JP2813364B2 - Planetary gear transmission - Google Patents
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Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、自動車等の自動変速装置等に組み込まれる
遊星歯車変速装置に関するものである。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a planetary gear transmission incorporated in an automatic transmission of an automobile or the like.
（従来の技術） 近年、自動車においては運転操作を簡単にするため
に、自動変速装置が大いに採用されている。このように
自動変速装置は従来から種々の構成のものが多々提案さ
れてきている。この自動変速装置には、遊星歯車を用い
た多段式の変速装置が組み込まれていることが多い。こ
のような多段式の遊星歯車変速装置は初期の頃は前進３
速のものが多かった。しかし、エンジン動力を如何に効
率よく使いきるかという要望があり、このような要望に
対して、従来から多段変速化で対応してきており、現在
では前進４速が主流となっている。(Prior Art) In recent years, automatic transmissions have been widely adopted in automobiles in order to simplify driving operations. As described above, various automatic transmissions having various configurations have been conventionally proposed. This automatic transmission often incorporates a multi-stage transmission using planetary gears. Such a multi-stage planetary gear transmission has a forward 3
There were many fast things. However, there is a demand for how efficiently the engine power can be used, and such a demand has been conventionally responded to by using a multi-speed transmission. At present, four forward speeds are the mainstream.
このような変速の多段化を開発するにあたっては、変
速ギヤ比を如何に設定するかが問題となる。また、同じ
ギヤ比でもできるだけ遊星歯車を制御するためのクラッ
チやブレーキ等の係合要素を少なくし、装置の軸方向長
さを短縮し、全体としてコンパクトな装置を得ることが
重要である。In developing such a multi-speed shift, how to set the transmission gear ratio becomes a problem. It is also important to reduce the number of engagement elements such as clutches and brakes for controlling the planetary gears as much as possible at the same gear ratio, reduce the axial length of the device, and obtain a compact device as a whole.
一方、近年の自動車の開発は目ざましく、多種多様の
車種が開発されている。これに伴って、多くのエンジン
バリエーションが種々の車種に対応して開発されてきて
いる。このようなエンジンバリエーションに対して、で
きるだけ設計変更を少なくして対応することのできるギ
ヤトレーンが望ましい。On the other hand, the development of automobiles in recent years has been remarkable, and various types of vehicles have been developed. Accordingly, many engine variations have been developed for various types of vehicles. A gear train that can cope with such an engine variation with as few design changes as possible is desirable.
そこで、最近は更に４速から５速へと変速を１段多く
した遊星歯車変速装置が提案されてきている。このよう
な５速の遊星歯車変速装置の１例として、特公昭63−33
021号公報に示されているものがある。Therefore, recently, a planetary gear transmission in which the speed is further increased by one stage from the fourth speed to the fifth speed has been proposed. An example of such a five-speed planetary gear transmission is disclosed in JP-B-63-33.
There is one disclosed in Japanese Patent Publication No. 021.
第３図に示すように、この遊星歯車変速装置は、２つ
のサンギヤS1,S2と２つのリングギヤR1,R2と主プラネタ
リギヤP1と副プラネタリギヤP2を有する２重アームプラ
ネタリ変速機構01および１つのサンギヤS3と１つのリン
グギヤR3とからなる遊星歯車機構02を備えている。そし
て表２に示すように、３個のブレーキB1,B2,B3と３個の
クラッチK2,K3,K4とを適宜作動させて、この２重プラネ
タリギヤ変速機構01および遊星歯車機構02を適宜制御す
ることにより、前進５速、後進１速の変速を行うことが
できるようになっている。この遊星歯車変速装置によれ
ば、リバース専用のクラッチを必要としないで後進段を
設定できるので、装置を大きくしなくても、前進５速の
変速を行うことができるようになる。As shown in FIG. 3, this planetary gear transmission has a double-arm planetary transmission mechanism having two sun gears S 1 and S 2 , two ring gears R 1 and R 2 , a main planetary gear P 1 and a sub-planetary gear P 2. 01 and one of the sun gear S 3 and is provided with a planetary gear mechanism 02 comprising a single ring gear R 3 Prefecture. Then, as shown in Table 2, three brake B 1, B 2, B 3 and three clutch K 2, K 3, K 4 and a is operated properly, the dual planetary gear mechanism 01 and the planetary gear By appropriately controlling the mechanism 02, it is possible to perform a shift of five forward speeds and one reverse speed. According to this planetary gear transmission, the reverse gear can be set without the need for a clutch dedicated to reverse, so that it is possible to perform the fifth forward speed without increasing the size of the device.
（発明が解決しようとする課題） ところで、このような遊星歯車変速装置においては、
動力がサンギヤS1から入力される構成となっている。し
かしながら、このサンギヤS1入力の場合には、サンギヤ
S1の径が比較的小さいので、動力を受け得るに十分な強
度を確保するためには、サンギヤの厚さをかなり厚くし
なければならない。このため、変速装置の軸方向長さが
比較的長くなるばかりでなく、重量もかなり大きくなっ
てしまう。(Problems to be Solved by the Invention) By the way, in such a planetary gear transmission,
Motive power has a configuration which is input from the sun gear S 1. However, in the case of the sun gear S 1 input sun gear
Since the diameter of S 1 is relatively small, in order to ensure sufficient strength to be subjected to power must considerably increase the thickness of the sun gear. Therefore, not only the axial length of the transmission becomes relatively long, but also the weight becomes considerably large.
また遊星歯車による自動変速機においては、その静粛
性を考慮して、一般にプラネタリギヤはヘリカルギヤが
用いられているが多い。このようなヘリカルギヤを用い
た場合、同時に噛み合う歯数が多いので噛み合い歯の移
動時にそれほどガタ付きを生じることがないので騒音が
低減されるようになる。しかしながら、ヘリカルギヤは
歯がねじれているので、回転を伝えるときに軸方向にス
ラスト力を生じ、そのため軸受の構造が面倒になる。特
に前述の遊星歯車装置のようなサンギヤs1入力した場合
には、この軸受の容量をかなり大きくする必要がある。
このため、装置が大型になってしまうばかりでなく、コ
ストも高いものになってしまう。したがって、サンギヤ
入力の構成にしたのでは、せっかくリバース用クラッチ
を省略して装置をコンパクトにすることができてもその
効果が半減してしまう。In an automatic transmission using a planetary gear, a helical gear is generally used as the planetary gear in consideration of quietness. When such a helical gear is used, since the number of teeth that mesh with each other at the same time is large, the rattling does not occur so much when the meshing teeth are moved, so that noise is reduced. However, since the teeth of the helical gear are twisted, a thrust force is generated in the axial direction when transmitting the rotation, thereby complicating the structure of the bearing. Especially when sun gear s 1 input, such as the aforementioned planetary gear unit, it is necessary to considerably increase the capacity of the bearing.
This not only increases the size of the device, but also increases the cost. Therefore, if the sun gear input is adopted, even if the reverse clutch is omitted and the device can be made compact, the effect is reduced by half.
本発明は、このような問題に鑑みてなされたものであ
って、その目的は、より一層コンパクトにすることがで
き、しかも大きな動力に対しても十分に対応することの
できる遊星歯車変速装置を提供することである。The present invention has been made in view of such a problem, and an object of the present invention is to provide a planetary gear transmission that can be made more compact and can sufficiently cope with large power. To provide.
（課題を解決するための手段） 前述の課題を解決するために、本発明は、例えば第１
図を参照して示すと、第１、第２、第３および第４遊星
歯車機構（21），（22），（23），（24）を備えてい
る。(Means for Solving the Problems) In order to solve the above-described problems, the present invention provides, for example, a first method.
Referring to the drawings, the apparatus includes first, second, third, and fourth planetary gear mechanisms (21), (22), (23), and (24).
第１サンギヤ（211）と第２サンギヤ（221）とを一体
に連結し、また第１キャリヤ（213）を第２リングギヤ
（222）と一体に連結していると共にこれらを第３リン
グギヤ（232）に一体に連結している。第２リングギヤ
（222）を第４遊星歯車変速装置（24）のリングギヤと
して、また第２キャリヤ（223）を第４遊星歯車機構（2
4）のキャリヤとしてそれぞれ共通に用いるようにして
いる。すなわち、第２プラネタリギヤ（224）を第４プ
ラネタリギヤ（244）とを一体に形成している。更に第
４プラネタリギヤ（244）に噛み合う第４リングギヤ（2
42）が設けられており、この第４リングギヤ（242）は
第３ブレーキ（53）に連結されている。The first sun gear (211) and the second sun gear (221) are integrally connected, the first carrier (213) is integrally connected to the second ring gear (222), and these are connected to the third ring gear (232). Are connected together. The second ring gear (222) is used as the ring gear of the fourth planetary gear transmission (24), and the second carrier (223) is used as the fourth planetary gear mechanism (2).
4) They are commonly used as carriers. That is, the second planetary gear (224) and the fourth planetary gear (244) are formed integrally. Further, the fourth ring gear (2) meshing with the fourth planetary gear (244)
The fourth ring gear (242) is connected to the third brake (53).
第１遊星歯車機構（21）の第１リングギヤ（212）
に、第１一方向クラッチ（41）を介してトルクコンバー
タ出力軸（102）からの動力を入力することができるよ
うにしている。その場合、第１クラッチ（31）を介して
も動力が蛇管伝達されるようにしている。また第２遊星
歯車機構（22）の第２キャリヤ（223）にも第２クラッ
チ（32）を介してトルクコンバータ出力軸（102）から
の動力を入力することができるようにしている。一方、
第３キャリヤ（233）から出力軸（206）を介して遊星歯
車変速装置の出力を取り出すようにしている。First ring gear (212) of first planetary gear mechanism (21)
Furthermore, power from the torque converter output shaft (102) can be input via the first one-way clutch (41). In this case, the power is transmitted to the flexible tube via the first clutch (31). Also, power from the torque converter output shaft (102) can be input to the second carrier (223) of the second planetary gear mechanism (22) via the second clutch (32). on the other hand,
The output of the planetary gear transmission is taken out from the third carrier (233) via the output shaft (206).
そして、第２および第３ブレーキ（52），（53）によ
って、第２および第４遊星歯車機構（22），（24）の動
作をそれぞれ制御するようにしている。また、第３クラ
ッチ（33）、第１ブレーキ（51）および第２一方向クラ
ッチ（42）によって、第３遊星歯車機構（23）の動作を
制御するようにしている。The operations of the second and fourth planetary gear mechanisms (22) and (24) are controlled by the second and third brakes (52) and (53), respectively. The operation of the third planetary gear mechanism (23) is controlled by the third clutch (33), the first brake (51), and the second one-way clutch (42).
（作用および発明の効果）） このような構成をした本発明に係る遊星歯車変速装置
においては、第２図に示すような各係合要素の動作にし
たがって、前進第１〜第５速および後進１速の各変速段
が設定されるようになる。(Effects and Effects of the Invention) In the planetary gear transmission according to the present invention having such a configuration, the first to fifth forward speeds and the reverse speed are set in accordance with the operation of each engagement element as shown in FIG. Each first gear is set.
このような構成をした本発明によれば、トルクコンバ
ータ出力軸（102）の回転駆動力は第１一方向クラッチ
（41）を介して第１遊星歯車機構（21）の第１リングギ
ヤ（212）に入力されるようになる。すなわちリングギ
ヤ入力となる。According to the present invention having such a configuration, the rotational driving force of the torque converter output shaft (102) is transmitted via the first one-way clutch (41) to the first ring gear (212) of the first planetary gear mechanism (21). Will be entered. That is, the input is a ring gear input.
したがって、本発明の遊星歯車変速装置は、径の比較
的小さなサンギヤに入力する場合に比べてギヤの厚みを
薄くすることができる。これにより、特に遊星歯車変速
装置に前進５速を設定してもそれほど軸方向の長さが長
くなることがないので、ギヤ系をよりコンパクトにする
ことが可能となる。Therefore, the planetary gear transmission of the present invention can reduce the thickness of the gear as compared with the case of inputting to a sun gear having a relatively small diameter. Accordingly, even if the fifth forward speed is set in the planetary gear transmission, the length in the axial direction does not increase so much, and the gear system can be made more compact.
また各ギヤを支持する回転軸のスラスト軸受の容量も
小さくすることができるようになり、前進５速を設定す
る場合により一層有利となるという効果も得られる。In addition, the capacity of the thrust bearing of the rotary shaft supporting each gear can be reduced, and the effect of being more advantageous when setting the fifth forward speed can be obtained.
なお、カッコ内の符号は図面を参照するためのもので
あり、本発明の構成を何等限定するものではない。The reference numerals in parentheses are for referring to the drawings, and do not limit the configuration of the present invention.
（実施例） 以下、図面を用いて本発明の実施例を説明する。(Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図は本発明に係る遊星歯車変速装置の一実施例を
示すスケルトン図である。図中、10は発進装置、20は遊
星歯車変速装置を示す。FIG. 1 is a skeleton diagram showing one embodiment of the planetary gear transmission according to the present invention. In the drawing, reference numeral 10 denotes a starting device, and reference numeral 20 denotes a planetary gear transmission.
第１図において、発進装置10は、例えばエンジン出力
軸１（第２図にのみ図示）に連結されたポンプ羽根車10
1、このポンプ羽根車101に対向して配設され、トルクコ
ンバータ出力軸102に連結されたタービン羽根車103およ
びケース２に固定された固定軸104に一方向クラッチ105
を介して一方向のみ回転可能に支持されたステータ羽根
車106からなるトルクコンバータTCによって構成されて
いる。このトルクコンバータTCはロックアップ機構107
を備えている。In FIG. 1, a starting device 10 includes, for example, a pump impeller 10 connected to an engine output shaft 1 (only shown in FIG. 2).
1. A one-way clutch 105 is disposed opposite the pump impeller 101 and is fixed to a turbine impeller 103 connected to a torque converter output shaft 102 and a fixed shaft 104 fixed to the case 2.
, And is constituted by a torque converter TC including a stator impeller 106 rotatably supported in only one direction. This torque converter TC has a lock-up mechanism 107
It has.
遊星歯車変速装置20は、第１遊星歯車機構21、第２遊
星歯車機構22、第３遊星歯車機構23および第４遊星歯車
機構24を備えている 第１遊星歯車機構21は、第１サンギヤ211、第１リン
グギヤ212および第１キャリヤ213に回転自在に支持さ
れ、第１サンギヤ211と第１リングギヤ212とに噛み合う
第１プラネタリギヤ214から構成されている。The planetary gear transmission 20 includes a first planetary gear mechanism 21, a second planetary gear mechanism 22, a third planetary gear mechanism 23, and a fourth planetary gear mechanism 24. The first planetary gear mechanism 21 includes a first sun gear 211. , A first planetary gear 214 rotatably supported by the first ring gear 212 and the first carrier 213 and meshing with the first sun gear 211 and the first ring gear 212.
また第２遊星歯車機構22は、第２サンギヤ221、第２
リングギヤ222および第２キャリヤ223に回転自在に支持
され、第２サンギヤ221と第２リングギヤ222とに噛み合
う第２プラネタリギヤ224から構成されている。The second planetary gear mechanism 22 includes a second sun gear 221 and a second
The second planetary gear 224 is rotatably supported by the ring gear 222 and the second carrier 223 and meshes with the second sun gear 221 and the second ring gear 222.
更に第３遊星歯車機構23は、第３サンギヤ231、第３
リングギヤ232および第３キャリヤ233に回転自在に支持
され、第３サンギヤ231と第１リングギヤ232とに噛み合
う第３プラネタリギヤ234から構成されている。Further, the third planetary gear mechanism 23 includes a third sun gear 231 and a third
The third planetary gear 234 is rotatably supported by the ring gear 232 and the third carrier 233 and meshes with the third sun gear 231 and the first ring gear 232.
更に第４遊星歯車機構24は、第４サンギヤ241、第２
リングギヤ222、第２リングギヤ222に噛み合う第２プラ
ネタリギヤ224および第２キャリヤ223に回転自在に支持
され、第４サンギヤ241に噛み合う、第２プラネタリギ
ヤ224と一体の第４プラネタリギヤ244から構成されてい
る。したがって、第２リングギヤ222と第２キャリヤ223
とは第２および第４遊星歯車機構22,24において共通の
構成部材となっている。この他に、第４プラネタリギヤ
244と噛み合う第４リングギヤ242が設けられている。Further, the fourth planetary gear mechanism 24 includes a fourth sun gear 241 and a second sun gear 241.
It is composed of a ring gear 222, a second planetary gear 224 meshing with the second ring gear 222, and a fourth planetary gear 244 rotatably supported by the second carrier 223 and meshing with the fourth sun gear 241 and integrated with the second planetary gear 224. Therefore, the second ring gear 222 and the second carrier 223
Are common components in the second and fourth planetary gear mechanisms 22 and 24. In addition, the fourth planetary gear
A fourth ring gear 242 meshing with 244 is provided.
第１遊星歯車機構21において、第１リングギヤ212は
第１回転軸201に連結され、この第１回転軸201は、第１
クラッチ（Ｃ−１）31の被動側に連結されている。第１
クラッチ31の駆動側であるドラム部311はトルクコンバ
ータ出力軸102に連結されている。また第１回転軸201は
第１一方向クラッチ（Ｆ−１）41のアウタレース411に
連結され、この第１一方向クラッチ41のインナレース41
2はトルクコンバータ出力軸102に連結されている。その
場合、第１一方向クラッチ41がインナレース412の正転
方向に対して係合するように設定されており、トルクコ
ンバータ出力軸102の駆動力は主にこの第一方向クラッ
チ41によって第１リングギヤ212に伝えられるようにな
る。したがって、第１クラッチ31は、主にエンジンブレ
ーキ作動時、すなわちコースト時に車輪から駆動力をエ
ンジン側に伝える役目を主に担っている。このため、第
１クラッチ31はその容量が比較的小さいものに設定され
ている。第１一方向クラッチ41、第１クラッチ31およ第
１回転軸201により、トルクコンバータ出力軸102からの
駆動力を第１遊星歯車機構21の第１リングギヤ212に伝
達する第１動力伝達機構が構成される。In the first planetary gear mechanism 21, the first ring gear 212 is connected to the first rotating shaft 201, and the first rotating shaft 201
It is connected to the driven side of the clutch (C-1) 31. First
The drum unit 311 on the driving side of the clutch 31 is connected to the torque converter output shaft 102. The first rotating shaft 201 is connected to the outer race 411 of the first one-way clutch (F-1) 41, and the inner race 41 of the first one-way clutch 41 is connected.
2 is connected to the torque converter output shaft 102. In this case, the first one-way clutch 41 is set so as to engage in the forward rotation direction of the inner race 412, and the driving force of the torque converter output shaft 102 is mainly generated by the first direction clutch 41. This is transmitted to the ring gear 212. Therefore, the first clutch 31 mainly plays a role of transmitting the driving force from the wheels to the engine side during the operation of the engine brake, that is, during the coast. For this reason, the capacity of the first clutch 31 is set relatively small. The first one-way clutch 41, the first clutch 31, and the first rotating shaft 201 form a first power transmission mechanism that transmits the driving force from the torque converter output shaft 102 to the first ring gear 212 of the first planetary gear mechanism 21. Be composed.
第１サンギヤ211と第２サンギヤ221とは、第１回転軸
201にベアリングによって回転自在に支承された第２回
転軸202によって、一体に連結されている。更に第１キ
ャリヤ213は第２リングギヤ222に一体に連結されている
と共に第３遊星歯車機構23の第３リングギヤ232に一体
に連結されている。The first sun gear 211 and the second sun gear 221 are connected to a first rotating shaft.
It is integrally connected by a second rotating shaft 202 rotatably supported on the bearing 201 by a bearing. Further, the first carrier 213 is integrally connected to the second ring gear 222 and is also integrally connected to the third ring gear 232 of the third planetary gear mechanism 23.
第２遊星歯車機構22において、第２キャリヤ223は、
第１回転軸201にベアリングによって回転自在に支承さ
れた第３回転軸203に連結されており、この第３回転軸2
03は第２クラッチ（Ｃ−２）32の被動側に連結されてお
り、第２クラッチ32の駆動側はトルクコンバータ出力軸
102に連結されている。第２クラッチ32と第３回転軸203
とにより、トルクコンバータ出力軸102からの動力を第
２遊星歯車機構22の第２キャリヤ223に伝達する第２動
力伝達機構が構成される。In the second planetary gear mechanism 22, the second carrier 223 is
The first rotating shaft 201 is connected to a third rotating shaft 203 rotatably supported by bearings.
03 is connected to the driven side of the second clutch (C-2) 32, and the driving side of the second clutch 32 is a torque converter output shaft.
Connected to 102. Second clutch 32 and third rotating shaft 203
Thus, a second power transmission mechanism that transmits the power from the torque converter output shaft 102 to the second carrier 223 of the second planetary gear mechanism 22 is configured.
また第４リングギヤ242は第３ブレーキ（Ｂ−３）53
の可動部側に連結されており、第３ブレーキ53の固定部
側はケース２に連結されている。The fourth ring gear 242 is connected to the third brake (B-3) 53.
The fixed portion side of the third brake 53 is connected to the case 2.
一方第４サンギヤ241は、ベアリングによって第３回
転軸203に回転自在に支承されている第４回転軸204に連
結されている。この第４回転軸204は第２ブレーキ（Ｂ
−２）52の可動側であるドラムに連結されている。第２
ブレーキ52の固定側はケース２内に固定されている。On the other hand, the fourth sun gear 241 is connected to a fourth rotating shaft 204 rotatably supported on the third rotating shaft 203 by a bearing. The fourth rotating shaft 204 is connected to the second brake (B
-2) It is connected to the drum which is the movable side of 52. Second
The fixed side of the brake 52 is fixed in the case 2.
更に第２キャリヤ223は第３クラッチ（Ｃ−３）33の
駆動側のクラッチハブに連結されている。第３クラッチ
33の被動側であるドラム部331は、第２一方向クラッチ
（Ｆ−２）42のインナレース422に一体に連結されてい
ると共に、第３遊星歯車機構23の第３サンギヤ231に一
体に連結されている。第２一方向クラッチ42のアウタレ
ース421は第２キャリヤ223に一体に連結されている。こ
の第２一方向クラッチ42はそのアウタレース421が正転
するときはインナレース422に係合することなく、自由
に回転することができると共にアウタレース421が逆転
するときはインナレース422に係合するように設定され
ている。また第３クラッチ33のドラム部331は第１ブレ
ーキ（Ｂ−１）51のドラム部ともなっている。Further, the second carrier 223 is connected to a clutch hub on the driving side of the third clutch (C-3) 33. 3rd clutch
The drum portion 331, which is the driven side of 33, is integrally connected to the inner race 422 of the second one-way clutch (F-2) 42, and is also integrally connected to the third sun gear 231 of the third planetary gear mechanism 23. Have been. The outer race 421 of the second one-way clutch 42 is integrally connected to the second carrier 223. The second one-way clutch 42 can rotate freely without engaging with the inner race 422 when the outer race 421 rotates forward, and engages with the inner race 422 when the outer race 421 reversely rotates. Is set to The drum portion 331 of the third clutch 33 also serves as the drum portion of the first brake (B-1) 51.
更に、第３キャリヤ233は遊星歯車装置の出力軸206に
連結されている。Further, the third carrier 233 is connected to the output shaft 206 of the planetary gear set.
このように構成された本実施例の遊星歯車変速装置に
対して、第２図に示すように前進５速、後進１速の変速
モードが設定されている。In the thus configured planetary gear transmission according to the present embodiment, a shift mode of five forward speeds and one reverse speed is set as shown in FIG.
次にこの第２図を参照しながら、本実施例の変速動作
について説明する。Next, the shift operation of this embodiment will be described with reference to FIG.
前進第１速； 中立状態から第１速に変速するときは、第１クラッチ
31を係合させると共に、第１ブレーキ51を作動させる。
これにより、トルクコンバータ出力軸102と第１回転軸2
01とが連結される。トルクコンバータ出力軸102の回転
は、主に第１一方向にクラッチ41を介して第１遊星歯車
機構21の第１リングギヤ212に伝えられ（トルクコンバ
ータ出力軸102の回転は第１クラッチ31からも付随的に
伝達される）、この第１リングギヤ212も正転する。第
１リングギヤ212が入力部材となる。このギヤ212の回転
により、第１サンギヤ211が反力要素となるので第１プ
ラネタリギヤ214および第１キャリヤ213も正転する。ま
た、第１リングギヤ212の正転により、第１プラネタリ
ギヤ214を介して第１サンギヤ211が逆転すると共に、こ
の第１サンギヤ211に一体の第２サンギヤ221も逆転す
る。この逆転い伴い、第２キャリヤ223が逆転しようと
する。第２キャリヤ223が逆転しようとすると、この第
２キャリヤ223に一体に連結されている第２一方向クラ
ッチ42のアウタレース421も同方向に回転しようとする
ので、アウタレース421はインナレース422に係合するよ
うになる。このときインナレース422が連結されている
第１ブレーキ51が作動しているのでインナレース422は
回転できない状態になっている。このため、アウタレー
ス421も回転不能となり、第２キャリヤ223は逆転を阻止
されるようになる。したがって、第２サンギヤ221の逆
転により、第２プラネタリギヤ224を介して第２リング
ギヤ222が正転するようになる。このようにして、第１
リングギヤ212に入力された動力は、第１遊星歯車機構2
1と第２遊星歯車機構22とに分配されて伝達されるよう
になる。First speed forward; when shifting from neutral to first speed, the first clutch
At the same time, the first brake 51 is operated.
As a result, the torque converter output shaft 102 and the first rotating shaft 2
01 and are connected. The rotation of the torque converter output shaft 102 is transmitted mainly to the first ring gear 212 of the first planetary gear mechanism 21 via the clutch 41 in the first one direction (the rotation of the torque converter output shaft 102 is also transmitted from the first clutch 31). The first ring gear 212 also rotates forward. The first ring gear 212 is an input member. The rotation of the gear 212 causes the first sun gear 211 to be a reaction force element, so that the first planetary gear 214 and the first carrier 213 also rotate forward. In addition, due to the normal rotation of the first ring gear 212, the first sun gear 211 rotates in the reverse direction via the first planetary gear 214, and the second sun gear 221 integrated with the first sun gear 211 also rotates in the reverse direction. With this reverse rotation, the second carrier 223 attempts to reverse. When the second carrier 223 tries to reverse, the outer race 421 of the second one-way clutch 42 integrally connected to the second carrier 223 also tries to rotate in the same direction, so that the outer race 421 engages with the inner race 422. I will be. At this time, since the first brake 51 to which the inner race 422 is connected is operating, the inner race 422 cannot rotate. For this reason, the outer race 421 is also unable to rotate, and the second carrier 223 is prevented from reversing. Accordingly, the reverse rotation of the second sun gear 221 causes the second ring gear 222 to rotate forward via the second planetary gear 224. Thus, the first
The power input to the ring gear 212 is transmitted to the first planetary gear mechanism 2
1 and the second planetary gear mechanism 22 for transmission.
第１キャリヤ213と第２リングギヤ222が一体に連結さ
れているので、第１キャリヤ213の正転と第２リングギ
ヤ222の正転とにより、第３遊星歯車機構23の第３リン
グギヤ232が正転するようになる。この第３リングギヤ2
32の正転にともない、第３プラネタリギヤ234を介して
第３サンギヤ231が逆転しようとする。しかし、第３サ
ンギヤ231のこの方向の回転は第１ブレーキ51の作動に
よって阻止されるので、第３サンギヤ231は逆転しな
い。したがって、第３プラネタリギヤ234の正転にとも
なって、第３キャリヤ233が減速されて正転するように
なる。すなわち、第３キャリヤ233と一体の出力軸206が
減速されて正転するようになる。こうして、第１速が設
定される。この減速被は第２図に示すようになる。すな
わち、第１リングギヤ212と第１サンギヤ211とのギヤ比
をλ１、第２リングギヤ222と第２サンギヤ221とのギヤ
比をλ２および第３リングギヤ232と第３サンギヤ231と
のギヤ比をλ３とすると、変速比は｛１＋λ１＋（λ1/
λ２）｝・（１＋λ３）で表される。Since the first carrier 213 and the second ring gear 222 are integrally connected, the forward rotation of the first carrier 213 and the forward rotation of the second ring gear 222 cause the third ring gear 232 of the third planetary gear mechanism 23 to rotate forward. I will be. This third ring gear 2
With the forward rotation of 32, the third sun gear 231 attempts to rotate backward via the third planetary gear 234. However, since the rotation of the third sun gear 231 in this direction is prevented by the operation of the first brake 51, the third sun gear 231 does not rotate reversely. Accordingly, with the forward rotation of the third planetary gear 234, the third carrier 233 is decelerated and rotates forward. That is, the output shaft 206 integrated with the third carrier 233 is decelerated and rotates forward. Thus, the first speed is set. This deceleration is as shown in FIG. That is, the gear ratio between the first ring gear 212 and the first sun gear 211 is λ1, the gear ratio between the second ring gear 222 and the second sun gear 221 is λ2, and the gear ratio between the third ring gear 232 and the third sun gear 231 is λ3. Then, the gear ratio becomes ｛1 + λ 1 + (λ 1 /
λ 2 )｝ · (1 + λ 3 ).
なお、エンジンブレーキを作動させる場合は、第３ク
ラッチ33を作動させるようにする。When operating the engine brake, the third clutch 33 is operated.
前進第２速； 第１速から第２速に変速するときは、更に第２ブレー
キ52を作動させる。これにより、第１速と同様に第１リ
ングギヤ212が入力部材となる。すなわち、第１クラッ
チ31および第１一方向クラッチ41を介して伝えられるト
ルクコンバータ出力軸102の正転により、第１リングギ
ヤ212が正転する。この第１リングギヤ212の回転により
第１サンギヤ211および第２サンギヤ221がともに逆転し
ようとする。第２サンギヤ221が逆転しようとすると、
第２および第４プラネタリギヤ224、244を介して第４サ
ンギヤ241も逆転しようとする。しかし、第４サンギヤ2
41が連結されている第２ブレーキ52が作動しているの
で、第４サンギヤ241の逆転は阻止されるようになる。
したがって、第４および第２プラネタリギヤ244,224も
回転が阻止されるので、第４および第２サンギヤ241,22
1の歯数が同じである場合、第２および第１サンギヤ22
1,211はともに逆転しない。この結果、第１リングギヤ2
12の正転により、第１プラネタリギヤ214を介して第１
キャリヤ213が減速されて正転するようになる。この第
１キャリヤ213の正転が第３リングギヤ232に伝えられ、
第３リングギヤ232は正転する。その場合、第２サンギ
ヤ221が回転しないので、第２遊星歯車機構22から第３
リングギヤ232に伝えられる回転はない。このように、
第２遊星歯車機構は動力伝達経路とはならなくなる。ま
たこの第２速においては、第２キャリヤ223が正転する
ようになるので第２一方向クラッチ42は自由回転とな
る。そして第１速の場合と同様に、この第３リングギヤ
232の正転により、出力軸206が減速されて正転する。こ
うして、第２速が設定される。この場合の変速比は第３
図に示すように（１＋λ１）・（１＋λ３）で表され
る。Second forward speed: When shifting from the first speed to the second speed, the second brake 52 is further operated. Thus, the first ring gear 212 becomes an input member as in the case of the first speed. That is, the forward rotation of the torque converter output shaft 102 transmitted through the first clutch 31 and the first one-way clutch 41 causes the first ring gear 212 to rotate forward. Due to the rotation of the first ring gear 212, both the first sun gear 211 and the second sun gear 221 try to reverse. When the second sun gear 221 tries to reverse,
The fourth sun gear 241 also tries to reverse via the second and fourth planetary gears 224, 244. However, the fourth sun gear 2
Since the second brake 52 to which the 41 is connected is operating, the reverse rotation of the fourth sun gear 241 is prevented.
Therefore, the rotation of the fourth and second planetary gears 244, 224 is also prevented, so that the fourth and second sun gears 241, 22
If the number of teeth of the first and second sun gears 22 is the same,
Both 1,211 do not reverse. As a result, the first ring gear 2
With the forward rotation of 12, the first planetary gear 214
The carrier 213 is decelerated and rotates forward. The forward rotation of the first carrier 213 is transmitted to the third ring gear 232,
The third ring gear 232 rotates forward. In that case, since the second sun gear 221 does not rotate, the third planetary gear mechanism 22
No rotation is transmitted to ring gear 232. in this way,
The second planetary gear mechanism is no longer a power transmission path. In the second speed, the second carrier 223 rotates forward, so that the second one-way clutch 42 rotates freely. Then, as in the case of the first speed, the third ring gear
The forward rotation of 232 causes the output shaft 206 to decelerate and rotate forward. Thus, the second speed is set. The gear ratio in this case is the third
As shown in the figure, it is represented by (1 + λ 1 ) · (1 + λ 3 ).
なお、第２サンギヤ221と第４サンギヤ241との歯数が
異なる場合には、その歯数比に応じて第２および第１サ
ンギヤ221,211はともに回転するようになるが、いずれ
にしてもこれらは反力要素となる。When the number of teeth of the second sun gear 221 and the number of teeth of the fourth sun gear 241 are different, both the second and first sun gears 221 and 211 rotate according to the ratio of the number of teeth. It becomes a reaction force element.
前進第３速； 第２速から第３速に変速するときは、第２図に示すよ
うに第２ブレーキ52を解放しなが第２クラッチ32を係合
させる。これにより、入力部材は第１リングギヤ212と
第２キャリヤ223となる。すなわち、第１リングギヤ212
にトルクコンバータ出力軸102の回転が伝えれられるば
かりでなく、この出力軸102の回転は第２クラッチ32、
第３回転軸203、第２キャリヤ223に伝えられ、第２キャ
リヤ223は正転するようなる。この第２キャリヤ223の正
転は、第２サンギヤ221と第２リングギヤ222とをともに
正転させようとする。これに伴い第１サンギヤ211も正
転させようとする。一方、第１リングギヤ212が正転す
るので第１プラネタリギヤ214を介して第１サンギヤ211
および第２サンギヤ221がともに逆転しようとする。し
たがって、第１および第２サンギヤ211,221は第１動力
伝達系統から伝達される動力による逆転方向の駆動力と
第２キャリヤ223の正転による正転方向の駆動力との相
反する駆動力を受けることになり、結局第１および第２
サンギヤ211,221は回転することができなくなる。この
結果、第１および第２遊星歯車機構21,22が直結状態と
なる。Third forward speed; When shifting from the second speed to the third speed, the second clutch 32 is engaged while the second brake 52 is released as shown in FIG. Thus, the input members become the first ring gear 212 and the second carrier 223. That is, the first ring gear 212
The rotation of the output shaft 102 is transmitted to the second clutch 32,
The third rotation shaft 203 is transmitted to the second carrier 223, and the second carrier 223 rotates forward. The forward rotation of the second carrier 223 attempts to rotate both the second sun gear 221 and the second ring gear 222 forward. Accordingly, the first sun gear 211 also attempts to rotate forward. On the other hand, since the first ring gear 212 rotates forward, the first sun gear 211 via the first planetary gear 214.
And the second sun gear 221 are about to reverse. Therefore, the first and second sun gears 211 and 221 receive opposing driving forces in the reverse direction due to the power transmitted from the first power transmission system and the forward direction driving force due to the forward rotation of the second carrier 223. And eventually the first and second
The sun gears 211 and 221 cannot rotate. As a result, the first and second planetary gear mechanisms 21 and 22 are directly connected.
したがって、第１キャリヤ213も同速度で正転するよ
うになり、この結果、第３リングギヤ232も同速度で正
転するようになる。この第３リングギヤ232の正転が第
３キャリヤ233に減速されて伝えられ、この第３キャリ
ヤ233の回転速度で出力軸206は正転するようになる。こ
うして、第３速が設定される。同様に、この場合の変速
比は第２図に示すように（１＋λ３）で表される。Therefore, the first carrier 213 also rotates forward at the same speed, and as a result, the third ring gear 232 also rotates forward at the same speed. The forward rotation of the third ring gear 232 is transmitted to the third carrier 233 at a reduced speed, and the output shaft 206 rotates forward at the rotation speed of the third carrier 233. Thus, the third speed is set. Similarly, the gear ratio in this case is represented by (1 + λ 3 ) as shown in FIG.
前進第４速； 第３速から第４速に変速するときは、更に第１ブレー
キ51を解放すると同時に第３クラッチ33を係合させる。
この場合には第３速と同様に、第１、２、４遊星歯車機
構21,22,24が直結状態となり、トルクコンバータ出力軸
102の回転は第３リングギヤ232に同速度正転で伝えられ
る。更に第１ブレーキ31が解放しかつ第４クラッチ34が
係合することにより、トルクコンバータ出力軸の回転は
第２キャリヤ223から第４クラッチ34および第２一方向
クラッチ42のインナレース422を介して第３サンギヤ231
にも伝えられる。すなわち、第３キャリヤ231も同速度
で正転するようになる。このため、第３遊星歯車機構23
も直結状態となり、第３キャリヤ233および出力軸206は
ともにトルクコンバータ出力軸102の回転と同速度で正
転するようになる。このように第１〜第４遊星歯車機構
21〜24がすべて直結状態となってトルクを分担するよう
なる。こうして、第４速が設定される。この場合の変速
比は第２図に示すように１となる。Fourth forward speed: When shifting from the third speed to the fourth speed, the first clutch 51 is further released and the third clutch 33 is simultaneously engaged.
In this case, similarly to the third speed, the first, second, and fourth planetary gear mechanisms 21, 22, and 24 are in a directly connected state, and the torque converter output shaft
The rotation of 102 is transmitted to the third ring gear 232 at the same speed forward rotation. Further, when the first brake 31 is released and the fourth clutch 34 is engaged, the rotation of the torque converter output shaft is rotated from the second carrier 223 via the fourth clutch 34 and the inner race 422 of the second one-way clutch 42. Third sun gear 231
Is also told. That is, the third carrier 231 also rotates forward at the same speed. Therefore, the third planetary gear mechanism 23
The third carrier 233 and the output shaft 206 both rotate forward at the same speed as the rotation of the torque converter output shaft 102. Thus, the first to fourth planetary gear mechanisms
21 to 24 are all in a direct connection state and share the torque. Thus, the fourth speed is set. The gear ratio in this case is 1, as shown in FIG.
前進第５速（オーバードライブ:OD）； 第４速から第５速にするときは、第２ブレーキ52を作
動させる。これにより、第４サンギヤ241は停止する。
一方、第２クラッチ52が係合しているので、依然として
第２キャリヤ223がトルクコンバータ出力軸102と同速度
で正転する。第２キャリヤ223が回転することにより、
第２プラネタリギヤ224を介して第２リングギヤ222が正
転する。その場合、第２リングギヤ222は増速されてト
ルクコンバータ出力軸102の回転速度より高い回転速度
で回転するようになる。この増速された第２リングギヤ
222の回転が第３リングギヤ232に伝えられる。したがっ
て、第３遊星歯車機構23においては、第３リングギヤ23
2と第３サンギヤ231とがともに正転しかつ第３リングギ
ヤ232の速度が第３サンギヤ231の速度よりも大きいの
で、第３リングギヤ232の回転は第３サンギヤ231の回転
によって減速されて第３キャリヤ233に伝えられる。し
かしその場合の第３キャリヤ233の回転速度はトルクコ
ンバータ出力軸102の回転速度よりも大きい。すなわ
ち、出力軸206も増速されてトルクコンバータ出力軸102
よりも高い速度で回転し、オーバードライブ状態にな
る。こうして、第５速が設定され。このように第３リン
グギヤ232と第３サンギヤ231とから駆動力を入力させる
ことにより、第２リングギヤ222の歯数を大きくしなく
ても済むようになる。Fifth forward speed (overdrive: OD): To shift from the fourth speed to the fifth speed, the second brake 52 is operated. As a result, the fourth sun gear 241 stops.
On the other hand, since the second clutch 52 is engaged, the second carrier 223 still rotates forward at the same speed as the torque converter output shaft 102. As the second carrier 223 rotates,
The second ring gear 222 rotates forward via the second planetary gear 224. In this case, the speed of the second ring gear 222 is increased, and the second ring gear 222 rotates at a rotation speed higher than the rotation speed of the torque converter output shaft 102. This increased second ring gear
The rotation of 222 is transmitted to third ring gear 232. Therefore, in the third planetary gear mechanism 23, the third ring gear 23
Since both the second and third sun gears 231 rotate forward and the speed of the third ring gear 232 is higher than the speed of the third sun gear 231, the rotation of the third ring gear 232 is reduced by the rotation of the third sun gear 231 and the third Carried to 233. However, in this case, the rotation speed of the third carrier 233 is higher than the rotation speed of the torque converter output shaft 102. That is, the speed of the output shaft 206 is also increased and the torque converter output shaft 102
It spins at a higher speed and goes into overdrive. Thus, the fifth speed is set. By inputting the driving force from the third ring gear 232 and the third sun gear 231 in this manner, it is not necessary to increase the number of teeth of the second ring gear 222.
この第５速では第１遊星歯車機構21は動力伝達に関与
しない。すなわち、第２リングギヤの増速回転により第
１キャリヤ213も増速回転するようになる。この結果、
第１リングギヤ212も増速されて正転するようになるの
で、第１一方向クラッチ41はフリー状態となる。この場
合の変速比は第２図に示すように、第２リングギヤ222
と第４サンギヤ241とのギヤ比をλ２′とすると、（１
＋λ３）／（１＋λ３＋λ２′）で表される。At the fifth speed, the first planetary gear mechanism 21 does not participate in power transmission. That is, the first carrier 213 also rotates at an increased speed due to the increased rotation of the second ring gear. As a result,
The speed of the first ring gear 212 is also increased so that the first ring gear 212 rotates forward, so that the first one-way clutch 41 is in a free state. The gear ratio in this case is, as shown in FIG.
Assuming that the gear ratio of the second sun gear 241 to λ 2 ′ is (1
+ Λ 3 ) / (1 + λ 3 + λ 2 ′).
このように前進は第１速から第５速まで設定される。
以上の変速動作説明はアップシフト時の説明であるが、
ダウンシフト時の変速は前述の逆の作動を行えばよい。In this way, the forward speed is set from the first speed to the fifth speed.
Although the above description of the shifting operation is for the upshift,
The shift operation at the time of the downshift may be performed in the reverse manner.
リバース（後進） 中立状態から後進段にするときは、第１クラッチ31を
係合すると共に、第３ブレーキ53を作動させる。第３ブ
レーキ53の作動により、第４リングギヤ242の回転が停
止する。これにより、第２リングギヤ222も停止するの
で、第１リングギヤ212の回転は増速逆転されて第１サ
ンギヤ211に伝えられるようになる。このため、第２サ
ンギヤ221も増幅逆転するので、第２キャリヤ223は減速
逆転するようになる。この第２キャリヤ223の減速逆転
は、第２一方向クラッチ42を介して第３サンギヤ231に
伝達されるようになる。一方、第３リングギヤ232は停
止しているので、第３キャリヤ233は更に減速逆転する
ようになる。したがって、出力軸206が減速逆転するこ
とになる。こうして、後進段が設定される。この場合の
変速比は、第４リングギヤ242と第２サンギヤ221とのギ
ヤ比をλ２″とすると、−λ１｛１＋（1/λ２″）｝・
｛１＋（1/λ３）｝で表される。When shifting from the neutral state to the reverse gear, the first clutch 31 is engaged and the third brake 53 is operated. By the operation of the third brake 53, the rotation of the fourth ring gear 242 stops. As a result, the second ring gear 222 also stops, so that the rotation of the first ring gear 212 is accelerated and reversed to be transmitted to the first sun gear 211. For this reason, the second sun gear 221 is also amplified and reversed, so that the second carrier 223 is decelerated and reversed. The deceleration and reverse rotation of the second carrier 223 is transmitted to the third sun gear 231 via the second one-way clutch 42. On the other hand, since the third ring gear 232 is stopped, the third carrier 233 is further decelerated and reversed. Therefore, the output shaft 206 decelerates and reverses. In this way, the reverse gear is set. In this case, assuming that the gear ratio between the fourth ring gear 242 and the second sun gear 221 is λ 2 ″, −λ 1 {1+ (1 / λ 2 ″)} ·
It is represented by {1+ (1 / λ 3 )}.
このようにこの実施例においては、駆動力が第１動力
伝達機構を介して第１リングギヤ212に入力されるよう
になっているので、径の比較的小さなサンギヤに入力す
る場合に比べてギヤの厚みを薄くすることができる。し
たがって、特に遊星歯車変速装置に前進５速を設定して
もそれほど軸方向の長さが長くなることがないので、ギ
ヤ系をよりコンパクトにすることが可能となる。As described above, in this embodiment, since the driving force is input to the first ring gear 212 via the first power transmission mechanism, the driving force of the gear is smaller than when the driving force is input to the sun gear having a relatively small diameter. The thickness can be reduced. Therefore, even if the fifth forward speed is set in the planetary gear transmission, the length in the axial direction is not so long, so that the gear system can be made more compact.
また各ギヤを支持する回転軸のスラスト軸受の容量も
小さくすることができるようになり、前進５速を設定す
る場合により一層有利となる。In addition, the capacity of the thrust bearing of the rotary shaft supporting each gear can be reduced, which is more advantageous when the fifth forward speed is set.
第１図は本発明に係る遊星歯車変速装置の一実施例のス
ケルトン図、第２図はこの実施例の変速モードを示す
図、第３図は従来の遊星歯車変速装置を示し、（Ａ）は
そのスケルトン図、（Ｂ）はその変速モードを示す図で
ある。 20……遊星歯車変速装置、21……第１遊星歯車機構、21
1……第１サンギヤ、212……第１リングギヤ、213……
第１キャリヤ、22……第２遊星歯車機構、221……第２
サンギヤ、222……第２リングギヤ、223……第２キャリ
ヤ、23……第３遊星歯車機構、231……第３サンギヤ、2
32……第３リングギヤ、233……第３キャリヤ、24……
第４遊星歯車機構、241……第４サンギヤ、242……第４
リングギヤ、244……第４プラネタリギヤ、31……第１
クラッチ、32……第２クラッチ、33……第３クラッチ、
41……第１一方向クラッチ、42……第２一方向クラッ
チ、51……第１ブレーキ、52……第２ブレーキ、53……
第３ブレーキFIG. 1 is a skeleton diagram of one embodiment of a planetary gear transmission according to the present invention, FIG. 2 is a diagram showing a shift mode of this embodiment, FIG. 3 is a conventional planetary gear transmission, and FIG. FIG. 3 is a skeleton diagram, and FIG. 3B is a diagram showing the shift mode. 20 planetary gear transmission, 21 first planetary gear mechanism, 21
1 ... first sun gear, 212 ... first ring gear, 213 ...
First carrier, 22 ... second planetary gear mechanism, 221 ... second
Sun gear, 222 Second ring gear, 223 Second carrier, 23 Third planetary gear mechanism, 231 Third sun gear, 2
32: Third ring gear, 233: Third carrier, 24:
4th planetary gear mechanism, 241... 4th sun gear, 242.
Ring gear, 244 ... 4th planetary gear, 31 ... 1st
Clutch, 32 ... second clutch, 33 ... third clutch,
41 ... first one-way clutch, 42 ... second one-way clutch, 51 ... first brake, 52 ... second brake, 53 ...
3rd brake
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭49−81754（ＪＰ，Ａ) 特開 昭50−125163（ＪＰ，Ａ) 特開 昭50−90853（ＪＰ，Ａ) 特表 昭58−501048（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 3/44 - 3/78──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-49-81754 (JP, A) JP-A-50-125163 (JP, A) JP-A-50-90853 (JP, A) 501048 (JP, A) (58) Field surveyed (Int. Cl. 6 , DB name) F16H 3/44-3/78
Claims (1)
れる第１遊星歯車機構と、第２動力伝達系統を介して前
記駆動力が入力される第２遊星歯車機構と、変速後の駆
動力を出力する第３遊星歯車機構と、オーバードライブ
を行わせる第４遊星歯車機構とを備え、 前記駆動力が前記第１遊星歯車機構のリングギヤに少な
くとも入力されるように設定され、前記第２遊星歯車機
構のリングギヤおよびキャリヤと前記第４遊星歯車機構
のリングギヤおよびキャリヤとが共通とされており、前
記第１、第２および第４遊星歯車機構の少なくとも一つ
の遊星歯車機構から前記第３遊星歯車機構へ駆動力が伝
達されるように設定され、更に後進段設定時に前記第２
および第４遊星歯車機構のリングギヤの回転を阻止する
ように設定されていることを特徴とする遊星歯車変速装
置。A first planetary gear mechanism to which a driving force is input via a first power transmission system; a second planetary gear mechanism to which the driving force is input via a second power transmission system; A third planetary gear mechanism that outputs the driving force of the first planetary gear mechanism, and a fourth planetary gear mechanism that performs overdrive, wherein the driving force is set to be at least input to a ring gear of the first planetary gear mechanism, and The ring gear and carrier of the second planetary gear mechanism and the ring gear and carrier of the fourth planetary gear mechanism are common, and the ring gear and carrier of at least one of the first, second, and fourth planetary gear mechanisms are shifted from the first to second gears. The driving force is set so as to be transmitted to the third planetary gear mechanism.
And a planetary gear transmission set to prevent rotation of the ring gear of the fourth planetary gear mechanism.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1068085A JP2813364B2 (en) | 1989-03-20 | 1989-03-20 | Planetary gear transmission |
Applications Claiming Priority (1)
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| JP1068085A JP2813364B2 (en) | 1989-03-20 | 1989-03-20 | Planetary gear transmission |
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| JPH02248745A (en) | 1990-10-04 |
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