JPH0222520Y2 - - Google Patents
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- JPH0222520Y2 JPH0222520Y2 JP1985017554U JP1755485U JPH0222520Y2 JP H0222520 Y2 JPH0222520 Y2 JP H0222520Y2 JP 1985017554 U JP1985017554 U JP 1985017554U JP 1755485 U JP1755485 U JP 1755485U JP H0222520 Y2 JPH0222520 Y2 JP H0222520Y2
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- gear
- pinion gear
- sun gear
- long pinion
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- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims description 17
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 3
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 3
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 1
Landscapes
- Gears, Cams (AREA)
Description
（産業上の利用分野）
本考案は、自動車に搭載される自動変速機のプ
ラネタリギア装置、特にラビニヨ型プラネタリギ
ア装置の改良に関する。
（従来技術）
トルクコンバータに変速歯車装置を組合せ、こ
の変速歯車装置の動力伝達経路を複数の摩擦締結
部材の選択的動作によつて切換えることにより複
数の変速段を得るようにした自動変速機において
は、上記変速歯車装置として、例えば実公昭53−
39835号公報に示されているように、所謂ラビニ
ヨ型プラネタリギア装置が用いられることがあ
る。このラビニヨ型プラネタリギア装置は、第６
図に示すように、同軸線上に並設された小径のス
モールサンギア１及び大径のラージサンギア２
と、スモールサンギア１に噛合されたシヨートピ
ニオンギア３と、このシヨートピニオンギア３及
び上記ラージサンギア２に軸方向位置を異にして
同時に噛合されたロングピニオンギア４と、該ロ
ングピニオンギア４及びシヨートピニオンギア３
を回転自在に支持するキヤリア５と、ロングピニ
オンギア４に噛合されたリングギア６とで構成さ
れるもので、特に上記のようにロングピニオン４
に軸方向位置を異にして異種のギアが噛合される
点に特徴がある。従つて、この種のラビニヨ型プ
ラネタリギア装置においては、上記ロングピニオ
ンギア４に、シヨートピニオンギア３とラージサ
ンギア２とから、またラージサンギア２とリング
ギア６とから、各々異なる軸方向位置で逆方向の
荷重が作用することにより、該ロングピニオンギ
ア４がこれを回転自在に支持するピニオンシヤフ
トに対して傾くことになり、このため、該ロング
ピニオンギア４と上記各ギア２，３，６との片当
たりが特に著しくなつて、ギアノイズが増加する
ことになつていた。これに対処しては、上記ロン
グピニオンギア４とピニオンシヤフトとの嵌合隙
間をできるだけ少なくすることが考えられるが、
この場合には、該ロングピニオンギア４の回転抵
抗が増大することになつて好ましくなかつた。
一方、複数のギアを組合せた装置においては、
互いに噛合うギアの歯面が片当りして所謂ギアノ
イズを発生させるという問題がある。そこで、こ
の問題を解消するために歯面にクラウニングを施
すことが行われるが、これは第７図に示すように
ギアを構成する各歯７の歯面（側面）７ａ，７ａ
を中央が膨出するように凸面状に形成するもの
で、これにより歯面の片当りやこれに伴うギアノ
イズが低減される。
然して、このクラウニングを上記の如きラビニ
ヨ型プラネタリギア装置におけるロングピニオン
ギアに施す場合、次のような困難がある。つま
り、このロングピニオンギアには軸方向位置を異
にして異種のギアが噛合うので、その歯面にクラ
ウニングを施す場合、第８図に示すように、各歯
８の１つの歯面について２つの凸面８ａ，８ａを
軸方向に連続させて設けなければならないことに
なるが、１つの歯面をこのような形状に形成する
ことは極めて困難で、事実上、製造が不可能であ
る。このロングピニオンギアについては、従来、
ギアノイズを効果的に低減することができなかつ
たのである。
（考案の目的）
本考案は自動変速機のプラネタリギア装置、特
にラビニヨ型プラネタリギア装置に関する上記の
ような実情に対処するもので、該プラネタリギア
装置において、軸方向位置を異にしてシヨートピ
ニオンギア、ラージサンギアおよびリングギアが
同時に噛合するロングピニオンギアにおけるシヨ
ートピニオンギアとラージサンギアとの間の間隔
に対応する部位は、本来、不要な部位であること
に着目し、該部に切欠き溝を設けることにより、
該切欠き溝によりシヨートピニオンギアとラージ
サンギアとに噛合する第１、第２歯部を形成し、
歯車としての機能を損ねることなく、上記両歯部
のそれぞれにクラウニングを施すことを可能と
し、これにより、ロングピニオンギアとこれに同
時に噛合する各ギアとの間のギアノイズの低減を
図ると共に、併せて該ロングピニオンギアの軽量
化を実現することを目的とする。
（考案の構成）
即ち、本考案に係る自動変速機のプラネタリギ
ア装置は、同軸線上に並設されたスモールサンギ
ア及びラージサンギアと、上記スモールサンギア
に噛合されたシヨートピニオンギアと、このシヨ
ートピニオンギアと上記ラージサンギアとが軸方
向位置を異にして且つ所定の間隔を隔てて同時に
噛合されたロングピニオンギアと、上記シヨート
ピニオンギア及びロングピニオンギアをそれぞれ
ピニオンシヤフトを介して回転自在に支持するキ
ヤリアと、ロングピニオンギアにおける上記シヨ
ートピニオンギアの噛合位置と軸方向の同位置に
噛合されたリングギアとで構成され、且つ上記ロ
ングピニオンギアが、ラージサンギアとシヨート
ピニオンギアとから、及びラージサンギアとリン
グギアとから各々逆方向の荷重を受ける自動変速
機のラビニヨ型プラネタリギア装置において、上
記ロングピニオンギアに、上記シヨートピニオン
ギアとラージサンギアとの間の間隔に軸方向に対
応位置させて周方向の切欠き溝を形成して該ロン
グピニオンギアに、上記シヨートピニオンギアに
噛合する第１歯部とラージサンギアに噛合する第
２歯部とを形成し、且つ両歯部の夫々において、
各歯の歯面に凸面状のクラウニングを施す。
（考案の効果）
上記の構成によれば、ロングピニオンギアに、
シヨートピニオンギアとラージサンギアとの間の
間隔に対応位置させて周方向に切欠き溝が形成さ
れていることにより、該ロングピニオンギアがシ
ヨートピニオンギアおよびリングギアが噛合する
第１歯部と、ラージサンギアが噛合する第２歯部
とに分割されているから、その夫々の歯部につい
ては、通常のギアと同様にして各歯の歯面にクラ
ウニングを施すことが可能となる。これにより、
ラビニヨ型プラネタリギア装置において、ロング
ピニオンギアとこれに噛合う各ギアとの歯面の片
当りが防止され、これに伴つてギアノイズが低減
されることになると同時に、上記ロングピニオン
ギアにおける切欠き溝が形成されている部位は、
本来、ギアとして不要な部位であるから該部に切
欠き溝を設けた場合においても、該ロングピニオ
ンギアの歯車としての機能を損ねることなく該ロ
ングピニオンギアの軽量化を実現することができ
る。
（実施例）
以下、本考案の実施例について説明する。
先ず、本考案が適用される自動変速機の一例の
骨子と作動の概略について説明する。
第１図に示すように、この自動変速機１０は、
主たる構成要素として、トルクコンバータ２０
と、ラビニヨ型プラネタリギア装置３０と、該ギ
ア装置３０の動力伝達経路を切換える複数のクラ
ツチ及びブレーキとを有する。
上記トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸
１１に連結されたケース２１内に固設されたポン
プ２２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該
ポンプ２２により流体を介して駆動されるタービ
ン２３と、該ポンプ２２とタービン２３との間に
介設され且つ変速機ケース１２にワンウエイクラ
ツチ２４を介して支持されてトルク増大作用を行
うステータ２５と、上記ケース２１とタービン２
３との間に設けられ、該ケース２１を介してエン
ジン出力軸１１とタービン２３とを直結するロツ
クアツプクラツチ２６とで構成されている。そし
て、上記タービン２３の回転がタービンシヤフト
２７を介して上記プラネタリギア装置３０に入力
されるようになつている。ここで、上記エンジン
出力軸１１にはタービンシヤフト２７内を貫通す
るポンプシヤフト１３が連結され、該シヤフト１
３により変速機後端部に備えられたオイルポンプ
１４が駆動される。
一方、上記プラネタリギア装置３０は、第１図
及び第２図に示すように、タービンシヤフト２７
上に遊嵌合された小径のスモールサンギア３１
と、該サンギア３１の後方において同じくタービ
ンシヤフト２７上に遊嵌合された大径のラージサ
ンギア３２と、上記スモールサンギア３１に噛合
された複数個（図例では３個）のシヨートピニオ
ンギア３３と、前半部が該シヨートピニオンギア
３３に噛合され且つ後半分が上記ラージサンギア
３２に噛合されたロングピニオンギア３４と、該
ロングピニオンギア３４及び上記シヨートピニオ
ンギア３３を回転自在に支持するキヤリア３５
と、ロングピニオンギア３４の前半部に噛合され
たリングギア３６とで構成されている。そして、
上記タービンシヤフト２７とスモールサンギア３
１との間にフオワードクラツチ４１と第１ワンウ
エイクラツチ４２とが直列に介設され、またこれ
らのクラツチ４１，４２に並例にコーステイング
クラツチ４３が介設されていると共に、タービン
シヤフト２７とキヤリア３５との間には３−４ク
ラツチ４４が介設され、更に該タービンシヤフト
２７とラージサンギア３２との間にリバースクラ
ツチ４５が介設されている。更に、上記ラージサ
ンギア３２とリバースクラツチ４５との間にはラ
ージサンギア３２を固定する２−４ブレーキ４６
が設けられていると共に、上記キヤリア３５と変
速機ケース１２との間には、該キヤリア３５の反
力を受け止める第２ワンウエイクラツチ４７とキ
ヤリア３５を固定するローリバースブレーキ４８
とが並列に設けられている。そして、上記リング
ギア３６が出力ギア５０に連結され、該出力ギア
５０から差動装置５１（第３図参照）を介して左
右の車軸５２，５２に回転が伝達されるようにな
つている。
次に、上記各クラツチ及びブレーキ４１〜４８
の作動状態を変速段との関係を説明すると、先ず
１速においてはフオワードクラツチ４１が締結さ
れ且つ第１、第２ワンウエイクラツチ４２，４７
がロツク状態となる。そのため、トルクコンバー
タ２０の出力回転はタービンシヤフト２７から上
記フオワードクラツチ４１及び第１ワンウエイク
ラツチ４２を介してプラネタリギア装置３０のス
モールサンギア３１に入力される。この場合、第
２ワンウエイクラツチ４７の作用でキヤリア３５
が固定されるため、プラネタリギア装置３０は、
上記スモールサンギア３１からシヨートピニオン
ギア３３及びロングピニオンギア３４を介してリ
ングギア３６に回転を伝達する差動動作を行わな
い固定的なギア列として作動する。その結果、上
記スモールサンギア３１とリングギア３６との径
の比に対応する大きな減速比の１速状態が得られ
る。ここで、上記第２ワンウエイクラツチ４７は
コーステイング時に空転するので、エンジンブレ
ーキを作動させるための１レンジにおいては、該
第２ワンウエイクラツチ４７に並列のローリバー
スブレーキ４８が締結される。
次に、２速においては、上記の１速の状態（ロ
ーリバースブレーキ４８を解放された状態）に加
えて２−４ブレーキ４６が作動し、プラネタリギ
ア装置３０におけるラージサンギア３２が固定さ
れると共に、第２ワンウエイクラツチ４７が空転
状態となる。そのため、上記タービンシヤフト２
７からスモールサンギア３１に伝達された回転が
シヨートピニオンギア３３を介してロングピニオ
ンギア３４に伝達され、該ロングピニオンギア３
４が回転する時に、これに噛合うラージサンギア
３２が固定されているため、該ロングピニオンギ
ア３４はラージサンギア３２上を公転し、これに
伴つてキヤリア３５が回転する。その結果、１速
の状態に比較してキヤリア３５の回転分（ロング
ピニオンギア３４の公転分）だけリングギア３６
の回転が増速され、１速時よりも減速比が小さい
２速状態が得られる。
更に、３速においては、上記の２速の状態から
２−４ブレーキ４６が解放されると共に、３−４
クラツチ４４が締結される。そのため、タービン
シヤフト２７の回転は、上記フオワードクラツチ
４１及び第１ワンウエイクラツチ４２を介してス
モールサンギア３１に入力されると同時に、３−
４クラツチ４４を介してキヤリア３５にも入力さ
れることになる。その結果、プラネタリギア装置
３０の全体が一体回転し、リングギア３６がター
ビンシヤフト２７と同じ速度で回転する３速状態
が得られる。
また、４速においては、上記の３速状態からフ
オワードクラツチ４１が解放されると共に、上記
２−４ブレーキ４６が再び締結される。そのた
め、タービンシヤフト２７の回転は３−４クラツ
チ４４からプラネタリギア装置３０のキヤリア３
５に入力され、ロングピニオンギア３４が公転さ
れることになるが、該ロングピニオンギア３４が
噛合つたラージサンギア３２が上記２−４ブレー
キ４６によつて固定されているため、ロングピニ
オンギア３４はキヤリア３５と共に公転しながら
自転することになる。その結果、ロングピニオン
ギア３４に噛合うリングギア３６は、キヤリア３
５の（タービンシヤフト２７の回転）にロングピ
ニオンギア３４の自転分だけ増速されて回転され
ることになり、これによりオーバードライブ状態
の４速が得られる。
更に、後退速においては、リバースクラツチ４
５とローリバースブレーキ４８とが締結され、タ
ービンシヤフト２７の回転がプラネタリギア装置
３０のラージサンギア３２に入力されると共に、
該ギア装置３０のキヤリア３５が固定される。そ
のため、上記ラージサンギア３２からロングピニ
オンギア３４を介してリングギア３６に至る固定
的なギア列を介して回転が伝達されることにな
り、ラージサンギア３４とリングギア３６との径
の比に対応した減速比が得られるが、その場合に
リングギア３６の回転方向がタービンシヤフト２
７ないしラージサンギア３２の回転方向の反対と
なる。
尚、１〜３速時に回転を伝達する第１ワンウエ
イクラツチ４２はコーステイング時には空転する
ことになるが、この場合、該第１ワンウエイクラ
ツチ４２の代りにコーステイングクラツチ４３が
締結される。
以上のクラツチ及びブレーキの作動と変速段と
の関係をまとめると第１表の通りである。
(Industrial Application Field) The present invention relates to a planetary gear device for an automatic transmission mounted on an automobile, particularly to an improvement of a Ravigneau type planetary gear device. (Prior Art) In an automatic transmission in which a torque converter is combined with a speed change gear, and a plurality of gears are obtained by switching the power transmission path of the speed change gear through selective operation of a plurality of frictional fastening members. For example, as the above-mentioned speed change gear device,
As shown in Japanese Patent No. 39835, a so-called Ravigneau type planetary gear device is sometimes used. This Lavigneau type planetary gear device is the sixth
As shown in the figure, a small sun gear 1 with a small diameter and a large sun gear 2 with a large diameter are arranged in parallel on a coaxial line.
, a short pinion gear 3 meshed with the small sun gear 1, a long pinion gear 4 meshed with the short pinion gear 3 and the large sun gear 2 at different axial positions at the same time, and the long pinion gear 4. and short pinion gear 3
The carrier 5 rotatably supports the long pinion gear 4, and the ring gear 6 meshes with the long pinion gear 4.
It is characterized by the fact that different types of gears are engaged with each other at different axial positions. Therefore, in this type of Ravigneaux type planetary gear device, the long pinion gear 4 is connected to the short pinion gear 3 and the large sun gear 2, and from the large sun gear 2 and the ring gear 6 at different axial positions. Due to the application of a load in the opposite direction, the long pinion gear 4 is inclined with respect to the pinion shaft that rotatably supports it, and as a result, the long pinion gear 4 and each of the gears 2, 3, 6 are tilted. The uneven contact between the two wheels was becoming particularly pronounced, and the gear noise was increasing. One way to deal with this is to reduce the fitting gap between the long pinion gear 4 and the pinion shaft as much as possible.
In this case, the rotational resistance of the long pinion gear 4 increases, which is not preferable. On the other hand, in devices that combine multiple gears,
There is a problem in that the tooth surfaces of the gears that mesh with each other touch one another, causing so-called gear noise. Therefore, in order to solve this problem, crowning is performed on the tooth surfaces, but this is done by crowning the tooth surfaces (side surfaces) 7a, 7a of each tooth 7 constituting the gear, as shown in FIG.
is formed in a convex shape so that the center bulges out, thereby reducing uneven contact of the tooth surface and the accompanying gear noise. However, when applying this crowning to the long pinion gear in the Ravigneaux type planetary gear device as described above, there are the following difficulties. In other words, since different types of gears are engaged with this long pinion gear at different axial positions, when crowning the tooth surface, as shown in FIG. Although the two convex surfaces 8a, 8a must be provided continuously in the axial direction, it is extremely difficult to form one tooth surface into such a shape, and manufacturing is virtually impossible. Regarding this long pinion gear, conventionally,
It was not possible to effectively reduce gear noise. (Purpose of the invention) The present invention addresses the above-mentioned situation regarding planetary gear devices for automatic transmissions, particularly Lavigneau type planetary gear devices. Focusing on the fact that the part corresponding to the interval between the short pinion gear and large sun gear in a long pinion gear where the gear, large sun gear and ring gear mesh at the same time is an unnecessary part, we created a notch in this part. By providing grooves,
The notched groove forms first and second tooth portions that mesh with the short pinion gear and the large sun gear,
It is possible to crown each of the above-mentioned teeth without impairing its function as a gear, thereby reducing gear noise between the long pinion gear and each gear that meshes with it at the same time. The purpose of this invention is to reduce the weight of the long pinion gear. (Structure of the invention) That is, the planetary gear device for an automatic transmission according to the invention includes a small sun gear and a large sun gear arranged in parallel on the same axis, a short pinion gear meshed with the small sun gear, and the short pinion gear meshed with the small sun gear. A long pinion gear in which the pinion gear and the large sun gear are meshed at the same time at different axial positions and at a predetermined interval, and the short pinion gear and the long pinion gear are respectively rotatable via pinion shafts. It is composed of a supporting carrier and a ring gear that is meshed at the same position in the axial direction as the meshing position of the short pinion gear in the long pinion gear, and the long pinion gear is formed from a large sun gear and a short pinion gear. , and in a Lavigneaux-type planetary gear device for an automatic transmission that receives loads in opposite directions from a large sun gear and a ring gear, the long pinion gear is provided with an axial direction in the interval between the short pinion gear and the large sun gear. a first tooth portion that meshes with the short pinion gear and a second tooth portion that meshes with the large sun gear are formed on the long pinion gear by forming circumferential notch grooves in corresponding positions; In each department,
Convex crowning is applied to the tooth surface of each tooth. (Effect of the invention) According to the above configuration, the long pinion gear
A notched groove is formed in the circumferential direction at a position corresponding to the interval between the short pinion gear and the large sun gear, so that the long pinion gear is connected to the first tooth portion where the short pinion gear and the ring gear mesh. and a second tooth portion with which the large sun gear meshes, it is possible to crown the tooth surface of each tooth in the same manner as with a normal gear. This results in
In the Lavigneau type planetary gear device, uneven contact between the tooth surfaces of the long pinion gear and each gear that meshes with it is prevented, and gear noise is thereby reduced.At the same time, the notch groove in the long pinion gear The area where is formed is
Since this part is originally unnecessary as a gear, even if a notch groove is provided in this part, the weight of the long pinion gear can be reduced without impairing the function of the long pinion gear as a gear. (Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described. First, the outline and operation of an example of an automatic transmission to which the present invention is applied will be explained. As shown in FIG. 1, this automatic transmission 10 includes:
As a main component, a torque converter 20
, a Ravigneaux-type planetary gear device 30 , and a plurality of clutches and brakes for switching the power transmission path of the gear device 30 . The torque converter 20 includes a pump 22 fixedly installed in a case 21 connected to the engine output shaft 11, and a turbine 23 disposed opposite to the pump 22 and driven by the pump 22 via fluid. , a stator 25 which is interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 12 via a one-way clutch 24 to increase torque; and the case 21 and the turbine 2.
3 and directly connects the engine output shaft 11 and the turbine 23 via the case 21. The rotation of the turbine 23 is input to the planetary gear device 30 via the turbine shaft 27. Here, a pump shaft 13 passing through a turbine shaft 27 is connected to the engine output shaft 11, and the shaft 1
3, an oil pump 14 provided at the rear end of the transmission is driven. On the other hand, the planetary gear device 30 has a turbine shaft 27 as shown in FIGS.
Small diameter small sun gear 31 loosely fitted on top
, a large diameter sun gear 32 loosely fitted on the turbine shaft 27 at the rear of the sun gear 31 , and a plurality of short pinion gears 33 (three in the illustrated example) meshed with the small sun gear 31 . and a long pinion gear 34 whose front half is meshed with the short pinion gear 33 and whose rear half is meshed with the large sun gear 32, and rotatably supports the long pinion gear 34 and the short pinion gear 33. carrier 35
and a ring gear 36 meshed with the front half of the long pinion gear 34. and,
The above turbine shaft 27 and small sun gear 3
A forward clutch 41 and a first one-way clutch 42 are interposed in series between the clutches 41 and 42, and a coasting clutch 43 is interposed in parallel with these clutches 41 and 42. A 3-4 clutch 44 is interposed between the carrier 35 and a reverse clutch 45 between the turbine shaft 27 and the large sun gear 32. Furthermore, a 2-4 brake 46 for fixing the large sun gear 32 is provided between the large sun gear 32 and the reverse clutch 45.
A second one-way clutch 47 that receives the reaction force of the carrier 35 and a low reverse brake 48 that fixes the carrier 35 are provided between the carrier 35 and the transmission case 12.
are provided in parallel. The ring gear 36 is connected to an output gear 50, and rotation is transmitted from the output gear 50 to left and right axles 52, 52 via a differential device 51 (see FIG. 3). Next, each of the above-mentioned clutches and brakes 41 to 48
To explain the relationship between the operating state and the gears, first, in 1st gear, the forward clutch 41 is engaged and the first and second one-way clutches 42, 47 are engaged.
becomes locked. Therefore, the output rotation of the torque converter 20 is input from the turbine shaft 27 to the small sun gear 31 of the planetary gear device 30 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 42. In this case, by the action of the second one-way clutch 47, the carrier 35
is fixed, the planetary gear device 30 is
It operates as a fixed gear train without differential operation that transmits rotation from the small sun gear 31 to the ring gear 36 via the short pinion gear 33 and long pinion gear 34. As a result, a first speed state with a large reduction ratio corresponding to the ratio of the diameters of the small sun gear 31 and the ring gear 36 is obtained. Here, since the second one-way clutch 47 idles during coasting, the low reverse brake 48 parallel to the second one-way clutch 47 is engaged in the first range for operating the engine brake. Next, in second gear, in addition to the first gear state (low reverse brake 48 released), the 2-4 brake 46 is activated, and the large sun gear 32 in the planetary gear device 30 is fixed. , the second one-way clutch 47 becomes idle. Therefore, the turbine shaft 2
7 to the small sun gear 31 is transmitted to the long pinion gear 34 via the short pinion gear 33.
When the long pinion gear 4 rotates, the large sun gear 32 that meshes with the long pinion gear 34 is fixed, so the long pinion gear 34 revolves on the large sun gear 32, and the carrier 35 rotates accordingly. As a result, the ring gear 36 rotates by the rotation of the carrier 35 (the revolution of the long pinion gear 34) compared to the first speed state.
The rotation speed of the engine is increased, and a second speed state where the reduction ratio is smaller than that of the first speed is obtained. Furthermore, in 3rd gear, the 2-4 brake 46 is released from the 2nd gear state, and the 3-4 brake 46 is released from the 2nd gear state.
Clutch 44 is engaged. Therefore, the rotation of the turbine shaft 27 is simultaneously input to the small sun gear 31 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 42, and at the same time
It will also be input to the carrier 35 via the 4 clutch 44. As a result, the entire planetary gear device 30 rotates integrally, and a third speed state is obtained in which the ring gear 36 rotates at the same speed as the turbine shaft 27. Further, in the fourth speed, the forward clutch 41 is released from the third speed state, and the 2-4 brake 46 is re-engaged. Therefore, the rotation of the turbine shaft 27 is transmitted from the 3-4 clutch 44 to the carrier 3 of the planetary gear device 30.
5, and the long pinion gear 34 is rotated. However, since the large sun gear 32 with which the long pinion gear 34 is engaged is fixed by the 2-4 brake 46, the long pinion gear 34 is It will rotate while revolving together with the carrier 35. As a result, the ring gear 36 that meshes with the long pinion gear 34 is connected to the carrier 3.
5 (rotation of the turbine shaft 27), the rotation speed is increased by the amount of rotation of the long pinion gear 34, thereby obtaining the 4th speed in an overdrive state. Furthermore, at reverse speed, the reverse clutch 4
5 and the low reverse brake 48 are engaged, and the rotation of the turbine shaft 27 is input to the large sun gear 32 of the planetary gear device 30.
The carrier 35 of the gear device 30 is fixed. Therefore, rotation is transmitted through a fixed gear train from the large sun gear 32 to the ring gear 36 via the long pinion gear 34, which corresponds to the ratio of the diameters of the large sun gear 34 and ring gear 36. However, in this case, the rotational direction of the ring gear 36 is
7 or the opposite direction of rotation of the large sun gear 32. The first one-way clutch 42, which transmits rotation during the first to third speeds, will idle during coasting, but in this case, the coasting clutch 43 is engaged instead of the first one-way clutch 42. Table 1 summarizes the relationship between the above-mentioned clutch and brake operations and gear positions.
【表】【table】
【表】
次に、本考案の特徴部分であるプラネタリギア
装置３０の構造を更に詳細に説明する。
第２図及び第４図に拡大して示すように、この
プラネタリギア装置３０は前述のように、スモー
ルサンギア３１、ラージサンギア３２、シヨート
ピニオンギア３３、ロングピニオンギア３４、キ
ヤリア３５及びリングギア３６で構成されてい
る。上記シヨートピニオンギア３３及びロングピ
ニオンギア３４は図例の場合３個づつ備えられ、
キヤリア３５の両側面３５ａ，３５ｂ間に架設さ
れた合計６個のピニオンシヤフト３７…３７に
夫々回転自在に軸承されているが、各ロングピニ
オンギア３４は、前半部の内側で上記シヨートピ
ニオンギア３３に噛合い且つ該前半部の外側でリ
ングギア３６に噛合されていると共に、後半部の
内側で上記シヨートピニオンギア３３と、第４図
にＬで示す所定の間隔を隔ててラージサンギア３
２に噛合されている。つまり、該ロングピニオン
ギア３４は軸方向の異なる位置で異種のギアに同
時に噛合されて、該ロングピニオンギア３４に、
ラージサンギア３２とシヨートピニオンギア３３
とから、及びラージサンギア３２とリングギア３
６とから各々逆方向の荷重が作用することにな
る。
然して、このロングピニオンギア３４に、シヨ
ートピニオンギア３３とラージサンギア３２との
間の間隔Ｌに対応位置させて周方向に切欠き溝３
４ａが設けられ、該溝３４ａによつて歯部が上記
シヨートピニオン３３及びリングギア３６に噛合
う前半部の第１歯部３４1と、上記ラージサンギ
ア３２に噛合う後半部の第２歯部３４2とに分割
されている。そして、第５図に示すように、両歯
部３４1，３４2の夫々において、各歯３４1′，３
４2′の歯面に凸面状のクラウニング３４1″，３４
2″が施されている。
従つて、該ロングピニオンギア３４の第１歯部
３４1における各歯３４1′…３４1′と、シヨートピ
ニオンギア３３及びリングギア３６の各歯との片
当りが防止され、また第２歯部３４2における各
歯３４2′…３４2′とラージサンギア３２の各歯と
の片当りが防止されて、、これら各歯の片当りに
よるギアノイズが低減されることになると同時
に、上記ロングピニオンギア３４における切欠き
溝３４ａが形成されている部位は、本来、ギアと
して不要な部位であるから該部に切欠き溝３４ａ
を設けた場合においても、該ロングピニオンギア
３４の歯車としての機能を損ねることなく該ロン
グピニオンギア３４の軽量化を実現することがで
きる。また、第１歯部３４1と第２歯部３４2とが
切欠き溝３４ａによつて分断されているから、一
方の歯部の摩耗が互いに他の歯部に跨つて生長す
ることが阻止さされ、ロングピニオンギア３４の
全体としての耐久性が向上することになる。
そして、特に製造時においては、第１歯部３４
１及び第２歯部３４2の夫々について、通常のギア
の場合と同様に、分割された１つの歯面に１つの
凸面を形成するだけで所要のクラウニング３４
1″，３４2″が形成されることになり、第８図に示
すように１つの歯面に２つの凸面８ａ，８ａを連
続させて形成する場合のような製造上の困難が解
消される。
尚、この実施例においては、第４，５図に示す
ように第１，第２歯部３４1，３４2間の切欠き溝
３４ａの底部に歯元部３４ｂが残されているが、
これは該溝３４ａの底部における応力の集中を緩
和して、両歯部３４1，３４2における各歯の強度
を確保するためのものである。[Table] Next, the structure of the planetary gear device 30, which is a characteristic part of the present invention, will be explained in more detail. As shown enlarged in FIGS. 2 and 4, this planetary gear device 30 includes a small sun gear 31, a large sun gear 32, a short pinion gear 33, a long pinion gear 34, a carrier 35, and a ring gear, as described above. It consists of 36 pieces. In the illustrated example, three short pinion gears 33 and three long pinion gears 34 are provided,
Each long pinion gear 34 is rotatably supported by a total of six pinion shafts 37...37 installed between both side surfaces 35a and 35b of the carrier 35, and each long pinion gear 34 is connected to the short pinion gear on the inside of the front half. 33 and the ring gear 36 on the outside of the front half, and the short pinion gear 33 on the inside of the rear half, and the large sun gear 3 at a predetermined interval shown by L in FIG.
It is meshed with 2. In other words, the long pinion gear 34 is simultaneously meshed with different types of gears at different positions in the axial direction, and the long pinion gear 34 has the following effects:
Large sun gear 32 and short pinion gear 33
From, large sun gear 32 and ring gear 3
Loads in opposite directions are applied from 6 onwards. The long pinion gear 34 is provided with a notched groove 3 in the circumferential direction at a position corresponding to the distance L between the short pinion gear 33 and the large sun gear 32.
4a, the first tooth portion 341 of the front half meshes with the short pinion 33 and the ring gear 36 through the groove 34a, and the second tooth portion of the rear half meshes with the large sun gear 32. It is divided into 34 parts and 2 parts. As shown in FIG . 5, each tooth 34 1 ' , 3
Convex crowning on the tooth surface of 4 2 ′ 34 1 ″, 34
Therefore, each tooth 34 1 ′...34 1 ′ in the first tooth portion 34 1 of the long pinion gear 34 and each tooth of the short pinion gear 33 and the ring gear 36 are Contact is prevented, and uneven contact between each tooth 34 2 ′...34 2 ′ of the second tooth portion 34 2 and each tooth of the large sun gear 32 is also prevented, and gear noise due to uneven contact between these teeth is reduced. At the same time, since the portion of the long pinion gear 34 where the notch groove 34a is formed is originally an unnecessary portion as a gear, the notch groove 34a is formed in the portion of the long pinion gear 34.
Even in the case where the long pinion gear 34 is provided, the weight of the long pinion gear 34 can be reduced without impairing the function of the long pinion gear 34 as a gear. Furthermore, since the first tooth portion 34 1 and the second tooth portion 34 2 are separated by the notch groove 34 a, wear on one tooth portion is prevented from growing across the other tooth portion. As a result, the durability of the long pinion gear 34 as a whole is improved. Especially during manufacturing, the first tooth portion 34
For each of the first and second tooth portions 342 , the required crowning 34 can be achieved by simply forming one convex surface on one divided tooth surface, as in the case of a normal gear.
1 '', 34 2 '' are formed, and the manufacturing difficulties that arise when two convex surfaces 8a, 8a are formed in succession on one tooth surface as shown in FIG. 8 are eliminated. . In this embodiment, as shown in FIGS. 4 and 5, the root portion 34b remains at the bottom of the notch groove 34a between the first and second tooth portions 34 1 and 34 2 .
This is to relieve the concentration of stress at the bottom of the groove 34a and ensure the strength of each tooth in both toothed portions 34 1 and 34 2 .
第１図は本考案が適用される自動変速機の１構
成例を示す骨子図、第２図は該自動変速機におけ
るプラネタリギア装置の構成を示す縦断正面図、
第３図は自動変速機全体の一部破断側面図、第４
図はプラネタリギア装置の縦断側面図、第５図は
該ギア装置におけるロングピニオンギアの歯先形
状を示す一部斜視図である。第６図は従来のプラ
ネタリギア装置の断面図、第７図はクラウニング
の説明図、第８図は本考案によらないでロングピ
ニオンギアにクラウニングを施す場合の説明図で
ある。
１０……自動変速機、３０……プラネタリギア
装置、３１……スモールサンギア、３２……ラー
ジサンギア、３３……シヨートピニオンギア、３
４……ロングピニオンギア、３５……キヤリア、
３６……リングギア、３４ａ……切欠き溝、３４
１，３４2……第１、第２歯部、３４1′，３４2′…
…歯、３４1″，３４2″……クラウニング、Ｌ……
間隔。
FIG. 1 is a schematic diagram showing an example of the configuration of an automatic transmission to which the present invention is applied, and FIG. 2 is a longitudinal sectional front view showing the configuration of a planetary gear device in the automatic transmission.
Figure 3 is a partially cutaway side view of the entire automatic transmission;
5 is a longitudinal sectional side view of the planetary gear device, and FIG. 5 is a partial perspective view showing the shape of the tip of a long pinion gear in the gear device. FIG. 6 is a sectional view of a conventional planetary gear device, FIG. 7 is an explanatory diagram of crowning, and FIG. 8 is an explanatory diagram of crowning a long pinion gear without using the present invention. 10... automatic transmission, 30... planetary gear device, 31... small sun gear, 32... large sun gear, 33... short pinion gear, 3
4...Long pinion gear, 35...Carrier,
36...Ring gear, 34a...Notch groove, 34
1 , 34 2 ...first, second tooth portion, 34 1 ', 34 2 '...
…Teeth, 34 1 ″, 34 2 ″…Crowning, L…
interval.
Claims (1)
ージサンギアと、上記スモールサンギアに噛合さ
れたシヨートピニオンギアと、このシヨートピニ
オンギアと上記ラージサンギアとが軸方向位置を
異にして且つ所定の間隔を隔てて同時に噛合され
たロングピニオンギアと、上記シヨートピニオン
ギア及びロングピニオンギアをそれぞれピニオン
シヤフトを介して回転自在に支持するキヤリア
と、ロングピニオンギアにおける上記シヨートピ
ニオンギアの噛合位置と軸方向の同位置に噛合さ
れたリングギアとで構成され、且つ上記ロングピ
ニオンギアが、ラージサンギアとシヨートピニオ
ンギアとから、及びラージサンギアとリングギア
とから各々逆方向の荷重を受ける自動変速機のプ
ラネタリギア装置であつて、上記ロングピニオン
ギアに、上記シヨートピニオンギアとラージサン
ギアとの間の間隔に軸方向に対応位置させて周方
向の切欠き溝が形成されて、該ロングピニオンギ
アに、シヨートピニオンギアに噛合する第１歯部
とラージサンギアに噛合する第２歯部とが形成さ
れており、且つ両歯部の夫々において、各歯の歯
面に凸面状のクラウニングが施されていることを
特徴とする自動変速機のプラネタリギア装置。 A small sun gear and a large sun gear arranged in parallel on the same axis, a short pinion gear meshed with the small sun gear, and the short pinion gear and the large sun gear are arranged at different axial positions and at a predetermined interval. Long pinion gears that are separated and meshed at the same time, a carrier that rotatably supports the short pinion gear and the long pinion gear via pinion shafts, and the meshing position and axial direction of the short pinion gear in the long pinion gear. and a ring gear meshed at the same position, and the long pinion gear receives loads in opposite directions from the large sun gear and the short pinion gear, and from the large sun gear and the ring gear, respectively. In the planetary gear device, a circumferential notch groove is formed in the long pinion gear at a position corresponding to the interval between the short pinion gear and the large sun gear in the axial direction; , a first tooth portion that meshes with the short pinion gear and a second tooth portion that meshes with the large sun gear are formed, and in each of both tooth portions, a convex crowning is applied to the tooth surface of each tooth. A planetary gear device for an automatic transmission characterized by:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1985017554U JPH0222520Y2 (en) | 1985-02-09 | 1985-02-09 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1985017554U JPH0222520Y2 (en) | 1985-02-09 | 1985-02-09 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS61133163U JPS61133163U (en) | 1986-08-20 |
| JPH0222520Y2 true JPH0222520Y2 (en) | 1990-06-18 |
Family
ID=30505366
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1985017554U Expired JPH0222520Y2 (en) | 1985-02-09 | 1985-02-09 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0222520Y2 (en) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4507238B2 (en) * | 2004-01-15 | 2010-07-21 | 株式会社エンプラス | Worm wheel |
| JP2007024296A (en) * | 2005-07-21 | 2007-02-01 | Kyocera Mita Corp | Gear and gear mechanism |
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Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5339835U (en) * | 1976-09-10 | 1978-04-06 | ||
| JPS5421647U (en) * | 1977-07-14 | 1979-02-13 |
-
1985
- 1985-02-09 JP JP1985017554U patent/JPH0222520Y2/ja not_active Expired
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5339835U (en) * | 1976-09-10 | 1978-04-06 | ||
| JPS5421647U (en) * | 1977-07-14 | 1979-02-13 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS61133163U (en) | 1986-08-20 |
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