JP2009250327A - 多段変速遊星歯車列 - Google Patents
多段変速遊星歯車列 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2009250327A JP2009250327A JP2008097959A JP2008097959A JP2009250327A JP 2009250327 A JP2009250327 A JP 2009250327A JP 2008097959 A JP2008097959 A JP 2008097959A JP 2008097959 A JP2008097959 A JP 2008097959A JP 2009250327 A JP2009250327 A JP 2009250327A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- speed
- planetary gear
- clutch
- carrier
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Images
Landscapes
- Structure Of Transmissions (AREA)
Abstract
【課題】前進8段を超える多段変速遊星歯車列において、動力伝達効率を上げて燃費をよくする。
【解決手段】入力軸10と出力軸12と3組のシングルピニオン型の遊星歯車組14、16、18を有し、入力軸10は第1キャリア28と連結され、出力軸12は第2リングギヤ32および第3キャリア48と連結され、第1サンギヤ20は第2サンギヤ30と連結可能であり、第1リングギヤ22は第3サンギヤ40と連結され、第2サンギヤ30は静止部54に固定可能であり、第2キャリア38は第3サンギヤ40および第3リングギヤ42とそれぞれ連結可能であるとともに第3リングギヤ42と連結しない状態で静止部54に固定可能であり、第3リングギヤ42は、静止部54に固定可能であり、第1遊星歯車組14をクラッチ50により一体化可能とした。
【選択図】図1
【解決手段】入力軸10と出力軸12と3組のシングルピニオン型の遊星歯車組14、16、18を有し、入力軸10は第1キャリア28と連結され、出力軸12は第2リングギヤ32および第3キャリア48と連結され、第1サンギヤ20は第2サンギヤ30と連結可能であり、第1リングギヤ22は第3サンギヤ40と連結され、第2サンギヤ30は静止部54に固定可能であり、第2キャリア38は第3サンギヤ40および第3リングギヤ42とそれぞれ連結可能であるとともに第3リングギヤ42と連結しない状態で静止部54に固定可能であり、第3リングギヤ42は、静止部54に固定可能であり、第1遊星歯車組14をクラッチ50により一体化可能とした。
【選択図】図1
Description
本発明は、自動車等の車両用自動変速機に用いる、多段変速が可能な遊星歯車列に関するものである。
車両用自動変速機に用いる遊星歯車列としては、車両の燃費、排気特性、加速性能等を向上することを主眼に、前進8段の多段変速が可能なものが提案されている。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、1組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、6個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、6個の摩擦要素のうち常に2個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進8段の変速比を得る遊星歯車列が知られている。(特許文献1を参照)。
このような多段変速が可能な従来の遊星歯車列としては、1組のダブルピニオン型遊星歯車とラビニヨウ型と呼ばれる遊星歯車群と、6個の摩擦要素からなる多段変速遊星歯車列があり、この歯車列は、6個の摩擦要素のうち常に2個の摩擦要素を締結するように切り替えることにより前進8段の変速比を得る遊星歯車列が知られている。(特許文献1を参照)。
しかし、上記従来の遊星歯車列は、前進8段の自動車用として好ましい変速比を得るために、ダブルピニオン型遊星歯車を必要とするため、いわゆるシングルピニオン型の遊星歯車と比べて製造コストが高くなるとともに、歯車の噛み合いが多いため動力伝達効率が悪いという問題がある一方、6個の摩擦要素のうち常に4個が遊転しているため、遊転している摩擦要素のドラッグトルクが大きくなり、前述の動力伝達効率が悪いという問題と相まって、自動車の燃費が悪いとともに発熱が多いという問題があった。
特許第3777929号
解決しようとする問題点は、前進8段以上の遊星歯車列を得る場合に、動力伝達効率が悪いダブルピニオン型遊星歯車を必要とするとともに常に4個の摩擦要素が遊転しているため、燃費が悪いとともに発熱が多い点である。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら前進8段を超える変速段を得ることができ、この場合、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善することが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。
本発明の目的は、シングルピニオン型遊星歯車を用いて、自動車等の車両にとって好ましい変速比を確保しながら前進8段を超える変速段を得ることができ、この場合、常に遊転している摩擦要素の数を減らして、燃費と発熱を改善することが可能な多段変速遊星歯車列を提供することにある。
本発明の多段遊星歯車列は、入力軸と、出力軸と、入力軸と同軸に配置され、第1サンギヤ、第1リングギヤ、該第1リングギヤおよび第1サンギヤに噛み合った第1ピニオン、該第1ピニオンを回転自在に軸支する第1キャリアを備えた第1遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、第2サンギヤ、第2リングギヤ、該第2リングギヤおよび第2サンギヤに噛み合った第2ピニオン、該第2ピニオンを回転自在に軸支する第2キャリアを備えた第2遊星歯車組と、出力軸と同軸に配置され、第3サンギヤ、第3リングギヤ、該第3リングギヤおよび第3サンギヤに噛み合った第3ピニオン、該第3ピニオンを回転自在に軸支する第3キャリアを備えた第3遊星歯車組とを有し、入力軸は第1キャリアと連結され、出力軸は第2リングギヤおよび第3キャリアと連結され、第1サンギヤは第2サンギヤと連結可能であり、第1リングギヤは第3サンギヤと連結され、第2サンギヤは静止部に固定可能であり、第2キャリアは第3サンギヤおよび第3リングギヤとそれぞれ連結可能であるとともに第3リングギヤと連結しない状態で静止部に固定可能であり、第3リングギヤは静止部に固定可能であり、第1遊星歯車組は、クラッチにより一体化可能であるように構成した。
本発明の多段変速遊星歯車列は、上記のように構成したため、自動車等用の変速機にとって好ましい変速比を得ながら、動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いて前進8段を超える遊星歯車列を得ることができるとともに、この場合に常に遊転している摩擦要素の数を3個と従来例より1個少なくできるので、燃費と発熱の改善が期待できる。
以下、本発明の実施の形態に係る多段変速遊星歯車列を、実施例に基づき図とともに説明する。
図1は、本発明の実施例1の遊星歯車列を表すスケルトン図である。
図1に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン1からトルクコンバータ2を介して駆動される入力軸10および図示しない駆動輪を駆動する出力軸12が、エンジン1の出力軸1aと同じ軸上にある。
図1に示した実施例の多段変速遊星歯車列では、エンジン1からトルクコンバータ2を介して駆動される入力軸10および図示しない駆動輪を駆動する出力軸12が、エンジン1の出力軸1aと同じ軸上にある。
入力軸10および出力軸12と同軸に、上流側から下流側に向けて順に配置した第1遊星歯車組14と第2遊星歯車組16と第3遊星歯車組18とは、いずれも一般的にシングルピニオン型と呼ばれるものであり、それぞれが同じ構成になっている。
すなわち、第1遊星歯車組14は、第1サンギヤ20と、第1リングギヤ22と、第1リングギヤ22および第1サンギヤ20に噛み合った複数の第1ピニオン24と、第1ピニオン24を回転自在に軸支する第1キャリア28といった回転メンバーで構成されている。
すなわち、第1遊星歯車組14は、第1サンギヤ20と、第1リングギヤ22と、第1リングギヤ22および第1サンギヤ20に噛み合った複数の第1ピニオン24と、第1ピニオン24を回転自在に軸支する第1キャリア28といった回転メンバーで構成されている。
同様に、第2遊星歯車組16は、第2サンギヤ30、第2リングギヤ32、複数の第2ピニオン34、第2キャリア38といった回転メンバーで構成されており、第3遊星歯車組18は、第3サンギヤ40、第3リングギヤ42、複数の第3ピニオン44、第3キャリア48といった回転メンバーで構成されている。
続いて、入力軸10、出力軸12、第1遊星歯車組14、第2遊星歯車組16、第3遊星歯車組18の回転メンバー間の連結関係につき、説明する。
入力軸10は、第1キャリア28と連結されている。
第1サンギヤ20は、第1クラッチ50により第1リングギヤ22と連結可能である。なお、第1クラッチ50を締結した場合には第1遊星歯車組14は一体(すなわち、すべての回転メンバーが一体回転する状態)になる。
第1リングギヤ22は、第3サンギヤ40と連結されている。
入力軸10は、第1キャリア28と連結されている。
第1サンギヤ20は、第1クラッチ50により第1リングギヤ22と連結可能である。なお、第1クラッチ50を締結した場合には第1遊星歯車組14は一体(すなわち、すべての回転メンバーが一体回転する状態)になる。
第1リングギヤ22は、第3サンギヤ40と連結されている。
第2サンギヤ30は、第1ブレーキ52によって変速機のケース(静止部)54に固定可能であるとともに、第2クラッチ56により第1サンギヤ20と連結可能である。
第2リングギヤ32は、第3キャリア48とともに出力軸12と連結している。
第3リングギヤ42は第2ブレーキ58によりケース54に固定可能である。
第2キャリア38は、第3クラッチ60により第3サンギヤ40と、第4クラッチ62により第3リングギヤ42と、それぞれ連結可能であるとともに、ロック機構64によってケース54に固定することができるようになっている。
第2リングギヤ32は、第3キャリア48とともに出力軸12と連結している。
第3リングギヤ42は第2ブレーキ58によりケース54に固定可能である。
第2キャリア38は、第3クラッチ60により第3サンギヤ40と、第4クラッチ62により第3リングギヤ42と、それぞれ連結可能であるとともに、ロック機構64によってケース54に固定することができるようになっている。
つぎに、図1に示した実施例の遊星歯車列の作動を、図2に示した作動表を参考にしながら説明する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ロック機構64を含めて締結要素と呼称する。
以下の説明では、クラッチやブレーキを摩擦要素と呼び、ロック機構64を含めて締結要素と呼称する。
図2の作動表において、横方向の欄にはクラッチやブレーキといった締結要素が割り当ててあり、C−1は第1クラッチ50を、B−1は第1ブレーキ52を、MLはロック機構64をといった具合に、それぞれ表す。なお、これらの記号と各締結要素の符号との関係は、図1に記してある。
作動表の縦方向の欄には、図示しない操作レバーの「P」「R」「N」「D」「L」などのレンジのうち「Dレンジ」「Rレンジ」を取り上げて、Dレンジは前進第1速(1st)乃至第9速(9th)の、Rレンジは後進の、各変速段を割り当ててある。
図2の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を、それぞれ表す。また、括弧でくくった○印は締結しているものの動力伝達には関与しないことを表す。
図2の作動表中、○印は各締結要素の締結を、空欄は各締結要素の解放を、それぞれ表す。また、括弧でくくった○印は締結しているものの動力伝達には関与しないことを表す。
ここで、変速比に関係する各遊星歯車組の歯数比を、リングギヤの歯数(Zr)に対するサンギヤの歯数(Zs)の比(Zs/Zr)をαで表現し、第1遊星歯車組14ではα1、第2遊星歯車組16ではα2、第3遊星歯車組18あってはα3として説明する。
ここでは、各変速比の計算には、それぞれの歯数比を、α1を0.27、α2を0.35、α3を0.41とした場合について例示する。
なお、変速比は、入力軸10の回転速度と出力軸12の回転速度の比(入力軸10の回転速度/出力軸12の回転速度)で表す。
なお、変速比は、入力軸10の回転速度と出力軸12の回転速度の比(入力軸10の回転速度/出力軸12の回転速度)で表す。
はじめに、前進第1速(1st)の駆動は、図2に示した作動表に見るように、第2クラッチ56(C−2)、第3クラッチ60(C−3)、第2ブレーキ58(B−2)の締結で行われる。以降の変速で第2ブレーキ58の締結は第4速まで維持される。
第1速の変速比は、{α2(1+α1)(1+α3)+α1}/{α2・α3(1+α1)}になり、上記の値に設定した歯数比においては4.921である。
第1速の変速比は、{α2(1+α1)(1+α3)+α1}/{α2・α3(1+α1)}になり、上記の値に設定した歯数比においては4.921である。
つぎに、第2速(2nd)への変速は、第1速での第3クラッチ60の締結を解除して、第1クラッチ50(C−1)を締結することで行われる。
上記したように、第1クラッチ50を締結したことで第1遊星歯車組14は一体になるので、入力軸10と第3サンギヤ40は直結される。
第2速の変速比は、(1+α3)/α3になり、上記した歯数比においては3.439である。
なお、第2速において第2クラッチ56の締結は動力伝達に関与しないが、つぎの変速のためにこれを維持する。
上記したように、第1クラッチ50を締結したことで第1遊星歯車組14は一体になるので、入力軸10と第3サンギヤ40は直結される。
第2速の変速比は、(1+α3)/α3になり、上記した歯数比においては3.439である。
なお、第2速において第2クラッチ56の締結は動力伝達に関与しないが、つぎの変速のためにこれを維持する。
つぎに、第3速(3rd)への変速は、第2速での第1クラッチ50の締結を解除して第1ブレーキ52(B−1)を締結することで行われる。
変速比は(1+α3)/{α3(1+α1)}になる。
上記した歯数比においては2.708である。
変速比は(1+α3)/{α3(1+α1)}になる。
上記した歯数比においては2.708である。
つぎに、第4速(4th)への変速は、第3速での第1ブレーキ52の締結を解除して、第4クラッチ62(C−4)を締結することで行われる。
第4速の変速比は、{α3(α2−α1)+α2}/{α2・α3(1+α1)}になる。上記した歯数比においては2.100である。
第4速の変速比は、{α3(α2−α1)+α2}/{α2・α3(1+α1)}になる。上記した歯数比においては2.100である。
つぎに、第5速(5th)への変速は、第4速での第2クラッチ56および第2ブレーキ58の締結を解除して、第1クラッチ50および第1ブレーキ52を締結することで行われる。
第5速の変速比は、{α2(1+α3)+α3}/{α3(1+α2)}になる。上記した歯数比においては1.632である。
第5速の変速比は、{α2(1+α3)+α3}/{α3(1+α2)}になる。上記した歯数比においては1.632である。
つぎに、第6速(6th)への変速は、第5速における第1クラッチ50の締結を解除して、再び第2クラッチ56を締結することで行われる。
第6速の変速比は、{α3(1+α2)+α2}/{α3(1+α1)(1+α2)}になる。上記した歯数比においては1.285である。
第6速の変速比は、{α3(1+α2)+α2}/{α3(1+α1)(1+α2)}になる。上記した歯数比においては1.285である。
つぎに、第7速(7th)への変速は、第6速における第1ブレーキ52の締結を解除して、第1クラッチ50を締結することで行われる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸10と出力軸12とは直結されるので、第7速の変速比は歯数比に関係なく1になる。
これにより、遊星歯車列全体が一体になり、入力軸10と出力軸12とは直結されるので、第7速の変速比は歯数比に関係なく1になる。
つぎに、第8速(8th)への変速は、変速前の第7速において第3クラッチ60も締結し、続いて第2クラッチ56および第4クラッチ62の締結を解除して、再び第1ブレーキ52を締結することで行われる。
第8速の変速比は、1/(1+α2)になり、上記した歯数比においては0.741の増速になる。
第8速の変速比は、1/(1+α2)になり、上記した歯数比においては0.741の増速になる。
つぎに、第9速(9th)への変速は、第8速における第1クラッチ50の締結を解除して、再び第2クラッチ56を締結することで行われる。
これにより、変速比は1/{(1+α1)(1+α2)}になり、上記した歯数比においては0.583の増速になる。
これにより、変速比は1/{(1+α1)(1+α2)}になり、上記した歯数比においては0.583の増速になる。
つぎに、Rレンジの後進の変速は、図示しないアクチュエータによってロック機構64を作用させて第2キャリア38をケース54に固定したうえで、第1クラッチ50および第2クラッチ56の締結することで行われる。
これにより、変速比は−1/α2になって、上記した歯数比においては−2.857になる。
これにより、変速比は−1/α2になって、上記した歯数比においては−2.857になる。
なお、ロック機構64を作用させる際に、第2ブレーキ58と第4クラッチ62を締結して、第2キャリア38の回転を停止させてからロック機構64を作用させることが望ましい。このようにすると、たとえ車両が微速で動いている場合でもスムーズにロック機構64を作用させることができる。
ロック機構64にて第2キャリア38をケース54に固定した後に、第2ブレーキ58と第4クラッチ62の締結を解除して、第1クラッチ50および第2クラッチ56締結する。
ロック機構64は、一般的な自動変速機のパーキングロック装置のようなもの、またはドグクラッチのようなもので構わない。
ロック機構64にて第2キャリア38をケース54に固定した後に、第2ブレーキ58と第4クラッチ62の締結を解除して、第1クラッチ50および第2クラッチ56締結する。
ロック機構64は、一般的な自動変速機のパーキングロック装置のようなもの、またはドグクラッチのようなもので構わない。
また、ロック機構64の作動を、より確実にスムーズに行うために、図示しない操作レバーの「D」レンジと「R」レンジの中間にある中立の「N」レンジにおいて、第2ブレーキ58と第4クラッチ62を締結して、第2キャリア38の回転を停止させておくことも有用である。この場合、第2キャリア38の回転を停止させただけでは遊星歯車列としての動力伝達は行われないので、中立である。
以上で説明した前進の変速比を並べてみると以下になる。なお、左側の値が変速比であり、右側括弧内の値は当該変速比と1段上位の変速比との間の比(段間比)である。
第1速 4.921 (1.431)
第2速 3.439 (1.270)
第3速 2.708 (1.289)
第4速 2.100 (1.287)
第5速 1.632 (1.270)
第6速 1.285 (1.285)
第7速 1.000 (1.350)
第8速 0.741 (1.270)
第9速 0.583
これを見ると、自動車用の変速比として好ましい段間比の前進9段の変速比が得られるのが分かる。
第1速 4.921 (1.431)
第2速 3.439 (1.270)
第3速 2.708 (1.289)
第4速 2.100 (1.287)
第5速 1.632 (1.270)
第6速 1.285 (1.285)
第7速 1.000 (1.350)
第8速 0.741 (1.270)
第9速 0.583
これを見ると、自動車用の変速比として好ましい段間比の前進9段の変速比が得られるのが分かる。
このように、本発明の実施例1に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい変速比が得られる前進9段、後進1段を達成できる。また、歯車列を上記のように構成したため、3組の遊星歯車組14、16、18には構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができるとともに、この場合、常に遊転している摩擦要素の数が3個であり、従来例より1個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗(ドラッグトルク)を減らすことができる。
また、後進時に第2キャリア38をケース54に固定する手段としてロック機構64を用いたので、一般的な摩擦クラッチを用いる場合に比べて前進時における引きずり抵抗が小さい。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進9段の自動変速機を得ることができる。
これらの結果、燃費が優れ、発熱の少ない前進9段の自動変速機を得ることができる。
図3は、本発明における第2の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例2における実施例1との違いは、第3クラッチ60と並列にワンウエイクラッチ(以下、「OWC」という)70を設けたことである。
OWC70は、第2キャリア38が第3サンギヤ40を前進で駆動する方向でのみトルクを伝達することができる。
これにより、前進第1速においてエンジン1から出力軸12を駆動するトルクは、第3クラッチ60を締結することなく伝達可能になる。
OWC70は、第2キャリア38が第3サンギヤ40を前進で駆動する方向でのみトルクを伝達することができる。
これにより、前進第1速においてエンジン1から出力軸12を駆動するトルクは、第3クラッチ60を締結することなく伝達可能になる。
第1クラッチ50および第2クラッチ56の配置が実施例1とやや異なるが、連結関係は同じである。
その他は実施例1と同じ構成であるので詳細な説明は省略する。
その他は実施例1と同じ構成であるので詳細な説明は省略する。
つぎに、実施例2の作動を、図4に示した作動表を参考に説明する。
図2に示した実施例1の作動表との違いは、「D」レンジの他に「L」レンジを記載してあり、Dレンジの第1速とLレンジの第1速が異なることである。
すなわち、Dレンジの第1速は第3クラッチ60の締結をしないでOWC70が車両を加速する方向にのみ自動的に締結する。
したがって、Dレンジの第1速においては、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10を駆動することはできない。
図2に示した実施例1の作動表との違いは、「D」レンジの他に「L」レンジを記載してあり、Dレンジの第1速とLレンジの第1速が異なることである。
すなわち、Dレンジの第1速は第3クラッチ60の締結をしないでOWC70が車両を加速する方向にのみ自動的に締結する。
したがって、Dレンジの第1速においては、いわゆるエンジンブレーキのように出力軸12側から入力軸10を駆動することはできない。
OWC70の締結で第1速の駆動が行われるので、第1速から第2速への変速において第1クラッチ50の締結を追加するだけでよく、この際、OWC70の締結は自動的に解除される。
Lレンジの第1速は実施例1におけるDレンジの第1速と同様に第3クラッチ60を締結するので、出力軸12側から入力軸10を駆動することができる。
その他の作動は実施例1と同じであるので詳細な説明を省略する。
その他の作動は実施例1と同じであるので詳細な説明を省略する。
本発明の実施例2に係る多段遊星歯車列も実施例1と同様に、前進9段、後進1段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、3組の遊星歯車組14、16、18は、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができる。この場合、常に遊転している摩擦要素の数が3個であり、従来例より1個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗(ドラッグトルク)を減らすことができる。
図5は、本発明における第3の実施例に係る多段遊星歯車列のスケルトン図を表している。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
ここでは、実施例1と異なる部分を中心に説明し、実施例1と実質的に同じ部分については同一の符号を付し、それらの説明を省略する。
実施例3における実施例1との違いは、エンジン1が右側に配置されていることと、出力軸12が入力軸10の外側に配置されていることであり、出力軸12は出力歯車12aと一体になっている。
出力歯車12aは図示しない相手歯車を介して車輪を駆動するようになっている。
その他の部分は実施例1と同じであるので詳細の説明を省略する。
出力歯車12aは図示しない相手歯車を介して車輪を駆動するようになっている。
その他の部分は実施例1と同じであるので詳細の説明を省略する。
つぎに、実施例3の作動を説明する。
実施例3の作動は実施例1と同じであり、作動表も図2と同じであるので詳細な説明を省略する。
実施例3の作動は実施例1と同じであり、作動表も図2と同じであるので詳細な説明を省略する。
本発明の実施例3に係る多段遊星歯車列も実施例1と同様に、前進9段、後進1段において自動車にとって好ましい変速比が得られるとともに、歯車列を上記のように構成したため、3組の遊星歯車組14、16、18は、構造が簡単で重量も軽く動力伝達効率の高いシングルピニオン型を用いることができる。この場合、常に遊転している摩擦要素の数が3個であり、従来例より1個少ないので、遊転している摩擦要素の引きずり抵抗(ドラッグトルク)を減らすことができる。
また、出力軸12を入力軸10の外側に配置し、出力歯車12aと一体にしたため、前輪駆動車に適したレイアウトが可能になる。
また、出力軸12を入力軸10の外側に配置し、出力歯車12aと一体にしたため、前輪駆動車に適したレイアウトが可能になる。
以上説明したように、本発明の各実施例に係る多段遊星歯車列は、自動車にとって好ましい前進9段の変速比が得られるとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になる。
上記の各実施例では、エンジン1と入力軸10との間にトルクコンバータ2を設けているが、これに代えてフルードカップリングまたは摩擦クラッチを用いてもよいことは言うまでもない。
また、後進時に第2キャリア38をケース54に固定する手段としてロック機構64を用いる例で説明したが、一般的な多板式の摩擦クラッチや円錐クラッチなどを用いることも可能である。
また、後進時に第2キャリア38をケース54に固定する手段としてロック機構64を用いる例で説明したが、一般的な多板式の摩擦クラッチや円錐クラッチなどを用いることも可能である。
前進8段を超える変速比を得るとともに、燃費が優れ、発熱の少ない自動変速機を得ることが可能になるので、燃費が重視される小型乗用車から中型商用車などに幅広く適用することができる。
1 エンジン
2 トルクコンバータ
10 入力軸
12 出力軸
14 第1遊星歯車組
16 第2遊星歯車組
18 第3遊星歯車組
20 第1サンギヤ
22 第1リングギヤ
24 第1ピニオン
28 第1キャリア
30 第2サンギヤ
32 第2リングギヤ
34 第2ピニオン
38 第2キャリア
40 第3サンギヤ
42 第3リングギヤ
44 第3ピニオン
48 第3キャリア
50 第1クラッチ
52 第1ブレーキ
54 ケース
56 第2クラッチ
58 第2ブレーキ
60 第3クラッチ
62 第4クラッチ
64 ロック機構
70 ワンウエイクラッチ(OWC)
2 トルクコンバータ
10 入力軸
12 出力軸
14 第1遊星歯車組
16 第2遊星歯車組
18 第3遊星歯車組
20 第1サンギヤ
22 第1リングギヤ
24 第1ピニオン
28 第1キャリア
30 第2サンギヤ
32 第2リングギヤ
34 第2ピニオン
38 第2キャリア
40 第3サンギヤ
42 第3リングギヤ
44 第3ピニオン
48 第3キャリア
50 第1クラッチ
52 第1ブレーキ
54 ケース
56 第2クラッチ
58 第2ブレーキ
60 第3クラッチ
62 第4クラッチ
64 ロック機構
70 ワンウエイクラッチ(OWC)
Claims (3)
- 入力軸と、
出力軸と、
前記入力軸と同軸に配置され、第1サンギヤ、第1リングギヤ、該第1リングギヤおよび前記第1サンギヤに噛み合った第1ピニオン、該第1ピニオンを回転自在に軸支する第1キャリアを備えた第1遊星歯車組と、
前記出力軸と同軸に配置され、第2サンギヤ、第2リングギヤ、該第2リングギヤおよび前記第2サンギヤに噛み合った第2ピニオン、該第2ピニオンを回転自在に軸支する第2キャリアを備えた第2遊星歯車組と、
前記出力軸と同軸に配置され、第3サンギヤ、第3リングギヤ、該第3リングギヤおよび前記第3サンギヤに噛み合った第3ピニオン、該第3ピニオンを回転自在に軸支する第3キャリアを備えた第3遊星歯車組とを有し、
前記入力軸は、前記第1キャリアと連結され、
前記出力軸は、前記第2リングギヤおよび前記第3キャリアと連結され、
前記第1サンギヤは、前記第2サンギヤと連結可能であり、
前記第1リングギヤは、前記第3サンギヤと連結され、
前記第2サンギヤは、静止部に固定可能であり、
前記第2キャリアは、前記第3サンギヤおよび前記第3リングギヤとそれぞれ連結可能であるとともに前記第3リングギヤと連結しない状態で静止部に固定可能であり、
前記第3リングギヤは、静止部に固定可能であり、
前記第1遊星歯車組は、クラッチにより一体化可能であることを特徴とする多段変速遊星歯車列。 - 前記第2キャリアを静止部に固定する手段は、ロック機構であることを特徴とする請求項1に記載の多段変速遊星歯車列。
- 前記第2キャリアと前記第3サンギヤとの間を摩擦クラッチで連結可能にするとともに、該摩擦クラッチと並列に配置したワンウエイクラッチで連結したことを特徴とする請求項1に記載の多段変速遊星歯車列。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2008097959A JP2009250327A (ja) | 2008-04-04 | 2008-04-04 | 多段変速遊星歯車列 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2008097959A JP2009250327A (ja) | 2008-04-04 | 2008-04-04 | 多段変速遊星歯車列 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2009250327A true JP2009250327A (ja) | 2009-10-29 |
Family
ID=41311240
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2008097959A Pending JP2009250327A (ja) | 2008-04-04 | 2008-04-04 | 多段変速遊星歯車列 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2009250327A (ja) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2013129441A1 (ja) * | 2012-02-29 | 2013-09-06 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 自動変速機装置 |
JP2015161401A (ja) * | 2014-02-28 | 2015-09-07 | アイシン精機株式会社 | 車両用自動変速機 |
JP2015200326A (ja) * | 2014-04-04 | 2015-11-12 | アイシン精機株式会社 | 車両用自動変速装置 |
-
2008
- 2008-04-04 JP JP2008097959A patent/JP2009250327A/ja active Pending
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2013129441A1 (ja) * | 2012-02-29 | 2013-09-06 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 自動変速機装置 |
JP2015161401A (ja) * | 2014-02-28 | 2015-09-07 | アイシン精機株式会社 | 車両用自動変速機 |
JP2015200326A (ja) * | 2014-04-04 | 2015-11-12 | アイシン精機株式会社 | 車両用自動変速装置 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP2009197927A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP5111051B2 (ja) | 自動変速機のパワートレイン | |
JP2009270667A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009293762A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009210087A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2005172123A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2010007709A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009063138A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009191884A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009299763A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009063139A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009191885A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2007078021A (ja) | 自動変速機 | |
JP2009250327A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2009222071A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP3787699B2 (ja) | 自動変速機の変速制御方法 | |
JP2009222070A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
KR100949635B1 (ko) | 자동 변속기의 파워 트레인 | |
KR100949661B1 (ko) | 자동 변속기의 파워 트레인 | |
KR100892804B1 (ko) | 자동 변속기의 파워 트레인 | |
KR100909568B1 (ko) | 자동 변속기의 파워 트레인 | |
JP2005180665A (ja) | 多段変速遊星歯車列 | |
JP2013181596A (ja) | 自動変速機 | |
JP2002188694A (ja) | 多段変速装置 | |
JP2009281420A (ja) | 多段変速遊星歯車列 |