JPH01105043A - Planet gear type transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To obtain a speed change shift of forward 5- or 6-speed and reverse 1-speed by combining the first and second single pinion type simple planet gear mechanisms respectively through three clutches and brakes. CONSTITUTION:The first simple planet gear mechanism 10 and the second simple planet gear mechanism 20 connect a carrier 14 to a ring gear 23 by a connecting member 25 and a ring gear 13 to a carrier 24 by a connecting member 26, and by selectively connecting clutches C1-C3 and brakes B1-B3, a speed change shift of forward 5-speed and reverse 1-speed is formed between an input shaft IS and an output shaft OS. That is, the speed change shift obtains the first speed by connecting the clutch C1 and the brake B1, second speed by C2, B2, third speed by C2, B3, fourth speed by C2, C3 and the fifth speed by C3, B3 while the reverse shift by C1, B2. Thus obtaining the speed change shift of forward 5- or 6-speed and reverse 1-speed with a small change amount of speed change ratio between each speed change shift, the improvement of ride-in characteristic can be promoted.

Description

【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は自動車等の車輌に用いられる自動変速機等に組
込まれる遊星歯車式変速装置に係る。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Industrial Field of Application] The present invention relates to a planetary gear type transmission that is incorporated into an automatic transmission used in a vehicle such as an automobile.

［従来の技術］ 自動車等の車輌に用いられる自動変速機等に組込まれる
遊星歯車式変速装置は、一般に単純遊星歯車機構を二組
成いはそれ以上の複数組を組合せてなる複合遊星歯車機
構により構成され、これには大別して、複数組のシング
ルピニオン型遊星歯車機構を組合せてなるシンプソン型
のものと、シングルピニオン型遊星歯車機構とダブルビ
ニオン型遊足歯車機構とを組合せてなるラビニョ型のも
のとがよく知られており、これらは前進二段乃至前進五
段、後進−段の変速段を達成し得るようになっている。[Prior Art] Planetary gear type transmissions incorporated in automatic transmissions used in vehicles such as automobiles generally use a compound planetary gear mechanism that is a combination of two or more simple planetary gear mechanisms. These are roughly divided into Simpson type, which is a combination of multiple sets of single pinion type planetary gear mechanisms, and Ravigneau type, which is a combination of a single pinion type planetary gear mechanism and a double pinion type free leg gear mechanism. These are well known and are capable of achieving two to five forward speeds and a reverse speed.

この種の遊星歯車式変速装置は、例えば、特公昭４ｇ−
２７８６３号、特公昭５０−３２９１３号、実開昭６１
−１１７９５０号の各公報に示されている。This kind of planetary gear type transmission is, for example,
No. 27863, Special Publication No. 50-32913, Utility Model No. 1983
-117950.

［発明が解決しようとする課ｆｆ１ｌ 自動変速機に於ては、変速段数の増加により各変速股間
の変速比の変化量が小さくなると、変速時に於けるトル
クコンバータのポンプ側とタービン側の回転速度差が小
さくなり、これに応じてトルクコンバータの動力伝達効
率が向上し、車輌の燃料経済性の向上が図られるように
なる。また変速時に於けるトルクコンバータのポンプ側
とタービン側との相対回転速度が小さくなることはそれ
だけ変速ショックを低減できることになる。[Problem to be solved by the inventionff1l In automatic transmissions, when the amount of change in the gear ratio between each gear shift becomes smaller due to an increase in the number of gear stages, the rotational speeds of the pump side and turbine side of the torque converter during gear shifting decrease. As the difference becomes smaller, the power transmission efficiency of the torque converter is improved accordingly, and the fuel economy of the vehicle is improved. Furthermore, the smaller the relative rotational speed between the pump side and the turbine side of the torque converter during gear shifting, the more the gear shifting shock can be reduced.

このような観点から、変速装置の全体の変速比幅、即ち
最低速度段の変速比と最高速度段の変速比との変化量を
大きくすることなく変速段の多段化を図ることが要求さ
れている。From this point of view, there is a need to increase the number of gears without increasing the overall gear ratio width of the transmission, that is, the amount of change between the gear ratio of the lowest speed gear and the gear ratio of the highest speed gear. There is.

しかし、従来から知られている遊星歯車式変速装置に於
ては、変速段数の多段化に伴い単純遊星歯車機構の必要
組数の増大はもとより、各変速段を達成するためのクラ
ッチ或いはブレーキの如き摩擦係合装置の必要個数の増
大を招き、これに応じて構造の複雑化と大型化とを招き
、また単純遊星歯車機構の組合せ構造等からして所要の
変速比幅内にて各変速段を所要の変速比に設定すること
が困難である場合が多い。However, in conventionally known planetary gear transmissions, as the number of gears increases, the number of required simple planetary gear mechanisms increases, and the number of clutches or brakes required to achieve each gear increases. This leads to an increase in the required number of frictional engagement devices such as the It is often difficult to set the gears to the required gear ratio.

本発明は、上述の如き問題点に鑑み、数少い単純遊星歯
車機構の組合せと数少い摩擦係合装置とによって、構造
簡単にして大型化を招（ことなく所要の変速比幅内にて
各々所定の変速比を有する多数の変速段を得ることがで
きる、新しい構成よりなる遊星歯車式゛変速装置を提供
することを目的としている。In view of the above-mentioned problems, the present invention uses a combination of a few simple planetary gear mechanisms and a few frictional engagement devices to simplify the structure and achieve a desired speed ratio range without increasing the size. The object of the present invention is to provide a planetary gear type transmission device having a new configuration, which can provide a large number of gear stages each having a predetermined gear ratio.

［課題を解決するための手段］ 上述の如き目的は、本発明によれば、入力軸と、出力軸
と、サンギヤとリングギヤとプラネタリピニオンとキャ
リヤとを有する第一単純遊星歯車機構と、サンギヤとリ
ングギヤとプラネタリピニオンとキャリヤとを有する第
二単純遊星歯車機構と、前記第一単純遊星歯車機構のキ
ャリヤと前記第二単純遊星歯車機構のリングギヤとを互
い１．：連結する連結部材と、前記第一単純遊星歯車機
構のサンギヤと前記入力軸とを互いに選択的に連結する
第一クラッチと、前記第二単純遊星歯車機構のサンギヤ
と前記入力軸とを互いに選択的に連結する第二クラッチ
と、前記連結部材と前記入力軸とを互いに選択的に連結
する第三クラッチと、前記第二単純遊星歯車機構のサン
ギヤをトランスミッションケースに対し選択的に固定す
る第一ブレーキと、前記連結部材をトランスミッション
ケースに対し選択的に固定する第二ブレーキと、前記第
一単純遊星歯車機構のサンギヤをトランスミッションケ
ースに対し選択的に固定する第三ブレーキとヲ有し、前
記第一単純遊星歯車機構のリングギヤと前記第二単純遊
星歯車機構のキャリヤとが前記出力軸と連結されている
遊星歯車式変速装置によって達成される。[Means for Solving the Problems] According to the present invention, the above object is to provide a first simple planetary gear mechanism having an input shaft, an output shaft, a sun gear, a ring gear, a planetary pinion, and a carrier; a second simple planetary gear mechanism having a ring gear, a planetary pinion, and a carrier, and a carrier of the first simple planetary gear mechanism and a ring gear of the second simple planetary gear mechanism are connected to each other by 1. : A connecting member to be connected, a first clutch that selectively connects the sun gear of the first simple planetary gear mechanism and the input shaft, and a sun gear of the second simple planetary gear mechanism and the input shaft to be mutually selected. a second clutch that selectively connects the connecting member and the input shaft to each other; and a first clutch that selectively connects the sun gear of the second simple planetary gear mechanism to the transmission case. a second brake for selectively fixing the connecting member to the transmission case; and a third brake for selectively fixing the sun gear of the first simple planetary gear mechanism to the transmission case; This is achieved by a planetary gear type transmission in which the ring gear of one simple planetary gear mechanism and the carrier of the second simple planetary gear mechanism are connected to the output shaft.

［発明の作用及び効果］ 上述の如き構成よりなる遊星歯車装置に於ては、二組の
単純遊星歯車機構と三つのクラッチと三つのブレーキと
から前進五段或いは前進大股、後進−段の変速段を有す
る遊星歯車変速装置が得られ、しかも前進変速段の全体
の変速比幅を従来のものに比して小さくすることが可能
になり、これに伴い各変速股間の変速比の変化量を小さ
くできるようになる。この変速比特性の遊星歯車式変速
装置は乗心地性を重視される乗用車のための変速装置に
適している。[Operations and Effects of the Invention] In the planetary gear device constructed as described above, two sets of simple planetary gear mechanisms, three clutches, and three brakes are used to provide five forward speeds or forward stride and reverse speeds. A planetary gear transmission having multiple gears can be obtained, and the overall gear ratio width of the forward gear can be made smaller than that of the conventional one, and as a result, the amount of change in the gear ratio between each gear can be reduced. can be made smaller. A planetary gear type transmission having this speed ratio characteristic is suitable for a transmission for a passenger car where ride comfort is important.

［実施例］ 以下に添付の図を参照して本発明を実施例について詳細
に説明する。[Example] The present invention will be described in detail below with reference to the accompanying drawings.

第１図は本発明による遊星歯車式変速装置の基本的実施
例を示している。FIG. 1 shows a basic embodiment of a planetary gear type transmission according to the present invention.

第１図に於て、Ｉｓは入力軸を、Ｏ８は出力軸を各々示
しており、該両者は互いに同一軸線上に設けられている
。また第１図に於て、１０は第一単純遊星歯車機構を、
２０は第二単純遊星歯車機構を各々示しており、これら
は入力軸Ｉｓ及び出力軸Ｏ８と同一軸線上に配設されて
いる。In FIG. 1, Is indicates an input shaft, and O8 indicates an output shaft, and both are provided on the same axis. In addition, in Fig. 1, 10 indicates the first simple planetary gear mechanism,
Reference numeral 20 designates second simple planetary gear mechanisms, which are disposed on the same axis as the input shaft Is and the output shaft O8.

入力軸Ｉｓは図示されていない内燃機関の如き原動機よ
り回転動力を周知の流体式トルクコンバータ或いは電磁
クラッチ等を介して与えられるようになっている。Rotational power is applied to the input shaft Is from a prime mover such as an internal combustion engine (not shown) via a well-known hydraulic torque converter, electromagnetic clutch, or the like.

出力軸Ｏ８は、出力歯車を含み、図示されていない周知
のディファレンシャル装置に回転動力を与えるようにな
っている。The output shaft O8 includes an output gear and provides rotational power to a well-known differential device (not shown).

第一単純遊星歯車機構１０は、サンギヤ１１と、サンギ
ヤ１１と同心のリングギヤ１３と、サンギヤ１１及びリ
ングギヤ１３とに噛合するプラネタリピニオン１２と、
プラネタリピニオン１２を回転可能に担持するキャリヤ
１４とを有し、一般的なシングルピニオン型の第一単純
遊星歯車機構を成している。The first simple planetary gear mechanism 10 includes a sun gear 11, a ring gear 13 concentric with the sun gear 11, and a planetary pinion 12 that meshes with the sun gear 11 and the ring gear 13.
It has a carrier 14 that rotatably supports a planetary pinion 12, and constitutes a general single pinion type first simple planetary gear mechanism.

第二単純遊星歯車機構２０は、サンギヤ２１と、サンギ
ヤ２１と同心のリングギヤ２３と、サンギヤ２１とリン
グギヤ２３とに噛合するプラネタリピニオン２２と、プ
ラネタリピニオン２２を回転可能に担持するキャリヤ２
４とを有し、一般的なシングルピニオン型の第二単純遊
星歯車機構を成している。The second simple planetary gear mechanism 20 includes a sun gear 21, a ring gear 23 concentric with the sun gear 21, a planetary pinion 22 that meshes with the sun gear 21 and the ring gear 23, and a carrier 2 that rotatably supports the planetary pinion 22.
4, forming a general single pinion type second simple planetary gear mechanism.

第一単純遊星歯車機構１０のキャリヤ１４と第二単純遊
星歯車機構２０のリングギヤ２３とは連結部材２５によ
って互いに一体に連結されている。The carrier 14 of the first simple planetary gear mechanism 10 and the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 are integrally connected to each other by a connecting member 25.

第一単純遊星歯車機構１０のリングギヤ１３と第二単純
遊星歯車機７ｇ２０のキャリヤ２４とは連結部材２６に
よって互いに連結されており、連結部材２６は出力軸Ｏ
８と連結されて出力部材を成している。The ring gear 13 of the first simple planetary gear mechanism 10 and the carrier 24 of the second simple planetary gear mechanism 7g20 are connected to each other by a connecting member 26, and the connecting member 26 is connected to the output shaft O
8 to form an output member.

また本発明による変速装置は、三つのクラッチ、即ち第
一クラッチＣ１、第二クラッチＣ２、第三クラッチＣ３
と、三つのブレーキ、即ち第一ブレーキＢＩ。Further, the transmission device according to the present invention includes three clutches, namely, a first clutch C1, a second clutch C2, and a third clutch C3.
and three brakes, namely the first brake BI.

第二ブレーキＢ２、第三ブレーキ＆とを有している。It has a second brake B2, a third brake &.

第一クラッチＣ１は第一単純遊星歯車機構１０のサンギ
ヤ１１を入力軸ＩＳに選択的にトルク伝達関係に連結す
るようになっている。The first clutch C1 selectively connects the sun gear 11 of the first simple planetary gear mechanism 10 to the input shaft IS in a torque transmission relationship.

第二クラッチＣ２は第二単純遊星歯車機構２０のサンギ
ヤ２１を入力軸Ｉｓに選択的にトルク伝達関係に連結す
るようになっている。The second clutch C2 selectively connects the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 to the input shaft Is in a torque transmission relationship.

第三クラッチＣ３は第一単純遊星歯車機構１０のキャリ
ヤ１４と第二単純遊星歯車機構２０のリングギヤ２３と
の連結体、即ち連結部材２５を入力軸Ｉｓに選択的にト
ルク伝達関係に連結するようになっている。The third clutch C3 selectively connects the coupling member 25 between the carrier 14 of the first simple planetary gear mechanism 10 and the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 to the input shaft Is in a torque transmission relationship. It has become.

第一ブレーキＢ＋は第二単純遊星歯車機構２０のサンギ
ヤ２１をトランスミッションケース９０に選択的に連結
してこれを固定状態にするようになっている。The first brake B+ selectively connects the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 to the transmission case 90 to keep it in a fixed state.

第二ブレーキＢ２は第一単純遊星歯車機構１０のキャリ
ヤ１４と第二単純遊星歯車機構２０のリングギヤ２５と
の連結体、即ち連結部材２５をトランスミッションケー
ス９０に選択的に連結してこれを固定状態にするように
なっている。The second brake B2 is a connecting body between the carrier 14 of the first simple planetary gear mechanism 10 and the ring gear 25 of the second simple planetary gear mechanism 20, that is, the connecting member 25 is selectively connected to the transmission case 90 to keep it in a fixed state. It is supposed to be.

第三ブレーキ＆は第一単純遊星歯車機構１０のサンギヤ
１１をトランスミッションケース９０に対し選択的に連
結してこれを固定状態にするようになっている。The third brake & is configured to selectively connect the sun gear 11 of the first simple planetary gear mechanism 10 to the transmission case 90 to keep it in a fixed state.

上述の如き構成よりなる遊星歯車式変速装置に於ては、
上述の三つのクラッチＣ＋　、Ｃ２、Ｃｓと、三つのブ
レーキＢ１、Ｂ２、Ｂ３が所定の組合せにて係合、解放
されることにより、減速段としての第一速段、第二速段
、第三速段と、直結段としての第四速段と、増進段とし
ての第五速段、更には一つの後進段が達成される。この
場合のクラッチＣ１、Ｃ２、ＱとブレーキＢ０、Ｂ２、
Ｂ３の係合、解放の組合せは、第２図に示されている。In the planetary gear type transmission having the above configuration,
By engaging and disengaging the three clutches C+, C2, and Cs and the three brakes B1, B2, and B3 in predetermined combinations, the first, second, and third speed reduction stages are activated. A third gear, a fourth gear as a direct gear, a fifth gear as an increase gear, and one reverse gear are achieved. In this case, clutches C1, C2, Q and brakes B0, B2,
The engagement and release combination of B3 is shown in FIG.

尚、第２図に於て、０印は係合を、無印は解放を示して
いる。In FIG. 2, a 0 mark indicates engagement, and no mark indicates release.

この場合の各変速段に於ける変速比は第２図に示されて
いるようになる。但し、ρ置は第一単純遊星歯車機構１
０のサンギヤｌｌとリングギヤ１３との歯数比、ρ２は
第二単純遊星歯車機構２０のサンギヤ２１とリングギヤ
２３との歯数比である。ρＩ−０，４２、ρ２−０．８
９とした場合の各変速段の変速比が第２図に示されてい
る。In this case, the gear ratio at each gear stage is as shown in FIG. However, the ρ position is the first simple planetary gear mechanism 1
0 is the ratio of the number of teeth between the sun gear 11 and the ring gear 13, and ρ2 is the ratio of the number of teeth between the sun gear 21 and the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20. ρI-0.42, ρ2-0.8
FIG. 2 shows the gear ratio of each gear stage when the gear ratio is set to 9.

次に上述の如き構成よりなる遊星歯車式変速装置の各変
速段に於ける作用について説明する。Next, the operation at each gear stage of the planetary gear type transmission constructed as described above will be explained.

第一速段に於ては、第一クラッチＣ１及び第一ブレーキ
Ｂ１が係合される。この時には、第３図に示されるよう
に、入力軸ＩＳから入った動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ４と伝
達され、第一単純遊星歯車機構１０のサンギヤ１１に伝
達される。第一単純遊星歯車機構１０に於ては、特に固
定されている要素はなく、サンギヤ１１に伝達されてき
た動力は、プラネタリピニオン１２及びキャリヤ１４を
介して第二単純遊歯車列２０のリングギヤ２３へと伝達
される。In the first gear stage, the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged. At this time, as shown in FIG. 3, the power input from the input shaft IS is transmitted as arrows X1 to X4, and is transmitted to the sun gear 11 of the first simple planetary gear mechanism 10. In the first simple planetary gear mechanism 10, there are no fixed elements, and the power transmitted to the sun gear 11 is transmitted to the ring gear 23 of the second simple idler gear train 20 via the planetary pinion 12 and carrier 14. transmitted to.

第二単純遊星歯車機構２０に於ては、ブレーキＢ１によ
ってサンギヤ２１が固定されている。このため、リング
ギヤ２３に伝達されてきた動力は、プラネタリピニオン
２２及びキャリヤ２４を介して取り出され、一部は第一
単純遊星歯車機構１゜のリングギヤ１３からキャリヤ１
４、第二単純遊星歯車機構２０のリングギヤ２３へと循
環されると共に、出力軸Ｏ８に至ることになる。従って
、′動力の流れは矢印Ｘ５〜Ｘ１０のようになり、変速
比は（ρ１＋ρ２＋ρ１　・ρ２）／ρ鵞なる。In the second simple planetary gear mechanism 20, the sun gear 21 is fixed by a brake B1. Therefore, the power transmitted to the ring gear 23 is taken out via the planetary pinion 22 and the carrier 24, and a portion is transferred from the ring gear 13 of the first simple planetary gear mechanism 1° to the carrier 1.
4. It is circulated to the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 and reaches the output shaft O8. Therefore, the power flow is as shown by arrows X5 to X10, and the gear ratio is (ρ1+ρ2+ρ1·ρ2)/ρ.

第二速段に於ては、第二クラッチＣ２及び第二ブレーキ
Ｂ２が係合状態とされる。この時には、第４図に示され
るように、入力軸ＩＳに入ってきた動力は、矢印Ｘ１〜
Ｘ４の経路を経て第二単純遊星歯車機構２０のサンギヤ
２１に伝達される。第二単純遊星歯車機構２０に於ては
、ブレーキ＆が係合されていることにより、リングギヤ
２３が固定されている。その結果、サンギヤ２１に伝達
されてきた動力は、プラネタリピニオン２２を介してキ
ャリヤ２４から取出され、出力軸Ｏ８に至る（矢印Ｘ５
〜Ｘ８）。この時の変速比は（１＋ρ２）／ρ２となる
。In the second gear, the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged. At this time, as shown in FIG. 4, the power entering the input shaft IS is
The signal is transmitted to the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 via the path X4. In the second simple planetary gear mechanism 20, the ring gear 23 is fixed by engaging the brake &. As a result, the power transmitted to the sun gear 21 is extracted from the carrier 24 via the planetary pinion 22 and reaches the output shaft O8 (arrow X5
~X8). The gear ratio at this time is (1+ρ2)/ρ2.

第三速段に於ては、第二クラッチＣ２及び第三ブレーキ
＆が係合状態とされる。この時には、第５図に示される
ように、入力軸！Ｓに入ってきた動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ
４の経路にて第二単純遊星歯車機構２０のサンギヤ２１
に伝達される。第二単純遊星歯車機構２０に於ては、特
に回転が停止させられている要素はなく、サンギヤ２１
に伝達されてきた動力は、キャリヤ２４を介して第一単
純遊星歯車機構１０のリングギヤ１３に伝達される。In the third gear, the second clutch C2 and the third brake & are engaged. At this time, as shown in Figure 5, the input shaft! The power coming into S is indicated by arrows X1 to X.
4, the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20
transmitted to. In the second simple planetary gear mechanism 20, there is no element whose rotation is stopped, and the sun gear 21
The power transmitted to is transmitted to the ring gear 13 of the first simple planetary gear mechanism 10 via the carrier 24.

第一単純遊星歯車機構１０に於ては、ブレーキ氏が係合
されているため、サンギヤ１１が固定されている。従っ
て、リングギヤ１３に伝達されてきた動力は、矢印Ｘ８
〜ＸＩＯの経路にて循環すると共に、出力軸Ｏ８から取
出されることになる（矢印Ｘｌｌ、Ｘ１２）。この時の
変速比は（ρ１＋ρ２＋ρ１　・ρ２）／ρ２　（１＋
ρ１）となる。In the first simple planetary gear mechanism 10, the sun gear 11 is fixed because the brake is engaged. Therefore, the power transmitted to the ring gear 13 is
It circulates along the path from ~XIO and is taken out from the output shaft O8 (arrows Xll, X12). The gear ratio at this time is (ρ1+ρ2+ρ1 ・ρ2)/ρ2 (1+
ρ1).

第四速段に於ては、第二クラッチＣ２及び第三り゛ラッ
チＣ３が係合状態とされる。この時には、第６図に示さ
れるように、入力軸ＩＳに入ってきた動力は、矢印Ｘ１
〜Ｘ４の経路を経て第二単純遊星歯車機構２０のサンギ
ヤ２１に伝達されると共に、矢印Ｘ１、Ｘ５〜Ｘ８の経
路を経て第二単純遊星歯車機構２０のリングギヤ２３に
伝達される。このリングギヤ２３に伝達されてきた回転
速度はサンギヤ２１に伝達されてきた回転速度と同一で
ある。このため、第二単純遊星歯車機構２０は全体が一
体として回転され、サンギヤ２１に伝達されてきた動力
及びリングギヤ２３に伝達されてきた動力がキャリヤ２
４を介して出力軸Ｏ８に至ることになる（矢印Ｘ９〜Ｘ
１１）。従って、変速比は１となる。これは所謂直結段
である。In the fourth gear, the second clutch C2 and the third latch C3 are engaged. At this time, as shown in FIG. 6, the power entering the input shaft IS is
It is transmitted to the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 through the path of ~X4, and is transmitted to the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 through the paths of arrows X1, X5 to X8. The rotational speed transmitted to the ring gear 23 is the same as the rotational speed transmitted to the sun gear 21. Therefore, the second simple planetary gear mechanism 20 is rotated as a whole, and the power transmitted to the sun gear 21 and the power transmitted to the ring gear 23 are transferred to the carrier 2.
4 to the output shaft O8 (arrows X9 to X
11). Therefore, the gear ratio is 1. This is a so-called direct coupling stage.

第五速段に於ては、第三クラッチＧ及び第三ブレーキ＆
が係合状態とされる。この時には、第７図に示されるよ
うに、入力軸Ｉｓに入ってきた動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ４
の経路を経て第一単純遊星歯車機構１０のキャリヤ１４
に伝達される。第−単純遊屋歯車機構１０に於ては、第
三ブレー士民の係合によってサンギヤ１１が固定されて
いる。In the fifth gear, the third clutch G and the third brake &
is in an engaged state. At this time, as shown in FIG. 7, the power entering the input shaft Is is
carrier 14 of the first simple planetary gear mechanism 10 via the path of
transmitted to. In the first simple idler gear mechanism 10, the sun gear 11 is fixed by engagement of the third brake.

従って、キャリヤ１４に伝達されてきた動力は、プラネ
タリピニオン１２を介してリングギヤ１３へと伝達され
、出力軸Ｏ８に至ることになる（矢印Ｘ５〜Ｘ７）。尚
、キャリヤ１４の回転は、これと連結されている第二単
純遊星歯車機構２０のリングギヤ２３にも伝達されるが
、第一ブレーキＢ１及び第二クラッチＣ２が解放状態と
されているため、このリングギヤ２３の回転はプラネタ
リピニオン２２及びサンギヤ２１を無負荷回転させるに
止まり、入力軸！Ｓから出力軸Ｏ８への動力伝達には関
与しない。その結果、第五速段での変速比は１／（１＋
ρＩ）となる。Therefore, the power transmitted to the carrier 14 is transmitted to the ring gear 13 via the planetary pinion 12, and reaches the output shaft O8 (arrows X5 to X7). Note that the rotation of the carrier 14 is also transmitted to the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 connected thereto, but since the first brake B1 and the second clutch C2 are in the released state, this The rotation of the ring gear 23 stops at no-load rotation of the planetary pinion 22 and sun gear 21, and the input shaft! It is not involved in power transmission from S to output shaft O8. As a result, the gear ratio in the fifth gear is 1/(1+
ρI).

後進段に於ては、第一クラッチＣ＋及び第二ブレーキＢ
２が係合状態とされる。この時には、第８図に示される
ように、入力軸Ｉｓに入ってきた動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ
４の経路を経て第一単純遊星歯車機構１０のサンギヤ１
１に伝達される。第一単純遊星歯車機構１０に於ては、
第二ブレーキＢ２の係合によってキャリヤ１４が固定さ
れている。従って、サンギヤ１１に伝達されてきた動力
は、プラネタリビニオン１２を介してリングギヤ１３へ
と伝達され、出力軸Ｏ８に至る（Ｘ５〜Ｘ７）。In reverse gear, first clutch C+ and second brake B
2 is brought into engagement. At this time, as shown in FIG. 8, the power entering the input shaft Is is
Sun gear 1 of the first simple planetary gear mechanism 10 via route 4
1. In the first simple planetary gear mechanism 10,
The carrier 14 is fixed by engagement of the second brake B2. Therefore, the power transmitted to the sun gear 11 is transmitted to the ring gear 13 via the planetary pinion 12, and reaches the output shaft O8 (X5 to X7).

変速比は一１／ρ１となり、逆転減速の動力伝達が可能
となる。The gear ratio is 1/ρ1, making it possible to transmit power for reverse deceleration.

第一速段〜第五速段及び後進段の具体的な変速比が、例
えばρ、　−０，４２，ρ２−０．８９に設定されるこ
とにより、第２図の最右端欄に赤されるような変速比が
得られる。これらの変速比及び各変速比間のバランスは
、当然に従来得られている第五速の変速比の構成と異る
ものであるため、組合されるエンジンとの関係に於て従
来より良好なマツチング特性が得られる可能性がある。The specific gear ratios of the first to fifth gears and the reverse gear are set to, for example, ρ, -0,42, ρ2-0.89, which is shown in red in the rightmost column of Fig. 2. It is possible to obtain a transmission ratio that These gear ratios and the balance between each gear ratio are naturally different from the configuration of the conventional fifth gear gear ratio, so it is better than the conventional one in terms of the relationship with the engine to be combined. Matching characteristics may be obtained.

この変速装置では、第三クラッチａ及び第一ブレーキＢ
１を係合状態とすることにより、変速比１＋ρ２の変速
段を刺違実現することが可能である。In this transmission, the third clutch a and the first brake B
1 is in the engaged state, it is possible to achieve a gear position with a gear ratio of 1+ρ2.

即ち、第９図に示されるように、入力軸Ｉｓに入力され
てきた動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ５の経路を経て第二単純遊
星歯車機構２０のリングギヤ２３に伝達される。第二単
純遊星歯車機構２０に於ては、第一ブレーキＢ１の係合
によってサンギヤ２１が固定されている。従って、リン
グギヤ２３に伝達されてきた動力は、プラネタリビニオ
ン２２を介してキャリヤ２４へと伝達され、出力軸Ｏ８
に至る（矢印Ｘ６〜Ｘ９）。尚、入力軸ＩＳから伝達さ
れてきた動力は、第一単純遊星歯車機構１０のキャリヤ
１４をも回転させるが、第一クラッチＣ＋及び第三ブレ
ーキ＆が解放状態にあるため、この回転は〈プラネタリ
ビニオン１２及びサンギヤ１１を無負荷回転させるだけ
にとどまり、入力軸Ｉｓから出力軸Ｏ８への動力伝達に
は関与しない。これにより変速比１＋ρ２の変速段が実
現される。That is, as shown in FIG. 9, the power input to the input shaft Is is transmitted to the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 through the paths indicated by arrows X1 to X5. In the second simple planetary gear mechanism 20, the sun gear 21 is fixed by engagement of the first brake B1. Therefore, the power transmitted to the ring gear 23 is transmitted to the carrier 24 via the planetary pinion 22, and the output shaft O8
(arrows X6 to X9). Note that the power transmitted from the input shaft IS also rotates the carrier 14 of the first simple planetary gear mechanism 10, but since the first clutch C+ and the third brake & are in the released state, this rotation is It only rotates the binion 12 and sun gear 11 without load, and does not participate in power transmission from the input shaft Is to the output shaft O8. As a result, a gear position with a gear ratio of 1+ρ2 is realized.

二こで、ρ２−０．６９に設定した場合１．１＋ρ２は
１．８９０になる。従って、この変速装置はエンジンの
動力性能の如何によっては、この変速段を先の第一速段
〜第五速段のうちの第二速段と第三速段の間に相当する
新たな変速段として付加し、全体を大股から構成される
自動変速機とすることができる。或いは、この変速装置
は先の第三速段をこの第９図の構成に係る変速段に変更
し、変速比が１３３３．２．．４４９．１．６９０．１
．０００．０．７０４からなる第五速の自動変速機とす
ることもできる。In the case where ρ2 is set to 0.69, 1.1+ρ2 becomes 1.890. Therefore, depending on the power performance of the engine, this transmission device can change this gear to a new gear corresponding to between the second and third gears of the first to fifth gears. The automatic transmission can be added as a gear, and the entire automatic transmission can be made up of two gears. Alternatively, this transmission changes the previous third gear to the gear according to the configuration shown in FIG. 9, and the gear ratio becomes 1333.2. ．． 449.1.690.1
．． A fifth speed automatic transmission consisting of 000.0.704 is also possible.

第１０図及び第１１図は本発明による遊星歯車式変速装
置の具体的実施例を示している。10 and 11 show a specific embodiment of a planetary gear type transmission according to the present invention.

第１０図及び第１１図に示された遊星歯車式変速装置に
於ては、上述の実施例のものに対し、第一ワンウェイク
ラッー！１−Ｆ１と第二ワンウェイクラッチＦ２とが追
加されている。In the planetary gear type transmission shown in FIGS. 10 and 11, the first one-way crash! 1-F1 and a second one-way clutch F2 are added.

第一ワンウェイクラッチＦ＋は、第二ブレーキＢ２と並
列に設けられ、第一単純遊星歯車機構１０のキャリヤ１
４と第二単純遊星歯車機構２０のリングギヤ２３との連
結体、即ち連結部材２５をトランスミッションケース９
０に連結するようになっている。The first one-way clutch F+ is provided in parallel with the second brake B2, and is provided in the carrier 1 of the first simple planetary gear mechanism 10.
4 and the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20, that is, the connecting member 25 is connected to the transmission case 9.
It is connected to 0.

第二ワンウェイクラッチＦ２は、第一ブレーキＢ。The second one-way clutch F2 is the first brake B.

と直列に設けられ、第二単純遊星歯車機構２０のサンギ
ヤ２１を第一ブレーキＢ＋との共働によってトランスミ
ッションケース９０に連結するようになっている。The sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 is connected to the transmission case 90 in cooperation with the first brake B+.

また第１０図に於ては、流体式トルクコンバータ８０の
ケース８２がトランスミッションケース９０に連結され
た態様にて示されている。流体式トルクコンバータ８０
は一般的構造のものであってよく、これは入力軸Ｉｓと
駆動連結されている。Further, in FIG. 10, a case 82 of a hydraulic torque converter 80 is shown connected to a transmission case 90. Fluid torque converter 80
may be of conventional construction and is drivingly connected to the input shaft Is.

上述の如き二つのワンウェイクラッチＦｌ、Ｆ２を追加
された遊星歯車式変速装置に於ては、第１２図に示され
ている組合せに従ってクラッチ及びブレーキの係合と解
放とが行われることにより、前進五段後進−段の変速段
が得られるようになる。、（０）はエンジンブレーキが
必要である時の係合を、■は変速装置が入力軸Ｉｓより
の入力により駆動されている時に係合することを、ｊ’
：：、、は変速装置が出力軸Ｏ８よりの人力により駆動
されている時、即ちエンジンブレーキ時に係合す゛るこ
とを、◎は変速装置が入力軸Ｏ８よりの入力により駆動
されている時の係合を、■は動力伝達に寄与しよい係合
を各々示している。In the planetary gear transmission system to which the two one-way clutches Fl and F2 are added as described above, forward movement is achieved by engaging and disengaging the clutches and brakes according to the combination shown in FIG. It becomes possible to obtain a five-speed reverse speed gear. , (0) indicates engagement when engine braking is necessary, ■ indicates engagement when the transmission is driven by input from input shaft Is, and j'
：:, means that the transmission is engaged when the transmission is driven by human power from the output shaft O8, that is, during engine braking, and ◎ means that it is engaged when the transmission is driven by input from the input shaft O8. (2) indicates an engagement that contributes to power transmission, and (2) indicates an engagement that contributes well to power transmission.

尚、この場合の各変速段に於ける変速比は上述の実施例
のそれと同等である。Incidentally, the gear ratio in each gear stage in this case is the same as that in the above-mentioned embodiment.

次に上述の如き構成よりなる遊星歯車式変速装置の各変
速段に於ける作用について説明する。Next, the operation at each gear stage of the planetary gear type transmission constructed as described above will be explained.

第一速段に於ては、第一クラッチＣ１及び第一ブレーキ
Ｂ１が係合される。また第二ワンウェイクラッチＦ２が
係合状態になる。この時には、第１３図に示されるよう
に、入力軸Ｉｓから入った動力は、矢印Ｘ１〜Ｘ４と伝
達され、第一単純遊星歯車機構１０のサンギヤ１１に伝
達される。第一単純遊星歯車機構１０に於ては、特に固
定されている要素はなく、サンギヤ１１に伝達されてき
た動力は、プラネタリピニオン１２及びキャリヤ１４を
介して第二単純遊歯車機構２０のリングギヤ２３へと伝
達される。第二単純遊星歯車機構２０に於ては、ブレー
キＢ１によってサンギヤ２１が固定されている。このた
め、リングギヤ２３に伝達されてきた動力は、プラネタ
リピニオン２２及びキャリヤ２４を介して取り出され、
一部は第一単純遊星歯車機構１０のリングギヤ１３から
キャリヤ１４１、第二単純遊星歯車機構２０のリングギ
ヤ２３へと循環されると共に、出力軸Ｏ８に至ることに
なる。In the first gear stage, the first clutch C1 and the first brake B1 are engaged. Further, the second one-way clutch F2 becomes engaged. At this time, as shown in FIG. 13, the power input from the input shaft Is is transmitted as arrows X1 to X4, and is transmitted to the sun gear 11 of the first simple planetary gear mechanism 10. In the first simple planetary gear mechanism 10, there are no fixed elements, and the power transmitted to the sun gear 11 is transmitted to the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20 via the planetary pinion 12 and carrier 14. transmitted to. In the second simple planetary gear mechanism 20, the sun gear 21 is fixed by a brake B1. Therefore, the power transmitted to the ring gear 23 is taken out via the planetary pinion 22 and the carrier 24,
A portion is circulated from the ring gear 13 of the first simple planetary gear mechanism 10 to the carrier 141, the ring gear 23 of the second simple planetary gear mechanism 20, and reaches the output shaft O8.

従って、動力の流れは矢印Ｘ５〜Ｘ１０のようになる。Therefore, the flow of power is as shown by arrows X5 to X10.

逆に出力軸Ｏ８より駆動される場合には、第二ワンウェ
イクラッチＦ２が空転し、サンギヤ２１の固定が解かれ
るため、第二単純遊星歯車機構２０に於ける固定要素が
なくなり、そして第二クラッチＣ２が解放されているた
め、出力軸Ｏ８よりの動力は、サンギヤ２１を空転させ
るにとどまる。従ってこの時に入力軸Ｉｓが第一速段の
変速比の逆数をもって増速回転されることはない。Conversely, when driven by the output shaft O8, the second one-way clutch F2 idles and the sun gear 21 is unfixed, so the fixing element in the second simple planetary gear mechanism 20 disappears, and the second one-way clutch F2 Since C2 is released, the power from the output shaft O8 only causes the sun gear 21 to idle. Therefore, at this time, the input shaft Is is not rotated at an increased speed with the reciprocal of the gear ratio of the first gear.

第二速段に於ては、第二クラッチＣ２及び第二ブレーキ
Ｂ２が係合され、これに伴い、第一ワンウエイクラッチ
Ｆ、が係合状態となる。この時には、第１４図に示され
るように、入力軸ＩＳに入ってきた動力は、矢印Ｘ１〜
Ｘ４の経路を経て第二単純遊星歯車機構２０のサンギヤ
２１に伝達される。In the second gear, the second clutch C2 and the second brake B2 are engaged, and accordingly, the first one-way clutch F is engaged. At this time, as shown in FIG. 14, the power entering the input shaft IS is
The signal is transmitted to the sun gear 21 of the second simple planetary gear mechanism 20 via the path X4.

第二単純遊星歯車機構２０に於ては、第一ワンウェイク
ラッチＦ１が係合されていることにより、リングギヤ２
３が固定されている。その結果、サンギヤ２１に伝達さ
れてきた動力は、プラネタリピニオン２２を介してキャ
リヤ２４から取出され、出力軸Ｏ８に至る（矢印Ｘ５〜
Ｘ８）。In the second simple planetary gear mechanism 20, since the first one-way clutch F1 is engaged, the ring gear 2
3 is fixed. As a result, the power transmitted to the sun gear 21 is extracted from the carrier 24 via the planetary pinion 22 and reaches the output shaft O8 (arrows X5 to
X8).

逆に出力軸Ｏ８より駆動される場合には、第一ワンウエ
イクラッチＦ１が正回転側へ空転し、第一単純遊星歯車
機構１０と第二単純遊星歯車機構２０の双方に於て固定
要素がなくなり、入力軸ＩＳは空転する。Conversely, when driven by the output shaft O8, the first one-way clutch F1 idles toward the forward rotation side, and the fixed elements are lost in both the first simple planetary gear mechanism 10 and the second simple planetary gear mechanism 20. , the input shaft IS idles.

また第一ワンウエイクラッチＦ１と並列に配置された第
二ブレーキＢ２が係合されると、リングギヤ２３が正逆
両回転方向に対し固定され、これにより出力軸Ｏ８より
の動力は矢印Ｘ８〜ＸＩへと逆に伝わり、入力軸ＩＳが
増速駆動され、エンジンブレーキ効果が得られる。・ 第三速段と第四速段と第五速段と後進段については、上
述の実施例と実質的に同じであるので、その説明は省略
する。尚、第三速段の状態は第１５図に、第四速段の状
態は第１６図に、第五速段の状態は第１７図に、後進段
の状態は第１８図に各々示されている。Furthermore, when the second brake B2 arranged in parallel with the first one-way clutch F1 is engaged, the ring gear 23 is fixed in both forward and reverse rotational directions, so that the power from the output shaft O8 is directed to the arrows X8 to XI. is transmitted in the opposite direction, the input shaft IS is driven to increase its speed, and an engine braking effect is obtained. - The third gear, the fourth gear, the fifth gear, and the reverse gear are substantially the same as in the above-described embodiment, so a description thereof will be omitted. The state of the third gear is shown in Fig. 15, the state of the fourth gear is shown in Fig. 16, the state of the fifth gear is shown in Fig. 17, and the state of the reverse gear is shown in Fig. 18. ing.

尚、後進段に於ては、第一ワンウェイク、ラッチＦ１は
、出力軸Ｏ８よりの駆動時に係合して第二ブレーキＢ２
と共にリングギヤ２３及びキャリヤ１４を固定し、反力
の受は持ちを分担するようになっている。In addition, in the reverse gear, the first one-wake latch F1 is engaged when the output shaft O8 is driven, and the second brake B2 is engaged.
Together with this, the ring gear 23 and carrier 14 are fixed, and the reaction force is shared.

またこの変速装置に於ても、第三クラッチＣ３及び第一
ブレーキＢ、が係合状態とされることにより、第二ワン
ウェイクラッチＦ２が係合し、変速比１＋ρ２の変速段
が実現される。この時の状態は第１９図に示されている
。Also in this transmission, when the third clutch C3 and the first brake B are engaged, the second one-way clutch F2 is engaged, and a gear position with a gear ratio of 1+ρ2 is realized. The state at this time is shown in FIG.

尚、第一ブレーキＢ１が係合されていても、出力軸Ｏ８
よりの駆動時には、サンギヤ２１が正転し、これにより
第二ワンウェイクラッチＦ２が解放状態になるから、出
力軸Ｏ８よりの動力は、サンギャ２１を正転方向へ空転
させるだけで、他の要素を駆動して入力軸Ｏ８を増速逆
駆動するには至らな・い。Note that even if the first brake B1 is engaged, the output shaft O8
When the sun gear 21 rotates in the normal direction, the second one-way clutch F2 becomes released, so the power from the output shaft O8 only causes the sun gear 21 to idle in the normal rotation direction, and the other elements are not activated. It is not possible to increase the speed of the input shaft O8 and reverse drive it.

上述の実施例に於ては、第二ブレーキＢ２と並列に第一
ワンウェイクラッチＦ１が、第一ブレーキＢ１と直列に
第二ワンウェイクラッチＦ２が設けられているが、ワン
ウェイクラッチの設置はこれに限られるものではなくＪ
ワンウェイクラッチは他のブレーキ或いはクラッチと直
列また並列に設けられていてもよく、この各種組合せ例
は第２０図に線図にて示されている。次に第２０図に示
されている記号について説明する。In the above embodiment, the first one-way clutch F1 is provided in parallel with the second brake B2, and the second one-way clutch F2 is provided in series with the first brake B1, but the installation of the one-way clutch is limited to this. J
The one-way clutch may be provided in series or parallel with other brakes or clutches, and examples of various combinations are diagrammatically shown in FIG. Next, the symbols shown in FIG. 20 will be explained.

記号の説明 卒；：Ｍ、’ｙ、ｘ、４．ｉ＜′、：、ｆ（、−ｒ−、
署虜情習４ＪＲＡ　Ｆ）ｍ加ホ；ワンウェイクラッチ（
エンジン動力の入力側より出力側の回転−が高く名ろう
とする場合に係合）貿運毘７１’ｌ＋ｐ２宣貿迷■ン宿
丁・ワンウェイクラッチが、ブレーキ或いはクラッチと
直列に、或いはそれらに代えて設置されると、エンジン
ブレーキの作用を解除することから原動機の燃費及び静
粛性が向上し、またワンウェイクラッチの空転から変速
タイミングが取り易くなり、変速制御が行われ易くなる
。Explanation of symbols: M, 'y, x, 4. i<',:,f(,-r-,
Prisoner's Affair 4 JRA F) M Kaho; One-way Clutch (
A one-way clutch is used in series with a brake or clutch, or in place of them. When installed, the engine brake action is canceled, which improves the fuel efficiency and quietness of the prime mover, and also makes it easier to determine the gear shift timing from the slippage of the one-way clutch, making it easier to perform gear shift control.

尚、エンジンブレーキが必要である場合には、ブレーキ
或いはクラッチとワンウェイクラッチとの直列接続体に
対し、もう一つのブレーキ或いはクラッチが並列に設け
られればよい。If engine braking is required, another brake or clutch may be provided in parallel to the series connection of the brake or clutch and the one-way clutch.

以上に於ては、本発明を特定の実施例について詳細に説
明したが、本発明は、これらに限定されるものではなく
、本発明の範囲内にて種々の実施例が可能であることは
当業者にとって明らかであろう。Although the present invention has been described in detail with respect to specific embodiments above, the present invention is not limited to these, and it is understood that various embodiments can be made within the scope of the present invention. It will be clear to those skilled in the art.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明によ暮遜星歯車式変速装置の基本的実施
例を示すスケルトン図、第２図は第１図に示された遊星
歯車式変速装置の各変速段に於けるクラッチ及びブレー
キの係合状態及び変速比を示す線図、第３図乃至第９図
は第１図に示された遊星歯車式変速装置の各変速段に於
ける作用状態を示すスケルトン図、第１０図は本発明に
よる遊星歯車式変速装置の一つの詳細実施例を示す縦断
面図、第１１図は第１０図に示された゛遊星歯車式変速
装置のスケルトン：図１、第１２図は第１０図及び第１
１図に示された□遊星歯−式変速装置の各変速段に於け
るクラッチ゛及びブレーキの係合状態及び変速比を示す
線図１．、第１３図乃至第１９図は各々第１０図及び第
１１図に示された遊星歯車式変速装置の各変速段に於け
る作用状態を示すスケルトン図、第２０図は摩擦係合装
置とワンウェイクラッチとの各種組合せ例を示す線図で
ある。 １０・・・第一単純遊星歯車機構、２０・・・第二単純
遊星歯車機構、９０・・・トランスミッションケース。 Ｉｓ・・・入力軸、Ｏ８・・・出力軸、　ＣＩ・・・第
一クラッチ。 Ｃ２・・・第二クラッチ、Ｃ３・・・第三クラッチ、　
Ｂ＋・・・第一ブレーキ、　Ｂ２・・・第二、ブレーキ
、Ｂ３・・・第三ブレーキ。 Ｆｌ・・・第一ワンウェイクラッチ、Ｒ・・・第二ワン
ウエイクラッチ 第１図 第２図 第３図 第４図 １Ｌｌ第−早札魔ＩＩＬ璽皐仮を昇　ｚｖ弔−早花砒１
１墨ατ再第５図 第６図 １ｔＪ％−率縄疋ｊｉｌｔ早慨慣　２り弔−阜れ逝ｉ画
早慨τ再第７図 第８図 第９図 第１３図 第１４図 第１６図 第１８図 （自　発） 手続補正書 １、事件の表示　昭和６３年特許願第１３８６９８号２
、発明の名称 遊星歯車式変速装置 ３、補正をする者 事件との関係　　特許出願人 住　所　　愛知県豊田布トヨタ町１番地名　称　　（３
２０））ヨタ自動車株式会社４、代理人 居　所　　８１０４東京都中央区新川１丁目５番１９号
６、補正により増加する発明の数　　　０７、補正の対
象　　図面FIG. 1 is a skeleton diagram showing a basic embodiment of the planetary gear type transmission according to the present invention, and FIG. 2 shows the clutches and Diagrams showing the engagement state and gear ratio of the brake; FIGS. 3 to 9 are skeleton diagrams showing the operating state at each gear stage of the planetary gear type transmission shown in FIG. 1; FIG. 11 is a vertical cross-sectional view showing one detailed embodiment of the planetary gear type transmission according to the present invention, and FIG. 11 is the skeleton of the planetary gear type transmission shown in FIG. 10. and the first
Diagram 1 showing the engagement state of the clutch and brake and the gear ratio at each gear stage of the planetary tooth type transmission shown in Fig. 1. , FIG. 13 to FIG. 19 are skeleton diagrams showing the operating state of the planetary gear type transmission at each gear stage shown in FIG. 10 and FIG. 11, respectively, and FIG. 20 is a diagram showing the friction engagement device and one-way It is a diagram showing various examples of combinations with a clutch. 10... First simple planetary gear mechanism, 20... Second simple planetary gear mechanism, 90... Transmission case. Is...Input shaft, O8...Output shaft, CI...First clutch. C2...second clutch, C3...third clutch,
B+...first brake, B2...second brake, B3...third brake. Fl...First one-way clutch, R...Second one-way clutch Fig. 1 Fig. 2 Fig. 3 Fig. 4 Fig. 4 1Ll No.-Hayadama IIL Sesame wo zv condolence-Saya Hana 1
1 Ink ατ Re Figure 5 Figure 6 1tJ%-Rate Rope Jilt Early Death Practice 2 Ri Rie - Fading Death I Painting Early τ Re Figure 7 Figure 8 Figure 9 Figure 13 Figure 14 Figure 16 Figure 18 (Spontaneous) Procedural Amendment 1, Indication of Case 1988 Patent Application No. 138698 2
, Name of the invention Planetary gear type transmission 3, Relationship to the case of the person making the amendment Patent applicant address 1, Toyota-cho, Toyotafu, Aichi Prefecture Name (3)
20)) Yota Jidosha Co., Ltd. 4, Agent address: 1-5-19-6 Shinkawa, Chuo-ku, Tokyo 8104, Number of inventions increased by amendment: 07, Subject of amendment: Drawings

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 入力軸と、出力軸と、サンギヤとリングギヤとプラネタ
リピニオンとキャリヤとを有する第一単純遊星歯車機構
と、サンギヤとリングギヤとプラネタリピニオンとキャ
リヤとを有する第二単純遊星歯車機構と、前記第一単純
遊星歯車機構のキャリヤと前記第二単純遊星歯車機構の
リングギヤとを互いに連結する連結部材と、前記第一単
純遊星歯車機構のサンギヤと前記入力軸とを互いに選択
的に連結する第一クラッチと、前記第二単純遊星歯車機
構のサンギヤと前記入力軸とを互いに選択的に連結する
第二クラッチと、前記連結部材と前記入力軸とを互いに
選択的に連結する第三クラッチと、前記第二単純遊星歯
車機構のサンギヤをトランスミッションケースに対し選
択的に固定する第一ブレーキと、前記連結部材をトラン
スミッションケースに対し選択的に固定する第二ブレー
キと、前記第一単純遊星歯車機構のサンギヤをトランス
ミッションケースに対し選択的に固定する第三ブレーキ
とを有し、前記第一単純遊星歯車機構のリングギヤと前
記第二単純遊星歯車機構のキャリヤとが前記出力軸と連
結されている遊星歯車式変速装置。a first simple planetary gear mechanism having an input shaft, an output shaft, a sun gear, a ring gear, a planetary pinion, and a carrier; a second simple planetary gear mechanism having a sun gear, a ring gear, a planetary pinion, and a carrier; a connecting member that connects the carrier of the planetary gear mechanism and the ring gear of the second simple planetary gear mechanism; a first clutch that selectively connects the sun gear of the first simple planetary gear mechanism and the input shaft; a second clutch that selectively connects the sun gear of the second simple planetary gear mechanism and the input shaft; a third clutch that selectively connects the connecting member and the input shaft to each other; a first brake that selectively fixes the sun gear of the planetary gear mechanism to the transmission case; a second brake that selectively fixes the connecting member to the transmission case; and a second brake that selectively fixes the sun gear of the first simple planetary gear mechanism to the transmission case. a third brake selectively fixed to the output shaft, and a ring gear of the first simple planetary gear mechanism and a carrier of the second simple planetary gear mechanism are connected to the output shaft.