JP2778278B2 - 遊星歯車変速機構 - Google Patents
遊星歯車変速機構Info
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- carrier
- friction element
- gear
- gear set
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/666—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with compound planetary gear units, e.g. two intermeshing orbital gears
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は多段自動変速機を構成す
る際にギヤ比の選択の自由度が高くなるようにした遊星
歯車変速機構に関するものである。
る際にギヤ比の選択の自由度が高くなるようにした遊星
歯車変速機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】この種の遊星歯車変速機構の従来例とし
ては、例えば特開昭52−149562号公報に開示されたもの
がある。この従来例の遊星歯車変速機構は、図９に示す
ように、入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側から
順次第１、第２及び第３遊星歯車組G1, G2, G3を介装
し、これら遊星歯車組をサンギヤS1，S2，S3と、リング
ギヤR1，R2，R3と、これらサンギヤおよびリングギヤに
噛合するピニオンP1，P2，P3と、このピニオンを回転自
在に支持するピニオンキャリアPC1 ，PC2 ，PC3 とより
なるシングルピニオン型の単純遊星歯車組とする。そし
て、サンギヤS2，S3を一体結合して第１回転メンバと
し、第１クラッチC1により入力軸Ｉに結合可能とし、キ
リャアPC3 を第２回転メンバとし、出力軸Ｏに結着
し、キリャアPC2 およびリングギヤR3を一体結合して第
３回転メンバとし、第１ブレーキB1により変速機ケー
スに固定可能にすると共に第２クラッチC2により入力軸
Ｉに結合可能とし、キャリアPC1 及びリングギヤR2を第
４回転メンバとし、第２ブレーキB2により変速機ケー
スに固定可能とし、サンギヤS1を第５回転ンバとし、
入力軸Ｉに結着し、リングギヤR1を第６回転メンバと
し、第３ブレーキB3により第７回転メンバとしての変
速機ケースに固定可能とする。
ては、例えば特開昭52−149562号公報に開示されたもの
がある。この従来例の遊星歯車変速機構は、図９に示す
ように、入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側から
順次第１、第２及び第３遊星歯車組G1, G2, G3を介装
し、これら遊星歯車組をサンギヤS1，S2，S3と、リング
ギヤR1，R2，R3と、これらサンギヤおよびリングギヤに
噛合するピニオンP1，P2，P3と、このピニオンを回転自
在に支持するピニオンキャリアPC1 ，PC2 ，PC3 とより
なるシングルピニオン型の単純遊星歯車組とする。そし
て、サンギヤS2，S3を一体結合して第１回転メンバと
し、第１クラッチC1により入力軸Ｉに結合可能とし、キ
リャアPC3 を第２回転メンバとし、出力軸Ｏに結着
し、キリャアPC2 およびリングギヤR3を一体結合して第
３回転メンバとし、第１ブレーキB1により変速機ケー
スに固定可能にすると共に第２クラッチC2により入力軸
Ｉに結合可能とし、キャリアPC1 及びリングギヤR2を第
４回転メンバとし、第２ブレーキB2により変速機ケー
スに固定可能とし、サンギヤS1を第５回転ンバとし、
入力軸Ｉに結着し、リングギヤR1を第６回転メンバと
し、第３ブレーキB3により第７回転メンバとしての変
速機ケースに固定可能とする。
【０００３】かかる構成において、遊星歯車変速機構の
共線図は図10の如くになり、横軸に設定歯数比に対応し
て割振られる回転メンバ〜の位置と、回転メンバ
, , の位置とを取り、縦軸に回転メンバ毎の回転
速度比（回転メンバの回転速度／入力軸の回転速度）を
取って表わし、回転メンバ〜に係る共線図と回転メ
ンバ, , に係る共線図を同一図面上に示した。な
お、回転速度比０は回転メンバの固定を示し、１は入力
軸回転と同方向（正転方向）同速回転を示し、−１は入
力軸回転と逆方向（逆転方向）同速回転を示す。この共
線図に示す如く、回転メンバの回転をクラッチC1, C2及
びブレーキB1, B2, B3のうち２個の摩擦要素により拘束
することで、前進６速、及び後退１速の変速段を選択的
に得ることができる。そして、回転メンバ，間の間
隔と、，間の間隔と、，間の間隔との比率を
１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔と、，間の間隔と
の比を１：Ｃとすると、遊星歯車組G1, G2, G3の歯数比
（サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α1 ，α2 ，α3 は
夫々 α1 ＝Ｃ ───── (1) α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) で与えられる。なお、選択される変速段と、締結される
摩擦要素 (〇で示す) との関係、並びに変速段毎のギヤ
比は表１に示す如くなる。
共線図は図10の如くになり、横軸に設定歯数比に対応し
て割振られる回転メンバ〜の位置と、回転メンバ
, , の位置とを取り、縦軸に回転メンバ毎の回転
速度比（回転メンバの回転速度／入力軸の回転速度）を
取って表わし、回転メンバ〜に係る共線図と回転メ
ンバ, , に係る共線図を同一図面上に示した。な
お、回転速度比０は回転メンバの固定を示し、１は入力
軸回転と同方向（正転方向）同速回転を示し、−１は入
力軸回転と逆方向（逆転方向）同速回転を示す。この共
線図に示す如く、回転メンバの回転をクラッチC1, C2及
びブレーキB1, B2, B3のうち２個の摩擦要素により拘束
することで、前進６速、及び後退１速の変速段を選択的
に得ることができる。そして、回転メンバ，間の間
隔と、，間の間隔と、，間の間隔との比率を
１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔と、，間の間隔と
の比を１：Ｃとすると、遊星歯車組G1, G2, G3の歯数比
（サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α1 ，α2 ，α3 は
夫々 α1 ＝Ｃ ───── (1) α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) で与えられる。なお、選択される変速段と、締結される
摩擦要素 (〇で示す) との関係、並びに変速段毎のギヤ
比は表１に示す如くなる。
【０００４】
【表１】
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】上記従来例において
は、表１に示す、第４速（ギヤ比＝１）を除く各変速段
のギヤ比は、３つの変数Ａ，Ｂ，Ｃにより決定されるた
め互いに関連付けられており、それらの全てを単独で決
定することができない。そのため、各変速段におけるギ
ヤ比を所望のギヤ比に近付けるように変数Ａ，Ｂ，Ｃを
決定することにより共線図上では所望のギヤ比を実現す
ることができるが、実際には上述のように変数Ａ，Ｂ，
Ｃに規定される遊星歯車の歯数比α1 ，α2 ，α3 が所
定範囲内に収まらないと車両用の遊星歯車として実用に
耐えなくなることが経験的に知られており、前記所望の
ギヤ比が実現できない場合がある。ここで、上記所定範
囲としては例えば 0.35 〜0.6 が好適であり、歯数比が
0.6を超えると、自動変速機のケースサイズ (の上限)
がほぼ一定であるため、ピニオンギヤ径が極端に小さく
なって回転速度を高めたり歯の大きさが必要以上に小さ
くなることから、耐久性の問題が生じる。一方、歯数比
が 0.35 未満になると、上記ケースサイズ上の制約か
ら、サンギヤ径が必要以上に小さくなってしまい、一般
にサンギヤの内部を貫通するシャフトの強度不足を招
く。
は、表１に示す、第４速（ギヤ比＝１）を除く各変速段
のギヤ比は、３つの変数Ａ，Ｂ，Ｃにより決定されるた
め互いに関連付けられており、それらの全てを単独で決
定することができない。そのため、各変速段におけるギ
ヤ比を所望のギヤ比に近付けるように変数Ａ，Ｂ，Ｃを
決定することにより共線図上では所望のギヤ比を実現す
ることができるが、実際には上述のように変数Ａ，Ｂ，
Ｃに規定される遊星歯車の歯数比α1 ，α2 ，α3 が所
定範囲内に収まらないと車両用の遊星歯車として実用に
耐えなくなることが経験的に知られており、前記所望の
ギヤ比が実現できない場合がある。ここで、上記所定範
囲としては例えば 0.35 〜0.6 が好適であり、歯数比が
0.6を超えると、自動変速機のケースサイズ (の上限)
がほぼ一定であるため、ピニオンギヤ径が極端に小さく
なって回転速度を高めたり歯の大きさが必要以上に小さ
くなることから、耐久性の問題が生じる。一方、歯数比
が 0.35 未満になると、上記ケースサイズ上の制約か
ら、サンギヤ径が必要以上に小さくなってしまい、一般
にサンギヤの内部を貫通するシャフトの強度不足を招
く。
【０００６】具体的な数値を用いて説明すると、Ａ＝0.
420 、Ｂ＝0.682 、Ｃ＝0.887 としてギヤ比が第１速＝
3.38、第２速＝1.91、第３速＝1.34、第４速＝1.00、第
５速＝0.75、第６速＝0.62、後退速＝−3.45となるよう
な自動変速機を設計した場合、前記(1) 〜(3) 式により
α1 ＝0.887 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42 となるため歯
数比α1 が上記所定範囲を逸脱することになり、結局上
記目標のギヤ比が実現できなくなる。
420 、Ｂ＝0.682 、Ｃ＝0.887 としてギヤ比が第１速＝
3.38、第２速＝1.91、第３速＝1.34、第４速＝1.00、第
５速＝0.75、第６速＝0.62、後退速＝−3.45となるよう
な自動変速機を設計した場合、前記(1) 〜(3) 式により
α1 ＝0.887 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42 となるため歯
数比α1 が上記所定範囲を逸脱することになり、結局上
記目標のギヤ比が実現できなくなる。
【０００７】本発明は遊星歯車組の１つをダブルピニオ
ン型とすることにより、上述した問題を解決することを
目的とする。
ン型とすることにより、上述した問題を解決することを
目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】この目的のため、本発明
の遊星歯車変速機構は、入出力軸間に遊星歯車組を同軸
に介装して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出
力軸へ複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車
組の構成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対
回転可能なメンバに編成した遊星歯車変速機構におい
て、前記遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車
組及びシングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組と
し、前記メンバの内第１メンバを一体結合した第２サン
ギヤおよび第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及び
それに結着した第１キャリアとし、第３メンバを一体結
合した第２キャリア及び第３リングギヤとし、第４メン
バを一体結合した第１リングギヤ及び第２リングギヤと
し、第５メンバを入力軸及びそれに結着した第１サンギ
ヤとし、第６メンバを第１キャリアとし、第７メンバを
変速機ケースとし、前記第１メンバを第１摩擦要素によ
り前記第５メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第
２摩擦要素により前記第７メンバに固定可能にすると共
に第３摩擦要素により前記第５メンバに結合可能とし、
前記第４メンバを第４摩擦用ににより前記第７メンバに
固定可能とし、前記第６メンバを第５摩擦要素により前
記第７メンバに固定可能となるよう構成したり、あるい
はその遊星歯車変速機構において前記第５メンバの第１
サイギヤに代えて第１キャリアとし、前記第６メンバを
第１キャリアに代えて第１サイギヤとして構成したり、
あるいは入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装して具
え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複数の
変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成要素
を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可能なメ
ンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記遊星歯
車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシングル
ピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メンバの
内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第３サ
ンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着した第
１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２キャリ
ア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合した
第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メンバを
入力軸とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第７メン
バを変速機ケースおよびそれに固着した第１キャリアと
し、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５メン
バに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素によ
り前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦要素
により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メンバ
を第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能とし、
前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第５メンバに
結合可能となるよう構成したり、あるいはその遊星歯車
変速機構において前記第６メンバを第１サンギアに代え
て第１キャリアとし、前記第７メンバの第１キャリアに
代えて第１サンギアとして成ることを特徴とする。
の遊星歯車変速機構は、入出力軸間に遊星歯車組を同軸
に介装して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出
力軸へ複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車
組の構成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対
回転可能なメンバに編成した遊星歯車変速機構におい
て、前記遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車
組及びシングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組と
し、前記メンバの内第１メンバを一体結合した第２サン
ギヤおよび第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及び
それに結着した第１キャリアとし、第３メンバを一体結
合した第２キャリア及び第３リングギヤとし、第４メン
バを一体結合した第１リングギヤ及び第２リングギヤと
し、第５メンバを入力軸及びそれに結着した第１サンギ
ヤとし、第６メンバを第１キャリアとし、第７メンバを
変速機ケースとし、前記第１メンバを第１摩擦要素によ
り前記第５メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第
２摩擦要素により前記第７メンバに固定可能にすると共
に第３摩擦要素により前記第５メンバに結合可能とし、
前記第４メンバを第４摩擦用ににより前記第７メンバに
固定可能とし、前記第６メンバを第５摩擦要素により前
記第７メンバに固定可能となるよう構成したり、あるい
はその遊星歯車変速機構において前記第５メンバの第１
サイギヤに代えて第１キャリアとし、前記第６メンバを
第１キャリアに代えて第１サイギヤとして構成したり、
あるいは入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装して具
え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複数の
変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成要素
を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可能なメ
ンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記遊星歯
車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシングル
ピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メンバの
内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第３サ
ンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着した第
１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２キャリ
ア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合した
第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メンバを
入力軸とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第７メン
バを変速機ケースおよびそれに固着した第１キャリアと
し、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５メン
バに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素によ
り前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦要素
により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メンバ
を第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能とし、
前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第５メンバに
結合可能となるよう構成したり、あるいはその遊星歯車
変速機構において前記第６メンバを第１サンギアに代え
て第１キャリアとし、前記第７メンバの第１キャリアに
代えて第１サンギアとして成ることを特徴とする。
【０００９】
【作用】本発明の第１〜第４の構成によれば、複数の遊
星歯車組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現
するように遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車
組の１つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組
の歯数比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内
に収めつつ所望のギヤ比を実現することができる。
星歯車組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現
するように遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車
組の１つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組
の歯数比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内
に収めつつ所望のギヤ比を実現することができる。
【００１０】
【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づき詳細に
説明する。図１は本発明遊星歯車変速機構の第１実施例
の構成を示すスケルトン図であり、図９の従来例と同一
の部分には同一符号を付してある。この第１実施例では
入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側より順次第１
遊星歯車組G1、第２遊星歯車組G2及び第３遊星歯車組G3
を配置する。第１遊星歯車組G1はダブルピニオン型遊星
歯車組とし、サンギヤS1と、リングギヤR1と、これらサ
ンギヤ及びリングギヤに夫々噛合すると共に相互に噛合
する一対のピニオンP1，P1′と、これらピニオンを回転
自在に支持するキャリアPC1 とにより構成し、第２遊星
歯車組G2及び第３遊星歯車組G3はシングルピニオン型遊
星歯車組とし、サンギヤS2，S3と、リングギヤR2，R
3と、これらサンギヤ及びリングギヤに噛合するピニオ
ンP2，P3と、これらピニオンを回転自在に支持するピニ
オンキャリアPC2 ，PC3 とにより構成する。
説明する。図１は本発明遊星歯車変速機構の第１実施例
の構成を示すスケルトン図であり、図９の従来例と同一
の部分には同一符号を付してある。この第１実施例では
入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側より順次第１
遊星歯車組G1、第２遊星歯車組G2及び第３遊星歯車組G3
を配置する。第１遊星歯車組G1はダブルピニオン型遊星
歯車組とし、サンギヤS1と、リングギヤR1と、これらサ
ンギヤ及びリングギヤに夫々噛合すると共に相互に噛合
する一対のピニオンP1，P1′と、これらピニオンを回転
自在に支持するキャリアPC1 とにより構成し、第２遊星
歯車組G2及び第３遊星歯車組G3はシングルピニオン型遊
星歯車組とし、サンギヤS2，S3と、リングギヤR2，R
3と、これらサンギヤ及びリングギヤに噛合するピニオ
ンP2，P3と、これらピニオンを回転自在に支持するピニ
オンキャリアPC2 ，PC3 とにより構成する。
【００１１】サンギヤS2，S3を一体結合して第１メンバ
とし、これを第１摩擦要素としての第１クラッチC1に
より入力軸Ｉに結合可能とする。又、キャリアPC3 を第
２メンバとし、出力軸Ｏに結着する。そして、キャリ
アPC2 およびリングギヤR3を一体結合して第３メンバ
とし、これを一方で第２摩擦要素としての第１ブレーキ
B1により変速機ケースに固定可能にし、他方で第３摩擦
要素としての第２クラッチC2により入力軸Ｉに結合可能
とする。また、リングギヤR1及びR2を第４メンバと
し、これを第４摩擦要素としての第２ブレーキB2により
変速機ケースに固定可能とする。又、サンギヤS1を第５
メンバとして入力軸Ｉに結着し、キャリアPC1 を第６
メンバとし、第５摩擦要素としての第３ブレーキB3に
より第７メンバとしての変速機ケースに固定可能にす
る。かかる構成においては、図９の従来例と同様に、ク
ラッチC1, C2及びブレーキB1, B2, B3の前記表１に示す
選択的締結（〇で示す）により前進第１速乃至第６速及
び後退の変速段を得ることができる。
とし、これを第１摩擦要素としての第１クラッチC1に
より入力軸Ｉに結合可能とする。又、キャリアPC3 を第
２メンバとし、出力軸Ｏに結着する。そして、キャリ
アPC2 およびリングギヤR3を一体結合して第３メンバ
とし、これを一方で第２摩擦要素としての第１ブレーキ
B1により変速機ケースに固定可能にし、他方で第３摩擦
要素としての第２クラッチC2により入力軸Ｉに結合可能
とする。また、リングギヤR1及びR2を第４メンバと
し、これを第４摩擦要素としての第２ブレーキB2により
変速機ケースに固定可能とする。又、サンギヤS1を第５
メンバとして入力軸Ｉに結着し、キャリアPC1 を第６
メンバとし、第５摩擦要素としての第３ブレーキB3に
より第７メンバとしての変速機ケースに固定可能にす
る。かかる構成においては、図９の従来例と同様に、ク
ラッチC1, C2及びブレーキB1, B2, B3の前記表１に示す
選択的締結（〇で示す）により前進第１速乃至第６速及
び後退の変速段を得ることができる。
【００１２】この表に示さなかったが全ての摩擦要素を
解放すると、入力軸Ｉの回転が出力軸Ｏに達しない中立
状態となり、この中立状態からクラッチC1及びブレーキ
B1を締結すると第１速が得られ、ブレーキB1に代えブレ
ーキB2を締結すると、第２速が得られ、ブレーキB2に代
えブレーキB3を締結すると、第３速が得られ、ブレーキ
B3に代えクラッチC2を締結すると第４速が得られ、クラ
ッチC1に代えブレーキB3を締結すると、第５速が得ら
れ、ブレーキB3に代えブレーキB2を締結すると、第６速
が得られる。又、ブレーキB3及びブレーキB1の締結によ
り後退を選択することができる。なお実際の変速に当っ
ては、中立状態でブレーキB1を締結のままにし、この中
立状態から第１速又は後退の選択に当り１個の摩擦要素
C1又はB3を締結すればよいようにする。
解放すると、入力軸Ｉの回転が出力軸Ｏに達しない中立
状態となり、この中立状態からクラッチC1及びブレーキ
B1を締結すると第１速が得られ、ブレーキB1に代えブレ
ーキB2を締結すると、第２速が得られ、ブレーキB2に代
えブレーキB3を締結すると、第３速が得られ、ブレーキ
B3に代えクラッチC2を締結すると第４速が得られ、クラ
ッチC1に代えブレーキB3を締結すると、第５速が得ら
れ、ブレーキB3に代えブレーキB2を締結すると、第６速
が得られる。又、ブレーキB3及びブレーキB1の締結によ
り後退を選択することができる。なお実際の変速に当っ
ては、中立状態でブレーキB1を締結のままにし、この中
立状態から第１速又は後退の選択に当り１個の摩擦要素
C1又はB3を締結すればよいようにする。
【００１３】ここで、本例による遊星歯車変速機構の共
線図は図２に示すように図９の従来例と同様になり、設
定歯数比に対応して横軸に割振られるメンバ〜の位
置で決まる，間の間隔と、，間の間隔と、，
間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔
と、，間の間隔との比率を１：Ｃとすると、遊星歯
車組G1, G2, G3の歯数比（サンギヤ歯数／リングギヤ歯
数）α1 ，α2 ，α3 は夫々 α1 ＝Ｃ÷（１＋Ｃ） ────── (1) ′ α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ────── (2) α3 ＝Ａ ────── (3) で与えられ、各変速段のギヤ比は前記従来例と同様に表
１の如くになる。この結果を詳細に分析すると、共線図
が同様の構成であり、摩擦要素の数及び配置が従来例と
同一であるため、各変速段におけるギヤ比は従来例と同
一のものが得られるが、遊星歯車組の１つ(G1)をダブル
ピニオン型に変更してその構成要素の回転メンバとの対
応を従来例とは異なるものにしたため、同一のギヤ比を
実現したにも拘わず異なる歯数比α1 ，α2 ，α3 とな
る。具体的には、比較のため前記従来例の説明において
設定した数値をそのまま用いた場合について説明する
と、Ａ＝ 0.420 、Ｂ＝0.682 、Ｃ＝0.887 としてギヤ
比が第１速＝3.38、第２速＝1.91、第３速＝1.34、第４
速＝1.00、第５速＝0.75、第６速＝0.62、後退速＝−3.
45となるような自動変速機を設計した場合、上記回転メ
ンバとの対応の相違から(1) ′,(2),(3)式により変数
Ａ，Ｂ, Ｃの関数として表わされる歯数比は、結局α1
＝0.470 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42となり、実用上自動
変速機を構成可能な所定範囲(0.35 〜0.6)に収まること
になる。このようにして前記従来例では事実上実現でき
なかったギヤ比の設定を本例では実現することができ、
多段自動変速機におけるギヤ比の選択の自由度が格段に
向上する。
線図は図２に示すように図９の従来例と同様になり、設
定歯数比に対応して横軸に割振られるメンバ〜の位
置で決まる，間の間隔と、，間の間隔と、，
間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔
と、，間の間隔との比率を１：Ｃとすると、遊星歯
車組G1, G2, G3の歯数比（サンギヤ歯数／リングギヤ歯
数）α1 ，α2 ，α3 は夫々 α1 ＝Ｃ÷（１＋Ｃ） ────── (1) ′ α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ────── (2) α3 ＝Ａ ────── (3) で与えられ、各変速段のギヤ比は前記従来例と同様に表
１の如くになる。この結果を詳細に分析すると、共線図
が同様の構成であり、摩擦要素の数及び配置が従来例と
同一であるため、各変速段におけるギヤ比は従来例と同
一のものが得られるが、遊星歯車組の１つ(G1)をダブル
ピニオン型に変更してその構成要素の回転メンバとの対
応を従来例とは異なるものにしたため、同一のギヤ比を
実現したにも拘わず異なる歯数比α1 ，α2 ，α3 とな
る。具体的には、比較のため前記従来例の説明において
設定した数値をそのまま用いた場合について説明する
と、Ａ＝ 0.420 、Ｂ＝0.682 、Ｃ＝0.887 としてギヤ
比が第１速＝3.38、第２速＝1.91、第３速＝1.34、第４
速＝1.00、第５速＝0.75、第６速＝0.62、後退速＝−3.
45となるような自動変速機を設計した場合、上記回転メ
ンバとの対応の相違から(1) ′,(2),(3)式により変数
Ａ，Ｂ, Ｃの関数として表わされる歯数比は、結局α1
＝0.470 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42となり、実用上自動
変速機を構成可能な所定範囲(0.35 〜0.6)に収まること
になる。このようにして前記従来例では事実上実現でき
なかったギヤ比の設定を本例では実現することができ、
多段自動変速機におけるギヤ比の選択の自由度が格段に
向上する。
【００１４】図３は本発明遊星歯車変速機構の第２実施
例の構成を示すスケルトン図である。この第２実施例は
第１実施例と同様に第１遊星歯車組G1をダブルピニオン
型としているが、その構成要素の結合関係を第１実施例
から変更してある。すなわち、第５メンバは、第１実
施例では入力軸Ｉに結着したサンギヤS1であったが本例
では入力軸Ｉに結着したキャリアPC1 とし、第６メンバ
はキャリアPC1 に代えてサンギヤS1として構成する。
例の構成を示すスケルトン図である。この第２実施例は
第１実施例と同様に第１遊星歯車組G1をダブルピニオン
型としているが、その構成要素の結合関係を第１実施例
から変更してある。すなわち、第５メンバは、第１実
施例では入力軸Ｉに結着したサンギヤS1であったが本例
では入力軸Ｉに結着したキャリアPC1 とし、第６メンバ
はキャリアPC1 に代えてサンギヤS1として構成する。
【００１５】この第２実施例の共線図は図４に示すよう
に従来例及び第１実施例と同様に構成されるため、第１
実施例と同様に各変速段におけるギヤ比として表１に示
すものが得られる。その際、遊星歯車組G1の構成要素の
結合関係の相違から、Ａ，Ｂ，Ｃ、各ギヤ比として上記
従来例及び第１実施例において設定した数値をそのまま
用いた場合、変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数 α1 ＝１÷（１＋Ｃ） ───── (1)″ α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) として表わされる歯数比は、結局α1 ＝0.530 、α2＝
0.48、α3 ＝0.42となり、前記所定範囲 (0.35〜0.6)に
収まる。従って第１実施例と同様の作用効果を得ること
ができる。
に従来例及び第１実施例と同様に構成されるため、第１
実施例と同様に各変速段におけるギヤ比として表１に示
すものが得られる。その際、遊星歯車組G1の構成要素の
結合関係の相違から、Ａ，Ｂ，Ｃ、各ギヤ比として上記
従来例及び第１実施例において設定した数値をそのまま
用いた場合、変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数 α1 ＝１÷（１＋Ｃ） ───── (1)″ α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) として表わされる歯数比は、結局α1 ＝0.530 、α2＝
0.48、α3 ＝0.42となり、前記所定範囲 (0.35〜0.6)に
収まる。従って第１実施例と同様の作用効果を得ること
ができる。
【００１６】図５は本発明遊星歯車変速機構の第３実施
例の構成を示すスケルトン図、図６はその共線図であ
る。この第３実施例は前述した図９の従来例と類似の、
図11の従来例に対し、第１実施例と同様の変更を施した
ものである。
例の構成を示すスケルトン図、図６はその共線図であ
る。この第３実施例は前述した図９の従来例と類似の、
図11の従来例に対し、第１実施例と同様の変更を施した
ものである。
【００１７】ここでまず図11の従来例について説明する
と、この従来例は、図９の従来例の第６メンバとしての
リングギヤR1と第７メンバとしての変速機ケースとの間
の摩擦要素B3を廃止し、代りに入力軸ＩとサンギヤS1と
の間に摩擦要素C3を挿入して構成したものであり、これ
に伴い第５メンバは入力軸Ｉ、第６メンバはサンギ
ヤS1、第７メンバは変速機ケース及びそれに固着した
リングギヤR1となる。この従来例の共線図は図11に示す
ように図９の従来例と同様に構成されるため、表２に示
すように、第１実施例と同様の各変速段におけるギヤ比
が得られる。
と、この従来例は、図９の従来例の第６メンバとしての
リングギヤR1と第７メンバとしての変速機ケースとの間
の摩擦要素B3を廃止し、代りに入力軸ＩとサンギヤS1と
の間に摩擦要素C3を挿入して構成したものであり、これ
に伴い第５メンバは入力軸Ｉ、第６メンバはサンギ
ヤS1、第７メンバは変速機ケース及びそれに固着した
リングギヤR1となる。この従来例の共線図は図11に示す
ように図９の従来例と同様に構成されるため、表２に示
すように、第１実施例と同様の各変速段におけるギヤ比
が得られる。
【００１８】
【表２】
【００１９】この従来例においては、回転メンバ，
間の間隔と、，間の間隔と、，間の間隔との比
を１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔と、，間の間隔
との比を１：Ｃとすると、遊星歯車組G1, G2, G3の歯数
比 (サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α1 ，α2 ，α3
は夫々、図９の従来例と同様に α1 ＝Ｃ ───── (1) α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) で与えられるため、Ａ，Ｂ，Ｃ，各ギヤ比として図９の
従来例で設定した数値をそのまま用いた場合、(1) 〜
(3) 式により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わされる歯
数比は、結局α1 ＝0.887 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42と
なり、前記所定範囲(0.35〜0.6)を逸脱し、図９の従来
例と同じ不具合を生じる。
間の間隔と、，間の間隔と、，間の間隔との比
を１：Ａ：Ｂとし、，間の間隔と、，間の間隔
との比を１：Ｃとすると、遊星歯車組G1, G2, G3の歯数
比 (サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α1 ，α2 ，α3
は夫々、図９の従来例と同様に α1 ＝Ｃ ───── (1) α2 ＝Ｂ÷（１＋Ａ） ───── (2) α3 ＝Ａ ───── (3) で与えられるため、Ａ，Ｂ，Ｃ，各ギヤ比として図９の
従来例で設定した数値をそのまま用いた場合、(1) 〜
(3) 式により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わされる歯
数比は、結局α1 ＝0.887 、α2 ＝0.48、α3 ＝0.42と
なり、前記所定範囲(0.35〜0.6)を逸脱し、図９の従来
例と同じ不具合を生じる。
【００２０】一方、図５の第３実施例においては、図11
の従来例に対し第１遊星歯車組G1をダブルピニオン型と
し、第４メンバをリングギヤR1及びR2とし、第７メン
バを変速機ケース及びそれに固着したキャリアPC1 と
する変更を加えており、その共線図は図６に示すように
図11の従来例と同様に構成されるため、表２に示すよう
に、図11の従来例と同様の各変速段におけるギヤ比が得
られる。その際、遊星歯車組G1の構成要素の結合関係の
相違から、各数値を前記各例と同一に設定した場合、第
１実施例と同一の (1)′,(2),(3)式により変数Ａ，Ｂ，
Ｃの関数として表わされる歯数比α1 ，α2 ，α3 は第
１実施例と同一になり、同一の作用効果を得ることがで
きる。
の従来例に対し第１遊星歯車組G1をダブルピニオン型と
し、第４メンバをリングギヤR1及びR2とし、第７メン
バを変速機ケース及びそれに固着したキャリアPC1 と
する変更を加えており、その共線図は図６に示すように
図11の従来例と同様に構成されるため、表２に示すよう
に、図11の従来例と同様の各変速段におけるギヤ比が得
られる。その際、遊星歯車組G1の構成要素の結合関係の
相違から、各数値を前記各例と同一に設定した場合、第
１実施例と同一の (1)′,(2),(3)式により変数Ａ，Ｂ，
Ｃの関数として表わされる歯数比α1 ，α2 ，α3 は第
１実施例と同一になり、同一の作用効果を得ることがで
きる。
【００２１】図７は本発明遊星歯車変速機構の第４実施
例の構成を示すスケルトン図、図８はその共線図であ
る。この第４実施例は図５の第３実施例のサンギヤS1と
キャリアPC1 とを入れ替え、第６メンバをキャリアPC
1 とし、第７メンバを変速機ケース及びそれに固着し
たサンギヤS1として構成したものである。従ってこの第
４実施例の共線図は図８に示すように第１実施例と同様
に構成され、各変速段におけるギヤ比は表２に示すよう
になり、又歯数比α1 , α2 ，α3 は (1)″, (2),(3)
式により第２実施例と同一になり、第１実施例と同一の
作用効果を得ることができる。
例の構成を示すスケルトン図、図８はその共線図であ
る。この第４実施例は図５の第３実施例のサンギヤS1と
キャリアPC1 とを入れ替え、第６メンバをキャリアPC
1 とし、第７メンバを変速機ケース及びそれに固着し
たサンギヤS1として構成したものである。従ってこの第
４実施例の共線図は図８に示すように第１実施例と同様
に構成され、各変速段におけるギヤ比は表２に示すよう
になり、又歯数比α1 , α2 ，α3 は (1)″, (2),(3)
式により第２実施例と同一になり、第１実施例と同一の
作用効果を得ることができる。
【００２２】
【発明の効果】かくして本発明の遊星歯車変速機構は上
述の如く、第１〜第４の構成において、複数の遊星歯車
組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現するよ
うに遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車組の１
つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組の歯数
比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内に収め
つつ所望のギヤ比を実現することができる。
述の如く、第１〜第４の構成において、複数の遊星歯車
組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現するよ
うに遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車組の１
つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組の歯数
比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内に収め
つつ所望のギヤ比を実現することができる。
【図１】本発明遊星歯車変速機構の第１実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図２】同例の共線図である。
【図３】本発明遊星歯車変速機構の第２実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図４】同例の共線図である。
【図５】本発明遊星歯車閉塞機構の第３実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図６】同例の共線図である。
【図７】本発明遊星歯車閉塞機構の第４実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図８】同例の共線図である。
【図９】従来例の遊星歯車変速機構の構成を示すスケル
トン図である。
トン図である。
【図１０】同例の共線図である。
【図１１】従来例の遊星歯車変速機構の構成を示すスケ
ルトン図である。
ルトン図である。
【図１２】同例の共線図である。
Ｉ 入力軸 Ｏ 出力軸 G1 第１遊星歯車組 G2 第２遊星歯車組 G3 第３遊星歯車組 第１メンバ 第２メンバ 第３メンバ 第４メンバ 第５メンバ 第６メンバ 第７メンバ C1 第１クラッチ (第１摩擦要素) C2 第２クラッチ (第３摩擦要素) C3 第３クラッチ (第５摩擦要素) B1 第１ブレーキ (第２摩擦要素) B2 第２ブレーキ (第４摩擦要素) B3 第３ブレーキ (第５摩擦要素)
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 3/66 F16H 3/62
Claims (4)
- 【請求項１】 入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装し
て具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複
数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成
要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可能
なメンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記遊
星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシン
グルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メン
バの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第
３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着し
た第１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２キ
ャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合
した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メン
バを入力軸及びそれに結着した第１サンギヤとし、第６
メンバを第１キャリアとし、第７メンバを変速機ケース
とし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５メ
ンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素に
より前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦要
素により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メン
バを第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能と
し、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第７メン
バに固定可能となるよう構成して成ることを特徴とす
る、遊星歯車変速機構。 - 【請求項２】 前記第５メンバの第１サンギヤに代えて
第１キャリアとし、前記第６メンバを第１キャリアに代
えて第１サンギヤとして構成して成ることを特徴とす
る、請求項１記載の遊星歯車変速機構。 - 【請求項３】 入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装し
て具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複
数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成
要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可能
なメンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記遊
星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシン
グルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メン
バの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第
３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着し
た第１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２キ
ャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合
した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メン
バを入力軸とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第７
メンバを変速機ケースおよびそれに固着した第１キャリ
アとし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５
メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素
により前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦
要素により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メ
ンバを第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能と
し、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第５メン
バに結合可能となるよう構成して成ることを特徴とする
遊星歯車変速機構。 - 【請求項４】 前記第６メンバを第１サンギアに代えて
第１キャリアとし、前記第７メンバの第１キリャアに代
えて第１サンギアとして成ることを特徴とする、請求項
３記載の遊星歯車変速機構。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3073682A JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
| US07/848,900 US5226862A (en) | 1991-03-14 | 1992-03-10 | Multiple planetary gear system for multi-speed automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3073682A JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04285347A JPH04285347A (ja) | 1992-10-09 |
| JP2778278B2 true JP2778278B2 (ja) | 1998-07-23 |
Family
ID=13525231
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3073682A Expired - Lifetime JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5226862A (ja) |
| JP (1) | JP2778278B2 (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100911505B1 (ko) * | 2008-03-31 | 2009-08-10 | 현대 파워텍 주식회사 | 자동 변속기의 파워 트레인 |
| KR100946207B1 (ko) * | 2007-12-13 | 2010-03-08 | 현대자동차주식회사 | 6속 자동변속기 |
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|---|---|---|---|---|
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| US5593359A (en) * | 1995-08-21 | 1997-01-14 | Ford Motor Company | Multiple speed-ratio transaxle assembly for automotive vehicles |
| JPH1163122A (ja) * | 1997-08-28 | 1999-03-05 | Honda Motor Co Ltd | プラネタリギヤ変速機 |
| US6071208A (en) * | 1998-06-22 | 2000-06-06 | Koivunen; Erkki | Compact multi-ratio automatic transmission |
| KR100341746B1 (ko) * | 1999-07-08 | 2002-06-22 | 이계안 | 자동변속기용 기어 트레인 |
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| DE10231348A1 (de) * | 2002-07-11 | 2004-01-29 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
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