JP3906578B2 - Automatic transmission for vehicles - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインにおける変速機構成要素相互の配置に関する。
【0002】
【従来の技術】
車両用自動変速機の一形態として、フロントエンジン・フロントドライブ(FF)車又はリヤエンジン・リヤドライブ(RR)車用の横置式の自動変速機がある。こうした形式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置となるため、自動変速機の軸長が著しく制限される。そこで、こうした自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセットや変速要素を操作するクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構成のものとしなければならない。
【0003】
他方、ドライバビリティの確保のみならず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用い、それを操作する3つのクラッチと2つのブレーキとで、前進6速・後進1速を達成するギヤトレインが特開平4−219553号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、それを減速した回転とを3つのクラッチを用いて適宜変速機の4つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ2つの速度の異なる入力として入力させ、2つのブレーキで2つの変速要素を係止制御することで多段の6速を達成するものである。
【0004】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、この提案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけではない。一般に、歯の噛合によりトルクを伝達するギヤでは、トルク伝達時のギヤノイズの発生を避け難いため、カウンタドライブギヤのように常時トルクを伝達するギヤは、変速機の後端(本明細書を通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係を規定する)側への配置を避け、なるべく車両の幅方向の中心寄り、すなわち変速機の前端側に配置することで、エンジン等の遮蔽物によりノイズが車両の外側に漏れにくくする(本明細書を通じて、こうしたノイズの遮蔽をノイズの低減という)のが好ましい。また、特に、上記提案に係るギヤトレインでは、減速用プラネタリギヤが、第1速から第5速までの幅広い速度域においてトルク伝達状態となるため、このギヤノイズに対する格別の対策も必要となる。この点に関して、上記従来の技術では、プラネタリギヤセットの軸方向前端側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部にカウンタドライブギヤを配したレイアウトを採っている点で上記のノイズの低減上問題がある。
【0005】
そこで、減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤを変速機構の前側に配置することが想起される。ところで、最小限の構成要素を用いているとはいえ、上記にようなギヤトレインでは、変速機構の6速化に伴い、部材数が増加し、変速機が大型化する。そこで、ギヤノイズの低減を行うに際して、その対策は、車両への搭載性を損なうような変速機の大型化、特に車両側メンバとの干渉が生じるような全長の増加を伴うものであってはならない。したがって、こうした観点から、上記ノイズ対策、すなわち減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤの変速機構前側への配置は、変速機の軸長の短縮のための変速機構成要素の径方向への重合配置と相容れないものであってはならない。
【0006】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、ギヤノイズを低減させながら、多段化に伴う軸長の増大を防いで車両搭載性を向上させた車両用自動変速機を提供することを目的とする。
【0007】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、変速機構として、入力軸と、4つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、2つのブレーキと、3つのクラッチと、カウンタドライブギヤとが配置された車両用自動変速機であって、プラネタリギヤセットの第1の変速要素が第1のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され、第2の変速要素が第3のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第1のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第3の変速要素が第2のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第2のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第4の変速要素がカウンタドライブギヤに連結されたものにおいて、減速プラネタリギヤは、ダブルピニオンプラネタリギヤ構成として、そのキャリアの後端側を入力軸に連結されるとともに、前端側を第2のクラッチに連結され、リングギヤを入力軸の後方に設けられた中間軸に連結され、サンギヤを変速機ケースの前端部に固定されて変速機構の前端側に配置され、第2のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側に配置され、カウンタドライブギヤは、減速プラネタリギヤの後方に配置され、第1のクラッチと第3のクラッチは、中間軸を介して減速プラネタリギヤのリングギヤに連結されたことを構成上の主たる特徴とする。
【0008】
そして、更に軸長を短縮する意味で、前記第2のブレーキは、バンドブレーキ構成とされ、第2のクラッチの外周に配置された構成とするのが有効である。
【0009】
また、特に変速機後端部をコンパクト化する意味で、前記プラネタリギヤセットは、カウンタドライブギヤの一方側に配置され、第1のクラッチの摩擦部材と第3のクラッチの摩擦部材は、プラネタリギヤセットの外周側に配置され、第1のクラッチと第3のクラッチの油圧サーボが、プラネタリギヤセットの一方側に並べて配置された構成を採るのが有効である。
【0010】
更に、総合的なコンパクト化を図る意味で、前記第1のクラッチの摩擦部材と第3のクラッチの摩擦部材の外周側にバンドブレーキ構成の第1のブレーキが配置された構成とするのが有効である。
【0011】
【発明の作用及び効果】
上記請求項1記載の構成では、減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤを変速機構の前端側、すなわち、車両の中央に近づけて配置したので、ギヤノイズの低減が可能となる。そして、減速プラネタリギヤをダブルピニオンギヤ構成とし、入力軸からの回転をキャリアを通して第2のクラッチに伝達するようにして、減速プラネタリギヤの外周に第2のクラッチの摩擦部材の配置を可能にしたので、部材の重合配置により、全長短縮が可能となる。この際に、第2のクラッチは、減速トルクが伝達されない比較的小容量のクラッチであるので、径方向寸法は比較的小さくて済み、前端部において、デフリングギヤなどとの干渉を防止することができる。また、第2のクラッチと減速プラネタリギヤの前端配置に伴い、入力回転を伝達する必要のある部材は、これらクラッチとギヤより後ろ側にはなくなるため、入力軸をこれらの配置位置で終端させ、別途中間軸を設けて減速プラネタリギヤからの減速回転を後方に伝達するようにして、不要な多重軸構造を避けているので、径方向寸法の増大を抑えながらの各部材の重合配置に有利な構成とすることができる。
【0012】
そして、請求項2記載の構成では、第2のブレーキをバンドブレーキ構成とすることにより、径方向寸法の増大を最小限に抑えながら、更なる重合配置により全長の短縮を図ることができる。
【0013】
更に、請求項3記載の構成では、後端部の径方向のコンパクト化を可能にしながら、全体として、コンパクトにレイアウトした構成を実現できる。
【0014】
また、請求項4記載の構成では、第1及び第3のクラッチの摩擦部材の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、スペースを無駄なく利用でき、径方向にコンパクトな構成にすることができ、軽量化することができる。更に、バルブボディを自動変速機前方に搭載した際には、ラジエターファンなどの補機との干渉が避けられるとともに、クラッシャブルゾーンを確保できる。また、下方に搭載した際には、最低地上高をより大きく確保できる。
【0015】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図1は本発明を具体化した車両用自動変速機の第1実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平面内に展開してスケルトンで示す。また、図2は上記自動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この自動変速機は、互いに並行する主軸X、カウンタ軸Y、デフ軸Zの各軸上に各要素が配設された3軸構成とされている。そして、変速機構として、入力軸11と、4つの変速要素を有するプラネタリギヤセットGと、減速プラネタリギヤG1と、2つのブレーキB−1,B−2と、3つのクラッチC−1,C−2,C−3と、カウンタドライブギヤ19とが主軸X上に配置されている。
【0016】
この自動変速機では、プラネタリギヤセットGの第1の変速要素S3が第1のクラッチC−1により減速プラネタリギヤG1を介して入力軸11に連結され、第2の変速要素S2が第3のクラッチC−3により減速プラネタリギヤG1を介して入力軸11に連結されるとともに第1のブレーキB−1により変速機ケースに10係止可能とされ、第3の変速要素C2(C3)が第2のクラッチC−2により入力軸11に連結されるとともに第2のブレーキB−2により変速機ケースに10係止可能とされ、第4の変速要素R2(R3)が主軸X上の出力要素としてのカウンタドライブギヤ19に連結されている。なお、図に示すギヤトレインでは、ブレーキB−2に並列させてワンウェイクラッチF−1を配しているが、これは、後に詳記する1→2変速時のブレーキB−2とブレーキB−1の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、ブレーキB−2の解放制御を単純化すべく、ブレーキB−1の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイクラッチF−1を用いたものであり、ブレーキB−2と同等のものである。
【0017】
以下、この実施形態のギヤトレインを更に詳細に説明する。主軸X上には、図示しないエンジンの回転を入力軸11に伝達するロックアップクラッチ付のトルクコンバータ4が配置されている。カウンタ軸Y上には、カンタギヤ2が配置されている。カンタギヤ2は、カウンタ軸20に固定され、カウンタドライブギヤ19に噛合する大径のカンタドリブンギヤ21と、同じくカウンタ軸20に固定され、デフリングギヤ31に噛合する小径のデフドライブピニオンギヤ22とが配設されており、これらにより主軸X側からの出力を減速するとともに、反転させてディファレンシャル装置3に伝達する機能を果たす。デフ軸Z上には、ディファレンシャル装置3が配設されている。ディファレンシャル装置3は、デフリングギヤ31に固定してデフケース32が設けられ、その中に配置された差動歯車の差動回転が左右軸30に出力され、最終的なホイール駆動力とされる構成が採られている。
【0018】
プラネタリギヤセットGは、大小径の異なる一対のサンギヤS2,S3と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤS2に噛合するとともにリングギヤR2(R3)に噛合し、他方が小径のサンギヤS3に噛合する一対のピニオンギヤP2,P3を支持するキャリアC2,C3からなるラビニヨ式のギヤセットで構成されている。そして、この形態では、小径のサンギヤS3が第1の変速要素、大径のサンギヤS2が第2の変速要素、キャリアC2,C3が第3の変速要素とされ、リングギヤR2(R3)が第4の変速要素とされている。
【0019】
減速プラネタリギヤG1は、そのサンギヤS1を反力要素として変速機ケース10に固定され、キャリアC1を入力要素として入力軸11に連結され、リングギヤR1を出力要素として第1のクラッチC−1及び第3のクラッチC−3を介してプラネタリギヤセットGに連結されている。プラネタリギヤセットGの第1の変速要素すなわち小径のサンギヤS3は、第1のクラッチC−1に連結され、第2の変速要素すなわち大径のサンギヤS2は、第3のクラッチC−3に連結されるとともに、バンドブレーキで構成される第1のブレーキB−1により自動変速機ケース10に係止可能とされている。また、第3の変速要素であるキャリアC2(C3)は、第2のクラッチC−2を介して入力軸11に連結され、かつ、第2のブレーキB−2により変速機ケース10に係止可能とされるとともに、ワンウェイクラッチF−1により変速機ケース10に一方向回転係止可能とされている。そして、第4の変速要素すなわちリングギヤR2(R3)がカウンタドライブギヤ19に連結されている。
【0020】
こうした構成からなる自動変速機は、図示しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷と車速に基づき、変速を行う。図3は各クラッチ及びブレーキの係合及び解放(○印で係合、無印で解放を表す)で達成される変速段を図表化して示す。また、図4は各クラッチ及びブレーキの係合(●印でそれらの係合を表す)により達成される変速段と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。
【0021】
両図を併せ参照してわかるように、第1速(1ST)は、クラッチC−1 とブレーキB−2の係合(本形態において、作動表を参照してわかるように、このブレーキB−2の係合に代えてワンウェイクラッチF−1の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合がブレーキB−2の係合に相当する理由については後に詳述する。)により達成される。この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−1経由で小径サンギヤS3に入力され、ワンウェイクラッチF−1の係合により係止されたキャリアC3に反力を取って、リングギヤR3の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ19に出力される。
【0022】
次に、第2速(2ND)は、クラッチC−1 とブレーキB−1の係合により達成される。この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−1経由で小径サンギヤS3に入力され、ブレーキB−1の係合により係止された大径サンギヤS2に反力を取って、リングギヤR2(R3)の減速回転がカウンタドライブギヤ19に出力される。このときの減速比は、図4にみるように、第1速(1ST)より小さくなる。
【0023】
また、第3速(3RD)は、クラッチC−1とクラッチC−3の同時係合により達成される。この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−1とクラッチC−3経由で同時に大径サンギヤS2と小径サンギヤS3に入力され、プラネタリギヤセットGが直結状態となるため、両サンギヤへの入力回転と同じリングギヤR2(R3)の回転が、入力軸11の回転に対しては減速された回転として、カウンタドライブギヤ19に出力される。
【0024】
更に、第4速(4TH)は、クラッチC−1とクラッチC−2の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−1経由でサンギヤS3に入力され、他方で入力軸11からクラッチクラッチC−2経由で入力された非減速回転がキャリアC3に入力され、2つの入力回転の中間の回転が、入力軸11の回転に対しては僅かに減速されたリングギヤR3の回転としてカウンタドライブギヤ19に出力される。
【0025】
次に、第5速(5TH)は、クラッチC−2とクラッチC−3の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−3経由でサンギヤS2に入力され、他方で入力軸11からクラッチクラッチC−2経由で入力された非減速回転がキャリアC2に入力され、リングギヤR2の入力軸11の回転より僅かに増速された回転がカウンタドライブギヤ19に出力される。
【0026】
そして、第6速(6TH)は、クラッチC−2とブレーキB−1の係合により達成される。この場合、入力軸11からクラッチクラッチC−2経由で非減速回転がキャリアC2にのみ入力され、ブレーキB−1の係合により係止されたサンギヤS2に反力を取るリングギヤR2の更に増速された回転がカウンタドライブギヤ19に出力される。
【0027】
なお、後進(REV)は、クラッチC−3とブレーキB−2の係合により達成される。この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速された回転がクラッチC−3経由でサンギヤS2に入力され、ブレーキB−2の係合により係止されたキャリアC2に反力を取るリングギヤR2の逆転がカウンタドライブギヤ19に出力される。
【0028】
ここで、先に触れたワンウェイクラッチF−1とブレーキB−2との関係について説明する。上記の第1速と第2速時の両ブレーキB−1,B−2の係合・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くこととなる。そこで、本形態では、第1速と第2速とで、キャリアC2(C3)にかかる反力トルクが逆転するのを利用して、ワンウェイクラッチF−1の係合方向を第1速時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、ワンウェイクラッチF−1に実質上ブレーキB−2の係合と同等の機能を発揮させて、第1速時のブレーキB−2の係合に代えて(ただし、ホイール駆動の車両コースト状態ではキャリアC2(C3)にかかる反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図3に括弧付きの○印で示すようにブレーキB−2の係合を必要とする)、キャリアC2(C3)の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキB−2の係合により第1速を達成する構成を採ることもできる。
【0029】
このようにして達成される各変速段は、図4の速度線図上で、リングギヤR2,R3の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的に表すと、図3に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比は、減速プラネタリギヤG1のサンギヤS1とリングギヤR1の歯数比λ1=0.333、プラネタリギヤセットGの大径サンギヤ側のサンギヤS2とリングギヤR2(R3)の歯数比λ2=0.436、小径サンギヤ側のサンギヤS3とリングギヤR3の歯数比λ3=0.359に設定すると、入出力ギヤ比とステップは、図3に示すようになり、ギヤ比幅は6.000となる。
【0030】
次に、図5は自動変速機の構成を更に具体化した模式的断面で示す。先にスケルトンを参照して説明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部について、ここで説明する。本発明の特徴に従い、減速プラネタリギヤG1は、互いに噛合して一方がサンギヤS1に噛合し、他方がリングギヤR1に噛合する一対のピニオンギヤP1,P1’を支持するキャリアC1からなるダブルピニオンプラネタリギヤ構成として、そのキャリアC1の後端側を入力軸11に連結されるとともに、前端側を第2のクラッチC−2に連結され、リングギヤR1を入力軸11の後方に設けられた中間軸13に連結され、このようにして前側が開放されたサンギヤS1を変速機ケース10の前端部から後方に延びるボス部10aに固定されて、変速機構の前端側に配置されている。そして、第2のクラッチC−2の摩擦部材55は、減速プラネタリギヤG1の外周側に配置されている。また、カウンタドライブギヤ19は、減速プラネタリギヤG1の後方に配置されている。更に、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3は、中間軸13を介して減速プラネタリギヤG1のリングギヤR1に連結されている。
【0031】
プラネタリギヤセットGは、カウンタドライブギヤ19の一方側に配置され、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3の油圧サーボ6,7が、プラネタリギヤセットGの一方側に並べて配置され、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3の摩擦部材63,73は、油圧サーボ6の外周側からプラネタリギヤセットGの外周側にかけて配置されている。更に、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3の摩擦部材63,73の外周側にバンドブレーキ構成の第1のブレーキB−1が配置されている。このように2つのクラッチC−1,C−3を軸方向に並べて配置することにより、両クラッチをほぼ同じ容量としている。また、並んで配置され、同等の外径を有するこれらクラッチの外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、自動変速機においてディファレンシャル装置3や車両側メンバーBとの干渉がないため径方向寸法の制約が比較的ゆるやかな変速機中間部分のスペースを無駄なく利用した軸方向寸法の短縮が図られている。
【0032】
この形態における第1のクラッチC−1の油圧サーボ6と第3のクラッチC−3の油圧サーボ7は、減速プラネタリギヤG1のキャリアC1に連なる中間軸13に連結されたトルク伝達部材60をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成されている。具体的には、トルク伝達部材60は、その前端側を中間軸13に連結され、変速機ケース10の後端から前方に延びるボス部10bに支持された第1の筒状部60aと、第1の筒状部60aの軸方向ほぼ中央部から外径方向に延び、所定の径のところで前後方への折り曲げにより筒状とされた第2の筒状部60bと、そこから第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3に向けて延びるドラム部62とからなり、両筒状部60aと外径方向に延びる部分により、それぞれ、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3の油圧サーボシリンダが背中合わせに構成されている。
【0033】
これら両シリンダには、両油圧サーボ6,7のピストン61,71が嵌挿されている。したがって、油圧サーボ6は、トルク伝達部材60と一体のドラム部62側をシリンダとし、それにピストン61が嵌挿された通常のサーボ形式を採るのに対して、油圧サーボ7は、トルク伝達部材60と一体のドラム部62側を軸方向に不動のピストンとし、ピストン71から延びるドラム部72を軸方向に可動のシリンダとする通常とは逆構成のサーボ形式とされている。このサーボ形式の関係から、クラッチC−1の摩擦部材(ディスクとセパレータプレートからなる。他のクラッチについて同じ)63の外周を支持するドラム部62の外側に被さるクラッチC−3のドラム部72が、クラッチC−1のドラム部62とのスプライン係合により共回りする構成とされ、このドラム部72に摩擦部材73の外周が支持されている。この配置により、トルク伝達部材60に入る減速回転は、常時クラッチC−1のドラム部62とクラッチC−3のドラム部72に伝達される。したがって、油圧サーボ6の作動でピストン61がシリンダから押し出されたときに、軸方向に不動のドラム部62とピストン61との間で摩擦部材63が挟持されて、減速回転がハブ64を経てサンギヤS3へ伝達される。一方、油圧サーボ7の作動でピストン71がドラム部62に対して押し戻されたときに、ドラム部72と軸方向に不動のドラム部62との間で摩擦部材73が挟持されて、減速回転がハブ74を経てサンギヤS2へ伝達される。なお、図5において、符号65は油圧サーボ6の遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、同じく符号75は油圧サーボ7の遠心油圧を相殺するキャンセルプレートを示す。
【0034】
また、第2のクラッチC−2の油圧サーボ構造に関して、この形態では、クラッチC−2を操作する油圧サーボ5を、変速機ケース10の前端部にシリンダとピストンとを内蔵させた静止シリンダ型の油圧サーボとされている。詳しくは、シリンダ50は、変速機ケース10に環状溝として形成されており、その内部に、同じく環板状のピストン51が軸方向摺動自在に嵌合された構成とされている。そして、このピストン51は、スラストベアリング52を介してプレッシャプレート53を押圧する構成とされ、プラネタリギヤセットGのキャリアC2,C3に連結したドラム56との間でクラッチ摩擦部材55を挟持して、キャリアC1に連結されたハブからの入力回転をドラム56を介してキャリアC2,C3に入力することになる。
【0035】
そして、カウンタドライブギヤ19の支持に関しては、この形態では、カウンタドライブギヤ19のハブの軸方向延長部外周が、ベアリング12を介して第2のブレーキB−2の油圧サーボシリンダを兼ねるケース10のサポート10cの内周に支持されている。
【0036】
なお、この形態では、ブレーキB−2は多板構成の摩擦部材84を、サポート10cに内蔵された油圧サーボ8で係合させる構成とされ、摩擦部材84に隣接させて配置されたワンウェイクラッチF−1のインナレース9を介してキャリヤC2に連結されている。これらブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1は、プラネタリギヤセットGの外周側に配置されている。
【0037】
かくして、この実施形態では、減速プラネタリギヤG1とカウンタドライブギヤ19を変速機構の前端側、すなわち、車両の中央に近づけて配置したので、ギヤノイズの低減が可能となる。そして、減速プラネタリギヤG1をダブルピニオンギヤ構成とし、入力軸11からの回転をキャリアC1を通して第2のクラッチC−2に伝達するようにして、減速プラネタリギヤG1の外周に第2のクラッチC−2の摩擦部材55を配置したことで、部材の重合配置により、全長が短縮されている。この場合の第2のクラッチC−2は、減速トルクが伝達されない比較的小容量のクラッチであるため、径方向寸法は比較的小さくて済み、前端部において、デフリングギヤ31などとの干渉が防止されている。また、第2のクラッチC−2と減速プラネタリギヤG1の前端配置に伴い、入力回転を伝達する必要のある部材は、これらクラッチとギヤより後ろ側にはなくなるため、入力軸11をこれらの配置位置で終端させ、別途中間軸13を設けて減速プラネタリギヤG1からの減速回転を後方に伝達するようにして、不要な多重軸構造を避けているので、プラネタリギヤセットG外周側への第3のクラッチの摩擦部材73、第1のブレーキの摩擦部材84、ワンウェイクラッチF−1及び第2のブレーキの重合配置にも拘わらず径方向寸法の増大が抑えられているのである。
【0038】
更に、後端部に油圧サーボ6,7を配置することで、後端部の径方向のコンパクト化を可能にしながら、全体として、コンパクトにレイアウトした構成を実現している。また、第1及び第3のクラッチC−1,C−3の摩擦部材63,73の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキB−1を配置することにより、スペースを無駄なく利用でき、径方向にコンパクトな構成としている。
【0039】
ところで、前記第1実施形態では、プラネタリギヤセットGをラビニヨ式としたが、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットGは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットGを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【0040】
図6は第1実施形態に対してプラネタリギヤセットGの部分だけを一部変更した第2実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットGは、シンプルプラネタリギヤG2と、互いに噛合する一対のピニオンギヤP3,P3’の一方がサンギヤS3に噛合し、他方がリングギヤR3に噛合するダブルピニオン式のプラネタリギヤG3とを組み合わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットGの場合、第1のクラッチC−1が2つのサンギヤS2,S3に連結され、第3のクラッチC−3がシンプルプラネタリギヤG2のリングギヤR2に連結され、第2のクラッチC−2がキャリアC2とキャリアC3に連結され、リングギヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そして、ブレーキB−1はシンプルプラネタリギヤG2のリングギヤR2を係止するものとされ、ブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1は双方のキャリアC2とキャリアC3を係止するものとされる。したがってこの形態では、両サンギヤS2,S3が第1の変速要素、リングギヤR2が第2の変速要素、キャリアC2,C3が第3の変速要素とされ、リングギヤR3が第4の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表1に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表1】
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤG1の歯数比λ1=0.333、大径リングギヤ側の歯数比λ2=0.636、小径リングギヤ側の歯数比λ3=0.333であり、ギヤ比幅は6.857となる。
【0041】
次に、図7は第2実施形態に対してプラネタリギヤセットGのシンプルプラネタリギヤとダブルプラネタリギヤの位置関係を逆転させた第3実施形態を示す。この形態では、第1のクラッチC−1がダブルプラネタリギヤG2側の小径のサンギヤS2に連結され、第3のクラッチC−3がダブルプラネタリギヤG2のキャリアC2とシンプルプラネタリギヤG3の大径のサンギヤS3に連結され、第2のクラッチC−2がシンプルプラネタリギヤG3のキャリアC3とダブルプラネタリギヤG2のリングギヤR2に連結され、シンプルプラネタリギヤG3のリングギヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そして、ブレーキB−1はキャリアC2と大径のサンギヤS3を係止するものとされ、ブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1はリングギヤR2とキャリアC3を係止するものとされる。したがってこの形態では、小径のサンギヤS2が第1の変速要素、キャリアC2と大径のサンギヤS3が第2の変速要素、リングギヤR2とキャリアC3が第3の変速要素とされ、リングギヤR3が第4の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表2に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表2】
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤG1の歯数比λ1=0.333、ダブルプラネタリギヤG2の歯数比λ2=0.447、シンプルプラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.444であり、ギヤ比幅は6.022となる。
【0042】
次に、図8はプラネタリギヤセットGを2つのダブルプラネタリギヤG2,G3で構成した第4実施形態を示す。この形態では、第1のクラッチC−1がサンギヤS3とキャリアC2に連結され、第3のクラッチC−3がサンギヤS2に連結され、第2のクラッチC−2がキャリアC3とリングギヤR2に連結され、リングギヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そして、ブレーキB−1はサンギヤS2を係止するものとされ、ブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1はリングギヤR2とキャリアC3を係止するものとされる。したがってこの形態では、小径のサンギヤS3とキャリアC2が第1の変速要素、大径のサンギヤS2が第2の変速要素、リングギヤR2とキャリアC3が第3の変速要素とされ、リングギヤR3が第4の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表3に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表3】
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤG1の歯数比λ1=0.333、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=0.556、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.333であり、ギヤ比幅は6.375となる。
【0043】
次に、図9は第4実施形態に対して連結関係のみを変更した第5実施形態を示す。この形態では、第1のクラッチC−1が両サンギヤS2,S3に連結され、第3のクラッチC−3がキャリアC2に連結され、第2のクラッチC−2がキャリアC3とリングギヤR2に連結され、リングギヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そして、ブレーキB−1はキャリアC2を係止するものとされ、ブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1はリングギヤR2とキャリアC3を係止するものとされる。この形態では、大径及び小径の両サンギヤS2,S3が第1の変速要素、キャリアC2が第2の変速要素、リングギヤR2とキャリアC3が第3の変速要素とされ、リングギヤR3が第4の変速要素とされている。こうした場合は、例えば下記の表4に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表4】
ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤG1の歯数比λ1=0.333、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=0.444、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.361であり、ギヤ比幅は6.029となる。
【0044】
以上の各実施形態(以下の説明において、これらを総称して第1群の実施形態という)は、第1実施形態を基本として、プラネタリギヤセットGを変更したものであるが、次に、第2のブレーキB−2の配置を変更した実施形態を挙げて説明する。
【0045】
図10及び図11にスケルトンと模式化した断面で示す第6実施形態では、第2のブレーキB−2は、バンドブレーキ構成とされ、第2のクラッチC−2のの外周に配置されている。この形態では、第2のブレーキのバンドブレーキ化に伴い、第1群の実施形態に対して、カンタドライブギヤ19の支持構造と、第1及び第3のクラッチC−1,C−3並びにワンウェイクラッチF−1の配設位置が変更されているので、この関連の部分のみ説明する。
【0046】
先ず、第2のブレーキB−2は、デフリングギヤ31と同様の軸方向位置にある第2のクラッチC−2の外周にバンドブレーキとして配置されている。こうした第2のクラッチC−2とバンドブレーキB−2の径方向への重合配置は、デフリングギヤ31との干渉を生じる径方向寸法の増大を避けながらクラッチとブレーキを同じ軸方向位置に配置するのに有効な方法である。
【0047】
そして、第1群の実施形態において多板構成の摩擦部材が占めていた空きスペースを利用して、第1及び第2のクラッチC−1,C−3並びにワンウェイクラッチF−1を全体に前方に寄せて、実質上プラネタリギヤセットGの外周側に配置している。こうした配置は、油圧サーボ配設部の外周部を小径化することに役立つため、車両側メンバーとの干渉を避ける点では、第1群の実施形態より有利な配置となる。
【0048】
この形態における第1のクラッチC−1の油圧サーボ6と第3のクラッチC−3の油圧サーボ7についても、減速プラネタリギヤG1のキャリアC1に連なる中間軸13に連結されたトルク伝達部材60をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成されているが、トルク伝達部材60とピストン71との関係が第1群の実施形態とは若干相違している。具体的には、トルク伝達部材60の前後方への折り曲げによる第2の筒状部は形成されておらず、トルク伝達部材60は所定の径のところから第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3に向けて延びるドラム部62に連なるものとされ、ピストン71がドラム部62に被さる構成とされている。
【0049】
また、この実施形態では、カンタドライブギヤ19の支持構造に関して、ケース10のサポート10cの内周側を軸方向後方に延長したボス部を形成し、その外周にベアリング12を介してカウンタドライブギヤ19の内周を支持する構成が採られている。この構成の利点は、カウンタドライブギヤ19の同ドリブンギヤ21との噛合部の内周側を軸方向のオフセットなく支持することで、ベアリング12にかかるモーメント力による負荷を軽減することができるため、負荷容量の小さなベアリングとすることができる点にある。
【0050】
この配置を採る自動変速機では、第2のブレーキB−2をバンドブレーキ構成とすることにより、径方向寸法の増大を最小限に抑えながら、第2のクラッチC−2との重合配置により全長の短縮が図られている。
【0051】
このギヤトレイン構成のものについても、第1群の実施形態で挙げたような、プラネタリギヤの構成の変更と、その変速要素とクラッチ及びブレーキとの連結関係の変更は可能である。
【0052】
図12は第6実施形態に対してプラネタリギヤセットGの部分だけを一部変更した第7実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットGの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係は、前記第2実施形態と同様であり、それにより得られるギヤ比とステップについても、同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第2実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【0053】
次に、図13は前記第3実施形態と同様のプラネタリギヤセットGの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第8実施形態を示す。したがって、この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第3実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第3実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【0054】
更に、図14は前記第4実施形態と同様のプラネタリギヤセットGの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第9実施形態を示す。この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第4実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第4実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【0055】
また、図15は前記第5実施形態と同様のプラネタリギヤセットGの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第10実施形態を示す。この場合についても、上記と同様となるので、第5実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【0056】
以上、本発明を構成要素の形式及び配置並びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるものに絞って例示したものであって、本発明は、これら実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明を適用した車両用自動変速機の第1実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図2】上記ギヤトレインの実際の3軸位置関係を示す軸方向端面図である。
【図3】上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比並びにギヤ比ステップを示す図表である。
【図4】上記ギヤトレインの速度線図である。
【図5】上記ギヤトレインの主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図6】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第2実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図7】同様にプラネタリギヤセットを他の形態に変更した第3実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図8】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第4実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図9】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第5実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図10】上記ギヤトレインの第2のブレーキの形式と配置を変更した第6実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図11】上記第6実施形態のギヤトレインの主軸部分の模式化断面図である。
【図12】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第7実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図13】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第8実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図14】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第9実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図15】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第10実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【符号の説明】
G プラネタリギヤセット
G1 ダブルピニオンプラネタリギヤ(減速プラネタリギヤ)
S2,S3 サンギヤ(変速要素)
C2,C3 キャリア(変速要素)
R2,R3 リングギヤ(変速要素)
S1 サンギヤ
C1 キャリア
R1 リングギヤ
B−1 第1のブレーキ
B−2 第2のブレーキ
C−1 第1のクラッチ
C−2 第2のクラッチ
C−3 第3のクラッチ
6,7 油圧サーボ
10 変速機ケース
11 入力軸
13 中間軸
19 カウンタドライブギヤ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to an arrangement of transmission components in a gear train thereof.
[0002]
[Prior art]
One type of vehicle automatic transmission is a horizontal automatic transmission for a front engine / front drive (FF) vehicle or a rear engine / rear drive (RR) vehicle. In this type of automatic transmission, since the engine and the automatic transmission are mounted in series between the left and right wheels of the vehicle, the axial length of the automatic transmission is significantly limited. Therefore, the gear train of such an automatic transmission must be constructed so that the number of clutches and brakes for operating planetary gear sets having a large number of speed change elements, which act as elements for extending the shaft length, and operating the speed change elements is as small as possible. Don't be.
[0003]
On the other hand, in order to meet the demand not only to ensure drivability but also to improve fuel efficiency, which is indispensable for energy saving, there is a demand for multi-stage automatic transmissions. To meet these demands, the number of gear shifting elements per gear train speed And the number of clutches and brakes needs to be further reduced. Therefore, Japanese Patent Laid-Open No. 4-219553 proposes a gear train that uses a planetary gear set composed of a minimum of speed change elements and achieves six forward speeds and one reverse speed with three clutches and two brakes for operating the gear sets. Has been. In the gear train according to this proposal, the engine output rotation and the rotation obtained by decelerating the engine output are input to a planetary gear set composed of four transmission elements of a transmission as appropriate using two clutches as inputs having two different speeds. Multi-speed 6-speed is achieved by locking and controlling two speed change elements with one brake.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, the gear train configuration according to this proposal is very reasonable in terms of the number of shift elements per shift stage and the number of required clutches and brakes, but it is not without practical problems. Absent. Generally, in a gear that transmits torque by meshing teeth, it is difficult to avoid generation of gear noise during torque transmission. Therefore, a gear that constantly transmits torque, such as a counter drive gear, has a rear end of the transmission (through this specification, Avoid positioning on the side that defines the positional relationship on the shaft with the power input side in front, and shielding the engine etc. by placing it as close to the center in the width direction of the vehicle as possible, that is, on the front end side of the transmission. It is preferable to prevent noise from leaking to the outside of the vehicle by an object (through the present specification, such noise shielding is referred to as noise reduction). In particular, in the gear train according to the above proposal, since the planetary gear for reduction is in a torque transmission state in a wide speed range from the first speed to the fifth speed, special measures against this gear noise are required. With respect to this point, the above-described conventional technology has a layout in which a clutch and a brake are arranged together on the front end side in the axial direction of the planetary gear set, and a counter drive gear is arranged at the rear end portion. There's a problem.
[0005]
Thus, it is recalled that the reduction planetary gear and the counter drive gear are arranged on the front side of the speed change mechanism. By the way, although the minimum components are used, in the gear train as described above, the number of members is increased and the transmission is increased in size with the 6th speed of the speed change mechanism. Therefore, when reducing gear noise, the countermeasure should not be accompanied by an increase in the size of the transmission that impairs the mounting property on the vehicle, particularly an increase in the total length that causes interference with the vehicle side member. . Therefore, from this point of view, the above noise countermeasures, that is, the arrangement of the speed reduction planetary gear and the counter drive gear on the front side of the speed change mechanism is incompatible with the radial arrangement of transmission components for shortening the transmission shaft length. Should not be.
[0006]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide an automatic transmission for a vehicle that improves the mountability of the vehicle by preventing an increase in the shaft length due to the multi-stage while reducing gear noise. To do.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the present invention, an input shaft, a planetary gear set having four transmission elements, a reduction planetary gear, two brakes, three clutches, and a counter drive gear are arranged as a transmission mechanism. The first transmission element of the planetary gear set is connected to the input shaft via the reduction planetary gear by the first clutch, and the second transmission element is connected to the reduction planetary gear by the third clutch. To the input shaft via the first brake, and can be locked to the transmission case by the first brake, and the third speed change element is connected to the input shaft by the second clutch and the transmission case by the second brake. The fourth speed change element is connected to the counter drive gear, and the speed reduction planetary gear is As the pinion planetary gear configuration, the rear end side of the carrier is connected to the input shaft, the front end side is connected to the second clutch, the ring gear is connected to the intermediate shaft provided behind the input shaft, and the sun gear is changed. Fixed to the front end of the machine case and disposed on the front end side of the speed change mechanism, the friction member of the second clutch is disposed on the outer peripheral side of the speed reduction planetary gear, the counter drive gear is disposed on the rear side of the speed reduction planetary gear, The main feature of the construction is that the first clutch and the third clutch are connected to the ring gear of the speed reduction planetary gear through an intermediate shaft.
[0008]
In order to further shorten the shaft length, it is effective that the second brake has a band brake configuration and is arranged on the outer periphery of the second clutch.
[0009]
In particular, the planetary gear set is disposed on one side of the counter drive gear in order to make the rear end of the transmission more compact, and the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are the same as those of the planetary gear set. It is effective to adopt a configuration in which the hydraulic servos of the first clutch and the third clutch are arranged side by side on one side of the planetary gear set.
[0010]
Furthermore, in order to reduce the overall size, it is effective to have a configuration in which the first brake of the band brake configuration is arranged on the outer peripheral side of the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch. It is.
[0011]
[Action and effect of the invention]
In the first aspect of the present invention, the reduction planetary gear and the counter drive gear are arranged close to the front end side of the speed change mechanism, that is, the center of the vehicle, so that gear noise can be reduced. Since the speed reduction planetary gear has a double pinion gear configuration and the rotation from the input shaft is transmitted to the second clutch through the carrier, the friction member of the second clutch can be disposed on the outer periphery of the speed reduction planetary gear. The total length can be shortened by this polymerization arrangement. At this time, since the second clutch is a relatively small-capacity clutch that does not transmit the deceleration torque, the radial dimension may be relatively small, and interference with the diff ring gear or the like can be prevented at the front end. it can. Also, with the arrangement of the front end of the second clutch and the speed reduction planetary gear, the members that need to transmit the input rotation are not located behind these clutches and the gear, so the input shaft is terminated at these arrangement positions, and separately An intermediate shaft is provided to transmit the reduced speed rotation from the speed reduction planetary gear to the rear, avoiding an unnecessary multi-axis structure, so that it is advantageous for overlapping arrangement of each member while suppressing an increase in radial dimension can do.
[0012]
In the configuration described in
[0013]
Furthermore, in the configuration of the third aspect, it is possible to realize a configuration that is laid out in a compact manner as a whole while enabling the rear end portion to be compact in the radial direction.
[0014]
Further, in the configuration according to claim 4, by arranging a band brake that is long in the axial direction and compact in the radial direction on the outer periphery of the friction member of the first and third clutches, the space can be used without waste, and the diameter can be reduced. The structure can be made compact in the direction, and the weight can be reduced. Furthermore, when the valve body is mounted in front of the automatic transmission, interference with auxiliary equipment such as a radiator fan can be avoided and a crushable zone can be secured. Moreover, when mounted below, the minimum ground clearance can be secured.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 shows a gear train of a first embodiment of an automatic transmission for a vehicle embodying the present invention as a skeleton with shafts developed in a common plane. FIG. 2 shows an actual shaft positional relationship when the automatic transmission is viewed from the end face. This automatic transmission has a three-shaft configuration in which elements are arranged on each of a main shaft X, a counter shaft Y, and a differential shaft Z that are parallel to each other. As a speed change mechanism, the input shaft 11, a planetary gear set G having four speed change elements, a speed reduction planetary gear G1, two brakes B-1, B-2, and three clutches C-1, C-2, C-3 and the
[0016]
In this automatic transmission, the first transmission element S3 of the planetary gear set G is connected to the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 by the first clutch C-1, and the second transmission element S2 is connected to the third clutch C. 3 is connected to the input shaft 11 via the speed reduction planetary gear G1 and 10 can be locked to the transmission case by the first brake B-1, and the third transmission element C2 (C3) is connected to the second clutch. It is connected to the input shaft 11 by C-2 and can be locked to the transmission case by the second brake B-2, and the fourth transmission element R2 (R3) is a counter as an output element on the main shaft X. It is connected to the
[0017]
Hereinafter, the gear train of this embodiment will be described in more detail. On the main shaft X, a torque converter 4 with a lock-up clutch that transmits engine rotation (not shown) to the input shaft 11 is arranged. A
[0018]
The planetary gear set G meshes with a pair of sun gears S2 and S3 having different large and small diameters, one meshes with the large diameter sun gear S2, and meshes with the ring gear R2 (R3), and the other meshes with the small diameter sun gear S3. It is composed of a Ravigneaux type gear set comprising carriers C2 and C3 supporting a pair of pinion gears P2 and P3. In this embodiment, the small-diameter sun gear S3 is the first transmission element, the large-diameter sun gear S2 is the second transmission element, the carriers C2 and C3 are the third transmission element, and the ring gear R2 (R3) is the fourth transmission element. It is considered as a gearshift element.
[0019]
The reduction planetary gear G1 is fixed to the
[0020]
The automatic transmission having such a configuration shifts based on the vehicle load and the vehicle speed within a shift range corresponding to the range selected by the driver under the control of an electronic control device and a hydraulic control device (not shown). FIG. 3 graphically illustrates the shift speeds achieved by engaging and releasing the clutches and brakes (circle mark indicates engagement, no mark indicates release). FIG. 4 is a velocity diagram showing the relationship between the shift speed achieved by engagement of each clutch and brake (represented by the mark ●) and the rotation speed ratio of each shift element at that time. .
[0021]
As can be seen with reference to both the drawings, the first speed (1ST) is the engagement of the clutch C-1 and the brake B-2 (in this embodiment, the brake B- The automatic engagement of the one-way clutch F-1 is used in place of the engagement of 2. The reason why this engagement is used and the reason why this engagement corresponds to the engagement of the brake B-2 will be described later. Will be described in detail). In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and a reaction force is applied to the carrier C3 locked by the engagement of the one-way clutch F-1. Thus, the reduced rotation of the ring gear R3 with the maximum reduction ratio is output to the
[0022]
Next, the second speed (2ND) is achieved by engagement of the clutch C-1 and the brake B-1. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 through the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and a reaction force is applied to the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1. Then, the reduced rotation of the ring gear R2 (R3) is output to the
[0023]
The third speed (3RD) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-3. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is simultaneously input to the large-diameter sun gear S2 and the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1 and the clutch C-3, and the planetary gear set G is in a directly connected state. The rotation of the ring gear R2 (R3), which is the same as the input rotation to both sun gears, is output to the
[0024]
Further, the fourth speed (4TH) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-2. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, and the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 on the other hand. Is input to the carrier C3, and an intermediate rotation between the two input rotations is output to the
[0025]
Next, the fifth speed (5TH) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-2 and the clutch C-3. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the clutch C-3, and the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 on the other hand. Is input to the carrier C2, and the rotation slightly increased from the rotation of the input shaft 11 of the ring gear R2 is output to the
[0026]
The sixth speed (6TH) is achieved by engagement of the clutch C-2 and the brake B-1. In this case, the non-decelerated rotation is input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 only to the carrier C2, and the ring gear R2 is further accelerated by taking the reaction force on the sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1. The rotated rotation is output to the
[0027]
Note that reverse (REV) is achieved by engagement of the clutch C-3 and the brake B-2. In this case, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the clutch C-3, and the ring gear R2 takes a reaction force on the carrier C2 locked by the engagement of the brake B-2. Is output to the
[0028]
Here, the relationship between the one-way clutch F-1 and the brake B-2 mentioned above will be described. As can be seen from the engagement / release relationship of the brakes B-1 and B-2 at the first speed and the second speed, the brakes release one of them at the time of up / down shift between the two gears. At the same time, the other engagement is performed, which is a so-called gripping friction element. Such gripping of friction elements requires precise simultaneous control of the engagement pressure and release pressure of the hydraulic servo that operates them. To perform such control, the addition of a control valve and complicating the hydraulic circuit, etc. Will be invited. Therefore, in the present embodiment, the direction of engagement of the one-way clutch F-1 at the first speed is changed using the reverse reaction torque applied to the carrier C2 (C3) between the first speed and the second speed. By setting it to match the reaction torque support direction, the one-way clutch F-1 has substantially the same function as the engagement of the brake B-2, and the brake B-2 is engaged at the first speed. (However, in the wheel-driven vehicle coast state, the direction of the reaction torque applied to the carrier C2 (C3) is reversed with respect to the engine-driven state. That is, the engagement of the brake B-2 is required as indicated by the circles with a mark), and the carrier C2 (C3) is locked. Therefore, in order to achieve the shift speed, it is possible to adopt a configuration in which the first speed is achieved by engaging the brake B-2 without providing a one-way clutch.
[0029]
The shift speeds achieved in this way are shown in the speed diagram of FIG. 4 as qualitatively understood with reference to the vertical intervals indicated by the circles O indicating the speed ratio of the ring gears R2 and R3. Good speed steps are relatively equidistant from the stage. When this relationship is specifically expressed numerically and expressed quantitatively, the gear ratio shown in FIG. 3 is obtained. In this case, the gear ratio of the sun gear S1 and the ring gear R1 of the reduction planetary gear G1 is λ1 = 0.333, and the gear ratio of the sun gear S2 on the large-diameter sun gear of the planetary gear set G is λ2 = 0. .436, when the gear ratio λ3 = 0.359 of the sun gear S3 and the ring gear R3 on the small-diameter sun gear side is set, the input / output gear ratio and step are as shown in FIG. 3, and the gear ratio width is 6.000. .
[0030]
Next, FIG. 5 is a schematic cross-section showing a further specific configuration of the automatic transmission. The constituent elements described above with reference to the skeleton are given the same reference numerals instead of the description, but details that cannot be referred to from the skeleton will be described here. In accordance with the features of the present invention, the speed reduction planetary gear G1 has a double pinion planetary gear configuration comprising a carrier C1 that supports a pair of pinion gears P1 and P1 ′ that mesh with each other, one meshing with the sun gear S1, and the other meshing with the ring gear R1. The rear end side of the carrier C1 is connected to the input shaft 11, the front end side is connected to the second clutch C-2, and the ring gear R1 is connected to an
[0031]
The planetary gear set G is disposed on one side of the
[0032]
In this embodiment, the
[0033]
[0034]
Further, regarding the hydraulic servo structure of the second clutch C-2, in this embodiment, the hydraulic servo 5 for operating the clutch C-2 is a stationary cylinder type in which a cylinder and a piston are built in the front end portion of the
[0035]
With respect to the support of the
[0036]
In this embodiment, the brake B-2 is configured such that a multi-plate friction member 84 is engaged with a
[0037]
Thus, in this embodiment, the reduction planetary gear G1 and the
[0038]
Furthermore, by arranging the
[0039]
By the way, in the said 1st Embodiment, although the planetary gear set G was Ravigneaux type, the gear set G which can take a comparatively favorable gear ratio and a step is not restricted to this. Therefore, an embodiment in which the planetary gear set G is changed to another type will be described next.
[0040]
FIG. 6 shows a second embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed with respect to the first embodiment. In this embodiment, the planetary gear set G is a combination of a simple planetary gear G2 and a double pinion type planetary gear G3 in which one of a pair of pinion gears P3 and P3 ′ meshing with each other meshes with a sun gear S3 and the other meshes with a ring gear R3. It is configured. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the two sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the ring gear R2 of the simple planetary gear G2, and the second clutch C-2. Are coupled to the carrier C2 and the carrier C3, and the ring gear R3 is coupled to the
[Table 1]
Incidentally, the gear ratio of the reduction planetary gear G1 in this case is λ1 = 0.333, the gear ratio λ2 = 0.636 on the large-diameter ring gear side, and the gear ratio λ3 = 0.333 on the small-diameter ring gear side. Is 6.857.
[0041]
Next, FIG. 7 shows a third embodiment in which the positional relationship between the simple planetary gear and the double planetary gear of the planetary gear set G is reversed with respect to the second embodiment. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the small diameter sun gear S2 on the double planetary gear G2 side, and the third clutch C-3 is connected to the carrier C2 of the double planetary gear G2 and the large diameter sun gear S3 of the simple planetary gear G3. The second clutch C-2 is connected to the carrier C3 of the simple planetary gear G3 and the ring gear R2 of the double planetary gear G2, and the ring gear R3 of the simple planetary gear G3 is connected to the
[Table 2]
Incidentally, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1 in this case, the gear ratio λ2 = 0.447 of the double planetary gear G2, and the gear ratio λ3 = 0.444 of the simple planetary gear G3. 6.022.
[0042]
Next, FIG. 8 shows a fourth embodiment in which the planetary gear set G is composed of two double planetary gears G2 and G3. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S3 and the carrier C2, the third clutch C-3 is connected to the sun gear S2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3 and the ring gear R2. The ring gear R3 is coupled to the
[Table 3]
Incidentally, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.556 of the planetary gear G2, the gear ratio λ3 = 0.333 of the planetary gear G3 in this case, and the gear ratio width is 6.3. 375.
[0043]
Next, FIG. 9 shows a fifth embodiment in which only the connection relationship is changed with respect to the fourth embodiment. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to both sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the carrier C2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3 and the ring gear R2. The ring gear R3 is coupled to the
[Table 4]
In this case, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.444 of the planetary gear G2, the gear ratio λ3 = 0.361 of the planetary gear G3, and the gear ratio width is 6. 029.
[0044]
Each of the above-described embodiments (in the following description, these are collectively referred to as the first group of embodiments) is a modification of the planetary gear set G on the basis of the first embodiment. An embodiment in which the arrangement of the brake B-2 is changed will be described.
[0045]
In the sixth embodiment shown in a cross section schematically shown in FIGS. 10 and 11, the second brake B-2 has a band brake configuration and is disposed on the outer periphery of the second clutch C-2. . In this embodiment, the support structure of the
[0046]
First, the second brake B-2 is disposed as a band brake on the outer periphery of the second clutch C-2 at the same axial position as the
[0047]
Then, the first and second clutches C-1, C-3 and the one-way clutch F-1 are moved forward by using the empty space occupied by the multi-plate friction member in the first group of embodiments. Therefore, it is disposed substantially on the outer peripheral side of the planetary gear set G. Such an arrangement is useful for reducing the diameter of the outer peripheral portion of the hydraulic servo arrangement portion. Therefore, the arrangement is more advantageous than the first group of embodiments in terms of avoiding interference with the vehicle-side member.
[0048]
In the
[0049]
Further, in this embodiment, with respect to the support structure of the
[0050]
In the automatic transmission that employs this arrangement, the second brake B-2 is configured as a band brake, thereby minimizing the increase in radial dimension while minimizing the total length due to the overlapping arrangement with the second clutch C-2. Is shortened.
[0051]
With this gear train configuration, it is possible to change the configuration of the planetary gear and change the connection relationship between the transmission element, the clutch, and the brake as described in the first group of embodiments.
[0052]
FIG. 12 shows a seventh embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed with respect to the sixth embodiment. In this embodiment, the configuration of the planetary gear set G and the connection relationship between each shift element and each clutch and brake are the same as those in the second embodiment, and the gear ratio and steps obtained thereby are the same. Since it becomes the same by the setting of the number ratio, these points will be replaced with the description with reference to the description of the second embodiment.
[0053]
Next, FIG. 13 shows an eighth embodiment using the configuration of a planetary gear set G similar to that of the third embodiment and the connection relationship between each transmission element and each clutch and brake. Accordingly, in this case as well, the obtained gear ratio and step are the same by setting the same gear ratio as in the third embodiment, and for these points, refer to the description of the third embodiment. Instead of explanation.
[0054]
Further, FIG. 14 shows a ninth embodiment using the same configuration of the planetary gear set G as in the fourth embodiment and the connection relationship between the respective speed change elements and the respective clutches and brakes. Also in this case, the obtained gear ratio and step are the same by setting the gear ratio similar to the case of the fourth embodiment, so these points will be described with reference to the description of the fourth embodiment. Replace.
[0055]
FIG. 15 shows a tenth embodiment using the configuration of the planetary gear set G similar to that of the fifth embodiment and the connection relationship between the respective speed change elements and the respective clutches and brakes. This case is also the same as described above, and the description will be replaced with reference to the description of the fifth embodiment.
[0056]
As described above, the present invention has been described in detail with reference to the embodiments in which the type and arrangement of the components and the connection relationship are changed, but these are exemplified only for those that can obtain a relatively good gear ratio step. The present invention is not limited to these embodiments, and various specific configurations can be changed and implemented within the scope of the matters described in the individual claims. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an unfolded gear train of a first embodiment of a vehicle automatic transmission to which the present invention is applied.
FIG. 2 is an axial end view showing an actual three-axis positional relationship of the gear train.
FIG. 3 is a chart showing the operation of the gear train and the achieved gear ratio and gear ratio steps.
FIG. 4 is a velocity diagram of the gear train.
FIG. 5 is a cross-sectional view schematically showing only the main shaft portion of the gear train.
FIG. 6 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a second embodiment in which the planetary gear set of the gear train is changed.
FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a third embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 8 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a fourth embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 9 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a fifth embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a gear train according to a sixth embodiment in which the type and arrangement of the second brake of the gear train are changed.
FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of the gear train of the sixth embodiment.
FIG. 12 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a seventh embodiment in which the planetary gear set of the gear train is changed.
FIG. 13 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of an eighth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
FIG. 14 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a ninth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
FIG. 15 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a tenth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
[Explanation of symbols]
G planetary gear set
G1 Double pinion planetary gear (reduction planetary gear)
S2, S3 Sun gear (transmission element)
C2, C3 carrier (transmission element)
R2, R3 Ring gear (transmission element)
S1 Sungear
C1 career
R1 ring gear
B-1 First brake
B-2 Second brake
C-1 First clutch
C-2 Second clutch
C-3 Third clutch
6,7 Hydraulic servo
10 Transmission case
11 Input shaft
13 Intermediate shaft
19 Counter drive gear
Claims (4)
プラネタリギヤセットの第1の変速要素が第1のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され、第2の変速要素が第3のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第1のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第3の変速要素が第2のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第2のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第4の変速要素がカウンタドライブギヤに連結されたものにおいて、
減速プラネタリギヤは、ダブルピニオンプラネタリギヤ構成として、そのキャリアの後端側を入力軸に連結されるとともに、前端側を第2のクラッチに連結され、リングギヤを入力軸の後方に設けられた中間軸に連結され、サンギヤを変速機ケースの前端部に固定されて変速機構の前端側に配置され、
第2のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側に配置され、
カウンタドライブギヤは、減速プラネタリギヤの後方に配置され、
第1のクラッチと第3のクラッチは、中間軸を介して減速プラネタリギヤのリングギヤに連結されたことを特徴とする車両用自動変速機。An automatic transmission for a vehicle in which an input shaft, a planetary gear set having four transmission elements, a reduction planetary gear, two brakes, three clutches, and a counter drive gear are arranged as a transmission mechanism,
The first speed change element of the planetary gear set is connected to the input shaft by the first clutch via the speed reduction planetary gear, and the second speed change element is connected to the input shaft by the third clutch via the speed reduction planetary gear and the first The third shift element can be locked to the input shaft by the second clutch, and can be locked to the transmission case by the second brake. In the element connected to the counter drive gear,
The reduction planetary gear has a double pinion planetary gear configuration, the rear end side of the carrier is connected to the input shaft, the front end side is connected to the second clutch, and the ring gear is connected to the intermediate shaft provided behind the input shaft. The sun gear is fixed to the front end of the transmission case and disposed on the front end side of the speed change mechanism,
The friction member of the second clutch is disposed on the outer peripheral side of the reduction planetary gear,
The counter drive gear is arranged behind the reduction planetary gear,
An automatic transmission for a vehicle, wherein the first clutch and the third clutch are connected to a ring gear of a reduction planetary gear through an intermediate shaft.
第1のクラッチの摩擦部材と第3のクラッチの摩擦部材は、プラネタリギヤセットの外周側に配置され、
第1のクラッチと第3のクラッチの油圧サーボが、プラネタリギヤセットの一方側に並べて配置された、請求項1又は2記載の車両用自動変速機。The planetary gear set is disposed on one side of the counter drive gear,
The friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are arranged on the outer peripheral side of the planetary gear set,
The hydraulic servo of the first clutch and the third clutch, are arranged side by side on one side of the planetary gear set, an automatic transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein.
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