JP5221504B2 - Automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、変速段の多段化要求やギヤ比幅のワイド化要求がある車両の変速装置として適用される自動変速機に関するものである。 The present invention relates to an automatic transmission that is applied as a transmission device for a vehicle that has a request for multiple gears and a wide gear ratio.
従来、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成する自動変速機としては、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星歯車１つとシングルピニオン型遊星歯車１つ）と、４個のクラッチと、２個のブレーキを有するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, as an automatic transmission that achieves a forward 8-speed with three planets and six friction elements, a double pinion type planetary gear and a ravinio type planetary gear unit (one double pinion type planetary gear and one single pinion type planetary gear) ), Four clutches, and two brakes are known (for example, see Patent Document 1).
しかしながら、従来の自動変速機にあっては、３遊星・６摩擦要素により前進８速の変速段を達成するものの、実質的にダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、下記の項目で不利になる、という問題があった。
・歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤ効率とギヤノイズが悪い。
・ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する。
・部品点数が多くなるため、コストアップになる。
However, although the conventional automatic transmission achieves a forward 8-speed gear stage with 3 planetary and 6 friction elements, it uses substantially two double pinion type planetary gears. There was a problem of being disadvantageous.
-Gear efficiency and gear noise are poor because the number of gear meshing increases.
・ Since the pinion gear diameter is reduced, durability reliability is reduced.
・ The number of parts increases, which increases costs.
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久性信頼性・コストの面で有利である自動変速機を提供することを目的とする。 The present invention has been made by paying attention to the above problems, and an automatic transmission that is advantageous in terms of gear efficiency, gear noise, durability reliability, and cost while achieving eight forward speeds with three planetary six friction elements. The purpose is to provide.
上記目的を達成するため、本発明の自動変速機は、
第１のサンギヤと、第１のリングギヤと、前記第１のサンギヤと前記第１のリングギヤに噛み合う第１のシングルピニオンを支持する第１のキャリヤとからなる第１の遊星歯車と、
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、を備え、
前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能である。
この自動変速機において、
前記入力軸は、前記第１のキャリヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のキャリヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤは、常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記第２のサンギヤと前記第３のサンギヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記第２のキャリヤと前記第３のリングギヤは、常時締結して第２の回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第１のキャリヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２の回転メンバの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２の回転メンバの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、
前記第２のリングギヤの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
により構成され、
前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする。
In order to achieve the above object, an automatic transmission according to the present invention includes:
A first planetary gear comprising a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that supports the first sun gear and a first single pinion that meshes with the first ring gear;
A second planetary gear comprising a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that supports the second sun gear and a second double pinion that meshes with the second ring gear;
A third planetary gear comprising a third sun gear, a third ring gear, a third carrier that supports the third sun gear and a third single pinion that meshes with the third ring gear;
6 friction elements,
By appropriately fastening and releasing the six friction elements, it is possible to shift to at least a forward 8-speed gear stage and output torque from the input shaft to the output shaft.
In this automatic transmission,
The input shaft is always connected to the first carrier,
The output shaft is always connected to the third carrier,
The first sun gear is fixed at all times to form a first fixed member,
The second sun gear and the third sun gear are always connected to form a first rotating member,
The second carrier and the third ring gear are always fastened to constitute a second rotating member,
The six friction elements are:
A first friction element that selectively couples between the first carrier and the first rotating member;
A second friction element that selectively couples between the first carrier and the second ring gear;
A third friction element that selectively connects between the first ring gear and the first rotating member;
A fourth friction element that selectively connects between the first ring gear and the second rotating member;
A fifth friction element capable of locking the rotation of the second rotating member;
A sixth friction element capable of locking the rotation of the second ring gear;
Composed of
Of the six friction elements, at least eight forward speeds and one reverse speed are achieved by a combination of two simultaneous fastenings.
よって、本発明の自動変速機にあっては、３遊星・６摩擦要素により少なくとも前進８速及び後退１速の変速段を達成する。このうち、３遊星については、２つのシングルピニオン型遊星歯車と１つのダブルピニオン型遊星歯車が用いられる。このため、トルク伝達に関与する歯車噛み合い回数が、１つのシングルピニオン型遊星歯車と２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる場合の歯車噛み合い回数以下に減少し、ギヤ効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。そして、ピニオンのギヤ径が大きくなるので、耐久信頼性が向上する。さらに、部品点数が減少するので、コストダウンになる。
この結果、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久信頼性・コストの面で有利にすることができる。
Therefore, in the automatic transmission according to the present invention, at least the eight forward speeds and the first reverse speed are achieved by the three planetary and six friction elements. Of these, two single pinion planetary gears and one double pinion planetary gear are used for three planets. For this reason, the number of gear meshes involved in torque transmission is reduced to less than the number of gear meshes when one single pinion planetary gear and two double pinion planetary gears are used, improving gear efficiency and reducing gear noise. To do. And since the gear diameter of a pinion becomes large, durability reliability improves. Furthermore, since the number of parts is reduced, the cost is reduced.
As a result, while achieving eight forward speeds with three planets and six friction elements, it is possible to make an advantage in terms of gear efficiency, gear noise, durability reliability, and cost.
以下、本発明の自動変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。 Hereinafter, the best mode for realizing an automatic transmission according to the present invention will be described based on a first embodiment shown in the drawings.
まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の自動変速機を示すスケルトン図である。以下、図１に基づいて、実施例１の自動変速機の遊星歯車構成と摩擦要素構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 1 is a skeleton diagram illustrating an automatic transmission according to a first embodiment. Hereinafter, the planetary gear configuration and the friction element configuration of the automatic transmission according to the first embodiment will be described with reference to FIG.
実施例１の自動変速機は、図１に示すように、第１の遊星歯車PG1と、第２の遊星歯車PG2と、第３の遊星歯車PG3と、入力軸INと、出力軸OUTと、第１の固定メンバF1と、第１の回転メンバM1と、第２の回転メンバM2と、第１クラッチC1（第１の摩擦要素）と、第２クラッチC2（第２の摩擦要素）と、第３クラッチC3（第３の摩擦要素）と、第４クラッチC4（第４の摩擦要素）と、第１ブレーキB1（第５の摩擦要素）と、第２ブレーキB2（第６の摩擦要素）と、トランスミッションケースTCと、を備えている。 As shown in FIG. 1, the automatic transmission according to the first embodiment includes a first planetary gear PG1, a second planetary gear PG2, a third planetary gear PG3, an input shaft IN, an output shaft OUT, A first fixed member F1, a first rotating member M1, a second rotating member M2, a first clutch C1 (first friction element), a second clutch C2 (second friction element), Third clutch C3 (third friction element), fourth clutch C4 (fourth friction element), first brake B1 (fifth friction element), and second brake B2 (sixth friction element) And a transmission case TC.
前記第１の遊星歯車PG1は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第１のサンギヤS1と、該第１のサンギヤS1に噛み合う第１のシングルピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1と、前記第１のシングルピニオンP1に噛み合う第１のリングギヤR1とからなる。 The first planetary gear PG1 is a single pinion type planetary gear, and includes a first sun gear S1, a first carrier PC1 that supports the first single pinion P1 meshing with the first sun gear S1, and the first And a first ring gear R1 meshing with one single pinion P1.
前記第２の遊星歯車PG2は、第２のダブルピニオンP2s,P2rを有するダブルピニオン型遊星歯車であり、第２のサンギヤS2と、該第２のサンギヤS2に噛み合うピニオンP2sと該ピニオンP2sに噛み合うピニオンP2rを支持する第２のキャリヤPC2と、前記ピニオンP2rに噛み合う第２のリングギヤR2とからなる。 The second planetary gear PG2 is a double pinion type planetary gear having second double pinions P2s and P2r, and meshes with the second sun gear S2, the pinion P2s meshed with the second sun gear S2, and the pinion P2s. It consists of a second carrier PC2 that supports the pinion P2r and a second ring gear R2 that meshes with the pinion P2r.
前記第３の遊星歯車PG3は、シングルピニオン型遊星歯車であり、第３のサンギヤS3と、該第３のサンギヤS3に噛み合う第３のシングルピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3と、前記第３のシングルピニオンP3に噛み合う第３のリングギヤR3とからなる。 The third planetary gear PG3 is a single pinion type planetary gear, and includes a third sun gear S3, a third carrier PC3 that supports a third single pinion P3 that meshes with the third sun gear S3, 3 and a third ring gear R3 meshing with the single pinion P3.
前記入力軸INは、駆動源（エンジン等）からの回転駆動トルクがトルクコンバータ等を介して入力される軸で、前記第１のキャリヤPC1に常時連結している。 The input shaft IN is a shaft to which rotational drive torque from a drive source (engine or the like) is input via a torque converter or the like, and is always connected to the first carrier PC1.
前記出力軸OUTは、プロペラシャフトやファイナルギヤ等を介して駆動輪へ変速後の回転駆動トルクを出力する軸で、前記第３のキャリヤPC3に常時連結している。 The output shaft OUT is a shaft that outputs a rotational drive torque after shifting to the drive wheels via a propeller shaft, a final gear, or the like, and is always connected to the third carrier PC3.
前記第１の固定メンバF1は、前記第１のサンギヤS1を、トランスミッションケースTCに常時固定するメンバである。 The first fixed member F1 is a member that always fixes the first sun gear S1 to the transmission case TC.
前記第１の回転メンバM1は、前記第２のサンギヤS2と前記第３のサンギヤS3を、摩擦要素を介在させることなく常時連結する回転メンバである。 The first rotating member M1 is a rotating member that always connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3 without interposing a friction element.
前記第２の回転メンバM2は、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のリングギヤR3を、摩擦要素を介在させることなく常時締結する回転メンバである。 The second rotating member M2 is a rotating member that always fastens the second carrier PC2 and the third ring gear R3 without interposing a friction element.
前記第１クラッチC1は、前記第１のキャリヤPC1と前記第１の回転メンバM1の間を選択的に連結する第１の摩擦要素である。 The first clutch C1 is a first friction element that selectively connects the first carrier PC1 and the first rotating member M1.
前記第２クラッチC2は、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第２の摩擦要素である。 The second clutch C2 is a second friction element that selectively connects the first carrier PC1 and the second ring gear R2.
前記第３クラッチC3は、前記第１のリングギヤR1と前記第１の回転メンバM1の間を選択的に連結する第３の摩擦要素である。 The third clutch C3 is a third friction element that selectively connects the first ring gear R1 and the first rotating member M1.
前記第４クラッチC4は、前記第１のリングギヤR1と前記第２の回転メンバM2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素である。 The fourth clutch C4 is a fourth friction element that selectively connects the first ring gear R1 and the second rotating member M2.
前記第１のブレーキB1は、前記第２の回転メンバM2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第５の摩擦要素である。 The first brake B1 is a fifth friction element that can lock the rotation of the second rotating member M2 with respect to the transmission case TC.
前記第２ブレーキB2は、前記第２のリングギヤR2の回転を、前記トランスミッションケースTCに対し係止可能な第６の摩擦要素である。なお、この第２ブレーキB2は、第１の遊星歯車PG1より駆動源側の上流位置に設定している。 The second brake B2 is a sixth friction element that can lock the rotation of the second ring gear R2 with respect to the transmission case TC. The second brake B2 is set at an upstream position on the drive source side from the first planetary gear PG1.
前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、図１に示すように、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に縦配列している。 As shown in FIG. 1, the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are connected to the output shaft OUT from the input shaft IN to which a drive source is connected. They are arranged vertically in order.
図２は、実施例１の自動変速機において６つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退１速を達成する締結作動表を示す図である。図３は、実施例１の自動変速機において前進８速の各変速段での歯車噛み合い回数表を示す図である。以下、図２及び図３に基づいて、実施例１の自動変速機の各変速段を成立させる変速構成を説明する。 FIG. 2 is a diagram illustrating a fastening operation table that achieves eight forward speeds and one reverse speed by combining two of the six friction elements in the automatic transmission according to the first embodiment. FIG. 3 is a diagram showing a gear meshing frequency table at each of the eight forward speeds in the automatic transmission according to the first embodiment. Hereinafter, based on FIG.2 and FIG.3, the transmission structure which establishes each gear stage of the automatic transmission of Example 1 is demonstrated.
実施例１の自動変速機は、６つの摩擦要素C1,C2,C3,C4,B1,B2のうち二つの同時締結の組み合わせにより、下記に述べるように前進８速及び後退１速の各変速段を達成する。 In the automatic transmission of the first embodiment, each of the eight forward speeds and the one reverse speed is set as described below by combining two of the six friction elements C1, C2, C3, C4, B1, and B2 simultaneously. To achieve.
第１速（1st）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第１速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第３の遊星歯車PG3のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝０回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the first speed (1st) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1 and the first brake B1. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the first speed gear stage is only the third planetary gear PG3 involved in meshing, so the total number of times is 2 times (= 0 times + 0 times + 2 times). It becomes.
第２速（2nd）の変速段は、図２に示すように、第３クラッチC3と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第２速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回＋０回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the second speed (2nd) is achieved by simultaneous engagement of the third clutch C3 and the first brake B1. As shown in FIG. 3, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the second speed gear stage is 4 (= 2). Times + 0 times + 2 times).
第３速（3rd）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第１ブレーキB1の同時締結により達成する。この第３速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、５回（＝０回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the third speed (3rd) is achieved by simultaneously engaging the second clutch C2 and the first brake B1. As shown in FIG. 3, since the second planetary gear PG2 and the third planetary gear PG3 are involved in meshing, the total number of gear engagements at the third speed gear stage is 5 (= 0). Times + 3 times + 2 times).
第４速（4th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3の同時締結により達成する。この第４速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝２回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the fourth speed (4th) is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2 and the third clutch C3. As shown in FIG. 3, since the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing, the number of gear meshes at the fourth speed is the total number of gear meshes. Is 7 times (= 2 times + 3 times + 2 times).
第５速（5th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結により達成する。この第５速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3がいずれも噛み合いに関与しないため、合計回数は０回となる。 The fifth speed (5th) is achieved by simultaneous engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2, as shown in FIG. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the fifth speed gear stage is such that none of the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 is involved in meshing. The total number of times is zero.
第６速（6th）の変速段は、図２に示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第６速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、７回（＝２回＋３回＋２回）となる。 As shown in FIG. 2, the sixth speed (6th) is achieved by simultaneous engagement of the second clutch C2 and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the sixth speed is the total number of times because the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are involved in meshing. Is 7 times (= 2 times + 3 times + 2 times).
第７速（7th）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第７速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3が噛み合いに関与するため、合計回数は、４回（＝２回＋０回＋２回）となる。 The seventh speed (7th) is achieved by simultaneously engaging the first clutch C1 and the fourth clutch C4 as shown in FIG. As shown in FIG. 3, since the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 are involved in the meshing as shown in FIG. Times + 0 times + 2 times).
第８速（8th）の変速段は、図２に示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結により達成する。この第８速の変速段での歯車噛み合い回数は、図３に示すように、第１の遊星歯車PG1のみが噛み合いに関与するため、合計回数は、２回（＝２回＋０回＋０回）となる。 As shown in FIG. 2, the eighth speed (8th) is achieved by simultaneous engagement of the third clutch C3 and the fourth clutch C4. As shown in FIG. 3, the number of gear meshes at the eighth speed gear stage is 2 (= 2 times + 0 times + 0 times) since only the first planetary gear PG1 is involved in meshing. It becomes.
後退速（Rev）の変速段は、図２に示すように、第１クラッチC1と第２ブレーキB2の同時締結により達成する。 The reverse speed (Rev) is achieved by simultaneous engagement of the first clutch C1 and the second brake B2, as shown in FIG.
次に、作用を説明する。
実施例１の自動変速機における作用を、「各変速段での変速作用」、「従来技術との対比による有利性」に分けて説明する。
Next, the operation will be described.
The operation of the automatic transmission according to the first embodiment will be described by dividing it into “shift operation at each shift stage” and “advantage by comparison with the prior art”.
［各変速段での変速作用］
（第１速の変速段）
第１速（1st）の変速段では、図４のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第１ブレーキB1が同時締結される。
[Shifting action at each gear stage]
(First gear)
At the first speed (1st), the first clutch C1 and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第２の回転メンバM2により、第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。 The input shaft IN, the first carrier PC1, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are directly connected by the engagement of the first clutch C1 and the first rotating member M1. The second carrier PC2 and the third ring gear R3 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the second rotating member M2.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3への入力回転を減速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（＝入力回転数より低い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第１速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the input rotation to the third sun gear S3 is decelerated and output from the third carrier PC3 in the third planetary gear PG3 fixed to the ring gear. The output rotation speed from the third carrier PC3 (= deceleration rotation speed lower than the input rotation speed) is transmitted as it is to the output shaft OUT, and the first speed gear stage is achieved.
（第２速の変速段）
第２速（2nd）の変速段では、図５のハッチングに示すように、第３クラッチC3と第１ブレーキB1が同時締結される。
(2nd gear)
At the second speed (2nd), the third clutch C3 and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。第１ブレーキB1の締結と第２の回転メンバM2により、第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。 The first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1. The second carrier PC2 and the third ring gear R3 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the second rotating member M2.
したがって、第１のキャリヤPC1へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転を増速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第３クラッチC3及び第１の回転メンバM1を介して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転を減速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（＝入力回転数より低く第１速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第２速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input to the first carrier PC1 through the input shaft IN, the input rotation speed is increased and output from the first ring gear R1 in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear. . The rotation of the first ring gear R1 is directly input to the third sun gear S3 via the third clutch C3 and the first rotating member M1. Therefore, in the third planetary gear PG3 fixed to the ring gear, the rotation of the third sun gear S3 is reduced and output from the third carrier PC3. The output rotation speed from the third carrier PC3 (= deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the first speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the second speed gear stage is achieved.
（第３速の変速段）
第３速（3rd）の変速段では、図６のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第１ブレーキB1が同時締結される。
(3rd speed)
At the third speed (3rd), the second clutch C2 and the first brake B1 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第１ブレーキB1の締結と第２の回転メンバM2により、第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3がトランスミッションケースTCに固定される。 By engaging the second clutch C2, the input shaft IN, the first carrier PC1, and the second ring gear R2 are directly connected. The second carrier PC2 and the third ring gear R3 are fixed to the transmission case TC by the engagement of the first brake B1 and the second rotating member M2.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、キャリヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のリングギヤR2への入力回転を増速し、第２のサンギヤS2から出力する。この第２のサンギヤS2の回転は、第１の回転メンバM1を介して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、リングギヤ固定の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転を減速し、第３のキャリヤPC3から出力する。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（＝入力回転数より低く第２速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第３速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the input rotation to the second ring gear R2 is accelerated in the second planetary gear PG2 fixed to the carrier and output from the second sun gear S2. The rotation of the second sun gear S2 is inputted as it is to the third sun gear S3 via the first rotating member M1. Therefore, in the third planetary gear PG3 fixed to the ring gear, the rotation of the third sun gear S3 is reduced and output from the third carrier PC3. The output rotation speed (= deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the second speed) from the third carrier PC3 is directly transmitted to the output shaft OUT, and the third speed gear stage is achieved.
（第４速の変速段）
第４速（4th）の変速段では、図７のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第３クラッチC3が同時締結される。
(4th gear)
At the fourth speed (4th), the second clutch C2 and the third clutch C3 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第３クラッチC3の締結と第１の回転メンバM1により、第１のリングギヤR1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。 By engaging the second clutch C2, the input shaft IN, the first carrier PC1, and the second ring gear R2 are directly connected. The first ring gear R1, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are directly connected by the engagement of the third clutch C3 and the first rotating member M1.
したがって、第１のキャリヤPC1へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転を増速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第３クラッチC3及び第１の回転メンバM1を介して第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第２のキャリヤPC2の回転数が決まる。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２の回転メンバM2を介して第３のリングギヤR3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数（＝第１のリングギヤR1の回転数）と第３のリングギヤR3の回転数が規定されることにより、第３のキャリヤPC3の回転数が決まる。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力回転数より低く第３速より高い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第４速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input to the first carrier PC1 through the input shaft IN, the input rotation speed is increased and output from the first ring gear R1 in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear. . The rotation of the first ring gear R1 is directly input to the second sun gear S2 and the third sun gear S3 via the third clutch C3 and the first rotating member M1. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the rotation speed of the second sun gear S2 and the rotation speed of the second ring gear R2 (= input rotation speed) are defined, whereby the second carrier The rotation speed of PC2 is determined. The rotation of the second carrier PC2 is directly input to the third ring gear R3 via the second rotating member M2. Therefore, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the rotational speed of the third sun gear S3 (= the rotational speed of the first ring gear R1) and the rotational speed of the third ring gear R3 are defined. The number of rotations of the third carrier PC3 is determined. The output rotation speed from the third carrier PC3 (deceleration rotation speed lower than the input rotation speed and higher than the third speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the fourth speed gear stage is achieved.
（第５速の変速段）
第５速（5th）の変速段では、図８のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２クラッチC2が同時締結される。
(5th speed)
At the fifth speed (5th), the first clutch C1 and the second clutch C2 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1と第２クラッチC2の同時締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第２の遊星歯車PG2において二つの回転要素S2,R2が直結されて第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転する状態にされ、また、第３の遊星歯車PG3において二つの回転要素S3,R3が直結されて第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する状態にされると共に、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が直結される。 By the simultaneous engagement of the first clutch C1 and the second clutch C2 and the first and second rotating members M1 and M2, the two planetary gears PG2 directly connect the two rotating elements S2 and R2 to the second planetary gear. Three rotation elements S2, PC2, and R2 of PG2 are rotated together, and two rotation elements S3 and R3 are directly connected to each other in the third planetary gear PG3, so that three rotations of the third planetary gear PG3 are performed. The elements S3, PC3, and R3 are rotated together, and the input shaft IN, the first carrier PC1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are directly connected.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、第３の遊星歯車PG3が入力回転数により一体に回転する。このため、第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力軸INからの入力回転数と同じ回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、変速比１の第５速の変速段（直結変速段）が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the third planetary gear PG3 rotates integrally at the input rotation speed. For this reason, the output rotational speed from the third carrier PC3 (the same rotational speed as the input rotational speed from the input shaft IN) is transmitted to the output shaft OUT as it is, and the fifth speed gear stage (directly coupled speed change) with a gear ratio of 1 is achieved. Stage) is achieved.
（第６速の変速段）
第６速（6th）の変速段では、図９のハッチングに示すように、第２クラッチC2と第４クラッチC4が同時締結される。
(Sixth speed gear)
At the sixth speed (6th), the second clutch C2 and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第２クラッチC2の締結により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のリングギヤR2が直結される。第４クラッチC4の締結と第２の回転メンバM2により、第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3が直結される。 By engaging the second clutch C2, the input shaft IN, the first carrier PC1, and the second ring gear R2 are directly connected. The first ring gear R1, the second carrier PC2, and the third ring gear R3 are directly connected by the engagement of the fourth clutch C4 and the second rotating member M2.
したがって、第１のキャリヤPC1へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転を増速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第４クラッチC4及び第２の回転メンバM2を介して第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第２の遊星歯車PG2において、第２のキャリヤPC2の回転数と第２のリングギヤR2の回転数（＝入力回転数）が規定されることにより、第２のサンギヤS2の回転数が決まる。この第２のサンギヤS2の回転は、第１の回転メンバM1を介して第３のサンギヤS3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数と第３のリングギヤR3（＝第１のリングギヤR1の回転数）の回転数が規定されることにより、第３のキャリヤPC3の回転数が決まる。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力回転数より高い増速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第６速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input to the first carrier PC1 through the input shaft IN, the input rotation speed is increased and output from the first ring gear R1 in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear. . The rotation of the first ring gear R1 is directly input to the second carrier PC2 and the third ring gear R3 via the fourth clutch C4 and the second rotating member M2. For this reason, in the second planetary gear PG2 having two inputs and one output, the rotation speed of the second carrier PC2 and the rotation speed of the second ring gear R2 (= input rotation speed) are defined, whereby the second sun gear The rotation speed of S2 is determined. The rotation of the second sun gear S2 is inputted as it is to the third sun gear S3 via the first rotating member M1. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the rotational speed of the third sun gear S3 and the rotational speed of the third ring gear R3 (= the rotational speed of the first ring gear R1) are defined. The number of rotations of the third carrier PC3 is determined. The output rotation speed from the third carrier PC3 (acceleration speed higher than the input rotation speed) is directly transmitted to the output shaft OUT, and the sixth speed is achieved.
（第７速の変速段）
第７速（7th）の変速段では、図１０のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第４クラッチC4が同時締結される。
(7th speed)
At the seventh speed (7th), the first clutch C1 and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。第４クラッチC4の締結と第２の回転メンバM2により、第１のリングギヤR1と第２のキャリヤPC2と第３のリングギヤR3が直結される。 The input shaft IN, the first carrier PC1, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are directly connected by the engagement of the first clutch C1 and the first rotating member M1. The first ring gear R1, the second carrier PC2, and the third ring gear R3 are directly connected by the engagement of the fourth clutch C4 and the second rotating member M2.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、第１のキャリヤPC1への入力回転を増速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第４クラッチC4及び第２の回転メンバM2を介して第３のリングギヤR3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）と第３のリングギヤR3の回転数が規定されることにより、第３のキャリヤPC3の回転数が決まる。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力回転数及び第６速より高い増速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第７速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN is rotated at the input rotational speed, the input rotation to the first carrier PC1 is increased in the first planetary gear PG1 fixed to the sun gear, and output from the first ring gear R1. The rotation of the first ring gear R1 is directly input to the third ring gear R3 via the fourth clutch C4 and the second rotating member M2. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the rotation speed of the third sun gear S3 (= input rotation speed) and the rotation speed of the third ring gear R3 are defined, so that the third carrier The rotation speed of PC3 is determined. The output rotational speed (the input rotational speed and the speed increasing rotational speed higher than the sixth speed) from the third carrier PC3 is directly transmitted to the output shaft OUT, and the seventh speed gear stage is achieved.
（第８速の変速段）
第８速（8th）の変速段では、図１１のハッチングに示すように、第３クラッチC3と第４クラッチC4が同時締結される。
(8th speed)
At the eighth speed (8th), the third clutch C3 and the fourth clutch C4 are simultaneously engaged, as shown by hatching in FIG.
この第３クラッチC3と第４クラッチC4の同時締結と第１,第２の回転メンバM1,M2により、第２の遊星歯車PG2において二つの回転要素S2,PC2が直結されて第２の遊星歯車PG2の三つの回転要素S2,PC2,R2が一体に回転する状態にされ、また、第３の遊星歯車PG3において二つの回転要素S3,R3が直結されて第３の遊星歯車PG3の三つの回転要素S3,PC3,R3が一体に回転する状態にされると共に、第１のリングギヤR1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3が直結される。 By the simultaneous engagement of the third clutch C3 and the fourth clutch C4 and the first and second rotating members M1 and M2, the two planetary gears PG2 directly connect the two rotating elements S2 and PC2 and the second planetary gears. Three rotation elements S2, PC2, and R2 of PG2 are rotated together, and two rotation elements S3 and R3 are directly connected to each other in the third planetary gear PG3, so that three rotations of the third planetary gear PG3 are performed. The elements S3, PC3, and R3 are rotated together, and the first ring gear R1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are directly connected.
したがって、第１のキャリヤPC1へ入力軸INを経過して入力回転数が入力されると、サンギヤ固定の第１の遊星歯車PG1において、入力回転を増速し、第１のリングギヤR1から出力する。この第１のリングギヤR1の回転は、第３クラッチC3、第４クラッチC4、第１,第２の回転メンバM1,M2を介して第３の遊星歯車PG3にそのまま入力され、第３の遊星歯車PG3が第１のリングギヤR1の回転により一体に回転する。このため、第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力回転数及び第７速より高い増速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、第８速の変速段が達成される。 Therefore, when the input rotational speed is input to the first carrier PC1 through the input shaft IN, the input rotation speed is increased and output from the first ring gear R1 in the first planetary gear PG1 fixed with the sun gear. . The rotation of the first ring gear R1 is directly input to the third planetary gear PG3 via the third clutch C3, the fourth clutch C4, and the first and second rotating members M1 and M2, and the third planetary gear. PG3 rotates integrally with the rotation of the first ring gear R1. For this reason, the output rotational speed (the input rotational speed and the speed increasing rotational speed higher than the seventh speed) from the third carrier PC3 is directly transmitted to the output shaft OUT, and the eighth speed gear stage is achieved.
（後退速の変速段）
後退速（Rev）の変速段では、図１２のハッチングに示すように、第１クラッチC1と第２ブレーキB2が同時締結される。
(Reverse speed shift stage)
At the reverse speed (Rev), the first clutch C1 and the second brake B2 are simultaneously engaged as shown by hatching in FIG.
この第１クラッチC1の締結と第１の回転メンバM1により、入力軸INと第１のキャリヤPC1と第２のサンギヤS2と第３のサンギヤS3が直結される。第２ブレーキB2の締結により、第２のリングギヤR2がトランスミッションケースTCに固定される。 The input shaft IN, the first carrier PC1, the second sun gear S2, and the third sun gear S3 are directly connected by the engagement of the first clutch C1 and the first rotating member M1. As the second brake B2 is engaged, the second ring gear R2 is fixed to the transmission case TC.
したがって、入力軸INが入力回転数により回転すると、リングギヤ固定の第２の遊星歯車PG2において、第２のサンギヤS2への入力回転に対し逆方向の回転を第２のキャリヤPC2から出力する。この第２のキャリヤPC2の回転は、第２の回転メンバM2を介して第３のリングギヤR3にそのまま入力される。このため、２入力１出力の第３の遊星歯車PG3において、第３のサンギヤS3の回転数（＝入力回転数）と第３のリングギヤR3の回転数が規定されることにより、第３のキャリヤPC3の回転数が決まる。この第３のキャリヤPC3からの出力回転数（入力回転数とは逆方向で入力回転数より低い減速回転数）は、出力軸OUTにそのまま伝達され、後退速の変速段が達成される。 Therefore, when the input shaft IN rotates at the input rotation speed, the second planetary gear PG2 fixed to the ring gear outputs a rotation in the opposite direction to the input rotation to the second sun gear S2 from the second carrier PC2. The rotation of the second carrier PC2 is directly input to the third ring gear R3 via the second rotating member M2. For this reason, in the third planetary gear PG3 having two inputs and one output, the rotation speed of the third sun gear S3 (= input rotation speed) and the rotation speed of the third ring gear R3 are defined, so that the third carrier The rotation speed of PC3 is determined. The output rotational speed from the third carrier PC3 (a decelerating rotational speed opposite to the input rotational speed and lower than the input rotational speed) is transmitted as it is to the output shaft OUT, and a reverse speed gear stage is achieved.
［従来技術との対比による有利性］
図１３は、従来例の自動変速機を示すスケルトン図である。図１４は、従来例の自動変速機において６つの摩擦要素のうち二つの同時締結の組み合わせにより前進８速及び後退２速を達成する締結作動表を示す図である。以下、図１３及び図１４を用いて、従来技術との対比による実施例１の自動変速機の有利性を説明する。
[Advantages by comparison with conventional technology]
FIG. 13 is a skeleton diagram showing a conventional automatic transmission. FIG. 14 is a diagram showing a fastening operation table for achieving 8 forward speeds and 2 reverse speeds by combining two of the six friction elements in the conventional automatic transmission. Hereinafter, the advantages of the automatic transmission according to the first embodiment in comparison with the prior art will be described with reference to FIGS. 13 and 14.
まず、実施例１の自動変速機（図１及び図２）と従来例の自動変速機（図１３及び図１４）を対比すると、下記に列挙する点について、性能は同等であるということができる。
（基本構成と変速性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも３遊星・６摩擦要素により前進８速及び後退１速の変速段を達成する。
（変速制御性能）
従来例の自動変速機と実施例１の自動変速機は、何れも隣接する変速段への変速及び１段飛び変速段への変速を、１つの摩擦要素の解放と１つの摩擦要素の締結という１重架け替え変速により達成する。
First, when comparing the automatic transmission of the first embodiment (FIGS. 1 and 2) and the automatic transmission of the conventional example (FIGS. 13 and 14), it can be said that the performance is equivalent with respect to the points listed below. .
(Basic configuration and speed change performance)
Both the automatic transmission of the conventional example and the automatic transmission of the first embodiment achieve eight forward speeds and one reverse speed with three planets and six friction elements.
(Transmission control performance)
In the automatic transmission of the conventional example and the automatic transmission of the first embodiment, the shift to the adjacent shift stage and the shift to the one-step jump shift stage are called release of one friction element and engagement of one friction element. This is achieved by a single overhanging shift.
しかし、下記に列挙する「(a)３遊星歯車」「(b)ギヤ比幅」「(c)後退動力性能」「(d)ユニットレイアウト」「(e)自動変速機ユニット形状」「(f)変速頻度」で、実施例１の自動変速機は、従来例の自動変速機に比べて有利性を持つ。 However, “(a) 3 planetary gears” “(b) gear ratio width” “(c) reverse power performance” “(d) unit layout” “(e) automatic transmission unit shape” “(f The automatic transmission according to the first embodiment has an advantage over the automatic transmission according to the conventional example.
(a) ３遊星歯車
自動変速機に用いる遊星歯車を選択する場合、選択肢として、シングルピニオン型遊星歯車とダブルピニオン型遊星歯車があるが、ギヤの伝達効率等の観点からダブルピニオン型遊星歯車よりもシングルピニオン型遊星歯車の選択が好ましいとされている。
(a) When selecting a planetary gear to be used for a three planetary gear automatic transmission, there are single pinion type planetary gears and double pinion type planetary gears as options, but from the viewpoint of gear transmission efficiency, etc., double pinion type planetary gears However, it is considered preferable to select a single pinion type planetary gear.
従来例の自動変速機は、図１３に示すように、ダブルピニオン型遊星歯車と、ラビニオタイプ遊星歯車ユニット（ダブルピニオン型遊星歯車１つとシングルピニオン型遊星歯車１つ）を用いている。すなわち、実質的にダブルピニオン型遊星歯車を２つ使っているため、歯車噛み合い回数が多くなるため、ギヤの伝達効率とギヤノイズが悪い、ピニオンのギヤ径が小さくなるため、耐久信頼性が低下する、部品点数が多くなるため、コストアップになる、という問題がある。 As shown in FIG. 13, the automatic transmission of the conventional example uses a double pinion type planetary gear and a Ravinio type planetary gear unit (one double pinion type planetary gear and one single pinion type planetary gear). That is, since two double pinion type planetary gears are used substantially, the number of gear meshing increases, the transmission efficiency and gear noise of the gear are poor, the pinion gear diameter is reduced, and the durability reliability is reduced. There is a problem that the cost increases because the number of parts increases.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、ダブルピニオンによる第２の遊星歯車PG2と、シングルピニオンによる第１の遊星歯車PG1と第３の遊星歯車PG3を用いている。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、ダブルピニオン型遊星歯車の使用数が減少する。このため、２つのダブルピニオン型遊星歯車を用いる従来例に比べて、下記の項目で有利になる。 On the other hand, in the case of the automatic transmission according to the first embodiment, the second planetary gear PG2 using a double pinion, the first planetary gear PG1 and the third planetary gear PG3 using a single pinion are used. For this reason, compared with the conventional example using two double pinion type planetary gears, the number of use of double pinion type planetary gears decreases. For this reason, compared with the conventional example which uses two double pinion type planetary gears, it becomes advantageous in the following items.
実施例１の自動変速機の場合、歯車噛み合い回数が従来例に比べて減少し、ギヤの伝達効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。
すなわち、１組のダブルピニオン型遊星歯車は、噛み合い回数が３であるのに対し、１組のシングルピニオン型遊星歯車は、ピニオン同士の噛み合いがない分、噛み合い回数が２である。したがって、実施例１の場合には、図３に示すように、平均噛み合い数は3.88となる。これに対し、２組のダブルピニオン型遊星歯車による従来例の場合、図１５に示すように、平均噛み合い数が4.75となる。この結果、平均噛み合い回数が0.87減少し、ギヤの伝達効率が向上するし、ギヤノイズが低下する。
In the case of the automatic transmission according to the first embodiment, the number of gear meshes is reduced as compared with the conventional example, the transmission efficiency of the gear is improved, and the gear noise is reduced.
That is, one set of double pinion type planetary gears has a meshing number of 3, whereas one set of single pinion type planetary gears has a meshing number of 2 because there is no meshing between the pinions. Therefore, in the case of Example 1, the average meshing number is 3.88 as shown in FIG. On the other hand, in the case of the conventional example using two pairs of double pinion type planetary gears, the average meshing number is 4.75 as shown in FIG. As a result, the average meshing number is reduced by 0.87, the transmission efficiency of the gear is improved, and the gear noise is reduced.
実施例１の自動変速機の場合、ピニオンのギヤ径が大きくなるため、耐久信頼性が向上する。
すなわち、シングルピニオンの場合、サンギヤとリングギヤの間に、両ギヤの間隔をギヤ径とするピニオンが複数個配置される。一方、ダブルピニオンの場合、両ギヤの間隔より小さい径をギヤ径とする必要がある。このように、シングルピニオンの場合、ダブルピニオンに比べピニオンのギヤ径が大きくなるので、ピニオンの剛性や歯面強度を高めることができ、耐久信頼性が向上する。
In the case of the automatic transmission of the first embodiment, the pinion gear diameter is increased, so that the durability reliability is improved.
That is, in the case of a single pinion, a plurality of pinions whose gear diameter is the distance between both gears are arranged between the sun gear and the ring gear. On the other hand, in the case of a double pinion, it is necessary to make the diameter smaller than the distance between the two gears. Thus, in the case of a single pinion, since the gear diameter of the pinion is larger than that of the double pinion, the rigidity and tooth surface strength of the pinion can be increased, and the durability reliability is improved.
実施例１の自動変速機の場合、部品点数が少なくなり、コスト的に有利となる。
例えば、ダブルピニオン型遊星歯車の場合、４組のダブルピニオンをサンギヤの周囲に配置する場合、ピニオンの数は８個となる。これに対し、シングルピニオン型遊星歯車の場合、サンギヤの周囲に４個のピニオンを配置すれば良く、部品点数が４個減少する。この結果、コストダウンを達成できる。
In the case of the automatic transmission of the first embodiment, the number of parts is reduced, which is advantageous in terms of cost.
For example, in the case of a double pinion type planetary gear, when four sets of double pinions are arranged around the sun gear, the number of pinions is eight. On the other hand, in the case of a single pinion type planetary gear, it is sufficient to arrange four pinions around the sun gear, and the number of parts is reduced by four. As a result, cost reduction can be achieved.
(b) ギヤ比幅
自動変速機のギヤ比の変更幅は、レシオカバレッジ（＝最低変速段ギヤ比／最高変速段ギヤ比：以下、「ＲＣ」という。）によりあらわされる。このＲＣ値は、大きい値であればあるほどギヤ比の変更幅が広いことをあらわし、ギヤ比の設定自由度が高くなることで好ましいとされる。
(b) Gear ratio width The range of change in the gear ratio of the automatic transmission is represented by the ratio coverage (= minimum speed gear ratio / maximum speed gear ratio: hereinafter referred to as “RC”). The larger the RC value, the wider the gear ratio change range, and the higher the gear ratio setting freedom, the better.
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、ＲＣ＝6.397（＝4.267/0.667）の値である。これに対し、実施例１の自動変速機において、図２に示すように、第１の遊星歯車PG1の歯数比をρ1＝0.630、第２の遊星歯車PG2の歯数比をρ2＝-0.390、第３の遊星歯車PG3の歯数比をρ3＝0.330とした場合、隣接する変速段での適正な段間比を保ちながら、ＲＣ＝6.574（＝4.030/0.613）を得ている。 In the case of the conventional automatic transmission, RC = 6.397 (= 4.267 / 0.667), as shown in FIG. On the other hand, in the automatic transmission of the first embodiment, as shown in FIG. 2, the tooth number ratio of the first planetary gear PG1 is ρ1 = 0.630, and the tooth number ratio of the second planetary gear PG2 is ρ2 = -0.390. When the gear ratio of the third planetary gear PG3 is ρ3 = 0.330, RC = 6.574 (= 4.030 / 0.613) is obtained while maintaining an appropriate gear ratio at the adjacent gears.
つまり、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、従来例よりも大きな値にすることができ、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を確保することができる。ここで、「適正な段間比」とは、各変速段での段間比をプロットし、プロットした各点を線により結んだ特性を描いた場合、ローギヤ側からハイギヤ側に向かって滑らかな勾配にて低下した後、横這い状態で推移するような特性線が描けることをいう。 In other words, while maintaining an appropriate gear ratio, the RC value can be made larger than the conventional example, ensuring both the starting performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel efficiency at the highest gear ratio. can do. Here, “appropriate gear ratio” means that the gear ratio at each gear stage is plotted, and when the plotted points are connected by a line, the characteristic is smooth from the low gear side toward the high gear side. It means that a characteristic line can be drawn that changes in a flat state after being lowered by a gradient.
そして、実際に駆動輪へ伝達される回転数は、自動変速機の下流位置に設けた終減速機のファイナルギヤ比で調整される。よって、ＲＣ値が大きな値であるほど、ファイナルギヤ比による調整自由度が高くなり、例えば、よりロー側に調整することで、トルクコンバータを持たないハイブリッド車の自動変速機への対応が有利になる。また、最適燃費域や最高トルク域が異なるガソリンエンジンとディーゼルエンジンへの対応も有利になる。つまり、エンジン車の場合、発進駆動力と燃費（エンジン回転数の低回転化）を両立することができる。 The rotational speed actually transmitted to the drive wheels is adjusted by the final gear ratio of the final reduction gear provided at the downstream position of the automatic transmission. Therefore, the higher the RC value, the higher the degree of freedom of adjustment by the final gear ratio. For example, by adjusting to the low side, it is advantageous to cope with an automatic transmission of a hybrid vehicle having no torque converter. Become. In addition, it will be advantageous to handle gasoline engines and diesel engines with different optimal fuel efficiency and maximum torque ranges. That is, in the case of an engine vehicle, both the starting driving force and the fuel efficiency (reduction in engine speed) can be achieved.
(c) 後退動力性能
１速ギヤ比と後退ギヤ比は、発進加速性と登坂性能を決定付ける値であり、例えば、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にない場合、前後進の切り替え時に駆動力差が生じる。また、後退ギヤ比が１速ギヤ比より低いと、前進発進時の駆動力よりも後退発進時の駆動力が低くなり、後退発進性が劣ってしまう。
(c) Reverse power performance The first gear ratio and reverse gear ratio are values that determine start acceleration and climbing performance. For example, if the ratio between the first gear ratio and the reverse gear ratio is not in the vicinity of 1, the vehicle moves forward and backward. A driving force difference occurs at the time of switching. Also, if the reverse gear ratio is lower than the first gear ratio, the driving force at the time of backward start is lower than the driving force at the time of forward start, and the reverse startability is inferior.
従来例の自動変速機の場合、図１４に示すように、Rev1/1st＝0.750であり、Rev2/1st＝0.469である。したがって、Rev1/1stの場合、つまり後退１速（Rev1）を選択した場合には後退時の駆動力不足を防止できるレベルは保てるものの、後退２速（Rev2）を選択した場合では、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１よりも大幅に低い値であり、前後進の切り替え時に駆動力差が生じるし、後退発進性が劣ってしまうおそれがある。 In the case of the conventional automatic transmission, as shown in FIG. 14, Rev1 / 1st = 0.750 and Rev2 / 1st = 0.469. Therefore, in the case of Rev1 / 1st, that is, if the reverse 1st speed (Rev1) is selected, the level that can prevent the driving force from being insufficient during reverse can be maintained, but if the 2nd reverse speed (Rev2) is selected, the 1st gear The ratio between the ratio and the reverse gear ratio is a value significantly lower than 1, and a driving force difference may occur when switching between forward and reverse travel, and reverse startability may be deteriorated.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、図２に示すように、Rev/1st＝1.067であり、１速ギヤ比と後退ギヤ比の比が１近傍にある。このため、前後進の切り替え時に駆動力差が生じないし、後退発進性が劣ってしまうこともない。つまり、発進加速性と登坂性能を損なうことなく動作させることができる。 On the other hand, in the automatic transmission of the first embodiment, as shown in FIG. 2, Rev / 1st = 1.067, and the ratio of the first gear ratio and the reverse gear ratio is in the vicinity of 1. For this reason, a driving force difference does not occur at the time of forward / reverse switching, and the backward startability is not deteriorated. That is, the vehicle can be operated without impairing the start acceleration performance and the climbing performance.
(d) ユニットレイアウト
実施例１の自動変速機では、第１の遊星歯車PG1と第２の遊星歯車PG2と第３の遊星歯車PG3の歯数比ρ1,ρ2,ρ3が0.3〜0.65の範囲内であるため、各遊星歯車PG1〜PG3におけるギヤの歯面強度、ギヤ径、歯数を適切な状態に確保しつつ、各遊星歯車PG1〜PG3のそれぞれのサイズ拡大を抑制することができる。この結果、ユニットレイアウトの拡大を防止できる。
(d) Unit layout In the automatic transmission of the first embodiment, the gear ratios ρ1, ρ2, ρ3 of the first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are within the range of 0.3 to 0.65. Therefore, it is possible to suppress an increase in the size of each planetary gear PG1 to PG3 while securing the gear tooth surface strength, gear diameter, and number of teeth of each planetary gear PG1 to PG3 in an appropriate state. As a result, expansion of the unit layout can be prevented.
また、実施例１の自動変速機は、各摩擦要素（第１クラッチC1〜第１ブレーキB1）における最大トルク分担比が1.5以下であるため、各摩擦要素（第１クラッチC1〜第１ブレーキB1）のそれぞれのサイズ拡大を抑制することができ、ユニットレイアウトの拡大を防止できる。 Further, in the automatic transmission according to the first embodiment, since the maximum torque sharing ratio in each friction element (first clutch C1 to first brake B1) is 1.5 or less, each friction element (first clutch C1 to first brake B1). ) Can be suppressed, and the unit layout can be prevented from expanding.
そして、ユニットレイアウトの拡大を防止することで、トランスミッションケースTCのコンパクト化を達成することができ、自動変速機のユニット小型化やユニット軽量化、及びコスト低減に大きく寄与する。 By preventing the expansion of the unit layout, the transmission case TC can be made compact, which greatly contributes to miniaturization and weight reduction of the automatic transmission and cost reduction.
(e) 自動変速機ユニット形状
クラッチ要素とブレーキ要素による摩擦要素のうち、ブレーキ要素は、回転要素とトランスミッションケースの間に配置されるし、ブレーキ要素のトルク分担比が高いと、プレート枚数の増大とトランスミッションケースの径拡大により対応する必要がある。
(e) Automatic transmission unit shape Among friction elements by clutch elements and brake elements, the brake element is arranged between the rotating element and the transmission case, and if the torque sharing ratio of the brake element is high, the number of plates increases. It is necessary to cope with this by increasing the diameter of the transmission case.
従来例の自動変速機の場合、第２ブレーキB2が最もトルク分担比が高いブレーキ要素であり、図１３に示すように、第２ブレーキB2は、ダブルピニオン遊星歯車とラビニオタイプ遊星歯車ユニットの間に配置されているため、車体フロアとの干渉を避けるには、車室内に大きく突出するフロアトンネルを形成する必要がある。 In the case of the conventional automatic transmission, the second brake B2 is the brake element having the highest torque sharing ratio, and as shown in FIG. 13, the second brake B2 is located between the double pinion planetary gear and the ravinio type planetary gear unit. In order to avoid interference with the vehicle body floor, it is necessary to form a floor tunnel that protrudes greatly into the passenger compartment.
これに対し、実施例１の自動変速機の場合、第２ブレーキB2が最もトルク分担比が高いブレーキ要素であるが、図１に示すように、第２ブレーキB2は、車体フロアとの干渉とは無関係となる第１の遊星歯車PG1の前側、つまり、第１の遊星歯車PG1よりも駆動源側の上流位置に配置されているため、車体フロアと重なり合うケース領域の胴径を小さくすることができる。このため、パワーユニットルーム（例えば、エンジンルーム）に配置されるトランスミッションケースTCの前側部分のみの胴径を太くすれば、それ以降の胴径を細くする形状設定とすることができ、例えば、車室内に僅かに突出するフロアトンネルを形成するだけで車体フロアとの干渉を防止できる。 On the other hand, in the case of the automatic transmission of the first embodiment, the second brake B2 is the brake element having the highest torque sharing ratio, but as shown in FIG. Is disposed at the front side of the first planetary gear PG1, which is irrelevant, that is, at the upstream position on the drive source side of the first planetary gear PG1, so that the body diameter of the case region overlapping the vehicle body floor can be reduced. it can. For this reason, if the body diameter of only the front side portion of the transmission case TC arranged in the power unit room (for example, the engine room) is made thicker, it can be set to a shape setting that makes the body diameter thereafter narrower. It is possible to prevent interference with the vehicle body floor simply by forming a slightly protruding floor tunnel.
(f) 変速頻度
従来の自動変速機では、図１４に示すように、第６速を直結段とし、第１速から第５速をアンダードライブ変速段として設定している。したがって、アンダードライブ側での変速間隔が小さくなり、例えば、停止と発進走行を繰り返すような市街地走行等において、変速頻度が高いビジーシフトになる、そして、エンジン車の場合、アンダードライブ側ではエンジン回転数の吹き上がりが速いため、ビジーシフトによってフィーリングが悪化する。
(f) Shift Frequency In the conventional automatic transmission, as shown in FIG. 14, the sixth speed is set as the direct coupling stage, and the first to fifth speeds are set as the underdrive shift stage. Therefore, the speed change interval on the underdrive side becomes small, for example, a busy shift with a high shift frequency in an urban area where the stop and the start are repeated, and in the case of an engine vehicle, the engine speed on the underdrive side Since the number rises quickly, the feeling is worsened by the busy shift.
これに対し、実施例１の自動変速機では、図２に示すように、第５速を直結段とし、第１速から第４速をアンダードライブ変速段として設定している。したがって、アンダードライブ側での変速間隔が従来例に比べて広くなるため、例えば、停止と発進走行を繰り返すような市街地走行等において、ビジーシフトが抑えられ、フィーリング悪化を防止することができる。 On the other hand, in the automatic transmission according to the first embodiment, as shown in FIG. 2, the fifth speed is set as a direct coupling stage, and the first to fourth speeds are set as underdrive shift stages. Therefore, since the shift interval on the underdrive side is wider than that in the conventional example, for example, in a city area where the stop and the start are repeated, a busy shift can be suppressed, and deterioration in feeling can be prevented.
次に、効果を説明する。
実施例１の自動変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the automatic transmission of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.
(1) 第１のサンギヤS1と、第１のリングギヤR1と、前記第１のサンギヤS1と前記第１のリングギヤR1に噛み合う第１のシングルピニオンP1を支持する第１のキャリヤPC1とからなる第１の遊星歯車PG1と、第２のサンギヤS2と、第２のリングギヤR2と、前記第２のサンギヤS2と前記第２のリングギヤR2に噛み合う第２のダブルピニオンP2s,P2rを支持する第２のキャリヤPC2とからなる第２の遊星歯車PG2と、第３のサンギヤS3と、第３のリングギヤR3と、前記第３のサンギヤS3と前記第３のリングギヤR3に噛み合う第３のシングルピニオンP3を支持する第３のキャリヤPC3とからなる第３の遊星歯車PG3と、６つの摩擦要素と、を備え、前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸INからのトルクを出力軸OUTに出力可能な自動変速機において、前記入力軸INは、前記第１のキャリヤPC1に常時連結しており、前記出力軸OUTは、前記第３のキャリヤPC3に常時連結しており、前記第１のサンギヤS1は、常時固定して第１の固定メンバF1を構成しており、前記第２のサンギヤS2と前記第３のサンギヤS3は、常時連結して第１の回転メンバM1を構成しており、前記第２のキャリヤPC2と前記第３のリングギヤR3は、常時締結して第２の回転メンバM2を構成しており、前記６つの摩擦要素は、前記第１のキャリヤPC1と前記第１の回転メンバM1の間を選択的に連結する第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と、前記第１のキャリヤPC1と前記第２のリングギヤR2の間を選択的に連結する第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と、前記第１のリングギヤR1と前記第１の回転メンバM1の間を選択的に連結する第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と、前記第１のリングギヤR1と前記第２の回転メンバM2の間を選択的に連結する第４の摩擦要素（第４クラッチC4）と、前記第２の回転メンバM2の回転を係止可能な第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）と、前記第２のリングギヤR2の回転を係止可能な第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）と、により構成され、前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成する構成とした。
このため、３遊星６摩擦要素で前進８速を達成しながら、ダブルピニオン遊星歯車の使用数を低減でき、ギヤ効率・ギヤノイズ・耐久性信頼性・コストの面で有利であると共に、遊星数・摩擦要素数を増やさずに多段化するため、ユニットレイアウト拡大とコストアップすることなく燃費性能及び変速性能の向上を図ることができる。
(1) A first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 supporting a first single pinion P1 meshing with the first sun gear S1 and the first ring gear R1. A second planetary gear PG1, a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second double pinion P2s, P2r that meshes with the second sun gear S2 and the second ring gear R2. Supports second planetary gear PG2 comprising carrier PC2, third sun gear S3, third ring gear R3, and third single pinion P3 meshing with third sun gear S3 and third ring gear R3. A third planetary gear PG3 comprising a third carrier PC3 and six friction elements, and by appropriately fastening and releasing the six friction elements, the speed is shifted to at least a forward 8-speed gear stage and input. Output torque from shaft IN to output shaft OUT In the automatic transmission, the input shaft IN is always connected to the first carrier PC1, the output shaft OUT is always connected to the third carrier PC3, and the first sun gear. S1 is always fixed to form a first fixed member F1, and the second sun gear S2 and the third sun gear S3 are always connected to form a first rotating member M1, The second carrier PC2 and the third ring gear R3 are always fastened to constitute a second rotating member M2, and the six friction elements are the first carrier PC1 and the first rotation. A first friction element (first clutch C1) that selectively connects the members M1 and a second friction element (selective connection between the first carrier PC1 and the second ring gear R2) The second clutch C2), and the selection between the first ring gear R1 and the first rotating member M1 A third friction element (third clutch C3) coupled to the first ring gear, and a fourth friction element (fourth clutch C4) selectively coupled between the first ring gear R1 and the second rotating member M2. , A fifth friction element (first brake B1) that can lock the rotation of the second rotating member M2, and a sixth friction element (second brake) that can lock the rotation of the second ring gear R2. B2), and at least 8 forward speeds and 1 reverse speed are achieved by combining two of the six friction elements at the same time.
Therefore, while achieving 8 forward speeds with 3 planetary 6 friction elements, the number of double pinion planetary gears can be reduced, which is advantageous in terms of gear efficiency, gear noise, durability reliability, and cost. Since the number of friction elements is increased without increasing the number of friction elements, it is possible to improve the fuel consumption performance and the transmission performance without increasing the unit layout and increasing the cost.
(2) 前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第１速と、前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第２速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第５の摩擦要素（第１ブレーキB1）の同時締結により達成する第３速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）の同時締結により達成する第４速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）の同時締結により達成する第５速と、前記第２の摩擦要素（第２クラッチC2）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第６速と、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第７速と、前記第３の摩擦要素（第３クラッチC3）と前記第４の摩擦要素（第４クラッチC4）の同時締結により達成する第８速と、からなる構成とした。
このため、隣接段及び１段飛び変速段への変速が、１つの摩擦要素の締結と１つの摩擦要素の解放による１重架け替えにより達成され、変速制御が単純化されて有利である。加えて、適正な段間比を保ちながらもＲＣ値を、最低変速段ギヤ比での発進性能と最高変速段ギヤ比での高速燃費の両立を図る要求値に達する設定とすることができる。加えて、直結段を第５速とすることで、低速段側での変速間隔を広くとることができ、ビジーシフトを防止することができる。
(2) Of the six friction elements, the first friction element (first clutch C1) and the fifth friction element (first brake B1) are at least in the eighth forward speed by the combination of two simultaneous engagements. The first speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element, the second speed achieved by simultaneous engagement of the third friction element (third clutch C3) and the fifth friction element (first brake B1), and the second speed. The third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element (second clutch C2) and the fifth friction element (first brake B1), the second friction element (second clutch C2) and the third The fourth speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (third clutch C3) and the simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1) and the second friction element (second clutch C2). Fifth speed, the second friction element (second clutch C2) and the fourth speed The sixth speed achieved by simultaneous engagement of the friction element (fourth clutch C4), and the simultaneous engagement of the first friction element (first clutch C1) and the fourth friction element (fourth clutch C4). The seventh speed and the eighth speed achieved by simultaneous engagement of the third friction element (third clutch C3) and the fourth friction element (fourth clutch C4) are configured.
For this reason, the shift to the adjacent stage and the one-step jumping shift stage is achieved by single replacement by fastening one friction element and releasing one friction element, which is advantageous because the shift control is simplified. In addition, the RC value can be set so as to reach a required value for achieving both the start performance at the lowest gear ratio and the high speed fuel consumption at the highest gear ratio while maintaining an appropriate gear ratio. In addition, by setting the direct coupling stage to the fifth speed, it is possible to widen the shift interval on the low speed stage side and to prevent busy shift.
(3) 前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第１の摩擦要素（第１クラッチC1）と前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）の同時締結により達成する構成とした。
このため、適切なＲＣ値及び段間比を達成するような歯数比を選択しても、後退ギヤ比評価値（＝後退ギヤ比／１速ギヤ比）を１近傍の値とすることができ、この結果、前後進の切り替え時に駆動力差が生じることを防止できるし、後退発進加速性や登坂性能を確保することができる。
(3) Of the six friction elements, the first reverse speed achieved by the combination of two simultaneous engagements is the first friction element (first clutch C1) and the sixth friction element (second brake B2). The configuration is achieved by simultaneous fastening.
Therefore, the reverse gear ratio evaluation value (= reverse gear ratio / 1st gear ratio) can be set to a value near 1 even if a gear ratio that achieves an appropriate RC value and interstage ratio is selected. As a result, it is possible to prevent the occurrence of a driving force difference when switching between forward and backward travel, and it is possible to ensure reverse start acceleration and climbing performance.
(4) 前記第１の遊星歯車PG1と前記第２の遊星歯車PG2と前記第３の遊星歯車PG3は、駆動源が接続される前記入力軸INから前記出力軸OUTに向かって順に縦配列し、前記第６の摩擦要素（第２ブレーキB2）を、前記第１の遊星歯車PG1より駆動源側の上流位置に設定する構成とした。
このため、トランスミッションケースTCの前側部分のみの胴径を太くし、それ以降の部分の胴径を細くする形状設定にすることにより、車体フロアとの干渉を防止しつつ、フロアトンネルの車室内への突出を小さく抑えることができる。
(4) The first planetary gear PG1, the second planetary gear PG2, and the third planetary gear PG3 are vertically arranged in order from the input shaft IN to which the drive source is connected to the output shaft OUT. The sixth friction element (second brake B2) is set at the upstream position on the drive source side from the first planetary gear PG1.
For this reason, by increasing the body diameter of only the front part of the transmission case TC and making the body diameter of the subsequent part thinner, it is possible to enter the floor tunnel cabin while preventing interference with the vehicle body floor. Can be kept small.
以上、本発明の自動変速機を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。 As mentioned above, although the automatic transmission of this invention has been demonstrated based on Example 1, it is not restricted to this Example 1 about a concrete structure, The summary of the invention which concerns on each claim of a claim As long as they do not deviate, design changes and additions are permitted.
実施例１では、第１の遊星歯車PG1の歯数比ρ1と、第２の遊星歯車PG2の歯数比ρ2と、第３の遊星歯車PG3の歯数比ρ3を、それぞれについて好適の値に設定する例を示した。しかし、各遊星歯車PG1,PG2,PG3の歯数比ρ1,ρ2,ρ3は、歯数比設定が可能な範囲内の値であって、ＲＣ値の高いギヤ比や適切な段間比を得るように設定したものであれば、具体的な値は、実施例１の値に限られるものではない。 In the first embodiment, the tooth number ratio ρ1 of the first planetary gear PG1, the tooth number ratio ρ2 of the second planetary gear PG2, and the tooth number ratio ρ3 of the third planetary gear PG3 are set to preferable values. An example of setting is shown. However, the gear ratios ρ1, ρ2, and ρ3 of the planetary gears PG1, PG2, and PG3 are values within a range in which the gear ratio can be set, and a gear ratio with a high RC value and an appropriate interstage ratio are obtained. The specific values are not limited to the values in the first embodiment as long as they are set as described above.
実施例１では、入出力軸を同軸配置とするＦＲエンジン車に適用される自動変速機の例を示したが、ＦＲエンジン車に限らず、ＦＦエンジン車やハイブリッド車や電気自動車や燃料電池車、等の様々な車両の自動変速機としても適用することができる。 In the first embodiment, an example of an automatic transmission applied to an FR engine vehicle having an input / output shaft coaxially arranged is shown. The present invention can also be applied as an automatic transmission for various vehicles.
PG1 第１の遊星歯車
PG2 第２の遊星歯車
PG3 第３の遊星歯車
IN 入力軸
OUT 出力軸
F1 第１の固定メンバ
M1 第１の回転メンバ
M2 第２の回転メンバ
C1 第１クラッチ（第１の摩擦要素）
C2 第２クラッチ（第２の摩擦要素）
C3 第３クラッチ（第３の摩擦要素）
C4 第４クラッチ（第４の摩擦要素）
B1 第１ブレーキ（第５の摩擦要素）
B2 第２ブレーキ（第６の摩擦要素）
TC トランスミッションケース
PG1 first planetary gear
PG2 Second planetary gear
PG3 3rd planetary gear
IN input shaft
OUT output shaft
F1 First fixed member
M1 First rotating member
M2 Second rotating member
C1 First clutch (first friction element)
C2 Second clutch (second friction element)
C3 3rd clutch (3rd friction element)
C4 4th clutch (4th friction element)
B1 First brake (fifth friction element)
B2 Second brake (sixth friction element)
TC transmission case
Claims (4)
第２のサンギヤと、第２のリングギヤと、前記第２のサンギヤと前記第２のリングギヤに噛み合う第２のダブルピニオンを支持する第２のキャリヤとからなる第２の遊星歯車と、
第３のサンギヤと、第３のリングギヤと、前記第３のサンギヤと前記第３のリングギヤに噛み合う第３のシングルピニオンを支持する第３のキャリヤとからなる第３の遊星歯車と、
６つの摩擦要素と、を備え、
前記６つの摩擦要素を適宜締結解放することにより少なくとも前進８速の変速段に変速して入力軸からのトルクを出力軸に出力可能な自動変速機において、
前記入力軸は、前記第１のキャリヤに常時連結しており、
前記出力軸は、前記第３のキャリヤに常時連結しており、
前記第１のサンギヤは、常時固定して第１の固定メンバを構成しており、
前記第２のサンギヤと前記第３のサンギヤは、常時連結して第１の回転メンバを構成しており、
前記第２のキャリヤと前記第３のリングギヤは、常時締結して第２の回転メンバを構成しており、
前記６つの摩擦要素は、
前記第１のキャリヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第１の摩擦要素と、
前記第１のキャリヤと前記第２のリングギヤの間を選択的に連結する第２の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第１の回転メンバの間を選択的に連結する第３の摩擦要素と、
前記第１のリングギヤと前記第２の回転メンバの間を選択的に連結する第４の摩擦要素と、
前記第２の回転メンバの回転を係止可能な第５の摩擦要素と、
前記第２のリングギヤの回転を係止可能な第６の摩擦要素と、
により構成され、
前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速及び後退１速を達成することを特徴とする自動変速機。 A first planetary gear comprising a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier that supports the first sun gear and a first single pinion that meshes with the first ring gear;
A second planetary gear comprising a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier that supports the second sun gear and a second double pinion that meshes with the second ring gear;
A third planetary gear comprising a third sun gear, a third ring gear, a third carrier that supports the third sun gear and a third single pinion that meshes with the third ring gear;
6 friction elements,
In an automatic transmission capable of shifting to at least a forward 8-speed gear stage by appropriately fastening and releasing the six friction elements and outputting torque from the input shaft to the output shaft,
The input shaft is always connected to the first carrier,
The output shaft is always connected to the third carrier,
The first sun gear is fixed at all times to form a first fixed member,
The second sun gear and the third sun gear are always connected to form a first rotating member,
The second carrier and the third ring gear are always fastened to constitute a second rotating member,
The six friction elements are:
A first friction element that selectively couples between the first carrier and the first rotating member;
A second friction element that selectively couples between the first carrier and the second ring gear;
A third friction element that selectively connects between the first ring gear and the first rotating member;
A fourth friction element that selectively connects between the first ring gear and the second rotating member;
A fifth friction element capable of locking the rotation of the second rotating member;
A sixth friction element capable of locking the rotation of the second ring gear;
Composed of
An automatic transmission characterized in that at least 8 forward speeds and 1 reverse speed are achieved by a combination of two simultaneous engagements among the six friction elements.
前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより、少なくとも前進８速は、
前記第１の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第１速と、
前記第３の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第２速と、
前記第２の摩擦要素と前記第５の摩擦要素の同時締結により達成する第３速と、
前記第２の摩擦要素と前記第３の摩擦要素の同時締結により達成する第４速と、
前記第１の摩擦要素と前記第２の摩擦要素の同時締結により達成する第５速と、
前記第２の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第６速と、
前記第１の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第７速と、
前記第３の摩擦要素と前記第４の摩擦要素の同時締結により達成する第８速と、
からなることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
Of the six friction elements, at least eight forward speeds are achieved by a combination of two simultaneous fastenings.
A first speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element and the fifth friction element;
A second speed achieved by simultaneous engagement of the third friction element and the fifth friction element;
A third speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element and the fifth friction element;
A fourth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element and the third friction element;
A fifth speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element and the second friction element;
A sixth speed achieved by simultaneous engagement of the second friction element and the fourth friction element;
A seventh speed achieved by simultaneous engagement of the first friction element and the fourth friction element;
An eighth speed achieved by simultaneous engagement of the third friction element and the fourth friction element;
An automatic transmission characterized by comprising:
前記６つの摩擦要素のうち、二つの同時締結の組み合わせにより達成する後退１速は、前記第１の摩擦要素と前記第６の摩擦要素の同時締結により達成することを特徴とする自動変速機。 In the automatic transmission according to claim 1 or 2,
An automatic transmission characterized in that the first reverse speed achieved by a combination of two simultaneous engagements among the six friction elements is achieved by simultaneous engagement of the first friction element and the sixth friction element.
前記第１の遊星歯車と前記第２の遊星歯車と前記第３の遊星歯車は、駆動源が接続される前記入力軸から前記出力軸に向かって順に縦配列し、
前記第６の摩擦要素を、前記第１の遊星歯車より駆動源側の上流位置に設定したことを特徴とする自動変速機。 In the automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
The first planetary gear, the second planetary gear, and the third planetary gear are vertically arranged in order from the input shaft to which the drive source is connected toward the output shaft,
An automatic transmission characterized in that the sixth friction element is set at an upstream position on the drive source side from the first planetary gear.
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