)} In the second speed, the torque circulation is eliminated, so that the transmission efficiency of the second speed is improved, and the fuel efficiency can be improved.
(3) A first clutch C1 and a third clutch C3 are provided on the first carrier PC1 that rotates at a constant speed, and the second planetary gear G2 and the third planetary gear G3 are integrally rotated by engaging the two clutches. The fourth speed can be set as the direct-coupling speed, so that the torque transmission efficiency is improved and it is possible to contribute to the improvement of fuel efficiency.
(4) In the second and sixth speeds, the second sun gear S2 of the second planetary gear G2 is directly fixed by the second brake B2 without passing through the third and fourth sun gears S3 and S4. The transmission efficiency of the gears is higher than that of the embodiment device, which contributes to the improvement of fuel efficiency.
[0172]
As described above, the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention has been described based on the first to third embodiments. However, the specific configuration is not limited to these embodiments. Changes and additions of the design are permitted without departing from the spirit of the present invention described in each claim of the scope. For example, in the first embodiment, the first planetary gear G1, which is a reduction gear, has a first ring gear R1 as a first reduction planetary gear member connected to an input portion, and a first sun gear S1 as a second fixable planetary gear member. However, the first sun gear S1 may be connected to the input portion to form a first reduction planetary gear member, and the first ring gear R1 may be fixedly provided to form a second reduction planetary gear member. . Similarly, in the second embodiment, the first sun gear S1 may be connected to the input portion to form a first reduction planetary gear member, and the first carrier PC1 may be fixed to be a second reduction planetary gear member.
A double sun gear type second planetary gear G2 includes two sun gears S2 and S4 having different numbers of teeth and a second stepped pinion P2 having different numbers of teeth meshing with the two sun gears S2 and S4. A planet gear may be provided. As a result, the gear ratio width can be further increased, the degree of freedom in selecting the gear ratio is further improved, and the degree of freedom in design is increased.
[0173]
Further, the degree of freedom of the speed ratios of the second speed and the highest speed is increased. Further, in each of the above embodiments, the first sun gear S1 of the first planetary gear G1 is fixed, but a brake capable of selectively fixing the first sun gear S1 may be provided. Further, the gear transmission for an automatic transmission according to the present invention is useful as a transmission for a vehicle that requires a multi-gear shift stage, and in particular, a drive source output shaft of an automobile equipped with an engine or a motor as a drive source. It is suitable for use in a gear transmission section of an automatic transmission connected to the transmission.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a first embodiment.
FIG. 2 is an engagement table of the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 3 is an alignment chart of the gear transmission for the automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 4 is a first- and second-speed torque flow chart in the automatic transmission gear transmission according to the first embodiment;
FIG. 5 is a torque flow diagram of a third speed and a fourth speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 6 is a torque flow diagram of a fifth speed and a sixth speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 7 is a torque flow diagram of a reverse first speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the first embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram of torque circulation at the second speed in a gear transmission for an automatic transmission using a Ravigneaux compound planetary gear train.
FIG. 9 is a diagram showing a torque transmission path at a first speed between a Simpson-type planetary gear train and a Ravigneaux-type compound planetary gear train.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing that a ring gear input is more advantageous than a sun gear input.
FIG. 11 is an explanatory view showing that a carrier input for obtaining an overdrive speed cannot be realized in the case of a Simpson type planetary gear train, and an explanatory view showing that a double sun gear type planetary gear has five members.
FIG. 12 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a second embodiment.
FIG. 13 is a skeleton diagram showing a gear transmission for an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 14 is an alignment chart of a gear transmission for an automatic transmission according to a third embodiment.
FIG. 15 is a torque flow diagram of a first speed and a second speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment.
FIG. 16 is a torque flow diagram of a third speed and a fourth speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment.
FIG. 17 is a torque flow diagram for the fifth and sixth speeds in the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment.
FIG. 18 is a torque flow diagram of a reverse first speed in the gear transmission for an automatic transmission according to the third embodiment.
[Explanation of symbols]
C1 first clutch
C2 2nd clutch
C3 3rd clutch
B1 1st brake
B2 Second brake
G1 1st planetary gear
G2 Second planetary gear
G3 Third planetary gear

Claims (3)

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、
前記３つのクラッチのうち、２つのクラッチを前記入力部と他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとし、残り１つのクラッチを前記入力部の回転よりも減速された回転メンバと他の回転メンバとを選択的に断接可能なクラッチとしたことを特徴とする自動変速機用歯車変速装置。An input unit for inputting rotation from a drive source,
An output unit for outputting the shifted rotation;
Three sets of planet gears,
A plurality of members integrally connecting the plurality of rotating elements;
An input unit, an output unit, a member, and three sets of planetary gears, each of which includes three clutches that are selectively connected and disconnected and two brakes that are selectively fixed,
A gear transmission for an automatic transmission having shift control means for obtaining at least six forward speeds and one reverse speed by appropriately engaging and releasing the three clutches and two brakes,
Of the three sets of planetary gears, one set of planetary gears is a reduction gear that reduces input rotation,
Of the remaining two sets of planetary gears, one set of planetary gears is composed of two sun gears, a pinion that meshes with each of the two sun gears, and a center that is arranged between the two sun gears and that inputs or outputs rotation. A double sun gear type planetary gear having a carrier having a member and one ring gear meshing with the pinion;
Of the three clutches, two clutches are clutches that can selectively connect and disconnect the input unit and another rotating member, and the other one clutch is a rotating member that is slower than the rotation of the input unit. A gear transmission for an automatic transmission, characterized in that a clutch capable of selectively connecting and disconnecting the rotating member is used. 請求項１に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
前記入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバと、回転を係止可能な第２の減速遊星ギヤメンバと、第１と第２の減速遊星ギヤメンバとに噛み合う第１ピニオンを支持し、減速回転を出力する第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、前記センターメンバを有し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２リングギヤと入力部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、
入力部と第３キャリヤ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、少なくとも前進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。The gear transmission for an automatic transmission according to claim 1,
A first reduction planetary gear member connected to the input portion, a second reduction planetary gear member capable of locking rotation, and a first pinion that meshes with the first and second reduction planetary gear members are supported to reduce the rotation. A first planetary gear, which is a reduction gear having a first carrier for outputting,
A single pinion type second planetary gear having a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier supporting a second pinion meshing with both gears;
A double having two third sun gears and a fourth sun gear, a third carrier having the center member and supporting a third pinion meshing with each of the sun gears, and one third ring gear meshing with the third pinion. A third sun gear type planetary gear;
An output connected to the second carrier;
A first connecting member that integrally connects the second sun gear and the third sun gear;
A second connecting member that integrally connects the second carrier and the third ring gear;
A first clutch for selectively connecting and disconnecting the second ring gear and the input unit;
A second clutch for selectively connecting and disconnecting the first carrier and the fourth sun gear;
A third clutch for selectively connecting and disconnecting the input unit and the third carrier;
A first brake for selectively stopping rotation of the third carrier;
A second brake for selectively stopping the rotation of the fourth sun gear,
With
The first speed is established by engaging the first clutch and the first brake, the second speed is established by engaging the first clutch and the second brake, the third speed is established by engaging the first clutch and the second clutch, and the first speed is established by engaging the first clutch and the third clutch. Fourth speed, fifth speed by engagement of the second clutch and the third clutch, sixth speed by engagement of the third clutch and the second brake, reverse speed by engagement of the second clutch and the first brake, and reverse speed at least by the sixth forward speed. A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a speed. 請求項１に記載の自動変速機用歯車変速装置において、
入力部に連結する第１の減速遊星ギヤメンバと、回転を係止可能な第２の減速遊星ギヤメンバと、減速回転を出力する第１リングギヤと、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、前記センターメンバを有し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３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３キャリヤと第２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の減速遊星ギヤメンバと第３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の減速遊星ギヤメンバと第２キャリヤとを選択的に断接する第３クラッチと、
第２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１連結メンバ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、少なくとも前進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。The gear transmission for an automatic transmission according to claim 1,
A double pinion type first planet which is a reduction gear having a first reduction planetary gear member connected to the input portion, a second reduction planetary gear member capable of locking rotation, and a first ring gear outputting reduced rotation. Gears,
A single pinion type second planetary gear having a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier supporting a second pinion meshing with both gears;
A double having two third sun gears and a fourth sun gear, a third carrier having the center member and supporting a third pinion meshing with each of the sun gears, and one third ring gear meshing with the third pinion. A third sun gear type planetary gear;
An output connected to the third carrier;
A first connecting member that integrally connects the second sun gear and the third sun gear;
A second connecting member that integrally connects the third carrier and the second ring gear;
A first clutch for selectively connecting and disconnecting the first reduction planetary gear member and the third ring gear;
A second clutch for selectively connecting and disconnecting the first ring gear and the fourth sun gear;
A third clutch for selectively connecting and disconnecting the first reduction planetary gear member and the second carrier;
A first brake for selectively stopping rotation of the second carrier;
A second brake for selectively stopping rotation of the first connecting member;
With
The first speed is established by engaging the first clutch and the first brake, the second speed is established by engaging the first clutch and the second brake, the third speed is established by engaging the first clutch and the second clutch, and the first speed is established by engaging the first clutch and the third clutch. Fourth speed, fifth speed by engagement of the second clutch and the third clutch, sixth speed by engagement of the third clutch and the second brake, reverse speed by engagement of the second clutch and the first brake, and reverse speed at least by the sixth forward speed. A gear transmission for an automatic transmission, comprising a shift control means for obtaining a speed.

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