JP4842097B2 - Multistage automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて制御する自動変速機に関し、特に入力軸と中継軸及び出力軸の３軸が平行に配置され、入力軸に変速用部材を配置した前進６速から１０速を有する前輪駆動用の多段自動変速装置に関する。 The present invention relates to an automatic transmission that is controlled using a hydraulic clutch and a brake, and in particular, from the 6th forward speed to the 10th forward speed in which three axes of an input shaft, a relay shaft, and an output shaft are arranged in parallel, and a speed change member is arranged on the input shaft. The present invention relates to a multi-stage automatic transmission for front wheel drive having a high speed.
周知の如く、近年地球環境問題のため自動車の省燃費の要求は強く、車両用自動変速装置の前進６速以上への多段化が進められている。特に多用されている前輪駆動用の自動変速装置においては、現状の変速装置以上に軸方向を長くすることは許されなく、機構をシンプルにすると同時に軸方向がコンパクトになる構造が求められている。前進６速後進１速のシンプルなギアトレンとして、４個の構成要素を持った２個の遊星歯車列の、３個の構成要素に選択的に減速回転と非減速回転を入力し、そのうちの２個の構成要素にブレーキを配し、残りの１個の構成要素を出力するシンプルな前進６速後進１速の車両用自動変速装置が考案されている。１個の構成要素に減速回転を入力し、他の２個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献1と、２個の構成要素に減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献２である。
As is well known, in recent years, there has been a strong demand for fuel efficiency of automobiles due to global environmental problems, and multistage stages of automatic transmissions for vehicles to 6 or more forward speeds are being promoted. Especially in the automatic transmission for driving the front wheels that is frequently used, it is not allowed to make the axial direction longer than the current transmission, and there is a demand for a structure that simplifies the mechanism and at the same time makes the axial direction compact. . As a simple gear train of 6 forward speeds and 1 reverse speed, selectively input decelerated rotation and non-decelerated rotation to 3 components of 2 planetary gear trains with 4 components. There has been devised a simple automatic forward 6-speed reverse vehicle 1-speed vehicular transmission in which a brake is arranged on each component and the remaining one component is output.
前輪駆動用の車両に実用化された前進６速後進１速の自動変速装置としては特許文献２で提案された方式のＳＡＥ ＴＥＣＨＮＩＣＡＬ ＰＡＰＥＲ に記載された非特許文献１がある。このギアトレンの速度線図及び適切な変速比を本願記載の図２６に示す。図２６の４個の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄを持った２個の遊星歯車列を示す速度線図において、２個の構成要素に減速して入力する入力軸の減速比を１.５前後とし、前進減速段におけるクラッチＣ１から入力する要素をＤとし、出力要素をＣとし、ブレーキＢ１及びＢ２を有する要素をそれぞれＢ、Ａとすると、各要素の位置関係を示すＢ−Ｃ間に対するＣ−Ｄ間及びＡ−Ｂ間の距離比を１.６及び２.２前後とすれば適切な変速比が得られる。ここで従来用いられてきた２個の遊星歯車列を検証すると、このような比率がとれる速度線図を有した４個の構成要素からなる２個の遊星歯車列として、リングギアを出力としたラビニョー遊星歯車を用いる特許文献３と、互いの遊星キャリアとリングギアを連結した２個の遊星歯車列を用いる特許文献４がある。この２種の遊星歯車列は上記比率がとれる遊星歯車列のうち最も欠点が少なく、現在前進４速後進１速の自動変速装置として最も多く実用されているものである。
特許文献２に記載の図１４及び非特許文献１に記載された入力軸と同軸に配された前進６速後進１速の自動変速装置は、この前進４速後進１速の自動変速装置と同じ形態を採っている。つまり、入力におけるクラッチの接続構成要素はＡ、Ｂ、Ｄであり、ブレーキの接続構成要素はＡ、Ｂであり、出力構成要素はＣであり且つ又速度線図におけるＢ−Ｃ間に対するＣ−Ｄ間及びＡ−Ｂ間の距離比も同じとなる。入力軸の減速回転は１個のピニオン遊星歯車を有した３個の構成要素からなる減速用遊星歯車によって得られ、1個の構成要素に入力し、他の1個の構成要素を固定することにより残りの１個の構成要素が減速して出力される。この入力軸の減速回転の構成要素Ａ、Ｄへの連結のため、特許文献４で用いられる互いの遊星キャリアとリングギアを連結した２個の遊星歯車列は各クラッチ及びブレーキの連結が成立せず、特許文献３に用いられたリングギアを出力するラビニョー遊星歯車のみ前進６速後進１速の自動変速装置として成立する。
The automatic transmission of 6 forward speeds and 1 reverse speed arranged coaxially with the input shaft described in FIG. 14 described in
ラビニョー遊星歯車は周知の如くロングピニオンギアを共有したシングルピニオンとダブルピニオン遊星歯車からなり、遊星キャリアを共有するため軸方向にコンパクトでシンプルに配列できるが、２列の遊星歯車間でロングピニオンギアが異なるベクトルで噛合うため、ロングピニオンギアが傾き歯面の当たり方が悪くなる基本的な欠点を有する。非特許文献１の前進６速後進１速の自動変速装置では前進１、２、３、４速段で歯面の当たり方が悪くなる状態となる。加えて、ダブルピニオン遊星歯車を用いるためスペース的に通常サンギアと噛合うピニオン遊星歯車が３個、工夫をしても４個が限界となり、サンギアの入力トルクのピニオン遊星歯車への分散に限界が生じる。又、リングギアの歯数を、クラッチＣ１を介して入力するサンギアの歯数で割った値が２．６程度と比較的大きな値となり、実際のスペースにおいてサンギアの径を大きくすることができなくトルクが入力するサンギアの歯面荷重が大きくなる。非特許文献１の前進６速後進１速の自動変速装置では前進の１〜４速段において入力軸トルクが１．５倍前後に増幅されこのサンギアに入力するため、さらに不利となる。又、前進６速後進１速の自動変速装置では前進１速段の変速比を前進６速段の変速比で割った値が燃費及び牽引特性向上のため、非特許文献１における６前後以上となる大きな値を要求される場合がある。しかし、ラビニョー遊星歯車ではリングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値をさらに大きくしなければならなく実用に即さない。尚、ラビニョー遊星歯車では最も質量が大きくアンバランスとなる遊星キャリアの軸支も片持ちで不安定とならざるを得ない。
The Ravigneaux planetary gear consists of a single pinion and a double pinion planetary gear that share a long pinion gear, as is well known. Are engaged with different vectors, the long pinion gear has a basic disadvantage that the inclination of the tooth surface becomes slanted. In the automatic transmission of the sixth forward speed and the first reverse speed of Non-Patent
２個の構成要素に減速回転を入力する特許文献２の方式において、入力軸と同軸に配すことができ、リングギアを出力するラビニョー遊星歯車以外に本願記載の図２６の速度線図と同様のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄの位置関係を有した４個の構成要素からなる２個の遊星歯車列は、本願記載の図２７に示したサンギアとリングギア及び遊星キャリア同士を連結した組み合わせが存在する。この遊星歯車列はラビニョー遊星歯車における強度面での難点が克服できるが、前進５，６速の高速段において動力が２個の遊星歯車を通過し、増速されて後減速される伝達効率の悪い状態となる。特に高速走行では高速段に変速比を固定した連続走行となるため伝達効率が直接燃費に影響し、このような遊星歯車列は不適切となる。
In the method of
軸方向のコンパクトさが必須となる前輪駆動用の自動変速装置においては、クラッチの配置が重要となり、油圧サーボ機構をコンパクトにすること及び摩擦部材を遊星歯車の外周に配置することが有効な手段となる。２個のクラッチを出力カウンターギア前部の減速用遊星歯車に配し、１個のクラッチを出力カウンターギア後部の２個の遊星歯車列に配したコンパクトな構造となる手段が特許文献５で提案されている。しかし、この配置は２個のクラッチを出力カウンターギア前部に配し、１個のクラッチを出力カウンターギア後部の２個の遊星歯車列に配した前進４速の特許文献６と、２個のクラッチを減速用遊星歯車の近傍に配する前進６速の特許文献２に記載の図１４、さらには、２個のクラッチを２個の遊星歯車列の前部に配し、１個のクラッチを後部に配した前進４速の特許文献３から類推可能である。つまり、特許文献２の図１４の非減速回転を伝達する１個のクラッチを特許文献３の如く２個の遊星歯車列の後部に配置転換し、出力を特許文献６のように中央からカウンターギアで出力したものである。又、これら特許文献２、３、５、６に用いられている入力軸と同軸に配された２個の遊星歯車列の実施例はリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列に限られており、このタイプの前進６速と従来の前進４速とのギアトレンの類似性は前述した通りである。
In an automatic transmission for front wheel drive where axial compactness is essential, the arrangement of the clutch is important, and it is effective to make the hydraulic servo mechanism compact and to place the friction member on the outer periphery of the planetary gear. It becomes.
尚、特許文献５では減速用遊星歯車をボス部の先端に配し、その両側にクラッチの油圧サーボを配したため、後方側クラッチの油圧サーボへの油の供給が入力軸を通す形態となる。したがって、油の通過穴の形成上入力軸を２体化し、後部の１個のクラッチに連結しなければならず複雑でコスト高な構造となる。
In
この２個の構成要素に減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速のギアトレンをベースにさらなる多段化を図ったものが提案されている。上記前進６速後進１速のギアトレンの構成要素Ａに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進８速とした特許文献７と、構成要素Ｄに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進１０速とした特許文献８である。これらに用いられている２個の遊星歯車列はリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列となっており、前輪駆動用としての実施例が示された特許文献８ではリングギアを出力とするラビニョー遊星ギア列以外に本願記載の図２７に示したサンギアとリングギア及び遊星キャリア同士を連結し、共有する遊星キャリアを出力したものが記載されている。しかし、前述した如くこのギアトレンはオーバドライブとなる高速段において遊星ギアの伝達効率の悪い不適切なギアトレンとなる。尚、前進段を６速からさらに増やす変速段を有した上記自動変速装置では、前進１速段の減速比をさらに大きくとる必要があるため遊星歯車列への負荷は増し、強度的な欠点を有したラビニョー遊星歯車列は益々不利となる。
There has been proposed a multi-stage gear train based on a forward 6-speed reverse 1-speed gear train in which a deceleration rotation is input to the two components and a non-deceleration rotation is input to the other component. .
前進６速後進１速のもう一つのシンプルなギアトレンとして、前述した４個の構成要素を持った２個の遊星歯車列の、１個の構成要素に減速回転を入力し、他の２個の構成要素に非減速回転を入力した特許文献1の方式がある。この４個の構成要素の速度線図では、本願記載の図２６における速度線図のＡとＤ及びＢとＣを入れ替えた組み合わせの位置関係とすれば適切な変速比を得ることができる。ラビニョー遊星歯車を用いれば本願記載の図２８に示したような遊星キャリアを出力するギアトレンで書き表せる。この構造では前進５，６速の高速段において動力がダブルピニオン遊星歯車を通過し、シングルピニオン遊星歯車を通過するリングギアを出力するラビニョー遊星歯車に比べダブルピニオン遊星歯車が高速回転となり伝達効率が悪化する不適切な遊星歯車列となる。尚、適切な変速比とするにはリングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値を３程度と大きな値にしなければならず実用上問題となる。通常リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値は１．５〜２．８が好ましい。
As another simple gear train of 6 forward speeds and 1 reverse speed, the reduced rotation is input to one component of the two planetary gear trains having the four components described above, and the other two There is a method of
しかしながら、この前進６速後進１速のギアトレンでは、本願記載の図２８における速度線図が示すように前進１速から４速段において構成要素Ｄへの入力が減速用遊星歯車を介さないため効率がよく、しかもトルク増幅がないため強度的に減速用遊星歯車を介する方式の前進６速後進１速のギアトレンより有利となる。加えて、前進４速段では動力が全く遊星歯車を通らない減速比１：１の状態ができること、及び前進段で減速用遊星歯車を通過する入力側トルクは前進３速と５速段で入力軸トルクの３割以下となり、減速用遊星歯車が軽負荷となることも有利な点となる。 However, in this forward 6-speed reverse 1-speed gear train, as shown in the speed diagram in FIG. 28 of the present application, the input to the component D does not go through the planetary gear for reduction in the forward 1st to 4th gears. In addition, since there is no torque amplification, it is more advantageous than the gear train of the sixth forward speed and the reverse first speed using the planetary gear for reduction. In addition, at the fourth forward speed, a reduction ratio of 1: 1 can be achieved in which the power does not pass through the planetary gear at all, and the input side torque passing through the reduction planetary gear at the forward speed is input at the third forward speed and the fifth speed stage. The shaft torque is 30% or less, and the reduction planetary gear is lightly loaded.
そこで、本願発明者は特許文献９でサンギアとリングギア及び互いの遊星キャリアを連結した２個の遊星歯車列を用いた１個の構成要素に減速回転を入力し、他の２個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速の自動変速装置を提案した。この２個の遊星歯車列の組み合わせでは前進の減速段で２個の遊星歯車列を動力が通過するため効率的には１個の遊星歯車列を通過する方式より不利となるが、リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値が２．２前後と大きくしなくても適切な変速比を得ることができる。尚、この構造では本願記載の図２７に示した同じ組み合わせの２個の遊星歯車列と比べ入出力の構成要素が異なるため、前進５，６速の高速段において動力は1個の遊星歯車列しか通過せず伝達効率の悪化はない。特許文献９の提案は減速用遊星歯車と２個の遊星歯車列を出力カウンターギアの保持部材で分離させ、２個の遊星歯車列側に非減速回転を入力する２個のクラッチを配したものである。又、本願発明者は特許文献１０で前進６速から１０速の多様な後輪駆動用自動変速装置を提案している。車両用自動変速装置の前進６速以上への多段化にあたっては単に多段化をすればよいのではなく、変速比、伝達効率、シンプル・コンパクトを満足し耐及性に優れたものが要求される。本発明は本願発明者による特許文献９、１０をベースに、強度的に問題のあるリングギアを出力するラビニョー遊星歯車列に代わり、２個のシンプル遊星歯車列を用いて前述した２種のタイプの前進６速と前進８速及び前進１０速の多様な用途に対応可能でコンパクトな前輪駆動用多段自動変速装置を提案するものである。
Therefore, the inventor of the present application inputs a reduced speed rotation to one component using two planetary gear trains in which a sun gear, a ring gear, and each planetary carrier are connected in
本発明の第１の課題は、前進６速から１０速までをなし得る多段自動変速装置に関し、燃費を考慮しなければならない高速連続走行状態のオーバドライブとなる高速段において１個のシンプル遊星歯車しか動力が通過しなく、且つリングギアとサンギアの歯数比を大きくしなくてもワイドな変速比を得ることのできる強度的に有利な、４個の構成要素を有した２個のシンプル遊星歯車からなる共通の遊星歯車列を提供することである。 A first object of the present invention relates to a multi-speed automatic transmission that can achieve 6 to 10 forward speeds, and one simple planetary gear in a high-speed stage that is an overdrive in a high-speed continuous running state where fuel consumption must be considered. Two simple planets with four components, which are advantageous in terms of strength and can obtain a wide transmission ratio without increasing the gear ratio of the ring gear and sun gear. It is to provide a common planetary gear train consisting of gears.
本発明の第２の課題は、前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の開発及び製造コスト低減のための共通化を図り、シンプル、コンパクトとなるよう複数のクラッチ、ブレーキと２個の遊星歯車列及び減速用遊星歯車を配置することである。 The second object of the present invention is to develop a variety of multi-stage automatic transmissions capable of achieving 6 to 10 forward speeds and to make them common for the purpose of reducing manufacturing costs. And two planetary gear trains and a reduction planetary gear.
本発明の第３の課題は、前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の、それぞれに合ったシンプル、コンパクトとなるクラッチ構造及び配置を提供することである。 The third object of the present invention is to provide a simple and compact clutch structure and arrangement suitable for each of various multi-stage automatic transmissions capable of achieving forward 6 to 10 speeds.
本発明の第４の課題は、前進の変速段を前進６速よりさらに増やした多段自動変速装置の燃費及び動力性能に優れた変速比を提供し、前進６速より軸方向の増加がなく強度的にも対応可能でコストを押さえることのできる形態を、流体伝動装置も含めて提供することである。
A fourth problem of the present invention is to provide a gear ratio excellent in fuel efficiency and power performance of a multi-stage automatic transmission device in which the forward shift speed is further increased from the
請求項１に係わる本発明は、変速装置のギアトレンとその構成部位の配置に関するもので、第１と第２の課題を解決するための手段であり、サンギアと、シングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアと、リングギアとからなる第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の、第１遊星歯車列（２０）の第１サンギア（Ｓ１）と第２遊星歯車列（３０）の第２リングギア（Ｒ２）を連結して第１構成要素とし、第１遊星歯車列（２０）の第１遊星キャリア（Ｐ１）と第２遊星歯車列（３０）の第２遊星キャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星歯車列（２０）の第１リングギア（Ｒ１）を第３構成要素とし、第２遊星歯車列（３０）の第２サンギア（Ｓ２）を第４構成要素とし、第２構成要素に入力軸（３）の回転を選択的に入力し、第１及び第４構成要素に入力軸（３）の回転、または減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を選択的に入力し、第１及び第２構成要素を選択的に制動し、第３構成要素を出力する多段自動変速装置の、入力軸（３）を変速機ケースの両端で軸支し、変速機ケースの軸方向中央部に第３構成要素と連結したカウンターギア（５）を軸支する側壁を設け、側壁の一方側の入力軸（３）と同軸上に、カウンターギア（５）と、カウンターギア（５）側から軸方向順に配した、第１遊星歯車列（２０）と第２遊星歯車列（３０）及び第２構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第２クラッチ（Ｃ２）と、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の外周側に配した、第２構成要素を制動するワンウェイクラッチＯＷＣ及び第１ブレーキ（Ｂ１）と、からなる主変速装置を配し、側壁の他方側の入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第１クラッチ（Ｃ１）と、第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第３クラッチ（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第１入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第２入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸３と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第１構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第３入力装置を配し、または、側壁の他方側の前記入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第４構成要素に入力軸３の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第４入力装置を配し、主変速装置と第１または第２入力装置の、第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速の変速段を得るようになし、主変速装置と第３入力装置の、第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進８速後進１速の変速段を得るようになし、主変速装置と第４入力装置の、第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進１０速後進１速の変速段を得るようになした。
The present invention according to
請求項２に係わる本発明は、４個の構成要素を有した２個のシンプル遊星歯車からなる共通の遊星歯車列の構造とクラッチＣ２、ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣの配置に関するもので、第１と第２の課題を解決するための手段であり、変速機ケースは、前方にトルクコンバータ室と変速装置室を分離する隔壁と、後方に変速装置室を密閉するリアケースが脱着可能に配され、隔壁とリアケースに入力軸（３）が軸支され、側壁の一方側に配される主変速装置は、カウンターギア（５）が、内周をＬ字状に曲げられた側壁のＬ字状円筒外周部で軸支され、第１構成要素を形成する第１サンギア（Ｓ１）と第２リングギア（Ｒ２）が、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の軸間で連結されるとともに、第１サンギア（Ｓ１）が側壁側に円筒状に延材されて第３連結部材（Ｚ）と連結され、第２構成要素を形成する第１と第２遊星キャリア（Ｐ１）、（Ｐ２）が、第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側を通って連結されて、第２クラッチ（Ｃ２）の摩擦部材を第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側で係止させるとともに、第１遊星歯車列（２０）の外周径方向外側に延材されて変速機ケースとの間にワンウェイクラッチＯＷＣと第１ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材を係止させ、第４構成要素を形成する第２サンギア（Ｓ２）が、側壁側に円筒状に延材する第２連結部材（Ｙ）と連結され、第３構成要素を形成する第１リングギア（Ｒ１）が、カウンターギア（５）に連結され、入力軸（３）に第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムが連結されるとともに、第２クラッチ（Ｃ２）の油圧サーボに、側壁の一方側となるリアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムの外周径方向外側のリアケースまたは隔壁に第１ブレーキ（Ｂ１）の油圧サーボが設けられ、入力軸（３）の外周方向に順に、第２連結部材（Ｙ）と、第２遊星キャリア（Ｐ２）の第１遊星歯車列（２０）側のサイド部材の環状延材部と、第３連結部材（Ｚ）と連結する第１サンギア（Ｓ１）とを配し、第２連結部材（Ｙ）を入力軸（３）で軸支し、サイド部材の環状延材部を第２連結部材（Ｙ）で軸支し、第１サンギア（Ｓ１）をサイド部材の環状延材部と第２連結部材（Ｙ）で軸支するようになした。
The present invention according to
請求項３に係わる本発明は、減速用遊星歯車４０と、クラッチＣ３、Ｃ１あるいはＣ４と、ブレーキＢ２とからなる多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部に関するもので、第２の課題を解決するための手段であり、側壁の他方側に配される第１、第２、第３及び第４入力装置は、構成部位となる減速用遊星歯車（４０）と、第１、第３あるいは第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）、（Ｃ４）と、第２ブレーキ（Ｂ２）とが、側壁の他方側となる隔壁またはリアケース内周を、側壁側に円筒状に延材した円筒ボス部の外周側に配され、円筒ボス部の内周で入力軸（３）の一端を軸支し、円筒ボス部の外周で減速用遊星歯車（４０）の固定要素を固定するとともに、円筒ボス部の外周に第１、第３あるいは第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）、（Ｃ４）の油圧サーボに油を供給する油路を設け、減速用遊星歯車（４０）の入力要素を連結する第１連結部材（Ｘ）を入力軸（３）にスプライン連結し、隔壁またはリアケース側から側壁に沿って順に第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）を配し、側壁側の変速機ケースとの間に第３連結部材（Ｚ）を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を配し、隔壁またはリアケースに第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボを配するようになした。
The present invention according to
請求項４に係わる本発明は、請求項３に於ける第１と第４構成要素の入力装置部に関する実施例で、第２と第３の課題を解決するための手段であり、第１入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第３クラッチ（Ｃ３）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、第１クラッチ（Ｃ１）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第３リングギア（Ｒ０）のサイド部まで延材して第３リングギア（Ｒ０）を軸方向に保持し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材に一体となる第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを設けて第２連結部材（Ｙ）との間に摩擦部材を配するとともに、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第１連結部材（Ｘ）として前記入力軸（３）と連結し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第３リングギア（Ｒ０）との間に摩擦部材を配するとともに側壁側に延材して第３連結部材（Ｚ）と連結し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになした。 The present invention is related to claim 4, in Example relates to an input device of the first and the fourth component in the claim 3, a means for solving the second and the third object, a first input device, in order from the partition wall or the rear case side cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case serving as the other side wall, and the third clutch (C3), and speed reduction planetary gear formed of a double pinion planetary gear (40), first 1 clutch (C1) is arranged , the third sun gear (S0) of the planetary gear for reduction (40) is fixed to the outer periphery of the cylindrical boss part of the partition wall or the rear case , and the double pinion planet of the third planet carrier (P0) the third ring gear (R0) is held in the axial direction of both side members sandwiching the gear and rolled material to a side portion of the third ring gear (R0), the side wall of the side member of the third planetary carrier (P0) the first clutch that come together (C1 With arranging the friction member between the second connecting member provided with a clutch drum (Y), the input shaft as a rolled material and the first coupling member along the cylindrical boss portion outer periphery of the partition wall or the rear case (X) (3) , the clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, and the friction member is disposed between the third ring gear (R0). And it extended to the side wall side, connected with the 3rd connection member (Z), and the friction member of the 2nd brake (B2) was latched to the outer peripheral part.
請求項５に係わる本発明は、請求項３に於ける第１と第４構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第２と第３の課題を解決するための手段であり、第２入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、シングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３リングギア（Ｒ０）を第１連結部材（Ｘ）に連結し、第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）共有のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３遊星キャリア（Ｐ０）と連結し、減速用遊星歯車（４０）の外周径方向外側で第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）の間に第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）の摩擦部材を軸方向直列に配し、第３連結部材（Ｚ）をクラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになした。
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請求項６に係わる本発明は、請求項３に於ける第１と第４構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第２と第3の課題を解決するための手段であり、第３入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、第１クラッチ（Ｃ１）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を隔壁またはリアケース側に延材し、第３リングギア（Ｒ０）の外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを設け、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の延材外周部と円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を配し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に２段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第３及び第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止し、第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側に第２連結部材（Ｙ）に連結する第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを円周方向に２段となるクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配するようになした。
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請求項７に係わる本発明は、請求項３に於ける第１と第４構成要素の入力装置部に関する別の実施例で、第２と第３の課題を解決するための手段であり、第４入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第３クラッチ（Ｃ３）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、クラッチドラムを共有する第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を側壁側に延材し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配し、第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側で第２連結部材（Ｙ）に連結し第３リングギア（Ｒ０）の外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の延材外周部と円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第１クラッチ（Ｃ１）の摩擦部材を配し、第１連結部材（Ｘ）に連結したクラッチハブと円周方向に２段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第１及び第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになした。
The present invention according to
請求項８に係わる本発明は、請求項１に示した多段自動変速装置に関して整合性のある減速比と流体伝動装置を提示したもので、第４の課題を解決するための手段であり、前進段における最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した値を７以上とし、動力の入力部となる流体伝動装置に１個のインペラ羽根車と１個のタービン羽根車と前記インペラ羽根車とタービン羽根車を締結するロックアップクラッチとからなる流体継ぎ手を用いるようになした。
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請求項１記載の構成では、サンギアと、シングルピニオン遊星歯車を支持する遊星キャリアと、リングギアとからなる第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の、第１遊星歯車列（２０）の第１サンギア（Ｓ１）と第２遊星歯車列（３０）の第２リングギア（Ｒ２）を連結して第１構成要素とし、第１遊星歯車列（２０）の第１遊星キャリア（Ｐ１）と第２遊星歯車列（３０）の第２遊星キャリア（Ｐ２）を連結して第２構成要素とし、第１遊星歯車列（２０）の第１リングギア（Ｒ１）を第３構成要素とし、第２遊星歯車列（３０）の第２サンギア（Ｓ２）を第４構成要素とし、第２構成要素に入力軸（３）の回転を選択的に入力し、第１及び第４構成要素に入力軸（３）の回転、または減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を選択的に入力し、第１及び第２構成要素を選択的に制動し、第３構成要素を出力する多段自動変速装置の、入力軸（３）を変速機ケースの両端で軸支し、変速機ケースの軸方向中央部に第３構成要素と連結したカウンターギア（５）を軸支する側壁を設け、側壁の一方側の入力軸（３）と同軸上に、カウンターギア（５）と、カウンターギア（５）側から軸方向順に配した、第１遊星歯車列（２０）と第２遊星歯車列（３０）及び第２構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第２クラッチ（Ｃ２）と、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の外周側に配した、第２構成要素を制動するワンウェイクラッチＯＷＣ及び第１ブレーキ（Ｂ１）と、からなる主変速装置を配し、側壁の他方側の入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第１クラッチ（Ｃ１）と、第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第３クラッチ（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第１入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第２入力装置を配し、または、側壁の他方側の入力軸３と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第１構成要素に入力軸（３）の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第３入力装置を配し、または、側壁の他方側の前記入力軸（３）と同軸上に、減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に減速用遊星歯車（４０）を介した入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第４構成要素に入力軸３の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第４入力装置を配し、主変速装置と第１または第２入力装置の、第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速の変速段を得るようになし、主変速装置と第３入力装置の、第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進８速後進１速の変速段を得るようになし、主変速装置と第４入力装置の、第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進１０速後進１速の変速段を得るようになしたので、燃費を考慮しなければならない高速連続走行状態のオーバドライブとなる高速段において第１遊星歯車列（２０）のシンプル遊星歯車しか動力が通過しなく、且つリングギアとサンギアの歯数比を大きくしなくてもワイドな変速比を得ることのできる強度的に有利な、前進６速、８速及び１０速をなし得る多様な変速装置に共通に対応できる２個のシンプル遊星歯車からなる遊星歯車列と第２構成要素の制御部が提供できる。又、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部と共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部をシンプル、コンパクトに分離して配することができる。
In the configuration according to claim 1, the first planetary gear train of the first and second planetary gear trains (20) and (30) including the sun gear, the planet carrier that supports the single pinion planetary gear, and the ring gear ( by connecting the second ring gear of the first sun gear of 20) (S1) and the second planetary gear train (30) (R2) as a first component, a first planetary carrier of the first planetary gear train (20) ( P1) and by connecting the second second planet carrier of the planetary gear train (30) (P2) as a second component, the first ring gear of the first planetary gear train (20) and (R1) third component The second sun gear (S2) of the second planetary gear train (30) is the fourth component, and the rotation of the input shaft (3) is selectively input to the second component, and the first and fourth components Rotation of the input shaft (3) or input shaft (3) via the planetary gear (40) for reduction The input shaft (3) of the multi-stage automatic transmission that selectively inputs the deceleration rotation, selectively brakes the first and second components, and outputs the third component is pivotally supported at both ends of the transmission case. A side wall for pivotally supporting the counter gear (5) connected to the third component is provided at the axial center of the transmission case, and the counter gear (5) is coaxial with the input shaft (3) on one side of the side wall. ) And the first planetary gear train (20), the second planetary gear train (30), and the second component that inputs rotation of the input shaft (3) arranged in the axial direction from the counter gear (5) side. 2 clutches (C2), and a one-way clutch OWC and a first brake (B1) disposed on the outer peripheral side of the first and second planetary gear trains (20) and (30) for braking the second component. The main transmission is arranged, and it is coaxial with the input shaft (3) on the other side of the side wall for deceleration. A star gear (40), a first clutch (C1) for inputting the rotation of the input shaft (3) to the fourth component, and an input shaft (3) via the planetary gear for reduction (40) to the first component A first input device comprising a third clutch (C3) for inputting the decelerated rotation and a second brake (B2) for braking the first component, or an input shaft (3 on the other side of the side wall) ) And the first and third clutches for inputting the reduction rotation of the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) to the fourth and first components. A second input device comprising (C1), (C3) and a second brake (B2) for braking the first component is arranged, or decelerated coaxially with the
請求項２記載の構成では、変速機ケースは、前方にトルクコンバータ室と変速装置室を分離する隔壁と、後方に変速装置室を密閉するリアケースが脱着可能に配され、隔壁とリアケースに入力軸（３）が軸支され、側壁の一方側に配される主変速装置は、カウンターギア（５）が、内周をＬ字状に曲げられた側壁のＬ字状円筒外周部で軸支され、第１構成要素を形成する第１サンギア（Ｓ１）と第２リングギア（Ｒ２）が、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の軸間で連結されるとともに、第１サンギア（Ｓ１）が側壁側に円筒状に延材されて第３連結部材（Ｚ）と連結され、第２構成要素を形成する第１と第２遊星キャリア（Ｐ１）、（Ｐ２）が、第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側を通って連結されて、第２クラッチ（Ｃ２）の摩擦部材を第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側で係止させるとともに、第１遊星歯車列（２０）の外周径方向外側に延材されて変速機ケースとの間にワンウェイクラッチＯＷＣと第１ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材を係止させ、第４構成要素を形成する第２サンギア（Ｓ２）が、側壁側に円筒状に延材する第２連結部材（Ｙ）と連結され、第３構成要素を形成する第１リングギア（Ｒ１）が、カウンターギア（５）に連結され、入力軸（３）に第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムが連結されるとともに、第２クラッチ（Ｃ２）の油圧サーボに、側壁の一方側となるリアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムの外周径方向外側のリアケースまたは隔壁に第１ブレーキ（Ｂ１）の油圧サーボが設けられ、入力軸（３）の外周方向に順に、第２連結部材（Ｙ）と、第２遊星キャリア（Ｐ２）の第１遊星歯車列（２０）側のサイド部材の環状延材部と、第３連結部材（Ｚ）と連結する第１サンギア（Ｓ１）とを配し、第２連結部材（Ｙ）を入力軸（３）で軸支し、サイド部材の環状延材部を第２連結部材（Ｙ）で軸支し、第１サンギア（Ｓ１）をサイド部材の環状延材部と第２連結部材（Ｙ）で軸支するようになしたので、多様な変速装置に共通にでき得る各部位が軸方向にコンパクトに配置されるとともに第１、第２遊星歯車列（２０）、（３０）の４個の構成要素が安定して軸支される。
In the configuration of
請求項３記載の構成では、側壁の他方側に配される第１、第２、第３及び第４入力装置は、構成部位となる減速用遊星歯車（４０）と、第１、第３あるいは第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）、（Ｃ４）と、第２ブレーキ（Ｂ２）とが、側壁の他方側となる隔壁またはリアケース内周を、側壁側に円筒状に延材した円筒ボス部の外周側に配され、円筒ボス部の内周で入力軸（３）の一端を軸支し、円筒ボス部の外周で減速用遊星歯車（４０）の固定要素を固定するとともに、円筒ボス部の外周に第１、第３あるいは第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）、（Ｃ４）の油圧サーボに油を供給する油路を設け、減速用遊星歯車（４０）の入力要素を連結する第１連結部材（Ｘ）を入力軸（３）にスプライン連結し、隔壁またはリアケース側から側壁に沿って順に第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）を配し、側壁側の変速機ケースとの間に第３連結部材（Ｚ）を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を配し、隔壁またはリアケースに第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボを配するようになしたので、入力軸（３）も分割されることなく配置できるとともに第１と第４構成要素に様々な形態で入力する各部位が軸方向にコンパクトに配置される。
In the configuration according to
請求項４記載の構成では、第１入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第３クラッチ（Ｃ３）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、第１クラッチ（Ｃ１）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第３リングギア（Ｒ０）のサイド部まで延材して第３リングギア（Ｒ０）を軸方向に保持し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材に一体となる第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを設けて第２連結部材（Ｙ）との間に摩擦部材を配するとともに、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第１連結部材（Ｘ）として前記入力軸（３）と連結し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第３リングギア（Ｒ０）との間に摩擦部材を配するとともに側壁側に延材して第３連結部材（Ｚ）と連結し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになしたので、第１クラッチ（Ｃ１）が軽負荷で済む減速用遊星歯車（４０）と一体化され、第１と第４構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。
In the configuration according to
請求項５記載の構成では、第２入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、シングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３リングギア（Ｒ０）を第１連結部材（Ｘ）に連結し、第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）共有のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３遊星キャリア（Ｐ０）と連結し、減速用遊星歯車（４０）の外周径方向外側で第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）の間に第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）の摩擦部材を軸方向直列に配し、第３連結部材（Ｚ）をクラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになしたので、第１、第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）の油圧サーボ部がコンパクト化され、第１と第４構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。
In the configuration according to
請求項６記載の構成では、第３入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、クラッチドラムを共有する第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、第１クラッチ（Ｃ１）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を隔壁またはリアケース側に延材し、第３リングギア（Ｒ０）の外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを設け、隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の延材外周部と円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を配し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に２段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第３及び第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止し、第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側に第２連結部材（Ｙ）に連結する第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを円周方向に２段となるクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配するようになしたので、第４クラッチ（Ｃ４）が１個増えたにもかかわらず、第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）の摩擦部材が軸方向同位置で２階建に配置され、油圧サーボも第３及び第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）のピストンを重ねることでリターンスプリングと遠心油圧キャンセラーが共有でき、第１と第４構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。又、第３及び第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）のピストンを重ねることでクラッチＣ４のピストンを押し付ける油圧が第３クラッチ（Ｃ３）のピストンを押し戻す作用をし、第３クラッチ（Ｃ３）を開放して第４クラッチ（Ｃ４）を締結する場合第４クラッチ（Ｃ４）の油圧を上げることで自動的に第３クラッチ（Ｃ３）を開放し、第４クラッチ（Ｃ４）を開放して第３クラッチ（Ｃ３）を締結する場合第４クラッチ（Ｃ４）の油圧を下げることで自動的に第３クラッチ（Ｃ３）を締結して第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）を切り換えて変速する前進３速と４速の間のスムースな変速制御が可能となる。
In the configuration according to
請求項７記載の構成では、第４入力装置は、側壁の他方側となる隔壁またはリアケースの円筒ボス部に隔壁またはリアケース側から順に、第３クラッチ（Ｃ３）と、ダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車（４０）と、クラッチドラムを共有する第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）とが配され、減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の側壁側のサイド部材を隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を側壁側に延材し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配し、第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側で第２連結部材（Ｙ）に連結し第３リングギア（Ｒ０）の外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の延材外周部と円周方向に２段となるクラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第１クラッチ（Ｃ１）の摩擦部材を配し、第１連結部材（Ｘ）に連結したクラッチハブと円周方向に２段となるクラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第１及び第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）の摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となるクラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止するようになしたので、第４クラッチ（Ｃ４）が１個増えたにもかかわらず、第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）の摩擦部材が軸方向同位置で２階建に配置され、油圧サーボも第１及び第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）のピストンを重ねることでリターンスプリングと遠心油圧キャンセラーが共有でき、第１と第４構成要素の入力装置部全体がシンプル、コンパクトとなる。又、第１及び第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）のピストンを重ねることで第４クラッチ（Ｃ４）のピストンを押し付ける油圧が第１クラッチ（Ｃ１）のピストンを押し戻す作用をし、請求項６記載の第３と第４クラッチ（Ｃ３）（Ｃ４）の切り換え同様第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）を切り換えるスムースな変速制御が可能となる。尚、このような変速は前進１速と３速間、前進２速と５速間、前進４速と７速間、前進６速と８速間となる。
In the configuration according to
請求項８記載の構成では、前進段における最低速段の変速比を最高速段の変速比で除した値を７以上とし、動力の入力部となる流体伝動装置に１個のインペラ羽根車と１個のタービン羽根車と前記インペラ羽根車とタービン羽根車を締結するロックアップクラッチとからなる流体継ぎ手を用いるようになしたので、トルクコンバータのステータ及びワンウェイクラッチがいらなくなり、軸方向長さがトルクコンバータを用いた前進６速の多段自動変速装置と同等以下にでき、コストが減少する。加えて流体伝動装置部におけるトルク増幅が防げるため各クラッチ及び遊星歯車への負荷も大きくならず、前進１速の減速比を大きくし変速比の全体幅を大きくすることができるとともに変速段の段間差を小さくでき、十分な動力性能を有した燃費の良い多段自動変速装置を提供することができる。尚、自動変速装置の変速時において締結側のクラッチ又はブレーキは変速装置の構成部位のイナーシャを吸収しなければならない。トルクコンバータと比べ請求項８記載の流体継ぎ手のタービンはステータによるトルク減少作用がないため流体が循環するトーラス断面が小さくて済み、イナーシャも小さくなるため、クラッチ又はブレーキの容量を小さくできる。
In the configuration according to
図１と図２に本発明の前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部と多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部との２種の分離形態を模式化し、第１と第４構成要素の入力装置部をＲＥとして空白で示す。図３と図４は図１と図２の模式図に対応した実際の構造を示したものである。図５から図１０に１個の構成要素に減速回転を入力し、他の２個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速の自動変速装置を、図１１から図１３に２個の構成要素に減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速の自動変速装置を、図１４から図１６に２個の構成要素に減速回転とその１個の構成要素に非減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した前進８速後進１速の自動変速装置を、図１７から図１９に２個の構成要素に減速回転とその１個の構成要素に非減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した前進１０速後進１速の自動変速装置を表し、その模式図、速度線図、変速比と全体の構造図及び第１と第４構成要素の入力装置部の詳細図を示す。また、これら多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部の詳細図を図２０から図２３に示し、前進８速と１０速の配置を換えた第１と第４構成要素の入力装置部の詳細図を図２４と図２５に示す。尚、本発明と対比させた前進６速後進１速の自動変速装置の模式図と速度線図及び変速比を図２６から図２８に示す。図６、図７、図１２、図１５、図１８に示した自動変速装置の構造図は原動機のトルクを３００Ｎｍとしてコンセプトしたものであり、全長が３５０ｍｍ前後となる。 FIG. 1 and FIG. 2 show various configurations of two planetary gear trains and second component control units which are common to various multi-stage automatic transmissions capable of achieving 6 to 10 forward speeds according to the present invention. Two types of separation forms of 1 and the input device part of the fourth component are schematically illustrated, and the input device part of the first and fourth component elements are shown as blanks as RE. 3 and 4 show an actual structure corresponding to the schematic views of FIGS. 1 and 2. FIG. FIG. 5 to FIG. 10 show a 6-speed automatic reverse transmission in which a speed reduction rotation is input to one component and a non-deceleration rotation is input to the other two components. An automatic transmission device for six forward speeds and one reverse speed in which deceleration rotation is input to two components and non-deceleration rotation is input to the other component is shown in FIG. 14 to FIG. FIG. 17 to FIG. 19 show an automatic transmission device for eight forward speeds and one reverse speed in which non-decelerated rotation is inputted to one component and non-decelerated rotation is inputted to the other component. Represents an automatic transmission of 10 forward speeds and 1 reverse speed in which a deceleration rotation and a non-deceleration rotation are input to one component and a non-deceleration rotation is input to the other component, A schematic diagram, a speed diagram, a gear ratio, an overall structure diagram, and a detailed diagram of the input device section of the first and fourth components are shown. Further, two planetary gear trains common to these various multi-stage automatic transmissions and detailed views of the control unit of the second component are shown in FIGS. 20 to 23, and the arrangement of the forward 8th speed and the 10th speed is changed. Detailed views of the input device sections of the first and fourth components are shown in FIGS. FIG. 26 to FIG. 28 show a schematic diagram, a speed diagram, and a gear ratio of an automatic transmission device for six forward speeds and one reverse speed compared with the present invention. The structure diagrams of the automatic transmission shown in FIGS. 6, 7, 12, 15, and 18 are based on the concept that the torque of the prime mover is 300 Nm, and the total length is about 350 mm.
本発明の請求項１は前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部と、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部の分離形態を図１から図２５までの全図で示したものである。請求項２は前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部を図２０で示したもので、多様な入力装置部により２個の遊星歯車列のリングギアとサンギアの歯数比が変わり具体的なリングギアと遊星ギア及びサンギアの配置形状を図２１、図２２、図２３に示したものである。請求項３は多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部の共通する形態について示したもので、その具体的な構造を請求項４として図８から図１１に、請求項５として図１３に、請求項６として図１６と図２４に、請求項７として図１９と図２５に示したものである。請求項８は前進８速と１０速の変速比及び流体伝導装置について図１４、図１５と図１７、図１８に示したものである。尚、図１と図２及び図３と図４では流体伝導装置に前進６速に使用するトルクコンバータを記したが、前進８速と１０速では流体継ぎ手となる。
According to the first aspect of the present invention, there are two planetary gear trains and a control unit of the second component common to various multi-stage automatic transmissions capable of achieving forward 6th to 10th speeds, and various forms of the first And the separation form of the input device part of the fourth component are shown in all the drawings from FIG. 1 to FIG.
模式図で表した図１と図１の構造を表す図３において、図の左側前方の図示しない原動機から流体伝導装置であるトルクコンバータ１０に動力が伝達され、変速装置の入力軸３に導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のトルクコンバータケース1ａと中央部の変速機ケース１ｂと後部のリアケース1ｃとからなり、並行に配された入力軸３ａと中継軸７及び出力軸を含んだディファレンシャル装置９とを軸支する母体となる。入力軸３は前部の一端が保持部材２ａ、２ｂ、２ｃに配された軸受け４ａで、後部の一端がリアケース1ｃに配された軸受け４ｂで軸支される。保持部材２ａ、２ｂ、２ｃは乾式のトルクコンバータケース1ａと湿式の変速機ケース１ｂを隔てる隔壁であり、トルクコンバータ１０を軸支し変速装置のチャージングポンプを保持する。中継軸７は一端がトルクコンバータケース１ａに配された軸受け４ｅで、もう一端が変速装機ケース１ｂに配された軸受け４ｄで軸支され、入力軸３と同軸上の出力となるカウンターギア５と噛み合うカウンターギア６がスプラインで連結されると共に、出力軸を含んだディファレンシャル装置９に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、出力軸部はディファレンシャル装置９のキャリアとなり、一端がトルクコンバータケース１ａに配された軸受け４ｇで、もう一端が変速装機ケース１ｂに配された軸受け４ｆで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸７と噛み合うカウンターギア８がボルトで締結されている。周知の如く、ディファレンシャル装置９はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸が連結される。尚、図１と図３とでは流体伝導装置を前進６速に使用するトルクコンバータ１０としたが、前進８速と１０速では流体伝導装置は流体継ぎ手１０となる。
In the schematic diagram of FIG. 1 and FIG. 3 representing the structure of FIG. 1, power is transmitted from a prime mover (not shown) on the left front side of the diagram to a
変速機ケース１ｂの軸方向中央部にはカウンターギア５の軸受け４ｃを軸支するＬ字型の側壁が設けられ、この側壁とリアケース1ｃの間に前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列である第１及び第２遊星歯車列２０、３０と第２構成要素の制御部であるワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１及びクラッチＣ２が配され、側壁と保持部材２ａ、２ｂ、２ｃの間に多様な形態をとる第１及び第２遊星歯車列２０、３０の第１と第４構成要素への入力装置部ＲＥが図の空白部に配される。ここで請求項２の「前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁」とはリアケース1ｃを示し、請求項３の「前記側壁の他方側となる前記隔壁またはリアケース」とは隔壁を構成する保持部材２ａ、２ｂ、２ｃを示す。
An L-shaped side wall that pivotally supports the bearing 4c of the
模式図で表した図２と図２の構造を表す図４において、変速機ケース１ｂの軸方向中央部にカウンターギア５の軸受け４ｃを軸支する逆Ｌ字型の側壁が設けられ、この側壁と保持部材２ａ、２ｂ、２ｃの間に前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置の共通となる２個の遊星歯車列である第１及び第２遊星歯車列２０、３０と第２構成要素の制御部であるワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１及びクラッチＣ２が配され、側壁とリアケース1ｃの間に多様な形態をとる第１及び第２遊星歯車列２０、３０の第１と第４構成要素への入力装置部ＲＥが図の空白部に配される。これは図１と図３に示した入力軸３上の変速部位の配置を逆にしたものである。ここで請求項２の「前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁」とは隔壁を構成する保持部材２ａ、２ｂ、２ｃを示し、請求項３の「前記側壁の他方側となる前記隔壁またはリアケース」とはリアケース1ｃを示す。
2 and FIG. 4 showing the structure of FIG. 2 schematically shown, an inverted L-shaped side wall for supporting the bearing 4c of the
前進６速から１０速までをなし得る多様な多段自動変速装置３を表す図３及び図３における共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部の詳細を示す図２０において、変速機ケース１ｂの軸方向中央部に設けられた側壁は内周部がＬ字状に曲げられ、その円周外径部にカウンターギア５を軸支する背面合わせのアンギュラ玉軸受４ｃが、回り止めを施されたナット１９で固定される。側壁側から軸方向順に第１と第２遊星歯車列２０、３０及びクラッチＣ２のクラッチドラム６４が配され、第１と第２遊星歯車列２０、３０の外周径方向外側にはワンウェイクラッチＯＷＣとブレーキＢ１及びクラッチＣ２の摩擦部材が軸方向順に配される。第１遊星歯車列２０はサンギアＳ１（２１）と、サンギアＳ１に噛み合うピニオン遊星歯車２２を支持する遊星キャリアＰ１（２４）と、ピニオン遊星歯車２２に噛み合うリングギアＲ１（２３）とからなり、第２遊星歯車列３０はサンギアＳ２（３１）と、サンギア３１に噛み合うピニオン遊星歯車３２を支持する遊星キャリアＰ２（３４）と、ピニオン遊星歯車３２に噛み合うリングギアＲ２（３３）とからなっており、サンギアＳ１とリングギアＲ２を連結し第１構成要素とし、遊星キャリアＰ１と遊星キャリアＰ２を連結し第２構成要素とし、リングギアＲ１を第３構成要素とし、サンギアＳ２を第４構成要素として４個の構成要素からなっている。
In FIG. 20 showing the details of the control unit of the two planetary gear trains and the second component in FIG. 3 and FIG. 3 representing various multi-stage
第１構成要素を構成する一方の第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１は、半径方向直下の内径部で、後述する第２遊星歯車列３０の遊星キャリアＰ２のサイド部材３５ｂ上にブシュ４ｋで軸支されるとともに、L字状に曲げられた側壁の内周径方向内側に筒状で延材され連結部材Ｚ（１２）に連結されるとともに後述する第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に連結する連結部材Ｙ（１１）上にブシュ４ｊで軸支される。第１構成要素を構成するもう一方の第２遊星歯車列３０のリングギアＲ２は、第１遊星歯車列２０側で内歯の内周が段付になり、サンギア２１に溶着されるとともに外径部に歯を形成したハブ２６と段付歯部が嵌合され、リティニングリング２７で軸方向が脱着可能に係止される。
The sun gear S1 of one of the first
第２構成要素を形成する一方の第２遊星歯車列３０の遊星キャリアＰ２は、ピニオン遊星歯車３２を挟むサイド部材３５ａと３５ｂが溶接等で一体成形され、第１遊星歯車列２０側のサイド部材３５ｂが、第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１の内周径方向内側に筒状に延材され、ブシュ４Ｌで連結部材Ｙ上に軸支されるとともに、もう一方のサイド部材３５ａが、第２遊星歯車列３０のリングギア３３の外周径方向外側を第１遊星歯車列２０側まで筒状に延材され、筒状延材部の外周にはスプラインが形成されクラッチＣ２の摩擦部材６１が軸方向移動自在に係止される。第２構成要素を形成するもう一方の第１遊星歯車列２０の遊星キャリアＰ１は、ピニオン遊星歯車２２を挟むサイド部材２５ａと２５ｂが溶接等で一体成形され、第２遊星歯車列３０側のサイド部材２５ａが外周方向に延材され、サイド部材３５ａとともに外径部でワンウェイクラッチ１３とブレーキＢ１の摩擦部材９１を係止するスプラインが形成された筒状の係止部材１５とスプライン連結されリティニングリング１８で脱着可能に連結される。
The planetary carrier P2 of one second
第３構成要素を形成する第１遊星歯車列２０のリングギアＲ１は、出力カウンターギア５のサイド部の鍔に形成された歯と嵌合するとともにリティニングリングで脱着可能に係止され、第４構成要素を形成する第２遊星歯車列３０のサンギア３１は、L字状に曲げられた側壁の内周径方向内側に筒状で延材され、入力軸３と入力軸３に連結された連結部材Ｘに軸受け４ｉと４ｈで軸支される連結部材Ｙにスプライン連結される。
The ring gear R1 of the first
クラッチＣ２はリアケース1ｃのボス部内周に配された軸受け４ｂで一端が軸支されボス部外周に沿って延材する入力軸３に溶着されるクラッチドラム６４と、遊星キャリアＰ２のサイド部材３５ａに係止される摩擦部材６１と、摩擦部材６１との間に交互に配されクラッチドラム６４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート６２ｂとリティニングリング６３で係止される摩擦部材６２ａと、摩擦部材６１、６２ａを押圧するピストン６５と、入力軸３の延材部にリティニングリング６８で係止されピストン６５の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート６６と、ピストン６５を開放状態に戻すリターンスプリング６７からなっており、入力軸３と第２構成要素を形成する一方の第２遊星歯車列３０の遊星キャリアＰ２との締結及び開放をつかさどる。尚、クラッチドラム６４及びピストン６５との間及びピストン６５とキャンセラープレート６６との間の作動室にはリアケース1ｃのボス部外周から入力軸３の延材部を介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。
The clutch C2 is a
遊星キャリアＰ１、Ｐ２と連結する筒状の係止部材１５の外周部には、側壁側から順にワンウェイクラッチ１３と段付きに形成された外周のスプラインにブレーキＢ１の摩擦部材９１が係止される。変速機ケース１ｂの内周部には側壁側が閉鎖され他端が開口されたスプライン形状の複数の歯が軸方向に形成され、閉鎖部側にアウターレース１４が複数の歯と嵌合しリティニングリング１６により固定される。ワンウェイクラッチＯＷＣはワンウェイクラッチ１３とアウターレース１４及びインナーレースとなる係止部材１５とからなっており、ワンウェイクラッチ１３はアウターレース１４にリティニングリング１７により保持され、インナーレースとなる係止部材１５を入力軸３の回転方向には自由に回転させる一方、逆方向には回転させない役目をする。ブレーキＢ１は係止部材１５の外周スプラインに係止される摩擦部材９１と、摩擦部材９１との間に交互に配され変速機ケース１ｂの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯にアウターレース１４で側壁側が固定されて係止される摩擦部材９２ａと、リアケース1ｃの外周側に配されクラッチドラム６４の外周径方向外側に延材して摩擦部材９１、９２ａを押圧するピストン９３と、変速機ケース１ｂとの間でピストン９３を開放状態に戻すリターンスプリング９４からなっており、第２構成要素を形成する遊星キャリアＰ１、Ｐ２と連結する筒状の係止部材１５の制動及び開放をつかさどる。図２０は図３の共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部を変速装置の後部に配した状態を示したものであり、図４で示すように共通となる２個の遊星歯車列及び第２構成要素の制御部を変速装置の前部に配した場合は変速機ケース１ｂの側壁に対し対称に配される。
The
１個の構成要素に減速回転を入力し、他の２個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速の多段自動変速装置の特許文献１及び９と同じ変速形態をＡ１とし図５から図１０に示す。図５の速度線図において、第１、第２遊星歯車列２０、３０のサンギアＳ１とリングギアＲ２を連結した第１構成要素をＡとし、遊星キャリアＰ１、Ｐ２を連結した第２構成要素をＢとし、リングギアＲ１の第３構成要素をＣとし、サンギアＳ２の第４構成要素をＤとすると、入力軸３の回転は直接クラッチＣ１とＣ２を介して第４、第２構成要素Ｄ、Ｂ及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車４０の遊星キャリアＰ０に入力され、サンギアＳ０を固定した減速用遊星歯車４０のリングギアＲ０を介した入力軸３の減速回転はクラッチＣ３を介して第１構成要素Ａに入力され、第１、第２構成要素Ａ，ＢはブレーキＢ２、Ｂ１で制動される。ここで、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部ＲＥは減速用遊星歯車４０と、クラッチＣ１、Ｃ３と、ブレーキＢ２とからなっている。図５の２種の模式図及び図６、図７は図１、図２及び図３、図４の空白となる入力装置部ＲＥにＡ１タイプの構造を挿入したものである。
A1 is the same speed change form as in
Ａ１タイプの入力装置部ＲＥを多段自動変速装置前方に配した図６と図６の詳細を示す図８において、トルクコンバータケース1ａとチャージングポンプを保持する保持部材２ａが変速装機ケース１ｂにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に円筒状に延材されトルクコンバータ１０及び入力軸３を軸支する保持部材２ｃを圧入した保持部材２ｂが保持部材２ａにボルト締めされる。保持部材２ｂのボス部外周には保持部材２ａ側から順にクラッチＣ３と減速用遊星歯車４０とクラッチＣ１とが配される。保持部材２ｂのボス部外周に配された減速用遊星歯車４０は、保持部材２ｂのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアＳ０（４１）と、リングギアＲ０（４３）と、サンギアＳ０とリングギアＲ０との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車４２ａ、４２ｂのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０からなり、遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ａが保持部材２ｂのボス部外周に沿って延材され入力軸３と芯出しのための嵌め合い部を設けて連結部材Ｘとして入力軸３にスプライン連結され、リングギアＲ０の外周スプラインにクラッチＣ３の摩擦部材７１が係止される。
6 and FIG. 8 showing the details of FIG. 6 in which the A1 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, the torque converter case 1a and the holding
クラッチＣ３は、保持部材２ｂのボス部外周に軸受け４ｍで回転自在に軸支される円筒部材７５に一体として溶着され外周を変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に開口部を有し、側壁側まで延材し端部で連結部材Ｚ（１２）と連結するクラッチドラム７４と、リングギアＲ０の外周スプラインに係止される摩擦部材７１と、摩擦部材７１との間に交互に配されクラッチドラム７４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート７２ｂとリティニングリング７３で係止される摩擦部材７２ａと、摩擦部材７１、７２ａを押圧するピストン７６と、ピストン７６の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート７７と、ピストン７６を開放状態に戻すリターンスプリング７８からなっており、リングギアＲ０と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚとの締結及び開放をつかさどる。尚、クラッチドラム７４及びピストン７６との間及びピストン７６とキャンセラープレート７７との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。
The clutch C3 is integrally welded to the outer periphery of the boss portion of the holding
ブレーキＢ２はクラッチドラム７４の変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側外周スプラインに係止される摩擦部材１０１と、摩擦部材１０１との間に交互に配され変速機ケース１ｂの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材１０２ａと、側壁側端に配されたエンドプレート１０２ｂと、保持部材２ａに配されクラッチドラム７４の外周径方向外側に延材して摩擦部材１０１、１０２ａを押圧するピストン１０３と、リティニングリング１０６で保持部材２ａに係止されるプレート１０５と、ピストン１０３を開放状態に戻すリターンスプリング１０４からなっており、第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately arranged between the
減速用遊星歯車４０の平面図となる図１０と図１０のＡ−Ｏ断面で示される図８及びＢ−Ｏ−Ｃ断面で示される減速用遊星歯車４０とクラッチＣ１の組立体となる図９において、遊星キャリアＰ０はサイド部材４５ａ、４５ｂと、ピニオン遊星歯車４２ａ、４２ｂを軸支するとともに両サイド部材４５ａ、４５ｂを連結するピン４４ａと、両サイド部材４５ａ、４５ｂを連結するピン４４ｂとからなっており、サイド部材４５ｂはリングギア４３の側面まで外周が延材され、サイド部材４５ａは外周にクラッチＣ１のクラッチドラム５４が溶着される。サイド部材４５ｂとクラッチドラム５４の側面にはスラスト軸受け４９が配され、リングギア４３を保持する。両サイド部材４５ａ、４５ｂを連結するピン４４ａ、４４ｂは両サイドの径が中央より小さくなるよう階段状に形成され両サイド部材４５ａ、４５ｂに小径部を挿入して端部が絞められる。クラッチＣ１はサイド部材４５ａに溶着されるクラッチドラム５４と、連結部材Ｙ（１１）に溶着したクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材５１と、摩擦部材５１との間に交互に配されクラッチドラム５４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート５２ｂとリティニングリング５３で係止される摩擦部材５２ａと、サイド部材４５ａ上に配され摩擦部材５１、５２ａを押圧するピストン５６と、サイド部材４５ａ上にリティニングリング５８で係止されピストン５６の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート５５と、ピストン５６を開放状態に戻すリターンスプリング５７からなっており、入力軸３と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第４構成要素を形成するサンギアＳ２と連結する連結部材Ｙとの締結及び開放をつかさどる。サイド部材４５ａとピストン５６の間及びピストン５６とキャンセラープレート５５との間の作動室には保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。サイド部材４５ａとピストン５６の間の作動室にはサイド部材４５ａにピン４４ａ、４４ｂが圧入で挿入されており密閉状態となっている。尚、前進段で減速用遊星歯車４０を通過する入力側トルクは前進３速と５速段で入力軸トルクの３割以下となるため、はす歯となるリングギアＲ０にも大きなスラスト力が作用しなく上述したようにシンプルなリングギアＲ０の保持方法が成立する。
FIG. 10 is a plan view of the reduction
Ａ１の変速形態は図５の速度線図で示されるように、前進１速から４速段において構成要素Ｄへの入力が減速用遊星歯車を介さない点、前進４速段では動力が全く遊星歯車を通らない減速比１：１の状態ができる点、前進段で減速用遊星歯車を通過する入力側トルクは前進３速と５速段で入力軸トルクの３割以下となり減速用遊星歯車が軽負荷となる点等、効率及び強度やトルク容量の両面で優れた形態を有している。この変速形態を有効に活かすには第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの位置関係が重要となる。尚、最高速段となる前進６速段で動力はシンプル遊星歯車列のみを通過するのが効率上の条件となることより必然的に構成要素Ａ、Ｂ、Ｃが第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１、遊星キャリアＰ１、リングギアＲ１となる。また、牽引力の関係上前進６速と５速の変速比の比率を１．２倍とし前進５速と４速の変速比の比率を１．３倍程度とするのが望ましく、前進４速段の変速比が１に固定されるため前進６速段の変速比が１．２×１．３＝１．５６の逆数となる０．６４、前進５速段の変速比が０．６４×１．２＝０．７７と自ずと決定される。前進６速段の変速比を０．６４とするには構成要素Ａ、Ｂ間を構成要素Ｂ、Ｃ間の１．８倍程度とすればよく、第１遊星歯車列２０のリングギアとサンギアの歯数をＺＲ１、ＺＳ１とするとＺＲ１／ＺＳ１＝１．８となる。また、前進５速段の変速比を０．７７にするための減速用遊星歯車４０のリングギアとサンギアの歯数をＺＲ０、ＺＳ０とするとその歯数比も自ずと決定される。実際の遊星歯車では歯車が噛み合うための条件があるため、図５の如くＺＲ１／ＺＳ１＝１．８、ＺＲ０／ＺＳ０＝１．９３８として前進６速段の変速比０．６４３、前進５速段の変速比０．７７７を得ることができる。
As shown in the speed diagram of FIG. 5, the speed change mode of A1 is that the input to the component D does not go through the reduction planetary gear at the first forward speed to the fourth speed, and the power is completely planetary at the fourth forward speed. A reduction ratio of 1: 1 that does not pass through the gears can be achieved, and the input side torque that passes through the reduction planetary gear at the forward speed is less than 30% of the input shaft torque at the third forward speed and the fifth speed, and the reduction planetary gear is It has an excellent form in terms of efficiency, strength, and torque capacity, such as a light load. In order to make effective use of this speed change mode, the positional relationship between the components A, B, C, and D of the first and second
前進の１速から３速段の減速段における変速比は構成要素Ｂ、Ｃ間と構成要素Ｃ、Ｄ間の比率で決まり、その比率を２．７から３．３とすると前進１速を前進６速段の変速比で除したギアレンジが５．８のクロスなものから６．８のワイドなものまで選定できる。実際の自動変速装置における遊星歯車においては、スペースの関係上リングギアの歯数をサンギアの歯数で割った値が１．５〜２．８の範囲内とするのが好ましく、構成要素Ｂ、Ｃ間と構成要素Ｃ、Ｄ間の比率を２．７から３．３にした場合構成要素Ｂ、Ｃ、Ｄをシンプル遊星歯車にはできなく、図５のように第２遊星歯車列３０のリングギアＲ２を構成要素Ａとし、遊星キャリアＰ２を構成要素Ｂとし、サンギアＳ２を構成要素ＤとすればリングギアＲ２とサンギアＳ２の歯数比ＺＲ２／ＺＳ２＝２〜２．４の比較的小さな値で構成要素Ｂ、Ｃ間と構成要素Ｃ、Ｄ間の比較的大きな比率２．７〜３．３を得ることができる。図５では歯数比ＺＲ２／ＺＳ２＝２．２５の中間値をとりギアレンジを６．３とした。
The gear ratio in the first to third forward speeds is determined by the ratio between the components B and C and the components C and D. If the ratio is changed from 2.7 to 3.3, the first forward speed is advanced. The gear range divided by the 6th gear ratio can be selected from a cross range of 5.8 to a wide range of 6.8. In the planetary gear in an actual automatic transmission, the value obtained by dividing the number of teeth of the ring gear by the number of teeth of the sun gear is preferably in the range of 1.5 to 2.8 because of space, and the component B, When the ratio between C and the components C and D is changed from 2.7 to 3.3, the components B, C, and D cannot be simple planetary gears, and the second
Ａ１の変速形態における１ｓｔ（前進１速段）から６ｔｈ（前進６速段）及びＲｅｖ（後進段）の作動と減速比を図５により説明する。
＜１ｓｔ＞
クラッチＣ１とブレーキＢ１を締結し、構成要素Ｄ（Ｓ２）に非減速回転を入力し構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に入力された動力は遊星キャリアＰ２が固定されるためリングギアＲ２が逆転し減速され第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１に入力され、遊星キャリアＰ１が固定されるためさらにリングギアＲ１が正回転に減速され出力される。したがって、大きな減速比が得られる。尚、図５には示されていないが、ブレーキＢ１の代わりにワンウェイクラッチＯＷＣで構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）を固定しても同じとなる。
The operation and reduction ratio from 1st (first forward speed) to 6th (sixth forward speed) and Rev (reverse speed) in the A1 speed change mode will be described with reference to FIG.
<1st>
The clutch C1 and the brake B1 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) to fix the component B (P1, P2). In the actual transmission of the planetary gear train, the power input to the sun gear S2 of the second
＜２ｎｄ＞
クラッチＣ１とブレーキＢ２を締結し、構成要素Ｄ（Ｓ２）に非減速回転を入力し構成要素Ａ（Ｓ１、Ｒ２）を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に入力された動力はリングギアＲ２が固定されるため遊星キャリアＰ２が減速され、第１遊星歯車列２０の遊星キャリアＰ１に入力され、サンギアＳ１が固定されるため増速されてリングギアＲ１からトータル的に減速されて出力される。
<2nd>
The clutch C1 and the brake B2 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) to fix the component A (S1, R2). In the actual transmission of the planetary gear train, the planetary carrier P2 is decelerated because the power input to the sun gear S2 of the second
＜３ｒｄ＞
クラッチＣ１とクラッチＣ３を締結し、構成要素Ｄ（Ｓ２）に非減速回転を入力し、構成要素Ａ（Ｓ１、Ｒ１）に減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に非減速回転が入力され、リングギアＲ２に減速回転が入力されるため、遊星キャリアＰ２が減速され、第１遊星歯車列２０のリングギアＲ１がサンギアＳ１と遊星キャリアＰ１により僅かに増速され、トータル的に減速され出力される。
<3rd>
Clutch C1 and clutch C3 are engaged, non-decelerated rotation is input to component D (S2), and decelerated rotation is input to component A (S1, R1). In the transmission of power in the actual planetary gear train, the non-reduced rotation is input to the sun gear S2 of the second
＜４ｔｈ＞
クラッチＣ１とＣ２を締結し、構成要素Ｄ（Ｓ２）と構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）に非減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２と遊星キャリアＰ２が連結され、リングギアＲ２は入力回転と同じ回転となる。したがって、第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１と遊星キャリアＰ１も連結され、リングギア２３は入力回転と同じ回転で出力される。
<4th>
The clutches C1 and C2 are engaged, and non-decelerated rotation is input to the component D (S2) and the component B (P1, P2). For transmission of power in the actual planetary gear train, the sun gear S2 of the second
＜５ｔｈ＞
クラッチＣ２とクラッチＣ３を締結し、構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）に非減速回転を入力し、構成要素Ａ（Ｓ１、Ｒ２）に減速回転を入力する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第１遊星歯車列２０の遊星キャリアＰ１に非減速回転が入力され、サンギアＳ１に減速回転が入力されるため、リングギアＲ１は少し増速されて出力される。この場合、第２遊星歯車列３０は動力の伝達はしない。
<5th>
Clutch C2 and clutch C3 are engaged, non-decelerated rotation is input to component B (P1, P2), and decelerated rotation is input to component A (S1, R2). The actual transmission of power in the planetary gear train is such that the non-reduced rotation is input to the planet carrier P1 of the first
＜６ｔｈ＞
クラッチＣ２とブレーキＢ１を締結し、構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）に非減速回転を入力し、構成要素Ａ（Ｓ１、Ｒ２）を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第１遊星歯車列２０の遊星キャリアＰ１に非減速回転が入力され、サンギアＳ１が固定されるため、リングギアＲ１が増速されて出力される。この場合、動力第２遊星歯車列３０は動力の伝達はしない。
<6th>
The clutch C2 and the brake B1 are engaged, non-decelerated rotation is input to the component B (P1, P2), and the component A (S1, R2) is fixed. The actual transmission of power in the planetary gear train is output by speeding up the ring gear R1 because the non-reducing rotation is input to the planet carrier P1 of the first
＜Ｒｅｖ＞
ブレーキＢ１とクラッチＣ３を締結し、構成要素Ａ（Ｓ１、Ｒ２）に減速回転を入力し、構成要素Ｂ（Ｐ１、Ｐ２）を固定する。実際の遊星歯車列における動力の伝達は、第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１に減速回転が入力され、遊星キャリアＰ１が固定されるため、リングギアＲ１が減速され逆回転で出力される。
<Rev>
The brake B1 and the clutch C3 are engaged, the decelerated rotation is input to the component A (S1, R2), and the component B (P1, P2) is fixed. The transmission of power in the actual planetary gear train is output by decelerating rotation to the sun gear S1 of the first
Ａ１の変速形態において、減速比が大きくとれる前進１速段では第２遊星歯車列３０で約２．２５倍に減速された動力が第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１に入力されサンギアＳ１には大きなトルクが加わる。そこで、図２１と図２２に示すように第２遊星歯車列３０ではピニオン遊星歯車の個数を４個としたのに対し、第１遊星歯車列２０ではピニオン遊星歯車の個数を１．５倍の６個としサンギアの径を１．２倍とすれば歯面荷重が減少し歯幅の増加を押さえることができる。
In the speed change mode of A1, at the first forward speed where the reduction ratio can be increased, the power decelerated about 2.25 times by the second
２個の構成要素に減速回転を入力し、他の１個の構成要素に非減速回転を入力した前進６速後進１速の多段自動変速装置の特許文献２と同じ変速形態をＡ２とし図１１から図１３に示す。図１１の速度線図の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは変速形態をＡ１とする図５と同じ第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素である。したがって、第１、第２遊星歯車列２０、３０とクラッチＣ２、ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣの配置はＡ１の変速形態と同じくできる。入力軸３の回転は直接クラッチＣ２を介して第２構成要素Ｂ及びシングルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車４０のリングギアＲ０に入力され、サンギアＳ０を固定した減速用遊星歯車４０の遊星キャリアＰ０を介した入力軸３の減速回転はクラッチＣ１、Ｃ３を介して第４、第１構成要素Ｄ、Ａに入力され、第１、第２構成要素Ａ，ＢはブレーキＢ２、Ｂ１で制動される。ここで、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部ＲＥは減速用遊星歯車４０と、クラッチＣ１、Ｃ３と、ブレーキＢ２とからなっている。図１１の模式図及び図１２は図１、図３の空白となる入力装置部ＲＥにＡ２タイプの構造を挿入したものである。
The same speed change form as in
Ａ２タイプの入力装置部ＲＥを多段自動変速装置前方に配した図１２と図１２の詳細を示す図１３において、トルクコンバータケース1ａとチャージングポンプを保持する保持部材２ａが変速機ケース１ｂにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に円筒状に延材されトルクコンバータ１０及び入力軸３を軸支する保持部材２ｃを圧入する保持部材２ｂが保持部材２ａにボルト締めされ、基本形態はＡ１と同じとなる。保持部材２ｂのボス部及び保持部材２ｃの外周には保持部材２ａ側から順にクラッチＣ１、Ｃ３の２連クラッチと減速用遊星歯車４０が配される。保持部材２ｃのボス部外周に配された減速用遊星歯車４０は、保持部材２ｃのボス部先端外周にスプラインで固定されるサンギアＳ０（４１）と、リングギアＲ０（４３）と、サンギアＳ０とリングギアＲ０との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車４２を軸支する遊星キャリアＰ０からなり、遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ｂがサンギア４１の一部内周に入り込んで２連クラッチＣ１、Ｃ３の円筒部材５５にスプライン連結され、リングギアＲ０の歯部にリティニングリング４８で連結された連結部材Ｘ（４７）が入力軸３と芯出しのための嵌め合い部を設けて入力軸３にスプライン連結される。
12 and FIG. 13 showing details of FIG. 12 in which an A2 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
２連クラッチＣ１、Ｃ３は、保持部材２ｂのボス部外周に筒状に配され且つ保持部材２ｃのボス部外周に軸受け４ｍで回転自在に軸支される円筒部材５５に一体として溶着され外周を変速機ケース１ｂ中央の側壁側まで延材したクラッチドラム５４と、リングギア４３の外周径方向外側でクラッチドラム５４の外周延材部内側スプラインに保持部材２ａ側から順に係止されるクラッチＣ１の摩擦部材５２ａ、リティニングリング５３で係止されるクラッチＣ１、Ｃ３共通のエンドプレート５２ｃ、クラッチＣ３の摩擦部材７２ａと、摩擦部材５２ａとの間に交互に配されリングギアＲ０の外周径方向外側に筒状に配された連結部材Ｙ（１１）に溶着されるクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材５１と、摩擦部材７２ａとの間に交互に配され連結部材Ｙに溶着されるクラッチハブの外周径方向外側に筒状に配された連結部材Ｚ（１２ａ）の外周スプラインに係止される摩擦部材７１と、摩擦部材５１、５２ａを押圧するピストン５６と、リティニングリング５３で係止されるフランジ７６ｂで摩擦部材７１、７２ａを押圧するピストン７６ａと、ピストン７６ａにスタッドピン７５ａで一定距離に固定されピストン５６、７６ａの作動室の遠心油圧をキャンセルする共通のキャンセラープレート５７と、スタッドピン７５ａの外周に配されピストン５６、７６ａを開放状態に戻すピストン５６に係止されるバネホルダ−に挿入される共通のリターンスプリング５８からなっており、クラッチＣ１は遊星キャリアＰ０と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第４構成要素を形成するサンギアＳ２と連結する連結部材Ｙとの締結及び開放をつかさどり、クラッチＣ３は遊星キャリアＰ０と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚとの締結及び開放をつかさどる。
The double clutches C1 and C3 are welded integrally to a
尚、本構造はピストン５６、７６ａをクラッチドラム５４の両サイドに配しピストン５６側に配したキャンセラープレート５７とピストン７６ａをクラッチドラム５４とピストン５６を貫通するスタットピン７５ａで一定距離に連結したもので、クラッチドラム５４とピストン７６ａとの間及びクラッチドラム５４とピストン５６との間、ピストン５６とキャンセラープレート５７との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。この２連クラッチＣ１、Ｃ３は本願発明者が特願２００５−２３５１６１で提案した構造であるが、請求項５では本案に限らず、クラッチドラムを共有し減速用遊星歯車４０の外周径方向外側でクラッチＣ１、Ｃ３の摩擦部材を軸方向直列に配す構造であればキャンセラープレートやリターンスプリングを共有しない構造を用いてもよいとしている。
In this structure, the
ブレーキＢ２は連結部材Ｚ（１２ａ）の外周スプラインにリティニングリング１２ｃで係止されるフランジ１２ｂの外周スプラインに係止される摩擦部材１０１と、摩擦部材１０１との間に交互に配され変速機ケース１ｂの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材１０２ａと、側壁側端に配されたエンドプレート１０２ｂと、保持部材２ａに配されピストン７６ａの外周径方向外側に延材して摩擦部材１０１、１０２ａを押圧するピストン１０３と、リティニングリング１０６で保持部材２ａに係止されるプレート１０５と、ピストン１０３を開放状態に戻すリターンスプリング１０４からなっており、第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately arranged between the
Ａ２の変速形態は図１１の速度線図で示されるように、前進１速から４速段において構成要素Ｄへの入力が減速用遊星歯車を通過するので、Ａ１の変速形態と比べ効率及び強度やトルク容量の面で不利となる。この変速形態において第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの位置関係はＡ１の変速形態のように前進１速段の変速比を前進６速段の変速比で割った値が６前後とクロスな変速比を得るのには不向きではあるが、さらなる燃費及び牽引特性向上のため大きな値を要求される場合に適している。構成要素Ａ、Ｂ間と構成要素Ｂ、Ｃ間の比率と構成要素Ｃ、Ｄ間と構成要素Ｂ、Ｃ間の比率を１．９前後とし、減速用遊星歯車４０の歯数比を１．５前後にとればワイドで適切な変速比を得ることができる。したがって図１１のようにＺＲ１／ＺＳ１＝１．８９７、ＺＲ２／ＺＳ２＝１．５３５、ＺＲ０／ＺＳ０＝１．８０９にとれば前進1速段４．５２３から前進６速段０．６５５の前進１速を前進６速段の変速比で除したギアレンジが６．９１となるＡ１の変速形態以上のワイドなものが選定できる。
As shown in the speed diagram of FIG. 11, the speed change mode of A2 is more efficient and stronger than the speed change mode of A1 because the input to the component D passes through the reduction planetary gear at the first forward speed to the fourth speed. And disadvantageous in terms of torque capacity. In this speed change mode, the positional relationship between the components A, B, C, and D of the first and second
Ａ２の変速形態における１ｓｔ（前進１速段）から６ｔｈ（前進６速段）及びＲｅｖ（後進段）の作動と変速比を示す図１１において、全ての変速段におけるクラッチ、ブレーキの締結要素はＡ１の変速形態と同じとなる。Ａ１の変速形態と異なるのは前進１速から前進４速段まで構成要素Ｄへの入力が減速用遊星歯車４０を通過することである。従って前進３速段では第１、第２遊星歯車列２０、３０の歯車が固定され、前進４速段では回転することがＡ１の変速形態と異なる。前進５，６速段及び後進段はＡ１の変速形態と同じとなる。
In FIG. 11 showing the operation and the gear ratio from 1st (first forward speed) to 6th (6th forward speed) and Rev (reverse speed) in the speed change mode of A2, the engagement elements of the clutches and brakes at all speed stages are A1. This is the same as the speed change mode. The difference from the A1 speed change mode is that the input to the component D passes through the reduction
Ａ２の変速形態において、減速比が大きくとれる前進１速段では減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．５５倍に増幅され第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に加わる。しかし、Ａ１の変速形態のＺＲ２／ＺＳ２＝２．２５に対しＡ２の変速形態ではＺＲ２／ＺＳ２＝１．５３５であるためリングギアの径を同じとすればサンギアＳ２の径は２．２５／１．５３５＝１．４６倍となり強度的にはＡ１の変速形態とほぼ同じとなる。さらに、図２３に示すようにピニオン遊星歯車の個数をＡ１の変速形態の図２１に示す４個の１．５倍の６個としているので強度的にはＡ１の変速形態より有利になる。第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１には減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．５５倍に増幅されさらに第２遊星歯車列３０で約１．５３５倍の１．５５×１．５３５＝２．３８倍に入力トルクが増幅される。Ａ１の変速形態では２．２５倍に入力トルクが増幅されＡ２の変速形態の１．５５倍より大きなトルクがサンギアＳ１に加わり、ＺＲ１／ＺＳ１の比率もほぼ同じため、Ａ１、Ａ２の両変速形態とも第１遊星歯車列２０の強度は同じにできる。このように、Ａ２の変速形態はＡ１の変速形態と比べ減速用遊星歯車４０を通過する頻度が増え効率の面で不利となるが、強度に有利な第１、第２遊星歯車列２０，３０の歯数となるのでＡ１の変速形態と強度面ではかわらない。
In the speed change mode A2, the input torque is amplified 1.55 times by the reduction
Ａ２の変速形態の構成要素Ａに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進８速とした特許文献７と同じ変速形態をＡ３とし図１４から図１６及び図２４に示す。図１４の速度線図の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは変速形態をＡ１とする図５と同じ第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素である。したがって、第１、第２遊星歯車列２０、３０とクラッチＣ２、ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣの配置はＡ１の変速形態と同じくできる。入力軸３の回転は直接クラッチＣ２を介して第２構成要素Ｂ及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車４０の遊星キャリアＰ０に入力されると同時に遊星キャリアＰ０からクラッチＣ４を介して第１構成要素Ａに入力され、サンギアＳ０を固定した減速用遊星歯車４０のリングギアＲ０を介した入力軸３の減速回転はクラッチＣ１、Ｃ３を介して第４、第１構成要素Ｄ、Ａに入力され、第１、第２構成要素Ａ，ＢはブレーキＢ２、Ｂ１で制動される。ここで、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部ＲＥは減速用遊星歯車４０と、クラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４と、ブレーキＢ２とからなっている。図１４の模式図及び図１５は図１、図３の空白となる入力装置部ＲＥにＡ３タイプの構造を挿入したものである。
FIG. 14 to FIG. 16 and FIG. 24 show A3 as the same speed change form as in
Ａ３タイプの入力装置部ＲＥを多段自動変速装置前方に配した図１５と図１５の詳細を示す図１６において、トルクコンバータケース1ａとチャージングポンプを保持する保持部材２ａが変速機ケース１ｂにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に円筒状に延材され流体継ぎ手１０及び入力軸３を軸支する保持部材２ｃを圧入する保持部材２ｂが保持部材２ａにボルト締めされ、基本形態はＡ１と同じとなる。保持部材２ｂのボス部外周には保持部材２ａ側から順にクラッチＣ３、Ｃ４の２連クラッチと減速用遊星歯車４０及びクラッチＣ１が配される。保持部材２ｂのボス部外周に配された減速用遊星歯車４０は、保持部材２ｂのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアＳ０（４１）と、リティニングリング４８で係止される側板４７及びスラストニードルベアリングにより軸方向が保持されるリングギアＲ０（４３）と、サンギアＳ０とリングギアＲ０との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車４２ａ、４２ｂのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０からなり、遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ａが保持部材２ｂのボス部外周に沿って延材され入力軸３と芯出しのための嵌め合い部を設けて連結部材Ｘ（４６）として入力軸３にスプライン連結される。
15 and FIG. 16 showing details of FIG. 15 in which an A3-type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
クラッチＣ３、Ｃ４の２連クラッチは、保持部材２ｂのボス部外周に軸受け４ｍで回転自在に軸支される円筒部材７７に一体として溶着され変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に開口部を有するクラッチＣ３のクラッチドラム７４と、リングギア４３の外周を保持部材２ａ側に延材し外周スプラインに係止される摩擦部材７１と、摩擦部材７１との間に交互に配されクラッチドラム７４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート７２ｂとリティニングリング７３で係止される摩擦部材７２ａと、クラッチドラム７４の側壁から一定距離で複数のスタッドピン７５により一体としてＬ字断面鍔状の側壁を絞め固定されリングギア４３の外周延材部の内周径方向内側に設けたクラッチＣ４のクラッチドラム８４と、クラッチドラム８４の円筒部内側スプラインにエンドプレート８２ｂとリティニングリング８３で係止される摩擦部材８２ａと、摩擦部材８２ａとの間に交互に配され遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ｂに溶着したクラッチハブ４５ｃの外周スプラインに係止される摩擦部材８１と、クラッチドラム７４、８４間の複数のスタッドピン７５を貫通し軸方向に移動可能でクラッチドラム７４の側壁との間に油圧室を形成し摩擦部材７２ｃを押圧するピストン７６と、ピストン７６との間に油圧室を形成し摩擦部材８２ａを押圧するピストン８５と、ピストン８５との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング８８で円筒部材７７に係止されるキャンセラープレート８６と、ピストン８５とキャンセラープレート８６との間に配されピストン８５、７６を開放状態に戻すリターンスプリング８７とからなっており、クラッチＣ３はリングギアＲ０と、クラッチＣ４は遊星キャリアＰ０とクラッチドラム７４を介して第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚ（１２）との締結及び開放をつかさどる。
The double clutches C3 and C4 are integrally welded to a
尚、クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４、８４はリングギア４３の外周延材部を挟んで円周方向に２段となるクラッチドラムとしてスタッドピン７５により一体形成され、クラッチドラム７４とピストン７６との間及びピストン７６とピストン８５との間、ピストン８５とキャンセラープレート８６との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から作動油が供給され油圧サーボを形成する。本案では２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラム７４、８４をスタッドピン７５で一体的に連結したが請求項６における２連クラッチＣ３、Ｃ４では本案に限らず別の方式でリングギアＲ０の外周延材部を挟んで円周方向に２段となるよう連結しピストン８５、７６及びキャンセラープレート８６を重ね合わせて配してもよいとしている。
The
クラッチＣ１はクラッチＣ３のクラッチドラム７４と相対抗する開口部を有し連結部材Ｙ（１１）に溶着するクラッチドラム５４と、リングギアＲ０の外周スプラインに係止される摩擦部材５１と、摩擦部材５１との間に交互に配されクラッチドラム５４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート５２ｂとリティニングリング５３で係止される摩擦部材５２ａと、クラッチドラム５４との間に油圧室を形成し摩擦部材５２ａを押圧するピストン５６と、ピストン５６との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング５９で連結部材Ｙに係止されるキャンセラープレート５７と、ピストン５６とキャンセラープレート５７との間に配されピストン５６を開放状態に戻すリターンスプリング５８とからなっており、クラッチＣ１は遊星キャリアＰ０と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第４構成要素を形成するサンギアＳ２と連結する連結部材Ｙとの締結及び開放をつかさどる。
The clutch C1 has an opening opposed to the
クラッチドラム５４とピストン５６との間及びピストン５６とキャンセラープレート５７との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から減速用遊星歯車４０の遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ａと一体となる連結部材Ｘを介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。尚、クラッチドラム５４は入力軸３と一体としてスプライン連結される連結部材Ｘのスプラインボス上で軸受け４ｈにより回転自在に軸支され、クラッチＣ３のクラッチドラム７４と第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１を連結する連結部材Ｚはクラッチドラム７４の外周にスプライン連結されクラッチＣ１のクラッチドラム５４の外周径方向外側を変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁まで筒状に延材され側壁とクラッチドラム５４の間を内周方向に延材しサンギアＳ１の延材部とスプライン連結するとともに連結部材Ｙ上で軸受け４ｊにより回転自在に軸支される。
A hydraulic chamber formed between the
ブレーキＢ２は連結部材Ｚの外周スプラインの変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に係止される摩擦部材１０１と、摩擦部材１０１との間に交互に配され変速機ケース１ｂの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材１０２ａと、側壁側端に配されたエンドプレート１０２ｂと、保持部材２ａに配されクラッチドラム７４の外周径方向外側に延材して摩擦部材１０１、１０２ａを押圧するピストン１０３と、リティニングリング１０６で保持部材２ａに係止されるプレート１０５と、ピストン１０３を開放状態に戻すリターンスプリング１０４からなっており、第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately disposed between the
Ａ３の変速形態は図１４の速度線図で示されるように、前進８速のため前進１速段の減速比が大きくさらに前進８速段を小さくとれるよう減速用遊星歯車４０の減速比を２前後とし、第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの位置関係を構成要素Ａ、Ｂ間と構成要素Ｂ、Ｃ間の比率と構成要素Ｃ、Ｄ間と構成要素Ｂ、Ｃ間の比率を１．６前後としたものである。尚、一般車両では変速装置の変速比は変速装置からタイヤまでに配される終減速比も考慮し６〜０．６が適切とされる。したがって図１４のようにＺＲ１／ＺＳ１＝１．６３６、ＺＲ２／ＺＳ２＝１．５７１、ＺＲ０／ＺＳ０＝２．０６３にとれば前進1速段４．９９１から前進８速段０．６２１の前進１速を前進８速段の変速比で除したギアレンジが８．０４となるＡ１、Ａ２の変速形態以上のワイドなものが選定できる。
As shown in the speed diagram of FIG. 14, the speed change mode of A3 is that the reduction ratio of the
Ａ３の変速形態における１ｓｔ（前進１速段）から８ｔｈ（前進８速段）及びＲｅｖ（後進段）の作動と変速比を示す図１４において、Ａ２の前進６速の変速形態にクラッチＣ４を介して入力軸３の非減速回転を構成要素Ａに入力したもので、クラッチ、ブレーキの締結要素はＣ１、Ｃ４とＣ２、Ｃ４の締結による２種の変速段が追加される。したがって、締結要素はＣ１、Ｃ４の締結が前進４速段となりＣ２、Ｃ４の締結が前進６速段となる。つまり、Ａ２の変速形態の前進４速段は前進５速段となり、前進５，６速段が前進７、８速段となる。尚、Ｂ１、Ｃ４の締結でも後進の高速段が得られるが、通常車両では利用する必要がないためここでは記さなかった。
In FIG. 14 showing the operation and the gear ratio from 1st (first forward speed) to 8th (eight forward speed) and Rev (reverse speed) in the speed change mode of A3, the shift speed mode of A2 is changed to 6th speed forward via the clutch C4. Thus, the non-decelerated rotation of the
Ａ３の変速形態の特色として構成要素Ａの同一要素に入力軸３の減速回転と非減速回転の2種がクラッチＣ３、Ｃ４を介して入力する点にある。構成要素Ａに2種の回転が同時に入力することは有得ないことより、クラッチドラムを共通の出力としピストンを重ね合わせた２連クラッチＣ３、Ｃ４の適用が考えられる。本発明ではリングギア４３の外周延材部を挟んで円周方向に２段となるクラッチドラムとしたことでより一層のコンパクト化を実現している。ピストンを重ね合わせる方式では遠心油圧キャンセラー室とリターンスプリングが共用化できシンプル・コンパクトとなるが、これにとどまらず変速特性が良くなる利点がある。前進３速段と４速段及び前進６速段と７速段の変速ではクラッチＣ３とクラッチＣ４の切り換えで変速が行われる。クラッチＣ４の油圧室はクラッチＣ４のピストン８５とクラッチＣ３のピストン７６とで形成されるためクラッチＣ４の油圧室の作動油圧が両ピストンに作用する。つまりクラッチＣ４の締結力を加えるようピストン８５に作用する作動油圧はクラッチＣ３の締結力を減少するようピストン７６に作用する。クラッチＣ３を開放してクラッチＣ４を締結する場合クラッチＣ４の油圧を上げることで自動的にクラッチＣ３を開放し、クラッチＣ４を開放してクラッチＣ３を締結する場合クラッチＣ４の油圧を下げることで自動的にクラッチＣ３を締結してクラッチＣ３とＣ４を切り換えて変速する前進３速と４速の間及び前進６速と７速の間のスムースな変速制御が可能となる。この変速制御特性は本件発明者が特願２００６−１８０５９０の図２９で詳細説明をしている。
A characteristic of the speed change mode of A3 is that two types of rotation of the
Ａ３の変速形態において、減速比が大きくとれる前進１速段では減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．９４倍に増幅され第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に加わる。しかし、Ａ１の変速形態ではＺＲ２／ＺＳ２＝２．２５に対しＡ３の変速形態ではＺＲ２／ＺＳ２＝１．５７１であるためリングギアの径を同じとすればサンギアＳ２の径は２．２５／１．５７１＝１．４３倍となる。しかし、図２３に示すようにピニオン遊星歯車の個数をＡ１の変速形態の図２１に示す４個の１．５倍の６個としているので強度的には１．４３×１．５＝２．１４と入力トルクが１．９４倍となってもＡ１の変速形態より有利になる。第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１には減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．９４倍に増幅されさらに第２遊星歯車列３０で約１．５７１倍の１．９４×１．５７１＝３．０５倍に入力トルクが増幅される。２．２５倍に入力トルクが増幅されサンギアＳ１に加わるＡ１の変速形態より１．３５倍強度が足りなくなる。ピニオン遊星歯車の個数を８個にすれば強度的には同等となるが、ギアレンジが８．０４と十分牽引力が確保できる大きさのためトルクコンバータによるトルク増幅が必要なくなる。減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．９４倍に増幅されるためクラッチＣ１、ブレーキＢ１のトルク容量も増やさねばならないが、トルクコンバータによる通常１．８倍前後のストールトルク比特性を持つトルク増幅をなくすと容量も押さえることができる。
In the speed change mode of A3, at the first forward speed where the reduction ratio is large, the input torque is amplified 1.94 times by the reduction
そこで、図１５に示すようにトルクコンバータに代えてインペラとタービンの２個の羽根車からなるトルク増幅のない流体継ぎ手１０を流体伝導装置に用いる。流体継ぎ手はトルクコンバータにおけるトルク増幅のためのリアクタ羽根車及びワンウェイクラッチがないためその分軸方向が短縮できる。加えてリアクタ羽根車によるインペラ羽根車への入力トルクの減少作用が働かないため羽根車のトーラス断面も小さく出来、重量及びコスト面で有利となる。円周方向に２段となるクラッチドラムとピストンを軸方向に重ね合わせてコンパクト化とコストダウンを図り前進８速段としたが、前進６速段と比べクラッチＣ４を追加したため軸方向の長さとコスト及び重量面では不利となる。当然クラッチ４に繋がる第１構成要素のイナーシャも増え、変速に際しては変速装置における回転部位のイナーシャを吸収する必要があるため、各クラッチ及びブレーキの容量も前進６速に比べ大きくしなければならない。しかし、流体継ぎ手では入力軸３と一体となるタービンのトーラス断面が小さくできタービンのイナーシャが小さくなるためトルクコンバータを用いる前進６速と比べ各クラッチ及びブレーキのイナーシャ吸収容量を大きくする必要はない。流体継ぎ手１０を流体伝導装置に用いることで軸方向の長さ及び重量は前進６速段より有利となりコストは油圧制御部のみ高くなるだけで済む。当然ギアレンジが８．０４と大きく各変速段の段間差も小さくなるため発進以外のフルロックアップによる原動機直結も可能となり燃費の向上が図れる。
Therefore, as shown in FIG. 15, instead of the torque converter, a fluid joint 10 having two torque impellers and an impeller without a torque amplification is used for the fluid conduction device. Since the fluid coupling does not have a reactor impeller and a one-way clutch for torque amplification in the torque converter, its axial direction can be shortened. In addition, since the reactor impeller does not reduce the input torque to the impeller impeller, the torus cross section of the impeller can be made small, which is advantageous in terms of weight and cost. The clutch drum and piston, which have two stages in the circumferential direction, are overlapped in the axial direction to achieve compactness and cost reduction to achieve the eighth forward speed. However, compared to the sixth forward speed, the clutch C4 is added, so the axial length This is disadvantageous in terms of cost and weight. Naturally, the inertia of the first component connected to the clutch 4 also increases, and it is necessary to absorb the inertia of the rotating part of the transmission when shifting, and therefore the capacity of each clutch and brake must be larger than that of the sixth forward speed. However, in the fluid joint, the torus cross section of the turbine integrated with the
図２４はＡ３の変速形態における第１及び第２遊星歯車列２０、３０の第１と第４構成要素への入力装置部ＲＥを図４の如く変速装置の後方に配した入力装置部ＲＥの詳細である。図２４はＡ３の変速形態の入力装置部ＲＥを変速装置の前方に配した図１６を変速装機ケース１ｂ中央の側壁に対し対象に配したもので、図１６の保持部材２ａ、２ｂ、２ｃが図２４ではリアケース１ｃとなる以外同一である。
FIG. 24 shows an input device section RE in which the input device section RE to the first and fourth components of the first and second
Ａ２の変速形態の構成要素Ｄに、減速回転に加え非減速回転を入力して前進１０速とした特許文献８と同じ変速形態をＡ４とし図１７から図１９及び図２５に示す。図１７の速度線図の構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄは変速形態をＡ１とする図５と同じ第１、第２遊星歯車列２０、３０の構成要素である。したがって、第１、第２遊星歯車列２０、３０とクラッチＣ２、ブレーキＢ１及びワンウェイクラッチＯＷＣの配置はＡ１の変速形態と同じくできる。入力軸３の回転は直接クラッチＣ２を介して第２構成要素Ｂ及びダブルピニオン遊星歯車からなる減速用遊星歯車４０の遊星キャリアＰ０に入力されると同時に遊星キャリアＰ０からクラッチＣ４を介して第４構成要素Ｄに入力され、サンギアＳ０を固定した減速用遊星歯車４０のリングギアＲ０を介した入力軸３の減速回転はクラッチＣ１、Ｃ３を介して第４、第１構成要素Ｄ、Ａに入力され、第１、第２構成要素Ａ，ＢはブレーキＢ２、Ｂ１で制動される。ここで、多様な形態をとる第１と第４構成要素の入力装置部ＲＥは減速用遊星歯車４０と、クラッチＣ１、Ｃ３、Ｃ４と、ブレーキＢ２とからなっている。図１７の模式図及び図１８は図１、図３の空白となる入力装置部ＲＥにＡ４タイプの構造を挿入したものである。
FIG. 17 to FIG. 19 and FIG. 25 show the same speed change form as that of
Ａ４タイプの入力装置部ＲＥを多段自動変速装置前方に配した図１８と図１８の詳細を示す図１９において、トルクコンバータケース1ａとチャージングポンプを保持する保持部材２ａが変速機ケース１ｂにボルト締めされ、ボス部が変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に円筒状に延材され流体継ぎ手１０及び入力軸３を軸支する保持部材２ｃを圧入する保持部材２ｂが保持部材２ａにボルト締めされ、基本形態はＡ１と同じとなる。保持部材２ｂのボス部外周には保持部材２ａ側から順にクラッチＣ３と減速用遊星歯車４０及びクラッチＣ１、Ｃ４の２連クラッチが配される。保持部材２ｂのボス部外周に配された減速用遊星歯車４０は、保持部材２ｂのボス部外周にスプラインで固定されるサンギアＳ０（４１）と、リティニングリング４８で係止される側板４７及びスラストニードルベアリングにより軸方向が保持されるリングギアＲ０（４３）と、サンギアＳ０とリングギアＲ０との間を噛み合い連結するピニオン遊星歯車４２ａ、４２ｂのダブルピニオン遊星歯車を軸支する遊星キャリアＰ０からなり、遊星キャリアＰ０のサイド部材４５ａが保持部材２ｂのボス部外周に沿って延材され入力軸３と芯出しのための嵌め合い部を設けて保持部材２ｂのボス部外周に軸受け４ｎで回転自在に軸支される連結部材Ｘ（４６）として入力軸３にスプライン連結される。
18 and FIG. 19 showing the details of FIG. 18 in which an A4 type input device RE is arranged in front of the multi-stage automatic transmission, a holding
クラッチＣ３は、保持部材２ｂのボス部外周に軸受け４ｍで回転自在に軸支される円筒部材７５に一体として溶着され変速機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に開口部を有するクラッチドラム７４と、リングギア４３の外周スプラインに係止される摩擦部材７１と、摩擦部材７１との間に交互に配されクラッチドラム７４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート７２ｂとリティニングリング７３で係止される摩擦部材７２ａと、クラッチドラム７４との間に油圧室を形成し摩擦部材７２ａを押圧するピストン７６と、ピストン７６との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング７９で円筒部材７５に係止されるキャンセラープレート７７と、ピストン７６とキャンセラープレート７７との間に配されピストン７６を開放状態に戻すリターンスプリング７８とからなっており、リングギアＲ０と第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚ（１２）との締結及び開放をつかさどる。
The clutch C3 is integrally welded to a
クラッチＣ１、Ｃ４の２連クラッチは、クラッチＣ３のクラッチドラム７４と相対抗する開口部を有し連結部材Ｘの外周に軸受け４ｈで回転自在に軸支され連結部材Ｘの外周に沿って形成される連結部材Ｙ（１１）に一体として溶着されるクラッチドラム５４と、リングギアＲ０の外周を変速装機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に延材し外周スプラインに係止される摩擦部材５１と、摩擦部材５１との間に交互に配されクラッチドラム５４の外周円筒部内側スプラインにエンドプレート５２ｂとリティニングリング５３で係止される摩擦部材５２ａと、クラッチドラム５４の側壁から一定距離で複数のスタッドピン５５により一体として逆Ｌ字断面鍔状の側壁を絞め固定されリングギア４３の外周延材部の内周径方向内側に設けたクラッチＣ４のクラッチドラム８４と、クラッチドラム８４の円筒部内側スプラインにエンドプレート８２ｂとリティニングリング８３で係止される摩擦部材８２ａと、摩擦部材８２ａとの間に交互に配され連結部材Ｘにスプライン連結したクラッチハブ４５ｃの外周スプラインに係止される摩擦部材８１と、クラッチドラム５４、８４間の複数のスタッドピン５５を貫通し軸方向に移動可能でクラッチドラム５４との間に油圧室を形成し摩擦部材５２ｃを押圧するピストン５６と、ピストン５６との間に油圧室を形成し摩擦部材８２ａを押圧するピストン８５と、ピストン８５との間に遠心油圧キャンセラー室を形成しリティニングリング８８で連結部材Ｙに係止されるキャンセラープレート８６と、ピストン８５とキャンセラープレート８６との間に配されピストン８５、５６を開放状態に戻すリターンスプリング８７とからなっており、クラッチＣ１はリングギアＲ０と、クラッチＣ４は遊星キャリアＰ０とクラッチドラム７４を介して第１、第２遊星歯車列２０、３０の第４構成要素を形成するサンギアＳ２と連結する連結部材Ｙとの締結及び開放をつかさどる。
The double clutches of the clutches C1 and C4 have openings that oppose the
尚、クラッチＣ１、Ｃ４のクラッチドラム５４、８４はリングギア４３の外周延材部を挟んで円周方向に２段となるクラッチドラムとしてスタッドピン５５により一体形成され、クラッチドラム５４とピストン５６との間及びピストン５６とピストン８５との間、ピストン８５とキャンセラープレート８６との間に形成される油圧室には保持部材２ｂのボス部外周から連結部材Ｘを介して作動油が供給され油圧サーボを形成する。本案では２連クラッチＣ１、Ｃ４のクラッチドラム５４、８４をスタッドピン５５で一体的に連結したが請求項７における２連クラッチＣ１、Ｃ４では本案に限らず別の方式でリングギア４３の外周延材部を挟んで円周方向に２段となるよう連結しピストン８５、５６及びキャンセラープレート８６を重ね合わせて配してもよいとしている。
The
クラッチＣ３のクラッチドラム７４と第１遊星歯車列２０のサンギアＳ１を連結する連結部材Ｚ（１２）はクラッチドラム７４の外周にスプライン連結されクラッチＣ１のクラッチドラム５４の外周径方向外側を変速装機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁まで筒状に延材され側壁とクラッチドラム５４の間を内周方向に延材しサンギアＳ１の延材部とスプライン連結するとともに連結部材Ｙ上で軸受け４ｊにより回転自在に軸支される。
A connecting member Z (12) for connecting the
ブレーキＢ２は連結部材Ｚの外周スプラインの変速装機ケース１ｂ中央のＬ字型の側壁側に係止される摩擦部材１０１と、摩擦部材１０１との間に交互に配され変速装機ケース１ｂの内周部に形成されたスプライン形状の複数の歯に係止される摩擦部材１０２ａと、側壁側端に配されたエンドプレート１０２ｂと、保持部材２ａに配されクラッチドラム７４の外周径方向外側に延材して摩擦部材１０１、１０２ａを押圧するピストン１０３と、リティニングリング１０６で保持部材２ａに係止されるプレート１０５と、ピストン１０３を開放状態に戻すリターンスプリング１０４からなっており、第１、第２遊星歯車列２０、３０の第１構成要素を形成する一方のサンギアＳ１と連結する連結部材Ｚの制動及び開放をつかさどる。
The brake B2 is alternately disposed between the
Ａ４とＡ３の変速形態における入力装置部ＲＥの構造の違いはクラッチＣ４のクラッチドラム８４がクラッチＣ１のクラッチドラム５４と一体に連結されるかクラッチＣ３のクラッチドラム７４と一体に連結されるかであり、２連クラッチＣ１、Ｃ４及びＣ３、Ｃ４の構造は同じとなる。
The difference in the structure of the input device RE in the transmission modes A4 and A3 is whether the
Ａ４の変速形態は図１７の速度線図で示されるように、Ａ３の変速形態と同様の理由で構成要素Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの位置関係をＡ３の変速形態と同じくする。したがってＡ３の変速形態同様前進1速段４．９９１から前進１０速段０．６２１の前進１速を前進１０速段の減速比で除したギアレンジが８．０４となるＡ１、Ａ２の変速形態以上のワイドなものが選定できる。 As shown in the speed diagram of FIG. 17, the speed change form of A4 makes the positional relationship of the components A, B, C, and D the same as the speed change form of A3 for the same reason as the speed change form of A3. Therefore, as in the gear shift mode A3, the gear range obtained by dividing the first forward speed from the first forward speed 4.991 to the forward 10th speed stage 0.621 by the reduction ratio of the forward 10th speed stage is 8.04. Can be selected.
Ａ４の変速形態における１ｓｔ（前進１速段）から１０ｔｈ（前進１０速段）及びＲｅｖ（後進段）の作動と減速比を示す図１７において、Ａ２の前進６速の変速形態にクラッチＣ４を介して入力軸３の非減速回転を構成要素Ｄに入力したもので、クラッチ、ブレーキの締結要素はＣ４、Ｂ１とＣ４、Ｂ２及びＣ４、Ｃ３さらにＣ４、Ｃ２の締結による４種の変速段が追加される。したがって、締結要素はＣ４、Ｂ１の締結が前進３速段となりＣ４、Ｂ２の締結が前進５速段となりＣ４、Ｃ３締結が前進７速段となりＣ４、Ｃ２の締結が前進８速段となる。つまり、Ａ２の変速形態の前進３速段が前進４速段となり、前進４速段が前進６速段となり、前進５，６速段が前進９、１０速段となる。また、Ａ４の変速形態はＡ１とＡ２の変速形態を合わせたものであり、両方の変速形態の特性を有する。
In FIG. 17 showing the operation and the reduction ratio from 1st (first forward speed) to 10th (10th forward speed) and Rev (reverse speed) in the A4 speed change mode, the A6 speed change mode of 6th speed is connected via the clutch C4. The non-decelerated rotation of the
通常変速は変速特性悪化を避けるため２個の締結要素の１個を切り換えることで行われる。図１７のＡ〜Ｅの変速パターンを示した表は、クラッチＣ１から始まるＡ２の変速形態をＡ１の変速形態であるクラッチＣ４に切り換えるその変速段位置を変えたものである。クラッチＣ１は１ｓｔ、２ｎｄ、４ｔｈ、６ｔｈのＡ２変速形態の４変速段で締結し、クラッチＣ４は３ｒｄ、５ｔｈ、７ｔｈ、８ｔｈのＡ１変速形態の４変速段で締結しそれぞれ締結要素の１個を切り換えることで変速が行われる。変速パターンＡではＡ２変速形態の１ｓｔからＡ１変速形態の３ｒｄ、５ｔｈ、７ｔｈ、８ｔｈに変速し、変速パターンＢではＡ２変速形態の１ｓｔ、２ｎｄ、４ｔｈからＡ１変速形態の６ｔｈ、８ｔｈに変速し、変速パターンＣではＡ２変速形態の１ｓｔ、２ｎｄからＡ１変速形態の５ｔｈ、７ｔｈ、８ｔｈに変速し、変速パターンＤではＡ２変速形態の１ｓｔ、２ｎｄ、４ｔｈからＡ１変速形態の７ｔｈ、８ｔｈに変速し、変速パターンＥでは３ｒｄの締結要素クラッチＣ４とブレーキＢ１のブレーキＢ１の代わりに自動的に切り換わり変速特性のよいワンウェイクラッチＯＷＣを用いたものを変速パターンＡに追加し、Ａ１、Ａ２変速形態共通の９ｔｈ、１０ｔｈを含めて１ｓｔの変速比を１０ｔｈの変速比で割った値が８．０４とワイドになる前進７速段又は８速段とした。 The normal shift is performed by switching one of the two fastening elements to avoid deterioration of the shift characteristic. The table showing the shift patterns A to E in FIG. 17 is obtained by changing the shift position for switching the shift mode A2 starting from the clutch C1 to the clutch C4 which is the shift mode A1. Clutch C1 is engaged at 4th gear stage of 1st, 2nd, 4th, 6th A2 speed change mode, and clutch C4 is engaged at 4th speed stage of 3rd, 5th, 7th, 8th A1 speed change mode, and each one of the engaging elements is engaged. Shifting is performed by switching. In the shift pattern A, the gear shifts from 1st in the A2 shift mode to 3rd, 5th, 7th, 8th in the A1 shift mode, and in the shift pattern B, shifts from 1st, 2nd, 4th in the A2 shift mode to 6th, 8th in the A1 shift mode, In the shift pattern C, the A2 shift mode 1st, 2nd shifts to the A1 shift mode 5th, 7th, 8th, and in the shift pattern D, the A2 shift mode 1st, 2nd, 4th shifts to the A1 shift mode 7th, 8th, In the shift pattern E, a one-way clutch OWC having a good shift characteristic is automatically added instead of the 3rd engagement element clutch C4 and the brake B1 of the brake B1, and is added to the shift pattern A. The value obtained by dividing the 1st transmission ratio including 9th and 10th by the 10th transmission ratio is 8.04. It was the seventh forward speed or 8-speed stage to become a de.
Ａ４の変速形態の特色として構成要素Ｄの同一要素に入力軸３の減速回転と非減速回転の2種がクラッチＣ１、Ｃ４を介して入力する点にある。構成要素Ｄに2種の回転が同時に入力することは有得ないことより、クラッチドラムを共通の出力としピストンを重ね合わせた２連クラッチＣ１、Ｃ４の適用が考えられる。前項で述べたＡからＥの変速パターンはクラッチＣ１とＣ４をどの変速段で切り換えるかにより５種類のパターンが生じるもので、クラッチＣ１とＣ４の切り換え以外の変速はＡ１、Ａ２の変速形態と同じとなる。クラッチＣ１とＣ４の切り換えはＡ３の変速形態で述べたクラッチＣ３とＣ４の切り換えと同じく独立したクラッチの切り換え制御より簡単でスムースな変速が可能となる。
A feature of the speed change mode of A4 is that two types of rotation of the
Ａ４の変速形態において、減速比が大きくとれる前進１速段では減速用遊星歯車４０で入力トルクが１．９４倍に増幅され第２遊星歯車列３０のサンギアＳ２に加わり、Ａ３の変速形態で述べた如くＡ３の変速形態と同じ力が各歯車に作用するため説明は省略する。但しクラッチＣ１からＣ４に切り換わった後は動力が減速用遊星歯車４０を通過しないため各歯車に作用する力が減少する。加えてＡ１の変速形態ではＺＲ２／ＺＳ２＝２．２５に対しＡ４の変速形態ではＺＲ２／ＺＳ２＝１．５７１であるためリングギアの径を同じとすればサンギアＳ２の径は２．２５／１．５７１＝１．４３倍となりＡ１の変速形態より１．４３倍強度的に有利となる。Ａ３及びＡ４の変速形態における変速比は類似しているがＡ４の変速形態の方が強度的には有利となる。尚、ギアレンジが８．０４と十分牽引力が確保できる大きさのためトルクコンバータによるトルク増幅が必要なくなる点Ａ３の変速形態と同じでありトルクコンバータを用いる必要もなくなる。
In the A4 speed change mode, at the first forward speed with a large reduction ratio, the input
そこで、図１８に示すようにトルクコンバータに代えてインペラとタービンの２個の羽根車からなるトルク増幅のない流体継ぎ手１０を流体伝導装置に用いることで、軸方向の長さと重量面でＡ１、Ａ２の前進６速段の変速形態より有利にすることができる。又、各クラッチ及びブレーキの変速時のイナーシャ吸収容量もＡ３の変速形態と同じで大きくする必要はない。当然ギアレンジが８．０４と大きく各変速段の段間差も小さくなるため発進以外のフルロックアップによる原動機直結も可能となり燃費の向上が図れる。
Therefore, as shown in FIG. 18, instead of the torque converter, a
図２５はＡ４の変速形態における第１及び第２遊星歯車列２０、３０の第１と第４構成要素への入力装置部ＲＥを図４の如く変速装置の後方に配した入力装置部ＲＥの詳細である。図２５はＡ４の変速形態の入力装置部ＲＥを変速装置の前方に配した図１９を変速装機ケース１ｂ中央の側壁に対し対象に配したもので、図１９の保持部材２ａ、２ｂ、２ｃが図２５ではリアケース１ｃとなる以外同一である。
FIG. 25 shows an input device unit RE in which the input device unit RE to the first and fourth components of the first and second
１ａ トルクコンバータケース
１ｂ 変速機ケース
１ｃ リアケース
２ａ、２ｂ、２ｃ 保持部材
３ 入力軸
１０ トルクコンバータ、流体継ぎ手
２０ 第１遊星歯車列
３０ 第２遊星歯車列
４０ 減速用遊星歯車
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４ クラッチ
Ｂ１、Ｂ２ ブレーキ
1a
Claims (8)
第２構成要素に入力軸（３）の回転を選択的に入力し、第１及び第４構成要素に前記入力軸（３）の回転、または減速用遊星歯車（４０）を介した前記入力軸（３）の減速回転を選択的に入力し、第１及び第２構成要素を選択的に制動し、第３構成要素を出力する多段自動変速装置であって、
前記入力軸（３）を変速機ケースの両端で軸支し、前記変速機ケースの軸方向中央部に第３構成要素と連結したカウンターギア（５）を軸支する側壁を設け、
前記側壁の一方側の前記入力軸（３）と同軸上に、前記カウンターギア（５）と、前記カウンターギア（５）側から軸方向順に配した、第１遊星歯車列（２０）と第２遊星歯車列（３０）及び第２構成要素に前記入力軸（３）の回転を入力する第２クラッチ（Ｃ２）と、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の外周側に配した、第２構成要素を制動するワンウェイクラッチＯＷＣ及び第１ブレーキ（Ｂ１）と、からなる主変速装置を配し、
前記側壁の他方側の前記入力軸（３）と同軸上に、前記減速用遊星歯車（４０）と、第４構成要素に前記入力軸（３）の回転を入力する第１クラッチ（Ｃ１）と、第１構成要素に前記減速用遊星歯車（４０）を介した前記入力軸（３）の減速回転を入力する第３クラッチ（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第１入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の前記入力軸（３）と同軸上に、前記減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に前記減速用遊星歯車（４０）を介した前記入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、からなる第２入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の入力軸３と同軸上に、前記減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に前記減速用遊星歯車（４０）を介した前記入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第１構成要素に前記入力軸（３）の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第３入力装置を配し、
または、前記側壁の他方側の前記入力軸（３）と同軸上に、前記減速用遊星歯車（４０）と、第４と第１構成要素に前記減速用遊星歯車（４０）を介した前記入力軸（３）の減速回転を入力する第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）と、第１構成要素を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）と、第４構成要素に前記入力軸３の回転を入力する第４クラッチ（Ｃ４）と、からなる第４入力装置を配し、
前記主変速装置と第１または第２入力装置の、前記第１、第２、第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進６速後進１速の変速段を得るようになし、
前記主変速装置と第３入力装置の、前記第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進８速後進１速の変速段を得るようになし、
前記主変速装置と第４入力装置の、前記第１、第２、第３、第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ２）、（Ｃ３）、（Ｃ４）または第１、第２ブレーキ（Ｂ１）、（Ｂ２）及びワンウェイクラッチＯＷＣの何れか２個を選択的に締結することにより前進１０速後進１速の変速段を得るようになした多段自動変速装置。 The first sun gear (S1 ) of the first planetary gear train (20) of the first and second planetary gear trains (20), (30) comprising a sun gear, a planet carrier supporting a single pinion planetary gear, and a ring gear. ) and by connecting the second second ring gear of the planetary gear train (30) (R2) as a first component, a first planetary carrier of the first planetary gear train (20) (P1) second planetary gear train The second planetary carrier (P2) of (30) is connected as a second component, the first ring gear (R1) of the first planetary gear train (20 ) is the third component, and the second planetary gear train ( 30) the second sun gear (S2) as the fourth component,
The rotation of the input shaft (3) is selectively input to the second component, and the input shaft via the rotation of the input shaft (3) or the reduction planetary gear (40) is input to the first and fourth components. A multi-stage automatic transmission that selectively inputs the reduced rotation of (3), selectively brakes the first and second components, and outputs the third component,
The input shaft (3) is pivotally supported at both ends of the transmission case, and a side wall for pivotally supporting the counter gear (5) connected to the third component is provided at an axially central portion of the transmission case,
A first planetary gear train (20) and a second planetary gear train (5) arranged coaxially with the input shaft (3) on one side of the side wall in the axial direction from the counter gear (5) side. A second clutch (C2) for inputting rotation of the input shaft (3) to the planetary gear train (30) and the second component, and on the outer peripheral side of the first and second planetary gear trains (20), (30) A one-way clutch OWC for braking the second component and a first brake (B1),
The reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and a first clutch (C1) for inputting rotation of the input shaft (3) to a fourth component A third clutch (C3) for inputting a reduced rotation of the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) to the first component, and a second brake (B2) for braking the first component. A first input device comprising:
Or, the input through the reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. A second input device comprising a first and third clutches (C1) and (C3) for inputting a decelerated rotation of the shaft (3) and a second brake (B2) for braking the first component;
Or, the input planetary gear (40) coaxially with the input shaft 3 on the other side of the side wall, and the input shaft (3) via the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. ) Input the decelerated rotation of the first and third clutches (C1) and (C3), the second brake (B2) for braking the first component, and the rotation of the input shaft (3) to the first component A third input device comprising a fourth clutch (C4) for inputting
Or, the input through the reduction planetary gear (40) coaxially with the input shaft (3) on the other side of the side wall, and the reduction planetary gear (40) in the fourth and first components. The first and third clutches (C1) and (C3) for inputting the decelerated rotation of the shaft (3), the second brake (B2) for braking the first component, and the fourth component of the input shaft 3 A fourth input device comprising a fourth clutch (C4) for inputting rotation;
The first, second and third clutches (C1), (C2), (C3) or the first and second brakes (B1), (B2) of the main transmission and the first or second input device; By selectively engaging any two of the one-way clutch OWC, a forward 6-speed reverse 1-speed gear stage is obtained,
The first, second, third and fourth clutches (C1), (C2), (C3), (C4) or the first and second brakes (B1) of the main transmission and the third input device, (B2) and any one of the one-way clutch OWC are selectively engaged to obtain a forward speed of 8 speeds and a reverse speed of 1 speed,
The first, second, third and fourth clutches (C1), (C2), (C3) and (C4) or the first and second brakes (B1) of the main transmission and the fourth input device, (B2) and the one-way clutch OWC, a multi-stage automatic transmission that can obtain a gear position of 10 forward speeds and 1 reverse speed by selectively engaging two of them.
前記側壁の一方側に配される前記主変速装置は、前記カウンターギア（５）が、内周をＬ字状に曲げられた前記側壁のＬ字状円筒外周部で軸支され、
第１構成要素を形成する第１サンギア（Ｓ１）と第２リングギア（Ｒ２）が、第１及び第２遊星歯車列（２０）、（３０）の軸間で連結されるとともに、第１サンギア（Ｓ１）が前記側壁側に円筒状に延材されて第３連結部材（Ｚ）と連結され、
第２構成要素を形成する第１と第２遊星キャリア（Ｐ１）、（Ｐ２）が、第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側を通って連結されて、第２クラッチ（Ｃ２）の前記摩擦部材を第２遊星歯車列（３０）の外周径方向外側で係止させるとともに、第１遊星歯車列（２０）の外周径方向外側に延材されて前記変速機ケースとの間にワンウェイクラッチＯＷＣと第１ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材を係止させ、
第４構成要素を形成する第２サンギア（Ｓ２）が、前記側壁側に円筒状に延材する第２連結部材（Ｙ）と連結され、
第３構成要素を形成する第１リングギア（Ｒ１）が、前記カウンターギア（５）に連結され、
前記入力軸（３）に第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムが連結されるとともに、第２クラッチ（Ｃ２）の油圧サーボに、前記側壁の一方側となる前記リアケースまたは隔壁から油圧が供給され、第２クラッチ（Ｃ２）のクラッチドラムの外周径方向外側の前記リアケースまたは隔壁に第１ブレーキ（Ｂ１）の油圧サーボが設けられ、
前記入力軸（３）の外周方向に順に、第２連結部材（Ｙ）と、第２遊星キャリア（Ｐ２）の第１遊星歯車列（２０）側のサイド部材の環状延材部と、第３連結部材（Ｚ）と連結する第１サンギア（Ｓ１）とを配し、第２連結部材（Ｙ）を前記入力軸（３）で軸支し、前記サイド部材の環状延材部を第２連結部材（Ｙ）で軸支し、第１サンギア（Ｓ１）を前記サイド部材の環状延材部と第２連結部材（Ｙ）で軸支するようになした請求項１に記載の多段自動変速装置。 In the transmission case, a partition that separates the torque converter chamber and the transmission chamber from the front, and a rear case that seals the transmission chamber from the rear are detachably arranged. The input shaft (3 )
In the main transmission arranged on one side of the side wall, the counter gear (5) is pivotally supported by an L-shaped cylindrical outer peripheral portion of the side wall whose inner periphery is bent in an L shape,
The first sun gear (S1) and the second ring gear (R2) forming the first component are connected between the shafts of the first and second planetary gear trains (20) and (30), and the first sun gear (S1) is formed in a cylindrical shape on the side wall and connected to the third connecting member (Z),
The first and second planet carriers (P1) and (P2) forming the second component are connected to each other through the outer periphery in the outer peripheral radial direction of the second planetary gear train (30), and the second clutch (C2) The friction member is locked on the outer side in the outer peripheral radial direction of the second planetary gear train (30), and is extended to the outer side in the outer peripheral radial direction of the first planetary gear train (20) so as to be one-way between the transmission case and the transmission case. The friction member of the clutch OWC and the first brake (B1) is locked,
The second sun gear (S2) forming the fourth component is connected to the second connecting member (Y) extending cylindrically on the side wall side,
A first ring gear (R1) forming a third component is connected to the counter gear (5);
A clutch drum of the second clutch (C2) is connected to the input shaft (3), and hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the second clutch (C2) from the rear case or the partition wall on one side of the side wall. A hydraulic servo of the first brake (B1) is provided on the rear case or partition wall on the outer peripheral radial direction of the clutch drum of the second clutch (C2),
In order in the outer circumferential direction of the input shaft (3), the second connecting member (Y), the annular member of the side member on the first planetary gear train (20) side of the second planet carrier (P2), and the third The first sun gear (S1) to be connected to the connecting member (Z) is arranged, the second connecting member (Y) is pivotally supported by the input shaft (3), and the annular elongated member portion of the side member is second connected. The multi-stage automatic transmission according to claim 1, wherein the multi-stage automatic transmission is supported by a member (Y) and the first sun gear (S1) is supported by an annular extending member of the side member and a second connecting member (Y). .
前記減速用遊星歯車（４０）の入力要素を連結する第１連結部材（Ｘ）を前記入力軸（３）にスプライン連結し、前記隔壁またはリアケース側から前記側壁に沿って順に第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）を配し、前記側壁側の前記変速機ケースとの間に第３連結部材（Ｚ）を制動する第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を配し、前記隔壁またはリアケースに第２ブレーキ（Ｂ２）の油圧サーボを配した請求項１に記載の多段自動変速装置。 The first, second, third, and fourth input devices arranged on the other side of the side wall include the reduction planetary gear (40) that is a constituent part and the first, third, or fourth clutch (C1). , (C3), (C4), and the second brake (B2), the outer periphery of a cylindrical boss portion in which the partition wall or rear case inner periphery on the other side of the side wall is cylindrically extended to the side wall side Arranged on the side, pivotally supports one end of the input shaft (3) at the inner periphery of the cylindrical boss portion, and fixes the fixing element of the reduction planetary gear (40) at the outer periphery of the cylindrical boss portion, An oil passage for supplying oil to the hydraulic servo of the first, third or fourth clutch (C1), (C3), (C4) is provided on the outer periphery of the cylindrical boss portion,
Said first coupling member for coupling the input element of the reduction planetary gear (40) to (X) spline connected to said input shaft (3), second and sequentially along said sidewall from said partition wall or the rear case side 3 the coupling member (Y), arranged friction member arranged (Z), a second brake for braking the third linking member (Z) between the transmission case of the side wall (B2), wherein The multi-stage automatic transmission according to claim 1, wherein a hydraulic servo of the second brake (B2) is arranged on the partition wall or the rear case .
前記減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）のダブルピニオン遊星歯車を挟む両サイド部材を第３リングギア（Ｒ０）のサイド部まで延材して第３リングギア（Ｒ０）を軸方向に保持し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の前記側壁側のサイド部材に一体となる第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを設けて第２連結部材（Ｙ）との間に摩擦部材を配するとともに、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材し第１連結部材（Ｘ）として前記入力軸（３）と連結し、
第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配し、第３リングギア（Ｒ０）との間に摩擦部材を配するとともに前記側壁側に延材して第３連結部材（Ｚ）と連結し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止した請求項３に記載の多段自動変速装置。 The first input device includes a third clutch (C3) and a double pinion planetary gear , which are arranged in order from the partition or rear case side to the cylindrical boss of the partition or rear case on the other side of the side wall . A planetary gear (40) and a first clutch (C1) are arranged ;
The third sun gear a (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the third sides members sandwiching the double pinion planetary gear of the planetary carrier (P0) of said reduction planetary gear (40) first 3-rolled material to the side of the ring gear (R0) third ring gear a (R0) and held in the axial direction, the first clutch to be integral with the third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) ( C1) a clutch drum is provided and a friction member is disposed between the clutch drum and the second connecting member (Y), and the first connecting member (X) is extended along the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case. coupled with the input shaft (3),
A clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the partition wall or the cylindrical boss portion of the rear case, and a friction member is disposed between the third ring gear (R0) and extends to the side wall side. Material to third coupled and the coupling member (Z), a multi-stage automatic transmission according to claim 3 which locks the friction member of the second brake (B2) to the outer peripheral portion.
前記減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３リングギア（Ｒ０）を第１連結部材（Ｘ）に連結し、
第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）共有の前記クラッチドラムを前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３遊星キャリア（Ｐ０）と連結し、前記減速用遊星歯車（４０）の外周径方向外側で第２と第３連結部材（Ｙ）、（Ｚ）の間に第１と第３クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ３）の摩擦部材を軸方向直列に配し、第３連結部材（Ｚ）を前記クラッチドラムの外周径方向外側に延材し、外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止した請求項３に記載の多段自動変速装置。 The second input device includes first and third clutches (C1) and (C3) that share a clutch drum in order from the partition wall or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition wall or rear case on the other side of the side wall. ) and the speed reduction planetary gear (40 composed of a single pinion planetary gear) and is arranged,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, and connecting the third ring gear a (R0) to the first coupling member (X),
The first and third clutch (C1), connected to the (C3) the third planetary carrier arranged rotatably to the clutch drum of the shared cylindrical boss outer periphery of said partition wall or the rear case (P0), for the reduction Friction members of the first and third clutches (C1) and (C3) are arranged in series in the axial direction between the second and third coupling members (Y) and (Z ) on the outer circumferential direction outer side of the planetary gear (40). The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein the third connecting member (Z) is extended outward in the outer circumferential radial direction of the clutch drum, and the friction member of the second brake (B2) is locked to the outer circumferential portion.
前記減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の前記側壁側のサイド部材を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を前記隔壁またはリアケース側に延材し、第３リングギア（Ｒ０）の前記外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第３と第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを設け、前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の前記延材外周部と円周方向に２段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第３クラッチ（Ｃ３）の摩擦部材を配し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の前記隔壁またはリアケース側のサイド部材に連結したクラッチハブと円周方向に２段となる前記クラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第３及び第４クラッチ（Ｃ３）、（Ｃ４）の前記摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となる前記クラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、
円周方向に２段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に前記側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止し、
第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側に第２連結部材（Ｙ）に連結する第１クラッチ（Ｃ１）のクラッチドラムを円周方向に２段となる前記クラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配した請求項３に記載の多段自動変速装置。 The third input device includes third and fourth clutches (C3) and (C4) that share a clutch drum in order from the partition wall or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition wall or rear case on the other side of the side wall. ) and, and the speed reduction planetary gear formed of a double pinion planetary gear (40), a first clutch (C1) and is arranged,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the partition or rear third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) Connected to the first connecting member (X) extending along the outer periphery of the cylindrical boss portion of the case , the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) is extended toward the partition wall or the rear case , and the third ring gear ( (R0) , the third and fourth clutches (C3) and (C4) having two stages in the circumferential direction across the outer peripheral extending material portion are provided, and a clutch drum that is shared and shared, and the cylindrical boss of the partition wall or the rear case A third clutch (C3) is disposed between the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) and the outer peripheral portion of the clutch drum which is arranged in two stages in the circumferential direction. arranged friction member, a third planet carrier The fourth friction member of the clutch (C4) between said partition wall or the inner circumferential side of the clutch drum of the clutch drum as a rear case of the side member clutch hub and circumferentially in two stages coupled to the P0) A piston that presses the friction member of the third and fourth clutches (C3), (C4) , and is arranged in an axial direction so as to overlap the side wall of the clutch drum having two stages in the circumferential direction;
A clutch drum on the outer periphery side of the clutch drum having two stages in the circumferential direction is connected to the third connecting member (Z), and the third connecting member (Z) is formed in a cylindrical shape toward the side wall so that the outer peripheral portion The friction member of the second brake (B2) is locked to
The opening portion of the clutch drum of the first clutch (C1) coupled to the second coupling member (Y) on the outer side in the outer peripheral radial direction of the first coupling member (X) is opposed to the clutch drum having two stages in the circumferential direction. The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein a friction member is arranged between the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) .
前記減速用遊星歯車（４０）の第３サンギア（Ｓ０）を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部の外周に固定し、第３遊星キャリア（Ｐ０）の前記側壁側のサイド部材を前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に沿って延材する第１連結部材（Ｘ）に連結し、第３リングギア（Ｒ０）の外周部を前記側壁側に延材し、
第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを前記隔壁またはリアケースの円筒ボス部外周に回転自在に配して第３リングギア（Ｒ０）の外周部との間に摩擦部材を配し、
第１連結部材（Ｘ）の外周径方向外側で第２連結部材（Ｙ）に連結し第３リングギア（Ｒ０）の前記外周延材部を挟んで円周方向に２段となる第１と第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）共有の一体となるクラッチドラムを第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムに開口部が対抗するように配し、第３リングギア（Ｒ０）の前記延材外周部と円周方向に２段となる前記クラッチドラムの外周側のクラッチドラムとの間に第１クラッチ（Ｃ１）の摩擦部材を配し、第１連結部材（Ｘ）に連結したクラッチハブと円周方向に２段となる前記クラッチドラムの内周側のクラッチドラムとの間に第４クラッチ（Ｃ４）の摩擦部材を配し、第１及び第４クラッチ（Ｃ１）、（Ｃ４）の前記摩擦部材を押圧するピストンを円周方向に２段となる前記クラッチドラムの側壁に軸方向に重ねて配し、
第３クラッチ（Ｃ３）のクラッチドラムを第３連結部材（Ｚ）に連結するとともに第３連結部材（Ｚ）を筒状に前記側壁側に延材して外周部に第２ブレーキ（Ｂ２）の摩擦部材を係止した請求項３に記載の多段自動変速装置。 The fourth input device includes the third clutch (C3) and the double pinion planetary gear in order from the partition or rear case side to the cylindrical boss portion of the partition or rear case on the other side of the side wall . The planetary gear (40) and the first and fourth clutches (C1) and (C4) sharing the clutch drum are arranged ,
It said third sun gear of the reduction planetary gear (40) and (S0) is fixed on the outer circumference of the cylindrical boss portion of the partition wall or the rear case, the partition or rear third side wall of the side member of the planetary carrier (P0) Connected to the first connecting member (X) extending along the outer periphery of the cylindrical boss portion of the case , extending the outer peripheral portion of the third ring gear (R0) toward the side wall,
A clutch drum of the third clutch (C3) is rotatably disposed on the outer periphery of the partition wall or the cylindrical boss portion of the rear case, and a friction member is disposed between the outer periphery of the third ring gear (R0) ,
First coupling member first to be two stages in the circumferential direction across the outer peripheral extension member portion of the outer peripheral radially outward by the second connecting member third ring gear connected to the (Y) (R0) of (X) and A clutch drum that is shared by the fourth clutches (C1) and (C4) is arranged so that the opening part faces the clutch drum of the third clutch (C3) , and the outer circumference of the extended material of the third ring gear (R0) A friction hub of the first clutch (C1) is arranged between the clutch drum on the outer periphery side of the clutch drum and the clutch drum having two stages in the circumferential direction, and the clutch hub connected to the first connection member (X) and the circle A friction member of the fourth clutch (C4) is arranged between the clutch drum on the inner peripheral side of the clutch drum, which has two stages in the circumferential direction, and the friction of the first and fourth clutches (C1) and (C4) . The clutched piston that presses the member has two stages in the circumferential direction. Disposed to overlap in the axial direction on the side wall of the arm,
The clutch drum of the third clutch (C3) is connected to the third connecting member (Z), and the third connecting member (Z) is formed in a cylindrical shape toward the side wall so that the second brake (B2) is provided on the outer periphery. The multi-stage automatic transmission according to claim 3, wherein the friction member is locked.
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