JP5373735B2 - Automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、入力軸の回転を変速機ケース内に配置した複数の遊星歯車機構を介して複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission in which rotation of an input shaft is shifted to a plurality of stages via a plurality of planetary gear mechanisms arranged in a transmission case and output from an output member.
従来、入力用の第１遊星歯車機構と変速用の第２と第３の２つの遊星歯車機構と６つの係合機構とを用いて、前進８段の変速を行うことができるようにした自動変速機が知られている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, an automatic operation capable of performing eight forward gears using the first planetary gear mechanism for input, the second and third planetary gear mechanisms for shifting, and the six engaging mechanisms. A transmission is known (see, for example, Patent Document 1).
特許文献１のものでは、入力用の遊星歯車機構を、第１サンギヤと、第１リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第１サンギヤに噛合し他方が第１リングギヤに噛合する一対の第１ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第１キャリアとからなるいわゆるダブルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが互いに異なる方向に回転する。）で構成している。
In
第１遊星歯車機構は、第１サンギヤが変速機ケースに固定される固定要素、第１キャリアが入力軸に連結される入力要素、第１リングギヤが入力要素たる第１キャリアの回転速度を減速して出力する出力要素とされている。 The first planetary gear mechanism decelerates the rotational speed of a fixed element in which a first sun gear is fixed to a transmission case, an input element in which a first carrier is connected to an input shaft, and a first carrier in which a first ring gear is an input element. Output element.
又、変速用の２つの遊星歯車機構は、第２サンギヤと、第３サンギヤと、第３リングギヤと一体化された第２リングギヤと、互いに噛合すると共に一方が第２サンギヤ及び第２リングギヤに噛合し他方が第３サンギヤに噛合する一対の第２ピニオンを自転及び公転自在に軸支する第２キャリアとからなるラビニヨ型の遊星歯車機構で構成されている。 In addition, the two planetary gear mechanisms for shifting are engaged with the second sun gear, the third sun gear, and the second ring gear integrated with the third ring gear, and one of them meshes with the second sun gear and the second ring gear. The other is a Ravigneaux type planetary gear mechanism comprising a second carrier that pivotally supports and revolves a pair of second pinions meshing with the third sun gear.
このラビニヨ型の遊星歯車機構は、共線図（各回転要素の相対速度の比を直線で表すことができる図）においてギヤ比に対応する間隔を存して順に、第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素とすると、第１回転要素は第２サンギヤ、第２回転要素は第３キャリアと一体化された第２キャリア、第３回転要素は第３リングギヤと一体化された第２リングギヤ、第４回転要素は第３サンギヤとなる。 This Ravigneaux type planetary gear mechanism includes a first rotation element, a second rotation element, and a second rotation element in order with an interval corresponding to the gear ratio in a collinear diagram (a figure in which the ratio of relative speeds of the rotation elements can be represented by a straight line). When the rotating element, the third rotating element, and the fourth rotating element are used, the first rotating element is the second sun gear, the second rotating element is the second carrier integrated with the third carrier, and the third rotating element is the third ring gear. The integrated second ring gear and fourth rotation element become the third sun gear.
又、係合機構として、第１遊星歯車機構の出力要素たる第１リングギヤと第３サンギヤから成る第４回転要素とを解除自在に連結する第１湿式多板クラッチと、入力軸と第２キャリアから成る第２回転要素とを解除自在に連結する第２湿式多板クラッチと、出力要素たる第１リングギヤと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第３湿式多板クラッチと、入力要素たる第１キャリアと第２サンギヤから成る第１回転要素とを解除自在に連結する第４湿式多板クラッチと、第２サンギヤから成る第１回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第１ブレーキと、第２キャリアから成る第２回転要素を変速機ケースに解除自在に固定する第２ブレーキとを備える。 In addition, as an engagement mechanism, a first wet multi-plate clutch that releasably connects a first ring gear that is an output element of the first planetary gear mechanism and a fourth rotation element that is a third sun gear, an input shaft, and a second carrier And a second wet multi-plate clutch for releasably connecting a first rotary element comprising a first ring gear and a second sun gear as output elements. A fourth wet multi-plate clutch for releasably connecting the first carrier as the input element and the first rotating element comprising the second sun gear, and the first rotating element comprising the second sun gear to be disengageable to the transmission case. A first brake for fixing, and a second brake for releasably fixing the second rotating element including the second carrier to the transmission case.
以上の構成によれば、第１湿式多板クラッチと第２ブレーキとを係合することで１速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで２速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで３速段が確立され、第１湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで４速段が確立される。 According to the above configuration, the first speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second brake, and the second speed is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the first brake. A stage is established, and a third speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, and the first wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch are engaged. This establishes the fourth gear.
又、第１湿式多板クラッチと第２湿式多板クラッチとを係合することで５速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第４湿式多板クラッチとを係合することで６速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第３湿式多板クラッチとを係合することで７速段が確立され、第２湿式多板クラッチと第１ブレーキとを係合することで８速段が確立される。 Further, the fifth speed stage is established by engaging the first wet multi-plate clutch and the second wet multi-plate clutch, and 6 by engaging the second wet multi-plate clutch and the fourth wet multi-plate clutch. By establishing the first gear, engaging the second wet multi-plate clutch and the third wet multi-plate clutch, the seventh gear is established, and by engaging the second wet multi-plate clutch and the first brake. The eighth gear is established.
又、従来の自動変速機は、入力軸の軸線上に８つの列を構成する。具体的には、トルクコンバータ側から順に、第１列が第４クラッチ及び第１ブレーキ、第２列が第１遊星歯車機構、第３列が第１クラッチ、第４列が第３クラッチ（第３クラッチは、スケルトン図上では、第１遊星歯車機構と同列に見えるが、実際には、第１クラッチと出力ギヤとの間に第３クラッチ用のピストンと油路とが構成されるため。）、第５列が出力ギヤ、第６列が第２遊星歯車機構、第７列が第３遊星歯車機構、第８列が第２クラッチ及び第２ブレーキとなる。 In addition, the conventional automatic transmission forms eight rows on the axis of the input shaft. Specifically, in order from the torque converter side, the first row is the fourth clutch and the first brake, the second row is the first planetary gear mechanism, the third row is the first clutch, and the fourth row is the third clutch (the second clutch). The three clutches appear to be in the same row as the first planetary gear mechanism on the skeleton diagram, but in reality, the third clutch piston and the oil passage are formed between the first clutch and the output gear. ), The fifth row is the output gear, the sixth row is the second planetary gear mechanism, the seventh row is the third planetary gear mechanism, and the eighth row is the second clutch and second brake.
上記従来例のものでは、各変速段において係合する係合機構の数が２つになる。そのため、開放している残りの４つの係合機構の引き摺りによるフリクションロスが大きくなり、自動変速機の効率が悪化する不具合がある。 In the above-described conventional example, the number of engagement mechanisms engaged at each shift stage is two. Therefore, the friction loss due to dragging of the remaining four engagement mechanisms that are open increases, resulting in a problem that the efficiency of the automatic transmission deteriorates.
本発明は、以上の点に鑑み、フリクションロスを低減できる自動変速機を提供することを目的とする。 An object of the present invention is to provide an automatic transmission which can reduce friction loss in view of the above points.
［１］上記目的を達成するため、本発明は、変速機ケース内に回転自在に軸支されると共に駆動源からの動力により回転される入力軸を備え、該入力軸の回転を複数段に変速して出力部材から出力する自動変速機であって、サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々備える第１から第４の４つの遊星歯車機構が設けられ、該第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、前記第２遊星歯車機構の３つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、前記第３と第４の２つの遊星歯車機構の各要素は、４つの回転要素を構成し、当該４つの回転要素の相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、該４つの回転要素を一方から夫々第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素として、前記第１要素が前記入力軸に連結され、前記第２回転要素が前記出力部材に連結され、前記第３要素と前記第６要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第４要素と前記第４回転要素とを連結して第２連結体が構成される。 [1] In order to achieve the above object, the present invention includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and rotated by power from a drive source, and the rotation of the input shaft is performed in a plurality of stages. An automatic transmission that shifts and outputs from an output member is provided with first to fourth planetary gear mechanisms each including three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear, and the first planetary gear mechanism The second planetary gear mechanism has three elements as a first element, a second element, and a third element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. Are the fourth element, the fifth element, and the sixth element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the nomograph, and the elements of the third and fourth planetary gear mechanisms are Comprising four rotating elements, The four rotating elements are respectively designated as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element, and a fourth rotating element in order of arrangement in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio of the rotating elements can be represented by a straight line. The first element is connected to the input shaft, the second rotating element is connected to the output member, the third element and the sixth element are connected to form a first connecting body, A 4th element and the 4th rotation element are connected, and the 2nd connection object is constituted.
そして、係合機構として、前記第１要素と前記第３回転要素とを連結自在な第１クラッチと、前記第２要素と前記第２連結体とを連結自在な第２クラッチと、前記第２要素と前記第１回転要素とを連結自在な第３クラッチと、前記第３回転要素を前記変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、前記第５要素を前記変速機ケースに固定自在な第２ブレーキと、前記第１連結体を前記変速機ケースに固定自在な第３ブレーキとを備え、前記第１から第３の３つのクラッチと、前記第１から第３の３つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする。 As an engagement mechanism, a first clutch that can connect the first element and the third rotating element, a second clutch that can connect the second element and the second connecting body, and the second clutch A third clutch that can connect the element and the first rotating element, a first brake that can fix the third rotating element to the transmission case, and a first clutch that can fix the fifth element to the transmission case. 2 brakes and a third brake that can fix the first coupling body to the transmission case, a total of 6 of the first to third clutches and the first to third brakes. Each shift stage is established by bringing at least three of the engagement mechanisms into a connected state or a fixed state.
本発明によれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、３つのクラッチと３つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、各変速段において３つの係合機構が係合して連結状態又は固定状態となる。そのため、各変速段で連結及び固定状態でなく開放される係合機構の数は３つになり、従来のように各変速段で４つの係合機構が開放されるものに比し、開放されている係合機構によるフリクションロスを低減でき、自動変速機の伝達効率を向上させることができる。 According to the present invention, as will be apparent from the description of the embodiments described later, among the total of six engagement mechanisms of three clutches and three brakes, three engagement mechanisms are engaged and connected at each shift stage. State or fixed state. Therefore, the number of engagement mechanisms that are not connected and fixed in each gear stage is released is three, and the number of engagement mechanisms that are released in each gear stage is less than that in the conventional case where four engagement mechanisms are opened. The friction loss due to the engaging mechanism can be reduced, and the transmission efficiency of the automatic transmission can be improved.
［２］本発明においては、第４要素を第２遊星歯車機構のリングギヤで構成し、第４回転要素を、第３遊星歯車機構のリングギヤと第４遊星歯車機構のサンギヤとを連結して構成し、第４遊星歯車機構を第２遊星歯車機構又は第３遊星歯車機構の径方向外方に配置して、第４遊星歯車機構のサンギヤを第２遊星歯車機構又は第３遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成することが好ましい。 [2] In the present invention, the fourth element is constituted by the ring gear of the second planetary gear mechanism, and the fourth rotating element is constituted by connecting the ring gear of the third planetary gear mechanism and the sun gear of the fourth planetary gear mechanism. The fourth planetary gear mechanism is arranged radially outward of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism, and the sun gear of the fourth planetary gear mechanism is used as the ring gear of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism. It is preferable to constitute integrally.
かかる構成によれば、第４遊星歯車機構が第２遊星歯車機構又は第３遊星歯車機構の径方向外方に配置されるため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 According to this configuration, since the fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism, the axial length of the automatic transmission can be shortened.
ここで、クラッチを湿式多板クラッチで構成する場合、作動油圧で進退するピストンを備えることとなる。この湿式多板クラッチのピストンは、変速機ケースに設けられる湿式多板ブレーキのピストンと異なり、入力軸上や入力軸を軸支するメインシャフト上などに設けられるものであり、遊星歯車機構の径方向外方に配置することができない。 Here, when the clutch is constituted by a wet multi-plate clutch, a piston that moves forward and backward with the hydraulic pressure is provided. The piston of this wet multi-plate clutch is provided on the input shaft or the main shaft that supports the input shaft, unlike the wet multi-plate brake piston provided in the transmission case. Cannot be placed outside the direction.
従って、従来例のものでは、３つの遊星歯車機構と４つの湿式多板クラッチとの合計７つの部材が入力軸上又は入力軸を回転自在に軸支するメインシャフト上に配置されることとなる。 Therefore, in the conventional example, a total of seven members including three planetary gear mechanisms and four wet multi-plate clutches are arranged on the input shaft or the main shaft that rotatably supports the input shaft. .
しかしながら、本発明を上述の如く、第４遊星歯車機構を第２遊星歯車機構又は第３遊星歯車機構の径方向外方に配置すれば、本発明においては、実質上、３つの遊星歯車機構と、３つのクラッチの合計６つの部材が入力軸上又は入力軸を回転自在に軸支するメインシャフト上に配置されることとなり、従来例のものよりも軸長の短縮化を図ることができ、車両（特にＦＦ式の車両）への搭載性を向上させることができる。 However, as described above, if the fourth planetary gear mechanism is arranged radially outward of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism, the present invention substantially includes three planetary gear mechanisms. A total of six members of the three clutches are arranged on the input shaft or the main shaft that rotatably supports the input shaft, and the shaft length can be shortened compared to the conventional example, The mounting property to a vehicle (especially FF type vehicle) can be improved.
［３］本発明においては、第４遊星歯車機構を第３遊星歯車機構の径方向外方に配置し、第４遊星歯車機構のサンギヤを第３遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成し、第１遊星歯車機構を、入力軸の軸線方向において、第２遊星歯車機構と第３遊星歯車機構との間に配置することが好ましい。 [3] In the present invention, the fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism, the sun gear of the fourth planetary gear mechanism is configured integrally with the ring gear of the third planetary gear mechanism, The one planetary gear mechanism is preferably disposed between the second planetary gear mechanism and the third planetary gear mechanism in the axial direction of the input shaft.
これによれば、後述する実施形態の説明から明らかなように、油路の設計自由度が向上されると共に、自動変速機の外径の小型化を図ることができる。 According to this, as will be apparent from the description of the embodiment described later, the degree of freedom in designing the oil passage is improved and the outer diameter of the automatic transmission can be reduced.
［４］本発明においては、第５要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチを設けることが好ましい。これによれば、フリクションロスをより低減できると共に、変速段間の変速制御性を向上させることができる。 [4] In the present invention, it is preferable to provide a 1-way clutch that allows forward rotation of the fifth element and prevents reverse rotation. According to this, the friction loss can be further reduced, and the shift controllability between the shift stages can be improved.
［５］本発明においては、第１ブレーキを噛合機構で構成することが好ましい。これによれば、フリクションロスをより低減させることができる。 [5] In the present invention, it is preferable that the first brake is constituted by a meshing mechanism. According to this, friction loss can be further reduced.
［６］本発明においては、第１ブレーキを、第３回転要素を変速機ケースに固定する固定状態と、第３回転要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成してもよい。これによっても、フリクションロスをより低減できると共に、変速制御性を向上させることができる。 [6] In the present invention, the first brake can be switched between a fixed state in which the third rotating element is fixed to the transmission case and a reverse rotation preventing state in which the third rotating element is allowed to rotate forward and prevent reverse rotation. A two-way clutch may be used. This also can reduce the friction loss and improve the shift controllability.
［７］本発明において、出力部材を出力ギヤで構成する場合には、この出力ギヤを軸支する部材の機械的強度を高めるべく、出力ギヤを、変速機ケースから径方向内方に延びる側壁に設けられた筒状部で軸支させることが考えられる。このとき、筒状部の径方向内方に、第２クラッチ又は第３クラッチを配置すれば、筒状部の径方向内方のスペースを有効活用することができ、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 [7] In the present invention, when the output member is constituted by an output gear, the side wall extending radially inward from the transmission case in order to increase the mechanical strength of the member supporting the output gear. It is conceivable to pivotally support it with a cylindrical portion provided on the. At this time, if the second clutch or the third clutch is disposed radially inward of the cylindrical portion, the radial inner space of the cylindrical portion can be effectively utilized, and the axial length of the automatic transmission can be increased. Shortening can be achieved.
［８］本発明においては、第２クラッチと第３クラッチとを、互いに径方向に位置するように配置することもでき、これによっても、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 [8] In the present invention, the second clutch and the third clutch can be arranged so as to be positioned in the radial direction with each other, and thereby the axial length of the automatic transmission can be shortened. .
［９］本発明においては、第１から第３の３つのブレーキのうちの少なくとも何れか１つのブレーキを、入力軸の軸端部に配置することが好ましい。入力軸の軸端部では、遊星歯車機構やクラッチに邪魔されることなく、隣接する変速機ケースの面積を比較的広く確保することができる。このため、上記の如く構成すれば、ブレーキ用の油路の設計自由度を向上させることができる。 [9] In the present invention, it is preferable that at least one of the first to third brakes is disposed at the shaft end portion of the input shaft. At the shaft end portion of the input shaft, the area of the adjacent transmission case can be secured relatively large without being obstructed by the planetary gear mechanism or the clutch. For this reason, if comprised as mentioned above, the freedom degree of design of the oil path for brakes can be improved.
［１０］本発明においては、出力部材を出力軸で構成し、この出力軸を入力軸と同心に配置してもよい。これによれば、ＦＲ式の車両への搭載性が向上される。 [10] In the present invention, the output member may be constituted by an output shaft, and the output shaft may be arranged concentrically with the input shaft. According to this, the mounting property to the FR type vehicle is improved.
［１１］本発明において、第２ブレーキ及び第３ブレーキを第１遊星歯車機構及び第２遊星歯車機構の径方向外方に配置すれば、自動変速機の軸長の増加を防止することができる。 [11] In the present invention, if the second brake and the third brake are arranged radially outward of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism, an increase in the axial length of the automatic transmission can be prevented. .
［１２］本発明においては、第２ブレーキと第３ブレーキとを互いに径方向に位置するように配置すれば、第２と第３の両ブレーキを第１及び第２の遊星歯車機構の径方向外方に配置することができない場合であっても、自動変速機の軸長の増加を抑制させることができる。 [12] In the present invention, if the second brake and the third brake are arranged so as to be positioned in the radial direction, the second and third brakes are arranged in the radial direction of the first and second planetary gear mechanisms. Even in the case where it cannot be arranged outward, an increase in the axial length of the automatic transmission can be suppressed.
［１３］本発明においては、第１ブレーキを第１クラッチの径方向外方に配置すれば、第１ブレーキを何れかの遊星歯車機構の径方向外方に配置することができない場合であっても、自動変速機の軸長の増加を抑制させることができる。 [13] In the present invention, if the first brake is disposed radially outward of the first clutch, the first brake cannot be disposed radially outward of any planetary gear mechanism. Also, an increase in the axial length of the automatic transmission can be suppressed.
［１４］本発明においては、第１から第４の４つの遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるいわゆるシングルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤとが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。）で構成することが好ましい。 [14] In the present invention, the first to fourth planetary gear mechanisms include a so-called single pinion comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. Type planetary gear mechanism (when the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a minus planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier And rotate in the same direction.).
これによれば、遊星歯車機構を、サンギヤと、リングギヤと、互いに噛合すると共に一方がサンギヤに噛合し他方がリングギヤに噛合する一対のピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるいわゆるダブルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが同一方向に回転するため、プラス遊星歯車機構又はポジティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合、サンギヤとキャリアが互いに異なる方向に回転する。）で構成した場合に比し、入力軸から出力部材までの間の動力が伝達される経路における、ギヤが噛み合う個所を減少させることができ、伝達効率をより向上させることができる。 According to this, the planetary gear mechanism is a so-called double gear comprising a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports and rotates a pair of pinions that mesh with each other and one meshes with the sun gear and the other meshes with the ring gear. Pinion type planetary gear mechanism (Since the sun gear and the ring gear rotate in the same direction when the carrier is fixed, it is also called the plus planetary gear mechanism or the positive planetary gear mechanism. Incidentally, when the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier are different from each other. Compared with the case where the power is transmitted from the input shaft to the output member, the number of places where the gear meshes can be reduced and the transmission efficiency can be further improved. it can.
［１５］本発明においては、駆動源の動力を入力軸に伝達自在な発進クラッチを設けてもよい。 [15] In the present invention, a starting clutch capable of transmitting the power of the drive source to the input shaft may be provided.
［１６］本発明においては、駆動源の動力をトルクコンバータを介して入力軸に伝達させるように構成することもできる。 [16] In the present invention, the power of the drive source can be transmitted to the input shaft via the torque converter.
［第１実施形態］
図１は、本発明の自動変速機の第１実施形態を示している。この第１実施形態の自動変速機は、変速機ケース１内に回転自在に軸支した、図外の内燃機関（エンジン）等の駆動源ＥＮＧが出力する駆動力がロックアップクラッチＬＣ及びダンパＤＡを有するトルクコンバータＴＣを介して伝達される入力軸２と、入力軸２と同心に配置された出力ギヤからなる出力部材３とを備えている。出力部材３の回転は、図外のデファレンシャルギヤやプロペラシャフトを介して車両の左右の駆動輪に伝達される。尚、トルクコンバータＴＣに代えて、摩擦係合自在に構成される単板型又は多板型の発進クラッチを設けてもよい。
[First Embodiment]
FIG. 1 shows a first embodiment of an automatic transmission according to the present invention. In the automatic transmission according to the first embodiment, the driving force output by a driving source ENG such as an internal combustion engine (engine) (not shown) that is rotatably supported in the
又、変速機ケース１内には、第１〜第４の４つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜４が入力軸２と同心に配置されている。
In the
第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、サンギヤＳａとリングギヤＲａとに噛合するピニオンＰａを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣａとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構（キャリアを固定した場合、サンギヤとリングギヤが互いに異なる方向に回転するため、マイナス遊星歯車機構又はネガティブ遊星歯車機構ともいう。因みに、リングギヤを固定した場合には、サンギヤとキャリアとが同一方向に回転する。）で構成されている。 The first planetary gear mechanism PGS1 is a so-called single pinion type planetary gear mechanism (comprising a sun gear Sa, a ring gear Ra, and a carrier Ca that rotatably and revolves a pinion Pa meshing with the sun gear Sa and the ring gear Ra). When the carrier is fixed, the sun gear and the ring gear rotate in different directions, so it is also called a negative planetary gear mechanism or a negative planetary gear mechanism.When the ring gear is fixed, the sun gear and the carrier rotate in the same direction. .).
図２の上段に示す第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図（サンギヤ、キャリア、リングギヤの３つの要素の相対回転速度の比を直線（速度線）で表すことができる図）を参照して、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の３つの要素Ｓａ，Ｃａ，Ｒａを、共線図におけるギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）に対応する間隔での並び順に左側から夫々第１要素、第２要素及び第３要素とすると、第１要素はリングギヤＲａ、第２要素はキャリアＣａ、第３要素はサンギヤＳａになる。 Referring to the collinear diagram of the first planetary gear mechanism PGS1 shown in the upper part of FIG. 2 (a diagram in which the ratio of the relative rotational speeds of the three elements of the sun gear, the carrier, and the ring gear can be represented by a straight line (speed line)) The three elements Sa, Ca, Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 are arranged from the left side in the order in which they are arranged at intervals corresponding to the gear ratio (number of teeth of the ring gear / number of teeth of the sun gear) in the alignment chart. Assuming two elements and a third element, the first element is a ring gear Ra, the second element is a carrier Ca, and the third element is a sun gear Sa.
ここで、サンギヤＳａとキャリアＣａ間の間隔とキャリアＣａとリングギヤＲａ間の間隔との比は、第１遊星歯車機構ＰＧ１のギヤ比をｈとして、ｈ：１に設定される。尚、共線図において、下の横線と上の横線は夫々回転速度が「０」と「１」（入力軸２と同じ回転速度）であることを示している。 Here, the ratio between the distance between the sun gear Sa and the carrier Ca and the distance between the carrier Ca and the ring gear Ra is set to h: 1, where h is the gear ratio of the first planetary gear mechanism PG1. In the alignment chart, the lower horizontal line and the upper horizontal line indicate that the rotational speeds are “0” and “1” (the same rotational speed as the input shaft 2), respectively.
第２遊星歯車機構ＰＧＳ２も、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、サンギヤＳｂ及びリングギヤＲｂに噛合するピニオンＰｂを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｂとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The second planetary gear mechanism PGS2 is also configured by a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sb, a ring gear Rb, and a carrier Cb that rotatably and revolves a pinion Pb that meshes with the sun gear Sb and the ring gear Rb. Is done.
図２の中段に示す第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の共線図を参照して、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の３つの要素Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂを、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に左側から夫々第４要素、第５要素及び第６要素とすると、第４要素はリングギヤＲｂ、第５要素はキャリアＣｂ、第６要素はサンギヤＳｂになる。サンギヤＳｂとキャリアＣｂ間の間隔とキャリアＣｂとリングギヤＲｂ間の間隔との比は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比をｉとして、ｉ：１に設定される。 Referring to the collinear diagram of the second planetary gear mechanism PGS2 shown in the middle stage of FIG. 2, the three elements Sb, Cb, Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 are arranged at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram. If the fourth element, the fifth element, and the sixth element are respectively arranged from the left in the order of arrangement, the fourth element is the ring gear Rb, the fifth element is the carrier Cb, and the sixth element is the sun gear Sb. The ratio between the distance between the sun gear Sb and the carrier Cb and the distance between the carrier Cb and the ring gear Rb is set to i: 1, where i is the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGS2.
第３遊星歯車機構ＰＧＳ３も、サンギヤＳｃと、リングギヤＲｃと、サンギヤＳｃ及びリングギヤＲｃに噛合するピニオンＰｃを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｃとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The third planetary gear mechanism PGS3 is also configured by a so-called single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sc, a ring gear Rc, and a carrier Cc that rotatably and revolves a pinion Pc that meshes with the sun gear Sc and the ring gear Rc. Is done.
又、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４も、サンギヤＳｄと、リングギヤＲｄと、サンギヤＳｄ及びリングギヤＲｄに噛合するピニオンＰｄを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｄとから成る所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成される。 The fourth planetary gear mechanism PGS4 is also a so-called single-pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear Sd, a ring gear Rd, and a carrier Cd that rotatably and revolves a pinion Pd that meshes with the sun gear Sd and the ring gear Rd. Consists of.
第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤ、リングギヤ及びキャリアからなる３つの要素のうちの何れか２つを、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤ、リングギヤ及びキャリアからなる３つの要素のうちの何れか２つに夫々連結することにより、４つの回転要素を構成する。図２の下段に示す第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の共線図を参照して、各回転要素を左から順に、第１回転要素Ｙ１、第２回転要素Ｙ２、第３回転要素Ｙ３、第４回転要素Ｙ４とすると、第１回転要素Ｙ１は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ、第２回転要素Ｙ２は第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ、第３回転要素Ｙ３は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃと第４遊星歯機構ＰＧＳ４のキャリアＣｄとを連結したもの、第４回転要素Ｙ４は第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄとを連結したものとなる。 The third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 are arranged such that any two of the three elements including the sun gear, ring gear, and carrier of the third planetary gear mechanism PGS3 are replaced with the sun gear of the fourth planetary gear mechanism PGS4, By connecting to any two of the three elements including the ring gear and the carrier, four rotating elements are configured. Referring to the collinear diagram of the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 shown in the lower part of FIG. 2, the respective rotating elements are arranged in order from the left, the first rotating element Y1, the second rotating element Y2, the third When the rotation element Y3 and the fourth rotation element Y4 are assumed, the first rotation element Y1 is the sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGS3, the second rotation element Y2 is the ring gear Rd of the fourth planetary gear mechanism PGS4, and the third rotation element Y3 is The fourth planetary gear mechanism PGS3 is connected to the carrier Cc of the fourth planetary gear mechanism PGS4 and the carrier Cd of the fourth planetary gear mechanism PGS4. The fourth rotating element Y4 is a ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 and a sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4. Will be connected.
尚、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の共線図において、下方の横線は回転速度が「０」であることを示し、上方の横線は回転速度が入力軸の回転を「１」としてこれと同一である「１」であることを示している。 In the collinear diagram of the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4, the lower horizontal line indicates that the rotational speed is “0”, and the upper horizontal line indicates that the rotational speed indicates the rotation of the input shaft. “1” indicates the same “1”.
第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）をｊ、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比をｋとすると、第１〜第４の各回転要素間の間隔は、ｊｋ−１：１：ｋの割り合いとなっている。 When the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGS3 (the number of teeth of the ring gear / the number of teeth of the sun gear) is j and the gear ratio of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is k, the distance between the first to fourth rotating elements is , Jk-1: 1: k.
第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）は、入力軸２に連結されている。又、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄからなる第２回転要素Ｙ２は、出力ギヤたる出力部材３に連結されている。
The ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS <b> 1 is connected to the
又、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第３要素）と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ（第６要素）とが連結されて、第１連結体Ｓａ−Ｓｂが構成されている。又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂ（第４要素）と第４回転要素Ｙ４とが連結されて、第２連結体Ｒｂ−Ｙ４が構成されている。 Further, the sun gear Sa (third element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the sun gear Sb (sixth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 are connected to form a first connected body Sa-Sb. Further, the ring gear Rb (fourth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 and the fourth rotating element Y4 are connected to form a second connecting body Rb-Y4.
又、第１実施形態の自動変速機は、係合機構として、第１から第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３と、第１から第３の３つのブレーキＢ１〜Ｂ３とを備える。 The automatic transmission according to the first embodiment includes first to third clutches C1 to C3 and first to third brakes B1 to B3 as engagement mechanisms.
第１クラッチＣ１は、湿式多板クラッチであり、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と第３回転要素Ｙ３とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The first clutch C1 is a wet multi-plate clutch, and is switched between a connection state in which the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the third rotation element Y3 are connected, and an open state in which this connection is cut off. It is configured freely.
第２クラッチＣ２は、湿式多板クラッチであり、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｙ４とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The second clutch C2 is a wet multi-plate clutch, and a connected state in which the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Y4 are connected, and an open state in which this connection is cut off. It is configured to be switchable.
第３クラッチＣ３は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第１回転要素Ｙ１とを連結する連結状態と、この連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。尚、第３クラッチＣ３を湿式多板クラッチで構成してもよい。 The third clutch C3 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function, and a coupling state for coupling the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first rotating element Y1, It is configured to be switchable to an open state in which this connection is broken. The third clutch C3 may be a wet multi-plate clutch.
第１ブレーキＢ１は、ドグクラッチ又は同期機能を有するシンクロメッシュ機構からなる噛合機構であり、第３回転要素Ｙ３を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。尚、第１ブレーキＢ１を湿式多板ブレーキで構成してもよい。
The first brake B1 is a meshing mechanism including a dog clutch or a synchromesh mechanism having a synchronization function, and can be switched between a fixed state in which the third rotating element Y3 is fixed to the
第２ブレーキＢ２は、湿式多板ブレーキであり、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）を変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。又、第１実施形態の自動変速機では、第２ブレーキＢ２と並んで配置され、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の正転を許容し、逆転を阻止する１ウェイクラッチＦ１が設けられている。
The second brake B2 is a wet multi-plate brake and can be switched between a fixed state in which the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 is fixed to the
第３ブレーキＢ３は、湿式多板ブレーキであり、第１連結体Ｓａ−Ｓｂを変速機ケース１に固定する固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。
The third brake B3 is a wet multi-plate brake, and is configured to be switchable between a fixed state in which the first connecting body Sa-Sb is fixed to the
各クラッチＣ１〜Ｃ３及び各ブレーキＢ１〜Ｂ３は、図外のトランスミッション・コントロール・ユニットにより、車両の走行速度等の車両情報に基づいて、状態が切り換えられる。 The states of the clutches C1 to C3 and the brakes B1 to B3 are switched by a transmission control unit (not shown) based on vehicle information such as the traveling speed of the vehicle.
入力軸２上には、駆動源ＥＮＧ及びトルクコンバータＴＣ側から、第１クラッチＣ１、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３、第３クラッチＣ３、第２クラッチＣ２、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の順番で配置されている。そして、第１ブレーキＢ１は第１クラッチＣ１の径方向外方に配置され、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３、１ウェイクラッチＦ１は、第１と第２の２つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜２の径方向外方に配置されている。
On the
これにより、第１〜第３の３つのブレーキＢ１〜Ｂ３の全てが入力軸２の軸端部に配置されることとなり、遊星歯車機構やクラッチが邪魔となり難くなって、ブレーキ用の油路の設計自由度が向上される。
As a result, all of the first to third brakes B1 to B3 are arranged at the shaft end portion of the
第４遊星歯車機構ＰＧＳ４は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向外方に配置されている。そして、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のサンギヤＳｄとを一体に連結して第４回転要素Ｙ４を構成している。このように、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４を第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向外方に配置することにより、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４とが径方向で重なり合うため、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。 The fourth planetary gear mechanism PGS4 is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3. The ring gear Rc of the third planetary gear mechanism PGS3 and the sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGS4 are integrally connected to constitute the fourth rotating element Y4. As described above, the fourth planetary gear mechanism PGS4 is arranged radially outward of the third planetary gear mechanism PGS3, and the third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 overlap in the radial direction. The shaft length of the transmission can be shortened.
尚、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４とは、径方向で少なくとも一部が重なり合っていればよく、これによって軸長の短縮化を図ることができるが、両者が完全に径方向で重なり合っていれば、最も軸長を短くすることができる。 The third planetary gear mechanism PGS3 and the fourth planetary gear mechanism PGS4 only have to overlap at least partially in the radial direction, which can reduce the axial length. If they overlap in the direction, the axial length can be shortened the most.
出力ギヤからなる出力部材３は、第３クラッチＣ３の径方向外方に配置されている。変速機ケース１には、出力部材３と第２クラッチＣ２との間に位置させて、径方向内方に延びる側壁１ａが設けられている。この側壁１ａには、出力部材３の径方向内方に向かって延びる筒状部１ｂが設けられている。出力部材３は、この筒状部１ｂにベアリングを介して軸支されている。このように構成することにより、変速機ケース１に連なる機械的強度の高い筒状部１ｂで出力部材３をしっかりと軸支させることができる。
The
又、上記の如く出力部材３を筒状部１ｂで軸支するように構成した場合、筒状部１ｂの径方向内方に第３クラッチＣ３が位置することとなる。このため、出力部材３と第３クラッチＣ３とを軸方向に並べて配置した場合に比し、筒状部１ｂの径方向内方のスペースを有効活用して、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。
Further, when the
尚、第３クラッチＣ３は、第２クラッチＣ２の径方向内方に配置してもよく。又、第２クラッチＣ２と第３クラッチＣ３との軸方向の順序を入れ替え、第２クラッチＣ２を筒状部１ｂの径方向内方に配置させてもよい。これによっても、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。
Note that the third clutch C3 may be disposed radially inward of the second clutch C2. Moreover, the order of the axial direction of the 2nd clutch C2 and the 3rd clutch C3 may be switched, and the 2nd clutch C2 may be arrange | positioned at the radial inside of the
又、出力部材３は出力軸で構成して、出力軸たる出力部材３を入力軸２と同心に配置してもよい。この場合、駆動源ＥＮＧ及びトルクコンバータＴＣを入力軸２の図１の左端部に配置して、駆動源ＥＮＧの駆動力が左側から入力軸２に入力されるように構成し、第１ブレーキを第３クラッチＣ３の径方向外方に配置して、入力軸２の右側に配置された出力軸たる出力部材３と第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のリングギヤＲｄ（第２回転要素Ｙ２）と連結すればよい。
Further, the
次に、図２及び図３を参照して、第１実施形態の自動変速機の各変速段を確立させる場合を説明する。 Next, with reference to FIG. 2 and FIG. 3, the case where each gear stage of the automatic transmission of 1st Embodiment is established is demonstrated.
１速段を確立させる場合には、第３クラッチＣ３を連結状態とし、第１ブレーキＢ１を固定状態とする。第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第１回転要素Ｙ１とが同一速度で回転する。又、第１ブレーキＢ１を固定状態とすることで、第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」になる。又、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「１ｓｔ」となり、１速段が確立される。
When establishing the first gear, the third clutch C3 is engaged and the first brake B1 is fixed. By setting the third clutch C3 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first rotating element Y1 rotate at the same speed. Further, by setting the first brake B1 in the fixed state, the rotation speed of the third rotation element Y3 becomes “0”. Further, the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by the action of the one-way clutch F1. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
尚、１速段では、第２ブレーキＢ２が開放状態であるため、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。従って、１速段における実質的な開放数は「３」となる。又、１速段において、第２ブレーキＢ２も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 At the first speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of released engagement mechanisms is “4”, but the carrier Cb (second gear) of the second planetary gear mechanism PGS2 is operated by the one-way clutch F1. 5 element) is “0”, so that no friction loss occurs in the second brake B2. Therefore, the substantial number of releases in the first gear is “3”. If the second brake B2 is also fixed at the first speed, the engine brake can be applied.
２速段を確立させる場合には、第３クラッチＣ３を連結状態とし、第３ブレーキＢ３を固定状態とする。第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第１回転要素Ｙ１とが同一速度で回転する。又、第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。又、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。 When establishing the second gear, the third clutch C3 is in a connected state, and the third brake B3 is in a fixed state. By setting the third clutch C3 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first rotating element Y1 rotate at the same speed. Further, by setting the third brake B3 to the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Further, the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by the action of the one-way clutch F1.
又、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、サンギヤＳｂ（第６要素）とキャリアＣｂ（第５要素）とが同一回転速度の「０」となるため、３つの要素（Ｓｂ，Ｃｂ，Ｒｂ）が相対回転不能なロック状態となり、リングギヤＲｂ（第４要素）の回転速度も「０」になる。従って、第２連結体Ｒｂ−Ｙ４の回転速度も「０」となり、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「２ｎｄ」となり、２速段が確立される。
In the second planetary gear mechanism PGS2, the sun gear Sb (sixth element) and the carrier Cb (fifth element) are “0” at the same rotational speed, so that the three elements (Sb, Cb, Rb) are relative to each other. A locked state where rotation is impossible is achieved, and the rotation speed of the ring gear Rb (fourth element) is also “0”. Therefore, the rotational speed of the second coupling body Rb-Y4 is also “0”, and the rotational speed of the second rotational element Y2 to which the
尚、２速段では、第２ブレーキＢ２が開放状態であるため、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。従って、２速段における実質的な開放数は「３」となる。又、２速段において、第２ブレーキＢ２も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 At the second speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of engagement mechanisms released is "4", but the carrier Cb (second gear) of the second planetary gear mechanism PGS2 is operated by the 1-way clutch F1. 5 element) is “0”, so that no friction loss occurs in the second brake B2. Therefore, the substantial number of releases at the second gear is "3". Further, if the second brake B2 is also fixed at the second speed, the engine brake can be applied.
３速段を確立させる場合には、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態とする。第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１から第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が、相対回転不能なロック状態となると共に、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と同一速度で回転する。又、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「３ｒｄ」となり、３速段が確立される。
When establishing the third gear, the second clutch C2 and the third clutch C3 are brought into a connected state. By bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into a connected state, the first to fourth four rotating elements Y1 to Y4 are locked so as not to be relatively rotatable, and the carrier of the first planetary gear mechanism PGS1. It rotates at the same speed as Ca (second element). Further, the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by the action of the one-way clutch F1. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
尚、３速段では、第２ブレーキＢ２が開放状態であるため、係合機構の開放数は「４」となるが、１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」となるため、第２ブレーキＢ２ではフリクションロスが発生しない。従って、３速段における実質的な開放数は「３」となる。又、３速段において、第２ブレーキＢ２も固定状態とすれば、エンジンブレーキを効かせることもできる。 At the third speed, since the second brake B2 is in the released state, the number of engagement mechanisms released is "4", but the carrier Cb (second gear) of the second planetary gear mechanism PGS2 is operated by the one-way clutch F1. 5 element) is “0”, so that no friction loss occurs in the second brake B2. Accordingly, the substantial number of releases at the third gear is "3". Further, if the second brake B2 is also fixed at the third speed, the engine brake can be applied.
４速段を確立させる場合には、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態とし、第３ブレーキＢ３を固定状態とする。第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１から第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が、相対回転不能なロック状態となると共に、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と同一速度で回転する。又、第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「４ｔｈ」となり、４速段が確立される。
When establishing the fourth speed, the second clutch C2 and the third clutch C3 are connected and the third brake B3 is fixed. By bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into a connected state, the first to fourth four rotating elements Y1 to Y4 are locked so as not to be relatively rotatable, and the carrier of the first planetary gear mechanism PGS1. It rotates at the same speed as Ca (second element). Further, by setting the third brake B3 to the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
５速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１及び第３クラッチＣ３を連結状態とし、第３ブレーキＢ３を固定状態とする。第１クラッチＣ１を連結状態とすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第１回転要素Ｙ１とが同一速度で回転する。又、第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「５ｔｈ」となり、５速段が確立される。
When establishing the fifth gear, the first clutch C1 and the third clutch C3 are connected and the third brake B3 is fixed. By setting the first clutch C1 in the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by bringing the third clutch C3 into the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the first rotating element Y1 rotate at the same speed. Further, by setting the third brake B3 to the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
６速段を確立させる場合には、第１から第３の３つのクラッチＣ１〜Ｃ３を連結状態とする。第１クラッチＣ１を連結状態とすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第２クラッチＣ２及び第３クラッチＣ３を連結状態とすることで、第１から第４の４つの回転要素Ｙ１〜Ｙ４が、相対回転不能なロック状態となり、全ての回転要素Ｙ１〜Ｙ４の回転速度が「１」になる。従って、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が「１」となり、６速段が確立される。
When establishing the sixth gear, the first to third clutches C1 to C3 are brought into a connected state. By setting the first clutch C1 in the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by bringing the second clutch C2 and the third clutch C3 into the connected state, the first to fourth four rotating elements Y1 to Y4 are locked so as not to be relatively rotatable, and all the rotating elements Y1 to Y4 are in a locked state. The rotation speed becomes “1”. Therefore, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
７速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を連結状態とし、第３ブレーキＢ３を固定状態とする。第１クラッチＣ１を連結状態とすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。 When establishing the seventh gear, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected, and the third brake B3 is fixed. By setting the first clutch C1 in the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1.
又、第２クラッチＣ２を連結状態とすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｙ４とが同一速度で回転する。又、第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、第１連結体Ｓａ−Ｓｂの回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「７ｔｈ」となり、７速段が確立される。
Further, by setting the second clutch C2 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Y4 rotate at the same speed. Further, by setting the third brake B3 to the fixed state, the rotation speed of the first coupling body Sa-Sb becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
８速段を確立させる場合には、第１クラッチＣ１を連結状態とし、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を固定状態とする。第１クラッチＣ１を連結状態とすることで、第３回転要素Ｙ３が第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第１要素）と同一速度の「１」で回転する。又、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の第４から第６の３つの要素Ｒｂ，Ｃｂ，Ｓｂが、相対回転不能なロック状態となり、回転速度が何れも「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す「８ｔｈ」となり、８速段が確立される。
When establishing the eighth speed, the first clutch C1 is set in the connected state, and the second brake B2 and the third brake B3 are set in the fixed state. By setting the first clutch C1 in the connected state, the third rotating element Y3 rotates at “1” at the same speed as the ring gear Ra (first element) of the first planetary gear mechanism PGS1. Further, by setting the second brake B2 and the third brake B3 in a fixed state, the fourth to sixth elements Rb, Cb, Sb of the second planetary gear mechanism PGS2 are in a locked state in which relative rotation is impossible. Both rotation speeds are “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
後進段を確立させる場合には、第２クラッチＣ２を連結状態とし、第１ブレーキＢ１及び第２ブレーキＢ２を固定状態とする。第２クラッチＣ２を連結状態とすることで、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａ（第２要素）と第２連結体Ｒｂ−Ｙ４とが同一速度で回転する。又、第１ブレーキＢ１を固定状態とすることで、第３回転要素Ｙ３の回転速度が「０」になる。又、第２ブレーキＢ２を固定状態とすることで、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」になる。そして、出力部材３が連結された第２回転要素Ｙ２の回転速度が図２に示す逆転（車両が後進する方向の回転）の「Ｒｖｓ」となり、後進段が確立される。
In order to establish the reverse gear, the second clutch C2 is set in a connected state, and the first brake B1 and the second brake B2 are set in a fixed state. By setting the second clutch C2 in the connected state, the carrier Ca (second element) of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second connected body Rb-Y4 rotate at the same speed. Further, by setting the first brake B1 in the fixed state, the rotation speed of the third rotation element Y3 becomes “0”. Further, by setting the second brake B2 in a fixed state, the rotational speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0”. Then, the rotation speed of the second rotation element Y2 to which the
尚、図２中の点線で示す速度線は、４つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４のうち動力伝達する遊星歯車機構に追従して他の遊星歯車機構の各要素が回転（空回り）することを表している。 A speed line indicated by a dotted line in FIG. 2 represents that each element of the other planetary gear mechanisms rotates (idle) following the planetary gear mechanism that transmits power among the four planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4. ing.
図３（ａ）は、上述した各変速段におけるクラッチＣ１〜Ｃ３、ブレーキＢ１〜Ｂ３、１ウェイクラッチＦ１の状態を纏めて表示した図であり、クラッチＣ１〜Ｃ３及びブレーキＢ１〜Ｂ３の列の「○」は連結状態又は固定状態を示し、空欄は開放状態を示している。又、１ウェイクラッチＦ１の列の「○」は１ウェイクラッチＦ１の働きで第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５要素）の回転速度が「０」となる状態を示している。 FIG. 3A is a diagram summarizing and displaying the states of the clutches C1 to C3, the brakes B1 to B3, and the one-way clutch F1 in each of the above-described shift speeds, in the columns of the clutches C1 to C3 and the brakes B1 to B3. “◯” indicates a connected state or a fixed state, and a blank indicates an open state. Further, “◯” in the row of the 1-way clutch F1 indicates a state in which the rotation speed of the carrier Cb (fifth element) of the second planetary gear mechanism PGS2 becomes “0” by the action of the 1-way clutch F1.
又、図３（ｂ）には、図３（ｄ）に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｈを２．１９６、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｉを１．６０１、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｊを２．４６０、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４のギヤ比ｋを１．６９１とした場合における各変速段のギヤレシオ（入力軸２の回転速度／出力部材３の回転速度）を示している。これによれば、図３（ｃ）に示すように、公比（各変速段間のギヤレシオの比）が適切になると共に、図３（ｄ）に示したレシオレンジ（１速段のギヤレシオ／８速段のギヤレシオ）も適切になる。
3B, as shown in FIG. 3D, the gear ratio h of the first planetary gear mechanism PGS1 is 2.196, the gear ratio i of the second planetary gear mechanism PGS2 is 1.601, When the gear ratio j of the third planetary gear mechanism PGS3 is 2.460 and the gear ratio k of the fourth planetary gear mechanism PGS4 is 1.691, the gear ratio of each gear (the rotational speed of the
第１実施形態の自動変速機によれば、前進８段の変速を行うことができる。又、各変速段において、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が３つ以下となり、フリクションロスを抑制して、駆動力の伝達効率を向上させることができる。 According to the automatic transmission of the first embodiment, eight forward speeds can be changed. Further, at each shift stage, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is three or less, so that friction loss can be suppressed and driving force transmission efficiency can be improved.
又、６速段を所定の中速段、１速段から所定の中速段たる６速段までを低速段域、所定の中速段たる６速段を超える７速段から８速段までを高速段域と定義して、所定の中速段たる６速段を超える７速段から８速段までの高速段域においては、湿式多板クラッチと比較してフリクションロスが少ない噛合機構で構成される第３クラッチＣ３が開放状態となる。 Also, the 6th speed is a predetermined medium speed, the first speed to the 6th speed that is a predetermined medium speed, the low speed range, and the 7th speed to the 8th speed that exceeds the 6th speed that is a predetermined medium speed. Is defined as the high speed range, and in the high speed range from the 7th speed to the 8th speed exceeding the 6th speed, which is the predetermined medium speed, the meshing mechanism has less friction loss than the wet multi-plate clutch. The configured third clutch C3 is in the released state.
又、１速段と後進段を除く全ての変速段で開放状態となる第１ブレーキＢ１も噛合機構で構成されている。従って、高速段域においては、湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数が１となり、車両の高速走行時におけるフリクションロスを低減させて燃費を向上させることができる。 Further, the first brake B1 that is in an open state at all gear speeds except the first gear and the reverse gear is also constituted by a meshing mechanism. Therefore, in the high speed range, the number of wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes to be released is 1, and the friction loss when the vehicle is traveling at high speed can be reduced to improve the fuel efficiency.
又、噛合機構からなる第３クラッチＣ３は、所定の中速段たる６速段と７速段との間で連結状態と開放状態とに切り換えられるのみである。６速段（所定の中速段）における第３クラッチＣ３での伝達トルク（伝達駆動力）は比較的小さいため、第３クラッチＣ３を噛合機構としてのドグクラッチで構成しても、６速段と７速段の間の変速時に固定状態と開放状態との切り換えをスムーズに行うことができる。 Further, the third clutch C3 including the meshing mechanism is only switched between a connected state and an opened state between the sixth and seventh speeds, which are predetermined medium speed stages. Since the transmission torque (transmission driving force) in the third clutch C3 at the sixth speed (predetermined medium speed) is relatively small, even if the third clutch C3 is constituted by a dog clutch as a meshing mechanism, It is possible to smoothly switch between the fixed state and the open state at the time of shifting between the seventh speed.
又、全ての遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４が所謂シングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されているため、所謂ダブルピニオン型の遊星歯車機構で構成されるものに比し、駆動力の伝達経路上におけるギヤの噛合回数を減少させることができ、伝達効率を向上させることができる。 Further, since all the planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 are constituted by so-called single pinion type planetary gear mechanisms, they are on the transmission path of the driving force as compared with those constituted by so-called double pinion type planetary gear mechanisms. The number of gear engagements can be reduced, and transmission efficiency can be improved.
又、１ウェイクラッチＦ１を第２ブレーキＢ２に併設させているため、３速段と４速段との間での変速時に第２ブレーキＢ２の状態を切り換える必要がなく、変速制御性が向上される。 In addition, since the 1-way clutch F1 is provided together with the second brake B2, there is no need to switch the state of the second brake B2 when shifting between the third speed and the fourth speed, and the shift control performance is improved. The
又、第１実施形態の自動変速機は、入力軸２の軸線上に、トルクコンバータ側から順に、第１から第６の６つの列を構成する。具体的には、第１列は、第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１、第２列は、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４、第３列は、第３クラッチＣ３及び出力部材３、第４列は、第２クラッチＣ２、第５列は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１及び第２ブレーキＢ２、第６列は、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２及び第３ブレーキＢ３となる。このため、従来の８つの列を構成するものに比し、自動変速機の軸長の短縮化を図ることができる。
Further, the automatic transmission according to the first embodiment forms first to sixth rows on the axis of the
尚、第１実施形態においては、第３クラッチＣ３及び第１ブレーキＢ１を噛合機構で構成したものを説明したが、両者を湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキで構成しても、各変速段における湿式多板クラッチ及び湿式多板ブレーキの開放数を３つ以下に抑え、フリクションロスを抑制することができるという本発明の効果を得ることができる。 In the first embodiment, the third clutch C3 and the first brake B1 are configured by the meshing mechanism. However, even if both are configured by the wet multi-plate clutch and the wet multi-plate brake, The effect of the present invention can be obtained in that the number of opened wet multi-plate clutches and wet multi-plate brakes can be suppressed to 3 or less, and friction loss can be suppressed.
又、第１ブレーキＢ１を、第３回転要素Ｙ３を変速機ケース１に固定する固定状態と、第３回転要素Ｙ３の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成してもよい。この２ウェイクラッチの一例を図８に示して具体的に説明する。
Further, the two-way can be switched between a fixed state in which the first brake B1 is fixed to the
図８の第１ブレーキＢ１としての２ウェイクラッチＴＷは、第３回転要素Ｙ３に連結されるインナーリングＴＷ１と、インナーリングＴＷ１の径方向外方に間隔を存して配置されると共に変速機ケース１に連結されるアウターリングＴＷ２と、インナーリングＴＷ１とアウターリングＴＷ２との間に配置される保持リングＴＷ３とを備える。
The two-way clutch TW as the first brake B1 in FIG. 8 is disposed with an inner ring TW1 connected to the third rotating element Y3 and a radially outer side of the inner ring TW1 with a space therebetween, and a
インナーリングＴＷ１には、外周面に複数のカム面ＴＷ１ａが形成されている。保持リングＴＷ３には、カム面ＴＷ１ａに対応させて複数の切欠孔ＴＷ３ａが設けられている。この切欠孔ＴＷ３ａには、ローラＴＷ４が収容されている。又、２ウェイクラッチＴＷは、図示省略した第１と第２の２つの電磁クラッチを備える。第１電磁クラッチは、通電されることによりアウターリングＴＷ２と保持リングＴＷ３とを連結するように構成されている。第１電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングＴＷ３は、インナーリングＴＷ１及びアウターリングＴＷ２に対して相対回転自在となるように構成されている。 A plurality of cam surfaces TW1a are formed on the outer peripheral surface of the inner ring TW1. The retaining ring TW3 is provided with a plurality of cutout holes TW3a corresponding to the cam surface TW1a. A roller TW4 is accommodated in the cutout hole TW3a. The two-way clutch TW includes first and second electromagnetic clutches not shown. The first electromagnetic clutch is configured to connect the outer ring TW2 and the holding ring TW3 when energized. When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 is configured to be rotatable relative to the inner ring TW1 and the outer ring TW2.
又、ローラＴＷ４の径は、図８（ａ）に示すように、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの中央部に存するときは隙間Ａが開き、図８（ｂ）及び（ｃ）に示すように、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの端部に存するときにはインナーリングＴＷ１及びアウターリングＴＷ２に接触するように、設定されている。 Further, as shown in FIG. 8A, the diameter of the roller TW4 is such that when the roller TW4 is located at the center of the cam surface TW1a, a gap A is opened, and as shown in FIGS. 8B and 8C, When the roller TW4 is at the end of the cam surface TW1a, the roller TW4 is set to contact the inner ring TW1 and the outer ring TW2.
第１電磁クラッチが通電されていない場合には、保持リングＴＷ３が自由に回転することができるため、図８（ａ）に示すように、ローラＴＷ４はカム面ＴＷ１ａの中央部に位置し続けることが可能な状態となる。 When the first electromagnetic clutch is not energized, the holding ring TW3 can freely rotate, so that the roller TW4 continues to be positioned at the center of the cam surface TW1a as shown in FIG. Is possible.
第１電磁クラッチが通電されている場合には、保持リングＴＷ３は、アウターリングＴＷ２を介して変速機ケース１に固定されることとなる。この場合、インナーリングＴＷ１が正転及び逆転のどちらに回転しようとしても、図８（ｂ）及び（ｃ）に示すように、保持リングＴＷ３が固定されているため、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの端部に位置することとなる。
When the first electromagnetic clutch is energized, the holding ring TW3 is fixed to the
このとき、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａとアウターリングＴＷ２の内周面とに挟まれて、インナーリングＴＷ１の回転が阻止される。即ち、２ウェイクラッチＴＷは固定状態となる。 At this time, the roller TW4 is sandwiched between the cam surface TW1a and the inner peripheral surface of the outer ring TW2, and the rotation of the inner ring TW1 is prevented. That is, the two-way clutch TW is in a fixed state.
第２電磁クラッチは、図８（ｂ）に示すように切欠孔ＴＷ３ａがカム面ＴＷ１ａの一方の端部に位置する状態で保持リングＴＷ３をインナーリングＴＷ１に連結させる第１の状態と、図８（ｃ）に示すように切欠孔ＴＷ３ａがカム面ＴＷ１ａの他方の端部に位置する状態で保持リングＴＷ３をインナーリングＴＷ１に連結させる第２の状態と、保持リングＴＷ３とインナーリングＴＷ１との連結を断つ開放状態とに切換自在に構成されている。 The second electromagnetic clutch has a first state in which the retaining ring TW3 is connected to the inner ring TW1 in a state where the notch hole TW3a is located at one end of the cam surface TW1a as shown in FIG. As shown in (c), the second state in which the retaining ring TW3 is coupled to the inner ring TW1 with the notch hole TW3a positioned at the other end of the cam surface TW1a, and the coupling between the retaining ring TW3 and the inner ring TW1 It is configured to be switchable to an open state that cuts off.
図８における時計回り方向を逆転方向とすると、この２ウェイクラッチＴＷは、第１電磁クラッチを通電されていない状態（通電オフ状態）としてアウターリングＴＷ２と保持リングＴＷ３との連結を断つと共に、第２電磁クラッチを第１の状態とすることにより、逆転阻止状態となる。 Assuming that the clockwise direction in FIG. 8 is the reverse direction, the two-way clutch TW disconnects the outer ring TW2 and the holding ring TW3 from the first electromagnetic clutch when the first electromagnetic clutch is not energized (energization off state). 2 When the electromagnetic clutch is in the first state, the reverse rotation prevention state is established.
このような２ウェイクラッチＴＷで第１ブレーキＢ１を構成した場合には、２ウェイクラッチＴＷを、１速段から８速段までの前進段では逆転阻止状態とし、後進段では固定状態とすることにより、各変速段を確立できる。そして、３速段から４速段へアップシフトする場合における１ウェイクラッチＦ１の効果と同様に、１速段から２速段にアップシフトする際に、第１ブレーキＢ１たる２ウェイクラッチの状態を切り換える必要がないため、自動変速機の変速制御性が向上される。尚、１速段でエンジンブレーキを効かせる場合には、第１ブレーキＢ１たる２ウェイクラッチを固定状態とすればよい。 When the first brake B1 is configured with such a two-way clutch TW, the two-way clutch TW is set to the reverse rotation prevention state at the forward speed from the first speed to the eighth speed, and fixed at the reverse speed. Thus, each gear stage can be established. Similarly to the effect of the 1-way clutch F1 in the case of upshifting from the 3rd speed to the 4th speed, when the upshift is performed from the 1st speed to the 2nd speed, the state of the 2 way clutch as the first brake B1 is changed. Since there is no need to switch, the shift controllability of the automatic transmission is improved. When the engine brake is applied at the first speed, the two-way clutch that is the first brake B1 may be fixed.
又、上述した２ウェイクラッチで第１ブレーキＢ１を構成すれば、摩擦係合型のブレーキで第１ブレーキＢ１を構成する場合とは異なり、第１ブレーキＢ１でのフリクションロスは発生しない。従って、第１ブレーキＢ１を噛合機構で構成した場合と同様に、自動変速機全体として、フリクションロスを抑制させることができる。 Further, if the first brake B1 is configured by the above-described 2-way clutch, unlike the case where the first brake B1 is configured by a friction engagement type brake, no friction loss occurs in the first brake B1. Accordingly, as in the case where the first brake B1 is configured by the meshing mechanism, the friction loss can be suppressed as the whole automatic transmission.
尚、上記の如く構成された２ウェイクラッチＴＷによれば、上述の固定状態と逆転阻止状態とに加えて、第３回転要素Ｙ３の変速機ケース１への固定を解除する開放状態と、第３回転要素Ｙ３の正転を阻止し逆転を許容する正転阻止状態とにも切換自在に構成することができる。
According to the two-way clutch TW configured as described above, in addition to the above-described fixed state and reverse rotation-prevented state, an open state in which the fixing of the third rotating element Y3 to the
具体的には、第１電磁クラッチを通電オフ状態とし、第２電磁クラッチを開放状態とすることにより、２ウェイクラッチＴＷは、図８（ａ）に示すように、ローラＴＷ４がカム面ＴＷ１ａの中央部に位置し続ける状態となって、インナーリングＴＷ１がアウターリングＴＷ２に対して自由に回転することができる状態、即ち、開放状態となる。 Specifically, when the first electromagnetic clutch is turned off and the second electromagnetic clutch is released, the two-way clutch TW has a roller TW4 mounted on the cam surface TW1a as shown in FIG. It will be in the state which continues being located in a center part, and will be in the state which can rotate inner ring TW1 freely with respect to outer ring TW2, ie, an open state.
又、第１電磁クラッチを通電オフ状態とし、第２電磁クラッチを、図８（ｃ）に示すように切欠孔ＴＷ３ａがカム面ＴＷ１ａの他方の端部に位置する状態で保持リングＴＷ３をインナーリングＴＷ１に連結させる第２の状態とすることにより、インナーリングＴＷ１の正転が阻止され逆転が許容される状態、即ち、正転阻止状態となる。 Further, the first electromagnetic clutch is turned off, and the second electromagnetic clutch is moved to the inner ring with the holding ring TW3 in a state where the notch hole TW3a is located at the other end of the cam surface TW1a as shown in FIG. By setting it as the 2nd state connected with TW1, it will be in the state in which normal rotation of inner ring TW1 is blocked | prevented and reverse rotation is permitted, ie, a normal rotation blocking state.
従って、上述した２ウェイクラッチＴＷの第２電磁クラッチを省略して、第１電磁クラッチの切り換えにより、第１ブレーキＢ１たる２ウェイクラッチＴＷを固定状態と開放状態とにのみ切換自在に構成することもできる。この場合、１速段及び後進段で固定状態とし、２速段から８速段で開放状態に切り換えることにより、各変速段を確立することができる。 Therefore, the above-described second electromagnetic clutch of the two-way clutch TW is omitted, and the two-way clutch TW as the first brake B1 can be switched only between the fixed state and the released state by switching the first electromagnetic clutch. You can also. In this case, each shift stage can be established by switching to the fixed state at the first speed and the reverse speed and switching from the second speed to the eighth speed.
又、第１実施形態の１ウェイクラッチＦ１は省略してもよい。この場合、１速段から３速段を確立する際には、第２ブレーキＢ２を固定状態とすればよい。 Further, the 1-way clutch F1 of the first embodiment may be omitted. In this case, the second brake B2 may be fixed when the first to third gears are established.
又、図４に示すように、第１実施形態の自動変速機を用いて、前進１０段の変速を行うように構成することもできる。具体的には、第３クラッチＣ３を連結状態とし、第１ブレーキＢ１及び第３ブレーキＢ３を固定状態とすることで、新たな１速段を確立し、第１実施形態の１速段から７速段を、新たな２速段から８速段とし、第１クラッチＣ１及び第２クラッチＣ２を連結状態とし、第２ブレーキＢ２を固定状態とすることで、新たな９速段を確立し、第１実施形態の８速段を新たな１０速段とする。この場合、公比及びレシオレンジが適切になるように、各遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ４のギヤ比ｈ〜ｋを設定すればよい。 Further, as shown in FIG. 4, the automatic transmission according to the first embodiment may be used to perform 10 forward speeds. Specifically, by setting the third clutch C3 in the connected state and the first brake B1 and the third brake B3 in the fixed state, a new first speed is established, and the first speed from the first speed in the first embodiment is 7th. The new 9th gear is established by changing the second gear to the eighth gear, the first clutch C1 and the second clutch C2 are connected, and the second brake B2 is fixed. The 8th gear of the first embodiment is a new 10th gear. In this case, the gear ratios h to k of the planetary gear mechanisms PGS1 to PGS4 may be set so that the common ratio and the ratio orange are appropriate.
逆に、第１実施形態の自動変速機において、例えば、２速段及び６速段を省略して前進６速段の変速を行うように構成してもよい。 Conversely, in the automatic transmission according to the first embodiment, for example, the second speed and the sixth speed may be omitted and the forward sixth speed may be changed.
［第２実施形態］
図５を参照して、本発明の第２実施形態の自動変速機を説明する。第２実施形態の自動変速機においては、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４が第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の径方向外方に配置され、トルクコンバータに代えてダンパＤＡ及び発進クラッチＣ０が設けられ、第２ブレーキＢ２に併設される１ウェイクラッチＦ１を省略している点を除き、第１実施形態と同一に構成され、各変速段も同一に確立することができる。
[Second Embodiment]
The automatic transmission according to the second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the automatic transmission according to the second embodiment, the fourth planetary gear mechanism PGS4 is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism PGS2, and a damper DA and a starting clutch C0 are provided in place of the torque converter. Except for the point that the 1-way clutch F1 provided alongside the brake B2 is omitted, it is configured in the same manner as in the first embodiment, and each shift stage can be established in the same way.
第２実施形態の自動変速機では、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４を第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の径方向外方に配置しているため、径方向のスペースの制約によって、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３を第４遊星歯車機構ＰＧＳ４の径方向外方に配置できない場合があり、この場合には、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２及び第４遊星歯車機構ＰＧＳ４に隣接し、第２ブレーキＢ２及び第３ブレーキＢ３で構成される列が１列増加する。このため、第１実施形態に比し、１列増加した７列となる可能性があるが、この点を除き、第１実施形態と同一の作用効果を得ることができる。 In the automatic transmission according to the second embodiment, the fourth planetary gear mechanism PGS4 is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism PGS2, and therefore the second brake B2 and the third The brake B3 may not be disposed radially outward of the fourth planetary gear mechanism PGS4. In this case, the brake B3 is adjacent to the second planetary gear mechanism PGS2 and the fourth planetary gear mechanism PGS4, and the second brake B2 and the third planetary gear mechanism PGS4 are disposed. The row composed of the brake B3 increases by one row. For this reason, compared with the first embodiment, there is a possibility that the number of columns is increased by one row, but the same effect as that of the first embodiment can be obtained except for this point.
尚、第１実施形態のように、発進クラッチＣ０に代えてトルクコンバータＴＣを用いてもよい。 As in the first embodiment, a torque converter TC may be used instead of the starting clutch C0.
［第３実施形態］
図６を参照して、本発明の第３実施形態の自動変速機を説明する。第３実施形態の自動変速機は、第１実施形態の第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の位置を入れ替えたものであり、第１実施形態のものと同一の作用効果を奏する。
[Third Embodiment]
An automatic transmission according to a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The automatic transmission of the third embodiment is obtained by switching the positions of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 of the first embodiment, and has the same operational effects as those of the first embodiment. .
但し、第３実施形態のものでは、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１と第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の径方向内方部分が３重管構造（具体的には、入力軸２、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａと第３クラッチＣ３とを連結する部材、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａと第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂとを連結する部材、の３つ）となるため、３重管構造部分の入力軸２内の油路を確保するためには、自動変速機の外径を大きくする必要がある。
However, in the third embodiment, the radially inner portions of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 have a triple pipe structure (specifically, the
換言すれば、第１実施形態のものは、第３実施形態のものに比し、自動変速機の外径を大きくすることなく、入力軸２内の油路を適切に確保し易くなって、油路の設計自由度が向上されるという効果も有するものである。
In other words, compared to the third embodiment, the first embodiment can easily secure an oil passage in the
［第４実施形態］
図７を参照して、本発明の第４実施形態の自動変速機を説明する。第４実施形態の自動変速機は、第１実施形態の第３遊星歯車機構ＰＧＳ３と第１遊星歯車機構ＰＧＳ１との位置を入れ換えて、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４を第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向外方に配置した点を除き第１実施形態のものと同一に構成され、第１実施形態と同一の作用効果を得ることができる。
[Fourth Embodiment]
An automatic transmission according to a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the automatic transmission of the fourth embodiment, the positions of the third planetary gear mechanism PGS3 and the first planetary gear mechanism PGS1 of the first embodiment are interchanged, and the fourth planetary gear mechanism PGS4 is replaced with the diameter of the third planetary gear mechanism PGS3. The configuration is the same as that of the first embodiment except that it is arranged outward in the direction, and the same effect as that of the first embodiment can be obtained.
尚、第４実施形態のものでは、第４遊星歯車機構ＰＧＳ４が径方向外方に配置される第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の径方向内方が３重管構造（具体的には、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａと第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｃとを連結する部材、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリアＣａと第２クラッチＣ２とを連結する部材、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃと第３クラッチＣ３とを連結する部材、の３つ）となり、自動変速機が径方向へ大型化してしまう。換言すれば、第１実施形態のものは、第４実施形態のものに比し、径方向への大型化を防止できるという作用効果が得られるものである。 In the fourth embodiment, the third planetary gear mechanism PGS3, in which the fourth planetary gear mechanism PGS4 is arranged radially outward, has a triple pipe structure (specifically, the first planetary gear mechanism PGS3). A member that connects the sun gear Sa of the gear mechanism PGS1 and the sun gear Sc of the second planetary gear mechanism PGS2, a member that connects the carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second clutch C2, and the sun gear of the third planetary gear mechanism PGS3. Sc and a member that connects the third clutch C3), and the automatic transmission is enlarged in the radial direction. In other words, the effect of the first embodiment is that the increase in the radial direction can be prevented as compared with the fourth embodiment.
１…変速機ケース、２…入力軸、３…出力部材、ＥＮＧ…駆動源、ＬＣ…ロックアップクラッチ、ＤＡ…ダンパ、ＴＣ…トルクコンバータ、ＰＧＳ１…第１遊星歯車機構、Ｓａ…サンギヤ（第３要素）、Ｃａ…キャリア（第２要素）、Ｒａ…リングギヤ（第１要素）、Ｐａ…ピニオン、ＰＧＳ２…第２遊星歯車機構、Ｓｂ…サンギヤ（第６要素）、Ｃｂ…キャリア（第５要素）、Ｒｂ…リングギヤ（第４要素）、Ｐｂ…ピニオン、ＰＧＳ３…第３遊星歯車機構、Ｓｃ…サンギヤ、Ｃｃ…キャリア、Ｒｃ…リングギヤ、Ｐｃ…ピニオン、ＰＧＳ４…第４遊星歯車機構、Ｓｄ…サンギヤ、Ｃｄ…キャリア、Ｒｄ…リングギヤ、Ｐｄ…ピニオン、Ｙ１〜Ｙ４…第１〜第４回転要素、Ｃ１〜Ｃ３…第１〜第３クラッチ、Ｂ１〜Ｂ３…第１〜第３ブレーキ、Ｆ１…１ウェイクラッチ。
DESCRIPTION OF
Claims (16)
サンギヤ、キャリア及びリングギヤからなる３つの要素を夫々備える第１から第４の４つの遊星歯車機構が設けられ、
該第１遊星歯車機構の３つの要素を、相対回転速度比を直線で表すことができる共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第１要素、第２要素及び第３要素とし、
前記第２遊星歯車機構の３つの要素を、共線図におけるギヤ比に対応する間隔での並び順に夫々第４要素、第５要素及び第６要素とし、
前記第３と第４の２つの遊星歯車機構の各要素は、４つの回転要素を構成し、当該４つの回転要素の相対回転速度比を直線で表すことができる共線図における並び順に、該４つの回転要素を一方から夫々第１回転要素、第２回転要素、第３回転要素及び第４回転要素として、
前記第１要素が前記入力軸に連結され、前記第２回転要素が前記出力部材に連結され、前記第３要素と前記第６要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第４要素と前記第４回転要素とを連結して第２連結体が構成され、
係合機構として、
前記第１要素と前記第３回転要素とを連結自在な第１クラッチと、
前記第２要素と前記第２連結体とを連結自在な第２クラッチと、
前記第２要素と前記第１回転要素とを連結自在な第３クラッチと、
前記第３回転要素を前記変速機ケースに固定自在な第１ブレーキと、
前記第５要素を前記変速機ケースに固定自在な第２ブレーキと、
前記第１連結体を前記変速機ケースに固定自在な第３ブレーキとを備え、
前記第１から第３の３つのクラッチと、前記第１から第３の３つのブレーキの合計６つの係合機構のうち、少なくとも３つの係合機構を連結状態又は固定状態とすることにより、各変速段を確立することを特徴とする自動変速機。 An automatic transmission that includes an input shaft that is rotatably supported in a transmission case and that is rotated by power from a drive source, and that rotates the input shaft in multiple stages and outputs the output shaft from an output member. ,
There are provided first to fourth planetary gear mechanisms each having three elements including a sun gear, a carrier, and a ring gear,
The three elements of the first planetary gear mechanism are a first element, a second element, and a third element, respectively, in the order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear chart in which the relative rotational speed ratio can be represented by a straight line. ,
The three elements of the second planetary gear mechanism are a fourth element, a fifth element, and a sixth element, respectively, in order of arrangement at intervals corresponding to the gear ratio in the collinear diagram,
Each element of the third and fourth planetary gear mechanisms constitutes four rotating elements, and the relative rotational speed ratio of the four rotating elements can be represented by a straight line in the arrangement order in the collinear diagram, Four rotating elements from one side as a first rotating element, a second rotating element, a third rotating element and a fourth rotating element, respectively,
The first element is coupled to the input shaft, the second rotating element is coupled to the output member, the third element and the sixth element are coupled to form a first coupled body, and the fourth A second connecting body is formed by connecting the element and the fourth rotating element;
As an engagement mechanism,
A first clutch capable of connecting the first element and the third rotating element;
A second clutch capable of connecting the second element and the second connector;
A third clutch capable of connecting the second element and the first rotating element;
A first brake capable of fixing the third rotating element to the transmission case;
A second brake capable of fixing the fifth element to the transmission case;
A third brake capable of fixing the first connector to the transmission case;
By bringing at least three engagement mechanisms out of a total of six engagement mechanisms of the first to third clutches and the first to third brakes into a connected state or a fixed state, An automatic transmission characterized by establishing a gear position.
前記第４要素は、前記第２遊星歯車機構のリングギヤであり、
前記第４回転要素は、前記第３遊星歯車機構のリングギヤと、前記第４遊星歯車機構のサンギヤとが連結されることにより構成され、
前記第４遊星歯車機構は、前記第２遊星歯車機構又は前記第３遊星歯車機構の径方向外方に配置され、
前記第４遊星歯車機構のサンギヤは、前記第２遊星歯車機構又は前記第３遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
The fourth element is a ring gear of the second planetary gear mechanism;
The fourth rotating element is configured by connecting a ring gear of the third planetary gear mechanism and a sun gear of the fourth planetary gear mechanism,
The fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism;
A sun gear of the fourth planetary gear mechanism is configured integrally with a ring gear of the second planetary gear mechanism or the third planetary gear mechanism.
前記第４遊星歯車機構は、前記第３遊星歯車機構の径方向外方に配置され、
前記第４遊星歯車機構のサンギヤは、前記第３遊星歯車機構のリングギヤと一体に構成され、
前記第１遊星歯車機構は、前記入力軸の軸線方向において、前記第２遊星歯車機構と前記第３遊星歯車機構との前記入力軸の軸線方向間の間に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 2, wherein
The fourth planetary gear mechanism is disposed radially outward of the third planetary gear mechanism;
The sun gear of the fourth planetary gear mechanism is configured integrally with the ring gear of the third planetary gear mechanism,
The first planetary gear mechanism is arranged between the axial direction of the input shaft of the second planetary gear mechanism and the third planetary gear mechanism in the axial direction of the input shaft. transmission.
前記第５要素の正転を許容し逆転を阻止する１ウェイクラッチが設けられることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
An automatic transmission comprising a one-way clutch that allows forward rotation of the fifth element and prevents reverse rotation.
前記第１ブレーキは、噛合機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 4,
The automatic transmission is characterized in that the first brake is constituted by a meshing mechanism.
前記第１ブレーキは、前記第３回転要素を前記変速機ケースに固定する固定状態と、前記第３回転要素の正転を許容し逆転を阻止する逆転阻止状態とに切換自在な２ウェイクラッチで構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
The first brake is a two-way clutch that can be switched between a fixed state in which the third rotating element is fixed to the transmission case and a reverse rotation preventing state in which the third rotating element is allowed to rotate forward and prevent reverse rotation. An automatic transmission characterized by comprising.
前記出力部材は、出力ギヤであり、
該出力ギヤは、前記変速機ケースから径方向内方に延びる側壁に設けられた筒状部に軸支され、
該筒状部の径方向内方に、前記第２クラッチ又は前記第３クラッチが配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The output member is an output gear;
The output gear is pivotally supported by a cylindrical portion provided on a side wall extending radially inward from the transmission case,
The automatic transmission, wherein the second clutch or the third clutch is disposed radially inward of the cylindrical portion.
前記第２クラッチと前記第３クラッチとが、互いに径方向に位置するように配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 6,
The automatic transmission, wherein the second clutch and the third clutch are arranged so as to be positioned in a radial direction.
前記第１から第３の３つのブレーキのうちの少なくとも何れか１つのブレーキは、前記入力軸の軸端部に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 8,
The automatic transmission according to claim 1, wherein at least one of the first to third brakes is disposed at a shaft end portion of the input shaft.
前記出力部材は、出力軸であり、
該出力軸は、前記入力軸と同心に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 9,
The output member is an output shaft;
The automatic transmission is characterized in that the output shaft is disposed concentrically with the input shaft.
前記第２ブレーキ及び前記第３ブレーキは、前記第１遊星歯車機構及び前記第２遊星歯車機構の径方向外方に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 10,
The automatic transmission, wherein the second brake and the third brake are arranged radially outward of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism.
前記第２ブレーキと前記第３ブレーキとが、互いに径方向に位置するように配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 10,
The automatic transmission, wherein the second brake and the third brake are disposed so as to be positioned in a radial direction.
前記第１ブレーキが前記第１クラッチの径方向外方に配置されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 12,
The automatic transmission, wherein the first brake is disposed radially outward of the first clutch.
前記第１から第４の４つの遊星歯車機構が、サンギヤと、リングギヤと、サンギヤ及びリングギヤと噛合するピニオンを自転及び公転自在に軸支するキャリアとからなるシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 13,
The first to fourth planetary gear mechanisms are constituted by a single pinion type planetary gear mechanism that includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably and revolves a pinion that meshes with the sun gear and the ring gear. An automatic transmission characterized by that.
前記駆動源の動力を前記入力軸に伝達自在な発進クラッチが設けられることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 14,
2. An automatic transmission comprising a starting clutch capable of transmitting power of the driving source to the input shaft.
前記駆動源の動力は、トルクコンバータを介して前記入力軸に伝達されることを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 14,
The automatic transmission is characterized in that the power of the drive source is transmitted to the input shaft via a torque converter.
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