JP3443905B2 - 車両用自動変速装置 - Google Patents
車両用自動変速装置Info
- Publication number
- JP3443905B2 JP3443905B2 JP31529093A JP31529093A JP3443905B2 JP 3443905 B2 JP3443905 B2 JP 3443905B2 JP 31529093 A JP31529093 A JP 31529093A JP 31529093 A JP31529093 A JP 31529093A JP 3443905 B2 JP3443905 B2 JP 3443905B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- clutch
- output shaft
- counter
- pair
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Landscapes
- Structure Of Transmissions (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
【0001】
【産業上の利用分野】本発明は車両用自動変速機、特に
エンジンを横置きに搭載した車両に用いることを主目的
とした車両用自動変速機に関する。 【0002】 【従来の技術】車両用自動変速機、特にエンジンを横置
きに搭載した車両に用いることを主目的とし軸方向の寸
法を小型化するために、1組の遊星歯車機構と、2組の
カウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速をおこ
なうものが知られており、例えば、特開平2−2839
44号公報に開示されたもの(図4参照)や、特開平4
−254033号公報(図5参照)に開示されたものが
ある。 【0003】 【発明が解決しようとする課題】ところで、自動車にお
いては、全長はできるだけ小さくし、客室、荷室の容積
をできるだけ大きくとることが理想的であり、エンジン
ルームはできるだけ小さくすることが望ましい。エンジ
ンを横置きに搭載するのもその基本的な手段であり、こ
れに接続される変速機も軽量、小型であることが望まれ
ている。ところが、前記特開平2−283944号公報
に開示されたものでは、入力軸のプラネタリギヤと出力
軸のクラッチ部が径方向上で重なるために入力軸と出力
軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小型化が難
しく、さらに、第4速度段時に、クラッチの相対回転数
が入力回転数に対して2乃至3倍程度になり、高速走行
時の摩擦材への負担が大きく、またこれにより引摺損失
が増大し、燃費の悪化を招くという問題がある。また、
特開平4−254033号公報に開示されたものも、ア
イドラギヤ55を必要としており、やはり、軽量、小型
化が難しく、また、第1速度段から第4速度段までのす
べての変速比が1つのギヤ対(図5の50、52)に依
存しており、変速比選択の自由度が低いという問題があ
る。本発明は上記問題に鑑み、小型、軽量で変速比選択
の自由度が大きい車両用自動変速機を提供することを目
的とする。 【0004】 【課題を解決するための手段】本発明によれば、入力軸
及び出力軸と、入力軸上に設けられる遊星歯車機構と、
入力軸と出力軸の間に設けられる第1カウンタギヤ対及
び第2カウンタギヤ対とからなる車両用自動変速装置に
おいて、第1カウンタギヤ対をサンギヤと出力軸の間
に、第2カウンタギヤ対をリングギヤと出力軸との間に
それぞれ配設し、サンギヤと入力軸との結合を断接する
第1クラッチ手段と、キャリヤの回転を停止させる第1
ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸との結合を断接する
第2クラッチ手段と、サンギヤの回転を停止させる第2
ブレーキ手段と、出力軸上に配設された第3クラッチ手
段を備え、前記第3クラッチ手段を係合させた場合には
第1カウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達可能に
し、前記第3クラッチ手段を係合しない場合には第2カ
ウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達し、遊星歯車
機構と第3クラッチが異なる軸方向位置に配設され、第
2クラッチ手段と第2ブレーキ手段を作動せしめて第2
カウンタギヤ対を介して第4速度段を得る、ことを特徴
とする車両用自動変速装置が提供される。 【0005】 【作用】第1クラッチ手段、第3クラッチ手段の作動に
より第1速度段が得られ、第2クラッチ手段、第3クラ
ッチ手段の作動により第2速度段が得られ、第1クラッ
チ手段、第2クラッチ手段の作動により第3速度段が得
られ、第2クラッチ手段、第2ブレーキ手段の作動によ
り第4速度段が得られ、第1クラッチ手段、第1ブレー
キ手段の作動により後進段が得られる。 【0006】 【実施例】以下添付図面を用いて本発明の実施例を説明
する。図1は本発明による車両用自動変速機の実施例の
構造を模式的に表したスケルトン図である。図1におい
て、Xiは入力軸、Xoは出力軸である。入力軸Xiに
は、ディスク部材Aを介して第1クラッチC1の外周側
部材C11 と第2クラッチC2の外周側部材C21 、お
よび第3クラッチC3の内周側部材C32 とが一体的に
取り付けられている。前記第3クラッチC3の内周側部
材C32 と摩擦係合する外周側部材C31 は連結部材B
によって遊星歯車機構PGのキャリヤPGcに一体的に
結合されている。また連結部材Bの外周には第1ブレー
キB1の内周側部材B12 が一体的に取り付けられてお
り、ミッションケース内壁に取り付けられた外周側部材
B11 と摩擦係合する。PGpは前記キャリヤPGcの
軸に回転自在に取り付けられているピニオンギヤであっ
て、サンギヤPGs、リングギヤPGrに噛合してい
る。リングギヤPGrには連結部材Cを介して第2カウ
ンタギヤ対G2の入力側ギヤG2i が一体的に取り付け
られている。またサンギヤPGsは軸Xsに一体的に結
合されており、軸Xsにはさらに、前記第2クラッチC
2の外周側部材C21 に摩擦係合する内周側部材C
22 、ワンウェイクラッチF1の内周側部材F12 と第
1カウンタギヤ対G1の入力側ギヤG1i と第2ブレー
キB2の内周側部材B22 とが一体的に結合されてい
る。そして前記ワンウェイクラッチF1の内周側部材F
12 と1回転方向でのみ係合する外周側部材F11 は、
前記第1クラッチC1の外周側部材C11 に摩擦係合す
る内周側部材C12 と一体的に結合され、前記第2ブレ
ーキB2の内周側部材B22 に摩擦係合する外周側部材
B21 はミッションケース内壁にとりつけられている。
一方、出力軸Xoには、前記第2カウンタギヤ対G2の
入力側ギヤG2i に噛合する出力側ギヤG2o と、第4
クラッチC4の内周側部材C42 が一体的に取り付けら
れており、前記内周側部材C42 に摩擦係合する外周側
部材C41 は前記第1カウンタギヤ対G1の出力側ギヤ
G1o が一体的に取り付けられており、入力側ギヤG1
i と噛合している。 【0007】図2は、上記の様に構成された本発明によ
る自動変速機において、各変速段を得るための各係合要
素の断接の組み合わせを示した図表である。図2におい
て、○は係合、無印は開放、◎はエンジンブレーキ時の
み係合、*は係合するが変速には作用しないことを示
す。また、i1 は第1カウンタギヤ対G1の変速比、i
2 は第2カウンタギヤ対G2の変速比、ρは遊星歯車機
構PGのサンギヤPGsの歯数Zs/リングギヤの歯数
Zrである。図3は、遊星歯車機構の各要素の断接の色
々組み合わせた時の変速比をまとめた図表である。 【0008】以下、前記図2の表にしたがい、図3を参
考にして、各変速段の作動を説明する。第1速度段で
は、第1クラッチC1、第2クラッチC2、ワンウェイ
クラッチF1、第4クラッチC4が係合するので、軸X
sが入力軸Xiと同回転数で回転し、軸Xsに一体的に
結合されている第1カウンタギヤ対G1の入力側ギヤG
1 i も入力軸Xiと同回転数で回転する。第1カウンタ
ギヤ対G1で変速比i1 の変速が行われるので、出力軸
Xoの入力軸Xiに対する変速比は1×i1 =i1であ
る。 【0009】第2速度段では、第1クラッチC1、第3
クラッチC3、第4クラッチC4が係合するので、遊星
歯車機構PGのサンギヤPGs、キャリヤPGc、リン
グギヤPGrが相互に関連しながら回転する。ここで、
出力軸Xoの回転数をNxoとおくと、サンギヤPGsは
Nxo×i1 の回転数で、回転し、リングギヤPGrはN
xo×i2 の回転数で、回転し、次の式が成り立つ。 (Nxo×i1 −Nxo×i2 ):(Nxo×i1 −1)=
(1+ρ):1 上式を整理すると、 Nxo=(1+ρ)/{(1+ρ)×i1 −(i1 −
i2 )} したがって、変速比はその逆数の下式となり、 {(1+ρ)×i1 −(i1 −i2 )}/(1+ρ) これを整理すると、以下の通りとなる。 (ρ×i1 )/(1+ρ)+i2 /(1+ρ) 【0010】第3速度段では、第2クラッチC2と第3
クラッチC3が係合するので、図3の図表中、1番目の
ケースに該当し、遊星歯車機構PGのキャリヤPGcと
サンギヤPGcは入力軸Xiと同回転数で回転し、リン
グギヤPGrおよびそれに一体的に結合されている第2
カウンタギヤ対G2の入力側ギヤG2i も入力軸Xiと
同回転数で回転する。したがって、出力軸Xoは第2カ
ウンタギヤ対G2の変速比i2 で変速された回転数で回
転し、出力軸Xoの入力軸Xiに対する変速比は1×i
2 =i2 である。 【0011】第4速度段では、第3クラッチC3と第2
ブレーキB2が係合されるので、遊星歯車機構PGのサ
ンギヤPGsは固定され、リングギヤPGrに連結部材
A、第3クラッチC3、連結部材B、キャリヤPGcを
経た動力が入力軸Xiの回転数と同回転数で伝達され
る。ここで、遊星歯車機構PG内の作動は、前記の様
に、サンギヤPGsは固定され、キャリヤPGcが入力
となっているので、図3の図表中、1番目のケースに該
当し、キャリヤPGcの回転数に対するリングギヤPG
rの回転数は、サンギヤPGsの歯数をZs、リングギ
ヤPGrの歯数をZrとした時に、Zr/(Zs+Z
r)となる。ここで、Zr/(Zs+Zr)は、1/
{(Zr+Zs)/Zr}であり、これはさらに1/
(1+Zs/Zr)と表すことができ、Zs/Zr=ρ
であるから、1/(1+ρ)となる。入力軸Xiに対
し、前記1/(1+ρ)の変速比で回転するリングギヤ
PGrの回転がカウンタギヤ対G2を介して出力軸Xo
に伝達されるので、出力軸Xoの入力軸Xiに対する変
速比は、i2 ×1/(1+ρ)となる。 【0012】後進段では、第2クラッチC2と第1ブレ
ーキB1が係合されるので、遊星歯車機構PGのキャリ
ヤPGcが固定され、サンギヤPGsに連結部材A、第
2クラッチC2、連結部材Bを経た動力が入力軸Xiの
回転数と同回転数で伝達される。ここで、遊星歯車機構
PG内の作動は、前記の様に、キャリヤPGcは固定さ
れ、サンギヤPGsが入力となっているので、図3の図
表中、6番目のケースに該当し、サンギヤPGsの回転
数に対するリングギヤPGrの回転数は、サンギヤPG
sの歯数をZs、リングギヤPGrの歯数をZrとした
時に、−Zs/Zrとなる。Zs/Zr=ρであるから
−ρとなる。入力軸Xiに対し、前記−ρの回転数で回
転するリングギヤPGrの回転がカウンタギヤ対G2を
介して出力軸Xoに伝達されるので、出力軸Xoの入力
軸Xiに対する変速比は、−i2/ρとなる。 【0013】上記の様に、各速度段の変速比は、 第1速度段:i1 第2速度段:(ρ×i1 )/(1+ρ)+i2 /(1+
ρ) 第3速度段:i2 第4速度段:i2 ×1/(1+ρ) 後進段 :−i2 /ρ となり、カウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、変速
比を変えることが可能であって、例えば、i1 =2.7
0、i2 =0.95、ρ=0.43とした場合には、以
下の様な変速比が得られる。 第1速度段 :2.70 第2速度段 :1.48 第3速度段 :0.95 第4速度段 :0.66 後進段 :2.21 【0014】一方、図4に示したものは、特開平2−2
83944号公報に開示された従来技術による自動変速
機の構造を表すスケルトン図である。図に示される様
に、この従来技術では、入力軸のプラネタリギヤ44と
出力軸のクラッチ部20が径方向上で重なるために入力
軸と出力軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小
型化を難しくしている。さらに、各歯車の歯数は、例え
ば、次の様に設定され、 サンギヤ40 : 30 リングギヤ42: 70 駆動歯車28 : 32 被駆動歯車32: 68 駆動歯車30 : 43 被駆動歯車34: 57 各速度段の変速比は、以下の様になるとされている。 第1速度段 :3.99 第2速度段 :2.125 第3速度段 :1.325 第4速度段 :0.928 後進段 :3.093 ここで、第4速度段時の出力クラッチ組立体18に注目
すると、該出力クラッチ組立体18は係合はしていない
が外周側部材は入力軸12と同じ回転数で回転するのに
対し、内周側部材は出力軸によってカウンタギヤ対3
2、28を介して回転駆動されている。したがって、そ
の回転数は、出力軸の回転数×被駆動歯車32÷駆動歯
車28となり、入力軸の回転数を1とすると、1/0.
928×68÷32=2.3となる。したがって、入力
軸の回転数1に対し、2.3−1.0=1.3の回転数
差が発生し、例えば入力軸の回転数が4000とする
と、5200回転の回転数差が発生するということであ
り、係合していないとは言え摩擦材に悪影響を与える。
一方、本発明の場合、前記従来技術の出力クラッチ組立
体18に相当するのは、第4クラッチC4であるが、こ
の第4クラッチC4の第4速度段時の状態は、やはり係
合はしていないがその回転数差は、以下の通り小さい。
外周側部材が出力軸Xoと同じ回転数で回転するのに対
し、内周側部材は第2ブレーキB2が係合していること
により停止している、したがって、その回転数差は、入
力軸回転数を1とした場合、0.66−0=0.66で
ある。例えば入力軸の回転数が4000とすると、約2
600回転であり、前記従来技術に比べると約半分であ
り、摩擦材への悪影響は軽減される。 【0015】また、図5の(a)に示したものは、特開
平4−254033号公報に開示された従来技術による
自動変速機の構造を表すスケルトン図であり、図5の
(b)に示したのは各速度段を得るための各要素の断接
の組み合わせを表す図表である。これらの図中におい
て、K1、K2、K3、K4はそれぞれ第1クラッチ手
段、第2クラッチ手段、第3クラッチ手段、第4クラッ
チ手段であって、B1、B2はそれぞれ第1ブレーキ手
段、第2ブレーキ手段である。これらの図から分かる様
に、この従来技術によれば、第1速ギヤ段から第4速ギ
ヤ段までのすべてのギヤ段の変速比が、図中50と52
で示されるカウンタギヤ対に依存しており、変速比の選
択の自由度が小さい。また、図中55で示されるアイド
ラギヤを必要としている。 【0016】なお、本発明の本実施例においては、第3
速度段から第4速度段への変速をクラッチツウクラッチ
変速にて行うことになるが、第2クラッチC2と直列に
ワンウェイクラッチを設ければ、ワンウェイクラッチツ
ウクラッチ変速とすることができ、変速タイミングを良
好にとることができる。なお、この場合、第3速度段で
のエンジンブレーキは、第2クラッチC2と直列に設け
たワンウェイクラッチの空転により効かなくなるが、こ
の場合には、第1クラッチC1を係合すれば、エンジン
ンブレーキを効かすことができる。 【0017】 【発明の効果】本発明は、上記の様に構成され作用する
ので、2組のカウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、
自由に変速比を変えることが可能であって、入力軸と出
力軸の軸間距離を大きくとる必要がなく、またアイドラ
ギヤも必要ない。また、第4速度段時に一方のカウンタ
ギヤ対の係合を解除させるために開放されるクラッチの
摩擦材の間の回転数差を小さくすることが可能であっ
て、摩擦材の耐久性が向上し、また引き摺り損失が減少
して伝達効率が向上する。
エンジンを横置きに搭載した車両に用いることを主目的
とした車両用自動変速機に関する。 【0002】 【従来の技術】車両用自動変速機、特にエンジンを横置
きに搭載した車両に用いることを主目的とし軸方向の寸
法を小型化するために、1組の遊星歯車機構と、2組の
カウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速をおこ
なうものが知られており、例えば、特開平2−2839
44号公報に開示されたもの(図4参照)や、特開平4
−254033号公報(図5参照)に開示されたものが
ある。 【0003】 【発明が解決しようとする課題】ところで、自動車にお
いては、全長はできるだけ小さくし、客室、荷室の容積
をできるだけ大きくとることが理想的であり、エンジン
ルームはできるだけ小さくすることが望ましい。エンジ
ンを横置きに搭載するのもその基本的な手段であり、こ
れに接続される変速機も軽量、小型であることが望まれ
ている。ところが、前記特開平2−283944号公報
に開示されたものでは、入力軸のプラネタリギヤと出力
軸のクラッチ部が径方向上で重なるために入力軸と出力
軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小型化が難
しく、さらに、第4速度段時に、クラッチの相対回転数
が入力回転数に対して2乃至3倍程度になり、高速走行
時の摩擦材への負担が大きく、またこれにより引摺損失
が増大し、燃費の悪化を招くという問題がある。また、
特開平4−254033号公報に開示されたものも、ア
イドラギヤ55を必要としており、やはり、軽量、小型
化が難しく、また、第1速度段から第4速度段までのす
べての変速比が1つのギヤ対(図5の50、52)に依
存しており、変速比選択の自由度が低いという問題があ
る。本発明は上記問題に鑑み、小型、軽量で変速比選択
の自由度が大きい車両用自動変速機を提供することを目
的とする。 【0004】 【課題を解決するための手段】本発明によれば、入力軸
及び出力軸と、入力軸上に設けられる遊星歯車機構と、
入力軸と出力軸の間に設けられる第1カウンタギヤ対及
び第2カウンタギヤ対とからなる車両用自動変速装置に
おいて、第1カウンタギヤ対をサンギヤと出力軸の間
に、第2カウンタギヤ対をリングギヤと出力軸との間に
それぞれ配設し、サンギヤと入力軸との結合を断接する
第1クラッチ手段と、キャリヤの回転を停止させる第1
ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸との結合を断接する
第2クラッチ手段と、サンギヤの回転を停止させる第2
ブレーキ手段と、出力軸上に配設された第3クラッチ手
段を備え、前記第3クラッチ手段を係合させた場合には
第1カウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達可能に
し、前記第3クラッチ手段を係合しない場合には第2カ
ウンタギヤ対を介して出力軸に動力を伝達し、遊星歯車
機構と第3クラッチが異なる軸方向位置に配設され、第
2クラッチ手段と第2ブレーキ手段を作動せしめて第2
カウンタギヤ対を介して第4速度段を得る、ことを特徴
とする車両用自動変速装置が提供される。 【0005】 【作用】第1クラッチ手段、第3クラッチ手段の作動に
より第1速度段が得られ、第2クラッチ手段、第3クラ
ッチ手段の作動により第2速度段が得られ、第1クラッ
チ手段、第2クラッチ手段の作動により第3速度段が得
られ、第2クラッチ手段、第2ブレーキ手段の作動によ
り第4速度段が得られ、第1クラッチ手段、第1ブレー
キ手段の作動により後進段が得られる。 【0006】 【実施例】以下添付図面を用いて本発明の実施例を説明
する。図1は本発明による車両用自動変速機の実施例の
構造を模式的に表したスケルトン図である。図1におい
て、Xiは入力軸、Xoは出力軸である。入力軸Xiに
は、ディスク部材Aを介して第1クラッチC1の外周側
部材C11 と第2クラッチC2の外周側部材C21 、お
よび第3クラッチC3の内周側部材C32 とが一体的に
取り付けられている。前記第3クラッチC3の内周側部
材C32 と摩擦係合する外周側部材C31 は連結部材B
によって遊星歯車機構PGのキャリヤPGcに一体的に
結合されている。また連結部材Bの外周には第1ブレー
キB1の内周側部材B12 が一体的に取り付けられてお
り、ミッションケース内壁に取り付けられた外周側部材
B11 と摩擦係合する。PGpは前記キャリヤPGcの
軸に回転自在に取り付けられているピニオンギヤであっ
て、サンギヤPGs、リングギヤPGrに噛合してい
る。リングギヤPGrには連結部材Cを介して第2カウ
ンタギヤ対G2の入力側ギヤG2i が一体的に取り付け
られている。またサンギヤPGsは軸Xsに一体的に結
合されており、軸Xsにはさらに、前記第2クラッチC
2の外周側部材C21 に摩擦係合する内周側部材C
22 、ワンウェイクラッチF1の内周側部材F12 と第
1カウンタギヤ対G1の入力側ギヤG1i と第2ブレー
キB2の内周側部材B22 とが一体的に結合されてい
る。そして前記ワンウェイクラッチF1の内周側部材F
12 と1回転方向でのみ係合する外周側部材F11 は、
前記第1クラッチC1の外周側部材C11 に摩擦係合す
る内周側部材C12 と一体的に結合され、前記第2ブレ
ーキB2の内周側部材B22 に摩擦係合する外周側部材
B21 はミッションケース内壁にとりつけられている。
一方、出力軸Xoには、前記第2カウンタギヤ対G2の
入力側ギヤG2i に噛合する出力側ギヤG2o と、第4
クラッチC4の内周側部材C42 が一体的に取り付けら
れており、前記内周側部材C42 に摩擦係合する外周側
部材C41 は前記第1カウンタギヤ対G1の出力側ギヤ
G1o が一体的に取り付けられており、入力側ギヤG1
i と噛合している。 【0007】図2は、上記の様に構成された本発明によ
る自動変速機において、各変速段を得るための各係合要
素の断接の組み合わせを示した図表である。図2におい
て、○は係合、無印は開放、◎はエンジンブレーキ時の
み係合、*は係合するが変速には作用しないことを示
す。また、i1 は第1カウンタギヤ対G1の変速比、i
2 は第2カウンタギヤ対G2の変速比、ρは遊星歯車機
構PGのサンギヤPGsの歯数Zs/リングギヤの歯数
Zrである。図3は、遊星歯車機構の各要素の断接の色
々組み合わせた時の変速比をまとめた図表である。 【0008】以下、前記図2の表にしたがい、図3を参
考にして、各変速段の作動を説明する。第1速度段で
は、第1クラッチC1、第2クラッチC2、ワンウェイ
クラッチF1、第4クラッチC4が係合するので、軸X
sが入力軸Xiと同回転数で回転し、軸Xsに一体的に
結合されている第1カウンタギヤ対G1の入力側ギヤG
1 i も入力軸Xiと同回転数で回転する。第1カウンタ
ギヤ対G1で変速比i1 の変速が行われるので、出力軸
Xoの入力軸Xiに対する変速比は1×i1 =i1であ
る。 【0009】第2速度段では、第1クラッチC1、第3
クラッチC3、第4クラッチC4が係合するので、遊星
歯車機構PGのサンギヤPGs、キャリヤPGc、リン
グギヤPGrが相互に関連しながら回転する。ここで、
出力軸Xoの回転数をNxoとおくと、サンギヤPGsは
Nxo×i1 の回転数で、回転し、リングギヤPGrはN
xo×i2 の回転数で、回転し、次の式が成り立つ。 (Nxo×i1 −Nxo×i2 ):(Nxo×i1 −1)=
(1+ρ):1 上式を整理すると、 Nxo=(1+ρ)/{(1+ρ)×i1 −(i1 −
i2 )} したがって、変速比はその逆数の下式となり、 {(1+ρ)×i1 −(i1 −i2 )}/(1+ρ) これを整理すると、以下の通りとなる。 (ρ×i1 )/(1+ρ)+i2 /(1+ρ) 【0010】第3速度段では、第2クラッチC2と第3
クラッチC3が係合するので、図3の図表中、1番目の
ケースに該当し、遊星歯車機構PGのキャリヤPGcと
サンギヤPGcは入力軸Xiと同回転数で回転し、リン
グギヤPGrおよびそれに一体的に結合されている第2
カウンタギヤ対G2の入力側ギヤG2i も入力軸Xiと
同回転数で回転する。したがって、出力軸Xoは第2カ
ウンタギヤ対G2の変速比i2 で変速された回転数で回
転し、出力軸Xoの入力軸Xiに対する変速比は1×i
2 =i2 である。 【0011】第4速度段では、第3クラッチC3と第2
ブレーキB2が係合されるので、遊星歯車機構PGのサ
ンギヤPGsは固定され、リングギヤPGrに連結部材
A、第3クラッチC3、連結部材B、キャリヤPGcを
経た動力が入力軸Xiの回転数と同回転数で伝達され
る。ここで、遊星歯車機構PG内の作動は、前記の様
に、サンギヤPGsは固定され、キャリヤPGcが入力
となっているので、図3の図表中、1番目のケースに該
当し、キャリヤPGcの回転数に対するリングギヤPG
rの回転数は、サンギヤPGsの歯数をZs、リングギ
ヤPGrの歯数をZrとした時に、Zr/(Zs+Z
r)となる。ここで、Zr/(Zs+Zr)は、1/
{(Zr+Zs)/Zr}であり、これはさらに1/
(1+Zs/Zr)と表すことができ、Zs/Zr=ρ
であるから、1/(1+ρ)となる。入力軸Xiに対
し、前記1/(1+ρ)の変速比で回転するリングギヤ
PGrの回転がカウンタギヤ対G2を介して出力軸Xo
に伝達されるので、出力軸Xoの入力軸Xiに対する変
速比は、i2 ×1/(1+ρ)となる。 【0012】後進段では、第2クラッチC2と第1ブレ
ーキB1が係合されるので、遊星歯車機構PGのキャリ
ヤPGcが固定され、サンギヤPGsに連結部材A、第
2クラッチC2、連結部材Bを経た動力が入力軸Xiの
回転数と同回転数で伝達される。ここで、遊星歯車機構
PG内の作動は、前記の様に、キャリヤPGcは固定さ
れ、サンギヤPGsが入力となっているので、図3の図
表中、6番目のケースに該当し、サンギヤPGsの回転
数に対するリングギヤPGrの回転数は、サンギヤPG
sの歯数をZs、リングギヤPGrの歯数をZrとした
時に、−Zs/Zrとなる。Zs/Zr=ρであるから
−ρとなる。入力軸Xiに対し、前記−ρの回転数で回
転するリングギヤPGrの回転がカウンタギヤ対G2を
介して出力軸Xoに伝達されるので、出力軸Xoの入力
軸Xiに対する変速比は、−i2/ρとなる。 【0013】上記の様に、各速度段の変速比は、 第1速度段:i1 第2速度段:(ρ×i1 )/(1+ρ)+i2 /(1+
ρ) 第3速度段:i2 第4速度段:i2 ×1/(1+ρ) 後進段 :−i2 /ρ となり、カウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、変速
比を変えることが可能であって、例えば、i1 =2.7
0、i2 =0.95、ρ=0.43とした場合には、以
下の様な変速比が得られる。 第1速度段 :2.70 第2速度段 :1.48 第3速度段 :0.95 第4速度段 :0.66 後進段 :2.21 【0014】一方、図4に示したものは、特開平2−2
83944号公報に開示された従来技術による自動変速
機の構造を表すスケルトン図である。図に示される様
に、この従来技術では、入力軸のプラネタリギヤ44と
出力軸のクラッチ部20が径方向上で重なるために入力
軸と出力軸の軸間距離を大きくせざるを得ず、軽量、小
型化を難しくしている。さらに、各歯車の歯数は、例え
ば、次の様に設定され、 サンギヤ40 : 30 リングギヤ42: 70 駆動歯車28 : 32 被駆動歯車32: 68 駆動歯車30 : 43 被駆動歯車34: 57 各速度段の変速比は、以下の様になるとされている。 第1速度段 :3.99 第2速度段 :2.125 第3速度段 :1.325 第4速度段 :0.928 後進段 :3.093 ここで、第4速度段時の出力クラッチ組立体18に注目
すると、該出力クラッチ組立体18は係合はしていない
が外周側部材は入力軸12と同じ回転数で回転するのに
対し、内周側部材は出力軸によってカウンタギヤ対3
2、28を介して回転駆動されている。したがって、そ
の回転数は、出力軸の回転数×被駆動歯車32÷駆動歯
車28となり、入力軸の回転数を1とすると、1/0.
928×68÷32=2.3となる。したがって、入力
軸の回転数1に対し、2.3−1.0=1.3の回転数
差が発生し、例えば入力軸の回転数が4000とする
と、5200回転の回転数差が発生するということであ
り、係合していないとは言え摩擦材に悪影響を与える。
一方、本発明の場合、前記従来技術の出力クラッチ組立
体18に相当するのは、第4クラッチC4であるが、こ
の第4クラッチC4の第4速度段時の状態は、やはり係
合はしていないがその回転数差は、以下の通り小さい。
外周側部材が出力軸Xoと同じ回転数で回転するのに対
し、内周側部材は第2ブレーキB2が係合していること
により停止している、したがって、その回転数差は、入
力軸回転数を1とした場合、0.66−0=0.66で
ある。例えば入力軸の回転数が4000とすると、約2
600回転であり、前記従来技術に比べると約半分であ
り、摩擦材への悪影響は軽減される。 【0015】また、図5の(a)に示したものは、特開
平4−254033号公報に開示された従来技術による
自動変速機の構造を表すスケルトン図であり、図5の
(b)に示したのは各速度段を得るための各要素の断接
の組み合わせを表す図表である。これらの図中におい
て、K1、K2、K3、K4はそれぞれ第1クラッチ手
段、第2クラッチ手段、第3クラッチ手段、第4クラッ
チ手段であって、B1、B2はそれぞれ第1ブレーキ手
段、第2ブレーキ手段である。これらの図から分かる様
に、この従来技術によれば、第1速ギヤ段から第4速ギ
ヤ段までのすべてのギヤ段の変速比が、図中50と52
で示されるカウンタギヤ対に依存しており、変速比の選
択の自由度が小さい。また、図中55で示されるアイド
ラギヤを必要としている。 【0016】なお、本発明の本実施例においては、第3
速度段から第4速度段への変速をクラッチツウクラッチ
変速にて行うことになるが、第2クラッチC2と直列に
ワンウェイクラッチを設ければ、ワンウェイクラッチツ
ウクラッチ変速とすることができ、変速タイミングを良
好にとることができる。なお、この場合、第3速度段で
のエンジンブレーキは、第2クラッチC2と直列に設け
たワンウェイクラッチの空転により効かなくなるが、こ
の場合には、第1クラッチC1を係合すれば、エンジン
ンブレーキを効かすことができる。 【0017】 【発明の効果】本発明は、上記の様に構成され作用する
ので、2組のカウンタギヤ対の歯数比を変えるだけで、
自由に変速比を変えることが可能であって、入力軸と出
力軸の軸間距離を大きくとる必要がなく、またアイドラ
ギヤも必要ない。また、第4速度段時に一方のカウンタ
ギヤ対の係合を解除させるために開放されるクラッチの
摩擦材の間の回転数差を小さくすることが可能であっ
て、摩擦材の耐久性が向上し、また引き摺り損失が減少
して伝達効率が向上する。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施例の構造を模式的に表したスケル
トン図である。 【図2】本発明の実施例において各速度段を得るための
遊星歯車機構の各要素の断接の組み合わせと、その時の
変速比を示す図表である。 【図3】一般的な単一遊星歯車機構のサンギヤ、キャリ
ヤ、リングギヤの断接の組み合わせによる変速比をまと
めた図表である。 【図4】従来技術による、1組の遊星歯車機構と、2組
のカウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【図5】従来技術による、1組の遊星歯車機構と、2組
のカウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【符号の説明】 Xi…入力軸 Xo…出力軸 A…連結部材 B…連結部材 C…連結部材 B1…第1ブレーキ(第1ブレーキ手段) B2…第2ブレーキ(第2ブレーキ手段) C1…第1クラッチ(第1クラッチ手段) C2…第2クラッチ(第1クラッチ手段) C3…第3クラッチ(第2クラッチ手段) C4…第4クラッチ(第3クラッチ手段) PG…遊星歯車機構 PGs…サンギヤ(遊星歯車機構) PGc…キャリヤ(遊星歯車機構) PGr…リングギヤ(遊星歯車機構) F1…ワンウェイクラッチ G1…第1カウンタギヤ対 G2…第2カウンタギヤ対
トン図である。 【図2】本発明の実施例において各速度段を得るための
遊星歯車機構の各要素の断接の組み合わせと、その時の
変速比を示す図表である。 【図3】一般的な単一遊星歯車機構のサンギヤ、キャリ
ヤ、リングギヤの断接の組み合わせによる変速比をまと
めた図表である。 【図4】従来技術による、1組の遊星歯車機構と、2組
のカウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【図5】従来技術による、1組の遊星歯車機構と、2組
のカウンタギヤ対により前進4段、後進1段の変速を得
る車両用自動変速機の例である。 【符号の説明】 Xi…入力軸 Xo…出力軸 A…連結部材 B…連結部材 C…連結部材 B1…第1ブレーキ(第1ブレーキ手段) B2…第2ブレーキ(第2ブレーキ手段) C1…第1クラッチ(第1クラッチ手段) C2…第2クラッチ(第1クラッチ手段) C3…第3クラッチ(第2クラッチ手段) C4…第4クラッチ(第3クラッチ手段) PG…遊星歯車機構 PGs…サンギヤ(遊星歯車機構) PGc…キャリヤ(遊星歯車機構) PGr…リングギヤ(遊星歯車機構) F1…ワンウェイクラッチ G1…第1カウンタギヤ対 G2…第2カウンタギヤ対
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(56)参考文献 特開 平2−283944(JP,A)
特開 昭58−654(JP,A)
特開 平4−254033(JP,A)
特開 昭61−74940(JP,A)
特開 昭62−80329(JP,A)
特開 平5−180283(JP,A)
(58)調査した分野(Int.Cl.7,DB名)
F16H 3/54
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 【請求項1】 入力軸及び出力軸と、入力軸上に設けら
れる遊星歯車機構と、入力軸と出力軸の間に設けられる
第1カウンタギヤ対及び第2カウンタギヤ対とからなる
車両用自動変速装置において、第1カウンタギヤ対をサ
ンギヤと出力軸の間に、第2カウンタギヤ対をリングギ
ヤと出力軸との間にそれぞれ配設し、サンギヤと入力軸
との結合を断接する第1クラッチ手段と、キャリヤの回
転を停止させる第1ブレーキ手段と、キャリヤと入力軸
との結合を断接する第2クラッチ手段と、サンギヤの回
転を停止させる第2ブレーキ手段と、出力軸上に配設さ
れた第3クラッチ手段を備え、前記第3クラッチ手段を
係合させた場合には第1カウンタギヤ対を介して出力軸
に動力を伝達可能にし、前記第3クラッチ手段を係合し
ない場合には第2カウンタギヤ対を介して出力軸に動力
を伝達し、遊星歯車機構と第3クラッチ手段が異なる軸方向位置に
配設され、 第2クラッチ手段と第2ブレーキ手段を作動せしめ、第
3クラッチ手段を解放せしめ、第2カウンタギヤ対を介
して第4速度段を得る、 ことを特徴とする車両用自動変速装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP31529093A JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP31529093A JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH07167230A JPH07167230A (ja) | 1995-07-04 |
JP3443905B2 true JP3443905B2 (ja) | 2003-09-08 |
Family
ID=18063623
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP31529093A Expired - Fee Related JP3443905B2 (ja) | 1993-12-15 | 1993-12-15 | 車両用自動変速装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP3443905B2 (ja) |
Families Citing this family (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP3626674B2 (ja) * | 2000-09-14 | 2005-03-09 | 株式会社日立ユニシアオートモティブ | 動力伝達装置 |
JP4968494B2 (ja) | 2001-03-05 | 2012-07-04 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 車両用変速機 |
JP5894810B2 (ja) * | 2012-01-31 | 2016-03-30 | 本田技研工業株式会社 | 有段変速機 |
-
1993
- 1993-12-15 JP JP31529093A patent/JP3443905B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH07167230A (ja) | 1995-07-04 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP3520623B2 (ja) | 自動変速機 | |
JP2614217B2 (ja) | 自動変速機 | |
US5194055A (en) | Planetary gear type transmission mechanism | |
EP0775849B1 (en) | Transmission including planetary gear sets | |
JP3446345B2 (ja) | 歯車変速装置 | |
US5853345A (en) | Transmission with coupled planetary gear sets | |
US5816972A (en) | Transmission with simple planetary gear sets | |
JP3443905B2 (ja) | 車両用自動変速装置 | |
US4063468A (en) | Change-speed gear system for use in automatic transmissions | |
US5853344A (en) | Automatic transmission | |
JP3329096B2 (ja) | 歯車変速装置 | |
JP3116630B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
EP0775847B1 (en) | Transmission including planetary gear set arrangement | |
JP2906404B2 (ja) | 遊星歯車式変速装置 | |
JP3110486B2 (ja) | 自動変速機 | |
JPH02107851A (ja) | 車両用遊星歯車式変速装置 | |
JPS63243551A (ja) | 遊星歯車変速装置 | |
JP3329111B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JPS63297844A (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JPH0727190A (ja) | 車両用自動変速機 | |
JP3052637B2 (ja) | 自動変速機用歯車変速装置 | |
JP2565646B2 (ja) | オートマチックトランスアクスル | |
JP3099331B2 (ja) | 車輌用駆動装置 | |
JP3473190B2 (ja) | 自動変速機 | |
JP3168184B2 (ja) | 自動変速機 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |