JP2012127398A - Automatic transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、入力軸の回転を変速機ケース内に配置した複数の遊星歯車機構を介して複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission in which rotation of an input shaft is shifted to a plurality of stages via a plurality of planetary gear mechanisms arranged in a transmission case and output from an output member.
従来、入力用の第１遊星歯車機構と変速用の第２と第３の２つの遊星歯車機構と６つの係合機構とを用いて、前進８段の変速を行うことができるようにした自動変速機が知られている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, an automatic operation capable of performing eight forward gears using the first planetary gear mechanism for input, the second and third planetary gear mechanisms for shifting, and the six engaging mechanisms. A transmission is known (see, for example, Patent Document 1).
特許文献１のものでは、入力用の遊星歯車機構を、第１サンギヤと、第１リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第１サンギヤに噛合し他方が第１リングギヤに噛合する一対の第１ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第１キャリアとからなるいわゆるダブルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが互いに異なる方向に回転する。）で構成している。
In
第１遊星歯車機構は、第１サンギヤが変速機ケースに固定される固定要素、第１キャリアが入力軸に連結される入力要素、第１リングギヤが入力要素たる第１キャリアの回転速度を減速して出力する出力要素とされている。 The first planetary gear mechanism decelerates the rotational speed of a fixed element in which a first sun gear is fixed to a transmission case, an input element in which a first carrier is connected to an input shaft, and a first carrier in which a first ring gear is an input element. Output element.
又、変速用の２つの遊星歯車機構は、第２サンギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと一体化された第２リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第２サンギヤ及び第２リングギヤに噛合し他方が第３サンギヤに噛合する一対の第２ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第２キャリアとからなるラビニヨ型の遊星歯車機構で構成されている。 In addition, the two planetary gear mechanisms for shifting are engaged with the second sun gear, the third sun gear, and the second ring gear integrated with the third ring gear, and one of them meshes with the second sun gear and the second ring gear. The other is a Ravigneaux type planetary gear mechanism comprising a second carrier that pivotally supports and revolves a pair of second pinions meshing with the third sun gear.
このラビニヨ型の遊星歯車機構は、共線図（各回転要素の相対速度の比を直線で表すことができる図）においてギヤ比に対応する間隔を存して順に、第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素とすると、第１回転要素は第２サンギヤ、第２回転要素は第３キャリアと一体化された第２キャリア、第３回転要素は第３リングギヤと一体化された第２リングギヤ、第４回転要素は第３サンギヤとなる。 This Ravigneaux type planetary gear mechanism includes a first rotation element, a second rotation element, and a second rotation element in order with an interval corresponding to the gear ratio in a collinear diagram (a figure in which the ratio of relative speeds of the rotation elements can be represented by a straight line). When the rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element are used, the first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is the second carrier integrated with the third carrier, and the third rotating element is the third ring gear. The integrated second ring gear and fourth rotation element become the third sun gear.
又、係合機構として、第１遊星歯車機構の出力要素たる第１リングギヤと第３サンギヤから成る第４回転要素とを解除自在に連結する第１湿式多板クラッチと、入力軸と第２キャリアから成る第２回転要素とを解除自在に連結する第２湿式多板クラッチと、出力要素たる第１リングギヤと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第３湿式多板クラッチと、入力要素たる第１キャリアと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第４湿式多板クラッチと、第２サンギヤから成る第１回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第１ブレーキと、第２キャリアから成る第２回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第２ブレーキとを備える。 In addition, as an engagement mechanism, a first wet multi-plate clutch that releasably connects a first ring gear that is an output element of the first planetary gear mechanism and a fourth rotation element that is a third sun gear, an input shaft, and a second carrier And a second wet multi-plate clutch for releasably connecting a first rotary element comprising a first ring gear and a second sun gear as output elements. A fourth wet multi-plate clutch for releasably connecting the first carrier as the input element and the first rotating element comprising the second sun gear, and the first rotating element comprising the second sun gear to be disengageable to the transmission case. A first brake for fixing, and a second brake for releasably fixing the second rotating element including the second carrier to the transmission case.
以上の構成によれば、第１湿式多板クラッチと第２ブレーキとを係合することで１速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで２速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで３速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで４速段が確立される。 According to the above configuration, the first speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second brake, and the second speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the first brake. A stage is established, and a third speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, and the first wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch are engaged. This establishes the fourth gear.
又、第１湿式多板クラッチと第２湿式多板クラッチとを係合することで５速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで６速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで７速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで８速段が確立される。 Further, the fifth speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second wet multi-plate clutch, and 6 by engaging the second wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch. By establishing the first gear, engaging the second wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, the seventh gear is established, and by engaging the second wet multi-plate clutch and the first brake. The eighth gear is established.
又、従来の自動変速機は、入力軸の軸線上に８つの列を構成する。具体的には、トルクコンバータ側から順に、第１列が第４クラッチ及び第１ブレーキ、第２列が第１遊星歯車機構、第３列が第１クラッチ、第４列が第３クラッチ（第３クラッチは、スケルトン図上では、第１遊星歯車機構と同列に見えるが、実際には、第１クラッチと出力ギヤとの間に第３クラッチ用のピストンと油路とが構成されるため。）、第５列が出力ギヤ、第６列が第２遊星歯車機構、第７列が第３遊星歯車機構、第８列が第２クラッチ及び第２ブレーキとなる。 In addition, the conventional automatic transmission forms eight rows on the axis of the input shaft. Specifically, in order from the torque converter side, the first row is the fourth clutch and the first brake, the second row is the first planetary gear mechanism, the third row is the first clutch, and the fourth row is the third clutch (the second clutch). The three clutches appear to be in the same row as the first planetary gear mechanism on the skeleton diagram, but in reality, the third clutch piston and the oil passage are formed between the first clutch and the output gear. ), The fifth row is the output gear, the sixth row is the second planetary gear mechanism, the seventh row is the third planetary gear mechanism, and the eighth row is the second clutch and second brake.
上記従来例のものでは、各変速段において係合する係合機構の数が２つになる。そのため、開放している残りの４つの係合機構の引き摺りによるフリクションロスが大きくなり、自動変速機の効率が悪化する不具合がある。 In the above-described conventional example, the number of engagement mechanisms engaged at each shift stage is two. Therefore, the friction loss due to dragging of the remaining four engagement mechanisms that are open increases, resulting in a problem that the efficiency of the automatic transmission deteriorates.
本発明は、以上の点に鑑み、フリクションロスを低減できる自動変速機を提供することを目的とする。 An object of the present invention is to provide an automatic transmission which can reduce friction loss in view of the above points.
［１］上記目的を達成するため、本発明は、変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力により回転される入力軸と、該入力軸に平行に配置された出力軸とを備え、前記入力軸の回転を複数段に変速して前記出力軸から出力する自動変速機であって、サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々有する第１から第３の３つの遊星歯車機構と、第１駆動ギヤと該第１駆動ギヤに噛合する第１従動ギヤを有する第１ギヤ列と、第２駆動ギヤと該第２駆動ギヤに噛合する第２従動ギヤとを有し前記第１ギヤ列よりギヤ比が小さく設定された第２ギヤ列とを備え、前記第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、前記第２遊星歯車機構の３つの要素を、前記共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、前記第３遊星歯車機構の３つの要素を、前記共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第７要素、第８要素及び第９要素として、前記第１要素と前記第４要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第６要素と前記第７要素とを連結して第２連結体が構成され、前記第３要素と前記第８要素とを連結して第３連結体が構成され、該第３連結体が前記入力軸に連結され、前記第１ギヤ列の第１駆動ギヤは前記第２連結体に固定され又は前記第２連結体に対して相対回転可能に同心に配置され、前記第１ギヤ列の第１従動ギヤは前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置され又は前記出力軸に固定され、前記第２ギヤ列の第２駆動ギヤは前記第９要素に固定され又は前記第９要素に対して相対回転可能に同心に配置され、前記第２ギヤ列の第２従動ギヤは前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置され又は前記出力軸に固定される。 [1] In order to achieve the above object, the present invention provides an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and rotated by power from a drive source, and an output that is arranged in parallel to the input shaft. An automatic transmission that shifts the rotation of the input shaft in a plurality of stages and outputs the output from the output shaft, and includes three elements each including a sun gear, a carrier, and a ring gear. Two planetary gear mechanisms, a first gear train having a first drive gear and a first driven gear meshing with the first drive gear, a second drive gear and a second driven gear meshing with the second drive gear. And a second gear train having a gear ratio set smaller than that of the first gear train, and the three elements of the first planetary gear mechanism in a collinear diagram in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. The first element in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio, 2 elements and 3 elements, and the 3 elements of the second planetary gear mechanism are respectively 4th element, 5th element and 6th element in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram, The three elements of the third planetary gear mechanism are the seventh element, the eighth element, and the ninth element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram, and the first element and the fourth element. Are connected to form a first connecting body, the sixth element and the seventh element are connected to form a second connecting body, and the third element and the eighth element are connected to each other to connect the third element. A coupling body is configured, the third coupling body is coupled to the input shaft, and the first drive gear of the first gear train is fixed to the second coupling body or is rotatable relative to the second coupling body. The first driven gear of the first gear train is rotatable relative to the output shaft. Arranged concentrically or fixed to the output shaft, the second drive gear of the second gear train is fixed to the ninth element or concentrically arranged relative to the ninth element, the second gear The second driven gear of the gear train is arranged concentrically so as to be rotatable relative to the output shaft, or is fixed to the output shaft.
そして、係合機構として、前記第２要素と前記第２連結体とを連結自在な第１クラッチと、前記第１ギヤ列の第１駆動ギヤと第１従動ギヤのうち前記第２連結体又は前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置されたギヤと、当該ギヤに対応する前記第２連結体又は前記出力軸とを連結して、前記第２連結体の回転を前記第１ギヤ列を介して前記出力軸に伝達自在な第２クラッチと、前記第２ギヤ列の第２駆動ギヤと第２従動ギヤのうち前記第９要素又は前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置されたギヤと、当該ギヤに対応する前記第９要素又は前記出力軸とを連結して、前記第９要素の回転を前記第２ギヤ列を介して前記出力軸に伝達自在な第３クラッチと、前記第１遊星歯車機構の第１から第３の３つの要素のうち何れか２つを連結自在な第４クラッチと、前記第１連結体を前記変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、前記第５要素を前記変速機ケースに固定自在な第２ブレーキとを備え、前記第１から第４の４つのクラッチと、前記第１と第２の２つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする。 As an engagement mechanism, the first clutch that can connect the second element and the second connecting body, and the second connecting body or the first driving gear and the first driven gear of the first gear train. A gear arranged concentrically so as to be relatively rotatable with respect to the output shaft and the second connecting body or the output shaft corresponding to the gear are connected to rotate the second connecting body. A second clutch that can be transmitted to the output shaft via a row, and a second drive gear and a second driven gear of the second gear row that are concentrically rotatable relative to the ninth element or the output shaft. A third clutch that connects the arranged gear and the ninth element or the output shaft corresponding to the gear and can transmit the rotation of the ninth element to the output shaft via the second gear train. And any two of the first to third elements of the first planetary gear mechanism A first clutch that can be connected, a first brake that can fix the first connector to the transmission case, and a second brake that can fix the fifth element to the transmission case. To the fourth four clutches, and the first and second two brakes in total, the at least three engagement mechanisms are connected or fixed, so that each gear position is changed. It is characterized by establishing.
本発明によれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、４つのクラッチと２つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、各変速段において３つの係合機構が係合して連結状態又は固定状態となる。そのため、各変速段で連結及び固定状態でなく開放される係合機構の数は３つになり、従来のように各変速段で４つの係合機構が開放されるものに比し、開放されている係合機構によるフリクションロスを低減でき、自動変速機の伝達効率を向上させることができる。 According to the present invention, as will be apparent from the description of the embodiment described later, among the total of six engagement mechanisms of the four clutches and the two brakes, three engagement mechanisms are engaged and connected at each shift stage. State or fixed state. Therefore, the number of engagement mechanisms that are not connected and fixed in each gear stage is released is three, and the number of engagement mechanisms that are released in each gear stage is less than that in the conventional case where four engagement mechanisms are opened. The friction loss due to the engaging mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission can be improved.
又、本発明では、入力軸と平行に配置された出力軸を設け、第１と第２の２つのギヤ列のうち少なくとも一方のギヤ列を介して出力軸へ駆動力を伝達している。このため、第１と第２の２つのギヤ列に代えて、入力軸と同心の第４の遊星歯車機構と、第４の遊星歯車機構の何れかの要素の回転を出力軸に伝達させる１つのギヤ列とを設けた場合に比し、第４の遊星歯車機構のギヤの噛合による駆動力の伝達ロスがないため、駆動力の伝達効率を向上させることができる。 In the present invention, an output shaft arranged in parallel with the input shaft is provided, and the driving force is transmitted to the output shaft through at least one of the first and second gear trains. Therefore, instead of the first and second gear trains, the rotation of any element of the fourth planetary gear mechanism concentric with the input shaft and the fourth planetary gear mechanism is transmitted to the output shaft. Compared to the case where two gear trains are provided, there is no transmission loss of the driving force due to the meshing of the gears of the fourth planetary gear mechanism, so that the transmission efficiency of the driving force can be improved.
又、入力軸の回転は、第１ギヤ列又は第２ギヤ列を介して出力軸に伝達される。このため、２つのギヤ列のギヤ比（従動ギヤの歯数／駆動ギヤの歯数）を調節することで各変速段のギヤレシオを容易に変更でき、各変速段のギヤレシオの設定自由度が向上される。 The rotation of the input shaft is transmitted to the output shaft via the first gear train or the second gear train. For this reason, the gear ratio of each gear stage can be easily changed by adjusting the gear ratio of the two gear trains (the number of teeth of the driven gear / the number of teeth of the drive gear), and the degree of freedom in setting the gear ratio of each gear stage is improved. Is done.
［２］本発明においては、第１駆動ギヤを第２連結体に固定し、第１従動ギヤを出力軸に軸支し、第２駆動ギヤを第９要素に固定し、第２従動ギヤを出力軸に軸支し、入力軸の軸線上に一方から、第３遊星歯車機構、第２ギヤ列の第２駆動ギヤ、第１遊星歯車機構、第４クラッチ、第２遊星歯車機構、第１ギヤ列の第１駆動ギヤの順に配置し、第２駆動ギヤと第１遊星歯車機構との間に位置させて変速機ケースから径方向内方へ延びる側壁と、この側壁から入力軸の軸線方向に向かって延び、第２駆動ギヤの径方向内方に位置する筒状部とを設け、第２駆動ギヤを当該筒状部で回転自在に支持し、第１クラッチを筒状部の径方向内方に配置し、第１ブレーキを第４クラッチの径方向外方に配置し、第３クラッチを第１遊星歯車機構と対応する位置で出力軸上に配置し、第２クラッチを第２遊星歯車機構と対応する位置で出力軸上に配置することもできる。 [2] In the present invention, the first drive gear is fixed to the second coupling body, the first driven gear is pivotally supported on the output shaft, the second drive gear is fixed to the ninth element, and the second driven gear is The third planetary gear mechanism, the second drive gear of the second gear train, the first planetary gear mechanism, the fourth clutch, the second planetary gear mechanism, the first planetary gear mechanism are supported on the output shaft from one side on the axis of the input shaft. A side wall that is arranged in the order of the first drive gear of the gear train and that is positioned between the second drive gear and the first planetary gear mechanism and extends radially inward from the transmission case, and an axial direction of the input shaft from the side wall And a cylindrical portion positioned radially inward of the second drive gear, the second drive gear is rotatably supported by the cylindrical portion, and the first clutch is radially connected to the cylindrical portion. It is arranged inward, the first brake is arranged radially outward of the fourth clutch, and the third clutch corresponds to the first planetary gear mechanism. Arranged on the output shaft in location, may be a second clutch arranged on the output shaft at a position corresponding to the second planetary gear mechanism.
かかる構成によれば、入力軸の軸線上において、第２ギヤ列と第１クラッチとが、第４クラッチと第１ブレーキとが、第３クラッチと第１遊星歯車機構とが、第２クラッチと第２遊星歯車機構とが、夫々同一位置に配置される。このため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができ、車両（特にＦＦ式の車両）への搭載性を向上させることができる。 According to this configuration, on the axis of the input shaft, the second gear train and the first clutch, the fourth clutch and the first brake, the third clutch and the first planetary gear mechanism, and the second clutch The second planetary gear mechanism is disposed at the same position. For this reason, the axial length of the automatic transmission can be shortened, and the mountability to a vehicle (particularly, FF type vehicle) can be improved.
［３］更に、第２ブレーキを第１ブレーキの径方向外方に配置することもでき、これによれば、自動変速機の更なる軸長の短縮化を図ることができる。 [3] Furthermore, the second brake can be arranged radially outward of the first brake, and according to this, the axial length of the automatic transmission can be further shortened.
［４］本発明においては、第１クラッチを噛合機構で構成することが好ましい。これによれば、フリクションロスをより低減させることができる。 [4] In the present invention, it is preferable that the first clutch is constituted by a meshing mechanism. According to this, friction loss can be further reduced.
［５］本発明においては、第２クラッチを噛合機構で構成することが好ましい。これによれば、フリクションロスをより低減させることができる。 [5] In the present invention, it is preferable that the second clutch is constituted by a meshing mechanism. According to this, friction loss can be further reduced.
［６］本発明においては、第１から第３の３つの遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤとが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。）で構成することが好ましい。 [6] In the present invention, the first to third planetary gear mechanisms include a so-called single pinion comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. Type planetary gear mechanism (when the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a minus planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier And rotate in the same direction.).
これによれば、遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合、サンギヤとキャリアが互いに異なる方向に回転する。）で構成した場合に比し、入力軸から出力部材までの間の動力が伝達される経路における、ギヤが噛み合う個所を減少させることができ、伝達効率をより向上させることができる。 According to this, the planetary gear mechanism is a so-called double gear comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports and rotates a pair of pinions that mesh with each other and one meshes with the sun gear and the other meshes with the ring gear. Pinion type planetary gear mechanism (Since the sun gear and the ring gear rotate in the same direction when the carrier is fixed, it is also called the plus planetary gear mechanism or the positive planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier are different from each other. Compared with the case where the power is transmitted from the input shaft to the output member, the number of places where the gear meshes can be reduced and the transmission efficiency can be further improved. it can.
［７］本発明においては、駆動源の動力を入力軸に伝達自在な発進クラッチを設けてもよい。 [7] In the present invention, a start clutch that can transmit the power of the drive source to the input shaft may be provided.
［８］本発明においては、駆動源の動力をトルクコンバータを介して入力軸に伝達させるように構成することもできる。 [8] In the present invention, the power of the drive source can be transmitted to the input shaft via the torque converter.
図１は、本発明の自動変速機の実施形態を示している。本実施形態の自動変速機は、変速機ケース１内に回転自在に軸支した、図外の内燃機関（エンジン）等の駆動源ＥＮＧが出力する駆動力がロックアップクラッチＬＣ及びダンパＤＡを有するトルクコンバータＴＣを介して伝達される入力軸２と、入力軸２と平行に配置された出力軸３とを備えている。出力軸３の回転は、図外のデファレンシャルギヤやプロペラシャフトを介して車両の左右の駆動輪に伝達される。尚、トルクコンバータＴＣに代えて、摩擦係合自在に構成される単板型又は多板型の発進クラッチを設けてもよい。
FIG. 1 shows an embodiment of an automatic transmission according to the present invention. In the automatic transmission according to the present embodiment, a driving force output from a driving source ENG such as an internal combustion engine (engine) (not shown) that is rotatably supported in the
又、変速機ケース１内には、第１〜第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜３が入力軸２と同心に配置されている。
Further, in the
第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、サンギヤＳａとリングギヤＲａとに噛合するピニオンＰａを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣａとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。）で構成されている。 The first planetary gear mechanism PGS1 is a so-called single pinion type planetary gear mechanism (comprising a sun gear Sa, a ring gear Ra, and a carrier Ca that rotatably and revolves a pinion Pa meshing with the sun gear Sa and the ring gear Ra). When the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a negative planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism.When the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier rotate in the same direction. .).
図２の上段に示す第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図（サンギヤ、キャリア、リングギヤの３つの要素の相対回転速度の比を直線（速度線）で表すことができる図）を参照して、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａを、共線図におけるギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）に対応する間隔での並び順に左側から夫々第１要素、第２要素及び第３要素とすると、第１要素はサンギヤＳａ、第２要素はキャリアＣａ、第３要素はリングギヤＲａになる。 Referring to the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 shown in the upper part of FIG. 2 (a diagram in which the ratio of the relative rotational speeds of the three elements of the sun gear, the carrier, and the ring gear can be represented by a straight line (speed line)) The three elements Sa, Ca, Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 are arranged from the left side in the order in which they are arranged at intervals corresponding to the gear ratio (number of teeth of the ring gear / number of teeth of the sun gear) in the alignment chart. Assuming two elements and a third element, the first element is the sun gear Sa, the second element is the carrier Ca, and the third element is the ring gear Ra.
ここで、サンギヤＳａとキャリアＣａ間の間隔とキャリアＣａとリングギヤＲａ間の間隔との比は、第１遊星歯車機構ＰＧ１のギヤ比をｈとして、ｈ：１に設定される。尚、共線図において、下の横線と上の横線は夫々回転速度が「０」と「１」（入力軸２と同じ回転速度）であることを示している。 Here, the ratio between the distance between the sun gear Sa and the carrier Ca and the distance between the carrier Ca and the ring gear Ra is set to h: 1, where h is the gear ratio of the first planetary gear mechanism PG1. In the alignment chart, the lower horizontal line and the upper horizontal line indicate that the rotational speeds are “0” and “1” (the same rotational speed as the input shaft 2), respectively.
第２遊星歯車機構ＰＧＳ２も、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、サンギヤＳｂ及びリングギヤＲｂに噛合するピニオンＰｂを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｂとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The second planetary gear mechanism PGS2 is also configured by a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sb, a ring gear Rb, and a carrier Cb that rotatably and revolves a pinion Pb that meshes with the sun gear Sb and the ring gear Rb. Is done.
図２の中段に示す第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の共線図を参照して、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第４要素、第５要素及び第６要素とすると、第４要素はサンギヤＳｂ、第５要素はキャリアＣｂ、第６要素はリングギヤＲｂになる。サンギヤＳｂとキャリアＣｂ間の間隔とキャリアＣｂとリングギヤＲｂ間の間隔との比は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比をｉとして、ｉ：１に設定される。 Referring to the collinear diagram of the second planetary gear mechanism PGS2 shown in the middle stage of FIG. 2, the three elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. If the fourth element, the fifth element, and the sixth element are respectively arranged from the left in the order of arrangement, the fourth element is the sun gear Sb, the fifth element is the carrier Cb, and the sixth element is the ring gear Rb. The ratio between the distance between the sun gear Sb and the carrier Cb and the distance between the carrier Cb and the ring gear Rb is set to i: 1, where i is the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2.
第３遊星歯車機構ＰＧＳ３も、サンギヤＳｃと、リングギヤＲｃと、サンギヤＳｃ及びリングギヤＲｃに噛合するピニオンＰｃを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｃとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The third planetary gear mechanism PGS3 is also configured by a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sc, a ring gear Rc, and a carrier Cc that rotatably and revolves a pinion Pc that meshes with the sun gear Sc and the ring gear Rc. Is done.
図２の下段に示す第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の共線図を参照して、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の３つの要素Ｓｃ，Ｃｃ，Ｒｃを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第７要素、第８要素及び第９要素とすると、第７要素はサンギヤＳｃ、第８要素はキャリアＣｃ、第９要素はリングギヤＲｃになる。サンギヤＳｃとキャリアＣｃ間の間隔とキャリアＣｃとリングギヤＲｃ間の間隔との比は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比をｊとして、ｊ：１に設定される。 With reference to the collinear diagram of the third planetary gear mechanism PGS3 shown in the lower part of FIG. 2, the three elements Sc, Cc, Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. If the seventh element, the eighth element, and the ninth element are respectively arranged from the left in the order of arrangement, the seventh element is the sun gear Sc, the eighth element is the carrier Cc, and the ninth element is the ring gear Rc. The ratio between the distance between the sun gear Sc and the carrier Cc and the distance between the carrier Cc and the ring gear Rc is set to j: 1, where j is the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3.
又、本実施形態の自動変速機では、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１要素）と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ（第４要素）とが連結されて、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが構成されている。又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第６要素）と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃとが連結されて、第２連結体Ｒｂ−Ｓｃが構成されている。又、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第３要素）と第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８要素）とが連結されて、第３連結体Ｒａ−Ｃｃが構成されている。又、第３連結体Ｒａ−Ｃｃは入力軸２に連結されている。 Further, in the automatic transmission according to the present embodiment, the sun gear Sa (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb (fourth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 are coupled to each other, and the first coupling body. Sa-Sb is configured. Further, the ring gear Rb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 and the sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGS3 are connected to form a second connecting body Rb-Sc. Further, the ring gear Ra (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Cc (eighth element) of the third planetary gear mechanism PGS3 are connected to form a third connected body Ra-Cc. Further, the third connection body Ra-Cc is connected to the input shaft 2.
又、本実施形態の自動変速機は、第１駆動ギヤＧ１ａとこの第１駆動ギヤＧ１ａに噛合する第１従動ギヤＧ１ｂとからなる第１ギヤ列Ｇ１と、第２駆動ギヤＧ２ａとこの第２駆動ギヤＧ２ａに噛合する第２従動ギヤＧ２ｂとからなる第２ギヤ列Ｇ２とを備える。第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比（従動ギヤの歯数／駆動ギヤの歯数）をｍとし、第２ギヤ列Ｇ２のギヤ比をｎとすると、本実施形態においては、第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｍはｍ＞１に設定され、第２ギヤ列Ｇ２のギヤ比ｎはｎ＜１に設定されており、両ギヤ比はｍ＞ｎとなる。 Further, the automatic transmission of the present embodiment includes a first gear train G1 including a first drive gear G1a and a first driven gear G1b meshing with the first drive gear G1a, a second drive gear G2a, and the second drive gear G1a. And a second gear train G2 including a second driven gear G2b meshing with the drive gear G2a. When the gear ratio of the first gear train G1 (the number of teeth of the driven gear / the number of teeth of the drive gear) is m and the gear ratio of the second gear train G2 is n, in the present embodiment, the first gear train G1 The gear ratio m is set to m> 1, the gear ratio n of the second gear train G2 is set to n <1, and both gear ratios satisfy m> n.
第１駆動ギヤＧ１ａは第２連結体Ｒｂ−Ｓｃに連結・固定され、第１従動ギヤＧ１ｂは出力軸３に回転自在に軸支されている。第２駆動ギヤＧ２ａは第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）に連結・固定され、第２従動ギヤＧ２ｂは出力軸３に回転自在に軸支されている。 The first drive gear G1a is connected and fixed to the second connector Rb-Sc, and the first driven gear G1b is rotatably supported by the output shaft 3. The second drive gear G2a is connected and fixed to the ring gear Rc (9th element) of the third planetary gear mechanism PGS3, and the second driven gear G2b is rotatably supported on the output shaft 3.
又、本実施形態の自動変速機は、係合機構として、第１から第４の４つのクラッチＣ１〜Ｃ４と、第１と第２の２つのブレーキＢ１，Ｂ２とを備える。 The automatic transmission according to the present embodiment includes first to fourth four clutches C1 to C4 and first and second two brakes B1 and B2 as engagement mechanisms.
第１クラッチＣ１は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｓｃとを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。尚、第１クラッチＣ１を湿式多板クラッチで構成してもよい。 The first clutch C1 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function, and a coupling state in which the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second coupling body Rb-Sc are coupled. And an open state in which this connection is cut off. The first clutch C1 may be a wet multi-plate clutch.
第２クラッチＣ２は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第１従動ギヤＧ１ｂを出力軸３に連結・固定する連結状態と、この連結・固定を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。尚、第２クラッチＣ２は湿式多板クラッチで構成してもよい。 The second clutch C2 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function. The second clutch C2 is in a connected state in which the first driven gear G1b is connected / fixed to the output shaft 3 and in an open state in which the connection / fixation is cut off. It is configured to be switchable. The second clutch C2 may be a wet multi-plate clutch.
第３クラッチＣ３は、湿式多板クラッチであり、第２従動ギヤＧ２ｂを出力軸３に連結・固定する連結状態と、この連結・固定を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。第４クラッチＣ４は、湿式多板クラッチであり、第１連結体Ｓａ−Ｓｂと第３連結体Ｒａ−Ｃｃとを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The third clutch C3 is a wet multi-plate clutch, and is configured to be switchable between a connected state in which the second driven gear G2b is connected / fixed to the output shaft 3 and an open state in which the connection / fixation is cut off. The fourth clutch C4 is a wet multi-plate clutch, and is configured to be switchable between a connected state in which the first connecting body Sa-Sb and the third connecting body Ra-Cc are connected and an open state in which the connection is cut off. Yes.
尚、本発明の第４クラッチＣ４は、上記の構成に限らず、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１から第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａのうち何れか２つの要素を連結自在に構成されていればよい。 The fourth clutch C4 of the present invention is not limited to the above configuration, and any two of the first to third elements Sa, Ca, Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 can be connected. It only has to be configured.
第１ブレーキＢ１は、湿式多板ブレーキであり、第１連結体Ｓａ−Ｓｂを変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。第２ブレーキＢ２は、湿式多板ブレーキであり、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。
The first brake B1 is a wet multi-plate brake, and is configured to be switchable between a fixed state in which the first connecting body Sa-Sb is fixed to the
各クラッチＣ１〜Ｃ４及び各ブレーキＢ１，Ｂ２は、図外のトランスミッション・コントロール・ユニットにより、走行速度等の車両情報に基づいて、状態が切り換えられる。 The states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 are switched based on vehicle information such as travel speed by a transmission control unit (not shown).
入力軸２の軸線上には、駆動源ＥＮＧ及びトルクコンバータＴＣ側から、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３、第２駆動ギヤＧ２ａ、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第４クラッチＣ４、第２ブレーキＢ２、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２、第１駆動ギヤＧ１ａの順番で配置されている。変速機ケース１には、第２駆動ギヤＧ２ａと第１遊星歯車機構ＰＧＳ１との間に位置させて、径方向内方へ延びる側壁１ａが設けられている。
On the axis of the input shaft 2, from the drive source ENG and the torque converter TC side, the third planetary gear mechanism PGS3, the second drive gear G2a, the first planetary gear mechanism PGS1, the fourth clutch C4, the second brake B2, The two planetary gear mechanisms PGS2 and the first drive gear G1a are arranged in this order. The
この側壁１ａには、軸方向に向かって延びて第２駆動ギヤＧ２ａの径方向内方に位置する筒状部１ｂが設けられている。第２駆動ギヤＧ２ａは筒状部１ｂにベアリングを介して回転自在に軸支されている。このように構成することにより、変速機ケース１に連なる機械的強度の高い筒状部１ｂで第２駆動ギヤＧ２ａをしっかりと軸支させることができる。
The side wall 1a is provided with a cylindrical portion 1b that extends in the axial direction and is located radially inward of the second drive gear G2a. The second drive gear G2a is rotatably supported on the cylindrical portion 1b via a bearing. By comprising in this way, the 2nd drive gear G2a can be firmly supported by the cylindrical part 1b with high mechanical strength connected to the
又、第１クラッチＣ１は、筒状部１ｂの径方向内方に配置されている。これにより、筒状部１ｂの径方向内方のスペースを有効活用して、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 Further, the first clutch C1 is disposed radially inward of the cylindrical portion 1b. Accordingly, the axial length of the automatic transmission can be shortened by effectively utilizing the space in the radial direction of the cylindrical portion 1b.
又、第１ブレーキＢ１は、第４クラッチＣ４の径方向外方に配置されている。又、第３クラッチＣ３は第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と対応する位置で出力軸３上に配置されている。又、第２クラッチＣ２は第２遊星歯車機構ＰＧＳ２と対応する位置で出力軸３上に配置されている。このように構成することにより、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができ、車両（特にＦＦ式の車両）への搭載性を向上させることができる。 The first brake B1 is disposed radially outward of the fourth clutch C4. The third clutch C3 is disposed on the output shaft 3 at a position corresponding to the first planetary gear mechanism PGS1. The second clutch C2 is disposed on the output shaft 3 at a position corresponding to the second planetary gear mechanism PGS2. With this configuration, the axial length of the automatic transmission can be shortened, and the mountability on a vehicle (particularly, an FF type vehicle) can be improved.
次に、図２及び図３を参照して、本実施形態の自動変速機の各変速段を確立させる場合を説明する。 Next, with reference to FIG. 2 and FIG. 3, the case where each gear stage of the automatic transmission of this embodiment is established is demonstrated.
１速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とを連結状態とし、第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第２ブレーキＢ２を固定状態とすることにより、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｓｃとが同一速度で回転する。又、第２クラッチＣ２を連結状態とすることにより、出力軸３が第２連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度の１／ｍで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「１ｓｔ」となり、１速段が確立される。 When establishing the first gear, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected and the second brake B2 is fixed. By setting the second brake B2 in the fixed state, the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Sc rotate at the same speed. Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / m of the rotational speed of the second connected body Rb-Sc. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “1st” shown in FIG. 2, and the first gear is established.
２速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とを連結状態とし、第１ブレーキＢ１を固定状態とする。第１ブレーキＢ１を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｓｃとが同一速度で回転する。又、第２クラッチＣ２を連結状態とすることにより、出力軸３が第２連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度の１／ｍで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「２ｎｄ」となり、２速段が確立される。 When establishing the second gear, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected and the first brake B1 is fixed. By setting the first brake B1 in the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Sc rotate at the same speed. Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / m of the rotational speed of the second connected body Rb-Sc. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “2nd” shown in FIG. 2, and the second speed stage is established.
３速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４とを連結状態とする。第４クラッチＣ４を連結状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが第３連結体Ｒａ−Ｃｃと同一速度の「１」で回転し、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１から第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが相対回転不能なロック状態となる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第２連結体Ｒｂ−Ｓｃが第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第２クラッチＣ２を連結状態とすることにより、出力軸３が第２連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度の１／ｍで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「３ｒｄ」となり、３速段が確立される。 When establishing the third gear, the first clutch C1, the second clutch C2, and the fourth clutch C4 are connected. By setting the fourth clutch C4 in the connected state, the first connecting body Sa-Sb rotates at “1” at the same speed as the third connecting body Ra-Cc, and the first to third gears of the first planetary gear mechanism PGS1. These three elements Sa, Ca and Ra are in a locked state where relative rotation is impossible. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the second connecting body Rb-Sc rotates at “1” at the same speed as the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / m of the rotational speed of the second connected body Rb-Sc. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “3rd” shown in FIG. 2, and the third speed stage is established.
４速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３とを連結状態とする。第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３とを連結状態とすることで、第２連結体Ｒｂ−Ｓｃは、第１ギヤ列Ｇ１、出力軸３、第２ギヤ列Ｇ２を介して第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）と連結され、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度のｍ／ｎで回転する。そして、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の速度線が図２に示す「４ｔｈ」となり、４速段が確立される。 When establishing the fourth speed, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are brought into a connected state. By connecting the second clutch C2 and the third clutch C3, the second coupling body Rb-Sc is connected to the third planetary gear mechanism via the first gear train G1, the output shaft 3, and the second gear train G2. It is connected to the ring gear Rc (9th element) of the PGS3 and rotates at m / n of the rotational speed of the ring gear Rc (9th element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the speed line of the third planetary gear mechanism PGS3 becomes “4th” shown in FIG. 2, and the fourth speed stage is established.
尚、４速段においては第１クラッチＣ１は必ずしも連結状態とする必要はなく、開放状態としても４速段を確立することができるが、第１クラッチＣ１は３速段及び後述する５速段において連結状態とする必要があるため、４速段からの変速をスムーズに行うことができるように、４速段においても連結状態とすることが好ましい。 In the fourth speed, the first clutch C1 does not necessarily need to be in the connected state, and the fourth speed can be established even in the disengaged state, but the first clutch C1 has the third speed and the fifth speed described later. Therefore, it is preferable to set the connected state at the fourth speed stage so that the shift from the fourth speed stage can be performed smoothly.
５速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３と第４クラッチＣ４とを連結状態とする。第４クラッチＣ４を連結状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが第３連結体Ｒａ−Ｃｃと同一速度の「１」で回転し、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１から第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが相対回転不能なロック状態となる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第２連結体Ｒｂ−Ｓｃが第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることにより、出力軸３が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度の１／ｎで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「５ｔｈ」となり、５速段が確立される。 When establishing the fifth gear, the first clutch C1, the third clutch C3, and the fourth clutch C4 are brought into a connected state. By setting the fourth clutch C4 in the connected state, the first connecting body Sa-Sb rotates at “1” at the same speed as the third connecting body Ra-Cc, and the first to third gears of the first planetary gear mechanism PGS1. These three elements Sa, Ca and Ra are in a locked state where relative rotation is impossible. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the second connecting body Rb-Sc rotates at “1” at the same speed as the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / n of the rotational speed of the ring gear Rc (the ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “5th” shown in FIG. 2, and the fifth gear is established.
６速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３とを連結状態とし、第１ブレーキＢ１を固定状態とする。第１ブレーキＢ１を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｓｃとが同一速度で回転する。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることにより、出力軸３が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度の１／ｎで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「６ｔｈ」となり、６速段が確立される。 When the sixth speed is established, the first clutch C1 and the third clutch C3 are connected and the first brake B1 is fixed. By setting the first brake B1 in the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Sc rotate at the same speed. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / n of the rotational speed of the ring gear Rc (the ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “6th” shown in FIG. 2, and the sixth gear is established.
７速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１と第３クラッチＣ３とを連結状態とし、第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第２ブレーキＢ２を固定状態とすることにより、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。又、第１クラッチＣ１を連結状態とすることにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｓｃとが同一速度で回転する。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることにより、出力軸３が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度の１／ｎで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「７ｔｈ」となり、７速段が確立される。 When establishing the seventh gear, the first clutch C1 and the third clutch C3 are connected and the second brake B2 is fixed. By setting the second brake B2 in the fixed state, the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by setting the first clutch C1 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Sc rotate at the same speed. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / n of the rotational speed of the ring gear Rc (the ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “7th” shown in FIG. 2, and the seventh gear is established.
８速段を確立させる場合には、第３クラッチＣ３を連結状態とし、第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂと第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）との回転速度が同一速度の「０」となる。従って、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４から第６の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂが相対回転不能なロック状態となり、第２連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度も「０」になる。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることにより、出力軸３が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度の１／ｎで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「８ｔｈ」となり、８速段が確立される。 When establishing the eighth gear, the third clutch C3 is set in a connected state, and the first brake B1 and the second brake B2 are set in a fixed state. By setting the first brake B1 and the second brake B2 in a fixed state, the rotational speeds of the first connecting body Sa-Sb and the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 are “0”, which is the same speed. It becomes. Accordingly, the fourth to sixth elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are locked so as not to rotate relative to each other, and the rotation speed of the second coupling body Rb-Sc is also “0”. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / n of the rotational speed of the ring gear Rc (the ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “8th” shown in FIG. 2, and the eighth gear is established.
９速段を確立させる場合には、第３クラッチＣ３と第４クラッチＣ４とを連結状態とし、第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第４クラッチＣ４を連結状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが第３連結体Ｒａ−Ｃｃと同一速度の「１」で回転し、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１から第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが相対回転不能なロック状態となる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態とすることにより、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることにより、出力軸３が第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９要素）の回転速度の１／ｎで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「９ｔｈ」となり、９速段が確立される。 When establishing the ninth gear, the third clutch C3 and the fourth clutch C4 are connected, and the second brake B2 is fixed. By setting the fourth clutch C4 in the connected state, the first connecting body Sa-Sb rotates at “1” at the same speed as the third connecting body Ra-Cc, and the first to third gears of the first planetary gear mechanism PGS1. These three elements Sa, Ca and Ra are in a locked state where relative rotation is impossible. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / n of the rotational speed of the ring gear Rc (the ninth element) of the third planetary gear mechanism PGS3. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “9th” shown in FIG. 2, and the ninth gear is established.
後進段を確立させる場合には、第２クラッチＣ２と第４クラッチＣ４とを連結状態とし、第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第４クラッチＣ４を連結状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが第３連結体Ｒａ−Ｃｃと同一速度の「１」で回転し、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の第１から第３の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａが相対回転不能なロック状態となる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態とすることにより、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。又、第２クラッチＣ２を連結状態とすることにより、出力軸３が第２連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度の１／ｍで回転する。そして、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３の各速度線が図２に示す「Ｒｖｓ」となり、逆転（車両が後進する方向の回転）の後進段が確立される。 When establishing the reverse gear, the second clutch C2 and the fourth clutch C4 are connected, and the second brake B2 is fixed. By setting the fourth clutch C4 in the connected state, the first connecting body Sa-Sb rotates at “1” at the same speed as the third connecting body Ra-Cc, and the first to third gears of the first planetary gear mechanism PGS1. These three elements Sa, Ca and Ra are in a locked state where relative rotation is impossible. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the output shaft 3 rotates at 1 / m of the rotational speed of the second connected body Rb-Sc. Then, the respective speed lines of the first to third planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 become “Rvs” shown in FIG. 2, and a reverse stage is established in reverse rotation (rotation in the direction in which the vehicle moves backward).
尚、図２中の点線で示す速度線は、３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３のうち動力伝達する遊星歯車機構に追従して他の遊星歯車機構の各要素が回転（空回り）することを表している。 A speed line indicated by a dotted line in FIG. 2 indicates that each element of the other planetary gear mechanisms rotates (idle) following the planetary gear mechanism that transmits power among the three planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3. ing.
図３（ａ）は、上述した各変速段におけるクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１，Ｂ２の状態を纏めて表示した図であり、クラッチＣ１〜Ｃ４及びブレーキＢ１，Ｂ２の列の「○」は連結状態又は固定状態を示し、空欄は開放状態を示している。又、図３（ｂ）には、図３（ｄ）に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｈを２．３０６、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｉを２．３０８、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｊを１．７５９、第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｍを１．２３０、第２ギヤ列Ｇ２のギヤ比ｎを０．６４５とした場合における各変速段のギヤレシオ（入力軸２の回転速度／出力軸３の回転速度）を示している。これによれば、図３（ｃ）に示すように、公比（各変速段間のギヤレシオの比）が適切になると共に、図３（ｄ）に示したレシオレンジ（１速段のギヤレシオ／最高速段である９速段のギヤレシオ）も適切になる。 FIG. 3A is a diagram summarizing and displaying the states of the clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 at each of the above-described shift speeds. A state or a fixed state is shown, and a blank indicates an open state. 3B, the gear ratio h of the first planetary gear mechanism PGS1 is 2.306, and the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2 is 2.308, as shown in FIG. The gear ratio j of the third planetary gear mechanism PGS3 is 1.759, the gear ratio m of the first gear train G1 is 1.230, and the gear ratio n of the second gear train G2 is 0.645. The gear ratio (the rotational speed of the input shaft 2 / the rotational speed of the output shaft 3) is shown. According to this, as shown in FIG. 3 (c), the common ratio (ratio of gear ratios between the respective gears) becomes appropriate, and the ratio orange (gear ratio / first gear) shown in FIG. The 9th speed gear ratio (the maximum speed) is also appropriate.
本実施形態の自動変速機によれば、前進９段の変速を行うことができる。又、各変速段において、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が３つ以下となり、フリクションロスを抑制して、駆動力の伝達効率を向上させることができる。 According to the automatic transmission of the present embodiment, it is possible to perform nine forward shifts. Further, at each shift stage, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is three or less, so that friction loss can be suppressed and driving force transmission efficiency can be improved.
又、本実施形態の自動変速機では、入力軸２と平行に配置された出力軸３を設け、第１と第２の２つのギヤ列Ｇ１，Ｇ２のうち少なくとも一方のギヤ列を介して出力軸３へ駆動力を伝達している。このため、第１と第２の２つのギヤ列Ｇ１，Ｇ２に代えて、入力軸と同心の第４の遊星歯車機構と、第４の遊星歯車機構の何れかの要素の回転を出力軸に伝達させる１つのギヤ列とを設けた場合に比し、第４の遊星歯車機構のギヤの噛合による駆動力の伝達ロスがないため、自動変速機の駆動力の伝達効率を向上させることができる。 In the automatic transmission according to the present embodiment, the output shaft 3 disposed in parallel with the input shaft 2 is provided, and output is performed via at least one of the first and second gear trains G1 and G2. Driving force is transmitted to the shaft 3. Therefore, instead of the first and second two gear trains G1 and G2, the rotation of any element of the fourth planetary gear mechanism concentric with the input shaft and the fourth planetary gear mechanism is used as the output shaft. Compared to the case where one gear train to be transmitted is provided, there is no transmission loss of the driving force due to the meshing of the gears of the fourth planetary gear mechanism, so that the transmission efficiency of the driving force of the automatic transmission can be improved. .
又、入力軸２の回転は、第１ギヤ列Ｇ１又は第２ギヤ列Ｇ２を介して出力軸３に伝達される。このため、２つのギヤ列Ｇ１，Ｇ２のギヤ比ｍ，ｎを調節することで各変速段のギヤレシオを容易に変更でき、各変速段のギヤレシオの設定自由度が向上される。 The rotation of the input shaft 2 is transmitted to the output shaft 3 via the first gear train G1 or the second gear train G2. For this reason, by adjusting the gear ratios m and n of the two gear trains G1 and G2, the gear ratio of each gear can be easily changed, and the degree of freedom in setting the gear ratio of each gear is improved.
又、７速段を所定の中速段、１速段から所定の中速段たる７速段までを低速段域、所定の中速段たる７速段を超える８速段から９速段までを高速段域と定義して、所定の中速段たる７速段を超える８速段から９速段までの高速段域においては、湿式多板クラッチと比較してフリクションロスが少ない噛合機構で構成される第１クラッチＣ１が開放状態となる。 In addition, the 7th speed is a predetermined medium speed, the 1st speed to the 7th speed that is the predetermined medium speed, the low speed area, and the 8th speed to the 9th speed that exceeds the 7th speed that is the predetermined medium speed. Is defined as the high speed range, and in the high speed range from the 8th to the 9th speed that exceeds the 7th speed, which is the predetermined medium speed, the meshing mechanism has less friction loss than the wet multi-plate clutch. The configured first clutch C1 is released.
又、１速段から４速段までと後進段とを除いた他の変速段（５速段から９速段）の全てで開放状態となる第２クラッチＣ２も噛合機構で構成されている。従って、高速段域においては、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が１となり、車両の高速走行時におけるフリクションロスを低減させて燃費を向上させることができる。 Further, the second clutch C2 that is opened at all the other gear speeds (5th gear to 9th gear) excluding the first gear to the fourth gear and the reverse gear is also constituted by a meshing mechanism. Therefore, in the high speed range, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is 1, and the friction loss when the vehicle is traveling at high speed can be reduced to improve the fuel efficiency.
又、噛合機構からなる第１クラッチＣ１は、所定の中速段たる７速段と８速段との間で連結状態と開放状態とに切り換えられるのみである。７速段（所定の中速段）における第１クラッチＣ１での伝達トルク（伝達駆動力）は比較的小さいため、第１クラッチＣ１を噛合機構としてのドグクラッチで構成しても、７速段と８速段の間の変速時に連結状態と開放状態との切り換えをスムーズに行うことができる。 Further, the first clutch C1 composed of the meshing mechanism is only switched between the connected state and the released state between the 7th speed stage and the 8th speed stage, which are predetermined medium speed stages. Since the transmission torque (transmission driving force) in the first clutch C1 at the seventh speed (predetermined medium speed) is relatively small, even if the first clutch C1 is configured by a dog clutch as a meshing mechanism, It is possible to smoothly switch between the connected state and the released state at the time of shifting between the eighth speeds.
又、全ての遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３が所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されているため、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなる所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが互いに異なる方向に回転する。）で構成されるものに比し、駆動力の伝達経路上におけるギヤの噛合回数を減少させることができ、伝達効率を向上させることができる。 Since all the planetary gear mechanisms PGS1 to PGS3 are so-called single pinion type planetary gear mechanisms, the sun gear and the ring gear mesh with each other, one meshes with the sun gear, and the other meshes with the ring gear. A so-called double pinion type planetary gear mechanism comprising a carrier that rotatably and revolves the pinion (when the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in the same direction, so the plus planetary gear mechanism or the positive planetary gear mechanism By the way, when the ring gear is fixed, the number of meshing of the gear on the transmission path of the driving force can be reduced as compared with a configuration in which the sun gear and the carrier rotate in different directions. Transmission efficiency can be improved.
尚、本実施形態においては、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を噛合機構で構成したものを説明したが、両者を湿式多板クラッチで構成しても、各変速段における湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数を３つ以下に抑え、フリクションロスを抑制することができるという本発明の効果を得ることができる。 In the present embodiment, the first clutch C1 and the second clutch C2 are configured by the meshing mechanism. However, even if both are configured by the wet multi-plate clutch, the wet multi-plate clutch at each shift stage and It is possible to obtain the effect of the present invention that the number of wet multi-plate brakes released can be suppressed to 3 or less and friction loss can be suppressed.
又、本実施形態の自動変速機においては前進９速段の変速を行うものを説明したが、これに限らず、何れか１つ以上の変速段を省略することにより、前進８速段以下の変速を行うように構成してもよい。例えば、何れか３つの変速段を省略して前進６速段の変速を行うように構成することもできる。 Further, the automatic transmission according to the present embodiment has been described for performing the forward 9th speed shift, but is not limited thereto, and by omitting any one or more shift speeds, the forward 8th speed or lower speed is not limited. You may comprise so that shifting may be performed. For example, it is also possible to perform a shift at the sixth forward speed while omitting any three shift speeds.
又、本実施形態の自動変速機においては、第２ブレーキＢ２を第４クラッチＣ４と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２との間に配置したものを説明したが、第２ブレーキＢ２は第１ブレーキＢ１の径方向外方に配置することもできる。これによれば、自動変速機の更なる軸長の短縮化を図ることができると共に、第２クラッチＣ２の周囲のスペースが広くなるため、第２クラッチＣ２を湿式多板クラッチで構成する場合に、比較的容量の大きなクラッチを選択することができる。 In the automatic transmission according to this embodiment, the second brake B2 is disposed between the fourth clutch C4 and the second planetary gear mechanism PGS2. However, the second brake B2 is the same as the first brake B1. It can also be arranged radially outward. According to this, since the axial length of the automatic transmission can be further shortened and the space around the second clutch C2 is widened, the second clutch C2 is configured by a wet multi-plate clutch. A clutch having a relatively large capacity can be selected.
１…変速機ケース、２…入力軸、３…出力軸、ＥＮＧ…駆動源、ＬＣ…ロックアップクラッチ、ＤＡ…ダンパ、ＴＣ…トルクコンバータ、ＰＧＳ１…第１遊星歯車機構、Ｓａ…サンギヤ（第１要素）、Ｃａ…キャリア（第２要素）、Ｒａ…リングギヤ（第３要素）、Ｐａ…ピニオン、ＰＧＳ２…第２遊星歯車機構、Ｓｂ…サンギヤ（第４要素）、Ｃｂ…キャリア（第５要素）、Ｒｂ…リングギヤ（第６要素）、Ｐｂ…ピニオン、ＰＧＳ３…第３遊星歯車機構、Ｓｃ…サンギヤ（第７要素）、Ｃｃ…キャリア（第８要素）、Ｒｃ…リングギヤ（第９要素）、Ｐｃ…ピニオン、Ｇ１…第１ギヤ列、Ｇ１ａ…第１駆動ギヤ、Ｇ１ｂ…第１従動ギヤ、Ｇ２…第２ギヤ列、Ｇ２ａ…第２駆動ギヤ、Ｇ２ｂ…第２従動ギヤ、Ｃ１〜Ｃ４…第１〜第４クラッチ、Ｂ１，Ｂ２…第１，第２ブレーキ。
DESCRIPTION OF
Claims (8)
サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々有する第１から第３の３つの遊星歯車機構と、第１駆動ギヤと該第１駆動ギヤに噛合する第１従動ギヤを有する第１ギヤ列と、第２駆動ギヤと該第２駆動ギヤに噛合する第２従動ギヤとを有し前記第１ギヤ列よりギヤ比が小さく設定された第２ギヤ列とを備え、
前記第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、
前記第２遊星歯車機構の３つの要素を、前記共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、
前記第３遊星歯車機構の３つの要素を、前記共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第７要素、第８要素及び第９要素として、
前記第１要素と前記第４要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第６要素と前記第７要素とを連結して第２連結体が構成され、前記第３要素と前記第８要素とを連結して第３連結体が構成され、該第３連結体が前記入力軸に連結され、
前記第１ギヤ列の第１駆動ギヤは前記第２連結体に固定され又は前記第２連結体に対して相対回転可能に同心に配置され、前記第１ギヤ列の第１従動ギヤは前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置され又は前記出力軸に固定され、
前記第２ギヤ列の第２駆動ギヤは前記第９要素に固定され又は前記第９要素に対して相対回転可能に同心に配置され、前記第２ギヤ列の第２従動ギヤは前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置され又は前記出力軸に固定され、
係合機構として、
前記第２要素と前記第２連結体とを連結自在な第１クラッチと、
前記第１ギヤ列の第１駆動ギヤと第１従動ギヤのうち前記第２連結体又は前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置されたギヤと、当該ギヤに対応する前記第２連結体又は前記出力軸とを連結して、前記第２連結体の回転を前記第１ギヤ列を介して前記出力軸に伝達自在な第２クラッチと、
前記第２ギヤ列の第２駆動ギヤと第２従動ギヤのうち前記第９要素又は前記出力軸に対して相対回転可能に同心に配置されたギヤと、当該ギヤに対応する前記第９要素又は前記出力軸とを連結して、前記第９要素の回転を前記第２ギヤ列を介して前記出力軸に伝達自在な第３クラッチと、
前記第１遊星歯車機構の第１から第３の３つの要素のうち何れか２つを連結自在な第４クラッチと、
前記第１連結体を前記変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、
前記第５要素を前記変速機ケースに固定自在な第２ブレーキとを備え、
前記第１から第４の４つのクラッチと、前記第１と第２の２つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする自動変速機。 An input shaft that is rotatably supported in the transmission case and rotated by power from a drive source, and an output shaft that is arranged in parallel to the input shaft, the input shaft being rotated in a plurality of stages. An automatic transmission that shifts and outputs from the output shaft,
First to third planetary gear mechanisms each having three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear; a first gear train having a first drive gear and a first driven gear meshing with the first drive gear; A second gear train having a second drive gear and a second driven gear meshing with the second drive gear and having a gear ratio set smaller than that of the first gear train,
The three elements of the first planetary gear mechanism are a first element, a second element, and a third element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. ,
The three elements of the second planetary gear mechanism are a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
The three elements of the third planetary gear mechanism are respectively arranged as a seventh element, an eighth element, and a ninth element in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram.
The first element and the fourth element are connected to form a first connection body, the sixth element and the seventh element are connected to form a second connection body, and the third element and the A third coupling body is configured by coupling the eighth element, and the third coupling body is coupled to the input shaft.
The first drive gear of the first gear train is fixed to the second coupling body or is concentrically disposed so as to be relatively rotatable with respect to the second coupling body, and the first driven gear of the first gear train is the output Arranged concentrically with respect to the shaft or fixed to the output shaft,
The second drive gear of the second gear train is fixed to the ninth element or concentrically arranged relative to the ninth element, and the second driven gear of the second gear train is connected to the output shaft. Arranged concentrically relative to each other or fixed to the output shaft,
As an engagement mechanism,
A first clutch capable of connecting the second element and the second connector;
Of the first drive gear and the first driven gear of the first gear train, a gear disposed concentrically with respect to the second coupling body or the output shaft, and the second coupling corresponding to the gear. A second clutch capable of transmitting the rotation of the second connecting body to the output shaft via the first gear train;
Of the second drive gear and the second driven gear of the second gear train, a gear disposed concentrically with respect to the ninth element or the output shaft, and the ninth element or the gear corresponding to the gear. A third clutch coupled to the output shaft and capable of transmitting the rotation of the ninth element to the output shaft via the second gear train;
A fourth clutch capable of connecting any two of the first to third elements of the first planetary gear mechanism;
A first brake capable of fixing the first connector to the transmission case;
A second brake capable of fixing the fifth element to the transmission case;
By bringing at least three engagement mechanisms out of a total of six engagement mechanisms of the first to fourth clutches and the first and second brakes into a connected state or a fixed state, An automatic transmission characterized by establishing a gear position.
前記第１駆動ギヤは前記第２連結体に固定され、前記第１従動ギヤは前記出力軸に軸支され、
前記第２駆動ギヤは前記第９要素に固定され、前記第２従動ギヤは前記出力軸に軸支され、
前記入力軸の軸線上に一方から、前記第３遊星歯車機構、前記第２ギヤ列の第２駆動ギヤ、前記第１遊星歯車機構、前記第４クラッチ、前記第２遊星歯車機構、前記第１ギヤ列の第１駆動ギヤの順に配置され、
前記第２駆動ギヤと前記第１遊星歯車機構との間に位置させて前記変速機ケースから径方向内方へ延びる側壁と、該側壁から前記入力軸の軸線方向に向かって延び、前記第２駆動ギヤの径方向内方に位置する筒状部とが設けられ、
前記第２駆動ギヤは前記筒状部で回転自在に支持され、
前記第１クラッチは、前記筒状部の径方向内方に配置され、
前記第１ブレーキは、前記第４クラッチの径方向外方に配置され、
前記第３クラッチは前記第１遊星歯車機構と対応する位置で前記出力軸上に配置され、
前記第２クラッチは前記第２遊星歯車機構と対応する位置で前記出力軸上に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
The first drive gear is fixed to the second connector, and the first driven gear is pivotally supported by the output shaft;
The second driving gear is fixed to the ninth element, and the second driven gear is pivotally supported by the output shaft;
From one side on the axis of the input shaft, the third planetary gear mechanism, the second drive gear of the second gear train, the first planetary gear mechanism, the fourth clutch, the second planetary gear mechanism, the first Arranged in the order of the first drive gear of the gear train,
A side wall positioned between the second drive gear and the first planetary gear mechanism and extending radially inward from the transmission case; and extending from the side wall in an axial direction of the input shaft; A cylindrical portion located radially inward of the drive gear is provided,
The second drive gear is rotatably supported by the cylindrical portion,
The first clutch is disposed radially inward of the cylindrical portion,
The first brake is disposed radially outward of the fourth clutch;
The third clutch is disposed on the output shaft at a position corresponding to the first planetary gear mechanism;
The automatic transmission according to claim 1, wherein the second clutch is disposed on the output shaft at a position corresponding to the second planetary gear mechanism.
前記第２ブレーキは前記第１ブレーキの径方向外方に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 2, wherein
2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the second brake is disposed radially outward of the first brake.
前記第１クラッチは噛合機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the first clutch includes a meshing mechanism.
前記第２クラッチは噛合機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 4,
2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the second clutch includes a meshing mechanism.
前記第１から第３の３つの遊星歯車機構は、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 5,
The first to third planetary gear mechanisms are constituted by a single-pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. An automatic transmission characterized by that.
前記駆動源の動力を前記入力軸に伝達自在な発進クラッチが設けられることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
2. An automatic transmission comprising a starting clutch capable of transmitting power of the driving source to the input shaft.
前記駆動源の動力は、トルクコンバータを介して前記入力軸に伝達されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The automatic transmission is characterized in that the power of the drive source is transmitted to the input shaft via a torque converter.
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