JP5802564B2 - Multi-speed automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて遊星歯車を制御する車両用自動変速機であるAT(Automatic Transmission)に関し、特に前進9速後進1速の多段自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission (AT) that is an automatic transmission for a vehicle that controls a planetary gear using a hydraulic clutch and a brake, and more particularly, to a multi-speed automatic transmission with 9 forward speeds and 1 reverse speed.
周知の如く、近年、地球環境問題のため自動車の省燃費の要求は強く、原動機の回転を低く押さえるため、乗用車用自動変速機は、従来の前進4速(4AT)から前進5、6速(5、6AT)の多段化が進められ、さらに、前進6速を超えたものも実用化されている。乗用車用手動変速機であるMT(Manual Transmission)は、通常、前進5速(5MT)であり、変速比は、前進の最低速段の変速比を最高速段の変速比で割ったギア巾が4〜5.5で、最低速段の次段へのステップ比が1.6〜1.9、最高速段の次段からのステップ比が1.2前後の設定となっている。一方、4ATでは、ギア巾が4前後で、最低速段の次段へのステップ比が1.8前後、最高速段の次段からのステップ比が1.4前後と、MTと比べワイドで牽引特性が劣っており、入力継手にトルク増幅作用のあるトルクコンバータを用いてMTとの差をカバーしている。しかしながら、トルクコンバータのトルク増幅作用はスリップ率に比例し、スリップ率の大きな低速段では効果があるが、スリップ率の小さな高速段では効果が少なく、牽引特性が劣化するばかりではなく、スリップによる効率悪化で燃費が悪くなる。そこで、ATにもMTと同じく前進5速(5AT)が必要となるが、MTほど各変速段を幅広く利用できないATでは、さらに変速段を増やす必要が生じる。 As is well known, in recent years, there has been a strong demand for fuel saving of automobiles due to global environmental problems, and automatic transmissions for passenger cars have been improved from the conventional forward 4th speed (4AT) to forward 5th and 6th speed ( (5, 6AT) is being multistaged, and more than 6 forward speeds have been put into practical use. MT (Manual Transmission), which is a manual transmission for passenger cars, is normally 5 forward speeds (5 MT), and the gear ratio is obtained by dividing the forward gear ratio by the forward gear ratio by the fastest gear ratio. In the range of 4 to 5.5, the step ratio from the lowest stage to the next stage is set to 1.6 to 1.9, and the step ratio from the next stage to the highest stage is set to around 1.2. On the other hand, in 4AT, the gear width is around 4, the step ratio to the next stage of the lowest speed stage is around 1.8, and the step ratio from the next stage of the highest speed stage is around 1.4, which is wider than MT. The traction characteristics are inferior, and a torque converter having a torque amplifying action is used for the input joint to cover the difference from MT. However, the torque amplification function of the torque converter is proportional to the slip ratio and is effective at low speed stages with a large slip ratio, but is not effective at high speed stages with a small slip ratio, and not only the traction characteristics deteriorate, but also the efficiency due to slip. Deterioration makes fuel consumption worse. Therefore, the AT requires the fifth forward speed (5AT) as in the case of the MT. However, in the AT in which each gear stage cannot be used as widely as the MT, it is necessary to further increase the gear stage.
当然、変速段数を増やして、CVT(Continuously Variable Transmission)のような無段変速機に近づけ、トルクコンバータのような効率の悪い継手を用いず、原動機直結にすれば、燃費は向上する。近年、普及し始めたDCT(Dual Clutch automated mechanical Transmission)は、そのよい例であるが、変速準備可能な変速段数が1段しかないことや、カウンターギアとシンクロ装置の組み合わせでは、前輪駆動車における変速機の軸巾の制限のため変速段数の数が限られ、効率面では勝るが、ATより進化する余地が少ないといわざるを得ない。また、近年普及した金属ベルト式CVTは、10−15モードやJC08モードといった市街地での緩加速を主体とした走行モードでの燃費はよくなるが、金属ベルトの伝達効率が遊星ギアとは比較にならないほど悪く、通常の市街地走行では、4ATと燃費があまりかわらなくなるのが現実である。そればかりか、変速巾が高速側に振れ過ぎで、しかも変速巾に限度があり、トルクコンバータでカバーしなければならないのに加え、郊外や高速走行では、ロックアップしたATより燃費が悪くなるため、特にCVTが多く搭載されている前輪駆動のFF用自動変速機には、原動機直結で使用できる、変速段数を増やしたシンプルで効率のよい多段自動変速機が必要となる。 Naturally, if the number of gears is increased to be closer to a continuously variable transmission such as CVT (Continuously Variable Transmission), and an inefficient coupling such as a torque converter is not used, the fuel efficiency is improved. The DCT (Dual Clutch Automated Mechanical Transmission), which has begun to spread in recent years, is a good example of this, but there is only one gear stage that can be prepared for gear shifting, and in the combination of a counter gear and a synchro device, it is Although the number of shift stages is limited due to the limitation of the shaft width of the transmission, which is superior in terms of efficiency, it must be said that there is less room for evolution than AT. In addition, the metal belt type CVT that has become popular in recent years has improved fuel efficiency in the driving mode mainly for slow acceleration in urban areas such as the 10-15 mode and the JC08 mode, but the transmission efficiency of the metal belt is not comparable to the planetary gear. Actually, in normal city driving, the fuel efficiency is not much different from 4AT. Not only that, the shift width is too high and the shift width is limited and must be covered with a torque converter, and in the suburbs and at high speeds, the fuel efficiency is worse than the locked-up AT. In particular, a front-wheel drive FF automatic transmission equipped with a large number of CVTs requires a simple and efficient multi-stage automatic transmission with an increased number of gears that can be used directly connected to a prime mover.
近年、実用化された5AT以上の多段自動変速機の多くは、4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列を備えた主変速装置と、主変速装置に入力軸の変速回転を入力する前置変速装置から成り立っている。その変速方式は、主変速装置の4個の構成要素の、2個の回転を規制することにより変速を行う形態で、2個の構成要素の回転規制は、前置変速装置と複数の締結要素で行っている。これに対し、複数の遊星ギア列の構成要素を固定せず、入力軸の回転を常時、遊星ギア列の構成要素に連結し、3列以上に配した遊星ギア列の構成要素の組み換えを行うことで変速を行う形態の多段変速装置も数多く提案され、一部実用化もされている。そのなかには、遊星ギア列や締結要素の数を少なくすることができる優れたものもある。しかしながら、クラッチの容量や配置の関係で、コンパクトな構造とすることが困難となる場合が多い。特に、前輪駆動のFF方式には、コンパクトな構造にすることが難しくなる。なお、前述した4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列を用いた変速機の形態を、入力軸の回転を常時遊星ギア列の構成要素に連結し、構成要素を組み換える形態に変えることも可能であるが、デメリットの方が多くなり、多段自動変速機としては、前述した固定した4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列を用いた形態の方が適し、特にFF用には、これらを主体に考えなければならない。 In recent years, most of multi-stage automatic transmissions of 5AT or higher that have been put into practical use have a main transmission device having two planetary gear trains composed of four components, and inputs a variable speed rotation of an input shaft to the main transmission device. It consists of a front transmission. The speed change method is a mode in which a shift is performed by restricting two rotations of the four constituent elements of the main transmission, and the rotation restriction of the two constituent elements includes the front transmission and a plurality of fastening elements. Is going on. On the other hand, the components of the plurality of planetary gear trains are not fixed, the rotation of the input shaft is always connected to the components of the planetary gear train, and the components of the planetary gear trains arranged in three or more rows are recombined. Many multi-stage transmissions that perform shifting are proposed, and some of them have been put into practical use. Some of them are excellent in that the number of planetary gear trains and fastening elements can be reduced. However, it is often difficult to achieve a compact structure because of the capacity and arrangement of the clutch. In particular, it is difficult to make a compact structure for the front-wheel drive FF system. In addition, the form of the transmission using the two planetary gear trains composed of the four constituent elements described above is changed to a form in which the rotation of the input shaft is always connected to the constituent elements of the planetary gear train and the constituent elements are recombined. However, there are more disadvantages, and as a multi-stage automatic transmission, the above-mentioned configuration using two planetary gear trains consisting of four fixed components is more suitable, especially for FF Therefore, these must be considered as the subject.
この主変速装置と前置変速装置からなる多段自動変速機として、3種の方式が実用化されており、1970年代に考案された特許文献1による6ATのAタイプと、1980年代に考案された特許文献2による6ATのBタイプと、1990年代に考案された特許文献3による5ATのCタイプがある。A、B、Cタイプのいずれも3個の遊星ギア列と5個の締結要素からなり、4ATと比べ遊星ギア列が1個増えただけで、クラッチの摩擦部材を遊星ギア列の外周に配することで、4ATと同じ軸方向長さが確保できる優れものである。また、A、B、Cタイプのいずれも前進の減速段において、主変速装置の4個の構成要素の主動側となる第1構成要素に入力軸の回転、あるいは、入力軸の減速回転を選択的に入力する同じ方式であるが、入力する回転に違いがあり、それにより特性に異なりが生じる。前進の減速段において、主変速装置の第1構成要素に入力する回転を、Aタイプは入力軸の回転とし、Bタイプは、入力軸の減速回転とし、Cタイプは、入力軸の回転、及び減速回転としたものである。なお、減速回転は、入力軸の回転を、前置変速装置を通して出力させている。
As a multi-stage automatic transmission composed of the main transmission and the front transmission, three types of systems have been put into practical use. The 6AT A type according to
その第1構成要素に入力する回転の違いにより、Aタイプ6ATでは、変速比が高速側に振れやすく、Bタイプ6ATは、変速段のステップ値には若干問題があるが、変速比が概ね適切に取れ、Cタイプ5ATは、変速段のステップ値も変速比も適切に取れる。その結果、Bタイプ6ATが一番多く実用化されており、SAE PAPER 2003−01−0596(ZF)、2004−01−0651(AISIN AW)、2004−01−0652(AISIN AW)、2006−01−0846(GM)、にその概要が記載されている。しかしながら、Bタイプ6ATは、前進の減速段全てにおいて、前置変速装置を通して出力される減速回転を用いるため、前置変速装置の動力通過損失が最も多くなり、Aタイプ6ATやCタイプ5ATより遊星ギアの噛み合い効率が悪くなるのに加え、減速された大きなトルクがクラッチを介して主変速装置に入力されるため、クラッチの容量や主変速装置の遊星ギアの容量を大きくしなければならない。しかしながら、Bタイプ6ATの主変速装置に用いることができる2個の遊星ギア列は限られ、ラビニョー遊星ギアが用いられているが、ラビニョー遊星ギアは効率が悪いうえに、強度が上げにくい難点がある。本願出願人は、特開2010−77985でラビニョー遊星ギアの問題点を指摘し、強度を向上さす構造を提案している。しかしながら、強度向上には限度がある。一方、Aタイプ6ATは、前進3速と5速段で、入力軸の減速回転を、受動側の第4構成要素に入力動力の20〜30%しか入力しない形態となり、減速回転を伝達するクラッチの容量も大きくする必要もなく、最も遊星ギアの噛み合い効率が良くなる。また、Cタイプ5ATは、減速回転を、前進段では1速段でしか主動側の第1構成要素に入力しないため、Aタイプ6ATより若干遊星ギアの噛み合い効率は悪くなるが、Bタイプ6ATには負けない。なお、Cタイプ5ATでは、前進1速段で、減速回転を主動側の第1構成要素にブレーキを介して入力させるため、Bタイプ6ATのように減速回転を伝達するクラッチの容量を大きくする等の必要性はないが、主変速装置の第1構成要素には大きな減速トルクが入力される。そこで、Cタイプ5ATは、主変速装置にシンプソン遊星ギアを用い、リングギアを第1構成要素としているため、大きなトルクが入力されても、歯面荷重を小さくすることができるとともに、動力を2列の遊星ギアに分散することができ、Bタイプ6ATのような強度上の難点は生じない。しかし、これら3種の多段変速機を総合的に比較すると、自動変速機では、前進の変速段数は6段以上必要であることが優先されるため、同じ数の構成で6段が達成できる、A、Bタイプ6ATの方が、Cタイプ5ATを一歩リードする。 Due to the difference in rotation input to the first component, the gear ratio is likely to swing to the high speed side in the A type 6AT, and there is a slight problem with the step value of the gear stage in the B type 6AT, but the gear ratio is generally appropriate. Therefore, the C type 5AT can appropriately take both the step value and the gear ratio of the gear position. As a result, the B type 6AT is most practically used, and SAE PAPER 2003-01-0596 (ZF), 2004-01-0651 (AISIN AW), 2004-01-0652 (AISIN AW), 2006-01. -0846 (GM), the outline of which is described. However, since the B type 6AT uses the reduced speed rotation that is output through the front transmission at all of the forward speed reduction stages, the power transmission loss of the front transmission is the highest, and the planetary planets than the A type 6AT and the C type 5AT. In addition to the reduction in gear meshing efficiency, a large decelerated torque is input to the main transmission via the clutch, so the capacity of the clutch and the planetary gear of the main transmission must be increased. However, the two planetary gear trains that can be used for the B type 6AT main transmission are limited and Ravigne planetary gears are used. However, the Ravigne planetary gears are inefficient and difficult to increase in strength. is there. The applicant of the present application points out the problems of Ravigne planetary gears in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2010-77985, and proposes a structure that improves the strength. However, there is a limit to strength improvement. On the other hand, the A type 6AT has a mode in which only 20 to 30% of the input power is inputted to the fourth component on the passive side at the third and fifth forward speeds, and the reduced speed rotation of the input shaft is transmitted to the fourth component on the passive side. It is not necessary to increase the capacity of the planetary gear, and the meshing efficiency of the planetary gear is most improved. In addition, since the C type 5AT inputs the decelerated rotation to the first component on the main drive side only at the first speed in the forward speed, the meshing efficiency of the planetary gear is slightly worse than the A type 6AT, but the B type 6AT Will not lose. In the C type 5AT, at the first forward speed, the decelerated rotation is input to the first component on the main drive side via the brake, so that the capacity of the clutch that transmits the decelerated rotation is increased as in the B type 6AT. However, a large deceleration torque is input to the first component of the main transmission. Therefore, since the C type 5AT uses a Simpson planetary gear as the main transmission and uses the ring gear as the first component, even if a large torque is input, the tooth surface load can be reduced and power can be reduced to 2 It can be distributed to the planetary gears in a row, and there is no strength problem like the B type 6AT. However, when these three types of multi-stage transmissions are compared comprehensively, in an automatic transmission, it is prioritized that the number of forward shift stages is required to be 6 or more, so 6 stages can be achieved with the same number of configurations. A, B type 6AT leads C type 5AT one step.
このAタイプ6AT、Bタイプ6AT、Cタイプ5ATをベースとして、さらに、多段化したものが考案されている。実用化されたものとしては、特許文献4とSAE PAPER 2004−01−0649に記載された、BenzのCタイプ7AT(前進7速後進2速)と、特許文献5とSAE PAPER 2007−01−1101に記載された、ToyotaのBタイプ8AT(前進8速後進2速)である。Cタイプ7ATは、Cタイプ5ATに減速用遊星歯車を追加し、さらに大きな減速回転を、ブレーキによりシンプソン遊星ギアの第1構成要素となるリングギアに入力したもので、4個の遊星ギア列と6個の締結要素からなっている。また、Bタイプ8ATは、Bタイプ6ATにクラッチを追加し、入力軸の回転を、クラッチを介して主変速装置の第4構成要素に入力し、さらに大きな減速回転を、ラビニョー遊星ギアの第1構成要素となるサンギアに入力したもので、3個の遊星ギア列と6個の締結要素からなっている。いずれも、後輪駆動となるFR用の多段自動変速機である。これらの構造と速度線図、及び変速比を、本願の図19に「B−Type TOYOTA 8AT」として、図21に「C−Type BENZ 7AT」として提示した。この図のGEAR EFFは、遊星ギアの噛み合い効率を表し、本願出願人が算出したものである。この効率計算は、動力が伝達される全ての歯車の動力通過量を求め、各歯車の噛み合い損失を算出し、合計したものである。燃費は変速比に左右されるが、多段化により悪化する遊星ギアの噛み合い効率を押さえることが、燃費向上の重要課題となるため、本出願では、提示した全ての多段自動変速機に、遊星ギアの噛み合い効率を表記した。
Based on the A type 6AT, B type 6AT, and C type 5AT, a multistage type has been devised. Examples of practical applications include Benz's C type 7AT (forward 7
Cタイプ7ATの変速比は、Cタイプ5ATのギア巾4.3を6に広げ、最低速段の次段へのステップ比が1.53で高速段に行くに連れ徐々にステップ比を小さくし、最高速段への次段からのステップ比を1.13として、クロスで優れた変速比の設定を遊星歯車で成立させている。一方、Bタイプ8ATは、Bタイプ6ATのギア巾6を6.7とわずかに広げ、6ATのステップ比をクロス化したものであるが、各変速段のステップ比の連なりは、Cタイプ7ATより劣っている。また、図19と図21に示したように、Bタイプ8ATの遊星ギアの噛み合い効率は、増速段では良いが、前進の1速〜4速段で、Cタイプ7ATより1〜3%劣っている。しかしながら、Cタイプ7ATより遊星ギア列が1個少ないにもかかわらず、1速多い前進8速を実現させており、追加するクラッチの配置も困難ではなく、FF用として成立する優れた構造をしており、この点で、Cタイプ7ATを一歩リードしているといえる。但し、8ATとするには、ギア巾6.7をもっと広げたほうがよく、強度的に問題があり、ピニオン遊星ギアも4個までしか増やすことができないラビニョー遊星ギアに変えて、主変速装置に2個のシンプル遊星ギアを用い、ギア巾を8とした方式も存在する。この方式は、本願出願人が特開2008−121782で、FF用として提案したもので、本願の図20に、「B−Type 8AT」として記載したが、遊星ギアの噛み合い効率は、ラビニョー遊星ギアとあまり変わらなく、優れたものとはならない。
The gear ratio of the C type 7AT has been increased from the gear width 4.3 of the C type 5AT to 6, and the step ratio to the next speed of the lowest speed is 1.53. The step ratio from the next stage to the highest speed stage is 1.13, and an excellent transmission ratio is set by the planetary gear at the cross. On the other hand, the B type 8AT has a slightly
Aタイプ6ATを、さらに多段化したものは、実用化はされていないが、本願出願人が、その遊星ギアの噛み合い効率のよさを生かした7ATを、特開2010−203536で提案している。しかしながら、Aタイプ7ATは、4個の遊星ギア列と6個の締結要素からなり、Cタイプ7ATと同じように構成数が8ATより増える。但し、1個増えた遊星ギア列は遊星キャリアが6ATと共用できるため、FF用にコンパクトに配置できる利点がある。さらに、別の方式として、Aタイプ6ATの第4構成要素に、逆回転を入力すれば、4個の遊星ギア列と6個の締結要素で、9AT(前進9速後進1速)が可能となる。この構造と速度線図及び変速比を、本願の図18に、「A−Type 9AT」として提示した。Aタイプ9ATでは、1個の逆回転の入力で、前進1速段と3速段及び9速段の3つの変速段が生まれるが、Aタイプの特徴である99%を超える遊星ギアの噛み合い効率のよさが、1、3速段に限り、悪くなる。それでも、図19に提示した「B−Type TOYOTA 8AT」よりはよく、図21に提示した「C−Type BENZ 7AT」にも負けてはいない。変速比は、5 〜0.6と理想的にとれ、オーバドライブとなる変速段も3段でよく、実現可能な構造である。但し、この方式では、第4構成要素に大きな逆回転トルクが入力されるため、遊星ギアの強度を上げなければならないことや、FF用にコンパクトにすることが困難なこと、及び発進段におけるブレーキのトルク容量を大きくしなければならないこと等が課題となる。 The A type 6AT, which is further multi-staged, has not been put into practical use, but the applicant of the present application has proposed 7AT that makes use of the meshing efficiency of the planetary gear in Japanese Patent Laid-Open No. 2010-203536. However, the A type 7AT includes four planetary gear trains and six fastening elements, and the number of components is increased from 8AT in the same manner as the C type 7AT. However, since the planetary gear train increased by one can share the planet carrier with 6AT, there is an advantage that it can be arranged compactly for FF. As another method, if reverse rotation is input to the fourth component of the A type 6AT, 9AT (9 forward speeds and 1 reverse speed) can be achieved with 4 planetary gear trains and 6 fastening elements. Become. This structure, speed diagram, and gear ratio were presented as “A-Type 9AT” in FIG. 18 of the present application. In A type 9AT, one reverse rotation input generates three shift speeds, 1st forward speed, 3rd speed, and 9th speed, but the meshing efficiency of the planetary gear exceeding 99%, which is characteristic of A type. Goodness is worsened only at the 1st and 3rd speed stages. Nevertheless, it is better than “B-Type TOYOTA 8AT” presented in FIG. 19 and not defeated by “C-Type BENZ 7AT” presented in FIG. The gear ratio can be ideally set to 5 to 0.6, and the number of gears for overdrive may be three, which is a feasible structure. However, in this method, since a large reverse rotational torque is input to the fourth component, it is necessary to increase the strength of the planetary gear, it is difficult to make it compact for FF, and the brake at the start stage The problem is that the torque capacity of the motor must be increased.
Cタイプ7ATを、さらに、進化させた多段変速機が特許文献6と7で考案されている。これは、Bタイプ8ATより遊星ギア列が1個多いにもかかわらず、変速段が1個少なくなる、Cタイプ7ATの欠点を解消したもので、Cタイプ7ATと同じ4個の遊星ギア列と6個の締結要素で、9AT(前進9速後進1速)を実現したものである。Cタイプは、9ATまで多段化して、A、Bタイプをリードする可能性がでてきた、といえる。但し、オーバドライブの変速段が4段と多く、変速比が高速側に振れ過ぎる欠点がある。しかし、Cタイプ9ATの優れている点は、発進段となる前進1速と後進段において締結するブレーキが、速度線図の端に位置する主変速装置の第4構成要素となるサンギアを制動するため、ブレーキのトルク容量が入力軸トルクの1.5〜2.5倍と、A、Bタイプ及びCタイプ7ATより小さく抑えることができることである。遊星ギアは、サンギア、リングギア、遊星キャリアの順に負荷トルクが大きくなり、A、Bタイプ及びCタイプ7ATでは、リングギアまたは遊星キャリアを制動するため、前進1速段では、ブレーキトルク容量を入力軸トルクの2〜3倍に抑えることができるが、後進段では、入力軸トルクの5倍前後と大きくなってしまう。ところで、Cタイプ9ATは、A、Bタイプ6ATより遊星ギアと締結要素が各1個多くなり、どうしても軸方向が長くなる。特許文献6と7では、Cタイプ9ATをFF用に適用するため、遊星ギア列を縦方向に並べて配置するなど、相当な苦労をしている。しかしながら、締結要素の全てを、軸方向が長くなる摩擦部材を有したアクチュエータとして用いることをせず、一部ドグクラッチとすることで、FF用に適用する形態をとっており、自動変速機として無理が生じる構造となっている。本願は、Aタイプ9ATやBタイプ8ATを凌ぐことも可能となる、優れた特性を持つCタイプ9ATを、通常のATと同じように、摩擦部材を有したアクチュエータを用いて、FF及びFR用に成立させる提案である。
本願の図22に提示した「C−Type ZF 9AT」は、特許文献6と7の出願人であるZF社が発表した試作品から、本願出願人が想定したもので、特許文献7と同じ構造であり、図22に記載した各遊星ギアの歯数比や変速比、及び速度線図は、本願出願人が本出願特許と比較するために、創作し記載したものである。図21に提示した「C−Type BENZ 7AT」と図22に提示した「C−Type ZF 9AT」を比較すると、図21の7ATでは、FRONT GEAR(前置変速装置)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列に、2個のブレーキ(B1、B3)で2種の減速回転を選択的に発生させ、連結されたMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素に入力するとともに、入力軸の回転を、クラッチ(C1)を介して入力する方式である。また、後進を得るため、MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に、ブレーキ(B4)を配している。それに対し、図22の9ATでは、FRONT GEAR(前置変速装置)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列に、2個のクラッチ(C1、C2)と2個のブレーキ(B1、B2)のいずれか2個を締結することにより、前進3速後進1速の回転とゼロ回転の5種を選択的に発生させ、連結されたMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素に入力し、前進9速後進1速を実現している。但し、逆回転を入力した前進9速段の変速比は小さくなり、遊星ギアの噛み合い効率も悪く、好ましい変速段とはならないが、概ね、Cタイプの特徴であるよい変速比が実現可能となる。なお、「C−Type ZF 9AT」に使用されたMAIN GEAR(主変速装置)の2個の遊星ギア列は、Cタイプ5ATから使われているシンプソン遊星ギアで、「C−Type BENZ 7AT」と同一のものである。
The “C-Type ZF 9AT” presented in FIG. 22 of the present application is assumed by the applicant of the present invention from a prototype published by ZF, the applicant of
特許文献6は、図22に提示した「C−Type ZF 9AT」の速度線図における、MAIN GEAR(主変速装置、メインギアセット)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列と、FRONT GEAR(前置変速装置、前置ギアセット)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列の遊星ギアの組み合わせを特定し、入出力と6個の締結要素の配置を特定した特許である。図21の7ATと図22の9ATのMAIN GEAR(主変速装置、メインギアセット)の速度線図に対応して、特許文献6では、第1構成要素が第3遊星歯車セット(P3)の太陽歯車(サンギア)と第4遊星歯車セット(P4)の内歯歯車(リングギア)となり、第2構成要素が第3遊星歯車セット(P3)のリブ(遊星キャリア)となり、出力要素となる第3構成要素が第3遊星歯車セット(P3)の内歯歯車(リングギア)と第4遊星歯車セット(P4)のリブ(遊星キャリア)となり、第4構成要素が第4遊星歯車セット(P4)の太陽歯車(サンギア)となる。この主変速装置の2個の遊星ギア列の組み合わせでは、速度線図において、第3と第4の構成要素の間が、図21、22の1.5倍以上必要となり、Cタイプの特徴であるよい変速比がとれない。したがって、変速比は 、特許文献6の図6に示されたように、前進1速〜4速までのステップ値が大きくなり、それに比べ、それ以上の変速段におけるステップ値が逆に小さくなり、適切な変速比が取れない。なお、図22の9ATは、MAIN GEARの第4構成要素にブレーキ(B3)を配しているのに対し、特許文献6は、第4構成要素を常時固定とし、第1構成要素に配した第3遊星歯車セット(P3)の太陽歯車(サンギア)と第4遊星歯車セット(P4)の内歯歯車(リングギア)をクラッチ49で連結する構造となっている。第4構成要素の回転が高くなり過ぎるためこのような構造にしているが、このクラッチのトルク容量は極端に大きくなるため、特許文献6のように、歯の噛み合いによる断接を行うドグクラッチにしなければならなく、構造や制御が規制される。また、特許文献6では、主変速装置と前置変速装置の2個の遊星ギア列を、コンパクトさを実現するため、軸方向に2階建てにすることも特許として請求している。2個の遊星ギア列を、軸方向に2階建てにしている特許は、US5429557にあり、2階建てにすること自体は公知である。2階建ての構成では、2階部の遊星ギアのリングギアとサンギアの歯数比を、1.4〜1.6にしなければ径方向をコンパクトに抑えることはできないが、軸方向をコンパクトにしなければならないFF用には、有効な手段となり得る。しかしながら、特許文献6の2階建ての遊星ギア列では、よい変速比が得られない。
特許文献7は、特許文献6と同様に、MAIN GEAR(主変速装置、メインギアセット)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列と、FRONT GEAR(前置変速装置、前置ギアセット)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列の遊星ギアの組み合わせを特定し、入出力と6個の締結要素の配置を特定した特許である。FRONT GEAR(前置変速装置、前置ギアセット)の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列の遊星ギアの組み合わせは、特許文献6と同一であり、図22に提示した「C−Type ZF 9AT」のFRONT GEARの速度線図に提示したように、 第1及び第2遊星歯車セット(P1、P2)のリブ(遊星キャリアP3、P4に相当)が連結され、 第1遊星歯車セット(P1)の内歯歯車(リングギアR3に相当)は、第2遊星歯車セット(
P2)の太陽歯車(サンギアS4に相当)に連結され、入力軸とクラッチ(18、C1に相当)を介して連結され、 第1遊星歯車セット(P1)の太陽歯車(サンギアS3に相当)にはブレーキ(03、B2に相当)が配されるとともに、入力軸とクラッチ(13、C2に相当)を介して連結され、 第2遊星歯車セット(P2)の内歯歯車(リングギアR4に相当)にはブレーキ(05、B1に相当)が配される構造となっている。このFRONT GEAR(前置変速装置、前置ギアセット)における前進3速後進1速の変速比は、従来から実用化されている3ATと類似しており、従来の3ATの遊星ギア列を用いることができるが、特許文献6及び7は、従来の実用化された3ATとは異なる、上述した遊星ギア列を特許請求している。確かに、特許文献6及び7のFRONT GEARに用いた遊星ギア列は噛み合い効率もよく、第2遊星歯車セット(P2)の内歯歯車と太陽歯車の歯数比も1.5前後で、第2遊星歯車セット(P2)を第1遊星歯車セット(P1)の上に乗せ、2階建てとするにはよい組み合わせとなり、軸方向がコンパクトになり得る構造である。しかも、径の大きなリングギアとサンギアに動力が入力するため、歯面荷重が小さくなり、歯幅を短くしてコンパクトに配置できる。しかしながら、2個のクラッチ及び2個のブレーキの配置も、コンパクトさを決定する重要要因であることから、必ずしも、遊星ギア列を2階建てにすることが、軸方向をコンパクトにすることにはならない。そのため、特許文献6、7では、1個のクラッチ(C1に相当)を、摩擦部材を必要としないドグクラッチとしてコンパクト効果を出している。
P2) is connected to a sun gear (corresponding to sun gear S4), is connected to an input shaft via a clutch (corresponding to 18, C1), and is connected to a sun gear (corresponding to sun gear S3) of the first planetary gear set (P1). Is provided with a brake (corresponding to 03, B2) and connected to the input shaft through a clutch (corresponding to 13, C2), and an internal gear (corresponding to the ring gear R4) of the second planetary gear set (P2). ) Is provided with a brake (corresponding to 05, B1). In this FRONT GEAR (front transmission, front gear set), the speed ratio of the
また、特許文献7では、MAIN GEAR(主変速装置、メインギアセット)に、4種類の4個の構成要素からなる2個の遊星ギア列の遊星ギアの組み合わせを、通常の遊星ギア列の配置と同じように軸方向に並べて配置し、特許請求をしている。この4種類のうちで、図7に記載のリングギアを出力するラビニョー遊星ギアは、特許文献6の2個の遊星ギア列とは逆に、速度線図において、第3と第4の構成要素の間が長くできず、よい変速比がとれない。なお、Cタイプ9ATでは、Bタイプ8ATよりも大きな減速回転の大トルクが主変速装置の第1構成要素に入力するため、この遊星ギア列の強度を強くしなければならない。したがって、強度に難がある図6の遊星キャリアを出力するラビニョー遊星ギアも、Cタイプ9ATには適さなくなる。強度において一番適切な遊星ギア列は、BENZのCタイプ7ATに用いたシンプソン遊星ギアであり、特許文献7では、シンプソン遊星ギア方式を、図1〜3で3種請求している。そのうちの図1は、図22に提示した「C−Type ZF 9AT」と同じ遊星ギア列の配置で、入出力及び6個の締結要素も同じ配置である。但し、Cタイプ9ATでは入力軸の回転より高くなるオーバドライブの変速段が、前進6速〜9速までの4段あり、シンプソン遊星ギアでは2箇所の遊星ギアが噛み合うため、この4段での噛み合い効率が悪くなる。加えて、動力を増速した後、減速する形態となるため、噛み合いの効率計算に現れない高回転による損失が発生する。この4段で噛み合い効率がよいのが、図5に記載された、互いの遊星キャリアとリングギアを連結した組み合わせであるが、前進1速段で、サンギアに大きなトルクがかかるため、強度対策が必要となる。また、特許文献7では、前置変速装置のクラッチ(18、C1に相当)に、ドグクラッチを用いているのに加え、主変速装置の第4構成要素を制動するブレーキ(18、B3に相当)にもドグクラッチを用いている。ドグクラッチを用いるとコンパクトで摩擦部材の連れ回りロスも減るが、締結要素の回転を同期させて締結しなければならなく、変速が制限されて自動変速には不利となる。
In
本願の特許は、特許文献6及び7に用いられた前置変速装置の2個の遊星ギア列とは異なる遊星ギア列を用い、ドグクラッチを用いることなく変速装置がコンパクトになるよう、前置変速装置と主変速装置の各2個の遊星ギア列、及び6個の締結要素の配置を工夫したものである。そして、主変速装置に用いた2個の遊星ギア列は、特許文献7に用いられた図1〜3に記載されたシンプソン遊星ギアと、図5に記載された互いの遊星キャリアとリングギアを連結した2種の組み合わせ以外に、特許文献6、7に用いられていない組み合わせも、提案した。さらに、本願の特許の特質すべきことは、発進デバイスとして、トルクコンバータに代わるデバイスを用意したことである。なお、ラビニョー遊星ギアは、リングギアと遊星キャリアが軸方向の左右どちらでも出せるため、A,B,Cタイプいずれにも適用でき、遊星キャリアを共有するためコンパクトに配することができる利点があるが、ダブル遊星ギアを用いることで効率が悪くなり、強度上の問題もあるため、本願では適用しなかった。
The patent of the present application uses a planetary gear train different from the two planetary gear trains of the front transmission used in
実用化された乗用車の前進6速以上のATでは、トルクコンバータが発進デバイスとして用いられている。このトルクコンバータは、トーラス内部圧を締結に用いる簡易型ロックアップクラッチを備えたもので、締結時の応答性が悪いのに加え、逆駆動時には締結できない問題がある。そのため、Cタイプ5AT、7ATでは、乗用車用として初めてトルクコンバータに独立した油圧室を備えたロックアップクラッチを用いている。本願では、本願出願人が特開2008−196660で提案した、独立した油圧室を備えるにもかかわらず、コンパクトになるロックアップクラッチを備えた構造のものを適用した。しかしながら、前進6速以上のATでは、牽引力が十分確保できるため、発進デバイスとして、トルク増幅作用のあるトルクコンバータを、必ずしも必要としない。まして、Cタイプ9ATでは、前進の変速段におけるギア巾が8〜10となり、トルクコンバータは過剰品質となる。そのため、トルクコンバータに変わる発進デバイスを用意しておかねばならない。特にFF用9ATでは、6ATと比べ、遊星ギア列と締結要素が各1個多くなるため、変速装置の軸幅が広がることが避けられず、軸幅を広くとるトルクコンバータをなくす必要がある。トルクコンバータの代わりにホィールステータをなくした流体継手を用いれば、トルクコンバータより20%軸幅を縮小できるため、FF用9ATには有効な発進デバイスとなり得る。なお、先進的なATとして、「C−Type BENZ 7AT」では、トルクコンバータに代えて湿式クラッチを発進デバイスとして用いた方式も実用化している。本願では、特許請求はしていないが、実施例として独立した油圧室を備えたロックアップクラッチを用いた流体継手も提案した。また、特許文献6、7では、発進デバイスとしてトルクコンバータに加え、油圧式クラッチ、乾式発進クラッチ、湿式発進クラッチ、磁性粉クラッチ、または、遠心力クラッチを用いることを特許請求している。しかしながら、入力軸の前に発進デバイスを設ける方式では、軸方向の短縮化には限度が生じる。さらに、軸方向の縮小とシンプル化を図るなら、入力軸を原動機と直結とし、変速装置に用いる締結要素を、発進デバイスとする必要性が生じる。前進1速と後進段で締結する同じブレーキを滑らせて発進デバイスとする方式が、本願出願人より特開2009−236234に提示されている。この方式は、発進段で締結するブレーキの、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、発進時、ブレーキにすべり制御を行うとともに、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようにした提案である。この発進デバイスは、A,Bタイプには適用できるが、Cタイプの5AT及び7ATでは、前進1速と後進段で締結するブレーキが異なるため適用できなかった。しかしながら、Cタイプ9ATには、極めて適したものとなる。
A torque converter is used as a starting device in an AT of 6 or more forward speeds for a passenger car that has been put into practical use. This torque converter is provided with a simple lock-up clutch that uses the internal pressure of the torus for fastening. In addition to poor response at the time of fastening, there is a problem that the torque converter cannot be fastened during reverse driving. Therefore, the C type 5AT and 7AT use a lock-up clutch having a hydraulic chamber independent of the torque converter for the first time for passenger cars. In the present application, a structure having a lock-up clutch that is compact in spite of having an independent hydraulic chamber proposed by the present applicant in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2008-196660 was applied. However, since the traction force can be sufficiently secured in the AT of forward 6th speed or higher, a torque converter having a torque amplifying function is not necessarily required as a starting device. Moreover, in the C type 9AT, the gear width at the forward shift speed is 8 to 10, and the torque converter becomes excessive quality. Therefore, it is necessary to prepare a starting device that can be replaced with a torque converter. In particular, the FF 9AT has one more planetary gear train and one fastening element than the 6AT, so it is inevitable that the shaft width of the transmission increases, and it is necessary to eliminate the torque converter that increases the shaft width. If a fluid coupling without a wheel stator is used in place of the torque converter, the shaft width can be reduced by 20% compared to the torque converter, so that it can be an effective starting device for the 9AT for FF. As an advanced AT, in “C-Type BENZ 7AT”, a system using a wet clutch as a starting device instead of a torque converter has been put into practical use. Although not claimed in the present application, a fluid coupling using a lock-up clutch provided with an independent hydraulic chamber has also been proposed as an embodiment.
Cタイプ9ATでは、前進3速後進1速の前置変速装置の変速比を、主変速装置で増幅することから、発進段の前進1速と後進段が、前置変速装置の前進1速と後進段となり、図22に提示した「C−Type ZF 9AT」において、同じブレーキB1がその締結要素となる。前置変速装置の前進1速と後進段の減速比は、Aタイプ9ATやBタイプ8ATの約半分であることから、ブレーキB1の負荷トルクも小さくなり、トルク容量を小さくできる。すべり制御をするなら、摩擦部材の枚数や受圧面積を大きくし、特開2009−236234に提示したように、摩擦部材を確実に冷却してすべりエネルギーを吸収しやすい構造にしなければ成立しないが、ブレーキ容量がAタイプ9ATやBタイプ8ATの約半分ですむため、その構造をとりやすくなる。なお、前述したように、Cタイプ9ATでは、前進1速と後進段で締結するブレーキB3のトルク容量も、Aタイプ9ATやBタイプ8ATに比べ小さくできるので、ブレーキB3に特開2009−236234の手段を用いてもよい。しかしながら、変速においてブレーキB1の方が断接の頻度が多く、すべり制御が元々必要であるため、ブレーキB1を発進デバイスとした方が、適切となる。なお、ブレーキB1に加え、ブレーキB2は、前進段の変速において締結と開放の頻度が最も多く、変速ショック吸収のためすべらせる必要があるため、発進デバイスとしてトルクコンバータを用いたとしても、熱吸収がよく冷却効果の高い摩擦部材の構造が必要となる。 In the C type 9AT, since the main transmission device amplifies the transmission gear ratio of the third forward gear and the reverse first gear in the main transmission, the first forward speed and the reverse gear of the starting stage are the same as the first forward speed of the front transmission. In the reverse stage, in the “C-Type ZF 9AT” presented in FIG. 22, the same brake B1 is the engaging element. Since the reduction ratio between the first forward speed and the reverse speed of the front transmission is about half that of the A type 9AT and B type 8AT, the load torque of the brake B1 is also reduced, and the torque capacity can be reduced. If slip control is performed, the number of friction members and the pressure receiving area must be increased, and as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-236234, the friction member must be reliably cooled to make it easy to absorb slip energy. Since the brake capacity is about half that of A type 9AT and B type 8AT, it is easy to adopt the structure. As described above, in the C type 9AT, the torque capacity of the brake B3 that is engaged at the first forward speed and the reverse speed can be reduced as compared with the A type 9AT and the B type 8AT. Means may be used. However, since the brake B1 is more frequently connected and disconnected in gear shifting and originally requires slip control, it is appropriate to use the brake B1 as a starting device. In addition to the brake B1, the brake B2 has the highest frequency of engagement and disengagement in forward gear shifting, and must be slid to absorb the shift shock. Therefore, even if a torque converter is used as the starting device, heat absorption is performed. Therefore, it is necessary to provide a friction member having a good cooling effect.
本発明の第1の課題は、2個の遊星ギア列と各2個の摩擦クラッチとブレーキを備えた前置変速装置と、2個の遊星ギア列と各1個の摩擦クラッチとブレーキを備えた主変速装置からなる、前進9速後進1速の多段自動変速機の、前置変速装置と主変速装置の配置及び連結構造を規定することにより、入力軸と出力軸が同軸となる後輪駆動のFR用多段変速機と、入力軸と出力軸がオフセットされる前輪駆動のFF用多段変速機を、シンプルコンパクトな構造で配置することである。 A first object of the present invention is to provide a front transmission device including two planetary gear trains, two friction clutches and a brake, and two planetary gear trains, one friction clutch and a brake. A rear wheel whose input shaft and output shaft are coaxial by defining the arrangement and connection structure of the front transmission and the main transmission of a multi-speed automatic transmission of 9 forward speeds and 1 reverse speed comprising the main transmission system The drive FR multi-stage transmission and the front-wheel drive FF multi-stage transmission in which the input shaft and the output shaft are offset are arranged in a simple and compact structure.
本発明の第2の課題は、第1の課題における前進9速後進1速の多段自動変速機の、2個の遊星ギア列と各2個の摩擦クラッチとブレーキを備えた前置変速装置の構造を規定することにより、FRとFF用多段自動変速機を、シンプルコンパクトにすることである。 A second problem of the present invention is that of a front transmission including two planetary gear trains, two friction clutches, and a brake of the 9-speed reverse 1-speed automatic transmission in the first problem. By defining the structure, the FR and FF multi-speed automatic transmission is made simple and compact.
本発明の第3の課題は、第1の課題における前進9速後進1速の多段自動変速機の、2個の遊星ギア列と各1個の摩擦クラッチとブレーキを備えた主変速装置の構造を規定することにより、FRとFF用多段自動変速機を、シンプルコンパクトにすることである。 A third subject of the present invention is a structure of a main transmission device including two planetary gear trains, one friction clutch and a brake of the multi-speed automatic transmission of nine forward speeds and one reverse speed in the first subject. Is to make the FR and FF multi-speed automatic transmission simple and compact.
本発明の第4の課題は、第1の課題における前進9速後進1速の多段自動変速機の、特にFF用多段自動変速機の軸方向長さを、トルクコンバータを装着しても、前進6速後進1速の多段自動変速機と同等の短さにすることである。 The fourth problem of the present invention is that the axial length of the 9-speed reverse 1-speed multi-speed automatic transmission in the first problem, particularly the multi-speed automatic transmission for FF, It should be as short as a 6-speed reverse 1-speed multi-speed automatic transmission.
本発明の第5の課題は、第1の課題における前進9速後進1速の多段自動変速機の、前進段の変速において締結と開放の頻度が多く、変速ショック吸収のためすべらせる必要があるブレーキB1及びブレーキB2の摩擦部材を、熱吸収がよく冷却効果の高い構造とするとともに、トルクコンバータに代わる発進デバイスを用意することである。 The fifth problem of the present invention is that the multi-speed automatic transmission of 9th reverse speed and 1st reverse speed in the first problem is frequently engaged and disengaged in the forward shift, and needs to be slipped to absorb the shift shock. The friction members of the brake B1 and the brake B2 have a structure that absorbs heat well and has a high cooling effect, and prepare a starting device that replaces the torque converter.
請求項1に係わる本発明は、多段自動変速機全体の主構成要素の配置に関するもので、第1の課題を解決するための手段であり、A、B、C、及びDの4個の構成要素からなる第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)を軸方向に並べて配し、構成要素Aに第1クラッチ(C1)を介して入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Bを出力構成要素とし、構成要素Cに第1ブレーキ(B1)を配して制動可能とし、構成要素Dに第2クラッチ(C2)を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第2ブレーキ(B2)を配して制動可能とし、第1及び第2クラッチ(C1、C2)と第1及び第2ブレーキ(B1、B2)のいずれか2個を選択的に締結することにより、構成要素Bが、前記入力軸の直結回転と、2種の減速回転、及び1種の逆回転を得るとともに制動可能となる前置変速装置と、共通の速度線図上に、第1、第2、第3及び第4構成要素を順に並べて配した第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)、及び第3ブレーキ(B3)を有した主変速装置とからなり、主変速装置の第1構成要素に、前置変速装置の出力構成要素を、第1連結円筒軸(17)を介して連結し、第2構成要素に、第3クラッチ(C3)を介して入力軸の回転を入力可能とし、第4構成要素に、第3ブレーキ(B3)を配して制動可能とし、第1、第2及び第4構成要素のいずれか2個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第3構成要素を出力して前進9速後進1速を得る多段自動変速機であって、主変速装置と前置変速装置の回転中心部に入力軸を配し、主変速装置と前置変速装置を収納する変速機ケースの一端で、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)を連結するとともに、出力軸を除くもう一端で、入力軸と第3クラッチ(C3)を連結し、入力軸の周りに、主変速装置の第1構成要素と前置変速装置の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配し、主変速装置、あるいは、第3ブレーキ(B3)を除く主変速装置と前置変速装置を隔て、変速機ケースと一体となる隔壁(100)を設けて第1連結円筒軸(17)の円周方向の近くまで延材し、隔壁(100)に、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の油圧サーボを配するようになした。
The present invention according to
請求項2に係わる本発明は、FF用多段自動変速機の、全体の構成要素の配置に関するもので、第1の課題を解決するための手段であり、第3ブレーキ(B3)を除く主変速装置と前置変速装置を、動力が入力される多段自動変速機の前方から軸方向順に配し、隔壁(100)の前方に、隔壁(100)に軸支され、主変速装置の動力が出力される出力カウンターギア(5)と、主変速装置を構成する第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)とを配し、隔壁(100)の後方に、前置変速装置を構成する第1及び第2クラッチ(C1、C2)と、第1及び第2ブレーキ(B1、B2)と、第3及び第4遊星ギア列(30、40)と、主変速装置を構成する第3ブレーキ(B3)と、を配し、隔壁(100)の内周部内側を通過して、主変速装置側の前端に配された第3クラッチ(C3)と前置変速装置側の後端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する入力軸を回転中心に配し、入力軸の周りに、主変速装置側の第1構成要素と前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するとともに、第1連結円筒軸(17)の周りに、主変速装置側の第4構成要素と前置変速装置側の第3ブレーキ(B3)を連結する第2連結円筒軸(18)を配するようになした。
The present invention according to
請求項3に係わる本発明は、FR用多段自動変速機の、全体の構成要素の配置に関するもので、第1の課題を解決するための手段であり、主変速装置と前置変速装置を、動力が入力される多段自動変速機の前方から軸方向逆に配し、隔壁(100)の前方に、前置変速装置を構成する第1及び第2クラッチ(C1、C2)と、第1及び第2ブレーキ(B1、B2)と、第3及び第4遊星ギア列(30、40)とを配し、隔壁(100)の後方に、主変速装置を構成する第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)と、第3ブレーキ(B3)と、入力軸と同軸となり、主変速装置の動力が出力される出力軸とを配し、隔壁(100)の内周部内側を通過して、主変速装置側の後端に配された第3クラッチ(C3)と前置変速装置側の前端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する入力軸を回転中心に配し、入力軸の周りに、主変速装置側の第1構成要素と前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するようになした。
The present invention according to
請求項4に係わる本発明は、請求項2に記載したFF用多段自動変速機の、前置変速装置の具体的な構造配置と、主変速装置の第3ブレーキ(B3)の配置に関するもので、第2の課題を解決するための手段であり、前置速装置を構成する4個の構成要素からなる第3及び第4遊星ギア列(30、40)は、シンプル遊星ギアで構成され、第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)を構成要素Aとし、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)と第4遊星ギア列(40)の遊星キャリアを連結して構成要素Bとし、第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)を構成要素Cとし、第3遊星ギア列(30)のサンギア(S3)と第4遊星ギア列(40)のサンギア(S4)を連結して構成要素Dとしたもので、隔壁(100)の後方に、隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B3)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)とを配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を配し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)を配し、第4遊星ギア列(40)の後方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の変速機ケース後端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側後方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、第3遊星ギア列(30)の前方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を係止する第2連結円筒軸(18)を第3遊星ギア列(30)の外周まで延材して配し、隔壁(100)に第1及び第3ブレーキ(B1、B3)の油圧サーボを配するようになした。
The present invention according to
請求項5に係わる本発明は、請求項3に記載したFR用多段自動変速機の、前置変速装置の具体的な構造配置に関するもので、第2の課題を解決するための手段であり、前置速装置を構成する4個の構成要素からなる第3及び第4遊星ギア列(30、40)は、シンプル遊星ギアで構成され、第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)を構成要素Aとし、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)と第4遊星ギア列(40)の遊星キャリアを連結して構成要素Bとし、第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)を構成要素Cとし、第3遊星ギア列(30)のサンギア(S3)と第4遊星ギア列(40)のサンギア(S4)を連結して構成要素Dとしたもので、隔壁(100)の前方に、隔壁(100)から軸方向順に、第1ブレーキ(B1)、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)と、を配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を配し、第4遊星ギア列(40)の前方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の変速機ケース前端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側前方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、第3遊星ギア列(30)の後方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)に連結し、隔壁(100)に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボ、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)を配するようになした。
The present invention according to
請求項6に係わる本発明は、FF用多段自動変速機の、主変速装置の2個の遊星ギアの構造と第3クラッチ(C3)、及び入力軸と出力カウンターギア(5)の配置に関するもので、第4の課題を解決するための特別な手段であり、主変速装置を構成する4個の構成要素からなるシンプル遊星ギアで構成される第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)の同軸位置となる径方向外周側に第2遊星ギア列(20)を縦方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側にリングギア(R1)と一体形成して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側に配して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、出力カウンターギア(5)と、軸方向が重なる第1遊星ギア列(10)及び第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)とを配し、第2遊星ギア列(20)を、出力カウンターギア(5)と噛み合う中継軸(7)のカウンターギア(6)と、中継軸(7)と一体のピニオンギア及びピニオンギアと噛み合う出力軸のディファレンシャルキャリアに配された大歯車(8)との軸方向隙間(X)に配するようになした。
The present invention according to
請求項7に係わる本発明は、請求項6と同じく、FF用多段自動変速機の、主変速装置の2個の遊星ギアの構造と第3クラッチ(C3)、及び入力軸と出力カウンターギア(5)の配置に関するもので、第3の課題を解決するための手段であり、主変速装置を構成する4個の構成要素からなるシンプル遊星ギアで構成される第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)と第2遊星ギア列(20)を軸方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、出力カウンターギア(5)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)とを配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになした。
The present invention according to
請求項8に係わる本発明は、FR用多段自動変速機の、主変速装置の2個の遊星ギアの構造と第3クラッチ(C3)と第3ブレーキ(B3)、及び入出力軸の配置に関するもので、第3の課題を解決するための手段であり、主変速装置を構成する4個の構成要素からなるシンプル遊星ギアで構成される第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)と第2遊星ギア列(20)を軸方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として入力軸と同軸の出力軸に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として入力軸と同軸の出力軸に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B1)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、出力軸とを配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになした。
The present invention according to
請求項9に係わる本発明は、FFとFR用多段自動変速機の、変速ショック吸収のため、第1及び第2ブレーキ(B1、B2)の摩擦部材の熱容量をアップした構造に関することで、第5の課題を解決するための手段であり、第1ブレーキ(B1)と第2ブレーキ(B2)の、少なくともどちらか一方の、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになした。
The present invention according to
請求項10に係わる本発明は、FFとFR用多段自動変速機に、トルクコンバータ等の流体伝導装置を用いない構造としたもので、第5の課題を解決するための手段であり、原動機の出力軸と入力軸を、回転変動吸収ダンパ(200C)を介して直結し、発進時において、発進段となる前進1速段で締結する第1クラッチ(C1)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、あるいは、後進段で締結する第2クラッチ(C2)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、第1ブレーキ(B1)以外を締結し、第1ブレーキ(B1)にすべり制御を施すとともに、第1ブレーキ(B1)の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給するようになした。
The present invention according to
請求項1記載の構成では、A、B、C、及びDの4個の構成要素からなる第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)を軸方向に並べて配し、構成要素Aに第1クラッチ(C1)を介して入力軸の回転を入力可能とし、構成要素Bを出力構成要素とし、構成要素Cに第1ブレーキ(B1)を配して制動可能とし、構成要素Dに第2クラッチ(C2)を介して入力軸の回転を入力可能とするとともに第2ブレーキ(B2)を配して制動可能とし、第1及び第2クラッチ(C1、C2)と第1及び第2ブレーキ(B1、B2)のいずれか2個を選択的に締結することにより、構成要素Bが、入力軸の直結回転と、2種の減速回転、及び1種の逆回転を得るとともに制動可能となる前置変速装置と、共通の速度線図上に、第1、第2、第3及び第4構成要素を順に並べて配した第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)、及び第3ブレーキ(B3)を有した主変速装置とからなり、主変速装置の第1構成要素に、前置変速装置の出力構成要素を、第1連結円筒軸(17)を介して連結し、第2構成要素に、第3クラッチ(C3)を介して入力軸の回転を入力可能とし、第4構成要素に、第3ブレーキ(B3)を配して制動可能とし、第1、第2及び第4構成要素のいずれか2個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第3構成要素を出力して前進9速後進1速を得る多段自動変速機であって、主変速装置と前置変速装置の回転中心部に入力軸を配し、主変速装置と前置変速装置を収納する変速機ケースの一端で、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)を連結するとともに、出力軸を除くもう一端で、入力軸と第3クラッチ(C3)を連結し、入力軸の周りに、主変速装置の第1構成要素と前置変速装置の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配し、主変速装置、あるいは、第3ブレーキ(B3)を除く主変速装置と前置変速装置を隔て、変速機ケースと一体となる隔壁(100)を設けて第1連結円筒軸(17)の円周方向の近くまで延材し、隔壁(100)に、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の油圧サーボを配するようになしたので、隔壁(100)には、締結要素となるクラッチ及びブレーキのうちで、トルク伝達容量が最も大きくなる第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を押圧する受圧面積の大きなピストンが配置可能となるのに加え、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を押圧するピストンも配置可能となり、さらに、FF用多段自動変速機では、出力カウンターギア(5)も配置可能となるため、多段自動変速機全体がシンプルコンパクトになる。また、3個のクラッチを、変速機ケースの両端に配することができることも、シンプルコンパクトになる重要な要因となる。
In the configuration according to
請求項2記載の構成では、第3ブレーキ(B3)を除く主変速装置と前置変速装置を、動力が入力される多段自動変速機の前方から軸方向順に配し、隔壁(100)の前方に、隔壁(100)に軸支され、主変速装置の動力が出力される出力カウンターギア(5)と、主変速装置を構成する第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)とを配し、隔壁(100)の後方に、前置変速装置を構成する第1及び第2クラッチ(C1、C2)と、第1及び第2ブレーキ(B1、B2)と、第3及び第4遊星ギア列(30、40)と、主変速装置を構成する第3ブレーキ(B3)とを配し、隔壁(100)の内周部内側を通過して、主変速装置側の前端に配された第3クラッチ(C3)と前置変速装置側の後端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する入力軸を回転中心に配し、入力軸の周りに、主変速装置側の第1構成要素と前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するとともに、第1連結円筒軸(17)の周りに、主変速装置側の第4構成要素と前置変速装置側の第3ブレーキ(B3)を連結する第2連結円筒軸(18)を配するようになしたので、主変速装置側となる第3ブレーキ(B3)を、隔壁(100)を挟んで前置変速装置側に配することができ、隔壁(100)に、第3ブレーキ(B3)と第1ブレーキ(B1)の油圧サーボと、出力カウンターギア(5)が配置可能となるため、FF用多段自動変速機がシンプルコンパクトになる。
In the configuration of
請求項3記載の構成では、主変速装置と前置変速装置を、動力が入力される多段自動変速機の前方から軸方向逆に配し、隔壁(100)の前方に、前置変速装置を構成する第1及び第2クラッチ(C1、C2)と、第1及び第2ブレーキ(B1、B2)と、第3及び第4遊星ギア列(30、40)とを配し、隔壁(100)の後方に、主変速装置を構成する第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)と、第3ブレーキ(B3)と、前記入力軸と同軸となり、主変速装置の動力が出力される出力軸とを配し、
隔壁(100)の内周部内側を通過して、主変速装置側の後端に配された第3クラッチ(C3)と前置変速装置側の前端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する入力軸を回転中心に配し、入力軸の周りに、主変速装置側の第1構成要素と前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するようになしたので、隔壁(100)の主変速装置側に第3ブレーキ(B3)を配し、前置変速装置側に第1ブレーキ(B1)を配することが可能となるため、FR用多段自動変速機がシンプルコンパクトになる。
According to the third aspect of the present invention, the main transmission and the front transmission are arranged in the axial direction opposite from the front of the multistage automatic transmission to which power is input, and the front transmission is disposed in front of the partition wall (100). The first and second clutches (C1, C2), the first and second brakes (B1, B2), and the third and fourth planetary gear trains (30, 40) constituting the partition (100) are arranged. The first and second planetary gear trains (10, 20), the third clutch (C3), the third brake (B3), and the input shaft, which constitute the main transmission, are coaxial with the input shaft and An output shaft that outputs the power of the device,
A third clutch (C3) disposed on the rear end of the main transmission and the first and second clutches (first and second clutches disposed on the front end of the front transmission) passing through the inner periphery of the partition wall (100). C1 and C2) are arranged at the center of rotation, and a first connecting cylindrical shaft for connecting the first component on the main transmission side and the output component on the front transmission side around the input shaft ( 17), the third brake (B3) can be arranged on the main transmission side of the partition wall (100), and the first brake (B1) can be arranged on the front transmission side. Therefore, the multistage automatic transmission for FR becomes simple and compact.
請求項4記載の構成では、前置速装置を構成する4個の構成要素からなる第3及び第4遊星ギア列(30、40)は、シンプル遊星ギアで構成され、第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)を構成要素Aとし、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)と第4遊星ギア列(40)の遊星キャリアを連結して構成要素Bとし、第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)を構成要素Cとし、第3遊星ギア列(30)のサンギア(S3)と第4遊星ギア列(40)のサンギア(S4)を連結して構成要素Dとしたもので、隔壁(100)の後方に、前記隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B3)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)と、を配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を配し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)を配し、第4遊星ギア列(40)の後方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の変速機ケース後端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側後方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、第3遊星ギア列(30)の前方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を係止する第2連結円筒軸(18)を第3遊星ギア列(30)の外周まで延材して配し、隔壁(100)に第1及び第3ブレーキ(B1、B3)の油圧サーボを配するようになしたので、軸幅が小さくできる所謂シンプソン遊星ギアの径方向外側に2個のクラッチと3個のブレーキの摩擦部材を配することができ、FF用多段自動変速機の、隔壁(100)を挟んだ前置変速装置側が極めてコンパクトになる。加えて、変速機ケースの軸方向にスペースのある内周に、第1ブレーキ(B1)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を配することができるので、この2個の摩擦部材をすべらせて発熱を吸収させることが容易となる。
In the configuration according to
請求項5記載の構成では、前置速装置を構成する4個の構成要素からなる第3及び第4遊星ギア列(30、40)は、シンプル遊星ギアで構成され、第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)を構成要素Aとし、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)と第4遊星ギア列(40)の遊星キャリアを連結して構成要素Bとし、第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)を構成要素Cとし、第3遊星ギア列(30)のサンギア(S3)と第4遊星ギア列(40)のサンギア(S4)を連結して構成要素Dとしたもので、隔壁(100)の前方に、隔壁(100)から軸方向順に、第1ブレーキ(B1)、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)と、を配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を配し、第4遊星ギア列(40)の前方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の変速機ケース前端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側前方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、第3遊星ギア列(30)の後方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)に連結し、隔壁(100)に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボ、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)を配するようになしたので、軸幅が小さくできる所謂シンプソン遊星ギアの径方向外側に2個のクラッチと2個のブレーキの摩擦部材を配することができ、FR用多段自動変速機の、隔壁(100)を挟んだ前置変速装置側がコンパクトになる。加えて、変速機ケース、または、隔壁(100)の軸方向にスペースのある内周に、第1ブレーキ(B1)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を配することができるので、この2個の摩擦部材をすべらせて発熱を吸収させることが容易となる。
In the structure of
請求項6記載の構成では、主変速装置を構成する4個の構成要素からなるシンプル遊星ギアで構成される第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)の同軸位置となる径方向外周側に第2遊星ギア列(20)を縦方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側にリングギア(R1)と一体形成して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側に配して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、出力カウンターギア(5)と、軸方向が重なる第1遊星ギア列(10)及び第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、を配し、第2遊星ギア列(20)を、出力カウンターギア(5)と噛み合う中継軸(7)のカウンターギア(6)と、中継軸(7)と一体のピニオンギア及びピニオンギアと噛み合う出力軸のディファレンシャルキャリアに配された大歯車(8)と、の軸方向隙間(X)に配するようになしたので、前置変速装置の減速回転による大きなトルクが入力する第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)が2階建ての大径部となり、歯面荷重が減少するとともに、中継軸(7)と一体のピニオンギア及び大歯車(8)との干渉も避けられるため、隔壁(100)を挟んだ主変速装置側が極めてコンパクトになり、FF用前進9速後進1速の多段自動変速機の軸方向長さを、前進6速後進1速の多段自動変速機と同等の短さにできる。
In the configuration of
請求項7記載の構成では、主変速装置を構成する4個の構成要素からなるシンプル遊星ギアで構成される第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)と第2遊星ギア列(20)を軸方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として出力カウンターギア(5)に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、出力カウンターギア(5)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)とを配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになしたので、第3クラッチ(C3)をコンパクトに配することができるとともに、シンプソン遊星ギアを含んだ2種のシンプル遊星ギア列からなる主変速装置を、FF用前進9速後進1速の多段自動変速機として無理なくコンパクトに配することができる。 In the configuration of the seventh aspect, the first and second planetary gear trains (10, 20) constituted by the simple planetary gears composed of the four components constituting the main transmission are the first planetary gear train (10 ) And the second planetary gear train (20) are arranged side by side in the axial direction. The ring gear (R2) of the second planetary gear train (20) is used as the first component cylindrical first shaft (17). And the ring gear (R1) of the first planetary gear train (10) and the planet carrier (P2) of the second planetary gear train (20) are coupled, and the third clutch (C3) is used as the second component. To the input shaft, the sun gear (S1) of the first planetary gear train (10) and the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) are connected, and the second connecting cylinder is used as the fourth component. Planet carrier (P1) connected to shaft (18) and in first planetary gear train (10) , Connected to the output counter gear (5) as a third component, or the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) as a first component to the first connecting cylindrical shaft (17), The ring gear (R1) of the first planetary gear train (10) and the planet carrier (P2) of the second planetary gear train (20) are connected, and the input shaft is connected via the third clutch (C3) as the second component. And the sun gear (S1) of the first planetary gear train (10) is connected to the second connecting cylindrical shaft (18) as the fourth component, and the planet carrier (P1) of the first planetary gear train (10) is connected. ) And the ring gear (R2) of the second planetary gear train (20) are connected to the output counter gear (5) as a third component, and the output counter gear (5 ), First planetary gear train (10), and second planet Since the row (20) and the third clutch (C3) are arranged, the friction member of the third clutch (C3) is arranged on the outer peripheral side in the radial direction of the second planetary gear row (20). The third clutch (C3) can be compactly arranged, and the main transmission comprising two kinds of simple planetary gear trains including a Simpson planetary gear is used as an FF forward 9-speed reverse 1-speed automatic transmission. It can be arranged compactly without difficulty.
請求項8記載の構成では、主変速装置を構成する4個の構成要素からなる第1及び第2遊星ギア列(10、20)は、第1遊星ギア列(10)と第2遊星ギア列(20)を軸方向に並べて配した構造であり、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として入力軸と同軸の出力軸に連結し、あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として入力軸と同軸の出力軸に連結し、隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B1)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、出力軸とを配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになしたので、第3クラッチ(C3)をコンパクトに配することができるとともに、第3ブレーキ(B3)とシンプソン遊星ギアを含んだ2種のシンプル遊星ギア列からなる主変速装置を、FR用前進9速後進1速の多段自動変速機として無理なくコンパクトに配することができる。
In the configuration according to
請求項9記載の構成では、第1ブレーキ(B1)と第2ブレーキ(B2)の、少なくともどちらか一方の、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになしたので、軸方向スペースに余裕があり、摩擦部材の枚数を増やし吸収熱容量を大きくできる摩擦部材を、確実に冷却できる。
In the configuration according to
請求項10記載の構成では、原動機の出力軸と入力軸を、回転変動吸収ダンパ(200C)を介して直結し、発進時において、発進段となる前進1速段で締結する第1クラッチ(C1)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、あるいは、後進段で締結する第2クラッチ(C2)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、第1ブレーキ(B1)以外を締結し、第1ブレーキ(B1)にすべり制御を施すとともに、第1ブレーキ(B1)の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようになしたので、トルク容量が小さくて済む第1ブレーキ(B1)を径方向の最外周部に配置して、発熱する摩擦部材を確実に冷却することができ、原動機と入力軸を直結することで、FF用前進9速後進1速の多段自動変速機を、前進6速後進1速の多段自動変速機より、さらにシンプルでコンパクトに配することができる。 In the configuration of the tenth aspect, the output shaft and the input shaft of the prime mover are directly connected via the rotational fluctuation absorbing damper (200C), and the first clutch (C1) that is engaged at the first forward speed that becomes the starting stage at the time of starting. ), The first brake (B1), the third brake (B3), or the second brake (C2), the first brake (B1), the third brake (B3), B1) is fastened, and the first brake (B1) is controlled to slip, and a plurality of through holes are provided in the central circumferential portion of the same diameter of the friction member alternately arranged in the first brake (B1), and friction is applied. Since the cooling oil is supplied to the through hole from the side surface of the end portion of the member, the first brake (B1), which requires a small torque capacity, is arranged on the outermost peripheral portion in the radial direction to ensure the heat generating friction member. Can be cooled, and with prime mover By direct connection of the shaft, the FF for forward 9 speed one reverse speed of the multi-stage automatic transmission, than six forward speeds and one reverse speed of the multi-stage automatic transmission, can be disposed compactly further simple.
本発明は、前置変速装置と主変速装置の各2個の遊星ギア列、及び6個の締結要素からなる前進9速後進1速の多段自動変速機の配置と構造に関するもので、図1から図4に、本発明である9ATの模式図と速度線図及び変速比と遊星ギアの噛合い効率を示し、前輪駆動方式となるFF用9ATとして、その具体的な全体構造を図5から図11に示し、後輪駆動方式となるFR用9ATとして、その具体的な全体構造を図12に示す。また、本発明のFF用多段自動変速機として共通で用いる前置変速装置の詳細構造を図13に示し、主変速装置となる3種類の詳細構造を図14から図16に示す。なお、FF用多段自動変速機は、入力軸がカウンターギアでオフセットされて出力されるため、図14のように、遊星ギア列を2階建てにした特殊な配置では外径が大きくなり、オフセットするカウンターギアとの干渉が問題となる。そのため、その干渉状態を図17に示した。さらに、本発明の主変速装置を構成する3種の遊星ギア列を、Cタイプ9ATのCの頭文字で区分けし、C1、C2、C3と図に表記し、発進デバイスとしてトルクコンバータと流体継手(フルードカップリング)、及びブレーキと回転変動ダンパを用いて原動機直結(ダイレクト)とした3種を示す、C1のFF用の構造図である図5、6、7、及びC3のFF用の構造図である図9、10、11には、それぞれの頭文字をとり、トルクコンバータをT/C、流体継手(フルードカップリング)をF/C、原動機直結(ダイレクト)をD/Rと表記した。
The present invention relates to the arrangement and structure of a multi-stage automatic transmission of 9 forward speeds and 1 reverse speed consisting of two planetary gear trains each of a front transmission and a main transmission, and six fastening elements. 4 shows a schematic diagram of 9AT according to the present invention, a speed diagram, a gear ratio, and the meshing efficiency of the planetary gear, and the specific overall structure of FF 9AT as a front wheel drive system is shown in FIG. FIG. 12 shows a specific overall structure of the FR 9AT that is shown in FIG. FIG. 13 shows the detailed structure of a front transmission that is commonly used as an FF multi-stage automatic transmission according to the present invention, and FIGS. In addition, since the multi-stage automatic transmission for FF is output with the input shaft offset by the counter gear, as shown in FIG. 14, a special arrangement with a two-stage planetary gear train has a larger outer diameter and offset. Interference with the counter gear is a problem. Therefore, the interference state is shown in FIG. Further, the three planetary gear trains constituting the main transmission of the present invention are classified by the initial letter C of C type 9AT, and indicated as C1, C2, C3 in the figure, and a torque converter and a fluid coupling as starting devices (Fluid coupling) and FIGS. 5, 6, 7, and
図18から図22は、本発明と対比させるため記載した多段自動変速機の参考仕様図で、本願の「背景技術」にその内容を説明した。図18と図20の多段自動変速機は、本願出願人が考案したもので、図19と図21は、SAE PAPERに発表され実用化された多段自動変速機である。図22は、まだ実用化されていない試作段階のもので、特許文献6と7で特許が出願されている多段自動変速機である。本発明は、特許文献6と7を避けると同時に、特許文献6と7の特許構造の欠点を改良しようとしたものである。なお、図22の変速比は、本発明と比較するために想定したもので、試作段階のものの変速比とは異なり、図18から図22に記載したGEAR EFFは遊星ギアの噛み合い効率で、本願出願人の計算によるものである。
18 to 22 are reference specification diagrams of the multi-stage automatic transmission described for comparison with the present invention, and the contents are described in “Background Art” of the present application. The multi-stage automatic transmission of FIGS. 18 and 20 was devised by the applicant of the present application, and FIGS. 19 and 21 are multi-stage automatic transmissions that were announced and put into practical use by SAE PAPER. FIG. 22 shows a multi-stage automatic transmission for which a patent has been applied for in
GEAR EFF(遊星ギアの噛み合い効率)は、動力を伝える遊星ギアの噛み合い損失を合計したもので、遊星ギア列の優位性を比較するためのものである。シンプル遊星ギアでは、遊星キャリアに保持される遊星ピニオンギアとサンギア及びリングギアが噛み合い、ダブル遊星ギアでは、遊星キャリアに保持される遊星ピニオンギアとサンギア及びリングギアに加えて遊星ピニオンギア同士が噛み合い、噛み合い損失が発生する。噛み合い損失は、主に歯面のころがりとすべり損失であり、噛み合うギアの歯数比やモジュール、ギア精度、転位量、等々に影響される。したがって、これらの条件を一定にしなければ、比較できないため、モデル化して計算を行った。因みに、遊星ピニオンギアとリングギアの噛み合い損失は、インボリュート曲線部の歯面が同方向の形状で噛み合うため、面圧が低くすべりも少なくなり、インボリュート曲線部の歯面が対抗して噛み合う遊星ピニオンギアとサンギアの40%程度と低くなる。なお、噛み合い損失は、通過動力に比例するため、速度線図により動力を伝達する各ギアの回転速度を求めるとともに、遊星ギアの各構成要素の力の釣合いにより伝達トルクを求めたものである。遊星ギア列の動力伝達は、遊星ギア列が連結されているため分散される場合が多い。そこで、リングギアは、サンギアとの歯数比分だけ同方向に、サンギアより大きな力を受け、遊星キャリアは、サンギアとリングギアを加えた力を逆方向に受ける、という力の釣合いの性質を用いれば、各々のギアの負荷トルクを求めることができる。このことにより、各々に噛み合うギアの損失を求め、合計して全体の遊星ギアの噛み合い効率としたものである。 GEAR EFF (meshing efficiency of planetary gears) is a total of meshing loss of planetary gears that transmit power, and is for comparing the superiority of planetary gear trains. In the simple planetary gear, the planetary pinion gear held by the planet carrier meshes with the sun gear and the ring gear, and in the double planetary gear, the planetary pinion gear meshes with the planetary pinion gear held by the planetary carrier in addition to the planetary pinion gear. Meshing loss occurs. The meshing loss is mainly the rolling and sliding loss of the tooth surface, and is affected by the gear ratio, the module, the gear accuracy, the shift amount, and the like of the meshing gears. Therefore, since these conditions cannot be compared unless they are constant, the calculation was performed by modeling. By the way, the meshing loss between the planetary pinion gear and the ring gear is because the tooth surface of the involute curve part meshes in the same direction, so the surface pressure is low and slippage is reduced, and the planetary pinion with which the tooth surface of the involute curve part counters and meshes. It is as low as 40% of the gear and sun gear. Since the meshing loss is proportional to the passing power, the rotational speed of each gear that transmits power is obtained from the speed diagram, and the transmission torque is obtained by balancing the forces of the components of the planetary gear. The power transmission of the planetary gear train is often distributed because the planetary gear train is connected. Therefore, the ring gear receives a greater force than the sun gear in the same direction as the gear ratio of the sun gear, and the planetary carrier receives the force of adding the sun gear and the ring gear in the opposite direction. Thus, the load torque of each gear can be obtained. In this way, the loss of the gears meshed with each other is obtained, and the total meshing efficiency of the planetary gears is obtained.
本発明の請求項1は、前置変速装置と主変速装置からなるFF及びFR用9AT共通の基本的な配置構造に関するもので、図1から図12に示し、FF用9ATとしての配置構造を、図1から図11に示して請求項2とし、FR用9ATとしての配置構造を、図3、図4、及び図12に示して請求項3とする。請求項4は、FF用9ATに用いる前置変速装置の構造に関するもので、図1から図11及び図13に示し、請求項5は、FR用9ATに用いる前置変速装置の構造に関するもので、図3、図4、及び図12に示す。FF用9ATとして、本発明は、2種の構造配置の主変速装置を提案しており、その1種を、請求項6として、図1、2、5、6、7、14、及び17に示し、もう1種を、請求項7として、図3、4、8、9、10、11、及び15、16に示す。FR用9ATとしての主変速装置を、請求項8として、図3、4、及び12に示す。請求項9は、FF及びFR用9ATの第1及び第2ブレーキ(B1、B2)の配置と摩擦部材の構造に関するもので、図5、6、7、8、9、10、11、12、及び13に示し、請求項10は、第1ブレーキ(B1)を発進デバイスとして用いた場合の第1ブレーキ(B1)の摩擦部材の構造と制御に関するもので、FF用9ATとして原動機直結としたものを図7及び図11に示し、詳細構造を図13に示す。
<C1−9AT(P1−P2、R1−S2)>
図1は、本発明のFF用9ATとしての代表的な実施例で、MAIN GEAR(主変速装置)に用いる第1〜第4構成要素からなる2個の遊星ギア列を、第1、第2遊星ギア列の遊星キャリア(P1、P2)と、第1遊星ギア列のリングギア(R1)と第2遊星ギア列のサンギア(S2)を連結した構成の、C1タイプ(P1−P2、R1−S2)と請求項6で特定したものである。この第1、第2遊星ギア列の組み合わせは、特許文献6と7にはなく、本発明固有の組み合わせである。図1の模式図において、変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータを介して動力が変速機に入力される。変速機は、トルクコンバータ側からMAIN GEAR(主変速装置)部とFRONT GEAR(前置変速装置)が配され、その間に隔壁100が配される。
<C1-9AT (P1-P2, R1-S2)>
FIG. 1 shows a typical embodiment of the FF 9AT according to the present invention. Two planetary gear trains composed of first to fourth components used in a MAIN GEAR (main transmission) are shown in FIG. A planetary gear train (P1, P2), a ring gear (R1) of the first planetary gear train, and a sun gear (S2) of the second planetary gear train are connected to the C1 type (P1-P2, R1- This is specified in S2) and
隔壁100に分離されたMAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、出力カウンターギアと、軸方向が重なる第1遊星ギア列(S1、P1、R1)及び第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて変速機ケースの前端で第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には径方向順に、第1連結円筒軸17と第2連結円筒軸が配され、この3本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)に延びている。第2遊星ギア列は第1遊星ギア列の外周に配され、第1遊星ギア列のリングギアR1の外周に第2遊星ギア列のサンギアS2が一体成形されて第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第1及び第2遊星ギア列の遊星キャリアP1、P2が連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1遊星ギア列のサンギアS1が第2連結円筒軸と連結して第4構成要素となり、第2遊星ギア列のリングギアR2が出力カウンターギアと連結して第3構成要素となっている。
In the MAIN GEAR (main transmission) section separated by the
隔壁100に分離された変速機の後部に配されるFRONT GEAR(前置変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、第3ブレーキB3と、第3遊星ギア列(S3、P3、R3)と、第4遊星ギア列(S4、P4、R4)と、第2クラッチC2と、第1クラッチC1とが配される。FRONT GEAR(前置変速装置)の回転中心には入力軸が配されて、変速機ケースの後端で第1及び第2クラッチC1、C2に連結し、入力軸の外周には第1連結円筒軸17が配される。第4遊星ギア列の外周側には第2クラッチC2と第1クラッチC1の摩擦部材が軸方向に並べて配され、その外周側に第2ブレーキB2が配され、第3遊星ギア列の外周側には第3ブレーキB3の摩擦部材が配され、その外周側に第1ブレーキB1が配される。第3及び第4遊星ギア列のサンギアS3、S4が連結されて、構成要素Dとして第2クラッチC2のハブと連結するとともに第2ブレーキと連結し、第3遊星ギア列のリングギアR3と第4遊星ギア列の遊星キャリアP4が、構成要素Bとして第1連結円筒軸17と連結し、第3遊星ギア列の遊星キャリアP3が、構成要素Cとして第1ブレーキB1と連結し、第4遊星ギア列のリングギアR4が、構成要素Aとして第1クラッチC1のハブと連結している。このFRONT GEAR(前置変速装置)の構造は、C1タイプ(P1−P2、R1−S2)のみならず、後述するC2タイプ(S1−S2、R1−P2)とC3タイプ(P1−R2、R1−P2)共通のものである。
A front gear (FEAR GEAR) portion disposed at the rear of the transmission separated by the
図1の速度線図は、FRONT GEAR(前置変速装置)とMAIN GEAR(主変速装置)に分れている。MAIN GEAR(主変速装置)の速度線図は、図の右から順に第1、2、3、4構成要素となり、第1及び第2遊星ギア列のリングギアとサンギアの歯数比により、各構成要素の位置が決定し、この位置により変速比が決定される。4個の構成要素の位置関係は、図21に示したBENZ7ATのMAIN GEAR(主変速装置)の、理想的な変速比がとれる速度線図とほぼ同じ位置であり、似たような変速比がとれる。一般的にATに用いられるリングギアとサンギアの歯数比は、1.7〜3程度が好ましいが、このように2階建てとした構造では、径方向の大きさが制限を受けるため、2階部の遊星ギア列のリングギアとサンギアの歯数比が1.4〜1.6と、一般的な歯数比より小さくしなければ成立しない。また1階部も小さい方がよい。したがって、図1のような遊星ギアとその歯数比の組み合わせ(ZR1/ZS1=2.467、ZR2/ZS2=1.500)は極めて適切で、多くは存在しない稀な組み合わせである。なお、FRONT GEAR(前置変速装置)で減速された大きなトルクがリングギアR1とサンギアS2に入力するが、歯面荷重は、トルクを半径で除した値となり、大きな径のリングギアR1とサンギアS2の歯面荷重が軽減される。図1のMAIN GEAR(主変速装置)の速度線図において、4個の構成要素の第1構成要素は、FRONT GEAR(前置変速装置)と第1連結円筒軸17により連結されて回転が規制され、第2構成要素は、第3クラッチC3を介して入力軸の回転で規制され、第4構成要素は、第3ブレーキB3で制動され、第3構成要素が出力される。ここで注目すべきことは、第4構成要素に作用する第3ブレーキB3の負荷である。第4構成要素はサンギアS1であり、段落「0047」に記載したように、遊星ギアの負荷はサンギアが一番小さいため、第3ブレーキB3の負荷が小さくて済む。
The speed diagram in FIG. 1 is divided into FRONT GEAR (front transmission) and MAIN GEAR (main transmission). The speed diagram of MAIN GEAR (main transmission) is the first, second, third, and fourth components in order from the right side of the figure. The position of the component is determined, and the gear ratio is determined by this position. The positional relationship between the four components is almost the same as the speed diagram of the BENZ7AT MAIN GEAR (main transmission) shown in FIG. I can take it. In general, the ratio of the number of teeth of the ring gear and the sun gear used in AT is preferably about 1.7 to 3. However, in such a two-story structure, the size in the radial direction is limited, so that 2 The gear ratio of the ring gear and sun gear of the planetary gear train on the floor is 1.4 to 1.6, which is not established unless the gear ratio is smaller than the general gear ratio. The first floor should be small. Therefore, the combination of the planetary gear and the gear ratio (ZR1 / ZS1 = 2.467, ZR2 / ZS2 = 1.500) as shown in FIG. 1 is extremely suitable, and is a rare combination that does not exist in many cases. A large torque decelerated by FRONT GEAR (front transmission) is input to the ring gear R1 and the sun gear S2, but the tooth load is a value obtained by dividing the torque by the radius, and the ring gear R1 and the sun gear having a large diameter The tooth surface load of S2 is reduced. In the speed diagram of the MAIN GEAR (main transmission) in FIG. 1, the first component of the four components is connected to the front gear (front transmission) and the first connecting
図1のFRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図は、図の右から順にA、B、C、Dの構成要素となり、第3及び第4遊星ギア列のリングギアとサンギアの歯数比により、各構成要素の位置が決定し、この位置により変速比が決定される。図1のFRONT GEAR(前置変速装置)の模式図と速度線図から、FRONT GEAR(前置変速装置)は、従来のシンプソン遊星ギアを用いた3ATと同じであることがわかる。シンプソン遊星ギアを用いた3ATの特徴は、減速段で入力軸の回転がクラッチC1を介して径の大きなリングギアR4に入力するため、歯面荷重が小さくなり、しかも動力が2個の遊星ギア列に分散されて負荷が減るため、ギア巾を小さくできることである。加えて、リングギアとサンギアの歯数比が、ZR3/ZS3=1.814、ZR4/ZS4=1.8795と小さく、リングギアR3、R4の径が小さくなることである。したがって、模式図のように、小さなギア巾の第3及び第4遊星ギア列の外周上部に第1及び第2クラッチC1、C2の摩擦部材と、第1、第2及び第3ブレーキB1、B2、B3の摩擦部材を配すことができ、隔壁100から後部のFRONT GEAR(前置変速装置)が極めてコンパクトになる。なお、本発明のFRONT GEAR(前置変速装置)には、速度線図に示したA、B、C、Dの構成要素の配列が実現できる2個の遊星ギア列であれば、どのような組み合わせでも適用できる。従来の3ATに用いられるラビニョー遊星ギアは、当然、適用できる組み合わせである。
The speed diagram of FRONT GEAR (front transmission) in FIG. 1 is composed of components A, B, C, and D in order from the right in the figure, and the number of teeth of the ring gear and sun gear of the third and fourth planetary gear trains. The position of each component is determined by the ratio, and the gear ratio is determined by this position. From the schematic diagram and velocity diagram of FRONT GEAR (front transmission) in FIG. 1, it can be seen that FRONT GEAR (front transmission) is the same as 3AT using conventional Simpson planetary gears. The feature of 3AT using the Simpson planetary gear is that the rotation of the input shaft is input to the ring gear R4 having a large diameter through the clutch C1 at the reduction stage, so that the tooth load is reduced and the power is two planetary gears. Since the load is reduced by being distributed in rows, the gear width can be reduced. In addition, the gear ratio between the ring gear and the sun gear is as small as ZR3 / ZS3 = 1.814 and ZR4 / ZS4 = 1.7885, and the diameters of the ring gears R3 and R4 are small. Therefore, as shown in the schematic diagram, the friction members of the first and second clutches C1 and C2 and the first, second and third brakes B1 and B2 are disposed on the outer periphery of the third and fourth planetary gear trains having a small gear width. , B3 friction members can be arranged, and the front gear (front transmission) from the
図1の速度線図と変速比を示す表について、変速の動作を説明する。
<前進1速(1st)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1クラッチC1と第1ブレーキB1が締結され、入力軸の回転は構成要素Aに入力され、構成要素Cが制動され、構成要素Bが減速(減速比2.497)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も減速比2.497に減速される。第3ブレーキB3で第4構成要素が制動されるため、第3構成要素の回転はさらに減速され、変速比は4.811となる。遊星ギア列の噛み合い効率は、MAIN GEAR(主変速装置)の噛み合い効率があまりよくないことから、97.2%となる。この値は、MAIN GEAR(主変速装置)の噛み合い効率はよいが、FRONT GEAR(前置変速装置)が悪い図21記載のBENZのCタイプ7AT、及び図18記載の逆回転が入力するAタイプ9ATと同じで、図19記載のTOYOTAのBタイプ8ATより2%よい。但し、MAIN GEAR(主変速装置)にシンプソン遊星ギアを用いたZFのCタイプ9ATより1%悪くなる。
<前進2速(2nd)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1クラッチC1と第2ブレーキB2が締結され、入力軸の回転は構成要素Aに入力され、構成要素Dが制動され、構成要素Bが減速(減速比1.532)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も減速比1.532に減速される。第3ブレーキB3で第4構成要素が制動されるため、第3構成要素の回転はさらに減速され、変速比は2.951となる。遊星ギア列の噛み合い効率は、FRONT GEAR(前置変速装置)の噛み合い効率が改良され、98.1%となる。この値は、BENZのCタイプ7ATや、ZFのCタイプ9ATと同じで、TOYOTAのBタイプ8ATより2%よい。但し、効率のよいAタイプ9ATより1%悪くなる。
<前進3速(3rd)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1クラッチC1と第2クラッチC2が締結され、入力軸の回転はそのまま第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素に伝わる。第3ブレーキB3で第4構成要素が制動されるため、第3構成要素の回転は減速され、変速比は1.926となる。遊星ギア列の噛み合い効率は、FRONT GEAR(前置変速装置)が100%となるため、MAIN GEAR(主変速装置)の噛み合い効率だけとなり、98.6%となる。この値は、ZFのCタイプ9ATと同じで、逆回転が入力するAタイプ9ATやTOYOTAのBタイプ8ATより1%ほどよい。但し、BENZのCタイプ7ATより少し悪くなる。
<前進4速(4th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)には動力が流れず、入力軸の回転は第3クラッチC3を介して直接MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に入力する。第3ブレーキB3で第4構成要素が制動されるため、第3構成要素の回転は減速され、変速比は1.370となる。したがって、MAIN GEAR(主変速装置)の噛み合い効率だけとなり、99.0%とよくなる。この値は、Aタイプ9ATと同じで、TOYOTAのBタイプ8ATより1%ほどよい。但し、シンプソン遊星ギアを用いたBENZのCタイプ7ATやZFのCタイプ9ATより少し悪くなる。
<前進5速(5th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の第1クラッチC1と第2クラッチC2が締結され、入力軸の回転はそのまま第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素に伝わる、と同時に第3クラッチが締結されMAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に伝わるため、全ての遊星ギアがロックされ、変速比は1.000となる。
<前進6速(6th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1クラッチC1と第2ブレーキB2が締結され、入力軸の回転は構成要素Aに入力され、構成要素Dが制動され、構成要素Bが減速(減速比1.532)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も減速比1.532に減速される。また、第3クラッチC3が締結され、入力軸の回転は第3クラッチC3を介して直接MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に入力する。FRONT GEAR(前置変速装置)は、前進2速(2nd)と同じとなるが、前進2速(2nd)では第1構成要素を駆動するのに対し、前進6速(6th)では制動するように作用し、第3構成要素の回転は増速され、変速比は0.812となる。MAIN GEAR(主変速装置)では、第2遊星ギア列にしか動力が伝わらないため、噛み合い効率は99.6%とよくなる。この遊星ギアの噛み合いは、Aタイプ9ATやTOYOTAのBタイプ8ATの前進7速(7th)と同じで、噛み合い効率も同じとなる。また、BENZのCタイプ7ATや、ZFのCタイプ9ATもMAIN GEAR(主変速装置)では、第1及び第2遊星ギア列に動力が伝わるが、噛み合い効率はほとんど同じとなる。
<前進7速(7th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1クラッチC1と第1ブレーキB1が締結され、入力軸の回転は構成要素Aに入力され、構成要素Cが制動され、構成要素Bが減速(減速比2.497)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も減速比2.497に減速される。前進6速(6th)と同様に、第3クラッチC3が締結され、入力軸の回転は第3クラッチC3を介して直接MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に入力する。FRONT GEAR(前置変速装置)は、前進1速(1st)と同じとなるが、前進1速(1st)では第1構成要素を駆動するのに対し、前進7速(7th)では制動するように作用し、第3構成要素の回転は増速され、変速比は0.714となる。FRONT GEAR(前置変速装置)の噛み合い効率が前進6速(6th)より若干悪くなるため、噛み合い効率も前進6速(6th)より若干悪くなるが、99.3%とよい。また、BENZのCタイプ7ATの噛み合い効率は若干悪くなり、Aタイプ9ATよりは若干よくなるが、ZFのCタイプ9ATも含めてほぼ同じとなる。
<前進8速(8th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第1ブレーキB1と第2ブレーキB2が締結され、構成要素Bはロックされて変速機ハウジングに固定され、MAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も固定される。前進6速(6th)と同様に、第3クラッチC3が締結され、入力軸の回転は第3クラッチC3を介して直接MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に入力する。したがって、第3構成要素の回転は増速され、変速比は0.600となる。動力はMAIN GEAR(主変速装置)の第2遊星ギア列にしか伝わらないため、噛み合い効率は99.4%とよくなる。この遊星ギアの噛み合いは、Aタイプ9ATやTOYOTAの前進8速(8th)と同じで、噛み合い効率も同じとなる。ZFのCタイプ9ATはMAIN GEAR(主変速装置)の第1及び第2遊星ギア列に動力が伝わるため、噛み合い効率は若干悪くなる。
<前進9速(9th)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、第2クラッチC2と第1ブレーキB1が締結され、入力軸の回転は構成要素Dに入力され、構成要素Cが制動され、構成要素Bが逆回転に減速(減速比−1.814)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も、減速比−1.814で逆転する。前進6速(6th)と同様に、第3クラッチC3が締結され、入力軸の回転は第3クラッチC3を介して直接MAIN GEAR(主変速装置)の第2構成要素に入力する。したがって、第3構成要素の回転は大きく増速され、変速比は0.492となる。FRONT GEAR(前置変速)装置が逆回転出力となるため、遊星ギア列の噛み合い効率は悪くなり、99%となる。Aタイプ9ATでは、同じ動力の伝わり方をするが、逆転が小さいため噛み合い効率は若干よくなり、ZFのCタイプ9ATはMAIN GEAR(主変速装置)の第1及び第2遊星ギア列に動力が伝わるため、若干悪くなる。
<後進(Rev)>
FRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図において、前進9速(9th)と同じく、第2クラッチC2と第1ブレーキB1が締結され、入力軸の回転は構成要素Dに入力され、構成要素Cが制動され、構成要素Bが逆回転に減速(減速比−1.814)され、第1連結円筒軸17を介してMAIN GEAR(主変速装置)の第1構成要素も、減速比−1.814で逆転する。第3ブレーキB3で第4構成要素が制動されるため、第3構成要素の回転はさらに逆回転に減速され、変速比は−3.494で、遊星ギア列の噛み合い効率は97.3%となる。後進(Rev)は使用頻度が極めて少ないため、遊星ギア列の噛み合い効率が悪くても問題はないが、他と比べれば97.3%は悪くはない。
The speed change operation will be described with reference to the speed diagram of FIG.
<First forward speed (1st)>
In the speed diagram of the front gear (front transmission), the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the rotation of the input shaft is input to the component A, the component C is braked, and the component B is The speed is reduced (a reduction ratio of 2.497), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) is also reduced to a reduction ratio of 2.497 via the first connecting
<2nd forward speed (2nd)>
In the speed diagram of FRONT GEAR (front transmission), the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the rotation of the input shaft is input to the component A, the component D is braked, and the component B is The speed is reduced (reduction ratio 1.532), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) is also reduced to the reduction ratio 1.532 via the first connecting
<Forward 3rd speed (3rd)>
In the speed diagram of FRONT GEAR (front transmission), the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged, and the rotation of the input shaft remains as it is in the MAIN GEAR (main transmission) via the first connecting
<4th forward speed (4th)>
No power flows through the front gear (front transmission), and the rotation of the input shaft is directly input to the second component of the MAIN GEAR (main transmission) via the third clutch C3. Since the fourth component is braked by the third brake B3, the rotation of the third component is decelerated and the gear ratio is 1.370. Therefore, only the meshing efficiency of the MAIN GEAR (main transmission) is achieved, which is 99.0%. This value is the same as the A type 9AT, and is about 1% better than the TOYOTA B type 8AT. However, it is a little worse than the BENZ C type 7AT and ZF C type 9AT using Simpson planetary gears.
<5th forward speed>
The first clutch C1 and the second clutch C2 of the front gear (front transmission) are engaged, and the rotation of the input shaft is directly connected to the first component of the MAIN GEAR (main transmission) via the first connecting
<6th forward speed (6th)>
In the speed diagram of FRONT GEAR (front transmission), the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged, the rotation of the input shaft is input to the component A, the component D is braked, and the component B is The speed is reduced (reduction ratio 1.532), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) is also reduced to the reduction ratio 1.532 via the first connecting
<7th forward speed (7th)>
In the speed diagram of the front gear (front transmission), the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged, the rotation of the input shaft is input to the component A, the component C is braked, and the component B is The speed is reduced (a reduction ratio of 2.497), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) is also reduced to a reduction ratio of 2.497 via the first connecting
<8th forward speed (8th)>
In the speed diagram of FRONT GEAR (front transmission), the first brake B1 and the second brake B2 are engaged, the component B is locked and fixed to the transmission housing, and the MAIN GEAR (main transmission) first One component is also fixed. Similarly to the sixth forward speed (6th), the third clutch C3 is engaged, and the rotation of the input shaft is directly input to the second component of the MAIN GEAR (main transmission) via the third clutch C3. Therefore, the rotation of the third component is increased and the gear ratio is 0.600. Since the power is transmitted only to the second planetary gear train of the MAIN GEAR (main transmission), the meshing efficiency is improved to 99.4%. The meshing of this planetary gear is the same as the forward 8th speed (8th) of A type 9AT and TOYOTA, and the meshing efficiency is also the same. Since the ZF C type 9AT transmits power to the first and second planetary gear trains of the MAIN GEAR (main transmission), the meshing efficiency is slightly deteriorated.
<9th forward speed (9th)>
In the speed diagram of FRONT GEAR (front transmission), the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, the rotation of the input shaft is input to the component D, the component C is braked, and the component B is The speed is reduced to the reverse rotation (reduction ratio −1.814), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) is also reversed at the reduction ratio −1.814 via the first connecting
<Reverse (Rev)>
In the velocity diagram of FRONT GEAR (front transmission), the second clutch C2 and the first brake B1 are engaged, and the rotation of the input shaft is input to the component D as in the case of the ninth forward speed (9th). C is braked, the component B is decelerated to a reverse rotation (reduction ratio -1.814), and the first component of the MAIN GEAR (main transmission) via the first connecting
C1タイプのMAIN GEAR(主変速装置)の遊星ギア列では、前進9速(9th)の変速比が0,492とCVTなみに小さくなり、その分、終減速比を大きくしなければならない。その結果、効率が悪くなるため、前進8速(8th)を最高速段として用いても、十分変速機の役目を果たす。なお、4個の構成要素の位置関係は、図21に示したBENZの7ATのMAIN GEAR(主変速装置)の理想的な変速比がとれる速度線図と同じ位置であり、その結果、前進1速段からのステップ比は、1.63,1.53,1.41,1.37、1.23、1.14と前進7速段までは理想的となり、その後の前進9速段まで、1.15、1.18と続く。前進8速以上でこのようなよいステップ比をとれるATは、今のところ見当たらない。 In the planetary gear train of the C1 type MAIN GEAR (main transmission), the transmission gear ratio of the ninth forward speed (9th) is as small as 0,492, which is CVT, and the final reduction gear ratio must be increased accordingly. As a result, the efficiency is deteriorated, so that even if the eighth forward speed (8th) is used as the highest speed stage, it sufficiently serves as a transmission. The positional relationship among the four components is the same position as the speed diagram in which an ideal gear ratio of the BENZ 7AT MAIN GEAR (main transmission) shown in FIG. 21 can be obtained. The step ratio from the first gear is 1.63, 1.53, 1.41, 1.37, 1.23, 1.14, which is ideal up to the seventh forward speed. 1.15, 1.18 and so on. There is no AT that can take such a good step ratio at 8 speeds forward.
ところで、本発明は、発進デバイスとしてトルクコンバータに代えて発進時締結するブレーキをすべらせ、ブレーキを発進デバイスとして用いる提案を請求項10でしている。発進時のブレーキ特性は、C1タイプのMAIN GEAR(主変速装置)を用いたFF用9ATに限らず、FFとFR用C2、及びC3タイプ9ATも同じ特性となるので、ここで、その特性を検証する。発進段となる前進1速(1st)では、第1クラッチC1、第1ブレーキB1、第3ブレーキB3が締結する。力の釣り合いから各ブレーキの負荷を求めると、入力軸のトルクを1として、第1ブレーキB1は1.532で、第3ブレーキB3は2.309となる。また、後進(Rev)では、第2クラッチC2、第1ブレーキB1、第3ブレーキB3が締結し、ブレーキの負荷トルクは、第1ブレーキB1が2.814で、第3ブレーキB3が1.680となる。発進段となる前進1速(1st)と後進(Rev)では、同じ第1ブレーキB1と第3ブレーキB3が締結し、そのどちらを発進ブレーキとしてもよいが、発進頻度が圧倒的に多い前進1速(1st)を主体に考えると、負荷トルクの小さい第1ブレーキB1を発進ブレーキとした方がよい。加えて、第1ブレーキB1は、前進1速(1st)と前進7速(7th)以上の変速段で締結するため、前進6速(6th)から前進7速(7th)にパワーONでシフトアップする場合、第1ブレーキB1をすべらす必要がある。一方、第3ブレーキB3は、前進1速(1st)から前進4速(4th)まで締結し、その他の前進の変速段では締結しないことから、前進5速(5th)または前進6速(6th)からのシフトダウンで締結する形態となる。シフトダウンはシフトアップに比べ変速時間が多少遅れてもよいことから、前進4速(4th)にシフトダウンする場合、第3ブレーキB3をすべらさずに締結し、その代わりに締結していた第3クラッチC3を開放し、再びすべらして締結することができる。そこで、本発明では、第1ブレーキB1を発進デバイスのブレーキとし、本願出願人が特開2009−236234で施した仕様の、摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、該摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給する冷却効果の高い構造として用いた。なお、第3ブレーキB3はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様とし、摩擦部材を押圧するピストンの面積を大きくするとともに摩擦部材の枚数を減らしてコンパクトになるような構造とする。当然、第1ブレーキB1を発進デバイスのブレーキとせず、トルクコンバータや流体継手を用いる場合も、第3ブレーキB3の仕様を、同じ仕様にできる。本発明の請求項1に示した、隔壁100に第3ブレーキB3の油圧サーボを配する構造は、ピストン面積が大きくとれるため摩擦部材の枚数を減らしてコンパクト配することができ、この第3ブレーキB3の特徴を生かしたものである。また、第2ブレーキB2は前進2速(2nd)、前進6速(6th)、前進8速(8th)で締結し、最も前進段で締結開放の多い締結要素で、しかも変速ショックがでやすい前進1速(1st)から前進2速(2nd)で締結する。したがって、変速ショック吸収のため、摩擦部材を多くすべらす必要があり、発進デバイスがどうであれ、変速機の円周方向の最外周部に摩擦部材の枚数を増やして摩擦部材の締結面圧を下げる仕様で配し、第1ブレーキB1とともに、摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、該摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給する冷却効果の高い構造とし、請求項9で請求した。
By the way, this invention makes the proposal which replaces with a torque converter instead of a torque converter as a starting device, slides at the time of starting, and uses a brake as a starting device. The brake characteristics at the start are not limited to FF 9AT using C1 type MAIN GEAR (main transmission), but FF and FR C2 and C3 type 9AT have the same characteristics. Validate. At the first forward speed (1st) that is the starting stage, the first clutch C1, the first brake B1, and the third brake B3 are engaged. When the load of each brake is obtained from the balance of forces, the torque of the input shaft is set to 1, the first brake B1 is 1.532, and the third brake B3 is 2.309. In reverse (Rev), the second clutch C2, the first brake B1, and the third brake B3 are engaged, and the load torque of the brake is 2.814 for the first brake B1 and 1.680 for the third brake B3. It becomes. In the first forward speed (1st) and the reverse speed (Rev), which are the start stages, the same first brake B1 and third brake B3 are engaged, and either of them may be used as the start brake, but the
<C1−9AT(P1−P2、R1−S2)−FF(T/C)>
図1の模式図を原動機からの入力動力を300Nmとしてコンセプト設計した構造図が図5で、請求項6にて特定したものである。全長は370mmで、6ATとかわらないか、むしろコンパクトになる。図5において、図の左側前方の図示しない原動機から流体伝導装置であるトルクコンバータ200aに動力が伝達され、変速装置の入力軸3に導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは、前部のトルクコンバータケース1aと後部の変速機ケース1bとからなり、並行に配された中継軸7及び出力軸を含んだディファレンシャル装置9とを軸支する母体となる。入力軸3は、前部の一端が保持部材2a、2b、2cに配された軸受け4aで、後部の一端が変速機ケース1bに配された軸受け4bで軸支される。保持部材2a、2b、2cは、乾式のトルクコンバータケース1aと湿式の変速機ケース1bを隔てる隔壁であり、トルクコンバータ200aを軸支し変速装置のチャージングポンプを保持する。中継軸7は、一端がトルクコンバータケース1aに配された軸受け4gで、もう一端が変速機ケース1bに配された軸受け4fで軸支され、入力軸3と同軸上の出力カウンターギア5と噛み合うカウンターギア6がスプラインで連結されると共に、出力軸を含んだディファレンシャル装置9に動力を伝達するピニオンギアが一体成形されている。また、出力軸部はディファレンシャル装置9のキャリアとなり、一端がトルクコンバータケース1aに配された軸受け4iで、もう一端が変速機ケース1bに配された軸受け4hで軸支され、ピニオンギアと一体の中継軸7と噛み合う大歯車8がボルトで締結されている。周知の如く、ディファレンシャル装置9はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸が連結される。
<C1-9AT (P1-P2, R1-S2) -FF (T / C)>
FIG. 5 is a structural diagram conceptually designed from the schematic diagram of FIG. 1 where the input power from the prime mover is 300 Nm, and is specified in
図5と、隔壁100の前方に配された主変速装置の詳細を示す図14において、変速機ケース1bは、後部が閉ざされており、軸方向中央部には隔壁100が、外周でボルト104により変速機ケース1bに一体として締結されている。隔壁100は、内周部が変速機前方に突き出た逆L字型の円筒形状をしており、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け4eが背面合わせでネジ5aにより固定され、出力カウンターギア5を軸支する。出力カウンターギア5の前方には、第1遊星ギア列10が配され、第1遊星ギア列10を取り巻く形で外周部に第2遊星ギア列20が2階建てで配され、さらに、その前方に第3クラッチC3が配される。第1と第2遊星ギア列10、20はシンプル遊星ギアで、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)の外周に第2遊星ギア列20のサンギア21(S2)が一体形成されて、リングギア13(R1)の歯部にL字形状の第1連結円筒軸17が第1遊星ギア列10の前方でスプライン連結をする。第1連結円筒軸17は入力軸の周りにブシュ4cで回転自在に軸支され、隔壁100の内周円筒部内側を通り後部に延材される。第1連結円筒軸17の周りには、ブシュ4nで回転自在に軸支された第2連結円筒軸18が、第1遊星ギア列10のサンギア11(S1)にスプライン連結され、隔壁100の内周円筒部内側を通り後部に延材される。第1遊星ギア列10の遊星キャリア14(P1)は、サイド部材14a、14bからなり、リングギア13(R1)とサンギア11(S1)に噛み合う複数の遊星ギア12を保持し、出力カウンターギア5側のサイド部材14aが外周方向に伸びて、第2遊星ギア列20の遊星キャリア24(P2)のサイド部材24aとなり第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)とサンギア21(S2)に噛み合う複数の遊星ギア22を保持するとともに、隔壁100の内周側に延材され、隔壁100の内周円筒部内周に配されたニードルベアリング4kに軸支される。ここで複数の遊星ギア12、22を保持しアンバランスになりやすい大重量の一体化された遊星キャリア14(P1)、24(P2)が、隔壁100にしっかり軸支されたことになる。第2遊星ギア列20の遊星キャリア24(P2)のもう一方のサイド部材24bには、第3クラッチC3のハブ26が連結され、第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)は、出力カウンターギア5に、それぞれの歯部をスプラインとした連結部材25で連結される。なお、第2遊星ギア列20は第1遊星ギア列10より歯面荷重が小さくなるため、巾が狭くて済み、中継軸7のピニオンギアとカウンターギア6の間の隙間Xに配される。
In FIG. 5 and FIG. 14 showing the details of the main transmission arranged in front of the
2階建ての第1と第2遊星ギア列10、20の前方に配された第3クラッチC3は、入力軸3に溶着されたクラッチドラム74と、遊星キャリア24(P2)のサイド部材24bに連結したハブ26に係止される摩擦部材(ドライブプレート)71と、クラッチドラム74に係止される摩擦部材(ドリブンプレート)72aと、リティニングリング73で軸方向が規制されるエンドプレート72bと、摩擦部材71、72を押圧するピストン75と、ピストン75の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート76と、ピストン75を開放状態に戻すリターンスプリング78からなっており、入力軸3と、一体の遊星キャリアP1、P2との締結及び開放をつかさどる。なお、クラッチドラム74とピストン75との間、及びピストン75とキャンセラープレート76との間の作動室には、保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され、油圧サーボを形成する。
The third clutch C3 disposed in front of the two-story first and second
図5と図14の入力軸3と中継軸7、及び出力軸の位置関係と、出力軸に動力を伝えるギアの噛み合いを、変速機前方から見たのが図17である。図17において、入力軸3を出力する出力カウンターギア5が、右上に配された中継軸7に連結したカウンターギア6に噛み合い、中継軸7と一体のピニオンギア(小歯車)が、右下に配された出力軸に連なる大歯車8と噛み合って、動力を入力軸3から出力軸に導く。この2箇所の歯車が噛み合う軸方向の位置は図5と図14に記載しており、図14に示すように軸巾がX離れた位置で噛み合っている。図17の、入力軸3上のR2は第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)の外径であり、図で黒く塗りつぶした部分が円周方向に重なり合う。つまり、入力軸3上において、中継軸7のピニオンギア(小歯車)と噛み合う大歯車8の軸方向の同位置に配する部材は、大歯車8との干渉を避けるため外径を制限しなければ成立しなくなる。しかしながら、第1と第2遊星ギア列10、20を2階建てにすると、第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)の外径が大きくなり、大歯車8との干渉が避けられない径となるので、軸方向を外して第2遊星ギア列20を配さなければならない。そこで、本発明は、出力カウンターギア5とカウンターギア6から軸方向にXだけ離れて噛み合うピニオンギア(小歯車)と大歯車8の、隙間Xに第2遊星ギア列20を配した。このことにより、本発明は、6ATと同じコンパクトな軸長を実現させた。
FIG. 17 shows the positional relationship between the
図5と隔壁100の後方に配された前置変速装置の詳細を示す図13において、隔壁100から軸方向順に、第3ブレーキB3と、第3遊星ギア列30と、第4遊星ギア列40と、第2クラッチC2と、第1クラッチC1とが配される。外周でボルト104により変速機ケース1bに一体として締結されている隔壁100は、剛性の高い鋼で作られており、円周方向の中間部よりすこし上部に設けられた円筒状のドラムが、後部に配された第3遊星ギア列30の上部まで延材され、このドラムの内周部に第3ブレーキB3の作動油圧室が形成され、外周部に第1ブレーキB1の作動油圧室が形成される。第3ブレーキB3は、第1遊星ギア列10のサンギア11(S1)に連結する第2連結円筒軸18と、第3遊星ギア列30の外周に延材された第2連結円筒軸18のスプライン部に係止される摩擦部材(ドライブプレート)101と、隔壁100のドラムの内周スプラインに係止される摩擦部材(ドリブンプレート)102aと、リティニングリング103で軸方向が規制されるエンドプレート102bと、摩擦部材101、102aを押圧するピストン105と、ピストン105を開放状態に戻すリターンスプリング108とからなっており、第1遊星ギア列10のサンギア11(S1)の制動及び開放をつかさどる。第3ブレーキB3のトルク容量は、段落「0056」で記載したように、入力軸のトルクを1として、前進1速で2.309となり、後進(Rev)で1.680と、一般的な発進段で締結するブレーキのトルク容量より小さい。加えて、変速時にすべらす必要もなく、エネルギーを吸収し放熱させる必要性がない仕様としたため、比較的摩擦部材101、102aの径と枚数が小さくできる。また、内周が小さくなる隔壁100の内周部からドラムにかけて、大きな面積がとれる位置にピストン105を配することができるので、摩擦部材101、102aの押し付け力が大きくなり、第3ブレーキB3のトルク容量を満足さすことができる。通常の4ATでは、発進段のブレーキの摩擦部材は、変速機ケースの径の大きな内周に枚数6〜7枚で配せられ、それに比べると半分の容量で済む。本願の請求項1は、第3ブレーキB3の油圧サーボを隔壁100に配したことにある。つまり、従来の発進段で締結するブレーキと比べ小さなトルク容量で済み、変速時もすべらす必要のない第3ブレーキB3の特徴を生かし、隔壁100に第3ブレーキB3の油圧サーボとなるピストン105とリターンスプリング108を配し、図示しないコントロールバルブから変速機ケース1bを介して隔壁100の第3ブレーキB3の大きな面積がとれる作動油圧室に作動油を導き、隔壁100に配された摩擦部材101、102aの押し付け及び開放を行うようにしたことである。この構造により、第3ブレーキB3をコンパクトに配することができる。
In FIG. 5 and FIG. 13 showing the details of the front transmission disposed behind the
第3遊星ギア列30と第4遊星ギア列40は、隔壁100側から順に軸方向に並べて配される。第3遊星ギア列30の遊星ギア32は、サンギア31(S3)とリングギア33(R3)と噛み合い、遊星キャリア34(P3)に軸支される。リンギギア33(R3)は、隔壁100側でL字型の連結部材35により第3遊星ギア列30の内周部内側で入力軸3に軸支された第1連結円筒軸17にスプライン連結し、遊星キャリア34(P3)の隔壁100側のサイド部材34bは、L字型をして連結部材35に第3遊星ギア列30の内周部内側で軸支され、もう一方のサイド部材34aには、隔壁100の円周方向の中間部よりすこし上部に設けられた第3ブレーキB3の円筒状のドラムの外周まで延材されて曲げられた第1ブレーキB1のブレーキハブ34が溶着され、サンギア31(S3)は、 第4遊星ギア列40のサンギア41(S4)と一体成形される。
The third
第4遊星ギア列40の遊星ギア42は、サンギア41(S4)とリングギア43(R4)と噛み合い、遊星キャリア44(P4)に軸支される。リングギア43(R4)には、軸方向がニードルベアリングで規制された第1クラッチC1のクラッチハブが溶着され、遊星キャリア44(P4)の隔壁100と反対側のサイド部材44aは、逆L字型をして第4遊星ギア列30の内周部内側で入力軸3に軸支された第1連結円筒軸17にスプライン連結し、サンギア41(S4)は、サイド部材44aに軸支されるとともに、 歯部に第4遊星ギア列40の外周まで延材されて曲げられた第2クラッチC2のクラッチハブ45がスプライン連結される。さらに、クラッチハブ45の外周には、第1及び第2クラッチC1、C2の外周まで延材されて曲げられた第2ブレーB2のブレーキハブ46がスプライン連結される。
The
変速機ケース1bの閉ざされた後部には、第2クラッチC2と第1クラッチC1が、クラッチドラムが共有された2連クラッチとして配される。第1、第2クラッチC1、C2は、共有したクラッチドラム54と、クラッチドラム54の内周スプラインの軸方向中央にリティニングリング63で固定されたエンドプレート62bと、エンドプレート62bの後方でクラッチドラム54の内周スプラインに係止される第1クラッチC1の摩擦部材(ドリブンプレート)62aと、リングギア43(R4)に溶着されたた第1クラッチC1のクラッチハブの外周スプラインに係止される摩擦部材(ドライブプレート)61と、摩擦部材61、62aを押圧するピストン65と、エンドプレート62bの前方でクラッチドラム54の内周スプラインに係止される第2クラッチC2の摩擦部材(ドリブンプレート)52aと、サンギア41(S4)にスプライン連結された第2クラッチC2のクラッチハブ45の外周スプラインに係止される摩擦部材(ドライブプレート)51と、摩擦部材51、52aをリティニングリング53で固定されたL字型フランジ57で押圧するピストン55と、スタッドピン51でピストン55に連結され、ピストン55、65をクラッチドラム54に戻すリターンスプリング58の支点となるキャンセラプレート56とから成っている。第1、第2クラッチC1、C2のクラッチドラム54は、変速機ケース1bの閉ざされた後部の内周ボス部外周から作動油が供給される入力軸3にスプライン連結されたクラッチハブ57に溶着され、第1クラッチC1のピストン65と第2クラッチC2のピストン55は、クラッチドラム54を挟んで配され、第1クラッチC1は、プッシュタイプのピストン65で入力軸3とリングギア43(R4)の締結及び開放をつかさどり、第2クラッチC2は、プルタイプのピストン55で入力軸3とサンギア31(S3)、41(S4)の締結及び開放をつかさどる。2連クラッチC1、C2は、クラッチドラム54とリターンスプリング58とキャンセラプレート56及びエンドプレート62bを共有して軸方向にコンパクトに配することができるもので、本願出願人が特開2007−51651で提案したものである。
The second clutch C2 and the first clutch C1 are arranged as a double clutch sharing the clutch drum at the closed rear portion of the transmission case 1b. The first and second clutches C1 and C2 include a shared clutch drum 54, an end plate 62b fixed by a retaining ring 63 at the axial center of the inner peripheral spline of the clutch drum 54, and a clutch behind the end plate 62b. The friction member (driven plate) 62a of the first clutch C1 locked to the inner peripheral spline of the drum 54 and the outer peripheral spline of the clutch hub of the first clutch C1 welded to the ring gear 43 (R4). Friction member (drive plate) 61, piston 65 that presses the friction members 61 and 62a, and friction member (driven plate) of the second clutch C2 that is engaged with the inner peripheral spline of the clutch drum 54 in front of the end plate 62b. ) 52a and the clutch of the second clutch C2 splined to the sun gear 41 (S4). A friction member (drive plate) 51 that is locked to the outer peripheral spline of the
第3ブレーキB3の外周に配された第1ブレーキB1は、隔壁100の円筒状ドラムの外周部に形成された作動油圧室に配されたピストン85と、円筒状ドラムにリティニングリング89で固定されたスプリングホルダー87とピストン85との間に配されたリターンスプリング88と、 変速機ケース1bの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材(ドリブンプレート)82a、摩擦部材(ドリブンプレート)82b、及びエンドプレート82cと、第3遊星ギア30の遊星キャリア34(P3)のサイド部材34に溶着されたブレーキハブ36に係止される摩擦部材(ドライブプレート)81とからなり、遊星キャリア34(P3)の制動及び開放をつかさどる。
The first brake B1 disposed on the outer periphery of the third brake B3 is fixed by a
図13を含め、本願の構造図に描かれた第1ブレーキB1は、発進デバイスとしての構造を表したものである。段落「0056」に記載したように、第1ブレーキB1のトルク容量は、入力軸のトルクを1として、前進1速で1.532となり、後進(Rev)で2.308となる。ATとして変速時にショック吸収のため短時間すべらすような使い方をするなら、本願の構造図の第1ブレーキB1では、摩擦部材(ドライブプレート)81、及び(ドリブンプレート)82aの枚数は各3枚で十分となる。しかしながら、本願では発進デバイスとして用いるため、車両のクリープが実現できるように、低トルク低回転で常時すべらす仕様にしなければならない。問題は摩擦部材のすべりによる発熱を、いかに吸収し冷却するかである。まず第1に、本願では、摩擦部材のスティックスリップによるシャダー振動をなくすため、ディッシュプレート83をドリブンプレート82bに保持させ、ピストン85で押圧する構造とした。第2に、摩擦部材81、82aの枚数を倍の6枚にするとともに、1枚当りの摩擦表面積を増やすことで冷却面積を増やした。第3に、摩擦部材81、82aの摩擦部の中央同一径部に複数の貫通長穴を設け、摩擦部材がすべっている間中、エンドプレート82cを通して変速機ケース1bから冷却油を貫通穴に流し込み、確実に冷却できる構造とした。詳細は、本願出願人が提案した特開2009−236234に記述しており、本願の構造以外にも、特開2009−236234記載の構造が適用できる。なお、第1ブレーキB1を発進デバイスとして用いた図7、図11以外の図面においても、第1ブレーキB1の摩擦部材を発進デバイスと同じ仕様で記した。当然、第1ブレーキB1を発進デバイスとして用いない場合は、摩擦部材の枚数を適宣減らすことができるが、冷却方式は同じ方式とした方がよく、請求項9で請求したこともあり、発進デバイスと同じ仕様で記した。
The first brake B1 depicted in the structural diagrams of the present application including FIG. 13 represents a structure as a starting device. As described in the paragraph “0056”, the torque capacity of the first brake B1 is 1.532 at the first forward speed and 2.308 at the reverse speed (Rev), where the torque of the input shaft is 1. In the first brake B1 in the structural diagram of the present application, the number of friction members (drive plates) 81 and (driven plates) 82a is three each if the AT is used for a short time for shock absorption during shifting. Is enough. However, since it is used as a starting device in the present application, it must be designed to always slide at low torque and low rotation so that vehicle creep can be realized. The problem is how to absorb and cool the heat generated by the sliding of the friction member. First, in the present application, the dish plate 83 is held by the driven plate 82b and pressed by the
2連クラッチとなる第1、第2クラッチC1、C2の外周に配された第2ブレーキB2は、変速機ケース1bの後端外周部に形成された作動油圧室に配されたピストン95と、変速機ケース1bの外周部にリティニングリング99で固定されたスプリングホルダー97とピストン95との間に配されたリターンスプリング98と、 変速機ケース1bの内周に形成されたスプラインに係止される摩擦部材(ドリブンプレート)92a、及び変速機ケース1bの外周部に軸方向がリティニングリング93で規制されるエンドプレート92bと、クラッチハブ45の外周にスプライン連結されたブレーキハブ46に係止される摩擦部材(ドライブプレート)91とからなり、サンギア31(S3)、41(S4)の制動及び開放をつかさどる。
A second brake B2 disposed on the outer periphery of the first and second clutches C1 and C2 serving as a double clutch includes a
第2ブレーキB2のトルク容量は、入力軸のトルクを1として、0.532で済むが、前進1速〜9速の変速において、最も、締結と開放の頻度が多いため、第1ブレーキB1同様、摩擦部材の枚数を倍とし、発進時も第1ブレーキB1の負担を減らすべく、すべらすことが可能となるようドリブンプレート92aの板厚も大きくしている。当然、第1ブレーキB1同様、摩擦部材91、92aの摩擦部の中央同一径部に複数の貫通長穴を設け、摩擦部材がすべっている間中、エンドプレート82cを通して変速機ケース1bから冷却油を貫通穴に流し込む構造としてもよい。本願では、隔壁100から後方の変速機ケース1b外周には第1ブレーキB1と第2ブレーキB2しか配さないため、多くの枚数の摩擦部材を配するスペースがあり、第1及び第2ブレーキB1、B2共に、特開2009−236234記載の構造が適用でき、摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するよう、請求項9及び10で請求した。
The torque capacity of the second brake B2 may be 0.532 with the torque of the input shaft as 1, but in the first to ninth forward shifts, the most frequently engaged and disengaged frequency is the same as the first brake B1. The thickness of the driven plate 92a is also increased so that the friction member can be slid in order to double the number of friction members and reduce the load on the first brake B1 even when starting. Naturally, as in the first brake B1, a plurality of through holes are provided in the same central diameter portion of the friction portions of the friction members 91 and 92a. While the friction member slides, the cooling oil is supplied from the transmission case 1b through the end plate 82c. It is good also as a structure which pours into a through-hole. In the present application, since only the first brake B1 and the second brake B2 are arranged on the outer periphery of the transmission case 1b behind the
本発明の、C1−9AT(P1−P2、R1−S2)に記載した、隔壁100の後方に配されるFRONT GEAR(前置変速装置)の配置位置は、C2−9AT(S1−S2、R1−P2)、及びC3−9AT(P1−R2、R1−P2)のFF用9ATと共通の配置で、FRONT GEAR(前置変速装置)そのものの構造も共通である。本願の請求項4は、FF用9AT共通のFRONT GEAR(変速装置)の構造を示し、第3及び第4遊星ギア列30、40の外周に第3ブレーキB3と第1及び第2クラッチC1、C2の摩擦部材を配し、さらに、3個のアクチュエータの外周の広い空間に第1及び第2ブレーキB1、B2の摩擦部材を配する構造とした。この構造は、第1及び第2ブレーキB1、B2の摩擦部材を、第3ブレーキB3と第1及び第2クラッチC1、C2の摩擦部材よりすべらせる使い方としたためで、この構造が本発明の特徴の一つである。ところで、特許文献6及び7のFRONT GEAR(変速装置)に用いた遊星ギア列は、第2遊星歯車セット(P2)を第1遊星歯車セット(P1)の上に乗せ、2階建てとして軸方向をコンパクトにした構造である。しかしながら、FRONT GEAR(変速装置)に用いる4個の締結要素の摩擦部材の1個しか、第1、第2遊星歯車セット(P1、P2)の外周に配することができず、他の3個の摩擦部材の配置スペースが必要となる。本願はFRONT GEAR(変速装置)に用いる4個の締結要素の摩擦部材以外の第3ブレーキB3の摩擦部材も含めて、合計5個の摩擦部材を、第3及び第4遊星ギア列30、40の外周に配したもので、特許文献6及び7に負けないコンパクトな構造となる。そればかりか、特許文献6及び7が、第3及び第4遊星ギア列30、40を2階建て構造にしたところで、ドグクラッチを用いず本願のような摩擦クラッチを用いた場合は、本願のようにコンパクトな構造にはできない。
According to the present invention, the FRONT GEAR (front transmission) arranged at the rear of the
<C3−9AT(P1−R2、R1−P2)2階建て>
図2は、図1のMAIN GEAR(主変速装置)に用いる2個の遊星ギア列の組み合わせを、変速比が図1と全く同じになるようにしたもので、請求項6におけるもう一方の実施例である。MAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、出力カウンターギアと、軸方向が重なる第1遊星ギア列(S1、P1、R1)及び第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には径方向順に、第1連結円筒軸17と第2連結円筒軸が配され、この3本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)に延びている。第2遊星ギア列は第1遊星ギア列の外周に配され、第1遊星ギア列のリングギアR1の外周に第2遊星ギア列のサンギアS2が配されて第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第1遊星ギア列のリングギアR1と第2遊星ギア列の遊星キャリアP2が連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1遊星ギア列のサンギアS1が第2連結円筒軸と連結して第4構成要素となり、第1遊星ギア列の遊星キャリアP1と第2遊星ギア列のリングギアR2が連結されて出力カウンターギアと連結して第3構成要素となっている。
<C3-9AT (P1-R2, R1-P2) 2 stories>
FIG. 2 shows a combination of two planetary gear trains used in the MAIN GEAR (main transmission) of FIG. 1 so that the gear ratio is exactly the same as that of FIG. It is an example. In the MAIN GEAR (main transmission) section, the output counter gear, the first planetary gear train (S1, P1, R1) and the second planetary gear train (S2, P2, R2) and the third clutch C3 is arranged. An input shaft is arranged at the center of rotation of the MAIN GEAR (main transmission) and is connected to the third clutch C3. A first connecting
MAIN GEAR(主変速装置)の速度線図が示すように、4個の構成要素の位置関係は図1と全く同一となる。2階建ての2階に配される第2遊星ギア列の歯数比は(ZR2/ZS2=1.500)で、図1と同じであるが、1階に配される第1遊星ギア列の歯数比は(ZR1/ZS1=2.700)と図1の(ZR1/ZS1=2.467)より少し大きくなる。加えて、第1遊星ギア列のリングギアR1と第2遊星ギア列のサンギアS2が分離されていること、第1遊星ギア列のリングギアR1と連結した第2遊星ギア列の遊星キャリアP2の軸支のスペースが図1より余分に必要であること等、不利な面があり、図1の構造に比べれば、配置が困難となる。しかし、配置が不可能ではなく、変速比も図1と全く同じにでき、遊星ギアの噛み合い効率も図1より僅かによいため、本発明の請求項6の実施例とした。なお、FRONT GEAR(前置変速装置)の構造や変速の仕様は、図1と同じため、説明を省略する。
As shown in the speed diagram of the MAIN GEAR (main transmission), the positional relationship of the four components is exactly the same as in FIG. The gear ratio of the second planetary gear train arranged on the second floor of the two-story is (ZR2 / ZS2 = 1.500), which is the same as in FIG. 1, but the first planetary gear train arranged on the first floor The tooth number ratio is slightly larger than (ZR1 / ZS1 = 2.700) and (ZR1 / ZS1 = 2.467) in FIG. In addition, the ring gear R1 of the first planetary gear train and the sun gear S2 of the second planetary gear train are separated, and the planet carrier P2 of the second planetary gear train connected to the ring gear R1 of the first planetary gear train. There are disadvantages, such as the extra space required for the shaft support compared to FIG. 1, and the arrangement becomes difficult compared to the structure of FIG. However, the arrangement is not impossible, the gear ratio can be made exactly the same as in FIG. 1, and the meshing efficiency of the planetary gear is slightly better than that in FIG. 1, so the embodiment of
<C2−9AT(S1−S2、R1−P2)>
図3は、本発明のFF用9ATとしての請求項7における代表的な実施例と、FR用9ATとしての請求項8における代表的な実施例で、MAIN GEAR(主変速装置)に用いる第1〜第4構成要素からなる2個の遊星ギア列を、第1、第2遊星ギア列のサンギア(S1、S2)と、第1遊星ギア列のリングギア(R1)と第2遊星ギア列の遊星キャリア(P2)を連結した構成(シンプソン遊星ギア)の、C2タイプ(S1−S2、R1−P2)と特定したものである。
<C2-9AT (S1-S2, R1-P2)>
FIG. 3 shows a typical embodiment in
図3のFFの模式図において、変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータを介して動力が変速機に入力される。変速機は、トルクコンバータ側からMAIN GEAR(主変速装置)部とFRONT GEAR(前置変速装置)が配され、その間に隔壁100が配される。隔壁100に分離されたMAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、出力カウンターギアと、第1遊星ギア列(S1、P1、R1)と、第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には径方向順に、第1連結円筒軸17と第2連結円筒軸が配され、この3本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)に延びている。第1遊星ギア列と第2遊星ギア列は軸方向に並んで配され、第2遊星ギア列のリングギアR2が第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第2遊星ギア列の遊星キャリアP2が第1遊星ギア列のリングギアR1と連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1及び第2遊星ギア列のサンギアS1、S2が連結されて第2連結円筒軸と連結して第4構成要素となり、第1遊星ギア列の遊星キャリアが出力カウンターギアと連結して第3構成要素となっている。隔壁100に分離された変速機の後部に配されるFRONT GEAR(前置変速装置)部の模式図と速度線図は、図1と同一であり、説明を省略する。
In the schematic diagram of the FF in FIG. 3, a prime mover (not shown) is disposed on the left front side of the transmission, and power is input to the transmission via a torque converter. In the transmission, a MAIN GEAR (main transmission) unit and a front gear (front transmission) are arranged from the torque converter side, and a
図3のFRの模式図において、変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータを介して動力が変速機に入力される。変速機は、トルクコンバータ側からFRONT GEAR(前置変速装置)とMAIN GEAR(主変速装置)部が配され、その間に隔壁100が配される。隔壁100に分離されたFRONT GEAR(前置変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、ワンウェイクラッチOWCと、第1ブレーキB1と、第3遊星ギア列(S3、P3、R3)と、第4遊星ギア列(S4、P4、R4)と、第2クラッチC2と、第1クラッチC1とが配される。FRONT GEAR(前置変速装置)の回転中心には入力軸が配されて、第1及び第2クラッチC1、C2に連結し、入力軸の外周には第1連結円筒軸17が配される。第4遊星ギア列の外周側には第2クラッチC2と第1クラッチC1の摩擦部材が軸方向に並べて配され、その外周側に第2ブレーキB2が配され、第3遊星ギア列の外周側には第1ブレーキB1の摩擦部材が配される。第3及び第4遊星ギア列のサンギアS3、S4は連結されて、第2クラッチC2のハブと連結するとともに第2ブレーキのハブと連結し、第3遊星ギア列のリングギアR3と第4遊星ギア列の遊星キャリアP4が第1連結円筒軸17と連結し、第3遊星ギア列の遊星キャリアP3が第1ブレーキB1のハブと連結し、第4遊星ギア列のリングギアR4が第1クラッチC1のハブと連結している。
In the FR schematic diagram of FIG. 3, a prime mover (not shown) is arranged on the left front side of the transmission, and power is input to the transmission via a torque converter. In the transmission, a front gear (main transmission) and a main gear (main transmission) section are arranged from the torque converter side, and a
隔壁100に分離された変速機の後部に配されるMAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、第3ブレーキB3と、第1遊星ギア列(S1、P1、R1)と、第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3と、出力軸が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には、第1連結円筒軸17が配され、この2本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)から延びている。第1遊星ギア列と第2遊星ギア列は軸方向に並んで配され、第2遊星ギア列のリングギアR2が第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第2遊星ギア列の遊星キャリアP2が第1遊星ギア列のリングギアR1と連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1及び第2遊星ギア列のサンギアS1、S2が連結されて第3ブレーキB3のハブとして第4構成要素となり、第1遊星ギア列の遊星キャリアP1が出力軸と連結して第3構成要素となっている。
A MAIN GEAR (main transmission) unit disposed at the rear of the transmission separated by the
図3のMAIN GEAR(主変速装置)の速度線図は、図1及び図2の速度線図と同一にできるが、第1構成要素と第2構成要素の間の距離を1.500から2.000に、第3構成要素と第4構成要素の間の距離を2.700から2.800に大きくしたものである。これは、図1及び図2の変速比が4.811〜0.492と高速側に振れ過ぎているため、5.175〜0.563と低速側に戻す仕様にしたためである。したがって、前進1速段からのステップ値は、図1及び図2より悪くなる。図3のMAIN GEAR(主変速装置)とFRONT GEAR(前置変速装置)の速度線図の遊星ギアの連結を見ると、出力構成要素と入力軸とクラッチを介して連結する構成要素は異なるが、組み合わせが全く同じことがわかる。この組み合わせは、一般的にシンプソン遊星ギアといって、減速時にギアに加わるトルクが小さくなる組み合わせである。入力軸のトルクを1として、前進1速時、第1構成要素のリングギアR2には、2.498の大きなトルクが作用する。しかし、サンギアS2のトルクはリングギアR2との歯数比分だけ小さくなり、1.315となり、力の釣り合いによりサンギアS1のトルクは1.362となる。これは、C1−9AT、C3−9ATの半分のトルクで、極めて強度的に有利な遊星ギアの組み合わせである。また、第1構成要素がサンギアとなり、入力軸の回転がそのまま入力するAタイプ6ATより不利にはなるが、1.5の減速トルクがラビニョー遊星ギアのダブル遊星ギアのサンギアに入力するBタイプ6ATより有利となり、C2−9ATは、強度的に有利なATといえる。なお、遊星ギアの噛み合い効率は、C1、及びC3−9ATより減速側はわずかによいが、オーバドライブ側はわずかに悪くなる。図22に記載したC−Type ZF 9ATのパワートレンは、図3のC2−9ATと同じとなるが、各部位の配置が異なることと、第1クラッチC1と第3ブレーキB3にドグクラッチを用いた違いがある。なお、速度線図は、図1と同一であり、変速動作も図1と同じであるため、説明を省略する。 The speed diagram of the MAIN GEAR (main transmission) of FIG. 3 can be the same as that of FIGS. 1 and 2, but the distance between the first component and the second component is 1.500-2. .000, and the distance between the third component and the fourth component is increased from 2.700 to 2.800. This is because the gear ratio in FIGS. 1 and 2 is excessively shifted to the high speed side of 4.811 to 0.492, so that the specification is returned to the low speed side of 5.175 to 0.563. Therefore, the step value from the first forward speed becomes worse than that in FIGS. Looking at the connection of the planetary gears in the speed diagram of the MAIN GEAR (main transmission) and the FRONT GEAR (front transmission) in FIG. 3, the output components, the input shaft, and the components connected via the clutch are different. , You can see that the combination is exactly the same. This combination is generally called a Simpson planetary gear and is a combination in which the torque applied to the gear is reduced during deceleration. Assuming that the torque of the input shaft is 1, a large torque of 2.498 acts on the ring gear R2 of the first component at the first forward speed. However, the torque of the sun gear S2 is reduced by the tooth ratio with the ring gear R2 to be 1.315, and the torque of the sun gear S1 is 1.362 due to the balance of force. This is a combination of planetary gears that are extremely strong in strength with half the torque of C1-9AT and C3-9AT. In addition, although the first component is a sun gear, the rotation of the input shaft is disadvantageous compared to the A type 6AT that is input as it is, but a deceleration torque of 1.5 is input to the sun gear of the Ravigne planetary double planetary gear B type 6AT C2-9AT can be said to be an AT that is advantageous in terms of strength. The meshing efficiency of the planetary gear is slightly better on the deceleration side than C1 and C3-9AT, but slightly worse on the overdrive side. The power train of C-Type ZF 9AT shown in FIG. 22 is the same as C2-9AT of FIG. 3, but the arrangement of each part is different, and a dog clutch is used for first clutch C1 and third brake B3. There is a difference. The speed diagram is the same as FIG. 1 and the speed change operation is also the same as FIG.
図3のFFの模式図を原動機からの入力動力を300Nmとしてトルクコンバータを発進デバイスとしてコンセプト設計した構造図が、図8である。全長は400mmで、FFとしては搭載に問題がでる可能性があるため、トルクコンバータに代えて流体継手を用いるか、原動機直結として、第1ブレーキB1を発進デバイスとすれば、十分FF用として用いることができる。図8において、動力の入力側となるトルクコンバータ及び保持部材2a、2b、2cと、隔壁100から後方の前置変速装置の構造と、出力側となる中継軸7からディファレンシャル装置9の構造は、C1−9ATの構造図である図5と同一であり、説明を省略する。図5との違いは、主変速装置の違いのみで、その詳細を図15に示す。
FIG. 8 is a structural diagram conceptually designed from the schematic diagram of the FF of FIG. 3 with the input power from the prime mover as 300 Nm and the torque converter as a starting device. Since the total length is 400mm and there is a possibility of mounting problems as an FF, if a fluid coupling is used instead of a torque converter, or if the first brake B1 is used as a starting device directly connected to a prime mover, it is sufficiently used for FF be able to. In FIG. 8, the structure of the torque converter and holding
図8と隔壁100の前方に配された主変速装置の詳細を示す図15において、変速機ケース1bは、後部が閉ざされており、軸方向中央部には隔壁100が、外周でボルト104により変速機ケース1bに一体として締結されている。隔壁100は、内周部が変速機前方に突き出た逆L字型の円筒形状をしており、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け4eが背面合わせでネジ5aにより固定され、出力カウンターギア5を軸支する。出力カウンターギア5の前方には、第1遊星ギア列10と第2遊星ギア列20が軸方向順に配され、さらに、その前方に第3クラッチC3が配される。第1遊星ギア列10の複数の遊星ギア12は、リングギア13(R1)とサンギア11(S1)に噛み合い、遊星キャリア14(P1)に保持される。遊星キャリア14(P1)は、サイド部材14a、14bと遊星ギア12の軸支部材からなり、サイド部材14aには外周部で連結部材25が溶着され、連結部材25が出力カウンターギア5の歯部にスプライン連結し、遊星キャリア14(P1)と出力カウンターギア5を連結する。サンギア11(S1)は、第2遊星ギア列20のサンギア21(S2)と一体成形されて、内周に円筒状の第2連結円筒軸18がスプライン連結され、リングギア13(R1)は、第2遊星ギア列20の外周側に曲げられて、第3クラッチC3の摩擦部材(ドライブプレート)71を係止する遊星キャリア24(P2)のサイド部材24aのスプラインに連結し軸方向がリティニングリングで規制されて係止される。第2遊星ギア列20の複数の遊星ギア22は、リングギア23(R2)とサンギア21(S2)に噛み合い、遊星キャリア24(P2)に保持される。遊星キャリア24(P2)は、サイド部材24a、24bと遊星ギア22の軸支部材からなり、前方に配されたサイド部材24bは、L字型で第2遊星ギア列20の内周に曲げられて第1遊星ギア列10のサンギア11(S1)と一体のサンギア21(S2)をブシュ4pで軸支し、もう一方のサイド部材24aは、前述の如く、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)とスプライン連結し、第3クラッチC3の摩擦部材(ドライブプレート)71を係止する。リングギア23(R2)には、前方の歯部にL字型の第1連結円筒軸17がスプライン連結される。主変速装置の軸中心には、入力軸3が配され、入力軸3は、円筒状の第1連結円筒軸17をブシュ4cで軸支し、第1連結円筒軸17は、遊星キャリア24(P2)のL字型のサイド部材24bをブシュ4oで軸支する。また、第1遊星ギア列10の遊星キャリア14(P1)の隔壁100側のサイド部材14aは、出力カウンターギア5にインロー部Yと歯部のスプライン連結により連結され、隔壁100の内周側にL字型に曲げられ、ブシュ4mで円筒状の第2連結円筒軸18を軸支する。第2連結円筒軸18を、軸支しやすい第1連結円筒軸17で軸支しない理由は、第2連結円筒軸18が極めて高回転をし、第1連結円筒軸17が逆回転をして、相対回転速度が過大になる場合があるためで、第4構成要素の第2連結円筒軸18と速度線図の隣に位置する第3構成要素の出力カウンターギア5と一体のサイド部材14aが軸支すれば、相対回転速度が最も小さくなるよう配することができる。
In FIG. 8 and FIG. 15 showing the details of the main transmission arranged in front of the
第2遊星ギア列20の前方に配された第3クラッチC3は、入力軸3に溶着されたクラッチドラム74と、遊星キャリア24(P2)のサイド部材24aのサイド部材24aに係止される摩擦部材(ドライブプレート)71と、クラッチドラム74に係止される摩擦部材(ドリブンプレート)72aと、リティニングリング73で軸方向が規制されるエンドプレート72bと、摩擦部材71、72aを押圧するピストン75と、ピストン75の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート76と、ピストン75を開放状態に戻すリターンスプリング78からなっており、入力軸3と、第2構成要素となる第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)と連結した第2遊星ギア列20の遊星キャリア24(P2)との締結及び開放をつかさどる。なお、摩擦部材71、72aは、第2遊星ギア列20の外周に配され、クラッチドラム74とピストン75との間、及びピストン75とキャンセラープレート76との間の作動室には、保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され、油圧サーボを形成する。
The third clutch C3 disposed in front of the second
第1遊星ギア列10の歯数比は(ZR1/ZS1=2.800)、第2遊星ギア列20の歯数比は(ZR2/ZS2=1.900)で、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)の方が、第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)よりかなり大きくなる。この小さい第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)の外周に第3クラッチC3の摩擦部材71、72aを配すれば、軸方向が短くできる。なお、主変速装置で最大外径となる第3クラッチC3のクラッチドラム74の外径と、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)の外径は、ほぼ同じで、この大きさでは、出力軸に配された大歯車8とは干渉しない。
The tooth number ratio of the first
<C3−9AT(P1−R2、R1−P2)>
図4は、本発明のFF用9ATとしての請求項7におけるもう一つの実施例と、FR用9ATとしての請求項8におけるもう一つの実施例で、MAIN GEAR(主変速装置)に用いる第1〜第4構成要素からなる2個の遊星ギア列を、第1、第2遊星ギア列の互いの遊星キャリアとリングギアを連結した構成の、C3タイプ(P1−R2、R1−P2)と特定したものである。なお、MAIN GEAR(主変速装置)の第1、第2遊星ギア列の組み合わせは同じであるが、図2の、配列を2階建てとしたのに対し、図4は、軸方向に並べて配したものである。
<C3-9AT (P1-R2, R1-P2)>
FIG. 4 shows another embodiment in
図4のFFの模式図において、変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータを介して動力が変速機に入力される。変速機は、トルクコンバータ側からMAIN GEAR(主変速装置)部とFRONT GEAR(前置変速装置)が配され、その間に隔壁100が配される。隔壁100に分離されたMAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、出力カウンターギアと、第1遊星ギア列(S1、P1、R1)と、第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には径方向順に、第1連結円筒軸17と第2連結円筒軸が配され、この3本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)に延びている。第1遊星ギア列と第2遊星ギア列は軸方向に並んで配され、第2遊星ギア列のサンギアS2が第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第2遊星ギア列の遊星キャリアP2が第1遊星ギア列のリングギアR1と連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1遊星ギア列のサンギアS1が第4構成要素となり、第2遊星ギア列のリングギアR2と第1遊星ギア列の遊星キャリアが連結されて出力カウンターギアと連結して第3構成要素となっている。第1遊星ギア列の遊星キャリアが隔壁100に分離された変速機の後部に配されるFRONT GEAR(前置変速装置)部の模式図と速度線図は、図1、図3と同一であり、変速動作も図1と同じであるため、説明を省略する。
In the schematic diagram of the FF in FIG. 4, a prime mover (not shown) is disposed on the left front side of the transmission, and power is input to the transmission via a torque converter. In the transmission, a MAIN GEAR (main transmission) unit and a front gear (front transmission) are arranged from the torque converter side, and a
図4のFRの模式図において、変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータを介して動力が変速機に入力される。変速機は、トルクコンバータ側からFRONT GEAR(前置変速装置)とMAIN GEAR(主変速装置)部が配され、その間に隔壁100が配される。隔壁100に分離されたFRONT GEAR(前置変速装置)部は、図3のFRの模式図と同一なので、説明を省略する。
In the FR schematic diagram of FIG. 4, a prime mover (not shown) is arranged on the left front side of the transmission, and power is input to the transmission via a torque converter. In the transmission, a front gear (main transmission) and a main gear (main transmission) section are arranged from the torque converter side, and a
隔壁100に分離された変速機の後部に配されるMAIN GEAR(主変速装置)部には、隔壁100から軸方向順に、第3ブレーキB3と、第1遊星ギア列(S1、P1、R1)と、第2遊星ギア列(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3と、出力軸が配される。MAIN GEAR(主変速装置)の回転中心には入力軸が配されて第3クラッチC3に連結し、入力軸の外周には、第1連結円筒軸17が配され、この2本の軸が隔壁100の内周を通って、FRONT GEAR(前置変速装置)から延びている。第1遊星ギア列と第2遊星ギア列は軸方向に並んで配され、第2遊星ギア列のサンギアS2が第1連結円筒軸17と連結して第1構成要素となり、第2遊星ギア列の遊星キャリアP2が第1遊星ギア列のリングギアR1と連結されて第3クラッチC3のハブと連結して第2構成要素となり、第1遊星ギア列のサンギアS1が第3ブレーキB3のハブとして第4構成要素となり、第1遊星ギア列の遊星キャリアP1が第2遊星ギア列のリングギアR2と連結されて出力軸と連結して第3構成要素となっている。
A MAIN GEAR (main transmission) unit disposed at the rear of the transmission separated by the
図4のMAIN GEAR(主変速装置)の速度線図は、図3と同じとなる。図3のシンプソン遊星ギアとの違いは、遊星ギアの噛み合い効率で、シンプソン遊星ギアを用いたC2−9ATより減速側はわずかに悪いが、オーバドライブ側はわずかによくなる。但し、入力軸のトルクを1として、前進1速時、第1構成要素のサンギアS2には、2.498の大きなトルクが作用する。また、力の釣り合いによりサンギアS1のトルクは2.679となり、シンプソン遊星ギアのサンギアS2のトルク1.315の1.9倍、サンギアS1のトルク1.362の1.97倍となる。通常、遊星ギアの個数を4個とするが、1.5倍の6個とし、歯幅を増やして強度アップを図らなければならない。この点、図3、図8のシンプソン遊星ギアを用いたC2−9ATより不利になるが、高速走行を主体とするような車両には、オーバドライブの遊星ギア効率がよいC3−9ATが適用できる。 The speed diagram of the MAIN GEAR (main transmission) in FIG. 4 is the same as that in FIG. The difference from the Simpson planetary gear of FIG. 3 is the meshing efficiency of the planetary gear. The reduction side is slightly worse than the C2-9AT using the Simpson planetary gear, but the overdrive side is slightly better. However, assuming that the torque of the input shaft is 1, a large torque of 2.498 acts on the sun gear S2 of the first component at the first forward speed. Further, due to the force balance, the torque of the sun gear S1 becomes 2.679, which is 1.9 times the torque 1.315 of the sun gear S2 of the Simpson planetary gear and 1.97 times of the torque 1.362 of the sun gear S1. Usually, the number of planetary gears is four, but the number of planetary gears is six times 1.5, and the tooth width must be increased to increase the strength. Although this is disadvantageous than C2-9AT using the Simpson planetary gear of FIGS. 3 and 8, C3-9AT having high overdrive planetary gear efficiency can be applied to a vehicle that is mainly driven at high speed. .
<C3−9AT(P1−R2、R1−P2)−FF(T/C)>
図4のFFの模式図を原動機からの入力動力を300Nmとしてトルクコンバータ200aを発進デバイスとしてコンセプト設計した構造図が、図9である。全長はシンプソン遊星ギアを用いたC2−9ATと同じく400mmで、FFとしては搭載に問題がでる可能性があるため、トルクコンバータ200aに代えて流体継手200bを用いた図10の390mmの構造にするか、回転変動吸収ダンパ200cを用いて原動機直結として、第1ブレーキB1を発進デバイスとした図11の350mmの構造にすれば、十分FF用として用いることができる。図9は、C2−9ATの図8と主変速装置の2個の遊星ギア列の組み合わせのみが異なり、その他の説明は省略する。その主変速装置の詳細を図16に示す。
<C3-9AT (P1-R2, R1-P2) -FF (T / C)>
FIG. 9 is a structural diagram conceptually designed from the schematic diagram of the FF of FIG. 4 with the input power from the prime mover as 300 Nm and the torque converter 200 a as the starting device. The total length is 400 mm, which is the same as C2-9AT using Simpson planetary gears, and there is a possibility that mounting will be problematic as FF, so the structure of 390 mm in FIG. 10 using a fluid coupling 200b instead of the torque converter 200a is adopted. Alternatively, if the structure of 350 mm in FIG. 11 with the first brake B1 as the starting device is used as the prime mover directly connected using the rotation fluctuation absorbing damper 200c, it can be sufficiently used for the FF. FIG. 9 differs from FIG. 8 of C2-9AT only in the combination of the two planetary gear trains of the main transmission, and the other description is omitted. The details of the main transmission are shown in FIG.
図9と隔壁100の前方に配された主変速装置の詳細を示す図16において、変速機ケース1bは、後部が閉ざされており、軸方向中央部には隔壁100が、外周でボルト104により変速機ケース1bに一体として締結されている。隔壁100は、内周部が変速機前方に突き出た逆L字型の円筒形状をしており、内周円筒部の外周にアンギュラ軸受け4eが背面合わせでネジ5aにより固定され、出力カウンターギア5を軸支する。出力カウンターギア5の前方には、第1遊星ギア列10と第2遊星ギア列20が軸方向順に配され、さらに、その前方に第3クラッチC3が配される。第1遊星ギア列10の複数の遊星ギア12は、リングギア13(R1)とサンギア11(S1)に噛み合い、遊星キャリア14(P1)に保持される。遊星キャリア14(P1)は、サイド部材14a、14bと遊星ギア12の軸支部材からなり、サイド部材14aには外周部で連結部材25が溶着され、連結部材25が出力カウンターギア5の歯部にスプライン連結し、遊星キャリア14(P1)と出力カウンターギア5を連結する。もう一方のサイド部材14bには第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)が溶着され、遊星キャリア14(P1)とリングギア23(R2)を連結する。サンギア11(S1)は、内周に円筒状の第2連結円筒軸18がスプライン連結され、リングギア13(R1)には、第2遊星ギア列20の外周側を通過し、第2遊星ギア列20の前方のサイド部材24bに溶着された連結部材25が溶着され、連結部材25は、第2遊星ギア列20の外周で第3クラッチC3の摩擦部材(ドライブプレート)71を係止する。第2遊星ギア列20の複数の遊星ギア22は、リングギア23(R2)とサンギア21(S2)に噛み合い、遊星キャリア24(P2)に保持される。遊星キャリア24(P2)は、サイド部材24a、24bと遊星ギア22の軸支部材からなっており、隔壁100側のサイド部材24aは、内周に配されたブシュ4oで、サンギア21(S2)の内周でスプライン連結される第1連結円筒軸17に軸支される。主変速装置の軸中心には、入力軸3が配され、入力軸3は、円筒状の第1連結円筒軸17をブシュ4cで軸支する。また、第1遊星ギア列10の遊星キャリア14(P1)の隔壁100側のサイド部材14aは、出力カウンターギア5にインロー部Yと歯部のスプライン連結により連結され、隔壁100の内周側にL字型に曲げられ、ブシュ4mで円筒状の第2連結円筒軸18を軸支する。第2連結部材18を、軸支しやすい第1連結円筒軸17で軸支しない理由は、第2連結円筒軸18が極めて高回転をし、第1連結円筒軸17が逆回転をして、相対回転速度が過大になる場合があるためで、第4構成要素の第2連結円筒軸18と速度線図の隣に位置する第3構成要素の出力カウンターギア5と一体のサイド部材14aが軸支すれば、相対回転速度が最も小さくなるよう配することができる。この軸支構造は、図8と図15に記載したC2−9ATと同じ構造である。
In FIG. 9 and FIG. 16 showing the details of the main transmission arranged in front of the
第2遊星ギア列20の前方に配された第3クラッチC3は、入力軸3に溶着されたクラッチドラム74と、遊星キャリア24(P2)のサイド部材24aのサイド部材24aに係止される摩擦部材(ドライブプレート)71と、クラッチドラム74に係止される摩擦部材(ドリブンプレート)72aと、リティニングリング73で軸方向が規制されるエンドプレート72bと、摩擦部材71、72aを押圧するピストン75と、ピストン75の作動室の遠心油圧をキャンセルするキャンセラープレート76と、ピストン75を開放状態に戻すリターンスプリング78からなっており、入力軸3と、第2構成要素となる第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)と連結した第2遊星ギア列20の遊星キャリア24(P2)との締結及び開放をつかさどる。なお、摩擦部材71、72aは、第2遊星ギア列20の外周に配され、クラッチドラム74とピストン75との間、及びピストン75とキャンセラープレート76との間の作動室には、保持部材2bのボス部外周から作動油が供給され、油圧サーボを形成する。
The third clutch C3 disposed in front of the second
第1遊星ギア列10の歯数比は(ZR1/ZS1=2.800)、第2遊星ギア列20の歯数比は(ZR2/ZS2=2.000)で、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)の方が、第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)よりかなり大きくなる。この小さい第2遊星ギア列20のリングギア23(R2)の外周に第3クラッチC3の摩擦部材71、72を配すれば、軸方向が短くできる。この構造は、図8と図15に記載したC2−9ATと同じ構造である。なお、主変速装置で最大外径となる第3クラッチC3のクラッチドラム74の外径と、第1遊星ギア列10のリングギア13(R1)の外径は、ほぼ同じで、この大きさでは、出力軸に配された大歯車8とは干渉しない。
The gear ratio of the first
<C1−9AT(P1−P2、R1−S2)−FF(F/C)>
<C3−9AT(P1−R2、R1−P2)−FF(F/C)>
図6、図10は、図5、図9に示した発進デバイスとしてのトルクコンバータ200aに代えて流体継手200bを用いたものである。流体継手200bを用いると、トルクコンバータ200aと比べ、軸方向の長さが10mm短くなる。図6、図10の主変速装置、前置変速装置、中継軸7、ディファレンシャル装置9は全て、図5、図9と同じである。図6、図10において、入力軸3は、図5、図9におけるトルクコンバータ200aのホィールステータを保持する保持部材の長さを短くした保持部材2cに配された、ニードルベアリングを用いた軸受4aで軸支される。ATに流体継手を用いた実用例はほとんどないが、最低速段の変速比を最高速段の変速比で除したギア巾の値が9を超す本発明では、トルク増幅作用のあるトルクコンバータを用いなくても十分牽引力が確保できる。特に、図8や図9に示した構造では、トルクコンバータを使用すると変速機の軸方向の長さが400mmと大きくなり、車両への搭載が困難になる場合がある。一般的に、乗用車に用いるトルクコンバータや流体継手のロックアップクラッチは、トーラス内部の油圧でタービン側の摩擦部材をフロントカバーに押圧し、原動機直結とする構造をとっている。その構造では、外部との油通路が2通路であり、ロックアップピストンに摩擦部材を貼り付けた構造であるため、シンプル・コンパクトにできる利点がある。しかしながら、タービンとポンプインペラの速度比が1に近づくにつれロックアップクラッチの締結時間が長くなり、1を超えた逆駆動時には締結不能となる問題があるため、低速段からのロックアップを必要とし、大幅な燃費向上を目的とする多段自動変速機には向いていない。そこで、独立した油圧室を備えたロックアップクラッチが必要となるが、外部との油通路が3通路必要で、摩擦伝達部の軸方向が長くなり、FFには向かなくなる。この問題を解決したのが、本願出願人が提案した特開2008−196660で、図5、8、9,12に示したトルクコンバータ200aと、図6,10に用いた流体継手のロックアップクラッチである。ロックアップピストンとフロントカバーの間のシールを逆止弁構造として外部との油通路を2通路とし、ポンプインペラの外周にスリットを設け摩擦部材を係止することでコンパクトにしたもので、特に、トルクコンバータ200aではワンウェイクラッチとニードルベアリングの位置を外径に上げることで、従来の乗用車に用いられるトルクコンバータよりコンパクトになる。なお、流体継手においてロックアップクラッチを独立ピストン型にした場合、通常、外部との油通路が3通路必要となるが、通路を分けるホィールステータがないため、この3通路を確保するのが困難となる。したがって、シールを逆止弁構造で2通路とし、しかも、内部にスラスト軸受けを必要としない本願の流体継手200bの価値は大きい。本願の実施例では、流体継手をC1−9ATとC3−9ATに用いたが、当然、C2−9ATに用いることもできる。
<C1-9AT (P1-P2, R1-S2) -FF (F / C)>
<C3-9AT (P1-R2, R1-P2) -FF (F / C)>
6 and 10 show a case where a fluid coupling 200b is used instead of the torque converter 200a as the starting device shown in FIGS. When the fluid coupling 200b is used, the axial length is 10 mm shorter than that of the torque converter 200a. The main transmission, the front transmission, the
<C1−9AT(P1−P2、R1−S2)−FF(D/R)>
<C3−9AT(P1−R2、R1−P2)−FF(D/R)>
図7、図11は、図5、図9に示した発進デバイスとしてのトルクコンバータ200aに代えて、回転変動吸収ダンパ200cで原動機直結とし、段落「0056」に記載したように、第1ブレーキB1を発進デバイスとしたものである。C1−9ATの図7では軸方向長さが320mm、C3−9ATの図11では350mmと、従来の4ATよりコンパクトになる。当然、コストも低減され、将来有望な先進的ATの形態になり得るものである。発進段で締結するブレーキをすべらせて、発進デバイスとする発明は、前述したように、本願出願人が特開2009−236234で提案している。本発明の、最低速段の変速比を最高速段の変速比で除したギア巾の値は、図1のC1−9ATと図2のC3−9ATが9.78で、図3のC2−9ATと図4のC3−9ATが9.19で、現在実用化されている6〜8ATより1.4〜1.6倍大きい。 そうであるにもかかわらず、段落「0056」に記載したように、発進段の前進1速と後進段で締結するブレーキのトルク容量は、それらの6〜8ATの半分以下と小さい。この特性は、C1、C2、及びC3−9AT固有のものであり、特開2009−236234の構造に最適となる。図7、図11において、回転変動吸収ダンパ200cに連結された入力軸3は、直接チャージングポンプを駆動し、チャージングポンプの後部に配された保持部材2cに配された、ニードルベアリングを用いた軸受4aで軸支される。前述した如く、発進デバイスとして第1ブレーキB1を、変速機ケース1bの外周に配し、交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、発進時、ブレーキにすべり制御を行うとともに、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するようにした。本願の実施例では、本構造を、C1−9ATとC3−9ATに用いたが、当然、C2−9ATに用いることもできる。
<C1-9AT (P1-P2, R1-S2) -FF (D / R)>
<C3-9AT (P1-R2, R1-P2) -FF (D / R)>
7 and 11 show that the first brake B1 is connected directly to the prime mover by a rotation fluctuation absorbing damper 200c instead of the torque converter 200a as the starting device shown in FIGS. 5 and 9, as described in the paragraph “0056”. Is a starting device. In FIG. 7 of C1-9AT, the axial length is 320 mm, and in FIG. 11 of C3-9AT, 350 mm, which is more compact than the conventional 4AT. Of course, the cost is also reduced and it can become a promising advanced AT form. As described above, the applicant of the present invention has proposed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-236234 an invention in which the brake to be engaged at the starting stage is slid to form a starting device. The gear width value obtained by dividing the speed ratio of the lowest speed stage by the speed ratio of the highest speed stage according to the present invention is 9.78 for C1-9AT in FIG. 1 and C3-9AT in FIG. 9AT and C3-9AT in FIG. 4 are 9.19, 1.4 to 1.6 times larger than 6-8AT currently in practical use. Nevertheless, as described in the paragraph “0056”, the torque capacity of the brakes engaged at the first forward speed and the reverse speed of the starting stage is as small as less than half of those 6 to 8 ATs. This characteristic is unique to C1, C2, and C3-9AT, and is optimal for the structure of JP2009-236234A. 7 and 11, the
<C2−9AT(S1−S2、R1−P2)−FR>
図12は、図3のFRの模式図を、トルクコンバータを発進デバイスとしてコンセプト設計した構造図である。FRの主変速装置に適用できる遊星ギア列はC2−9AT以外に、図4のFRの模式図に示したC3−9ATがある。主変速装置と前置変速装置の配置は、FRでは軸方向の長さが規制されないため、多様な形態が可能となるが、主変速装置と前置変速装置を隔壁100で分離して隔壁100に主変速装置の第3ブレーキB3の油圧サーボを配する請求項1と3に記載した構造がシンプルになる。また、FRといえども、体積が増えると重量増につながるため、ある程度のコンパクトさは必要となる。そこで、前置変速装置を、各摩擦部材が遊星ギア列の外周に配される請求項5に記載した構造とし、主変速装置を、第3クラッチC3の摩擦部材が遊星ギア列の外周に配される請求項8に記載した構造とした。C2−9ATのFRタイプは、前述の段落「0074」で図3のFRの模式図における全体の配置と前置変速装置の構造と配置を説明し、段落「0075」で主変速装置の構造と配置を説明している。同様に、C3−9ATのFRタイプも、段落「0083」と「0084」で図4のFRの模式図を説明している。図3と図4及び図12は、発進デバイスとしてトルクコンバータ200aを用いているが、当然、トルクコンバータに代えて流体継手200bを用いることや、回転変動吸収ダンパ200cを用いて第1ブレーキB1を発進デバイスとすることができる。
<C2-9AT (S1-S2, R1-P2) -FR>
FIG. 12 is a structural diagram conceptually designing the FR schematic diagram of FIG. 3 using a torque converter as a starting device. The planetary gear train applicable to the FR main transmission is C3-9AT shown in the FR schematic diagram of FIG. 4 in addition to C2-9AT. The arrangement of the main transmission and the front transmission is not limited by the length in the axial direction in the FR, and various forms are possible. However, the main transmission and the front transmission are separated by the
図12において、変速機ケース1dは一体形状をしており、前部でトルクコンバータ200aを保持し、後部で出力軸3cを軸受け4i、4hで軸支する。変速機ケース1dの前部には、乾式となるトルクコンバータ側と湿式となる変速機側を隔てる保持部材2a、2bがボルトで一体として締結され、中央部には、主変速装置と前置変速装置を隔てる隔壁100が一体としてスプライン締結される。変速機の左前方には、図示しない原動機が配され、トルクコンバータ200aを介して動力が変速機に入力される。トルクコンバータ200aの出力部に連結された入力軸3aは、保持部材2a、2bに配された軸受け4a、4bで軸支され、保持部材2a、2bに隣接した第1及び第2クラッチ(C1、C2)の共有されたクラッチドラムが溶着される。変速機の回転中心部には、入力軸3aとスプライン連結した入力軸3bが配され、後端で出力軸3cに軸受け4dで軸支されるとともに、第3クラッチC3のクラッチドラムが溶着される。ここで、入力軸3a、3bは、変速機の前端で第1及び第2クラッチ(C1、C2)と連結し、後端で第3クラッチC3と連結したことになる。入力軸3bの外周には軸受け4cで軸支された第1連結円筒軸17が配される。第1連結円筒軸17は、隔壁100の内周を通して前置変速装置の出力構成要素と主変速装置の第1構成要素を連結する。
In FIG. 12, the transmission case 1d has an integral shape, holds the torque converter 200a at the front, and supports the output shaft 3c with bearings 4i and 4h at the rear. Holding members 2a and 2b that separate the dry torque converter side and the wet transmission side are integrally fastened with bolts at the front of the transmission case 1d, and the main transmission and the front transmission are at the center. The
隔壁100の前方に配されたFRONT GEAR(前置変速装置)部は、隔壁100から軸方向順に、ワンウェイクラッチOWCと、第1ブレーキB1と、第3遊星ギア列30(S3、P3、R3)と、第4遊星ギア列40(S4、P4、R4)と、第2クラッチC2と、第1クラッチC1とが配される。第3遊星ギア列30と第4遊星ギア列40は、シンプル遊星ギアであり、第3遊星ギア列30のサンギアS3が第4遊星ギア列40のサンギアS4と一体成形され、第3遊星ギア列30のリングギアR3が隔壁100側で内周に延材され、第1連結円筒軸17とスプライン連結する。第3遊星ギア列30の遊星キャリアP3の第4遊星ギア列40側のサイド部材が、第3遊星ギア列の外周に隔壁100近くまで延材されて、外周に第1ブレーキの摩擦部材を係止するとともに、第3遊星ギア列30と隔壁100の間で、内周にワンウェイクラッチOWCのアウターレースをスプライン連結する。一体成形された第3及び第4遊星ギア列30,40のサンギアS3、S4には、第3遊星ギア列30と第4遊星ギア列40の間で、第4遊星ギア列40の外周と第1及び第2クラッチ(C1、C2)の外周に延材されるハブがスプライン連結され、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する。第4遊星ギア列40の遊星キャリアP4の前方側のサイド部材は、内周に延材されて第1連結円筒軸17とスプライン連結し、第4遊星ギア列40のリングギアR4に溶着されたハブが、第4遊星ギア列40の外周前部で第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する。
A FRONT GEAR (front transmission) unit disposed in front of the
第1及び第2クラッチ(C1、C2)は、摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列40の外周に配した、第2クラッチ(C2)がプルタイプで第1クラッチ(C1)がプッシュタイプとなる2連クラッチであり、図5と図13の第1及び第2クラッチ(C1、C2)と同じ構造で、段落「0064」に記載したものと同一である。ここで、第1クラッチ(C1)は、入力軸3aの回転を第4遊星ギア列40のリングギアR4に入力可能とし、第2クラッチ(C2)は、入力軸3aの回転を一体成形された第3及び第4遊星ギア列30,40のサンギアS3、S4に入力可能とする。第1及び第2クラッチ(C1、C2)の外周には、第2ブレーキB2が配され、前端の保持部材2aに油圧サーボが配され変速機ケース1dの内周スプラインに摩擦部材が係止される。ここで、第2ブレーキB2は、一体成形された第3及び第4遊星ギア列30,40のサンギアS3、S4を制動可能にする。隔壁100は、断面がT字型形状で、内周が第1連結円筒軸17近くまで延材され、内周の前方が逆L字型に成形され、逆L字の外周にワンウェイクラッチOWCのインナーレースがスプライン連結され、第3遊星ギア列30の遊星キャリアP3に連結されたアウターレースとの間にワンウェイクラッチOWCが配される。隔壁100のT字型形状の前方となる外周のドラム部が、3遊星ギア列30の外周に延材され変速機ケース1dと一体になるよう変速機ケース1dの内周にスプライン連結され、外周のドラム部に第1ブレーキB1の摩擦部材が係止され、ワンウェイクラッチOWCの外周部の隔壁100に第1ブレーキB1の油圧サーボが配される。ここで、第1ブレーキB1は、遊星キャリアP3を制動可能にし、ワンウェイクラッチOWCは、第3遊星ギア列30の遊星キャリアP3を入力軸の回転と同方向にしか回転させない役目を担う。図12の第1ブレーキB1の摩擦部材は、請求項9と10に記載しているように、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造になっているが、これは、ワンウェイクラッチOWCを装着しない場合を想定した構造であり、3遊星ギア列30の外周の広い空間に摩擦部材を配することで、第1ブレーキB1のすべりによる発熱に対応できる冷却構造を実現したものである。なお、第2ブレーキB2も摩擦部材を配する空間が広くとれ、同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、摩擦部材の端部側面から貫通穴に冷却油を供給するような構造がとれる。
In the first and second clutches (C1, C2), friction members are arranged in the axial direction and arranged on the outer periphery of the fourth
隔壁100の後方に配されたMAIN GEAR(主変速装置)部は、隔壁100から軸方向順に、第3ブレーキB3と、第1遊星ギア列10(S1、P1、R1)と、第2遊星ギア列20(S2、P2、R2)と、第3クラッチC3と、出力軸3cが配される。第1遊星ギア列10と第2遊星ギア列20は、シンプル遊星ギアであり、第4構成要素となる1遊星ギア列10のサンギアS1が第2遊星ギア列20のサンギアS2と一体成形され、第1遊星ギア列10のサンギアS1の前方の隔壁100側には第3ブレーキB3の摩擦部材を係止するハブ(第2連結円筒軸)18がスプライン連結される。第3構成要素となる第1遊星ギア列10の遊星キャリアP1は、隔壁100側のサイド部材が外周方向に延材され、第1遊星ギア列10と第2遊星ギア列20の外周部を通る出力軸3cのパーキングギア6aの直下に溶着された出力ドラム19とスプライン連結する。第1構成要素となる第2遊星ギア列20のリングギアR2は、後方で第1連結円筒軸17とスプライン連結し、第2構成要素となる第2遊星ギア列20の遊星キャリアP2は、前方のサイド部材が第2遊星ギア列の外周に延材され、後方に延材される第1遊星ギア列10のリングギアR1とスプライン連結するとともに、第3クラッチC3の摩擦部材を係止する。
A MAIN GEAR (main transmission) unit disposed behind the
T字型形状の隔壁100は、後部外周のドラムに第3ブレーキB3の摩擦部材を係止し、隔壁100の内周から外周にかけ第3ブレーキB3の油圧サーボが配される。ここで、第3ブレーキB3は、第1及び第2遊星ギア列10,20の連結されたサンギアS1、S2を制動可能にする。なお、段落「0056」に記載したように、第3ブレーキB3はすべらす必要がないため、摩擦部材の締結面圧を上げる仕様として隔壁100の内周から外周にかけ摩擦部材を押圧するピストンを配したので、受圧面積が大きくなり締結力が増し、摩擦部材の枚数や摩擦面積を減らしてコンパクトに配すことができるとともに、連れ周り損失を低減することができる。第3クラッチC3は、入力軸3bの後端に溶着されたドラムが第2遊星ギア列20の外周まで延材され摩擦部材を係止し、入力軸の回転を第1遊星ギア列10のリングギアR1に連結された第2遊星ギア列20の遊星キャリアP2に入力可能とする。なお、第3クラッチC3の作動油は、変速機ケース1bの後部の出力軸3cを軸支する軸受け4iと4hの間に配されたスリーブ2dから、出力軸3cと入力軸3bに設けられた油穴を通って供給される。
The T-shaped
1a トルクコンバータケース
1b 変速機ケース
2a、2b、2c 保持部材
3 入力軸
4a〜4p 軸受け
10、20、30 遊星ギア列
17 第1連結円筒軸
18 第2連結円筒軸
100 隔壁
200a トルクコンバータ
200b 流体継手
200c 回転変動吸収ダンパ
C1、C2、C3 クラッチ
B1、B2、B3 ブレーキ
1a Torque converter case
C1, C2, C3 Clutch B1, B2, B3 Brake
Claims (10)
共通の速度線図上に、第1、第2、第3及び第4構成要素を順に並べて配した第1及び第2遊星ギア列(10、20)と、第3クラッチ(C3)、及び第3ブレーキ(B3)を有した主変速装置と、からなり、
前記主変速装置の第1構成要素に、前記前置変速装置の出力構成要素を、第1連結円筒軸(17)を介して連結し、第2構成要素に、第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸の回転を入力可能とし、第4構成要素に、第3ブレーキ(B3)を配して制動可能とし、第1、第2及び第4構成要素のいずれか2個の構成要素の回転速度を選択的に規制することにより、第3構成要素を出力して前進9速後進1速を得る多段自動変速機であって、
前記主変速装置と前置変速装置の回転中心部に前記入力軸を配し、前記主変速装置と前置変速装置を収納する変速機ケースの一端で、前記入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)を連結するとともに、出力軸を除くもう一端で、前記入力軸と第3クラッチ(C3)を連結し、
前記入力軸の周りに、前記主変速装置の第1構成要素と前記前置変速装置の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配し、
前記主変速装置、あるいは、第3ブレーキ(B3)を除く前記主変速装置と前置変速装置を隔て、前記変速機ケースと一体となる隔壁(100)を設けて第1連結円筒軸(17)の円周方向の近くまで延材し、前記隔壁(100)に、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の油圧サーボを配するようになした前進9速後進1速の多段自動変速機。 A third planetary gear train (30) and a fourth planetary gear train (40) composed of four components A, B, C, and D are arranged side by side in the axial direction, and the first clutch (C1 ), The rotation of the input shaft can be input, the component B is an output component, the first brake (B1) is disposed on the component C, and the brake can be performed. The component D is the second clutch (C2). The rotation of the input shaft can be input via the second brake (B2) and the second brake (B2, B2) can be used for braking, and the first and second clutches (C1, C2) and the first and second brakes (B1, B2). ) Is selectively fastened so that the component B obtains a direct-coupled rotation of the input shaft, two types of decelerated rotation, and one type of reverse rotation, and can be braked. Equipment,
The first and second planetary gear trains (10, 20) in which the first, second, third and fourth components are arranged in order on the common velocity diagram, the third clutch (C3), and the second A main transmission having three brakes (B3),
An output component of the front transmission is connected to the first component of the main transmission via a first connecting cylindrical shaft (17), and a third clutch (C3) is connected to the second component. The rotation of the input shaft can be input, the third brake (B3) is arranged on the fourth component to enable braking, and any one of the first, second and fourth components can be controlled. A multi-stage automatic transmission that outputs a third component to obtain 9 forward speeds and 1 reverse speed by selectively regulating the rotational speed,
The input shaft is disposed at the center of rotation of the main transmission and the front transmission, and at one end of a transmission case that houses the main transmission and the front transmission, the input shaft and the first and second clutches (C1, C2) are connected, and at the other end excluding the output shaft, the input shaft and the third clutch (C3) are connected,
Around the input shaft, a first connecting cylindrical shaft (17) for connecting the first component of the main transmission and the output component of the front transmission is disposed,
A partition wall (100) integrated with the transmission case is provided to separate the main transmission or the main transmission excluding the third brake (B3) and a front transmission, and a first connecting cylindrical shaft (17). A multi-speed automatic transmission of 9 forward speeds and 1 reverse speed, in which the hydraulic servo of the friction member of the third brake (B3) is arranged on the partition wall (100).
前記隔壁(100)の内周部内側を通過して、前記主変速装置側の前端に配された第3クラッチ(C3)と前記前置変速装置側の後端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する前記入力軸を回転中心に配し、前記入力軸の周りに、前記主変速装置側の第1構成要素と前記前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するとともに、第1連結円筒軸(17)の周りに、前記主変速装置側の第4構成要素と前記前置変速装置側の第3ブレーキ(B3)を連結する第2連結円筒軸(18)を配するようになした請求項1に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The main transmission and the front transmission excluding the third brake (B3) are arranged in the axial direction from the front of the multi-stage automatic transmission to which power is input, and the partition ( 100), an output counter gear (5) from which the power of the main transmission is output, first and second planetary gear trains (10, 20) constituting the main transmission, and a third clutch (C3), and behind the partition wall (100), first and second clutches (C1, C2) and first and second brakes (B1, B2) constituting the front transmission. And the third and fourth planetary gear trains (30, 40) and the third brake (B3) constituting the main transmission,
A third clutch (C3) disposed at the front end on the main transmission side, and a first and a first disposed on the rear end on the front transmission side through the inner periphery of the partition wall (100). The input shaft connected to the two clutches (C1, C2) is arranged at the rotation center, and the first component on the main transmission side and the output component on the front transmission side are connected around the input shaft. A first connecting cylindrical shaft (17), and a fourth component on the main transmission side and a third brake (B3) on the front transmission side around the first connecting cylindrical shaft (17). The multi-stage automatic transmission of 9 forward speeds and 1 reverse speed according to claim 1, wherein a second connecting cylindrical shaft (18) for connecting the two is connected.
前記隔壁(100)の内周部内側を通過して、前記主変速装置側の後端に配された第3クラッチ(C3)と前記前置変速装置側の前端に配された第1及び第2クラッチ(C1、C2)に連結する前記入力軸を回転中心に配し、前記入力軸の周りに、前記主変速装置側の第1構成要素と前記前置変速装置側の出力構成要素を連結する第1連結円筒軸(17)を配するようになした請求項1に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The main transmission and the front transmission are arranged in the axially opposite direction from the front of the multi-stage automatic transmission to which power is input, and the first transmission constituting the front transmission is arranged in front of the partition wall (100). And the second clutch (C1, C2), the first and second brakes (B1, B2), the third and fourth planetary gear trains (30, 40), and the rear of the partition wall (100) The first and second planetary gear trains (10, 20), the third clutch (C3), the third brake (B3), and the input shaft that constitute the main transmission are coaxial with the input shaft, The output shaft from which the power of the device is output,
A third clutch (C3) disposed at the rear end of the main transmission device and the first and first clutches disposed at the front end of the front transmission device, passing through the inner periphery of the partition wall (100). The input shaft connected to the two clutches (C1, C2) is arranged at the rotation center, and the first component on the main transmission side and the output component on the front transmission side are connected around the input shaft. The forward 9-speed reverse 1-speed multi-speed automatic transmission according to claim 1, wherein a first connecting cylindrical shaft (17) is arranged.
前記隔壁(100)の後方に、前記隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B3)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)と、を配し、
第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を配し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)を配し、
第4遊星ギア列(40)の後方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、前記入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに該共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の前記変速機ケース後端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側後方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、
第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、
第3遊星ギア列(30)の前方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、第3ブレーキ(B3)の摩擦部材を係止する第2連結円筒軸(18)を第3遊星ギア列(30)の外周まで延材して配し、
前記隔壁(100)に第1及び第3ブレーキ(B1、B3)の油圧サーボを配するようになした請求項2に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The third and fourth planetary gear trains (30, 40) composed of the four components constituting the pre-speed device are constituted by simple planetary gears, and the ring gear (R4) of the fourth planetary gear train (40). ) As a component A, and the ring gear (R3) of the third planetary gear train (30) and the planet carrier of the fourth planetary gear train (40) are connected as a component B, and the third planetary gear train (30) The planet carrier (P3) of the third planetary gear is the component C, and the sun gear (S3) of the third planetary gear train (30) and the sun gear (S4) of the fourth planetary gear train (40) are connected to form the component D. ,
A third brake (B3), a third planetary gear train (30), a fourth planetary gear train (40), and a second clutch are arranged behind the partition wall (100) in the axial direction from the partition wall (100). (C2) and the first clutch (C1),
The fourth planetary gear train (40) is configured by sharing the clutch drums of the second clutch (C2) and the first clutch (C1) and arranging the friction members of the second clutch (C2) and the first clutch (C1) in the axial direction. The second brake (B2) is disposed on the radially outer peripheral side of the friction member of the second clutch (C2) and the first clutch (C1), and the third planetary gear train (30) The friction member of the third brake (B3) is disposed on the radially outer peripheral side, and the first brake (B1) is disposed on the radially outer peripheral side of the friction member of the third brake (B3),
Behind the fourth planetary gear train (40), the planet carrier (P4) of the fourth planetary gear train (40) extends in the inner circumferential direction and is connected to the first connecting cylindrical shaft (17), and the input shaft The first and second clutches (C1, C2) are connected to a common clutch drum, and the first and second clutches (C1, C2) are provided with hydraulic servos for the first and second clutches. A hydraulic servo of the second brake (B2) is arranged at the rear end portion of the transmission case on the radially outer peripheral side of (C1, C2), and the first clutch is disposed on the rear side of the fourth planetary gear train (40) in the radial outer peripheral side. The connecting member of the ring gear (R4) of the fourth planetary gear train (40) that locks the friction member of (C1) is extended and arranged,
Between the third planetary gear train (30) and the fourth planetary gear train (40), third and fourth planetary gear trains (for engaging the friction members of the second clutch (C2) and the second brake (B2)) ( 30 and 40) of the connected sun gears (S3, S4) are arranged extending in the outer circumferential direction, and the third planetary gear train (30) for locking the friction member of the first brake (B1) is arranged. The planetary carrier (P3) connecting member is extended and arranged in the outer circumferential direction,
In front of the third planetary gear train (30), a connecting member of the ring gear (R3) of the third planetary gear train (30) is extended in the inner circumferential direction and connected to the first connecting cylindrical shaft (17), The second connecting cylindrical shaft (18) that locks the friction member of the third brake (B3) extends to the outer periphery of the third planetary gear train (30), and is arranged.
The multi-stage automatic transmission with 9 forward speeds and 1 reverse speed according to claim 2, wherein hydraulic servos of the first and third brakes (B1, B3) are arranged on the partition wall (100).
前記隔壁(100)の前方に、前記隔壁(100)から軸方向順に、第1ブレーキ(B1)、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)と、第3遊星ギア列(30)と、第4遊星ギア列(40)と、第2クラッチ(C2)と、第1クラッチ(C1)と、を配し、
第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)のクラッチドラムを共有して、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材を軸方向に並べて第4遊星ギア列(40)の径方向外周側に配し、第2クラッチ(C2)と第1クラッチ(C1)の摩擦部材の径方向外周側に第2ブレーキ(B2)を配し、第3遊星ギア列(30)の径方向外周側に第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を配し、
第4遊星ギア列(40)の前方において、第4遊星ギア列(40)の遊星キャリア(P4)を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)と連結し、前記入力軸と第1及び第2クラッチ(C1、C2)共有のクラッチドラムを連結するとともに該共有のクラッチドラムに第1及び第2クラッチ(C1、C2)の油圧サーボを配し、第1及び第2クラッチ(C1、C2)の径方向外周側の前記変速機ケース前端部に第2ブレーキ(B2)の油圧サーボを配し、第4遊星ギア列(40)の径方向外周側前方に第1クラッチ(C1)の摩擦部材を係止する第4遊星ギア列(40)のリングギア(R4)の連結部材を延材して配し、
第3遊星ギア列(30)と第4遊星ギア列(40)の間において、第2クラッチ(C2)と第2ブレーキ(B2)の摩擦部材を係止する第3及び第4遊星ギア列(30、40)の連結されたサンギア(S3、S4)の連結部材を外周方向に延材して配し、第1ブレーキ(B1)の摩擦部材を係止する第3遊星ギア列(30)の遊星キャリア(P3)の連結部材を外周方向に延材して配し、
第3遊星ギア列(30)の後方において、第3遊星ギア列(30)のリングギア(R3)の連結部材を内周方向に延材して第1連結円筒軸(17)に連結し、
前記隔壁(100)に第1ブレーキ(B1)の油圧サーボ、あるいは、ワンウェイクラッチ(OWC)を配するようになした請求項3に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The third and fourth planetary gear trains (30, 40) composed of the four components constituting the pre-speed device are constituted by simple planetary gears, and the ring gear (R4) of the fourth planetary gear train (40). ) As a component A, and the ring gear (R3) of the third planetary gear train (30) and the planet carrier of the fourth planetary gear train (40) are connected as a component B, and the third planetary gear train (30) The planet carrier (P3) of the third planetary gear is the component C, and the sun gear (S3) of the third planetary gear train (30) and the sun gear (S4) of the fourth planetary gear train (40) are connected to form the component D. ,
A first brake (B1) or a one-way clutch (OWC), a third planetary gear train (30), and a fourth planetary gear train are arranged in front of the partition wall (100) in the axial direction from the partition wall (100). (40), the second clutch (C2), and the first clutch (C1),
The fourth planetary gear train (40) is configured by sharing the clutch drums of the second clutch (C2) and the first clutch (C1) and arranging the friction members of the second clutch (C2) and the first clutch (C1) in the axial direction. The second brake (B2) is disposed on the radially outer peripheral side of the friction member of the second clutch (C2) and the first clutch (C1), and the third planetary gear train (30) Arrange the friction member of the first brake (B1) on the radially outer peripheral side,
In front of the fourth planetary gear train (40), the planet carrier (P4) of the fourth planetary gear train (40) extends in the inner circumferential direction and is connected to the first connecting cylindrical shaft (17), and the input shaft The first and second clutches (C1, C2) are connected to a common clutch drum, and the first and second clutches (C1, C2) are provided with hydraulic servos for the first and second clutches. A hydraulic servo of the second brake (B2) is arranged at the front end of the transmission case on the radially outer side of (C1, C2), and the first clutch ( A connecting member of the ring gear (R4) of the fourth planetary gear train (40) for locking the friction member of C1) is extended and arranged;
Between the third planetary gear train (30) and the fourth planetary gear train (40), third and fourth planetary gear trains (for engaging the friction members of the second clutch (C2) and the second brake (B2)) ( 30 and 40) of the connected sun gears (S3, S4) are arranged extending in the outer circumferential direction, and the third planetary gear train (30) for locking the friction member of the first brake (B1) is arranged. The planetary carrier (P3) connecting member is extended and arranged in the outer circumferential direction,
After the third planetary gear train (30), the connecting member of the ring gear (R3) of the third planetary gear train (30) extends in the inner circumferential direction and is connected to the first connecting cylindrical shaft (17),
The multi-stage automatic transmission with 9 forward speeds and 1 reverse speed according to claim 3, wherein a hydraulic servo of the first brake (B1) or a one-way clutch (OWC) is arranged on the partition wall (100).
第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側にリングギア(R1)と一体形成して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第3構成要素として前記出力カウンターギア(5)に連結し、
あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)の径方向外周側に配して、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として前記出力カウンターギア(5)に連結し、
前記隔壁(100)から軸方向順に、前記出力カウンターギア(5)と、軸方向が重なる第1遊星ギア列(10)及び第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、を配し、第2遊星ギア列(20)を、前記出力カウンターギア(5)と噛み合う中継軸(7)のカウンターギア(6)と、該中継軸(7)と一体のピニオンギア及び該ピニオンギアと噛み合う出力軸のディファレンシャルキャリアに配された大歯車(8)と、の軸方向隙間(X)に配するようになした請求項2に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The first and second planetary gear trains (10, 20) constituted by the simple planetary gears composed of the four components constituting the main transmission device have diameters that are coaxial with the first planetary gear train (10). The second planetary gear train (20) is arranged in the longitudinal direction on the outer peripheral side in the direction,
The sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) is integrally formed with the ring gear (R1) on the radially outer peripheral side of the ring gear (R1) of the first planetary gear train (10). Connected to the first connecting cylindrical shaft (17), the planet carrier (P1) of the first planetary gear train (10) and the planet carrier (P2) of the second planetary gear train (20) are connected to form a second configuration The element can be connected to the input shaft via a third clutch (C3), and the sun gear (S1) of the first planetary gear train (10) is connected to the second connecting cylindrical shaft (18) as a fourth component. A ring gear (R2) of the second planetary gear train (20) is connected to the output counter gear (5) as a third component;
Alternatively, the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) is arranged on the radially outer side of the ring gear (R1) of the first planetary gear train (10), and the first connecting cylinder is used as the first component. The third clutch is connected to the shaft (17) and the ring gear (R1) of the first planetary gear train (10) and the planet carrier (P2) of the second planetary gear train (20) are connected as a second component. (C3) is connectable to the input shaft, the sun gear (S1) of the first planetary gear train (10) is connected to the second connecting cylindrical shaft (18) as a fourth component, and the first planetary gear is connected. Connecting the planetary carrier (P1) of the row (10) and the ring gear (R2) of the second planetary gear train (20), and connecting to the output counter gear (5) as a third component;
In order from the bulkhead (100) in the axial direction, the output counter gear (5), the first planetary gear train (10) and the second planetary gear train (20) overlapping in the axial direction, a third clutch (C3), The second planetary gear train (20), the counter gear (6) of the relay shaft (7) meshing with the output counter gear (5), the pinion gear integrated with the relay shaft (7), and the pinion The forward 9-speed reverse 1-speed multi-speed automatic transmission according to claim 2, which is arranged in an axial gap (X) between a large gear (8) arranged on a differential carrier of an output shaft meshing with a gear. .
第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として前記出力カウンターギア(5)に連結し、
あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第2連結円筒軸(18)に連結し、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として前記出力カウンターギア(5)に連結し、
前記隔壁(100)から軸方向順に、前記出力カウンターギア(5)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、を配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになした請求項2に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The first and second planetary gear trains (10, 20) constituted by the simple planetary gears comprising the four components constituting the main transmission are the first planetary gear train (10) and the second planetary gear train. (20) is arranged in the axial direction,
The ring gear (R2) of the second planetary gear train (20) is connected to the first connecting cylindrical shaft (17) as a first component, and the ring gear (R1) and the second gear of the first planetary gear train (10) are connected. The planet carrier (P2) of the planetary gear train (20) is connected to be connected to the input shaft via the third clutch (C3) as the second component, and the sun gear (1) of the first planetary gear train (10) is connected. S1) and the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) are coupled to the second coupled cylindrical shaft (18) as a fourth component, and the planet carrier (1) of the first planetary gear train (10) P1) as a third component connected to the output counter gear (5),
Alternatively, the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) is connected to the first connecting cylindrical shaft (17) as the first component, and the first gear gear train (10) and the ring gear (R1) The planetary carrier (P2) of the two planetary gear train (20) is coupled so that it can be coupled to the input shaft via the third clutch (C3) as the second component, and the sun gear of the first planetary gear train (10) (S1) is connected to the second connecting cylindrical shaft (18) as a fourth component, and the planetary carrier (P1) of the first planetary gear train (10) and the ring gear (R2 of the second planetary gear train (20)). ) And connected to the output counter gear (5) as a third component,
The output counter gear (5), the first planetary gear train (10), the second planetary gear train (20), and the third clutch (C3) are arranged in the axial direction from the partition wall (100). The multi-speed automatic transmission with 9 forward speeds and 1 reverse speed according to claim 2, wherein the friction member of the third clutch (C3) is arranged on the radially outer peripheral side of the second planetary gear train (20).
第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)と第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を連結して、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)を、第3構成要素として前記入力軸と同軸の前記出力軸に連結し、
あるいは、第2遊星ギア列(20)のサンギア(S2)を、第1構成要素として第1連結円筒軸(17)に連結し、第1遊星ギア列(10)のリングギア(R1)と第2遊星ギア列(20)の遊星キャリア(P2)を連結して、第2構成要素として第3クラッチ(C3)を介して前記入力軸に連結可能にし、第1遊星ギア列(10)のサンギア(S1)を、第4構成要素として第3ブレーキ(B3)を介して制動可能にし、第1遊星ギア列(10)の遊星キャリア(P1)と第2遊星ギア列(20)のリングギア(R2)を連結して、第3構成要素として前記入力軸と同軸の前記出力軸に連結し、
前記隔壁(100)から軸方向順に、第3ブレーキ(B3)と、第1遊星ギア列(10)と、第2遊星ギア列(20)と、第3クラッチ(C3)と、前記出力軸と、を配し、第3クラッチ(C3)の摩擦部材を、第2遊星ギア列(20)の径方向外周側に配するようになした請求項3に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The first and second planetary gear trains (10, 20) constituted by the simple planetary gears comprising the four components constituting the main transmission are the first planetary gear train (10) and the second planetary gear train. (20) is arranged in the axial direction,
The ring gear (R2) of the second planetary gear train (20) is connected to the first connecting cylindrical shaft (17) as a first component, and the ring gear (R1) and the second gear of the first planetary gear train (10) are connected. The planet carrier (P2) of the planetary gear train (20) is connected to be connected to the input shaft via the third clutch (C3) as the second component, and the sun gear (1) of the first planetary gear train (10) is connected. S1) and the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) are connected to enable braking via the third brake (B3) as a fourth component, and the planet carrier of the first planetary gear train (10) (P1) is connected as a third component to the output shaft coaxial with the input shaft,
Alternatively, the sun gear (S2) of the second planetary gear train (20) is connected to the first connecting cylindrical shaft (17) as the first component, and the first gear gear train (10) and the ring gear (R1) The planetary carrier (P2) of the two planetary gear train (20) is coupled so that it can be coupled to the input shaft via the third clutch (C3) as the second component, and the sun gear of the first planetary gear train (10) (S1) can be braked via the third brake (B3) as the fourth component, and the planetary carrier (P1) of the first planetary gear train (10) and the ring gear (2) of the second planetary gear train (20) R2) and connected as a third component to the output shaft coaxial with the input shaft,
A third brake (B3), a first planetary gear train (10), a second planetary gear train (20), a third clutch (C3), and the output shaft in the axial direction from the partition wall (100). And the friction member of the third clutch (C3) is arranged on the radially outer peripheral side of the second planetary gear train (20). Automatic transmission.
発進時において、発進段となる前進1速段で締結する第1クラッチ(C1)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、あるいは、後進段で締結する第2クラッチ(C2)、第1ブレーキ(B1)、第3ブレーキ(B3)の、第1ブレーキ(B1)以外を締結し、第1ブレーキ(B1)にすべり制御を施すとともに、第1ブレーキ(B1)の交互に配された摩擦部材の同一径中央円周部に複数の貫通穴を設け、該摩擦部材の端部側面から該貫通穴に冷却油を供給するようになした請求項4または5に記載の前進9速後進1速の多段自動変速機。 The output shaft of the prime mover and the input shaft are directly connected via a rotation fluctuation absorbing damper (200C),
The first clutch (C1), the first brake (B1), the third brake (B3), or the second clutch (C2) that is engaged at the reverse speed, which is engaged at the first forward speed, which is the start position, at the time of start. The first brake (B1) and the third brake (B3) other than the first brake (B1) are engaged, the first brake (B1) is subjected to slip control, and the first brake (B1) is alternately arranged. The forward movement according to claim 4 or 5, wherein a plurality of through holes are provided in a central circumferential portion of the same diameter of the friction member, and cooling oil is supplied to the through holes from the side surface of the end of the friction member. Multi-speed automatic transmission with 1 reverse speed.
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