JP2011047423A - Automatic transmission - Google Patents
Automatic transmission Download PDFInfo
- Publication number
- JP2011047423A JP2011047423A JP2009194290A JP2009194290A JP2011047423A JP 2011047423 A JP2011047423 A JP 2011047423A JP 2009194290 A JP2009194290 A JP 2009194290A JP 2009194290 A JP2009194290 A JP 2009194290A JP 2011047423 A JP2011047423 A JP 2011047423A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- friction element
- clutch
- gear
- carrier
- speed
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Images
Landscapes
- Structure Of Transmissions (AREA)
Abstract
Description
本発明は、変速段の多段化要求やギヤ比幅のワイド化要求がある車両の変速装置として適用される自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission that is applied as a transmission device for a vehicle that has a request for a multi-stage shift speed and a request for a wide gear ratio width.
従来、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成する自動変速機としては、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオ式遊星歯車ユニット（ダブルピニオン遊星１つとシングルピニオン遊星１つ）と、４個のクラッチと、２個のブレーキを有するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, as an automatic transmission that achieves a forward eight-speed shift stage with three planets and six friction elements, a double pinion type planetary gear, a Rabinio type planetary gear unit (one double pinion planet and one single pinion planet), One having four clutches and two brakes is known (for example, see Patent Document 1).
しかしながら、従来の自動変速機にあっては、前進８速の各変速段を達成するに際し、摩擦要素を二つ締結するようにしているため、各変速段において、空転する摩擦要素が４つとなり、空転する摩擦要素でのフリクション損失が大きく、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く、という問題があった。 However, in the conventional automatic transmission, two friction elements are fastened in order to achieve each of the eight forward speeds, so there are four idling friction elements at each speed. There is a problem that friction loss at the friction element that idles is large, and the transmission efficiency of driving energy is deteriorated.
特に、摩擦要素として多用されている多板クラッチや多板ブレーキの場合、要素解放による空転状態のとき、冷却や潤滑のために吹き付けられるオイルが相対回転するプレート間に介在し、引き摺り抵抗（オイルのせん断抵抗）によるフリクション損失の発生を避けることができない。しかも、このフリクション損失は、プレート枚数が多くてプレート間の相対回転速度が高いほど大きくなる。 In particular, in the case of multi-plate clutches and multi-plate brakes that are frequently used as friction elements, oil that is sprayed for cooling or lubrication is interposed between the relatively rotating plates in the idling state due to element release, and drag resistance (oil The generation of friction loss due to the shear resistance) cannot be avoided. Moreover, the friction loss increases as the number of plates increases and the relative rotational speed between the plates increases.
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる自動変速機を提供することを目的とする。 The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problem, and it is possible to improve the transmission efficiency of driving energy by minimizing the friction loss while achieving the eighth forward speed with the three planetary six friction elements. An object is to provide a transmission.
上記目的を達成するため、本発明の自動変速機は、
第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のダブルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンまたは第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、を備え、
前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能である。
この自動変速機において、
前記入力軸は、前記第２のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のリングギヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記第１のリングギヤと前記第３のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素の回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
により構成され、
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする。
ここで、速度線図（共線図）とは、遊星歯車の三つの回転要素（サンギヤS、キャリヤC、リングギヤR）の回転関係を求めるために描かれる図であり、シングルピニオン型遊星歯車の場合、並びが（S-C-R）であるのに対し、ダブルピニオン型遊星歯車の場合、並びが（S-R-C）であり、端部位置に設定される回転要素（シングルS,R、ダブルS,C）と中間位置に設定される回転要素（シングルC、ダブルR）というように位置関係が異なる。
In order to achieve the above object, an automatic transmission according to the present invention includes:
A first planetary gear comprising a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that supports the first sun gear and the first double pinion meshing with the first ring gear;
A second planetary gear comprising a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier supporting a second single pinion or a second double pinion meshing with the second sun gear and the second ring gear. Gears,
A third planetary gear comprising a third sun gear, a third ring gear, a third carrier that supports the third sun gear and a third single pinion that meshes with the third ring gear;
6 friction elements,
By appropriately fastening and releasing the six friction elements, it is possible to shift to at least a forward 8-speed gear stage and output torque from the input shaft to the output shaft.
In this automatic transmission,
The input shaft is always connected to the second sun gear,
The output shaft is always connected to the third ring gear,
One rotating element of the first sun gear and the first carrier is always fixed to form a first fixed member,
The first ring gear and the third carrier are always connected to form a first rotating member,
The six friction elements are:
Of the second carrier and the second ring gear, a rotary element that is set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear and a third sun gear that selectively connects the third sun gear. 1 friction element;
Of the second carrier and the second ring gear, the rotary element set at the end position on the speed diagram of the second planetary gear and the third sun gear are selectively connected. A second friction element;
A third friction element selectively connecting between the second sun gear and the third carrier;
It is set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear of the second sun gear and the second ring gear of the first sun gear and the first carrier, and the second carrier and the second ring gear. A fourth friction element that selectively couples with the rotating element;
Of the first sun gear and the first carrier, the other rotating element, and the second carrier and the second ring gear are set to end positions on the velocity diagram of the second planetary gear. A fifth friction element for selectively connecting between the rotating element and
A sixth friction element capable of locking the rotation of the rotation element set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear among the second carrier and the second ring gear;
Composed of
Of the six friction elements, at least eight forward speeds and one reverse speed are achieved by a combination of three simultaneous fastenings.
Here, the velocity diagram (collinear diagram) is a diagram drawn to determine the rotational relationship of the three rotating elements (sun gear S, carrier C, ring gear R) of the planetary gear, In this case, the alignment is (SCR), while in the case of a double pinion type planetary gear, the alignment is (SRC) The positional relationship is different, such as a rotating element (single C, double R) set at an intermediate position.
よって、本発明の自動変速機にあっては、３遊星・６摩擦要素により少なくとも前進８速及び後退１速の変速段を達成する。そして、６摩擦要素については、三つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成するようにしている。このため、各変速段において、空転する摩擦要素が３つとなり、二つの同時締結の組み合わせにより各変速段を達成する場合に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられる。したがって、例えば、エンジン車に適用する場合、燃費性能が向上するというように、駆動エネルギの伝達効率が向上する。
この結果、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。
Therefore, in the automatic transmission according to the present invention, at least the eight forward speeds and the first reverse speed are achieved by the three planetary and six friction elements. And about 6 friction elements, it is trying to achieve each gear stage by the combination of three simultaneous fastening. For this reason, there are three friction elements that idle in each shift stage, and friction loss at the friction element that idles can be reduced compared to the case where each shift stage is achieved by a combination of two simultaneous engagements. Therefore, for example, when applied to an engine vehicle, drive energy transmission efficiency is improved such that fuel efficiency is improved.
As a result, it is possible to improve the drive energy transmission efficiency by reducing the friction loss while achieving the eighth forward speed with the three planetary six friction elements.
以下、本発明の自動変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１〜実施例３に基づいて説明する。 Hereinafter, the best mode for realizing an automatic transmission according to the present invention will be described based on Examples 1 to 3 shown in the drawings.
まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図１に基づいて、実施例１の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating an automatic transmission according to a first embodiment. Hereinafter, the planetary gear configuration and the friction element configuration of the automatic transmission according to the first embodiment will be described with reference to FIG.
実施例１の自動変速機は、図１に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。 As shown in FIG. 1, the automatic transmission according to the first embodiment includes a first planetary gear PG1, a second planetary gear PG2, a third planetary gear PG3, an input shaft IN, an output shaft OUT, The first fixed member F1, the first rotating member M1, the first clutch C1 (first friction element), the second clutch C2 (second friction element), and the third clutch C3 (third Friction element), fourth clutch C4 (fourth friction element), fifth clutch C5 (fifth friction element), first brake B1 (sixth friction element), transmission case TC, and one-way And a clutch OWC.
前記第１の遊星歯車PG1は、第１のダブルピニオンP1s,P1rを有するダブルピニオン型遊星歯車であり、第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合うピニオンP1sと該ピニオンP1sに噛み合うピニオンP1rを支持する第１のキャリヤPC1と、前記ピニオンP1rに噛み合う第１のリングギヤR1とからなる。 The first planetary gear PG1 is a double pinion type planetary gear having first double pinions P1s and P1r, and meshes with the first sun gear S1, the pinion P1s that meshes with the first sun gear S1, and the pinion P1s. The first carrier PC1 that supports the pinion P1r and the first ring gear R1 that meshes with the pinion P1r.
前記第２の遊星歯車PG2は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合う第２のピニオンP2（第２のシングルピニオン）を支持する第２のキャリヤPC2と、前記第２のピニオンP2に噛み合う第２のリングギヤR2とからなる。 The second planetary gear PG2 is a single pinion type planetary gear, and supports a second sun gear S2 and a second pinion P2 (second single pinion) meshing with the second sun gear S2. It comprises a carrier PC2 and a second ring gear R2 meshing with the second pinion P2.
前記第３の遊星歯車PG3は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のピニオンP3（第３のシングルピニオン）を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる。 The third planetary gear PG3 is a single pinion type planetary gear, and supports a third sun gear S3 and a third pinion P3 (third single pinion) meshing with the third sun gear S3. It comprises a carrier PC3 and a third ring gear R3 meshing with the third pinion P3.
前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第２のサンギヤS2に常時連結している。 The input shaft IN is a shaft to which rotational drive torque from a drive source (engine or the like) is input via a torque converter or the like, and is always connected to the second sun gear S2.
前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の回転駆動トルクを出力する軸で、前記第３のリングギヤR3に常時連結している。 The output shaft OUT is a shaft that outputs a rotational drive torque after shifting to the drive wheels via a propeller shaft, final gear, or the like, and is always connected to the third ring gear R3.
前記第１の固定メンバF1は、前記第１のキャリヤPC1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。 The first fixing member F1 is a member that always fixes the first carrier PC1 to the transmission case TC.
前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。 The first rotating member M1 is a rotating member that always connects the first ring gear R1 and the third carrier PC3 without interposing a friction element.
前記第１クラッチC1は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。 The first clutch C1 is a first friction element that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3.
前記第２クラッチC2は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。 The second clutch C2 is a second friction element that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3.
前記第３クラッチC3は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。 The third clutch C3 is a third friction element that selectively connects the second sun gear S2 and the third carrier PC3.
前記第４クラッチC4は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。 The fourth clutch C4 is a fourth friction element that selectively connects the first sun gear S1 and the second carrier PC2.
前記第５クラッチC5は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。 The fifth clutch C5 is a fifth friction element that selectively connects the first sun gear S1 and the second ring gear R2.
前記第１ブレーキB1は、前記第２のキャリヤPC2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。 The first brake B1 is a sixth friction element that can lock the rotation of the second carrier PC2 with respect to the transmission case TC. A one-way clutch OWC that is self-locking during driving and self-releasing during coasting is disposed at a position parallel to the first brake B1.
前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図１に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に配列している。 As shown in FIG. 1, the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are connected to the output shaft OUT from the input shaft IN to which a drive source is connected. They are arranged in order.
図２は、実施例１の自動変速機において６つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図３は、実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図２及び図３に基づいて、実施例１の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。 FIG. 2 is a diagram showing a fastening operation table that achieves eight forward speeds and one reverse speed by combining three of the six friction elements in the automatic transmission of the first embodiment. FIG. 3 is a diagram showing a gear meshing frequency table at each of the eight forward speeds in the automatic transmission according to the first embodiment. Hereinafter, based on FIG.2 and FIG.3, the transmission structure which establishes each gear stage of the automatic transmission of Example 1 is demonstrated.
実施例１の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,C5,B1のうち三つの同時締結の組み合わせにより、下記に述べるように前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。 The automatic transmission according to the first embodiment has a combination of three simultaneous engagements among the six friction elements C1, C2, C3, C4, C5, and B1, and as described below, each of the eight forward speeds and the first reverse speed stage. To achieve.
第１速（1st）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1（またはワンウェイクラッチOWC）の同時締結により達成する。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝０回＋２回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the first speed (1st) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the first brake B1 (or the one-way clutch OWC). As shown in FIG. 3, since the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the first speed gear stage is 4 (= 0). Times + 2 times + 2 times).
第２速（2nd）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。 The second speed (2nd) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4, as shown in FIG. As shown in FIG. 3, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing as shown in FIG. 3, the total number of gear meshing at the second gear is 5 (= 3). Times + 0 times + 2 times).
第３速（3rd）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the third speed (3rd) is established by simultaneously engaging the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the third speed gear stage is the total number of times because the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in meshing. Is 7 times (= 3 times + 2 times + 2 times).
第４速（4th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the fourth speed (4th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 3, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the fourth speed gear stage is 5 (= 3). Times + 0 times + 2 times).
第５速（5th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝３回＋２回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the fifth speed (5th) is established by simultaneously engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the fifth speed gear stage is the total number of times because the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in meshing. Is 7 times (= 3 times + 2 times + 2 times).
第６速（6th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により達成する。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3がいずれも噛み合いに関与しないため、合計回数は０回となる。 As shown in FIG. 2, the sixth gear (6th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the sixth speed gear stage is such that none of the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 is involved in meshing. The total number of times is zero.
第７速（7th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第３の遊星歯車PG3のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝０回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the seventh speed (7th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1. As shown in FIG. 3, the number of meshing gears at the seventh speed gear stage is only the third planetary gear PG3 involved in meshing, so the total number is two times (= 0 times + 0 times + 2 times). It becomes.
第８速（8th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝０回＋２回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the eighth speed (8th) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1. As shown in FIG. 3, since the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the eighth speed gear stage is four (= 0). Times + 2 times + 2 times).
後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。 As shown in FIG. 2, the reverse speed (Rev) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2, the fifth clutch C5, and the first brake B1.
次に、作用を説明する。
実施例１の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」、「締結パターンの選択自由度」に分けて説明する。
Next, the operation will be described.
The operation of the automatic transmission according to the first embodiment will be described by dividing it into “shift operation at each gear stage”, “advantage by comparison with the prior art”, and “degree of freedom of selection of fastening pattern”.
［各変速段での変速作用］
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図４のハッチングに示すように、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
[Shifting action at each gear stage]
(First gear)
At the first speed (1st), as shown in FIG. 4, the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the one-way clutch OWC are simultaneously engaged during driving, and the second clutch C2 and the second clutch are engaged during coasting. The four clutch C4 and the first brake B1 are simultaneously engaged.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のキャリヤPC2と第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. Three rotating elements of the first planetary gear PG1 are obtained by engaging the first brake B1 (or self-locking the one-way clutch OWC), engaging the fourth clutch C4, and the first fixed member F1 and the first rotating member M1. S1, PC1, and R1 are fixed integrally to the transmission case TC, and the second carrier PC2 and the third carrier PC3 are fixed to the transmission case TC.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の入力回転を逆転（正回転）し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3からの回転数（＝入力回転数より低い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第１速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the carrier, Output from the ring gear R2. The rotation of the second ring gear R2 passes through the second clutch C2 and is input to the third sun gear S3 as it is. Therefore, in the third planetary gear PG3 fixed on the carrier, the input rotation of the third sun gear S3 is reversed (forward rotation) and output from the third ring gear R3. The rotation speed from the third ring gear R3 (= deceleration rotation speed lower than the input rotation speed) is transmitted as it is to the output shaft OUT, and the first speed gear stage is achieved.
（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図５のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4が同時締結される。
(2nd gear)
At the second speed (2nd), the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the three rotating elements S2, PC2, R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the second planetary gear PG2 and the third rotating planetary gear PG2 rotate together. The sun gear S3 is directly connected. By the engagement of the fourth clutch C4, the integrally rotated second planetary gear PG2 and the first sun gear S1 are directly connected. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のサンギヤS1に入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。一方、入力軸INからの入力回転は、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第２速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotation speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the second planetary gear PG2 and the fourth clutch C4 in an integrally rotating state are passed and input to the first sun gear S1. Is done. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first sun gear S1 is decelerated and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 passes through the first rotating member M1 and is input to the third carrier PC3 as it is. On the other hand, the input rotation from the input shaft IN passes through the second planetary gear PG2 and the first clutch C1 in an integrally rotating state, and is directly input to the third sun gear S3. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third carrier PC3 and the number of rotations of the third sun gear S3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the first speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the second speed gear stage is achieved.
（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図６のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(3rd speed)
At the third speed (3rd), the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転数は、第４クラッチC4を経過し、第２のキャリヤPC2へそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第２のリングギヤR2の回転数が決定される。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第２速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第３速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation speed of the first sun gear S1 passes through the fourth clutch C4 and is input to the second carrier PC2 as it is. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the number of rotations of the second carrier PC2 and the number of rotations of the second sun gear S2 (= input number of rotations) are defined. The rotation speed of the second ring gear R2 is determined. The rotation of the second ring gear R2 passes through the second clutch C2 and is input to the third sun gear S3 as it is. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third sun gear S3 and the number of rotations of the third carrier PC3 (= input number of rotations) are defined. 3 ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the second speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the third speed gear stage is achieved.
（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図７のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(4th gear)
At the fourth speed (4th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が第２のキャリヤPC2を介して直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the fourth clutch C4, the first sun gear S1 and the third sun gear S3 are directly connected via the second carrier PC2. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第４クラッチC4→第２のキャリヤPC2→第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第４速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation of the first sun gear S1 passes through the fourth clutch C4 → the second carrier PC2 → the first clutch C1, and is input to the third sun gear S3 as it is. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third sun gear S3 and the number of rotations of the third carrier PC3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the third speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the fourth speed gear stage is achieved.
（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図８のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。
(5th speed)
At the fifth speed (5th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のリングギヤR2が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By the engagement of the first clutch C1, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. As the fifth clutch C5 is engaged, the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are directly connected. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5を経過し、第２のリングギヤR2へそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）規定されることで、残りの第２のキャリヤPC2の回転数が決定される。この第２のキャリヤPC2の回転は、第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第４速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第５速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation of the first sun gear S1 passes through the fifth clutch C5 and is directly input to the second ring gear R2. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the rotation speed of the second ring gear R2 and the rotation speed (= input rotation speed) of the second sun gear S2 are defined, so that the remaining second The number of rotations of the carrier PC2 is determined. The rotation of the second carrier PC2 passes through the first clutch C1 and is directly input to the third sun gear S3. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third sun gear S3 and the number of rotations of the third carrier PC3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the fourth speed) is transmitted as it is to the output shaft OUT, and the fifth speed gear stage is achieved.
（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図９のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。
(Sixth speed gear)
At the sixth speed (6th), the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3, the three rotating elements S2, PC2, and R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the third planetary gear PG3 Two rotating elements S3, PC3, and R3 rotate together. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転するため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotational speed, the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 rotate integrally at the input rotational speed, so that the rotational speed of the output shaft OUT is from the input shaft IN. The same rotational speed as the input rotational speed is achieved, and the sixth speed gear stage (directly connected gear stage) with a gear ratio of 1 is achieved.
（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図１０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(7th speed)
At the seventh speed (7th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が、トランスミッションケースTCに固定される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。 The first carrier PC1, the second carrier PC2, and the third sun gear S3 are fixed to the transmission case TC by the simultaneous engagement of the first clutch C1 and the first brake B1 and the first fixed member F1. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3が入力回転数により回転する。このため、サンギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3への入力回転を増速し、第３のリングギヤR3から出力する。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より高い増速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第７速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 passes and the third carrier PC3 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the third planetary gear PG3 fixed to the sun gear, the input rotation to the third carrier PC3 is increased and output from the third ring gear R3. The rotation speed of the third ring gear R3 (acceleration speed higher than the input rotation speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the seventh speed is achieved.
（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図１１のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(8th speed)
At the eighth speed (8th), the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2が、トランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 and the second carrier PC2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2からの回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、入力軸INからの入力回転数は、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より高く第７速より高い増速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第８速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the carrier, Output from the ring gear R2. The rotation from the second ring gear R2 passes through the second clutch C2 and is input to the third sun gear S3 as it is. On the other hand, the input rotational speed from the input shaft IN passes through the third clutch C3 and is input to the third carrier PC3 as it is. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third sun gear S3 and the number of rotations of the third carrier PC3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (the increased rotation speed higher than the input rotation speed and higher than the seventh speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the eighth speed gear stage is achieved.
（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図１２のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。
(Reverse speed shift stage)
At the reverse speed (Rev), the second clutch C2, the fifth clutch C5, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のリングギヤR2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のキャリヤPC2が、トランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. As the fifth clutch C5 is engaged, the first sun gear S1 and the second ring gear R2 are directly connected. The first carrier PC1 and the second carrier PC2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2からの回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のサンギヤS1にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を逆転し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。一方、第２のリングギヤR2からの回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転方向に対し逆方向回転による回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、後退速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the carrier, Output from the ring gear R2. The rotation from the second ring gear R2 passes through the fifth clutch C5 and is input to the first sun gear S1 as it is. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first sun gear S1 is reversed and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 passes through the first rotating member M1 and is input to the third carrier PC3 as it is. On the other hand, the rotation from the second ring gear R2 passes through the second clutch C2 and is directly input to the third sun gear S3. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third carrier PC3 and the number of rotations of the third sun gear S3 are defined, so that the remaining third ring gear R3 rotates. The number is determined. The number of rotations of the third ring gear R3 (the number of rotations due to the reverse rotation with respect to the input rotation direction) is transmitted as it is to the output shaft OUT, and the reverse gear is achieved.
［従来技術との対比による有利性］
図１３は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図１４は、従来例の自動変速機において６つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。以下、図１３及び図１４を用いて、従来技術との対比による実施例１の自動変速機の有利性を説明する。
[Advantages by comparison with conventional technology]
FIG. 13 is a skeleton diagram showing a conventional automatic transmission. FIG. 14 is a diagram showing a fastening operation table for achieving 8 forward speeds and 2 reverse speeds by combining two of the six friction elements in the conventional automatic transmission. Hereinafter, the advantages of the automatic transmission according to the first embodiment in comparison with the prior art will be described with reference to FIGS. 13 and 14.
まず、実施例１の自動変速機（図１及び図２）と従来例の自動変速機（図１３及び図１４）を対比すると、下記に列挙する点について、性能は同等であるということができる。
（基本構成と変速性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも３遊星・６摩擦要素により前進８速及び後退１速の変速段を達成する。
（変速制御性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも隣接する変速段への変速を、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重架け替え変速により達成する。
First, when comparing the automatic transmission of the first embodiment (FIGS. 1 and 2) and the automatic transmission of the conventional example (FIGS. 13 and 14), it can be said that the performance is equivalent with respect to the points listed below. .
(Basic configuration and speed change performance)
Both the automatic transmission of the conventional example and the automatic transmission of the first embodiment achieve eight forward speeds and one reverse speed with three planets and six friction elements.
(Transmission control performance)
Both the automatic transmission of the conventional example and the automatic transmission of the first embodiment achieve the shift to the adjacent gear stage by the single overhanging shift of releasing one friction element and fastening one friction element.
しかし、下記に列挙する点で、実施例１の自動変速機は、従来例の自動変速機に比べて有利性を持つ。 However, the automatic transmission according to the first embodiment has advantages over the conventional automatic transmission in the points listed below.
(a) 各変速段でのフリクション損失について
摩擦要素を締結して各変速段を得る場合、空転する摩擦要素（解放要素）で生じる引き摺り等によりフリクション損失を避けることができないが、自動変速機としては、フリクション損失が少ないほど好ましいとされる。
(a) Friction loss at each gear stage When friction elements are fastened to obtain each gear stage, friction loss cannot be avoided due to drag generated by the friction element (release element) that runs idle, but as an automatic transmission Is preferably as the friction loss is smaller.
従来例の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図１４に示すように、各変速段で摩擦要素を二つ同時締結するようにしている。このため、例えば、１速で空転する摩擦要素は、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4と第１ブレーキB1というように、各変速段において、空転する摩擦要素が４個となる。このため、空転する４個の摩擦要素での引き摺り等によるフリクション損失が大きくなり、駆動エネルギの伝達効率の悪化を招く。例えば、エンジン車に従来例の自動変速機を適用する場合、空転する４個の摩擦要素によるフリクション損失が、燃費性能の悪化を招く一因となる。 In the case of the conventional automatic transmission, in order to achieve each of the eight forward speeds, two friction elements are simultaneously engaged at each speed as shown in FIG. For this reason, for example, the friction element that idles at the first speed includes four friction elements that idle at each shift speed, such as the second clutch C2, the third clutch C3, the fourth clutch C4, and the first brake B1. Become. For this reason, friction loss due to dragging and the like by the four friction elements that idle is increased, leading to deterioration in drive energy transmission efficiency. For example, when the conventional automatic transmission is applied to an engine vehicle, friction loss due to four friction elements that idle causes a deterioration in fuel consumption performance.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、前進８速の各変速段を達成するために、図２に示すように、各変速段で摩擦要素を三つの同時締結するようにしている。このため、例えば、第１速段で空転する摩擦要素は、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5というように、各変速段において、空転する摩擦要素が３個となる。このため、従来例に比べ、空転する摩擦要素でのフリクション損失が小さく抑えられ、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。例えば、エンジン車に実施例１の自動変速機を適用する場合、燃費性能の向上が図られる。 On the other hand, in the case of the automatic transmission of the first embodiment, in order to achieve each of the eight forward shift speeds, as shown in FIG. 2, three friction elements are simultaneously engaged at each shift speed. . Therefore, for example, the number of friction elements that idle at the first speed stage is three, such as the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5, that idle at each speed stage. For this reason, compared with the conventional example, the friction loss at the friction element that idles can be suppressed to be small, and the transmission efficiency of the drive energy can be improved. For example, when the automatic transmission according to the first embodiment is applied to an engine vehicle, fuel efficiency can be improved.
(b) ３遊星歯車について
自動変速機に用いる遊星歯車を選択する場合、選択肢として、シングルピニオン型遊星歯車とダブルピニオン型遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン型遊星歯車よりもシングルピニオン型遊星歯車の選択が好ましいとされている。
(b) When selecting a planetary gear to be used for an automatic transmission for three planetary gears, there are single pinion type planetary gears and double pinion type planetary gears as options, but double pinion type planetary gears from the viewpoint of gear transmission efficiency and the like. The selection of a single pinion type planetary gear is preferred.
従来例の自動変速機は、図１３に示すように、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星歯車１つとシングルピニオン型遊星歯車１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤの伝達効率とギヤノイズが悪い、ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する、部品点数が多くなるため、コストアップになるになる、という問題がある。 As shown in FIG. 13, the automatic transmission of the conventional example uses a double pinion type planetary gear and a Ravinio type planetary gear unit (one double pinion type planetary gear and one single pinion type planetary gear). That is, since two double pinion type planetary gears are used substantially, the number of gear meshing increases, the transmission efficiency and gear noise of the gear are poor, the pinion gear diameter is reduced, and the durability reliability is reduced. There is a problem that the cost increases because the number of parts increases.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、ダブルピニオンによる第１の遊星歯車PG1と、シングルピニオンによる第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3を用いている。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、ダブルピニオン型遊星歯車の使用数が減少する。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、下記の項目で有利になる。 On the other hand, in the automatic transmission according to the first embodiment, the first planetary gear PG1 using a double pinion, the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 using a single pinion are used. For this reason, compared with the conventional example using two double pinion type planetary gears, the number of use of double pinion type planetary gears decreases. For this reason, compared with the conventional example which uses two double pinion type planetary gears, it becomes advantageous in the following items.
実施例１の自動変速機の場合、歯車噛み合い回数が従来例に比べて減少し、ギヤの伝達効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。
すなわち、１組のダブルピニオンの遊星歯車は、噛み合い回数が３であるのに対し、１組のシングルピニオンの遊星歯車は、ピニオン同士の噛み合いがない分、噛み合い回数が２である。したがって、実施例１の場合には、図３に示すように、平均噛み合い数は4.25となる。これに対し、２組のダブルピニオン型遊星歯車による従来例の場合、図１５に示すように、平均噛み合い数が4.8となる。この結果、実施例１の場合、各変速段の平均値をとっても、従来例の平均噛み合い数4.8に比べ、平均噛み合い回数が0.55減少する。
In the case of the automatic transmission according to the first embodiment, the number of gear meshes is reduced as compared with the conventional example, the transmission efficiency of the gear is improved, and the gear noise is reduced.
That is, one set of double-pinion planetary gears has a meshing number of 3, whereas one set of single-pinion planetary gears has a meshing number of 2 because there is no meshing between the pinions. Therefore, in the case of Example 1, the average meshing number is 4.25 as shown in FIG. In contrast, in the case of the conventional example using two sets of double pinion type planetary gears, the average meshing number is 4.8 as shown in FIG. As a result, in the case of the first embodiment, even if the average value of each shift speed is taken, the average number of meshes is reduced by 0.55 compared to the average mesh number 4.8 of the conventional example.
実施例１の自動変速機の場合、ピニオンのギヤ径が大きくなるため、耐久信頼性が向上する。
すなわち、シングルピニオンの場合、サンギヤとリングギヤの間に、両ギヤの間隔をギヤ径とするピニオンが複数個配置される。一方、ダブルピニオンの場合、両ギヤの間隔より小さい径をギヤ径とする必要がある。このように、シングルピニオンの場合、ダブルピニオンに比べピニオンのギヤ径が大きくなるので、ピニオンの剛性や歯面強度を高めることができ、耐久信頼性が向上する。
In the case of the automatic transmission of the first embodiment, the pinion gear diameter is increased, so that the durability reliability is improved.
That is, in the case of a single pinion, a plurality of pinions whose gear diameter is the distance between both gears are arranged between the sun gear and the ring gear. On the other hand, in the case of a double pinion, it is necessary to make the diameter smaller than the distance between the two gears. Thus, in the case of a single pinion, since the gear diameter of the pinion is larger than that of the double pinion, the rigidity and tooth surface strength of the pinion can be increased, and the durability reliability is improved.
実施例１の自動変速機の場合、部品点数が少なくなり、コスト的に有利となる。
例えば、ダブルピニオンの遊星歯車の場合、４組のダブルピニオンをサンギヤの周囲に配置する場合、ピニオンの数は８個となる。これに対し、シングルピニオンの遊星歯車の場合、サンギヤの周囲に４個のピニオンを配置すれば良く、部品点数が４個減少する。この結果、コストダウンを達成できる。
In the case of the automatic transmission of the first embodiment, the number of parts is reduced, which is advantageous in terms of cost.
For example, in the case of a double pinion planetary gear, when four pairs of double pinions are arranged around the sun gear, the number of pinions is eight. On the other hand, in the case of a single-pinion planetary gear, it is sufficient to arrange four pinions around the sun gear, and the number of parts is reduced by four. As a result, cost reduction can be achieved.
(c) ギヤ比幅について
自動変速機のギヤ比の変更幅は、レシオカバレッジ（＝最低変速段ギヤ比／最高変速段ギヤ比：以下、「ＲＣ」という。）によりあらわされる。このＲＣ値は、大きい値であればあるほどギヤ比の変更幅が広いことをあらわし、ギヤ比の設定自由度が高くなることで好ましいとされる。
(c) Gear Ratio Width The change range of the gear ratio of the automatic transmission is represented by the ratio coverage (= minimum speed gear ratio / maximum speed gear ratio: hereinafter referred to as “RC”). The larger the RC value, the wider the gear ratio change range, and the higher the gear ratio setting freedom, the better.
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.711（＝4.597/0.685）の値である。これに対し、実施例１の自動変速機において、図２に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.480、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.540、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.330とした場合、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝8.464（＝5.612/0.663）を得ている。 In the case of the conventional automatic transmission, as shown in FIG. 14, the value of RC = 6.711 (= 4.597 / 0.685). On the other hand, in the automatic transmission of the first embodiment, as shown in FIG. 2, the gear ratio of the first planetary gear PG1 is ρ1 = −0.480, the gear ratio of the second planetary gear PG2 is ρ2 = 0.540, When the gear ratio of the third planetary gear PG3 is set to ρ3 = 0.330, RC = 8.464 (= 5.612 / 0.663) is obtained while maintaining an appropriate gear ratio between adjacent gears.
つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例よりも遙かに大きな値とすることができ、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図ることができる。ここで、「適正な段間比」とは、各変速段での段間比をプロットし、プロットした各点を線により結んだ特性を描いた場合、ローギヤ側からハイギヤ側に向かって滑らかな勾配にて低下した後、横這い状態で推移するような特性線が描けることをいう。 In other words, the RC value can be made much larger than the conventional example while maintaining an appropriate gear ratio, and the start performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel efficiency at the highest gear ratio can be improved. Both can be achieved. Here, “appropriate gear ratio” means that the gear ratio at each gear stage is plotted, and when the plotted points are connected by a line, the characteristic is smooth from the low gear side toward the high gear side. It means that a characteristic line can be drawn that changes in a flat state after being lowered by a gradient.
そして、実際に駆動輪へ伝達される回転数は、自動変速機の下流位置に設けた終減速機のファイナルギヤ比で調整される。よって、ＲＣ値が大きな値であるほど、ファイナルギヤ比による調整自由度が高くなり、例えば、よりロー側に調整することで、トルクコンバータを持たないハイブリッド車の自動変速機への対応が有利になる。また、最適燃費域や最高トルク域が異なるガソリンエンジンとディーゼルエンジンへの対応も有利になる。つまり、エンジン車の場合、発進駆動力と燃費（エンジン回転数の低回転化）を両立することができる。 The rotational speed actually transmitted to the drive wheels is adjusted by the final gear ratio of the final reduction gear provided at the downstream position of the automatic transmission. Therefore, the higher the RC value, the higher the degree of freedom of adjustment by the final gear ratio. For example, by adjusting to the low side, it is advantageous to cope with an automatic transmission of a hybrid vehicle having no torque converter. Become. In addition, it will be advantageous to handle gasoline engines and diesel engines with different optimal fuel efficiency and maximum torque ranges. That is, in the case of an engine vehicle, both the starting driving force and the fuel efficiency (reduction in engine speed) can be achieved.
(d) 後退動力性能について
１速ギヤ比と後退ギヤ比は、発進加速性と登坂性能を決定付ける値であり、例えば、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にない場合、前後進の切り替え時に駆動力差が生じる。また、後退ギヤ比が１速ギヤ比より低いと、前進発進時の駆動力よりも後退発進時の駆動力が低くなり、後退発進性が劣ってしまう。
(d) About reverse power performance The first gear ratio and the reverse gear ratio are values that determine the starting acceleration performance and the climbing performance. For example, if the ratio between the first gear ratio and the reverse gear ratio is not near 1, There is a difference in driving force when switching between decimals. Also, if the reverse gear ratio is lower than the first gear ratio, the driving force at the time of backward start is lower than the driving force at the time of forward start, and the reverse startability is inferior.
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、Rev1/1st＝0.882であり、Rev2/1st＝0.473であり、Rev1/1stの場合には後退時の駆動力不足を防止できるレベルは保てるもの、後退１速（Rev1）を選択した場合も後退２速（Rev2）を選択した場合も、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１より低い値であり、前後進の切り替え時に駆動力差が生じるし、後退発進性が劣ってしまう。 In the case of the automatic transmission of the conventional example, as shown in FIG. 14, Rev1 / 1st = 0.882, Rev2 / 1st = 0.473, and in the case of Rev1 / 1st, the level that can prevent the driving force shortage at the time of reverse is What can be maintained, whether the first reverse speed (Rev1) or the second reverse speed (Rev2) is selected, the ratio of the first gear ratio to the reverse gear ratio is lower than 1, and is driven when switching between forward and reverse. There will be a power difference and the backward startability will be poor.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、図２に示すように、Rev/1st＝1.070であり、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にある。このため、前後進の切り替え時に駆動力差が生じないし、後退発進性が劣ってしまうこともない。つまり、発進加速性と登坂性能を損なうことなく動作させることができる。 On the other hand, in the case of the automatic transmission of the first embodiment, as shown in FIG. 2, Rev / 1st = 1.070, and the ratio between the first gear ratio and the reverse gear ratio is in the vicinity of one. For this reason, a driving force difference does not occur at the time of forward / reverse switching, and the backward startability is not deteriorated. That is, the vehicle can be operated without impairing the start acceleration performance and the climbing performance.
［締結パターンの選択自由度］
６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより前進８速を達成する締結パターンとして、図２に示す締結パターン（以下、「第１締結パターン」という。）を説明したが、実施例１の場合、前記第１締結パターン以外に、第２締結パターン（図１６）と、第３締結パターン（図１７）と、第４締結パターン（図１８）と、を有する。
[Freedom of fastening pattern selection]
The fastening pattern shown in FIG. 2 (hereinafter referred to as “first fastening pattern”) has been described as a fastening pattern that achieves the eighth forward speed by a combination of three simultaneous fastenings among the six friction elements. In this case, in addition to the first fastening pattern, a second fastening pattern (FIG. 16), a third fastening pattern (FIG. 17), and a fourth fastening pattern (FIG. 18) are provided.
前記第２締結パターンは、図１６に示すように、第２速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第２速を、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により達成する。 As shown in FIG. 16, the second fastening pattern uses the first fastening pattern as the fastening pattern excluding the second speed. In the first engagement pattern, the second speed is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the fifth clutch C5.
前記第３締結パターンは、図１７に示すように、第４速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第４速を、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。 As shown in FIG. 17, the third fastening pattern uses the first fastening pattern as the fastening pattern except for the fourth speed. In the first engagement pattern, the fourth speed is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2, the third clutch C3, and the fifth clutch C5.
前記第４締結パターンは、図１８に示すように、第２速と第４速を除く締結パターンは、第１締結パターンを用いる。そして、第１締結パターンのうち、第２速を、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により達成し、第４速を、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。以下、第２締結パターンと第４締結パターンの第２速での変速作用と、第３締結パターンと第４締結パターンの第４速での変速作用を説明する。 As shown in FIG. 18, the fourth fastening pattern uses the first fastening pattern as the fastening pattern excluding the second speed and the fourth speed. In the first engagement pattern, the second speed is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the fifth clutch C5, and the fourth speed is achieved by the second clutch C2 and the third clutch C3. This is achieved by simultaneously engaging the fifth clutch C5. Hereinafter, the shifting action at the second speed of the second fastening pattern and the fourth fastening pattern and the shifting action at the fourth speed of the third fastening pattern and the fourth fastening pattern will be described.
（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図１９のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第５クラッチC5が同時締結される。
(2nd gear)
At the second speed (2nd), the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the fifth clutch C5 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第４クラッチC4と第５クラッチC5の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第２クラッチC2の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the fourth clutch C4 and the fifth clutch C5, the three rotating elements S2, PC2, and R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the integrally rotated second planetary gear PG2 and the first The sun gear S1 is directly connected. As the second clutch C2 is engaged, the integrally rotated second planetary gear PG2 and the third sun gear S3 are directly connected. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のサンギヤS1に入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3に入力される。一方、入力軸INからの入力回転数は、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3に入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のキャリヤPC3の回転数と、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第２速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotation speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the second planetary gear PG2 and the fourth clutch C4 in an integrally rotating state are passed and input to the first sun gear S1. Is done. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first sun gear S1 is decelerated and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 passes through the first rotating member M1 and is input to the third carrier PC3. On the other hand, the input rotational speed from the input shaft IN is input to the third sun gear S3 after passing through the second planetary gear PG2 and the second clutch C2 in an integrally rotating state. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third carrier PC3 and the number of rotations of the third sun gear S3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the first speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the second speed gear stage is achieved.
（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図２０のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。
(4th gear)
At the fourth speed (4th), the second clutch C2, the third clutch C3, and the fifth clutch C5 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2と第５クラッチC5の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と入力軸INと第１の回転メンバM1により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the second clutch C2 and the fifth clutch C5, the first sun gear S1 and the third sun gear S3 are directly connected. The first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3, the input shaft IN, and the first rotating member M1. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5→第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3に入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、第３クラッチC3を経過し、入力回転数が入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と、第３のキャリヤPC3の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第３のリングギヤR3の回転数が決定される。この第３のリングギヤR3の回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）が、出力軸OUTにそのまま伝達され、第４速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation of the first sun gear S1 passes through the fifth clutch C5 → the second clutch C2, and is input to the third sun gear S3. On the other hand, the third rotational speed is inputted to the third carrier PC3 after passing the third clutch C3. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the number of rotations of the third sun gear S3 and the number of rotations of the third carrier PC3 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the third ring gear R3 is determined. The rotation speed of the third ring gear R3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the third speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the fourth speed gear stage is achieved.
このように、実施例１の自動変速機では、ギヤ比を変えることのない締結パターンとして、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を有するため、締結パターンの選択自由度が高まる。 Thus, since the automatic transmission of the first embodiment has a plurality of fastening patterns (first fastening pattern to fourth fastening pattern) as fastening patterns that do not change the gear ratio, the degree of freedom in selecting the fastening pattern is increased. Rise.
したがって、摩擦要素の締結油圧制御系等に故障が生じ、解放状態を維持したままの解放フェールとなったり、逆に、締結状態を維持したままの締結フェールとなったりした場合、フェール内容に応じた締結パターンの選択を行うことで、摩擦要素フェール時に走行を確保できるばかりでなく、切り替え可能な変速段の数を増すことができる。 Therefore, if a failure occurs in the engagement hydraulic control system of the friction element and the release failure is maintained with the release state maintained, or conversely, the engagement failure is maintained with the engagement state maintained, depending on the content of the failure. By selecting the fastening pattern, it is possible not only to ensure traveling during the friction element failure, but also to increase the number of shift speeds that can be switched.
例えば、第１クラッチC1が締結フェールとなったとき、図２に示す第１締結パターンを選択すると、第２速、第４速、第５速、第６速、第７速の５つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第２締結パターンと第３締結パターンは、４つの変速段の切り替えとなり、第４締結パターンは、３つの変速段の切り替えとなる。 For example, when the first clutch C1 is in the engagement failure and the first engagement pattern shown in FIG. 2 is selected, the five speeds of the second speed, the fourth speed, the fifth speed, the sixth speed, and the seventh speed are selected. Can be switched. On the other hand, the second engagement pattern and the third engagement pattern are switching between four shift stages, and the fourth engagement pattern is switching between three shift stages.
例えば、第１クラッチC1が解放フェールとなったとき、図１８に示す第４締結パターンを選択すると、第１速、第２速、第３速、第４速、第８速の５つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第１締結パターンは、３つの変速段の切り替えとなり、第２締結パターンと第３締結パターンは、４つの変速段の切り替えとなる。 For example, when the first clutch C1 is disengaged and the fourth engagement pattern shown in FIG. 18 is selected, five shift speeds of first speed, second speed, third speed, fourth speed, and eighth speed are selected. Can be switched. On the other hand, the first engagement pattern is a change of three shift stages, and the second engagement pattern and the third engagement pattern are a change of four shift stages.
例えば、第５クラッチC5が締結フェールとなったとき、図１８に示す第４締結パターンを選択すると、第２速、第４速、第５速の３つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第１締結パターンは、１つの変速段の切り替えとなり、第２締結パターンと第３締結パターンは、２つの変速段の切り替えとなる。 For example, when the fifth clutch C5 becomes an engagement failure and the fourth engagement pattern shown in FIG. 18 is selected, it is possible to switch between the three speeds of the second speed, the fourth speed, and the fifth speed. On the other hand, the first engagement pattern is a change of one gear, and the second engagement pattern and the third engagement pattern are a change of two gears.
例えば、第５クラッチC5が解放フェールとなったとき、図２に示す第１締結パターンを選択すると、第１速、第２速、第３速、第４速、第６速、第７速、第８速の７つの変速段の切り替えが可能である。これに対し、第２締結パターンと第３締結パターンは、６つの変速段の切り替えとなり、第４締結パターンは、５つの変速段の切り替えとなる。 For example, when the fifth clutch C5 is disengaged and the first engagement pattern shown in FIG. 2 is selected, the first speed, the second speed, the third speed, the fourth speed, the sixth speed, the seventh speed, It is possible to switch between seven shift stages of the eighth speed. On the other hand, the second engagement pattern and the third engagement pattern are switched between six shift stages, and the fourth engagement pattern is switched between five shift stages.
以上のように、第１クラッチC1の締結フェールと第５クラッチC5の解放フェールに対しては、複数の締結パターンの中から図２に示す第１締結パターンを選択すると、切り替え可能な変速段数が最大となる。また、第１クラッチC1の解放フェールと第５クラッチC5が締結フェールに対しては、複数の締結パターンの中から図１８に示す第４締結パターンを選択すると、切り替え可能な変速段数が最大となる。そして、複数の締結パターンの中から図１６に示す第２締結パターン、または、図１７に示す第３締結パターンを選択しておくと、第１クラッチC1と第５クラッチC5に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な変速段の数が最小とならない。 As described above, for the engagement failure of the first clutch C1 and the release failure of the fifth clutch C5, when the first engagement pattern shown in FIG. Maximum. For the disengagement failure of the first clutch C1 and the fifth clutch C5, when the fourth engagement pattern shown in FIG. 18 is selected from a plurality of engagement patterns, the number of shift speeds that can be switched is maximized. . When the second fastening pattern shown in FIG. 16 or the third fastening pattern shown in FIG. 17 is selected from the plurality of fastening patterns, the first clutch C1 and the fifth clutch C5 are engaged and released. Even if this occurs, the number of gears that can be switched is not minimized.
次に、効果を説明する。
実施例１の自動変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the automatic transmission of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.
(1) 第１のサンギヤS1と、第１のリングギヤR1と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のリングギヤR1に噛み合う第１のダブルピニオンP1s,P1rを支持する第１のキャリヤPC1とからなる第１の遊星歯車PG1と、第２のサンギヤS2と、第２のリングギヤR2と、前記第２のサンギヤS2と前記第２のリングギヤR2に噛み合う第２のシングルピニオン（第２のピニオンP2）を支持する第２のキャリヤPC2とからなる第２の遊星歯車PG2と、第３のサンギヤS3と、第３のリングギヤR3と、前記第３のサンギヤS3と前記第３のリングギヤR3に噛み合う第３のシングルピニオン（第３のピニオンP3）を支持する第３のキャリヤPC3とからなる第３の遊星歯車PG3と、６つの摩擦要素と、を備え、前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸INからのトルクを出力軸OUTに出力可能な自動変速機において、前記入力軸INは、前記第２のサンギヤS2に常時連結しており、前記出力軸OUTは、前記第３のリングギヤR3に常時連結しており、前記第１のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3は、常時連結して第１の回転メンバM1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のキャリヤPC1のうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち速度線図上で端部位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と、前記第２のキャリヤPC2と前記第２のリングギヤR2のうち第２の遊星歯車PG2の速度線図上で中間位置に設定される回転要素の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）と、により構成され、前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成する。
このため、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、フリクション損失を小さく抑えることで、駆動エネルギの伝達効率の向上を図ることができる。
(1) From the first sun gear S1, the first ring gear R1, and the first carrier PC1 that supports the first sun gear S1 and the first double pinions P1s and P1r meshing with the first ring gear R1. A first planetary gear PG1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second single pinion (second pinion P2) meshing with the second sun gear S2 and the second ring gear R2. A second planetary gear PG2 comprising a second carrier PC2 that supports the third carrier, and a third sun gear S3, a third ring gear R3, a third sun gear S3 and a third ring gear R3 meshing with each other. A third planetary gear PG3 comprising a third carrier PC3 supporting a single pinion (third pinion P3) and six friction elements, and by appropriately fastening and releasing the six friction elements Shift to at least 8 forward gears In the automatic transmission capable of outputting torque from the force shaft IN to the output shaft OUT, the input shaft IN is always connected to the second sun gear S2, and the output shaft OUT is connected to the third ring gear R3. And one rotating element of the first sun gear S1 and the first carrier PC1 is always fixed to form a first fixed member F1, and the first ring gear R1 And the third carrier PC3 are always connected to form the first rotating member M1, and the six friction elements are the second carrier PC2 and the second ring gear R2 of the second ring gear R2. A first friction element (first clutch C1) for selectively connecting a rotation element set at an intermediate position on the speed diagram of the planetary gear PG2 and the third sun gear S3; On the speed diagram of the second planetary gear PG2 of the second carrier PC2 and the second ring gear R2 A second friction element (second clutch C2) that selectively connects between the rotation element set at the end position and the third sun gear S3; the second sun gear S2 and the third sun gear S3; A third friction element (third clutch C3) for selectively connecting the carrier PC3, the other rotary element of the first sun gear S1 and the first carrier PC1, and the second carrier. A fourth friction element (fourth clutch C4) for selectively connecting between PC2 and a rotary element set at an intermediate position on the speed diagram of the second planetary gear PG2 among the second ring gear R2 And the end position on the speed diagram of the second carrier PC2 and the second ring gear R2 of the first sun gear S1 and the first carrier PC1, and the second carrier PC2 and the second ring gear R2. A fifth friction element (fifth clutch C5) that selectively couples with the rotating element; A sixth friction element (first brake B1) capable of locking the rotation of the rotation element set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear PG2 out of the carrier PC2 and the second ring gear R2. And at least 8 forward speeds and 1 reverse speed are achieved by a combination of three simultaneous engagements among the six friction elements.
For this reason, the transmission energy transmission efficiency can be improved by reducing the friction loss while achieving the eighth forward speed with the three planetary six friction elements.
(2) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第８速と、からなる。
このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）の締結フェールに対して、５つの変速段数の切り替えを確保でき、第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の解放フェールに対して、７つの変速段数の切り替えを確保できる。
(2) Of the six friction elements, the second friction element (second clutch C2) and the fourth friction element (fourth clutch C4) are at least in the eighth forward speed by a combination of three simultaneous engagements. And a first speed achieved by simultaneous engagement of the sixth friction element (first brake B1), the first friction element (first clutch C1), and the second friction element (second clutch C2). A second speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4); the second friction element (second clutch C2); the third friction element (third clutch C3); Third speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4), the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the second speed A fourth speed achieved by simultaneous engagement of four friction elements (fourth clutch C4); A first speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the fifth friction element (fifth clutch C5); A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element (first clutch C1), the second friction element (second clutch C2), and the third friction element (third clutch C3), and the first The seventh speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1), and the second friction And an eighth speed achieved by simultaneous engagement of the element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1).
For this reason, the shift to the adjacent stage is achieved by single replacement by fastening one friction element and releasing one friction element, and the shift control is simplified and advantageous, and the first friction element ( For the engagement failure of the first clutch C1), it is possible to ensure the switching of the five shift speeds, and it is possible to ensure the switching of the seven shift speeds for the release failure of the fifth friction element (the fifth clutch C5).
(3) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第４速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第８速と、からなる。
このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と第５の摩擦要素（第５クラッチC5）に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な複数の変速段を確保することができる。
(3) Of the six friction elements, the second friction element (second clutch C2) and the fourth friction element (fourth clutch C4) are at least in the eighth forward speed by a combination of three simultaneous engagements. And a first speed achieved by simultaneous engagement of the sixth friction element (first brake B1), the second friction element (second clutch C2), and the fourth friction element (fourth clutch C4). A second speed achieved by simultaneous engagement of the fifth friction element (fifth clutch C5), the second friction element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the Third speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4), the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the second speed A fourth speed achieved by simultaneous engagement of four friction elements (fourth clutch C4); A first speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the fifth friction element (fifth clutch C5); A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element (first clutch C1), the second friction element (second clutch C2), and the third friction element (third clutch C3), and the first The seventh speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1), and the second friction And an eighth speed achieved by simultaneous engagement of the element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1).
For this reason, the shift to the adjacent stage is achieved by single replacement by fastening one friction element and releasing one friction element, and the shift control is simplified and advantageous, and the first friction element ( Even if a fastening failure or a release failure occurs in the first clutch C1) and the fifth friction element (fifth clutch C5), it is possible to secure a plurality of shift speeds that can be switched.
(4) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第４速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第８速と、からなる。
このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と第５の摩擦要素（第５クラッチC5）に締結フェールや解放フェールが発生しても、切り替え可能な複数の変速段を確保することができる。
(4) Of the six friction elements, the second friction element (second clutch C2) and the fourth friction element (fourth clutch C4) are at least in the eighth forward speed by the combination of three simultaneous engagements. And a first speed achieved by simultaneous engagement of the sixth friction element (first brake B1), the first friction element (first clutch C1), and the second friction element (second clutch C2). A second speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4); the second friction element (second clutch C2); the third friction element (third clutch C3); Third speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4), the second friction element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the second speed 4th speed achieved by simultaneous engagement of 5 friction elements (5th clutch C5), A first speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the fifth friction element (fifth clutch C5); A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element (first clutch C1), the second friction element (second clutch C2), and the third friction element (third clutch C3), and the first The seventh speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1), and the second friction And an eighth speed achieved by simultaneous engagement of the element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1).
For this reason, the shift to the adjacent stage is achieved by single replacement by fastening one friction element and releasing one friction element, and the shift control is simplified and advantageous, and the first friction element ( Even if a fastening failure or a release failure occurs in the first clutch C1) and the fifth friction element (fifth clutch C5), it is possible to secure a plurality of shift speeds that can be switched.
(5) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第４速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の同時締結により達成する第５速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第６速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第７速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第８速と、からなる。
このため、隣接段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利であると共に、第１の摩擦要素（第１クラッチC1）の解放フェールに対して、５つの変速段数の切り替えを確保でき、第５の摩擦要素（第５クラッチC5）の締結フェールに対して、３つの変速段数の切り替えを確保できる。
(5) Of the six friction elements, the second friction element (second clutch C2) and the fourth friction element (fourth clutch C4) are at least in the eighth forward speed by the combination of three simultaneous engagements. And a first speed achieved by simultaneous engagement of the sixth friction element (first brake B1), the second friction element (second clutch C2), and the fourth friction element (fourth clutch C4). A second speed achieved by simultaneous engagement of the fifth friction element (fifth clutch C5), the second friction element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the Third speed achieved by simultaneous engagement of the fourth friction element (fourth clutch C4), the second friction element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the second speed 4th speed achieved by simultaneous engagement of 5 friction elements (5th clutch C5), A first speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the fifth friction element (fifth clutch C5); A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element (first clutch C1), the second friction element (second clutch C2), and the third friction element (third clutch C3), and the first The seventh speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (first clutch C1), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1), and the second friction And an eighth speed achieved by simultaneous engagement of the element (second clutch C2), the third friction element (third clutch C3), and the sixth friction element (first brake B1).
For this reason, the shift to the adjacent stage is achieved by single replacement by fastening one friction element and releasing one friction element, and the shift control is simplified and advantageous, and the first friction element ( For the release failure of the first clutch C1), it is possible to ensure the switching of the five shift speeds, and it is possible to ensure the switching of the three shift speeds for the engagement failure of the fifth friction element (the fifth clutch C5).
(6) 前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第５クラッチC5）と前記第６の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する。
このため、適切なＲＣ値及び段間比を達成するようなギヤ比を選択しても、後退ギヤ比評価値（＝後退ギヤ比／１速ギヤ比）を１近傍の値とすることができ、この結果、前後進の切り替え時に駆動力差が生じることを防止できるし、後退発進加速性や登坂性能を確保することができる。
(6) Of the six friction elements, the first reverse speed achieved by the combination of three simultaneous engagements is the second friction element (second clutch C2) and the fifth friction element (fifth clutch C5). And the sixth friction element (first brake B1) simultaneously engaged.
Therefore, the reverse gear ratio evaluation value (= reverse gear ratio / 1st gear ratio) can be set to a value near 1 even if a gear ratio that achieves an appropriate RC value and interstage ratio is selected. As a result, it is possible to prevent a difference in driving force when switching between forward and backward travel, and it is possible to ensure reverse start acceleration and climbing performance.
(7) 前記第２の遊星歯車PG2は、シングルピニオン型遊星歯車であり、前記第１のキャリヤPC1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のキャリヤPC2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合に比べ、ギヤの伝達効率が向上し、ギヤノイズが低く抑えられるし、耐久信頼性が向上するし、コスト的に有利にすることができる。加えて、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。
(7) The second planetary gear PG2 is a single pinion type planetary gear, and the first carrier PC1 is always fixed to form a first fixed member F1, and the six friction elements are: A first clutch C1 that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3, and a connection that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3. Between the second clutch C2, the third clutch C3 that selectively connects the second sun gear S2 and the third carrier PC3, and between the first sun gear S1 and the second carrier PC2 A fourth clutch C4 that selectively connects the first sun gear S1 and the second ring gear R2, and a fifth clutch C5 that selectively connects the second sun gear S2 and the second carrier PC2 to the transmission case TC. And a first brake B1 that can be locked to.
For this reason, compared with the case where two double pinion type planetary gears are used, the transmission efficiency of the gear is improved, the gear noise is kept low, the durability reliability is improved, and the cost can be improved. In addition, the RC value can be set so as to reach a required value for achieving both the start performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel consumption at the highest gear ratio while maintaining an appropriate gear ratio.
実施例２は、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素のうち、第１のキャリヤを常時固定要素にした実施例１に対し、第１のサンギヤを常時固定要素にした例である。 The second embodiment is an example in which, among the three rotating elements of the first planetary gear PG1, the first sun gear is always a fixed element as compared with the first embodiment in which the first carrier is always a fixed element.
まず、構成を説明する。
図２１は、実施例２の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図２１に基づいて、実施例２の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 21 is a skeleton diagram illustrating the automatic transmission according to the second embodiment. Hereinafter, the planetary gear configuration and the friction element configuration of the automatic transmission according to the second embodiment will be described with reference to FIG.
実施例２の自動変速機は、図２１に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。 As shown in FIG. 21, the automatic transmission according to the second embodiment includes a first planetary gear PG1, a second planetary gear PG2, a third planetary gear PG3, an input shaft IN, an output shaft OUT, The first fixed member F1, the first rotating member M1, the first clutch C1 (first friction element), the second clutch C2 (second friction element), and the third clutch C3 (third Friction element), fourth clutch C4 (fourth friction element), fifth clutch C5 (fifth friction element), first brake B1 (sixth friction element), transmission case TC, and one-way And a clutch OWC.
前記第１の遊星歯車PG1と、前記第２の遊星歯車PG2と、前記第３の遊星歯車PG3の構成は、図１に示す実施例１と同様であり、第１の遊星歯車PG1のみがダブルピニオン型遊星歯車である。 The configurations of the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are the same as those of the first embodiment shown in FIG. 1, and only the first planetary gear PG1 is double. It is a pinion type planetary gear.
前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第２のサンギヤS2に常時連結している。 The input shaft IN is a shaft to which rotational drive torque from a drive source (engine or the like) is input via a torque converter or the like, and is always connected to the second sun gear S2.
前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の回転駆動トルクを出力する軸で、前記第３のリングギヤR3に常時連結している。 The output shaft OUT is a shaft that outputs a rotational drive torque after shifting to the drive wheels via a propeller shaft, final gear, or the like, and is always connected to the third ring gear R3.
前記第１の固定メンバF1は、前記第１のサンギヤS1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。 The first fixed member F1 is a member that always fixes the first sun gear S1 to the transmission case TC.
前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。 The first rotating member M1 is a rotating member that always connects the first ring gear R1 and the third carrier PC3 without interposing a friction element.
前記第１クラッチC1は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。 The first clutch C1 is a first friction element that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3.
前記第２クラッチC2は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。 The second clutch C2 is a second friction element that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3.
前記第３クラッチC3は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。 The third clutch C3 is a third friction element that selectively connects the second sun gear S2 and the third carrier PC3.
前記第４クラッチC4は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。 The fourth clutch C4 is a fourth friction element that selectively connects the first carrier PC1 and the second carrier PC2.
前記第５クラッチC5は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。 The fifth clutch C5 is a fifth friction element that selectively connects the first carrier PC1 and the second ring gear R2.
前記第１ブレーキB1は、前記第２のキャリヤPC2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。 The first brake B1 is a sixth friction element that can lock the rotation of the second carrier PC2 with respect to the transmission case TC. A one-way clutch OWC that is self-locking during driving and self-releasing during coasting is disposed at a position parallel to the first brake B1.
前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図２１に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に配列している。 As shown in FIG. 21, the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are connected to the output shaft OUT from the input shaft IN to which a drive source is connected. They are arranged in order.
図２２は、実施例２の自動変速機において６つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図２３は、実施例２の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。なお、実施例２の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,C5,B1のうち、図２に示す実施例１の自動変速機の場合と同様に、三つの同時締結の組み合わせにより、前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。また、実施例２の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図３に示す実施例１の自動変速機の場合と同様である。
FIG. 22 is a diagram illustrating a fastening operation table that achieves eight forward speeds and one reverse speed by combining three simultaneous fastenings among six friction elements in the automatic transmission according to the second embodiment. FIG. 23 is a diagram showing a gear meshing frequency table at each of the eight forward speeds in the automatic transmission according to the second embodiment. In the automatic transmission of the second embodiment, among the six friction elements C1, C2, C3, C4, C5, and B1, three simultaneous engagements are performed as in the case of the automatic transmission of the first embodiment shown in FIG. With these combinations, each of the
次に、作用を説明する。
実施例２の自動変速機における「各変速段での変速作用」を説明する。
Next, the operation will be described.
The “shifting action at each gear stage” in the automatic transmission according to the second embodiment will be described.
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図２４のハッチングに示すように、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
(First gear)
At the first speed (1st), as shown in FIG. 24, the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the one-way clutch OWC are simultaneously engaged during driving, and the second clutch C2 and the second clutch are engaged during coasting. The four clutch C4 and the first brake B1 are simultaneously engaged.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のキャリヤPC2と第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。したがって、実施例１の第１速と同様の作用により、第１速の変速段が達成される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. Three rotating elements of the first planetary gear PG1 are obtained by engaging the first brake B1 (or self-locking the one-way clutch OWC), engaging the fourth clutch C4, and the first fixed member F1 and the first rotating member M1. S1, PC1, and R1 are fixed integrally to the transmission case TC, and the second carrier PC2 and the third carrier PC3 are fixed to the transmission case TC. Therefore, the first speed gear stage is achieved by the same operation as the first speed of the first embodiment.
（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図２５のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4が同時締結される。
(2nd gear)
At the second speed (2nd), the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のキャリヤPC1が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the three rotating elements S2, PC2, R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the second planetary gear PG2 and the third rotating planetary gear PG2 rotate together. The sun gear S3 is directly connected. With the engagement of the fourth clutch C4, the integrally rotated second planetary gear PG2 and the first carrier PC1 are directly connected. The first sun gear S1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、一体回転状態の第２の遊星歯車PG2と第４クラッチC4を経過し、第１のキャリヤPC1に入力される。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。そして、実施例１の第２速と同様の作用により、第２速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the second planetary gear PG2 and the fourth clutch C4 in an integrally rotating state are passed and input to the first carrier PC1. Is done. Therefore, in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear, the input rotation to the first carrier PC1 is decelerated and output from the first ring gear R1. The second speed gear stage is achieved by the same action as the second speed of the first embodiment.
（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図２６のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(3rd speed)
At the third speed (3rd), the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first sun gear S1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第３速と同様の作用により、第３速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. Therefore, in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first carrier PC1. The third speed is achieved by the same action as the third speed in the first embodiment.
（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図２７のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(4th gear)
At the fourth speed (4th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のキャリヤPC1と第３のサンギヤS3が第２のキャリヤPC2を介して直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the fourth clutch C4, the first carrier PC1 and the third sun gear S3 are directly connected via the second carrier PC2. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first sun gear S1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第４速と同様の作用により、第４速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. Therefore, in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first carrier PC1. Then, the fourth speed is achieved by the same action as the fourth speed in the first embodiment.
（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図２８のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。
(5th speed)
At the fifth speed (5th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1がトランスミッションケースTCに固定される。 By the engagement of the first clutch C1, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. By engagement of the fifth clutch C5, the first carrier PC1 and the second ring gear R2 are directly connected. The first sun gear S1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のキャリヤPC1から出力する。そして、実施例１の第５速と同様の作用により、第５速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. Therefore, in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first carrier PC1. The fifth speed is achieved by the same operation as the fifth speed in the first embodiment.
（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図２９のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。
(Sixth speed gear)
At the sixth speed (6th), the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3, the three rotating elements S2, PC2, and R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the third planetary gear PG3 Two rotating elements S3, PC3, and R3 rotate together. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転するため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotational speed, the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 rotate integrally at the input rotational speed, so that the rotational speed of the output shaft OUT is from the input shaft IN. The same rotational speed as the input rotational speed is achieved, and the sixth speed gear stage (directly connected gear stage) with a gear ratio of 1 is achieved.
（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図３０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(7th speed)
At the seventh speed (7th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が、トランスミッションケースTCに固定される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。したがって、実施例１の第７速と同様の作用により、第７速の変速段が達成される。 The first sun gear S1, the second carrier PC2, and the third sun gear S3 are fixed to the transmission case TC by the simultaneous engagement of the first clutch C1 and the first brake B1 and the first fixed member F1. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. Therefore, the seventh speed is achieved by the same operation as the seventh speed of the first embodiment.
（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図３１のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(8th speed)
At the eighth speed (8th), the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が、トランスミッションケースTCに固定される。したがって、実施例１の第８速と同様の作用により、第８速の変速段が達成される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first sun gear S1 and the second carrier PC2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixing member F1. Therefore, the eighth speed is achieved by the same operation as the eighth speed in the first embodiment.
（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図３２のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。
(Reverse speed shift stage)
At the reverse speed (Rev), the second clutch C2, the fifth clutch C5, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が、トランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. By engagement of the fifth clutch C5, the first carrier PC1 and the second ring gear R2 are directly connected. The first sun gear S1 and the second carrier PC2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixing member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のリングギヤR2から出力する。この第２のリングギヤR2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第２のリングギヤR2の回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のキャリヤPC1にそのまま入力される。このため、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1への入力回転を減速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。したがって、実施例１の後退速と同様の作用により、後退速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the carrier, Output from the ring gear R2. The rotation of the second ring gear R2 passes through the second clutch C2 and is input to the third sun gear S3 as it is. On the other hand, the rotation of the second ring gear R2 passes through the fifth clutch C5 and is directly input to the first carrier PC1. Therefore, in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear, the input rotation to the first carrier PC1 is decelerated and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 passes through the first rotating member M1 and is input to the third carrier PC3 as it is. Therefore, the reverse speed gear stage is achieved by the same operation as the reverse speed of the first embodiment.
実施例２の場合、図２２に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.524、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.602、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.310とした場合、実施例１と同様に、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝8.020（＝5.358/0.668）を得ている。そして、実施例２の１速ギヤ比に対する後退ギヤ比の値は、Rev/1st＝0.989であり、実施例１と同様に、１近傍の値を得ている。さらに、実施例２の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図２３に示すように、実施例１の自動変速機の各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数と同じ値を得ている。すなわち、実施例２の自動変速機の「従来技術との対比による有利性」については、実施例１と同様である。また、実施例２の自動変速機は、実施例１と同様に、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を持ち、選択自由度が高いという作用効果を奏する。 In the case of the second embodiment, as shown in FIG. 22, the gear ratio of the first planetary gear PG1 is ρ1 = −0.524, the gear ratio of the second planetary gear PG2 is ρ2 = 0.602, and the gear of the third planetary gear PG3. When the ratio is ρ3 = 0.310, RC = 0.020 (= 0.358 / 0.668) is obtained while maintaining an appropriate gear ratio between adjacent gears, as in the first embodiment. The value of the reverse gear ratio with respect to the first gear ratio in the second embodiment is Rev / 1st = 0.989, and a value in the vicinity of 1 is obtained as in the first embodiment. Further, as shown in FIG. 23, the number of meshing gears and the average meshing number at each gear position in the automatic transmission according to the second embodiment are the same as the number of gear meshing at each gear speed in the automatic transmission according to the first embodiment. The same value as the number of meshes is obtained. That is, the “advantage by comparison with the prior art” of the automatic transmission of the second embodiment is the same as that of the first embodiment. The automatic transmission according to the second embodiment has a plurality of fastening patterns (first fastening pattern to fourth fastening pattern) as in the first embodiment, and has an effect that the degree of freedom of selection is high.
次に、効果を説明する。
実施例２の自動変速機にあっては、実施例１の(1)〜(4)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the automatic transmission of the second embodiment, in addition to the effects (1) to (4) of the first embodiment, the following effects can be obtained.
(8) 前記第２の遊星歯車PG2は、シングルピニオン型遊星歯車であり、前記第１のサンギヤS1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のキャリヤPC2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合に比べ、ギヤの伝達効率が向上し、ギヤノイズが低く抑えられるし、耐久信頼性が向上するし、コスト的に有利にすることができる。加えて、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。
(8) The second planetary gear PG2 is a single pinion type planetary gear, and the first sun gear S1 is always fixed to form a first fixed member F1, and the six friction elements are: A first clutch C1 that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3, and a connection that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3. Between the second clutch C2, the third clutch C3 for selectively connecting the second sun gear S2 and the third carrier PC3, and between the first carrier PC1 and the second carrier PC2 A fourth clutch C4 for selectively connecting the first carrier PC1 and the second ring gear R2, and a fifth clutch C5 for selectively connecting the second carrier PC2 to the transmission case TC. And a first brake B1 that can be locked to.
For this reason, compared with the case where two double pinion type planetary gears are used, the transmission efficiency of the gear is improved, the gear noise is kept low, the durability reliability is improved, and the cost can be improved. In addition, the RC value can be set so as to reach a required value for achieving both the start performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel consumption at the highest gear ratio while maintaining an appropriate gear ratio.
実施例３は、第２の遊星歯車PG2をシングルピニオン型遊星歯車とした実施例１，２に対し、第２の遊星歯車PG2をダブルピニオン型遊星歯車とした例である。 The third embodiment is an example in which the second planetary gear PG2 is a double pinion type planetary gear, while the second planetary gear PG2 is a single pinion type planetary gear.
まず、構成を説明する。
図３３は、実施例３の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図３３に基づいて、実施例３の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 33 is a skeleton diagram illustrating the automatic transmission according to the third embodiment. Hereinafter, the planetary gear configuration and the friction element configuration of the automatic transmission according to the third embodiment will be described with reference to FIG.
実施例３の自動変速機は、図３３に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第５クラッチC5（第５の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、ワンウェイクラッチOWCと、を備えている。 As shown in FIG. 33, the automatic transmission of the third embodiment includes a first planetary gear PG1, a second planetary gear PG2, a third planetary gear PG3, an input shaft IN, an output shaft OUT, The first fixed member F1, the first rotating member M1, the first clutch C1 (first friction element), the second clutch C2 (second friction element), and the third clutch C3 (third Friction element), fourth clutch C4 (fourth friction element), fifth clutch C5 (fifth friction element), first brake B1 (sixth friction element), transmission case TC, and one-way And a clutch OWC.
前記第１の遊星歯車PG1は、第１のダブルピニオンP1s,P1rを有するダブルピニオン型遊星歯車であり、第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合うピニオンP1sと該ピニオンP1sに噛み合うピニオンP1rを支持する第１のキャリヤPC1と、前記ピニオンP1rに噛み合う第１のリングギヤR1とからなる。 The first planetary gear PG1 is a double pinion type planetary gear having first double pinions P1s and P1r, and meshes with the first sun gear S1, the pinion P1s that meshes with the first sun gear S1, and the pinion P1s. The first carrier PC1 that supports the pinion P1r and the first ring gear R1 that meshes with the pinion P1r.
前記第２の遊星歯車PG2は、第２のダブルピニオンP2s,P2rを有するダブルピニオン型遊星歯車であり、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合うピニオンP2sと該ピニオンP2sに噛み合うピニオンP2rを支持する第２のキャリヤPC2と、前記ピニオンP2rに噛み合う第２のリングギヤR2とからなる。 The second planetary gear PG2 is a double pinion type planetary gear having second double pinions P2s and P2r, and meshes with the second sun gear S2, the pinion P2s engaged with the second sun gear S2, and the pinion P2s. It consists of a second carrier PC2 that supports the pinion P2r and a second ring gear R2 that meshes with the pinion P2r.
前記第３の遊星歯車PG3は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のピニオンP3（第３のシングルピニオン）を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる。 The third planetary gear PG3 is a single pinion type planetary gear, and supports a third sun gear S3 and a third pinion P3 (third single pinion) meshing with the third sun gear S3. It comprises a carrier PC3 and a third ring gear R3 meshing with the third pinion P3.
前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第２のサンギヤS2に常時連結している。 The input shaft IN is a shaft to which rotational drive torque from a drive source (engine or the like) is input via a torque converter or the like, and is always connected to the second sun gear S2.
前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の回転駆動トルクを出力する軸で、前記第３のリングギヤR3に常時連結している。 The output shaft OUT is a shaft that outputs a rotational drive torque after shifting to the drive wheels via a propeller shaft, final gear, or the like, and is always connected to the third ring gear R3.
前記第１の固定メンバF1は、前記第１のキャリヤPC1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。 The first fixing member F1 is a member that always fixes the first carrier PC1 to the transmission case TC.
前記第１の回転メンバM1は、前記第１のリングギヤR1と前記第３のキャリヤPC3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。 The first rotating member M1 is a rotating member that always connects the first ring gear R1 and the third carrier PC3 without interposing a friction element.
前記第１クラッチC1は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。 The first clutch C1 is a first friction element that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3.
前記第２クラッチC2は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。 The second clutch C2 is a second friction element that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3.
前記第３クラッチC3は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。 The third clutch C3 is a third friction element that selectively connects the second sun gear S2 and the third carrier PC3.
前記第４クラッチC4は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。 The fourth clutch C4 is a fourth friction element that selectively connects the first sun gear S1 and the second ring gear R2.
前記第５クラッチC5は、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2の間を選択的に連結する第５の摩擦要素である。 The fifth clutch C5 is a fifth friction element that selectively connects the first sun gear S1 and the second carrier PC2.
前記第１ブレーキB1は、前記第２のリングギヤR2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。なお、この第１ブレーキB1と並列の位置に、ドライブ時にセルフロックし、コースト時にセルフ解放するワンウェイクラッチOWCが配置されている。 The first brake B1 is a sixth friction element that can lock the rotation of the second ring gear R2 with respect to the transmission case TC. A one-way clutch OWC that is self-locking during driving and self-releasing during coasting is disposed at a position parallel to the first brake B1.
前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図３３に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に配列している。 As shown in FIG. 33, the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are connected to the output shaft OUT from the input shaft IN to which a drive source is connected. They are arranged in order.
図３４は、実施例３の自動変速機において６つの摩擦要素のうち三つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図３５は、実施例３の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図３４及び図３５に基づいて、実施例３の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。 FIG. 34 is a diagram illustrating a fastening operation table that achieves eight forward speeds and one reverse speed by combining three simultaneous fastenings among six friction elements in the automatic transmission according to the third embodiment. FIG. 35 is a diagram illustrating a gear meshing frequency table at each of the eight forward speeds in the automatic transmission according to the third embodiment. Hereinafter, based on FIG. 34 and FIG. 35, a description will be given of a gear shift configuration that establishes each gear position of the automatic transmission according to the third embodiment.
実施例３の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,C5,B1のうち三つの同時締結の組み合わせにより、下記に述べるように前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。 The automatic transmission according to the third embodiment has a combination of three simultaneous engagements among the six friction elements C1, C2, C3, C4, C5, and B1, so that each of the eight forward speeds and the first reverse speed is described below. To achieve.
第１速（1st）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1（またはワンウェイクラッチOWC）の同時締結により達成する。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝０回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the first speed (1st) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the first brake B1 (or the one-way clutch OWC). As shown in FIG. 35, since the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing, the total number of gear engagements at the first speed gear stage is 5 (= 0). Times + 3 times + 2 times).
第２速（2nd）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the second speed (2nd) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 35, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the second speed gear stage is 5 (= 3). Times + 0 times + 2 times).
第３速（3rd）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、８回（＝３回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the third speed (3rd) is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 35, since the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing, the number of gear meshes at the third speed gear stage is the total number of gear meshes. Is 8 times (= 3 times + 3 times + 2 times).
第４速（4th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝３回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the fourth speed (4th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 35, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the fourth speed gear stage is 5 (= 3). Times + 0 times + 2 times).
第５速（5th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5の同時締結により達成する。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、８回（＝３回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the fifth speed (5th) is achieved by simultaneous engagement of the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5. As shown in FIG. 35, since the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing, the number of gear meshes at the fifth speed is the total number of gear meshes. Is 8 times (= 3 times + 3 times + 2 times).
第６速（6th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により達成する。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3がいずれも噛み合いに関与しないため、合計回数は０回となる。 As shown in FIG. 34, the sixth speed (6th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3. As shown in FIG. 35, the number of gear meshes at the sixth speed gear stage is such that none of the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 is involved in meshing. The total number of times is zero.
第７速（7th）の変速段は、図３４に示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第３の遊星歯車PG3のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝０回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the seventh speed (7th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1. As shown in FIG. 35, the number of gear meshing at the seventh speed gear stage is only the third planetary gear PG3 involved in meshing, so the total number of times is 2 times (= 0 times + 0 times + 2 times). It becomes.
第８速（8th）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３５に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝０回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 34, the eighth speed (8th) is established by simultaneously engaging the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1. As shown in FIG. 35, since the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the eighth speed gear stage is 5 (= 0). Times + 3 times + 2 times).
後退速（Rev）の変速段は、図３４に示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。 As shown in FIG. 34, the reverse speed (Rev) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2, the fifth clutch C5, and the first brake B1.
次に、作用を説明する。
実施例３の自動変速機における「各変速段での変速作用」を説明する。
Next, the operation will be described.
The “shifting action at each shift speed” in the automatic transmission according to the third embodiment will be described.
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図３６のハッチングに示すように、ドライブ時、第２クラッチC2と第４クラッチC4とワンウェイクラッチOWCが同時締結され、コースト時、第２クラッチC2と第４クラッチC4と第１ブレーキB1が同時締結される。
(First gear)
At the first speed (1st), as shown in FIG. 36, the second clutch C2, the fourth clutch C4, and the one-way clutch OWC are simultaneously engaged during driving, and the second clutch C2 and the second clutch are engaged during coasting. The four clutch C4 and the first brake B1 are simultaneously engaged.
この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結（または、ワンウェイクラッチOWCのセルフロック）と第４クラッチC4の締結と第１の固定メンバF1と第１の回転メンバM1により、第１の遊星歯車PG1の三つの回転要素S1,PC1,R1がトランスミッションケースTCに一体に固定されると共に、第２のリングギヤR2と第３のキャリヤPC3がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. Three rotating elements of the first planetary gear PG1 are obtained by engaging the first brake B1 (or self-locking the one-way clutch OWC), engaging the fourth clutch C4, and the first fixed member F1 and the first rotating member M1. S1, PC1, and R1 are integrally fixed to the transmission case TC, and the second ring gear R2 and the third carrier PC3 are fixed to the transmission case TC.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転数は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、実施例１の第１速と同様に、第１速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the ring gear, and the second Output from the carrier PC2. The rotation speed of the second carrier PC2 passes through the second clutch C2 and is input to the third sun gear S3 as it is. For this reason, the 1st speed gear stage is achieved similarly to the 1st speed of Example 1.
（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図３７のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第４クラッチC4が同時締結される。
(2nd gear)
At the second speed (2nd), the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転すると共に、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結により、一体回転の第２の遊星歯車PG2と第１のサンギヤS1が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。したがって、実施例１の第２速と同様に、第２速の変速段が達成される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the second clutch C2, the three rotating elements S2, PC2, R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the second planetary gear PG2 and the third rotating planetary gear PG2 rotate together. The sun gear S3 is directly connected. By the engagement of the fourth clutch C4, the integrally rotated second planetary gear PG2 and the first sun gear S1 are directly connected. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1. Therefore, the second speed is achieved in the same manner as the second speed in the first embodiment.
（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図３８のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(3rd speed)
At the third speed (3rd), the second clutch C2, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第４クラッチC4を経過し、第２のリングギヤR2にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されることで、残りの第２のキャリヤPC2の回転数が決定される。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、第３クラッチC3介して入力回転数が入力される。このため、実施例１の第３速と同様に、第３速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation of the first sun gear S1 passes through the fourth clutch C4 and is directly input to the second ring gear R2. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the number of rotations of the second ring gear R2 and the number of rotations of the second sun gear S2 (= input number of rotations) are defined. The number of rotations of the second carrier PC2 is determined. The rotation of the second carrier PC2 passes through the second clutch C2 and is directly input to the third sun gear S3. On the other hand, the input rotational speed is input to the third carrier PC3 via the third clutch C3. For this reason, as in the third speed of the first embodiment, the third speed is achieved.
（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図３９のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(4th gear)
At the fourth speed (4th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により、第１のサンギヤS1と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。したがって、実施例１の第４速と同様に、第４速の変速段が達成される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the fourth clutch C4, the first sun gear S1 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1. Therefore, as with the fourth speed in the first embodiment, the fourth speed is achieved.
（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図４０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第５クラッチC5が同時締結される。
(5th speed)
At the fifth speed (5th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the fifth clutch C5 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結により、第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が直結される。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the first clutch C1, the second ring gear R2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. By engagement of the fifth clutch C5, the first sun gear S1 and the second carrier PC2 are directly connected. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３クラッチC3→第３のキャリヤPC3→第１の回転メンバM1を経過し、第１のリングギヤR1が入力回転数にて回転する。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のリングギヤR1への入力回転を増速し、第１のサンギヤS1から出力する。この第１のサンギヤS1の回転は、第５クラッチC5を経過し、第２のキャリヤPC2にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2の回転数と、第２のサンギヤS2の回転数（＝入力回転数）が規定されるため、残りの第２のリングギヤR2の回転数が決定される。この第２のリングギヤR2の回転数は、第１クラッチC1を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第３のキャリヤPC3には、第３クラッチC3を介して入力回転数が入力される。このため、実施例１の第５速と同様に、第５速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third clutch C3 → the third carrier PC3 → the first rotation member M1 passes, and the first ring gear R1 rotates at the input rotation speed. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first ring gear R1 is increased and output from the first sun gear S1. The rotation of the first sun gear S1 passes through the fifth clutch C5 and is directly input to the second carrier PC2. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the number of rotations of the second carrier PC2 and the number of rotations of the second sun gear S2 (= input number of rotations) are defined. The rotation speed of the ring gear R2 is determined. The rotation speed of the second ring gear R2 passes through the first clutch C1 and is input to the third sun gear S3 as it is. On the other hand, the input rotation speed is input to the third carrier PC3 via the third clutch C3. For this reason, the fifth speed is achieved as in the fifth speed of the first embodiment.
（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図４１のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。
(Sixth speed gear)
At the sixth speed (6th), the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により、第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転し、第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する。第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1がトランスミッションケースTCに固定される。 By simultaneously engaging the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3, the three rotating elements S2, PC2, and R2 of the second planetary gear PG2 rotate integrally, and the third planetary gear PG3 Two rotating elements S3, PC3, and R3 rotate together. The first carrier PC1 is fixed to the transmission case TC by the first fixing member F1.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転するため、出力軸OUTの回転数は、入力軸INからの入力回転数と同じ回転数となり、変速比１の第６速の変速段（直結変速段）が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotational speed, the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 rotate integrally at the input rotational speed, so that the rotational speed of the output shaft OUT is from the input shaft IN. The same rotational speed as the input rotational speed is achieved, and the sixth speed gear stage (directly connected gear stage) with a gear ratio of 1 is achieved.
（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図４２のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(7th speed)
At the seventh speed (7th), the first clutch C1, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2と第３のサンギヤS3が、トランスミッションケースTCに固定される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。したがって、実施例１の第７速と同様に、第７速の変速段が達成される。 By simultaneously engaging the first clutch C1 and the first brake B1 and the first fixed member F1, the first carrier PC1, the second ring gear R2, and the third sun gear S3 are fixed to the transmission case TC. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. Therefore, the seventh speed is achieved as in the seventh speed of the first embodiment.
（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図４３のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(8th speed)
At the eighth speed (8th), the second clutch C2, the third clutch C3, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のキャリヤPC3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が、トランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. The input shaft IN, the first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third carrier PC3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The first carrier PC1 and the second ring gear R2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixed member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、入力軸INの入力回転は、第３クラッチC3を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、実施例１の第８速と同様に、第８速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the ring gear, and the second Output from the carrier PC2. The rotation of the second carrier PC2 passes through the second clutch C2 and is directly input to the third sun gear S3. On the other hand, the input rotation of the input shaft IN passes through the third clutch C3 and is directly input to the third carrier PC3. For this reason, as with the eighth speed of the first embodiment, the eighth speed stage is achieved.
（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図４４のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第５クラッチC5と第１ブレーキB1が同時締結される。
(Reverse speed shift stage)
At the reverse speed (Rev), the second clutch C2, the fifth clutch C5, and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、第２のキャリヤPC2と第３のサンギヤS3が直結される。第５クラッチC5の締結により、第１のサンギヤS1と第２のキャリヤPC2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第１の固定メンバF1により、第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が、トランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the second carrier PC2 and the third sun gear S3 are directly connected. By engagement of the fifth clutch C5, the first sun gear S1 and the second carrier PC2 are directly connected. The first carrier PC1 and the second ring gear R2 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the first fixed member F1.
したがって、第２のサンギヤS2に入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転を逆転し、第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２クラッチC2を経過し、第３のサンギヤS3にそのまま入力される。一方、第２のキャリヤPC2の回転は、第５クラッチC5を経過し、第１のサンギヤS1にそのまま入力される。このため、キャリヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のサンギヤS1への入力回転を逆転し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第１の回転メンバM1を経過し、第３のキャリヤPC3にそのまま入力される。このため、実施例１の後退速と同様に、後退速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input after passing through the input shaft IN to the second sun gear S2, the input rotation to the second sun gear S2 is reversed in the second planetary gear PG2 fixed to the ring gear, and the second Output from the carrier PC2. The rotation of the second carrier PC2 passes through the second clutch C2 and is directly input to the third sun gear S3. On the other hand, the rotation of the second carrier PC2 passes through the fifth clutch C5 and is directly input to the first sun gear S1. For this reason, in the first planetary gear PG1 fixed to the carrier, the input rotation to the first sun gear S1 is reversed and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 passes through the first rotating member M1 and is input to the third carrier PC3 as it is. For this reason, similarly to the reverse speed of the first embodiment, the reverse speed gear stage is achieved.
実施例３の場合、図３４に示すように、第１の遊星歯車PG1のギヤ比をρ1＝-0.476、第２の遊星歯車PG2のギヤ比をρ2＝0.375、第３の遊星歯車PG3のギヤ比をρ3＝0.310とした場合、実施例１と同様に、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝8.043（＝5.376/0.668）を得ている。そして、実施例３の１速ギヤ比に対する後退ギヤ比の値は、Rev/1st＝0.989であり、実施例１と同様に、１近傍の値を得ている。さらに、実施例３の自動変速機での各変速段での歯車噛み合い回数と平均噛み合い数は、図３５に示すように、従来例の平均噛み合い数4.8に対し少し低い平均噛み合い数4.75を得ている。すなわち、実施例３の自動変速機の「従来技術との対比による有利性」については、平均噛み合い数が同等であることを除いて、実施例１と同様である。また、実施例３の自動変速機は、実施例１と同様に、複数の締結パターン（第１締結パターン〜第４締結パターン）を持ち、選択自由度が高いという作用効果を奏する。 In the case of the third embodiment, as shown in FIG. 34, the gear ratio of the first planetary gear PG1 is ρ1 = −0.476, the gear ratio of the second planetary gear PG2 is ρ2 = 0.375, and the gear of the third planetary gear PG3. When the ratio is set to ρ3 = 0.310, RC = 8.043 (= 0.376 / 0.668) is obtained while maintaining an appropriate interstage ratio in the adjacent gears as in the first embodiment. The value of the reverse gear ratio with respect to the first gear ratio in the third embodiment is Rev / 1st = 0.989, and a value in the vicinity of 1 is obtained as in the first embodiment. Furthermore, as shown in FIG. 35, the number of meshing gears and the average meshing number at each gear position in the automatic transmission of the third embodiment are obtained as an average meshing number of 4.75 which is slightly lower than the average meshing number of 4.8 of the conventional example. Yes. That is, the “advantage by comparison with the prior art” of the automatic transmission of the third embodiment is the same as that of the first embodiment except that the average number of meshes is the same. Further, the automatic transmission of the third embodiment has a plurality of fastening patterns (first to fourth fastening patterns) as in the first embodiment, and has an effect that the degree of freedom of selection is high.
次に、効果を説明する。
実施例３の自動変速機にあっては、実施例１の(1)、(2)、(6)の効果に加え、下記の効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the automatic transmission according to the third embodiment, in addition to the effects (1), (2), and (6) of the first embodiment, the following effects can be obtained.
(9) 前記第２の遊星歯車PG2は、ダブルピニオン型遊星歯車であり、前記第１のキャリヤPC1を常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第２のリングギヤR2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第１クラッチC1と、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のサンギヤS3との間を選択的に連結する第２クラッチC2と、前記第２のサンギヤS2と前記第３のキャリヤPC3との間を選択的に連結する第３クラッチC3と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のリングギヤR2との間を選択的に連結する第４クラッチC4と、前記第１のサンギヤS1と前記第２のキャリヤPC2との間を選択的に連結する第５クラッチC5と、前記第２のリングギヤR2をトランスミッションケースTCに係止可能な第１ブレーキB1と、により構成した。
このため、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。
(9) The second planetary gear PG2 is a double pinion type planetary gear, and the first carrier PC1 is always fixed to form a first fixed member F1, and the six friction elements are: A first clutch C1 that selectively connects the second ring gear R2 and the third sun gear S3, and a connection that selectively connects the second carrier PC2 and the third sun gear S3. Between the second clutch C2, the third clutch C3 that selectively connects the second sun gear S2 and the third carrier PC3, and between the first sun gear S1 and the second ring gear R2. A fourth clutch C4 for selectively connecting the first sun gear S1 and the second carrier PC2, and a fifth clutch C5 for selectively connecting the second ring gear R2 to the transmission case TC. And a first brake B1 that can be locked to.
For this reason, the RC value can be set to reach a required value for achieving both the start performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel consumption at the highest gear ratio while maintaining an appropriate gear ratio.
以上、本発明の自動変速機を実施例１〜実施例３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係る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。 As mentioned above, although the automatic transmission of this invention has been demonstrated based on Example 1-3, it is not restricted to these Examples about a concrete structure, Each claim of a claim is a claim. Design changes and additions are allowed without departing from the gist of the invention.
実施例１〜３では、第１の遊星歯車PG1のギヤ比ρ1と、第２の遊星歯車PG2のギヤ比ρ2と、第３の遊星歯車PG3のギヤ比ρ3を、それぞれについて好適の値に設定する例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3のギヤ比ρ1,ρ2,ρ3は、ギヤ比設定が可能な範囲内の値であって、ＲＣ値の高いギヤ比や適切な段間比を得るように設定したものであれば、具体的な値は、実施例１〜３の値に限られるものではない。 In the first to third embodiments, the gear ratio ρ1 of the first planetary gear PG1, the gear ratio ρ2 of the second planetary gear PG2, and the gear ratio ρ3 of the third planetary gear PG3 are set to suitable values. An example to do. However, the gear ratios ρ1, ρ2, and ρ3 of the planetary gears PG1, PG2, and PG3 are values within a range in which the gear ratio can be set, so that a gear ratio with a high RC value and an appropriate interstage ratio are obtained. As long as it is set, the specific value is not limited to the values in the first to third embodiments.
実施例１〜３では、入出力軸を同軸配置とするＦＲエンジン車に適用される自動変速機の例を示したが、ＦＲエンジン車に限らず、ＦＦエンジン車やハイブリッド車や電気自動車や燃料電池車、等の様々な車両の自動変速機としても適用することができる。 In the first to third embodiments, an example of an automatic transmission applied to an FR engine vehicle in which the input and output shafts are coaxially arranged is shown. The present invention can also be applied as an automatic transmission for various vehicles such as battery cars.
PG1 第１の遊星歯車
PG2 第２の遊星歯車
PG3 第３の遊星歯車
IN 入力軸
OUT 出力軸
F1 第１の固定メンバ
M1 第１の回転メンバ
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
C2 第２クラッチ（第２の摩擦要素）
C3 第３クラッチ（第３の摩擦要素）
C4 第４クラッチ（第４の摩擦要素）
C5 第５クラッチ（第５の摩擦要素）
B1 第１ブレーキ（第６の摩擦要素）
TC トランスミッションケース
PG1 first planetary gear
PG2 Second planetary gear
PG3 3rd planetary gear
IN input shaft
OUT output shaft
F1 First fixed member
M1 First rotating member
C1 First clutch (first friction element)
C2 Second clutch (second friction element)
C3 3rd clutch (3rd friction element)
C4 4th clutch (4th friction element)
C5 5th clutch (5th friction element)
B1 First brake (sixth friction element)
TC transmission case
Claims (9)
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のシングルピニオンまたは第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、を備え、
前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記入力軸は、前記第２のサンギヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のリングギヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち一方の回転要素は、常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記第１のリングギヤと前記第３のキャリヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素と、前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第１のサンギヤと前記第１のキャリヤのうち他方の回転要素と、前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で端部位置に設定される回転要素との間を選択的に連結する第５の摩擦要素と、
前記第２のキャリヤと前記第２のリングギヤのうち前記第２の遊星歯車の速度線図上で中間位置に設定される回転要素の回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
により構成され、
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする自動変速機。 A first planetary gear comprising a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that supports the first sun gear and the first double pinion meshing with the first ring gear;
A second planetary gear comprising a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier supporting a second single pinion or a second double pinion meshing with the second sun gear and the second ring gear. Gears,
A third planetary gear comprising a third sun gear, a third ring gear, a third carrier that supports the third sun gear and a third single pinion that meshes with the third ring gear;
6 friction elements,
In an automatic transmission capable of shifting to at least a forward 8-speed gear stage by appropriately fastening and releasing the six friction elements and outputting torque from the input shaft to the output shaft,
The input shaft is always connected to the second sun gear,
The output shaft is always connected to the third ring gear,
One rotating element of the first sun gear and the first carrier is always fixed to form a first fixed member,
The first ring gear and the third carrier are always connected to form a first rotating member,
The six friction elements are:
Of the second carrier and the second ring gear, a rotary element that is set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear and a third sun gear that selectively connects the third sun gear. 1 friction element;
Of the second carrier and the second ring gear, the rotary element set at the end position on the speed diagram of the second planetary gear and the third sun gear are selectively connected. A second friction element;
A third friction element selectively connecting between the second sun gear and the third carrier;
It is set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear of the second sun gear and the second ring gear of the first sun gear and the first carrier, and the second carrier and the second ring gear. A fourth friction element that selectively couples with the rotating element;
Of the first sun gear and the first carrier, the other rotating element, and the second carrier and the second ring gear are set to end positions on the velocity diagram of the second planetary gear. A fifth friction element for selectively connecting between the rotating element and
A sixth friction element capable of locking the rotation of the rotation element set at an intermediate position on the velocity diagram of the second planetary gear among the second carrier and the second ring gear;
Composed of
An automatic transmission characterized in that at least eight forward speeds and one reverse speed are achieved by a combination of three simultaneous engagements among the six friction elements.
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Among the six friction elements, at least eight forward speeds are achieved by a combination of three simultaneous fastenings.
A first speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the sixth friction element;
A second speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the fourth friction element;
A third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fourth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fifth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the third friction element;
A seventh speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An eighth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Among the six friction elements, at least eight forward speeds are achieved by a combination of three simultaneous fastenings.
A first speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the sixth friction element;
A second speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the fifth friction element;
A third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fourth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fifth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the third friction element;
A seventh speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An eighth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Among the six friction elements, at least eight forward speeds are achieved by a combination of three simultaneous fastenings.
A first speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the sixth friction element;
A second speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the fourth friction element;
A third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fourth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A fifth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the third friction element;
A seventh speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An eighth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
前記第１の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Among the six friction elements, at least eight forward speeds are achieved by a combination of three simultaneous fastenings.
A first speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the sixth friction element;
A second speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fourth friction element, and the fifth friction element;
A third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fourth friction element;
A fourth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A fifth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the fifth friction element;
A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the second friction element, and the third friction element;
A seventh speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An eighth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the third friction element, and the sixth friction element;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記６つの摩擦要素のうち、三つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成することを特徴とする自動変速機。 In the automatic transmission according to any one of claims 1 to 5,
Of the six friction elements, the first reverse speed achieved by a combination of three simultaneous engagements is achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the fifth friction element, and the sixth friction element. Automatic transmission featured.
前記第２の遊星歯車は、シングルピニオン型遊星歯車であり、
前記第１のキャリヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のキャリヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１クラッチと、
前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２クラッチと、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第４クラッチと、
前記第１のサンギヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第５クラッチと、
前記第２のキャリヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
により構成したことを特徴とする自動変速機。 In the automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The second planetary gear is a single pinion type planetary gear,
The first carrier is fixed at all times to form a first fixed member;
The six friction elements are:
A first clutch that selectively connects between the second carrier and the third sun gear;
A second clutch that selectively couples between the second ring gear and the third sun gear;
A third clutch that selectively connects between the second sun gear and the third carrier;
A fourth clutch that selectively couples between the first sun gear and the second carrier;
A fifth clutch that selectively connects between the first sun gear and the second ring gear;
A first brake capable of locking the second carrier to a transmission case;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記第２の遊星歯車は、シングルピニオン型遊星歯車であり、
前記第１のサンギヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のキャリヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１クラッチと、
前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２クラッチと、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
前記第１のキャリヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第４クラッチと、
前記第１のキャリヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第５クラッチと、
前記第２のキャリヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
により構成したことを特徴とする自動変速機。 In the automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The second planetary gear is a single pinion type planetary gear,
The first sun gear is always fixed to constitute a first fixed member,
The six friction elements are:
A first clutch that selectively connects between the second carrier and the third sun gear;
A second clutch that selectively couples between the second ring gear and the third sun gear;
A third clutch that selectively connects between the second sun gear and the third carrier;
A fourth clutch that selectively connects between the first carrier and the second carrier;
A fifth clutch that selectively couples between the first carrier and the second ring gear;
A first brake capable of locking the second carrier to a transmission case;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記第２の遊星歯車は、ダブルピニオン型遊星歯車であり、
前記第１のキャリヤを常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第２のリングギヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第１クラッチと、
前記第２のキャリヤと前記第３のサンギヤとの間を選択的に連結する第２クラッチと、
前記第２のサンギヤと前記第３のキャリヤとの間を選択的に連結する第３クラッチと、
前記第１のサンギヤと前記第２のリングギヤとの間を選択的に連結する第４クラッチと、
前記第１のサンギヤと前記第２のキャリヤとの間を選択的に連結する第５クラッチと、
前記第２のリングギヤをトランスミッションケースに係止可能な第１ブレーキと、
により構成したことを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1, 2, or 6,
The second planetary gear is a double pinion type planetary gear,
The first carrier is fixed at all times to form a first fixed member;
The six friction elements are:
A first clutch that selectively connects between the second ring gear and the third sun gear;
A second clutch that selectively couples between the second carrier and the third sun gear;
A third clutch that selectively connects between the second sun gear and the third carrier;
A fourth clutch for selectively connecting between the first sun gear and the second ring gear;
A fifth clutch that selectively couples between the first sun gear and the second carrier;
A first brake capable of locking the second ring gear to a transmission case;
An automatic transmission characterized by comprising:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009194290A JP4944174B2 (en) | 2009-08-25 | 2009-08-25 | Automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2009194290A JP4944174B2 (en) | 2009-08-25 | 2009-08-25 | Automatic transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2011047423A true JP2011047423A (en) | 2011-03-10 |
| JP4944174B2 JP4944174B2 (en) | 2012-05-30 |
Family
ID=43833969
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2009194290A Expired - Fee Related JP4944174B2 (en) | 2009-08-25 | 2009-08-25 | Automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP4944174B2 (en) |
Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US20040053734A1 (en) * | 2002-09-12 | 2004-03-18 | Madhusudan Raghavan | Transmission mechanisms with three gear sets and a stationary gear member |
| DE102004040615A1 (en) * | 2004-08-21 | 2006-03-09 | Zf Friedrichshafen Ag | Multi-step gear for motor car, has shafts connected to another shafts via respective couplings, and output shaft is connected to one planetary set, where one of shaft is coupled to casing via brake |
| US20090023537A1 (en) * | 2007-07-20 | 2009-01-22 | Gm Global Technology Operations, Inc. | 8-Speed Transmissions |
| JP2009162339A (en) * | 2008-01-09 | 2009-07-23 | Honda Motor Co Ltd | Automatic transmission for vehicle |
-
2009
- 2009-08-25 JP JP2009194290A patent/JP4944174B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US20040053734A1 (en) * | 2002-09-12 | 2004-03-18 | Madhusudan Raghavan | Transmission mechanisms with three gear sets and a stationary gear member |
| DE102004040615A1 (en) * | 2004-08-21 | 2006-03-09 | Zf Friedrichshafen Ag | Multi-step gear for motor car, has shafts connected to another shafts via respective couplings, and output shaft is connected to one planetary set, where one of shaft is coupled to casing via brake |
| US20090023537A1 (en) * | 2007-07-20 | 2009-01-22 | Gm Global Technology Operations, Inc. | 8-Speed Transmissions |
| JP2009162339A (en) * | 2008-01-09 | 2009-07-23 | Honda Motor Co Ltd | Automatic transmission for vehicle |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP4944174B2 (en) | 2012-05-30 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5324610B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4755703B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4773551B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5087746B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP2011033098A (en) | Automatic transmission | |
| JP5087747B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4755704B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5221505B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP2012013209A (en) | Automatic transmission | |
| JP4965620B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5039107B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5044622B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5021009B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP2011117566A (en) | Automatic transmission | |
| JP2011033137A (en) | Automatic transmission | |
| JP4965621B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4944174B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4944170B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5221598B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5221503B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4965622B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5039108B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5214668B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP5138651B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP4944175B2 (en) | Automatic transmission |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20110211 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20120228 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20120229 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20120301 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 4944174 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150309 Year of fee payment: 3 |
|
| S111 | Request for change of ownership or part of ownership |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313118 |
|
| R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |