JPH0272248A - Gear type speed change device for automatic transmission - Google Patents
Gear type speed change device for automatic transmissionInfo
- Publication number
- JPH0272248A JPH0272248A JP63224030A JP22403088A JPH0272248A JP H0272248 A JPH0272248 A JP H0272248A JP 63224030 A JP63224030 A JP 63224030A JP 22403088 A JP22403088 A JP 22403088A JP H0272248 A JPH0272248 A JP H0272248A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- carrier
- sun gear
- speed
- brake
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 title claims description 50
- 230000008859 change Effects 0.000 title abstract description 8
- 230000035939 shock Effects 0.000 abstract description 12
- 239000000446 fuel Substances 0.000 description 31
- 230000009471 action Effects 0.000 description 29
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 16
- 230000001133 acceleration Effects 0.000 description 12
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 12
- 230000001965 increasing effect Effects 0.000 description 8
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 5
- 239000000969 carrier Substances 0.000 description 4
- 230000000903 blocking effect Effects 0.000 description 3
- 238000003491 array Methods 0.000 description 2
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 2
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 2
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 2
- 239000012530 fluid Substances 0.000 description 2
- 230000009467 reduction Effects 0.000 description 2
- 239000007787 solid Substances 0.000 description 2
- 241000234282 Allium Species 0.000 description 1
- 235000002732 Allium cepa var. cepa Nutrition 0.000 description 1
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 description 1
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 1
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 1
- 238000004383 yellowing Methods 0.000 description 1
Landscapes
- Structure Of Transmissions (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
この発明は車両用の自動変速機において使用される歯車
変速装置に関し、特に三組の遊星歯車を組合せて構成し
た歯車変速装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention This invention relates to a gear transmission used in an automatic transmission for a vehicle, and more particularly to a gear transmission constructed by combining three sets of planetary gears.
従来の技術
周知のように遊星歯車はサンギヤとリングギヤとこれら
に噛合するピニオンギヤを保持するキャリヤとの三要素
を有し、そのいずれかの要素を入力要素とするとともに
、他のいずれかを出力要素とし、さらに残る他の部材を
固定することにより、入力された回転を増速し、もしく
は正転減速し、あるいは反転減速して出力することがで
き、したかって従来一般には、複数の遊星歯車を組合せ
て自動変速機用の歯車変速装置を構成している。その場
合、遊星歯車の組合せ方や、遊星歯車のギヤ比（サンギ
ヤとリングギヤとの歯数の比）の値、さらにはシングル
ピニオン型遊星歯車を用いるかダブルピニオン型遊星歯
車を用いるかなどによって、得られる変速比が多様に変
わるが、その全ての組合せが実用し得るものではなく、
車両への搭載性、製造の可能性、変速特性、要求される
動力性能などの諸条件から実用の可能性のある歯車列は
限定される。換言すれば、ｙｆｌ星歯車列は、遊星歯車
の組合せやギヤ比の設定のし方によって膨大な数の構成
が可能であるために、車両用の自動変速機として要求さ
れる諸条件を満すものをｍ作することには多大の困難を
伴う。As is well known in the art, a planetary gear has three elements: a sun gear, a ring gear, and a carrier that holds a pinion gear that meshes with these elements.One of these elements is used as an input element, and the other one is used as an output element. By fixing the remaining other members, it is possible to increase the speed of the input rotation, decelerate the forward rotation, or decelerate the rotation in the reverse direction and output it. In combination, they constitute a gear transmission for an automatic transmission. In that case, depending on the way the planetary gears are combined, the value of the gear ratio (the ratio of the number of teeth between the sun gear and the ring gear), and whether a single pinion type planetary gear or a double pinion type planetary gear is used, etc. The gear ratios that can be obtained vary widely, but not all combinations are practical.
The gear trains that can be put to practical use are limited by various conditions such as ease of mounting on a vehicle, manufacturing possibilities, shifting characteristics, and required power performance. In other words, the YFL star gear train satisfies the conditions required as an automatic transmission for vehicles because it can be configured in a huge number of ways depending on the combination of planetary gears and the way the gear ratio is set. It is very difficult to make m things.
従来、このような背景の下に案出された多数の歯車変速
ａ置が提案されており、そのうち三組の遊星歯車を使用
した装置が、例えば特開昭５１−１７７６７号公報、同
５１−４８０６２号公報、同５１−１０８１６８号公報
、同５１−１０８１７０号公報、同５１−１２７９６８
号公報に記載されている。In the past, a large number of gear transmission a configurations devised against this background have been proposed, among which devices using three sets of planetary gears are disclosed, for example, in Japanese Patent Application Laid-open No. 17767/1983 and Japanese Patent Application Laid-open No. 51-17767. No. 48062, No. 51-108168, No. 51-108170, No. 51-127968
It is stated in the No.
発明が解決しようとする課題
しかるに特開昭５１−１７７６７号公報、同５１−４８
０６２号公報、同５１−１０８１６８号公報、同５１−
１０８１７０号公報にそれぞれ記載された装置は、−組
のダブルピニオン型遊星歯車と二組のシングルピニオン
型遊星歯車とを組合せて構成したものであるが、これら
いずれの装置でも、変速比が１１１ ｎ以下のオーバー
ドライブ段を設定することができず、また前進第１速か
ら第２速への変速、および第２速から第３速への変速の
際に、二つのクラッチおよびブレーキを係合状態から解
放状態に、もしくは解放状態から係合状態に切換える必
要があり、すなわち合計三つもしくは四つの係合手段を
切換え動作させる必要があり、そのため変速ショックが
悪化し、あるいは変速ショックを低減するためには複雑
な制御を必要とするなどの問題がある。これに加え、各
変速段での変速比が等比級数的に並んでいずに各変速比
同士の比率のバラツキが大きいために、変速の前後での
エンジンの回転数が大きく変１ヒし、その結果、運転し
にくいものとなるなどのおそれがあった。Problems to be solved by the invention
No. 062, No. 51-108168, No. 51-
The devices described in JP 108170 are constructed by combining one set of double pinion type planetary gears and two sets of single pinion type planetary gears, but in both of these devices, the gear ratio is 111 n. The following overdrive gears cannot be set, and two clutches and brakes must be engaged when shifting from 1st forward speed to 2nd speed, and from 2nd speed to 3rd speed. It is necessary to switch from the disengaged state to the engaged state, or from the disengaged state to the engaged state, that is, it is necessary to switch and operate a total of three or four engagement means, which may worsen the shift shock, or to reduce the shift shock. However, there are problems such as the need for complex control. In addition, because the gear ratios at each gear stage are not arranged in a geometric series, and the ratios between each gear ratio vary widely, the engine speed before and after shifting changes greatly. As a result, there was a fear that the vehicle would become difficult to drive.
さらに待間昭５１−１２７９６８号公報に記載された装
置は、上記の各装置と同様に二組のシングルピニオンｔ
ｉ星歯車と一組のダブルピニオン型遊星歯車とを組合せ
て構成したものであるが、この装置では、変速比が゛′
１″以下のオーバードライブ段を設定できないために、
リヤディファレンシャルギヤなどの最終減速鍬の減速比
が限定されている場合には、燃黄の改善や高速走行時の
静粛性の向上を図ることが困難であるうえに、−組のシ
ングルビニオン型遊星歯車と一組のダブルごニオン型ｙ
１星歯車とからなる歯中列における出力要素を、他の一
組のシングルビニオン型遊星歯車のリングギヤに連結し
た構成を基本構成としているから、変速比を′１″に設
定する場合、三つのクラッチを係合させる必要があり、
その結果、変速制御が複雑化するおそれがあった。Furthermore, the device described in Machima Sho 51-127968 has two sets of single pinion t, similar to the above-mentioned devices.
This device is constructed by combining an i-star gear and a set of double pinion type planetary gears, and in this device, the gear ratio is
Because it is not possible to set an overdrive stage of 1" or less,
If the reduction ratio of the final reduction gear such as a rear differential gear is limited, it is difficult to improve fuel yellowing or quietness during high-speed driving. Planetary gear and a set of double onion type y
The basic configuration is that the output element in the gear train consisting of a single star gear is connected to the ring gear of another set of single binion type planetary gears, so when setting the gear ratio to '1'', two clutches must be engaged,
As a result, there was a risk that the speed change control would become complicated.
このように従来の装置では、自動変速機用菌中変速装置
として要求される諸条件のうちのいずれかの条件を充分
に満していず、そのために制御が複雑になったり、変速
ショックが悪化したり、さらには運転しにくいものとな
るなどの不都合を生じさせる問題があった。In this way, conventional devices do not fully satisfy one of the various conditions required for an internal transmission device for automatic transmissions, resulting in complicated control and worsening of shift shock. However, there have been problems in that it has become difficult to drive.
この発明は上記の事情を背景としてなされたもので、変
速ショックを容易に低減でき、また変速制御が容易であ
り、さらに動力性能にすぐれ、かつ構成が簡単であるな
どの自動変速蛎に求められる複合した諸条件を共に満す
ことのできる自動変速機用歯車変速装置を提供すること
を目的とするものである。This invention was made against the background of the above-mentioned circumstances, and is required for an automatic transmission system that can easily reduce transmission shock, is easy to control transmissions, has excellent power performance, and has a simple configuration. It is an object of the present invention to provide a gear transmission for an automatic transmission that can satisfy multiple conditions.
課題を解決するための手段
この出願の各発明は以下の構成により上記の目的を達成
するものである。すなわち特許請求の範囲の請求項１に
記載した発明は、第１サンギヤと、第１リングギヤと、
第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛合するピニオン
ギヤを保持する第１キＶリヤとを有するシングルビニオ
ン型の第１遊星歯車と、第２サンギヤと、第２リングギ
ヤと、第２サンギヤに噛合するピニオンギヤおよびその
ピニオンギヤと第２リングギヤとに噛合する他のピニオ
ンギヤを保持する第２キセリヤとを有するダブルごニオ
ン型の第２遊星歯車と、第３サンギヤと、第３リングギ
ヤと、第３サンギヤと第３リングギヤとに噛合するピニ
オンギヤを保持するとともに出力軸に連結された第３キ
？リヤとを有するシングルビニオン型の第３ＴＩ星歯車
とを備え、第１キャリヤと第２キャリヤとが一体的に連
結されるとともに、第１リングギヤと第２サンギヤと第
３キセリヤとが一体的に連結され、さらに第２リングギ
ヤと第３リングギヤとが一体的に連結され、さらに、第
３サンギヤと入力軸とを選択的に連結する第１クラッチ
手段と、一体的に連結された第１キャリヤおよび第２キ
ャリヤと入力軸とを選択的に連結する第２クラッチ手段
と、第１サンギヤと前記入力軸とを選択的に連結する第
３クラッチ手段と、一体的に連結された第２リングギヤ
および第３リングギヤの回転を選択的に止める第１ブレ
ーキ手段と、一体的に連結された第１キャリヤおよび第
２キャリヤの回転を選択的に止める第２ブレーキ手段と
、第１サンギヤの回転を選択的に止める第３ブレーキ手
段とを具備していることを特徴とするものである。Means for Solving the Problems Each of the inventions of this application achieves the above objects by the following configurations. That is, the invention described in claim 1 includes a first sun gear, a first ring gear,
A single-binion type first planetary gear having a first sun gear and a first gear holding a pinion gear that meshes with the first ring gear, a second sun gear, a second ring gear, and a pinion gear that meshes with the second sun gear. and a second pinion gear that holds another pinion gear that meshes with the pinion gear and the second ring gear. The third key is connected to the output shaft and holds the pinion gear that meshes with the ring gear. The first carrier and the second carrier are integrally connected, and the first ring gear, the second sun gear, and the third star gear are integrally connected. A first carrier integrally connected to the second ring gear and the third ring gear, and a first clutch means that selectively connects the third sun gear and the input shaft; A second clutch means selectively connects a second carrier and an input shaft, a third clutch means selectively connects a first sun gear and the input shaft, and a second ring gear and a third clutch means integrally connected. a first brake means for selectively stopping the rotation of the third ring gear; a second brake means for selectively stopping the rotation of the integrally connected first carrier and the second carrier; and a second brake means for selectively stopping the rotation of the first sun gear. The invention is characterized by comprising a third brake means for stopping the vehicle.
また請求項２に記載した光明は、第１サンギヤと、第１
リングギヤと、第１サンギヤおよび第１リングギヤに噛
合するピニオンギヤを保持する第１キャリヤとを有する
シングルビニオン型の第１遊星歯車と、第２サンギヤと
、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛合するピニオン
ギヤおよびそのピニオンギヤと第２リングギヤとに噛合
する他のピニオンギヤを保持する第２キャリヤとを有す
るダブルピニオン型の第２遊星歯車と、第３サンギヤと
、第３リングギヤと、第３サンギヤと第３リングギヤと
に噛合するピニオンギヤを保持するとともに出力軸に連
結された第３キャリヤとを有するシングルピニオン型の
第３１星歯車とを備え、第１リングギヤと第２リングギ
ヤと第３キャリヤとが一体的に連結されるとともに、第
１キャリャと第２サンギヤとが一体的に連結され、さら
に第２キャリヤと第３サンギヤとが一体的に連結され、
さらに、一体的に連結された第２キャリヤおよび第３サ
ンギヤと入力軸とを選択的に連結する第１クラッチ手段
と、一体的に連結された第１キＰす１７オよび第２サン
ギヤと前記入力軸とを選択的に連結する第２クラッチ手
段と、第１サンギヤと前記入力軸とを選択的に連結する
第３クラッチ手段と、第３リングギヤの回転を選択的に
止める第１ブレーキ手段と、一体的に連結された第１キ
ャリヤおよび第２サンギヤの回転を選択的に止める第２
ブレーキ手段と、第１サンギヤの回転を選択的に止める
第３ブレーキ手段とを具備していることを特徴とするも
のである。Further, the light described in claim 2 includes a first sun gear and a first sun gear.
A single-binion type first planetary gear having a ring gear, a first carrier holding a first sun gear and a pinion gear meshing with the first ring gear, a second sun gear, a second ring gear, and a first carrier meshing with the second sun gear. a double pinion type second planetary gear having a pinion gear and a second carrier holding another pinion gear meshing with the pinion gear and the second ring gear; a third sun gear; a third ring gear; a third sun gear and a third ring gear; A single pinion type 31st star gear that holds a pinion gear meshing with the ring gear and has a third carrier connected to the output shaft, and the first ring gear, the second ring gear, and the third carrier are integrally formed. are connected, the first carrier and the second sun gear are integrally connected, and further the second carrier and the third sun gear are integrally connected,
Furthermore, a first clutch means selectively connects the input shaft to the second carrier and the third sun gear which are integrally connected; a second clutch means that selectively connects the input shaft to the input shaft; a third clutch means that selectively connects the first sun gear and the input shaft; and a first brake means that selectively stops rotation of the third ring gear. , a second sun gear that selectively stops the rotation of the first carrier and the second sun gear that are integrally connected to each other.
The present invention is characterized by comprising a brake means and a third brake means for selectively stopping rotation of the first sun gear.
作 用
請求項１に記載した装置では、第１クラッチ手段と第１
ブレーキ手段とを係合することにより、第３遊星歯車に
おいてそのリングギヤを固定した状態でそのサンギヤが
入力軸と同等に回転するために、そのキャリヤと一体の
出力軸が入力軸に対し大きく減速されて入力軸と同方向
に回転し、その結果、前進状態での変速比が最も大きい
第１速になる。また第１ブレーキ手段に替えて第２ブレ
ーキ手段を係合させれば、第２遊星歯車および第３遊星
歯車において減速作用が生じて出力軸は入力軸より低速
で回転し、前進第２速となる。さらに第２ブレーキ手段
に替えて第３ブレーキ手段を係合させれば、前進第３速
になる。まノＣさらに第３ブレーキ手段に替えて第２ク
ラッチ手段を係合させ、もしくは第１ないし第３のクラ
ッチ手段の少なくともいずれか二つを係合させれば、全
体が一体となって回転する変速比が゛１″の前進第４速
になる。そして第２クラッチ手段と第３ブレーキ手段と
を係合させれば、すなわち前進第４速の状態で第１′ク
ラツチ手段に替えて第３ブレーキ手段を係合させれば、
変速比が゛１″以下のオーバードライブ段となる。他方
、第３クラッチ手段と第２ブレーキ手段とを係合させれ
ば、後進段となり、もしくは第３クラッチ手段と第１ブ
レーキ手段とを係合させれば、変速比が更に大きい後進
段となる。In the device according to claim 1, the first clutch means and the first
By engaging the brake means, the sun gear rotates at the same rate as the input shaft while the ring gear is fixed in the third planetary gear, so that the output shaft integrated with the carrier is greatly decelerated relative to the input shaft. and rotates in the same direction as the input shaft, resulting in the first speed, which has the largest transmission ratio in the forward state. Furthermore, if the second brake means is engaged instead of the first brake means, a deceleration effect occurs in the second planetary gear and the third planetary gear, and the output shaft rotates at a lower speed than the input shaft. Become. Furthermore, if the third brake means is engaged instead of the second brake means, the third forward speed is achieved. If the second clutch means is engaged instead of the third brake means, or at least any two of the first to third clutch means are engaged, the whole unit rotates as one. The gear ratio becomes 4th forward speed with a gear ratio of 1''.If the second clutch means and the third brake means are engaged, that is, in the state of 4th forward speed, the 1st clutch means is replaced by the 3rd clutch means. When the braking means is engaged,
It becomes an overdrive gear with a gear ratio of 1" or less. On the other hand, if the third clutch means and the second brake means are engaged, it becomes a reverse gear, or the third clutch means and the first brake means are engaged. If the gears are matched, a reverse gear with an even larger gear ratio will be created.
また請求項２に記載した装置では、第１クラッチ手段と
第１ブレーキ手段とを係合させることにより、第３遊星
歯車におりてリングギヤを固定した状態でサンギヤが入
力軸と一体になって回転するから、そのキャリヤすなわ
ち出力軸が入力軸より低速で正回転し、前進第１速とな
る。また第１ブレーキ手段に替えて第２ブレーキ手段を
係合させれば、第２遊星歯車においてサンギヤを固定し
た状態でキャリヤが入力軸と一体となって回転するので
、リングギヤおよびこれに連結した出力軸が入力軸に対
して減速されて回転し、第２速となる。さらに第２ブレ
ーキ手段に替えて第３ブレーキ手段を係合させれば、第
１遊星歯車および第２ＭＭ歯車において減速作用が生じ
て出力軸が入力軸より若干低速で回転し、前進第３速と
なる。またさらに第３ブレーキ手段に替えて第２クラッ
チ手段を係合させるなどのことにより、全てのブレーキ
手段を解放した状態で少なくとも二つのクラッチ手段を
係合させることにより全体が一体となって回転し、変速
比が°゛１”の第４速となる。そして第２クラッチ手段
と第３ブレーキ手段とを係合させれば、第１遊星歯車に
６いてサンギヤを固定した状態でキャリヤが入力軸と一
体となって回転するためにそのリングギヤおよびこれに
連結した出力軸が入力軸に対して増速されて回転し、変
速比が“１”以下のオーバードライブ段である前進第５
速となる。他方、第３クラッチ手段と第２ブレーキ手段
とを係合させれば、第１ｙ！１星歯車においてキャリヤ
を固定した状態でサンギヤが入力軸と一体となって回転
するので、リングギヤおよびこれに連結した出力軸が入
力軸に対して減速されて反対方向に回転し、後進段とな
る。その第２ブレーキ手段に替えて第１ブレーキ手段を
係合させれば、変速比が更に大きい後進段となる。Further, in the device according to claim 2, by engaging the first clutch means and the first brake means, the sun gear rotates integrally with the input shaft while the ring gear is fixed on the third planetary gear. Therefore, the carrier, that is, the output shaft rotates in the forward direction at a lower speed than the input shaft, resulting in the first forward speed. Furthermore, if the second brake means is engaged instead of the first brake means, the carrier rotates together with the input shaft while the sun gear is fixed in the second planetary gear, so that the ring gear and the output connected thereto are rotated. The shaft rotates at a reduced speed relative to the input shaft, resulting in second speed. Furthermore, if the third brake means is engaged instead of the second brake means, a deceleration effect occurs in the first planetary gear and the second MM gear, and the output shaft rotates at a slightly lower speed than the input shaft, resulting in the third forward speed. Become. Further, by engaging the second clutch means in place of the third brake means, etc., the whole unit rotates as a unit by engaging at least two clutch means with all brake means released. When the second clutch means and the third brake means are engaged, the carrier is connected to the first planetary gear and the sun gear is fixed, and the carrier is connected to the input shaft. In order to rotate integrally with the ring gear, the ring gear and the output shaft connected thereto rotate at increased speed relative to the input shaft, and the forward fifth forward gear is an overdrive stage with a gear ratio of "1" or less.
Becomes faster. On the other hand, if the third clutch means and the second brake means are engaged, the first y! In the 1-star gear, the sun gear rotates together with the input shaft with the carrier fixed, so the ring gear and the output shaft connected to it are decelerated relative to the input shaft and rotate in the opposite direction, resulting in reverse gear. . If the first brake means is engaged instead of the second brake means, a reverse gear with an even larger gear ratio is obtained.
実施例
つぎにこの出願の各発明の実施例を図面を参照して説明
する。Embodiments Next, embodiments of each invention of this application will be described with reference to the drawings.
第１図は請求項１に記載した発明の一実施例を原理的に
示す模式図であって、ここに示す歯車変速装置は、二組
のシングルビニオン型遊星歯巾と一組のダブルピニオン
型遊星歯車とを用い、それらの各遊星南東における各要
素を次のように連結して構成されている。すなわち第１
遊星歯車１は、サンギヤ１Ｓと、そのサンギヤ１Ｓと同
心状に配置したリングギヤ１Ｒと、これらのギヤ１Ｓ、
１Ｒ１，：噛合するピニオンギヤ１Ｐを保持するキャリ
ヤ１Ｃとを主たる要素として構成されたシングルビニオ
ン型遊星歯車であり、また第２遊星歯車２は、サンギヤ
２Ｓと、リングギヤ２Ｒと、これらのギヤ２Ｓ、２Ｒの
間に配置されて互いに噛合する少なくとも１対のピニオ
ンギヤ２Ｐを保持するキャリヤ２Ｃとを主たる要素とし
て構成されたダブルピニオン型遊星歯車であり、さらに
第３遊星歯車３は、第１遊星歯車１と同様に、サンギヤ
３Ｓと、そのサンギヤ３Ｓに対して同心状に配置したリ
ングギヤ３Ｒと、これらのギｔ３Ｓ 、３Ｒに噛合する
ピニオンギヤ３Ｐを保持するキャリヤ３Ｃとを主たる要
素として構成されたシングルピニオン型遊星歯車である
。そして第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃと第２遊星歯車
２のキャリヤ２Ｃとが一体となって回転するよう連結さ
れ、また第１遊星歯車１のリングギヤ１Ｒと第２遊星歯
車２のサンギヤ２Ｓと第３遊星歯車３のキャリヤ３Ｃと
の三者が一体となって回転するよう互いに連結されてい
る。さらに第２遊星歯車２のリングギヤ２Ｒと第３遊星
＃Ｉ巾３のリングギヤ３Ｒとが互いに一体となって回転
するよう連結されている。FIG. 1 is a schematic diagram showing the principle of an embodiment of the invention as set forth in claim 1, and the gear transmission shown here includes two sets of single pinion type planetary tooth width and one set of double pinion type. It is constructed by using a type planetary gear and connecting each element on the southeast side of each planet as follows. That is, the first
The planetary gear 1 includes a sun gear 1S, a ring gear 1R arranged concentrically with the sun gear 1S, and these gears 1S,
1R1: It is a single-binion type planetary gear configured mainly of a carrier 1C holding a meshing pinion gear 1P, and the second planetary gear 2 includes a sun gear 2S, a ring gear 2R, and these gears 2S, It is a double pinion type planetary gear mainly composed of a carrier 2C holding at least one pair of pinion gears 2P disposed between 2R and meshing with each other, and furthermore, the third planetary gear 3 is a double pinion type planetary gear 3 that is arranged between the first planetary gear 1 Similarly, the single pinion type is constructed mainly of a sun gear 3S, a ring gear 3R arranged concentrically with respect to the sun gear 3S, and a carrier 3C holding a pinion gear 3P that meshes with these gears 3S and 3R. It is a planetary gear. The carrier 1C of the first planetary gear 1 and the carrier 2C of the second planetary gear 2 are connected to rotate together, and the ring gear 1R of the first planetary gear 1, the sun gear 2S of the second planetary gear 2, and the carrier 2C of the second planetary gear 2 are connected to rotate together. The three planetary gears 3 and the carrier 3C are connected to each other so that they rotate together. Further, the ring gear 2R of the second planetary gear 2 and the ring gear 3R of the third planet #I width 3 are connected to each other so as to rotate integrally with each other.
なお、上記の各要素の連結構造としては、中空軸や中実
軸もしくは適宜のコネクテイングドラムなどの一般の自
動変速機で採用されている連結構造などを採用すること
ができる。Note that the connection structure for the above-mentioned elements may be a connection structure used in general automatic transmissions, such as a hollow shaft, a solid shaft, or an appropriate connecting drum.
入力軸４は、トルクコンバータや流体継手などの動力伝
達手段（図示せず）を介してエンジン（図示せず）に連
結されており、この入力軸４と第３遊星歯車３のサンギ
ヤ３Ｓとの間には、両者を選択的に連結する第１クラッ
チ手段に１が設けられ、また入力軸４と、互いに連結さ
れた第１遊星歯車１および第２遊星歯車２のキャリヤＩ
Ｃ。The input shaft 4 is connected to an engine (not shown) via a power transmission means (not shown) such as a torque converter or a fluid coupling. A first clutch means 1 for selectively connecting the two is provided therebetween, and an input shaft 4 and a carrier I for the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2 connected to each other.
C.
２Ｃとの間には、これらを選択的に連結する第２クラッ
チ手段に２が設けられ、さらに入力軸４と第１遊星歯車
１のサンギヤ１Ｓとの間には両者を選択的に連結する第
３クラッチ手段に３が設けられている。これらのクラッ
チ手段Ｋｌ 、 Ｋ２ 、 Ｋ３は、要は入力軸４と上
記の各部材とを選択的に連結し、またその連結を解除す
るものであって、例えば油圧サーボ１栴などの従来一般
に自動変速傾で採用されているは構によって係合・解放
される湿式多板クラッチや、一方向クラッチ、あるいは
これらの湿式多板クラッチと一方面クラッチとを直列も
しくは並列に配置した構成などを必要に応じて採用する
ことができる。なお、実用にあたっては、各構成部材の
配置上の制約があるから、各クラッチ手段に１ 、に２
、に３に対する連結部材としてコネクティングドラム
などの適宜の中間部材を介在させ得ることは勿論である
。A second clutch means 2 is provided between the input shaft 4 and the sun gear 1S of the first planetary gear 1 to selectively connect them. 3. 3 clutch means are provided. These clutch means Kl, K2, K3 are for selectively connecting and disconnecting the input shaft 4 and each of the above-mentioned members. It is necessary to use a wet type multi-disc clutch that is engaged and released depending on the gear mechanism used in the shifting mechanism, a one-way clutch, or a configuration in which these wet-type multi-disc clutches and one-sided clutch are arranged in series or parallel. Can be adopted accordingly. In addition, in practical use, there are restrictions on the arrangement of each component, so each clutch means has 1 and 2
It goes without saying that an appropriate intermediate member such as a connecting drum may be interposed as a connecting member to , and 3.
また互いに連結された前記第２ｍＷ歯車２および第３遊
星歯車３のリングギヤ２Ｒ，３Ｒの回転を選択的に阻止
する第１ブレーキ手段Ｂ１が、これらリングギヤ２Ｒ，
３Ｒとトランスミッションケース（以下、単にケースと
記す）６との間に設けられている。また互いに連結され
た第１遊星歯車１および第２遊星歯車２のキャリヤ”＋
Ｃ，２Ｃの回転を選択的に阻止する第２ブレーキ手段Ｂ
２が、これらのキャリヤ１ｃ、２ｃとケース６との間に
設けられている。さらに第１遊星歯申１のサンギヤ１Ｓ
の回転を選択的に阻止する第３ブレーキ手段Ｂ３が、そ
のサンギヤ１Ｓとケース６との間に設けられている。こ
れらのブレーキ手段３１゜［３２、Ｂ３は、従来一般の
自動変速橢で採用されている油圧サーボぼ構などで駆動
される湿式多板ブレーキやバンドブレーキ、あるいは一
方向クラッチ、ざらにはこれらを組合せた構成などとす
ることができ、また実用にあたっては、これらのブレー
キ手段３１．３２．３３とこれらのブレーキ手段３１．
３２ 、［３３によって固定すべき各要素との間もしく
はケース６との間に適宜の連結部材を介在さｔ！得るこ
とは勿論である。Further, a first brake means B1 selectively blocks the rotation of the ring gears 2R and 3R of the second mW gear 2 and the third planetary gear 3, which are connected to each other.
It is provided between 3R and a transmission case (hereinafter simply referred to as a case) 6. Also, the carrier of the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2 which are connected to each other
A second brake means B selectively prevents rotation of C and 2C.
2 are provided between these carriers 1c, 2c and the case 6. Furthermore, the sun gear 1S of the first planetary gear 1
A third brake means B3 for selectively blocking rotation of the sun gear 1S is provided between the sun gear 1S and the case 6. These braking means 31° [32, B3 are wet multi-disc brakes, band brakes, or one-way clutches driven by hydraulic servo mechanisms, etc., which are conventionally used in general automatic transmission vehicles, or in general, these are used. In practical use, these brake means 31, 32, 33 and these brake means 31.
32, [33, an appropriate connecting member is interposed between each element to be fixed or between the case 6 and t! Of course you can get it.
そしてプロペラシャフトやカウンタギヤ（それぞれ図示
せず）に回転を伝達する出力軸５が、第３遊星南車３の
キャリヤ３Ｃに連結されている。An output shaft 5 that transmits rotation to a propeller shaft and a counter gear (not shown) is connected to the carrier 3C of the third planetary south wheel 3.
以上のように構成された歯車変速装置では、１１ｔ１進
５段・後進１段もしくは前進５段・後進２段の変速が可
能であって、これらの各変速段は前述した各クラッチ手
段に１ 、に２ 、に３およびブレーキ手段［３７，３
２，３３を１１表に示すように係合させることにより達
成される。なお、第１表には各変速段の変速比およびそ
の具体値を併せて示してあり、その具体値は、各遊星歯
車１，２．３のギヤ比ρ１．ρ２．ρ３を、ρ１ ＝
０．３８７、ρ２ ＝ ０．５５７、ρ３ ＝ ０．４
００とした場合の値である。The gear transmission configured as described above is capable of shifting 11t with 5 forward speeds and 1 reverse speed, or 5 forward speeds and 2 reverse speeds. 2, 3 and brake means [37,3
This is achieved by engaging the parts 2 and 33 as shown in Table 11. Table 1 also shows the gear ratio of each gear stage and its specific value, and the specific value is the gear ratio ρ1... of each planetary gear 1, 2.3. ρ2. ρ3, ρ1 =
0.387, ρ2 = 0.557, ρ3 = 0.4
This is the value when it is set to 00.
また第１表中Ｏ印は係合状態であることを、またΔ印は
係合させてもよいことを、さらに空欄は解放状態である
ことをそれぞれ示す。以下、各変速段について説明する
。Further, in Table 1, the O mark indicates an engaged state, the Δ mark indicates that it may be engaged, and the blank column indicates a released state. Each gear stage will be explained below.
（この頁、以下余白）
（前進第１速）
第１クラッチ手段に１および第１ブレーキ手段Ｂ１を係
合させる。すなわち第３￥１星歯車３のサンギヤ３Ｓを
入力軸４に連結するとともに、第２遊星歯車２および第
３遊星歯車３のリングギヤ２Ｒ，３Ｒを固定する。した
がって第１遊星歯車１は、そのサンギヤ１Ｓおよびキャ
リヤ１Ｃが入力軸４およびケース６に対して解放されて
いるから、特に増減速作用を行なりなす、また第２Ｍ星
歯重２は、キャリヤ２Ｃが入力軸４およびケース６に対
して解放されているから特に増減速作用を行なわない。(This page, hereafter in the margin) (First forward speed) 1 and the first brake means B1 are engaged with the first clutch means. That is, the sun gear 3S of the third \1 star gear 3 is connected to the input shaft 4, and the ring gears 2R and 3R of the second planetary gear 2 and the third planetary gear 3 are fixed. Therefore, since the sun gear 1S and the carrier 1C of the first planetary gear 1 are released from the input shaft 4 and the case 6, the first planetary gear 1 particularly performs an acceleration/deceleration action, and the second M star tooth weight 2 is caused by the carrier 2C. Since it is released from the input shaft 4 and the case 6, no particular acceleration/deceleration action is performed.
これに対して第３遊星歯車３ではリングギヤ３Ｒを固定
した状態でサンギヤ３Ｓが入力軸４と一体となって回転
するから、キャリヤ３Ｃすなわち出力軸５が入力軸４に
対して減速されて正回転（入力軸４と同方向の回転。以
下同じ）する。On the other hand, in the third planetary gear 3, the sun gear 3S rotates together with the input shaft 4 while the ring gear 3R is fixed, so the carrier 3C, that is, the output shaft 5, is decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the forward direction. (rotation in the same direction as the input shaft 4; the same applies hereinafter).
この場合の変速比は第１表に示す通り、（１＋ρ３）／
ρ３
で表わされ、その具体値は、３．５００である。The gear ratio in this case is (1+ρ3)/as shown in Table 1.
It is expressed as ρ3, and its specific value is 3.500.
（前進第２速）
第１クラッチ手段に１と第２ブレーキ手段Ｂ２とを係合
させる。すなわち前進第１速の状態において第１ブレー
キ手段Ｂ１に替えて第２ブレーキ手段Ｂ２を係合させる
。したがって前進第１速の場合と同様に、第３Ｔｉ星歯
車３のサンギヤ３Ｓが入力軸４に連結され、これに対し
て第１遊星歯車１および第２遊星歯車２の各キャリヤ１
Ｃ，２Ｃが固定される。この場合においても第１′遊星
歯車１は、そのサンギヤ１Ｓが入力軸４およびケース６
に対して解放されているから、特に増減速作用を行なわ
ない。すなわち第２遊星歯車２および第３遊星歯車３が
増減速作用を行なうことになるが、第２遊星歯車２にお
いてはキャリヤ２Ｃが固定されていることによりリング
ギヤ２Ｒが低速で正回転し、その結果、第３ｍ星歯車３
では、第２遊星歯車２のリングギヤ２Ｒと一体のリング
ギヤ３Ｒを低速で正回転させつつサンギヤ３Ｓが入力軸
４と一体となって回転することになるので、キャリヤ３
Ｃすなわち出力軸５は上記の第１速の場合より若干速く
正回転し、前進第２速となる。そして変速比は第１表に
示す通り、
（１−ρ２＋ρ３）、／ρ３
で表わされ、その具体値は、２．１３５である。(Second forward speed) The first clutch means 1 and the second brake means B2 are engaged. That is, in the state of the first forward speed, the second brake means B2 is engaged instead of the first brake means B1. Therefore, similarly to the case of the first forward speed, the sun gear 3S of the third Ti star gear 3 is connected to the input shaft 4, and in contrast, each carrier 1 of the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2
C and 2C are fixed. In this case as well, the 1' planetary gear 1 has its sun gear 1S connected to the input shaft 4 and the case 6.
Since it is released to In other words, the second planetary gear 2 and the third planetary gear 3 perform an increasing/decelerating action, but since the carrier 2C is fixed in the second planetary gear 2, the ring gear 2R rotates forward at a low speed, and as a result, , 3rd m star gear 3
Now, since the sun gear 3S rotates integrally with the input shaft 4 while the ring gear 3R, which is integral with the ring gear 2R of the second planetary gear 2, rotates forward at low speed, the carrier 3
C, that is, the output shaft 5 rotates slightly faster in the forward direction than in the first speed, resulting in the second forward speed. As shown in Table 1, the gear ratio is expressed as (1-ρ2+ρ3), /ρ3, and its specific value is 2.135.
（前進第３速）
第１クラッチ手段に１と第３ブレーキ手段Ｂ３とを係合
させる。換言すれば、前進第２速の状態で第２ブレーキ
手段Ｂ２に替えて第３ブレーキ手段Ｂ３を係合させる。(Third forward speed) The first clutch means 1 and the third brake means B3 are engaged. In other words, in the state of the second forward speed, the third brake means B3 is engaged instead of the second brake means B2.
すなわち入力軸４は第１速および第２速の場合と同様に
、第３遊星歯中３のサンギヤ３５１．：連結され、これ
に対して第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓが固定される。That is, the input shaft 4 is connected to the sun gear 351 . : connected, and the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is fixed to this.
したがって第３遊星ｍ中３においてはそのサンギヤ３Ｓ
が入力軸４と一体となって回転することにより、キャリ
ヤ３Ｃが正回転しようとするが、このキャリヤ３Ｃには
第１遊星歯車１のリングギヤ１Ｒが連結されているため
に第１遊星歯車１では、キャリヤ１Ｃがリングギヤ１Ｒ
より低速で正回転しようする。また第３遊星歯車３のキ
ャリヤ３Ｃが第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓに連結され
、かつ第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃが第２遊星歯車２
のキャリヤ２Ｃに連結されているから、第２遊星歯車２
では、キャリヤ２Ｃがゆっくり正回転し、かつサンギヤ
２Ｓがそれより速く正回転するので、リングギヤ２Ｒが
これら両者の中間の速さで正回転する。その結果、第３
遊星歯車３では、リングギヤ３Ｒをゆっくり正回転させ
た状態でサンギ１７３Ｓが入力軸４と同速度で回転する
ためにキャリヤ３Ｃがリングギヤ３Ｒより速くかつ入力
軸４より低速で正回転する。すなわち出力軸５が入力軸
４に対して若干減速されて正回転し、前進第３速となる
。そしてこの場合の変速比は、
ρ３ （１＋ρ１）＋ρ１ （１−ρ２）ρ３ （１＋
ρ１）
で表わされ、その具体値は、１．３０９となる。Therefore, in the third planet m3, its sun gear 3S
When the carrier 3C rotates together with the input shaft 4, the carrier 3C tries to rotate forward, but since the ring gear 1R of the first planetary gear 1 is connected to the carrier 3C, the first planetary gear 1 , carrier 1C is ring gear 1R
Try rotating forward at a slower speed. Further, the carrier 3C of the third planetary gear 3 is connected to the sun gear 2S of the second planetary gear 2, and the carrier 1C of the first planetary gear 1 is connected to the second planetary gear 2.
Since the second planetary gear 2 is connected to the carrier 2C of
In this case, the carrier 2C rotates forward slowly and the sun gear 2S rotates forward faster, so the ring gear 2R rotates forward at a speed intermediate between these two. As a result, the third
In the planetary gear 3, since the ring gear 173S rotates at the same speed as the input shaft 4 while the ring gear 3R is slowly rotating forward, the carrier 3C rotates forward faster than the ring gear 3R and slower than the input shaft 4. That is, the output shaft 5 is slightly decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the forward direction, resulting in the third forward speed. And the gear ratio in this case is ρ3 (1+ρ1)+ρ1 (1-ρ2)ρ3 (1+
ρ1), and its specific value is 1.309.
（前進第４速）
第１ないし第３のクラッチ手段に１．に２ 、に３のう
ちの少なくともいずれか二つのクラッチ手段、例えば第
１および第２のクラッチ手段に１゜Ｋ２を係合させる。(4th forward speed) 1. At least two of the clutch means, for example, the first and second clutch means, are engaged by 1°K2.
換言すれば、第３速の状態で第３ブレーキ手段Ｂ３に替
えて第２クラッチ手段に２を係合させる。すなわち全て
のブレーキ手段３１．３２ 、）３３を解放した状態で
第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃ１第２遊星歯車２のキセ
リャ２Ｃ１第３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓのそれぞれを
入力軸４に連結する。したがって第２遊星歯車２におい
てはサンギヤ２Ｓに出力軸５からの負荷がかかつている
ので、キャリヤ２Ｃが入力軸４に連結されることにより
リングギヤ２Ｒが入力軸４に対して減速されて正回転し
、これが第３遊星歯車３のリングギヤ３Ｒに伝達される
。したがって第３遊星歯車３ではリングギヤ３Ｒをゆっ
くり正回転させつつサンギヤ３Ｓが入力軸４と一体とな
って回転するので、結局、第２遊星歯車２のサンギヤ２
Ｓに連結されているキャリヤ３Ｃは正回転させられ、そ
れに伴って第２遊星歯車２においては、サンギヤ２Ｓが
正回転している状態でキャリヤ２Ｃが入力軸４と一体と
なって回転することになり、そのためリングギヤ２Ｈの
回転も、サンギヤ２Ｓが停止していると仮定した場合よ
り速くなり、その結果、第２遊星歯車２および第３遊星
歯車３はその全体が一体となって回転する。それに伴い
第１遊星歯車１のリングギヤ１Ｒも入力軸４と同方向に
等速で回転するから、第１遊星歯車１もその全体が一体
となって回転する。すなわち歯車列の全体が一体回転す
るために、増減速作用が生じず、変速比は′１′になる
。In other words, in the third speed state, the second clutch means 2 is engaged instead of the third brake means B3. That is, the carrier 1C of the first planetary gear 1, the carrier 2C of the second planetary gear 2, and the sun gear 3S of the third planetary gear 3 are connected to the input shaft 4 with all the brake means 31, 32, ) 33 released. Therefore, in the second planetary gear 2, since the sun gear 2S is loaded with the load from the output shaft 5, the carrier 2C is connected to the input shaft 4, so that the ring gear 2R is decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the forward direction. , this is transmitted to the ring gear 3R of the third planetary gear 3. Therefore, in the third planetary gear 3, the sun gear 3S rotates integrally with the input shaft 4 while slowly rotating the ring gear 3R in the forward direction.
The carrier 3C connected to S is rotated in the forward direction, and accordingly, in the second planetary gear 2, the carrier 2C rotates integrally with the input shaft 4 while the sun gear 2S is rotating in the forward direction. Therefore, the rotation of the ring gear 2H is also faster than when it is assumed that the sun gear 2S is stopped, and as a result, the second planetary gear 2 and the third planetary gear 3 rotate as a whole. Accordingly, since the ring gear 1R of the first planetary gear 1 also rotates at a constant speed in the same direction as the input shaft 4, the first planetary gear 1 also rotates as a whole. That is, since the entire gear train rotates integrally, no acceleration/deceleration action occurs, and the gear ratio becomes '1'.
（前進第５速）
第２クラッチ手段に２と第３ブレーキ手段Ｂ３とを係合
させる。すなわち上述した第４速の状態で第１クラッチ
手段に１に替えて第３ブレーキ手段Ｂ３を係合させる。(Fifth forward speed) The second clutch means 2 and the third brake means B3 are engaged. That is, in the fourth speed state described above, the third brake means B3 is engaged instead of the first clutch means 1.
したがって第１遊星歯車１および第２遊星歯車２のキャ
リヤ１ｃ、２ｃを入力軸４に連結するとともに、第１遊
星歯車１のサンギヤ１Ｓを固定することになる。そのた
め第１遊星歯車］においてサンギヤ］Ｓを固定した状態
でキャリヤ１Ｃが入力軸４と一体となって回転するので
、リングギヤ１Ｒが入力軸４に対して増速されて正回転
し、このリングギヤ１Ｒと一体となって出力軸５が回転
する。なお、第２遊星歯車２は、そのリングギヤ２Ｒが
入力軸４およびケース６に対して解放されているために
、特に増減速作用を行なわず、また第３￥Ｌ星歯巾３も
そのリングギヤ３がケース６に対して解放されているた
めに特に増減速作用を行なわない。すなわち出力軸５が
入力軸４に対して増速されて正回転し、その結果オーバ
ードライブ段となる。そしてその変速比は、第１表に示
すように、
１／（１＋ρ１）
で表わされ、その具体値は、０．７２１となる。Therefore, the carriers 1c and 2c of the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2 are connected to the input shaft 4, and the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is fixed. Therefore, the carrier 1C rotates together with the input shaft 4 while the sun gear S is fixed in the first planetary gear, so the ring gear 1R is accelerated with respect to the input shaft 4 and rotates in the forward direction. The output shaft 5 rotates together with the output shaft 5. In addition, since the ring gear 2R of the second planetary gear 2 is released from the input shaft 4 and the case 6, it does not perform any particular acceleration/deceleration action, and the third L star tooth width 3 also Since it is open to the case 6, it does not perform any particular acceleration/deceleration action. That is, the output shaft 5 is sped up relative to the input shaft 4 and rotates in the forward direction, resulting in an overdrive stage. As shown in Table 1, the gear ratio is expressed as 1/(1+ρ1), and its specific value is 0.721.
（後進第１速）
第３クラッチ手段に３と第２ブレーキ手段８２とを係合
させる。すなわち第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓを入力
軸４に連結するとともに、第１遊星歯車１および第２遊
星南東２のキャリヤＩＣ。(Reverse 1st speed) The third clutch means 3 and the second brake means 82 are engaged. That is, the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is connected to the input shaft 4, and the carrier IC of the first planetary gear 1 and the second planetary gear southeast 2.
２Ｃを固定する。したがって第１遊星歯車１においては
、キャリヤ１Ｃを固定した状態でサンギヤ１Ｓを入力軸
４と一体となって回転させるから、リングギヤ１Ｒが入
力軸４に対して減速されて逆回転（入力軸４とは反対方
向の回転。以下同じ）する。なおこの場合も、第２遊星
南東２および第３遊星歯車３は、それぞれのリングギヤ
２Ｒ１３Ｒがケース６に対して解放されているから、特
に増減速作用を行なわない。すなわち出力軸５が入力軸
４に対して減速されて逆回転し、後進段となる。この場
合の変速比は、第１表の通り、−１／ρ１
で表わされ、その具体値は、−２，５８４となる。Fix 2C. Therefore, in the first planetary gear 1, since the sun gear 1S is rotated together with the input shaft 4 while the carrier 1C is fixed, the ring gear 1R is decelerated with respect to the input shaft 4 and rotates in reverse (input shaft 4 and is a rotation in the opposite direction (the same applies hereafter). In this case as well, the second planetary southeast 2 and the third planetary gear 3 do not particularly perform an increasing or decelerating action since their respective ring gears 2R13R are released from the case 6. That is, the output shaft 5 is decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the opposite direction, resulting in a reverse gear. The gear ratio in this case is expressed as -1/ρ1 as shown in Table 1, and its specific value is -2,584.
（後進第２速）
第３クラッチ手段に３および第１ブレーキ手段Ｂ１を係
合させることにより、第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓを
入力軸４に連結するとともに、第２遊星歯車２および第
３遊星歯車３の各リングギヤ２Ｒ，３Ｒを固定する。し
たがって第１遊星歯車１では、リングギヤ１Ｒに出力軸
５の９荷がかかっているために、サンギヤ１Ｓが入力軸
４と一体となって回転することによりキャリヤ１Ｃがゆ
っくり正回転しようとする。このキャリヤ１Ｃに第２遊
星歯車２のキャリヤ２Ｃが連結されているから、第２遊
星歯車２ではリングギヤ２Ｒを固定した状態でキャリヤ
２Ｃがゆっくり正回転しようとするため、サンギヤ２Ｓ
が逆回転し、これが第２遊星歯中１のリングギヤ１Ｒに
伝達される。すなわち第１遊星歯車１においてはリング
ギヤ１Ｒをゆっくり逆回転させた状態でサンギヤ１Ｓが
入力軸４と一体となって回転するので、キャリヤ１Ｃが
更に低速で正回転する。なおこの場合、第３遊星南車３
は、そのリングギヤ３Ｒがケース６に対して解放され、
かつサンギヤ３Ｓが入力軸４に対して解放されているか
ら、特に増減速作用を行なわない。結局は、第１遊星歯
車１のリングギヤ１Ｒおよび第２遊星歯車２のサンギヤ
２Ｓに連結されている出力軸５が入力軸４に対して大き
く減速されて逆回転する。そしてその変速比は第１表に
示す通り、
−（１＋ρｌρ２）／ρ１ （１−ρ２）で表わされ、
その具体値は、−７，０９０となる。なお、この値から
知られるよう、この後進第２速は特殊用途向きである。(Second reverse speed) By engaging the third clutch means 3 and the first brake means B1, the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is connected to the input shaft 4, and the second planetary gear 2 and the third Each ring gear 2R, 3R of the planetary gear 3 is fixed. Therefore, in the first planetary gear 1, since the load of the output shaft 5 is applied to the ring gear 1R, the sun gear 1S rotates together with the input shaft 4, so that the carrier 1C tends to rotate slowly in the forward direction. Since the carrier 2C of the second planetary gear 2 is connected to this carrier 1C, the carrier 2C of the second planetary gear 2 tries to slowly rotate forward with the ring gear 2R fixed, so that the sun gear 2S
rotates in the opposite direction, and this is transmitted to the first ring gear 1R among the second planetary teeth. That is, in the first planetary gear 1, the sun gear 1S rotates together with the input shaft 4 while the ring gear 1R rotates slowly in the reverse direction, so that the carrier 1C rotates in the forward direction at an even lower speed. In this case, the third planetary south wheel 3
, the ring gear 3R is released from the case 6,
Moreover, since the sun gear 3S is released from the input shaft 4, no particular acceleration/deceleration action is performed. In the end, the output shaft 5 connected to the ring gear 1R of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 is greatly decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the opposite direction. As shown in Table 1, the gear ratio is expressed as -(1+ρlρ2)/ρ1 (1-ρ2),
Its concrete value is -7,090. As can be seen from this value, this second reverse speed is suitable for special purposes.
以上、各変速段について述べたことから明らかなように
、第１図に示す歯車変速装置では、第１速から第４速の
各変速段の変速比が等止板数に近い関係にあることから
、変速の前後でのエンジン回転数の比がほぼ一定となり
、運転し易い自動変速機とすることができる。さらにオ
ーバードライブ段の変速比が０．７２１であって、実用
可能な範囲で小さい値に設定できるために、動力性能を
確保しつつ高速走行時のエンジン回転数を下げて燃費お
よび静粛性を良好なものとすることができる。As is clear from the above description of each gear, in the gear transmission shown in Fig. 1, the gear ratio of each gear from 1st to 4th gear has a relationship close to the number of equal stop plates. Therefore, the ratio of the engine speeds before and after the shift is approximately constant, making it possible to provide an automatic transmission that is easy to drive. Furthermore, the gear ratio of the overdrive stage is 0.721, which can be set to a small value within a practical range, ensuring power performance while lowering the engine speed during high-speed driving, improving fuel efficiency and quietness. It can be made into something.
そして各変速段の説明で述べた通り、隣接する他の変速
段に変速する場合、いずれか一つの係合手段を解放し、
かつ他の係合手段を係合させればよいため、すなわち二
個の係合手段を切換えて変速を行なうことができるため
、変速制御が容易で変速ショックの低減を図ることがで
きる。他方、上記の歯車変速８置では、遊星歯車は三組
でよいうえに、各遊星歯車１，２．３におけるギヤ比が
０３８〜０．５６程度のバランスのとれた構成とするこ
とのできる値でよく、それに伴い遊星歯車が大径化する
ことがなく、したがって上記の歯車変速装置によれば、
全体としての構成を簡素化し、かつ小型化を図ることが
できる。そしてまた入力軸４と出力軸５とを同一軸線上
に配置できるので、ＦＦ車（前置きエンジン前輪駆動車
）およびＦＲ車（前置きエンジン後輪駆動車）のいずれ
にも容易に適用することのできる歯車変速装置とするこ
とができる。しかも各ピニオンギヤのキャリヤに対する
相対回転数を低く抑えることができるので、耐久性を向
上させることができる。As mentioned in the explanation of each gear, when shifting to another adjacent gear, one of the engagement means is released,
In addition, since it is only necessary to engage the other engagement means, that is, the two engagement means can be switched to perform a shift, shift control is easy and shift shock can be reduced. On the other hand, in the above-mentioned 8-gear transmission system, only three sets of planetary gears are required, and the gear ratio of each planetary gear 1, 2.3 is about 0.38 to 0.56, a value that allows a balanced configuration. Therefore, according to the gear transmission described above, the diameter of the planetary gear does not increase accordingly.
The overall configuration can be simplified and downsized. Furthermore, since the input shaft 4 and the output shaft 5 can be arranged on the same axis, it can be easily applied to both FF vehicles (front engine front wheel drive vehicles) and FR vehicles (front engine rear wheel drive vehicles). It can be a gear transmission. Moreover, since the relative rotational speed of each pinion gear to the carrier can be kept low, durability can be improved.
ところでエンジン横置きタイプの車両に搭載する場合に
は、入力軸４と出力軸５とを接近して配置する構成とす
ることが好ましいので、第１図に示す構成の変速装置を
エンジン横置きタイプの車両に搭ｉ１！する場合には、
クラッチ手段Ｋｌ 、 Ｋ２ 。By the way, when the transmission is installed in a vehicle with a horizontally mounted engine, it is preferable to arrange the input shaft 4 and the output shaft 5 close to each other. i1 on board the vehicle! If you do,
Clutch means Kl, K2.
Ｋ３およびブレーキ手段３１．３２．３３を第２図に示
すよう配＠することが好ましい。なお、第２図申付号７
はカウンタギヤであって、前記出力軸５はこのカウンタ
ギヤ７を介してセンタディファレンシャルもしくはフロ
ントディファレンシャルあるいはリヤディファレンシャ
ルなどの差初歯中は憫８のリングギヤ９に連結されてい
る。その他の構成は第１図と同様であって、第２図に第
１図と同様の符号を付してその説明を省略する。Preferably, K3 and brake means 31, 32, 33 are arranged as shown in FIG. In addition, Figure 2 Notification No. 7
is a counter gear, and the output shaft 5 is connected via this counter gear 7 to a ring gear 9 of a gear 8 during differential gearing of a center differential, a front differential, a rear differential, or the like. The rest of the structure is the same as that in FIG. 1, and the same reference numerals as in FIG. 1 are given in FIG. 2, and the explanation thereof will be omitted.
つぎに請求項２に記載した発明の実施例を第３図に基づ
いて説明する。Next, an embodiment of the invention set forth in claim 2 will be described based on FIG.
すなわち第３図に示す歯車変速装置においても、第１の
遊星歯車１および第３の遊星歯車３がシングルピニオン
型遊星歯車によってそれぞれ構成されるとともに、第２
の遊星歯車２がダブルごニオン型遊星歯車によって構成
され、これらの各遊星歯車１．２．３における各要素は
以下のように連結されている。第１遊星歯車１は、サン
ギヤ１Ｓと、そのサンギヤ１Ｓと同心状に配置したリン
グギヤ１Ｒと、これらのギヤＩＳ、１Ｒ１，：噛合する
ピニオンギヤ１Ｐを保持するキャリヤ１Ｃとを主たる要
素として構成されており、また第２遊星歯車２は、キャ
リヤ２Ｃ゛と、リングギヤ２Ｒと、これらのギヤ２５．
２Ｒの間に配置されて互いに噛合する少なくとも１対の
ピニオンギヤ２Ｐを保持するキャリヤ２Ｃとを主たる要
素として構成されている。これに対して第３遊星歯車３
は、第１遊星歯重１と同様に、サンギヤ３Ｓと、そのサ
ンギヤ３Ｓに対して同心状に配置したリングギヤ３Ｒと
、これらのギヤ３Ｓ、３Ｒに噛合するピニオンギヤ３Ｐ
を保持するキャリヤ３Ｃとを主たる要素として構成され
ている。そして第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃと第２遊
星歯車２のサンギヤ２Ｓとが一体となって回転するよう
連結され、また第１遊星歯車１のリングギヤ１Ｒと第２
遊星歯車２のリングギヤ２Ｒと第３￥Ｌ星歯車３のキャ
リヤ３ｃとの王者が一体となって回転するよう互いに連
結されている。さらに第２遊星歯車２のキャリヤ２Ｃと
第３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓとが一体となって回転す
るよう連結されている。That is, also in the gear transmission shown in FIG. 3, the first planetary gear 1 and the third planetary gear 3 are each constituted by a single pinion type planetary gear, and the second
The planetary gear 2 is constituted by a double-ion type planetary gear, and each element in each of these planetary gears 1.2.3 is connected as follows. The first planetary gear 1 is mainly composed of a sun gear 1S, a ring gear 1R arranged concentrically with the sun gear 1S, and a carrier 1C holding a pinion gear 1P that meshes with these gears IS, 1R1, and the like. , and the second planetary gear 2 includes a carrier 2C', a ring gear 2R, and these gears 25.
The main element is a carrier 2C that holds at least one pair of pinion gears 2P disposed between pinion gears 2R and meshing with each other. On the other hand, the third planetary gear 3
Similar to the first planetary tooth weight 1, the sun gear 3S, the ring gear 3R arranged concentrically with respect to the sun gear 3S, and the pinion gear 3P meshing with these gears 3S and 3R
The main element is a carrier 3C that holds a . The carrier 1C of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 are connected to rotate together, and the ring gear 1R of the first planetary gear 1 and the second
The ring gear 2R of the planetary gear 2 and the carrier 3c of the third L star gear 3 are connected to each other so that they rotate together. Furthermore, the carrier 2C of the second planetary gear 2 and the sun gear 3S of the third planetary gear 3 are connected to rotate together.
なお、上記の各要素の連結１１１造としては、中空軸や
中実軸もしくは適宜のコネクティングドラムなどの一般
の自動変速機で採用されている連結構造などを採用する
ことができる。Note that as the connection 111 structure for each of the above-mentioned elements, a connection structure employed in general automatic transmissions, such as a hollow shaft, a solid shaft, or an appropriate connecting drum, can be adopted.
入力軸４は、トルクコンバータや流体継手などの動力伝
達手段（図示せず）を介してエンジン（図示せず）に連
結されており、この入力軸４と、互いに連結された第２
遊星Ｉ！ｌｉｌ中２のキャリヤ２Ｃおよび第３遊星１！
ｊＪｉｉ３のサンギヤ３Ｓとの間には、これらを選択的
に連結する第１クラッチ手段に１が設けられ、また入力
軸４と、互いに連結された第１遊星歯車１のキャリヤ１
Ｃおよび第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓとの間には、こ
れらを選択的に連結する第２クラッチ手段に２が設けら
れ、さらに入力軸４と第１ｙ！１星歯車１のサンギヤ１
Ｓとの間には両者を選択的に連結する第３クラッチ手段
に３が設けられている。これらのクラッチ手段に１．に
２ 、に３は、要は入力軸４と上記の各部材とを選択的
に連結し、またその連結を解除するものであって、例え
ば油圧サーボ機構などの従来−股に自動変速機で採用さ
れている機構によって係合・解放される湿式多板クラッ
チや、一方向クラッチ、あるいはこれらの湿式多板クラ
ッチと一方面クラッチとを直列もしくは並列に配置した
構成などを必要に応じて採用することができる。なお、
実用にあたっては、各構成部材の配置上の制約があるか
ら、各クラッチ手段Ｋｌ 、 Ｋ２ 、 Ｋ３に対する
連結部材としてコネクテイングドラムなどの適宜の中間
部材を介在させ得ることは勿論である。The input shaft 4 is connected to an engine (not shown) via a power transmission means (not shown) such as a torque converter or a fluid coupling.
Yusei I! Carrier 2C of lil middle 2 and third planet 1!
A first clutch means 1 is provided between the jJii 3 and the sun gear 3S to selectively connect them, and a carrier 1 of the input shaft 4 and the first planetary gear 1 connected to each other is provided.
C and the sun gear 2S of the second planetary gear 2, a second clutch means 2 is provided to selectively connect them, and furthermore, a second clutch means 2 is provided between the input shaft 4 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2. 1 star gear 1 sun gear 1
A third clutch means 3 is provided between S and S to selectively connect the two. These clutch means include 1. 2 and 3 are for selectively connecting and disconnecting the input shaft 4 and each of the above-mentioned members, and for example, a conventional automatic transmission such as a hydraulic servo mechanism, etc. Wet type multi-disc clutches that are engaged and released by the adopted mechanism, one-way clutches, or configurations in which these wet-type multi-disc clutches and one-way clutches are arranged in series or parallel are adopted as necessary. be able to. In addition,
In practical use, since there are restrictions on the arrangement of each component, it goes without saying that an appropriate intermediate member such as a connecting drum may be interposed as a connecting member for each clutch means Kl, K2, K3.
また前記第３遊星歯車３のリングギヤ３Ｒの回転を選択
的に阻止する第１ブレーキ手段Ｂ１が、そのリングギヤ
３Ｒとケース６との間に設けられている。また互いに連
結された第１遊星歯中１のキャリヤ１Ｃおよび第２遊星
歯車２のサンギヤ２Ｓの回転を選択的に阻止する第２ブ
レーキ手段Ｂ２が、これらのキャリヤ１Ｃおよびサンギ
ヤ２Ｓとケース６との間に設けられている。さらに第１
遊星歯車１のサンギヤ１Ｓの回転を選択的に阻止する第
３ブレーキ手段Ｂ３が、そのサンギヤ１Ｓとケース６と
の間に設けられている。これらのブレーキ手段３１ 、
Ｂ２．３３は、従来一般の自動変速傾で採用されてい
る油圧サーボｔ１構などで駆動される湿式多板ブレーキ
やバンドブレーキ、あるいは一方向クラッチ、さらには
これらを組合せた構成などとすることができ、また実用
にあたっては、これらのブレーキ手段Ｂ１．８２ 、Ｂ
３とこれらのブレーキ手段１３１．３２．３３によって
固定すべき各要素との間もしくはケース６との間に適宜
の連結部材を介在させ得ることは勿論である。Further, a first brake means B1 for selectively blocking the rotation of the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is provided between the ring gear 3R and the case 6. Further, a second brake means B2 selectively prevents the rotation of the carrier 1C of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2, which are connected to each other. is provided in between. Furthermore, the first
A third brake means B3 for selectively blocking rotation of the sun gear 1S of the planetary gear 1 is provided between the sun gear 1S and the case 6. These braking means 31,
The B2.33 can be configured with wet multi-disc brakes, band brakes, or one-way clutches driven by hydraulic servo T1 structures, which have been conventionally adopted in general automatic gear shifting systems, or a one-way clutch, or a combination of these. In practical use, these brake means B1.82, B
Of course, an appropriate connecting member may be interposed between the case 6 and the respective elements to be fixed by the brake means 131, 32, 33 or the case 6.
そしてプロペラシャフトやカウンタギヤ（それぞれ図示
せず）に回転を伝達する出力軸５が、第３ｍ星歯車３の
キャリヤ３Ｃに連結されている。An output shaft 5 that transmits rotation to a propeller shaft and a counter gear (not shown) is connected to the carrier 3C of the third m-th star gear 3.
以上のように構成された歯車変速８置では、前進５段・
後進１段もしくは前進５段・後進２段の変速が可能であ
って、これらの各変速段は前述した各クラッチ手段に？
、に２ 、に３およびブレーキ手段Ｂｌ 、８２．８
３を第２表に示すように係合させることにより達成され
る。なお、第２表には各変速段の変速比およびその具体
値を併せて示してあり、その具体値は、各遊星歯車１．
２．３のギヤ比ρ１．ρ２．ρ３を、ρ１ ＝ ０．３
８７、ρ２ ： ０．５２９、ρ３ ＝ ０．３９５と
した場合の値である。The 8-position gear shift configured as described above has 5 forward speeds and 5 forward speeds.
Is it possible to change gears to 1 reverse gear or 5 forward gears and 2 reverse gears, and each of these gears is controlled by each of the clutch means mentioned above?
, 2 , 3 and brake means Bl , 82.8
3 as shown in Table 2. Table 2 also shows the gear ratio of each gear stage and its specific value, and the specific value is for each planetary gear 1.
2.3 gear ratio ρ1. ρ2. ρ3, ρ1 = 0.3
87, ρ2: 0.529, ρ3 = 0.395.
また第２表中Ｑ印は係合状態であることを、またΔ印は
係合させてもよいことを、さらに空欄は解放状態である
ことをそれぞれ示す。以下、各変速段について説明する
。Further, in Table 2, the mark Q indicates the engaged state, the mark Δ indicates that it may be engaged, and the blank column indicates the released state. Each gear stage will be explained below.
（この頁、以下余白）
（前進第１速）
第１クラッチ手段に１および第１ブレーキ手段Ｂ１を係
合させる。すなわち第２遊星歯車２のキャリヤ２Ｃおよ
び第３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓを入力軸４に連結する
とともに、第３遊星南中３のリングギヤ３Ｒを固定する
。この場合、第１遊星歯車１はサンギヤ１Ｓが入力軸４
およびケース６に対して解放されかつキャリヤ１Ｃが入
力軸４に対して解放されているから、特に増減速作用を
行なわず、また第２遊星歯中２もそのサンギヤ２Ｓが入
力軸４に対して解放されているから、特に増減速作用を
行なわない。そして第３遊星歯車３においては、リング
ギヤ３Ｒを固定した状態でサンギヤ３Ｓが入力軸４と一
体となって回転するので、そのキャリヤ３Ｃすなわちこ
れと一体の出力軸５が入力軸４に対して大幅に減速され
て正回転し、前進第１速となる。その変速比は第２表に
示す通り、
（１＋ρ３）／ρ３
で表わされ、その具体値は、３．５３２である。(This page, hereafter in the margin) (First forward speed) 1 and the first brake means B1 are engaged with the first clutch means. That is, the carrier 2C of the second planetary gear 2 and the sun gear 3S of the third planetary gear 3 are connected to the input shaft 4, and the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is fixed. In this case, in the first planetary gear 1, the sun gear 1S is connected to the input shaft 4.
Since the carrier 1C is released from the case 6 and the carrier 1C is released from the input shaft 4, no particular acceleration/deceleration action is performed, and the sun gear 2S of the second planetary tooth middle 2 also Since it is released, no particular acceleration or deceleration action is performed. In the third planetary gear 3, since the sun gear 3S rotates together with the input shaft 4 while the ring gear 3R is fixed, the carrier 3C, that is, the output shaft 5 integrated therewith, is significantly larger than the input shaft 4. It is decelerated and rotates forward, reaching the first forward speed. As shown in Table 2, the gear ratio is expressed as (1+ρ3)/ρ3, and its specific value is 3.532.
（前進第２速）
第１クラッチ手段に１と第２ブレーキ手段Ｂ２とを係合
さぜる。すなわち前進第１速の状態において第１ブレー
キ手段Ｂ１に替えて第２ブレーキ手段Ｂ２を係合させる
。したがって前進第１速の場合と同様に、第２遊星歯車
２のキャリヤ２Ｃおよび第３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓ
が入力軸４に連結され、これに対して第１遊星歯車１の
キャリヤ１および第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓが固定
される。この場合においても、第１遊星歯車１はそのサ
ンギヤ１Ｓが入力軸４およびケース６に対して解放され
ているから、特に増減速作用は行なわない。また第３遊
星歯車３も、そのリングギヤ３Ｒがケース６に対して解
放されているから、特に増減速作用は行なわない。そし
て第２遊星歯車２においては、サンギヤ２Ｓを固定した
状態でキャリヤ２Ｃが入力軸４と一体となって回転する
から、出力軸５に連結しであるリングギヤ２Ｒが入力軸
４に対して減速されて正回転し、前進第２速となる。そ
してその変速比は第２表に示す通り、１／ （１−ρ２
）
で表わされ、その具体値は、２．１２３である。(Second forward speed) The first clutch means 1 and the second brake means B2 are engaged. That is, in the state of the first forward speed, the second brake means B2 is engaged instead of the first brake means B1. Therefore, similarly to the case of the first forward speed, the carrier 2C of the second planetary gear 2 and the sun gear 3S of the third planetary gear 3
is connected to the input shaft 4, to which the carrier 1 of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 are fixed. Even in this case, since the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is released from the input shaft 4 and the case 6, no particular acceleration/deceleration action is performed. Further, since the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is open to the case 6, no particular acceleration/deceleration action is performed. In the second planetary gear 2, since the carrier 2C rotates together with the input shaft 4 while the sun gear 2S is fixed, the ring gear 2R, which is connected to the output shaft 5, is decelerated relative to the input shaft 4. The motor rotates forward and becomes the second forward speed. As shown in Table 2, the gear ratio is 1/(1-ρ2
), and its specific value is 2.123.
（前進第３速）
第１クラッチ手段に１と第３ブレーキ手段Ｂ３とを係合
させる。換言すれば、前進第２速の状態で第２ブレーキ
手段Ｂ２に替えて第３ブレーキ手段Ｂ３を係合させる。(Third forward speed) The first clutch means 1 and the third brake means B3 are engaged. In other words, in the state of the second forward speed, the third brake means B3 is engaged instead of the second brake means B2.
すなわち第１速および第２速の場合と同様に、第２遊星
歯車２のキャリヤ２Ｃおよび第３遊星歯車３のサンギヤ
３Ｓが入力軸４に連結され、これに対して第１遊星＃Ｊ
中１のサンギヤ１Ｓが固定される。この場合、第２遊星
歯車２では全体が正回転しようとするが、リングギヤ２
Ｒが第１遊星歯車１のリングギヤ１Ｒと一体となってお
り、かつサンギヤ２Ｓが第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃ
と一体となっているので、第１遊星歯中１においては、
サンギヤ１Ｓが固定されていることによりキャリヤ１Ｃ
がリンクギヤ１Ｒより低速で正回転し、したがって第２
遊星歯車２においては、第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃ
に連結されているサンギヤ２Ｓが入力軸４より低速で正
回転している状態でキャリヤ２Ｃが入力軸４と一体とな
って回転するために、リングギヤ２Ｒおよびこれに連結
しである出力軸５が入力軸４より若干低速で正回転し、
その結果、前進第３速となる。この場合の変速比は、
１＋ρ１−ρ２
（１＋ρ１）（１−ρ２）
で表わされ、その具体値は、１．３１３となる。That is, similarly to the first and second speeds, the carrier 2C of the second planetary gear 2 and the sun gear 3S of the third planetary gear 3 are connected to the input shaft 4, whereas the first planet #J
The middle sun gear 1S is fixed. In this case, the entire second planetary gear 2 tries to rotate in the normal direction, but the ring gear 2
R is integrated with the ring gear 1R of the first planetary gear 1, and the sun gear 2S is integrated with the carrier 1C of the first planetary gear 1.
Since it is integrated with the 1st planetary tooth,
Because sun gear 1S is fixed, carrier 1C
rotates forward at a lower speed than link gear 1R, and therefore the second
In the planetary gear 2, the carrier 1C of the first planetary gear 1
Since the carrier 2C rotates together with the input shaft 4 while the sun gear 2S connected to the ring gear 2S rotates forward at a lower speed than the input shaft 4, the ring gear 2R and the output shaft 5 connected thereto rotate. Rotates forward at a slightly slower speed than input shaft 4,
As a result, the third forward speed is achieved. The gear ratio in this case is expressed as 1+ρ1-ρ2 (1+ρ1)(1-ρ2), and its specific value is 1.313.
（萌進第４速）
第１ないし第３のクラッチ手段Ｋｌ 、 Ｋ２ 、 Ｋ
３のうちの少なくともいずれか二つのクラッチ手段、例
えば第１および第２のクラッチ手段Ｋｌ。(Moushin 4th speed) First to third clutch means Kl, K2, K
3, for example first and second clutch means Kl.
Ｋ２を係合させる。換言すれば、第３速の状態で第３ブ
レーキ手段Ｂ３に替えて第２クラッチ手段に２を係合さ
せる。すなわち全てのブレーキ手段８１ 、Ｂ２．８３
を解放した状態で、第１遊星南車１のキャリヤ１Ｃ，第
２ｙｉ星歯車２のサンギヤ２Ｓおよびキャリヤ２Ｇ、第
３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓを入力軸４に連結する。し
たがって第２遊星南車２においては、サンギヤ２Ｓとキ
ャリャ２Ｃとの二つの要素が入力軸４と共に回転するか
ら、その全体が一体となって回転する。それに伴い第１
遊星歯車１においては、キャリヤ１Ｃが入力軸４に連結
されているうえに、リングギヤ１Ｒが第２遊星歯車２の
リングギヤ２Ｒに連結されて入力軸４と同速度で回転す
るから、第１遊星歯車１もその全体が一体となって回転
する。さらに第３遊星歯車３においても、サンギヤ３Ｓ
が入力軸４に連結されているうえに、キャリヤ３Ｃが第
２遊星歯車２のリングギヤ２Ｒに連結されて入力軸４と
同速度で回転するから、その全体が一体となって回転す
る。結局、歯車列の全体が一体回転するので、増減速作
用が生じず、変速比はパ１”になる。当然、この場合に
は動力の循環が生じない。Engage K2. In other words, in the third speed state, the second clutch means 2 is engaged instead of the third brake means B3. That is, all brake means 81, B2.83
In the released state, the carrier 1C of the first planetary south gear 1, the sun gear 2S and carrier 2G of the second yi star gear 2, and the sun gear 3S of the third planetary gear 3 are connected to the input shaft 4. Therefore, in the second planetary south wheel 2, since the two elements, the sun gear 2S and the carrier 2C, rotate together with the input shaft 4, the whole rotates as a unit. Accordingly, the first
In the planetary gear 1, the carrier 1C is connected to the input shaft 4, and the ring gear 1R is connected to the ring gear 2R of the second planetary gear 2 and rotates at the same speed as the input shaft 4, so that the first planetary gear 1 also rotates as a whole. Furthermore, in the third planetary gear 3, the sun gear 3S
is connected to the input shaft 4, and the carrier 3C is connected to the ring gear 2R of the second planetary gear 2 and rotates at the same speed as the input shaft 4, so the whole rotates as one. In the end, since the entire gear train rotates integrally, no acceleration/deceleration action occurs, and the gear ratio becomes 1". Naturally, in this case, no power circulation occurs.
（前進第５速）
第２クラッチ手段に２と第３ブレーキ手段Ｂ３とを係合
させる。すなわち上述した第４速の状態で第１クラツヂ
手段に１に替えて第３ブレーキ手段Ｂ３を係合させる。(Fifth forward speed) The second clutch means 2 and the third brake means B3 are engaged. That is, in the above-mentioned fourth speed state, the third brake means B3 is engaged instead of the first clutch means 1.
したがって第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃと第２遊星歯
車２のサンギヤ２Ｓとが入力軸４に連結され、また第１
遊星歯車１のサンギヤ１Ｓが固定される。この場合、第
２遊星歯車２は、そのキャリヤ２Ｃが入力軸４に対して
解放されているために特に増減速作用を行なわず、また
＠３遊星歯車３は、そのサンギヤ３Ｓが入力軸４に対し
て解放されかつリングギヤ３Ｒがケース６に対して＠放
されているから、符に増減速作用を行なわない。その結
果、入力軸４の回転は第１遊星歯車１において増速され
ることになり、具体的には、第１Ｎ星歯車１のサンギヤ
１Ｓを固定した状態でそのキャリヤ１Ｃが入力軸４と一
体となって回転するから、リングギヤ１Ｒおよびこれと
一体の出力軸５が入力軸４に対して増速されて正回転し
、オーバードライブ段である前進第５速となる。そして
その変速比は、第２表に示すように、
１／ （１＋ρＩ ）
で表わされ、その具体値は、０．７２１となる。またこ
の場合も第１遊星歯車１のみが増速作用を行なうから動
力の循環は生じない。Therefore, the carrier 1C of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 are connected to the input shaft 4, and the first
The sun gear 1S of the planetary gear 1 is fixed. In this case, the second planetary gear 2 does not particularly increase or decelerate because its carrier 2C is released from the input shaft 4, and the @3 planetary gear 3 has its sun gear 3S connected to the input shaft 4. Since the ring gear 3R is released with respect to the case 6 and the ring gear 3R is released with respect to the case 6, no acceleration or deceleration action is performed. As a result, the rotation of the input shaft 4 is accelerated at the first planetary gear 1, and specifically, the carrier 1C is integrated with the input shaft 4 while the sun gear 1S of the first N planetary gear 1 is fixed. As a result, the ring gear 1R and the output shaft 5 integrated therewith are accelerated relative to the input shaft 4 and rotate in the forward direction, resulting in the fifth forward speed, which is an overdrive stage. As shown in Table 2, the gear ratio is expressed as 1/(1+ρI), and its specific value is 0.721. Also in this case, only the first planetary gear 1 performs the speed increasing action, so no circulation of power occurs.
（後進第１速）
第３クラッチ手段に３と第２ブレーキ手段Ｂ２とを係合
させる。すなわち第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓを入力
軸４に連結するとともに、第１遊星歯中１のキャリヤ１
Ｃおよび第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓを固定する。し
たがってこの場合においても、第２遊星歯車２は、その
キャリヤ２Ｃが入力軸４に対しで解放されているから、
特に増減速作用を行なわず、また第３遊星歯車３も、そ
のサンギヤ３Ｓが入力軸４に対して解放され、かつリン
グギヤ３Ｒがケース６に対して解放されているから、特
に増減速作用を行なわない。そして第１遊星歯車１にお
いては、キャリヤ１Ｃを固定した状態でサンギヤ１Ｓが
入力軸４と共に回転するから、リングギヤ１Ｒおよびこ
れに連結しである出力軸５が入力軸４に対して減速され
て逆回転し、その変速比は、第２表の通り、
−１，／ρ１
で表わされ、その具体値は、−２，５８４となる。(Reverse 1st speed) The third clutch means 3 and the second brake means B2 are engaged. That is, the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is connected to the input shaft 4, and the carrier 1 of the first planetary gear 1 is connected to the input shaft 4.
C and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 are fixed. Therefore, even in this case, since the carrier 2C of the second planetary gear 2 is released from the input shaft 4,
Since the third planetary gear 3 does not particularly perform an increasing or decelerating action, and its sun gear 3S is released from the input shaft 4 and the ring gear 3R is released from the case 6, the third planetary gear 3 does not particularly perform an increasing or decelerating action. do not have. In the first planetary gear 1, since the sun gear 1S rotates together with the input shaft 4 with the carrier 1C fixed, the ring gear 1R and the output shaft 5 connected thereto are decelerated relative to the input shaft 4 and reversed. The gear ratio is expressed as -1,/ρ1 as shown in Table 2, and its specific value is -2,584.
（後進第２速）
第３クラッチ手段に３および第１ブレーキ手段Ｂ１を係
合させることにより、第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓを
入力軸４に連結するとともに、第３遊星歯車３のリング
ギヤ３Ｒを固定する。この場合、第１遊星歯車１におい
てはリングギヤ１Ｒに出力軸４の負荷がかかつているか
ら、サンギヤ１Ｓが入力軸４と共に回転することにより
キャリヤ１Ｃが入力軸４より低速で正回転としようし、
これに連結された第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓも同様
である。したがって第２遊星歯車２ではリングギヤ２Ｒ
に出力軸５からの負荷がかかつている状態でサンギヤ２
Ｓが低速で正回転しようとするために、キャリヤ２Ｃが
逆回転しようとし、これが第３遊星歯車３のサンギヤ３
Ｓに伝達される。(Second reverse speed) By engaging the third clutch means 3 and the first brake means B1, the sun gear 1S of the first planetary gear 1 is connected to the input shaft 4, and the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is connected to the input shaft 4. to be fixed. In this case, in the first planetary gear 1, since the load of the output shaft 4 is applied to the ring gear 1R, the sun gear 1S rotates together with the input shaft 4, so that the carrier 1C rotates in the positive direction at a lower speed than the input shaft 4.
The same applies to the sun gear 2S of the second planetary gear 2 connected thereto. Therefore, in the second planetary gear 2, the ring gear 2R
Sun gear 2 is loaded with a load from output shaft 5 on
Since S tries to rotate forward at low speed, the carrier 2C tries to rotate backward, and this causes the sun gear 3 of the third planetary gear 3 to
It is transmitted to S.
しかしながら第３遊星園車３ではリングギヤ３Ｒが固定
されているから、サンギヤ３Ｓが逆回転しようとするこ
とによりキャリヤ３Ｃがそれより低速で逆回転しようと
する。結局、このキャリヤ３Ｃに連結しである第１遊星
歯車１のリングギヤ１Ｒあよひ第２Ｍ星ｌ！Ｉｉｉ中２
のリングギヤ２Ｒはゆっくり逆回転することになり、し
たがって第１遊星歯車１のキャリヤ１Ｓおよびこれに連
結しである第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓ、ならびに第
２遊星歯車２のキャリヤ２Ｃおよび第３遊星歯車３のサ
ンギヤ３Ｓが更にゆっくり回転するので出力軸５が入力
軸４に対して大幅に減速されて逆回転する。そしてその
変速比は、第２表に示す通り、−（１＋ρ１） （１−
ρ２）−ρｌρ２ρ３ρ１ρ２ρ３
で表わされ、その具体値は、−７，０７９となる。なお
、この値から知られるよう、この後進第２速は特殊用途
向きである。However, in the third planetary car 3, the ring gear 3R is fixed, so when the sun gear 3S attempts to rotate in the opposite direction, the carrier 3C attempts to rotate in the opposite direction at a lower speed. After all, the ring gear 1R of the first planetary gear 1, which is connected to this carrier 3C, is connected to the 2nd M star l! III Junior High 2
The ring gear 2R rotates slowly in the reverse direction, so that the carrier 1S of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 connected thereto, as well as the carrier 2C of the second planetary gear 2 and the third planet Since the sun gear 3S of the gear 3 rotates more slowly, the output shaft 5 is significantly decelerated relative to the input shaft 4 and rotates in the opposite direction. The gear ratio is -(1+ρ1) (1-
ρ2)-ρlρ2ρ3ρ1ρ2ρ3, and its specific value is -7,079. As can be seen from this value, this second reverse speed is suitable for special purposes.
以上、各変速段について述べたことから明らかなように
、第３図に示す歯車変速装置では、第１速から第４速の
各変速段の変速比が等比級数に近い関係にあることから
、変速の前後でのエンジン回転数の比がほぼ一定となり
、運転し易い自動変速機とすることができる。さらにオ
ーバードライブ段の変速比が約０．８５であって、実用
可能な範囲の適当な値となるために、動力性能を確保し
つつ高速走行時のエンジン回転数を下げて燃費および静
粛性を良好なものとすることができる。そして各変速段
の説明で述べた通り、隣接する他の変速段に変速する場
合、いずれか一つの係合手段を解放し、かつ他の係合手
段を係合させればよいため、すなわち二個の係合手段を
切換えて変速を行なうことができるため、変速制御が容
易で変速ショックの低減を図ることができる。他方、上
記の歯車変速装置では、遊星歯車は三組でよいうえに、
各遊星歯車１，２．３におけるギヤ比が０．３９〜０．
５３程度のバランスのとれた構成とすることのできる値
でよく、それに伴い遊星歯車が大径化することがなく、
したがって上記の歯車変速装置によれば、全体としての
構成を簡素化し、かつ小型化を図ることができる。しか
も第３図に示す構成であれば、使用頻度の高い前進第４
速および第５速において動力循環が生じず、動力の損失
が少ないから燃費の点で有利な変速装置とすることがで
きる。そしたまた入力軸４と出力軸５とを同一軸線上に
配置できるので、ＦＦ車（前置きエンジン前輪駆動車）
およびＦＲ車（前ばきエンジン後輪駆動車）のいずれに
も容易に適用することのできる歯車変速装置とすること
ができる。As is clear from the above description of each gear stage, in the gear transmission shown in Fig. 3, the gear ratios of each gear stage from 1st to 4th gear have a relationship close to a geometric series. , the ratio of the engine speeds before and after the gear shift is approximately constant, making it possible to provide an automatic transmission that is easy to drive. Furthermore, the gear ratio of the overdrive stage is approximately 0.85, which is an appropriate value within the practical range, so it lowers the engine speed during high-speed driving while ensuring power performance, improving fuel efficiency and quietness. It can be made into a good one. As mentioned in the explanation of each gear, when shifting to another adjacent gear, it is only necessary to release one of the engagement means and engage the other engagement means. Since the gear can be changed by switching between the different engagement means, the gear change control is easy and the gear change shock can be reduced. On the other hand, in the gear transmission described above, only three sets of planetary gears are required, and
The gear ratio in each planetary gear 1, 2.3 is between 0.39 and 0.39.
A value of about 53 that allows for a well-balanced configuration is sufficient, and the diameter of the planetary gear does not increase accordingly.
Therefore, according to the gear transmission described above, the overall configuration can be simplified and the size can be reduced. Moreover, if the configuration shown in Fig. 3 is used, the frequently used forward
Since power circulation does not occur in the first and fifth speeds, and there is little loss of power, the transmission can be advantageous in terms of fuel efficiency. Furthermore, since the input shaft 4 and output shaft 5 can be arranged on the same axis, FF vehicles (front engine front wheel drive vehicles)
The gear transmission can be easily applied to both FR and FR vehicles (front-engine rear-wheel drive vehicles).
また第３図に承り構成の変速装置においても、エンジン
横置きタイプの車両にｇ！ｉ戟する場合には、入力軸４
と出力軸５とを接近して配置する構成とリ−ることが好
ましいので、第３図に示す構成の変速装置をエンジン横
置きタイプの車両に′ｇｉ戟する場合には、クラッチ手
段に１ 、に２ 、に３およびブレーキ手段８１．８２
．８３を第４図に示すよう配置することが好ましい。な
お、第４図申付号７はカウンタギヤであって、前記出力
軸５はこのカウンタギヤ７を介してセンタディファレン
シャルもしくはフロントディファレンシャルあるいはリ
ヤディファレンシャルなどの差動歯車１１１１１８のリ
ングギヤ９に連結されている。その他の構成は第３図と
同様であって、第４図に第３図と同様の符号を付してそ
の説明を省略する。In addition, even in a transmission with the configuration shown in Figure 3, g! If you want to drive, input shaft 4
Since it is preferable to have a configuration in which the output shaft 5 and the output shaft 5 are disposed close to each other, when the transmission having the configuration shown in FIG. , ni 2 , ni 3 and brake means 81.82
．． 83 is preferably arranged as shown in FIG. Note that reference number 7 in FIG. 4 is a counter gear, and the output shaft 5 is connected via this counter gear 7 to a ring gear 9 of a differential gear 111118 such as a center differential, a front differential, or a rear differential. . The rest of the configuration is the same as that in FIG. 3, and the same reference numerals as in FIG. 3 are given in FIG. 4, and the explanation thereof will be omitted.
ところで上述した各実施例では、各クラッチ手ＩＫ１
、に２ 、に３を多板クラッチのシンボルで図示し、ま
た各ブレーキ手段８１．８２．８３を多板ブレーキのシ
ンボルで図示したが、自動変速機に望まれる特性として
、変速がスムースに行なわれること、もしくは変速ショ
ックの解消が容易なこと、および必要に応じてエンジン
ブレーキが効くことを挙げることができ、このような要
請を満すためには、上記のクラッチ手段に１ 、 Ｋ２
。By the way, in each of the embodiments described above, each clutch hand IK1
, 2, and 3 are illustrated with the symbol of a multi-disc clutch, and each brake means 81, 82, and 83 is illustrated with the symbol of a multi-disc brake. In order to meet these requirements, the above-mentioned clutch means must be equipped with 1 and K2.
.
Ｋ３やブレーキ手段８１ 、Ｂ２ 、Ｂ３を単に多板ク
ラッチや多板ブレーキのみによって構成する以外に、具
体的には、以下のような構成とすることが好ましい。In addition to configuring K3 and the brake means 81, B2, and B3 only by a multi-disc clutch or a multi-disc brake, specifically, it is preferable to adopt the following configuration.
（１）第１クラッチ手段に１を、一方向クラッチと多板
クラッチと組合せた構成とする。(1) The first clutch means 1 is configured to be a combination of a one-way clutch and a multi-disc clutch.
すなわち入力軸４からのトルク伝達が可能な一方面クラ
ッチ１０と多板クラッチ１１とを直列に配列した構成（
第５図（Ａ））、およびこの組合せに対して更に他の多
板クラッチ１２を並列に配置した構成（第５図（８））
である。That is, a configuration in which a one-sided clutch 10 and a multi-disc clutch 11 that can transmit torque from the input shaft 4 are arranged in series (
Fig. 5 (A)), and a configuration in which another multi-disc clutch 12 is arranged in parallel with this combination (Fig. 5 (8))
It is.
これらの構成を第１図もしくは第２図に示す装置の第１
クラッチ手段に１として採用すると、これらの構成のう
ち第５図（＾）に示す構成の場合、および第５図（Ｂ）
に示す構成で並列配置した多板クラッチ１２を解放した
状態の場合、走行中にスロットル開度を絞ってエンジン
回転数を減じ、それに伴って第３遊星歯車３のサンギヤ
３Ｓの回転数が入力軸４の回転数より速くなれば、サン
ギヤ３Ｓと入力軸４との連結が自動的に解かれるために
、エンジンが強制的に回転させられることがなく、した
がって燃費や静粛性を向上させることができる。また第
１クラッチ手段に１は前進第１速ないし第４速で係合し
てサンギヤ３Ｓにトルクを伝達し、これに対して前進第
５速では、サンギヤ３Ｓの回転数が入力軸４の回転数以
上になるから、第５速にシフトアップする場合、第３ブ
レーキ手段Ｂ３を係合させることに伴ってサンギヤ３Ｓ
の回転数が増大することにより一方面クラッチ１０の係
合が自然に外れ、また反対に第３ブレーキ手段Ｂ３を解
放してサンギヤ３Ｓの回転数が低下すれば、一方向クラ
ッチ１０が自然に係合して第４速が設定され、したがっ
て第３ブレーキ手段Ｂ３のみの係合および解放によって
第５速へのシフトアップおよび第５速からのシフトダウ
ンが達成されるため、変速タイミングの調整が特には不
要であり、かつ変速ショックの少ない変速を行なうこと
ができる。These configurations are shown in FIG. 1 or 2.
When adopted as 1 for the clutch means, among these configurations, in the case of the configuration shown in FIG. 5(^), and in the case of FIG. 5(B)
When the multi-disc clutches 12 arranged in parallel in the configuration shown in the figure are released, the engine speed is reduced by narrowing the throttle opening while driving, and the rotation speed of the sun gear 3S of the third planetary gear 3 changes to the input shaft. When the rotation speed is higher than 4, the connection between the sun gear 3S and the input shaft 4 is automatically released, so the engine is not forced to rotate, thus improving fuel efficiency and quietness. . Further, 1 is engaged with the first clutch means in the first to fourth forward speeds to transmit torque to the sun gear 3S, whereas in the fifth forward speed, the rotation speed of the sun gear 3S is the same as the rotation speed of the input shaft 4. Therefore, when shifting up to 5th speed, the sun gear 3S is activated by engaging the third brake means B3.
When the rotational speed of the sun gear 3S increases, the one-way clutch 10 is naturally disengaged, and conversely, when the third braking means B3 is released and the rotational speed of the sun gear 3S decreases, the one-way clutch 10 is naturally engaged. Therefore, the shift up to and downshift from the fifth speed is achieved by engaging and disengaging only the third brake means B3, so adjusting the shift timing is particularly important. is not necessary, and gear shifts can be performed with less shift shock.
また第３図もしくは第４図に示す装置における第１クラ
ッチ手段に１として採用すると、第２遊星南中２のキャ
リヤ２Ｃおよび第３遊星歯車３のサンギヤ３Ｓと入力軸
４との連結・解放が上記の例と同様に自動的に行なわれ
るため、上述の場合と同様に、燃費および静粛性が向上
し、また第５速とそれ以下の変速段との間の変速がスム
ースに行なわれる。Furthermore, when adopted as the first clutch means 1 in the device shown in FIG. 3 or FIG. Since this is done automatically as in the above example, fuel efficiency and quietness are improved, and gear changes between the fifth gear and lower gears are performed smoothly.
なお、第５図＋８）に示す構成で並列配置した多板クラ
ッチ１２を係合させておけば、第１図および第２図に示
す装置、第３図および第４図に示す装置のいずれであっ
ても、エンジンブレーキを効かせることができる。Note that if the multi-disc clutches 12 arranged in parallel in the configuration shown in Fig. 5 + 8) are engaged, the device shown in Figs. Even if there is, engine braking can still be applied.
（２）第２クラッチ手段に２を、一方向クラッチと多板
クラッチとを組合わせた構成とする。(2) The second clutch means 2 is a combination of a one-way clutch and a multi-disc clutch.
すなわち入力軸４からのトルク伝達が可能な一方面クラ
ッチ２０と多板クラッチ２１とを直列に配列した構成（
第６図（＾））、この組合せに対して他の多板クラッチ
２２を並列配置した構成（第６図（Ｂ））である。That is, a configuration in which a one-sided clutch 20 and a multi-disc clutch 21 that can transmit torque from the input shaft 4 are arranged in series (
FIG. 6(^)) is a configuration in which another multi-disc clutch 22 is arranged in parallel with this combination (FIG. 6(B)).
これらの構成を第１図もしくは第２図に示す装置の第２
クラッチ手段に２として採用すると、第２クラッチ手段
に２は前進第４速と第５速とで係合させて入力トルクの
伝達を行なうが、これらの変速段において、スロットル
開度を絞ってエンジン回転数を減じた場合、第６図（Ａ
）の構成および第６図（Ｂ）の構成で並列配置した多板
クラッチ２２を解放した状態では、第１遊星歯車１およ
び第２遊星歯車２の各キャリヤ１ｃ、２ｃの回転数が入
力軸回転数より速くなって一方面クラッチ２０が自然に
解放するため、エンジンが強制的に回転させられること
がなく、したがって燃費および静粛性を向上させること
ができる。These configurations are shown in the second part of the apparatus shown in FIG.
When the clutch means 2 is adopted, the second clutch means is engaged in the fourth forward speed and the fifth forward speed to transmit the input torque, but at these speeds, the throttle opening is reduced and the engine is not activated. When the rotation speed is reduced, Fig. 6 (A
) and the configuration shown in FIG. 6(B), when the multi-disc clutches 22 arranged in parallel are released, the rotation speed of each carrier 1c, 2c of the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2 is equal to the input shaft rotation. Since the one-sided clutch 20 naturally releases faster than the engine speed, the engine is not forced to rotate, and therefore fuel efficiency and quietness can be improved.
また第３図もしくは第４図に示す装置における第２クラ
ッチ手段に２として採用すると、第２クラッチ手段に２
は前進第４速および第５速で係合させて入力トルクの伝
達を行なうが、これらの変速段において、第６図（Ａ）
の構成および第６図（Ｂ）の構成で並列配置した多板ク
ラッチ２２を解放した状態で出力軸５側から駆動力を受
けた場合には、第１ｙ！Ｌ星歯車１のキャリヤ１Ｃおよ
び第２遊星歯車２のサンギヤ２Ｓの回転数が入力軸回転
数より速くなって一方面クラッチ２０が自然に解放する
ため、エンジンが強制的に回転させられることがなく、
したがって燃費および静粛性を向上させることができる
。In addition, if 2 is adopted as the second clutch means in the device shown in FIG. 3 or 4, the second clutch means 2
is engaged in the 4th forward speed and the 5th forward speed to transmit input torque.
When the driving force is received from the output shaft 5 side with the multi-disc clutches 22 arranged in parallel in the configuration shown in FIG. The rotational speed of the carrier 1C of the L star gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 becomes faster than the input shaft rotational speed, and the one-sided clutch 20 naturally releases, so the engine is not forced to rotate. ,
Therefore, fuel efficiency and quietness can be improved.
なお、第６図（Ｂ）に示す構成で並列配置した多板クラ
ッチ２２を係合させてあれば、第１図および第２図に示
す装置もしくは第３図および第４図に示す装置のいずれ
においてもエンジンブレーキを効かせることができる。Note that if the multi-disc clutches 22 arranged in parallel in the configuration shown in FIG. 6(B) are engaged, either the device shown in FIGS. 1 and 2 or the device shown in FIGS. Engine braking can also be applied.
（３）第３クラッチ手段に３を、一方向クラッチと多板
クラッチとを組合せて構成する。その例を示せば、以下
の通りである。(3) The third clutch means 3 is configured by combining a one-way clutch and a multi-plate clutch. An example of this is as follows.
■入力軸４からのトルク伝達が可能な一方向クラッチ３
０と多板クラッチ３１とを直列に配列するとともに、こ
れらの組合ぜに対して、係合方向が前記一方向クラッチ
３０とは反対の他の一方面クラッチ３２を並列に配列し
た構成（第７図（Ａ））。■One-way clutch 3 capable of transmitting torque from input shaft 4
0 and a multi-disc clutch 31 are arranged in series, and with respect to these combinations, another one-way clutch 32 whose engagement direction is opposite to the one-way clutch 30 is arranged in parallel (7th Figure (A)).
このような構成を第１図もしくは第２図に示す装置の第
３クラッチ手段に３として採用すると、各一方向クラッ
チ３０．３２の係合方向が互いに反対であるから、多板
クラッチ３１を係合させることにより、入力軸４とサン
ギヤ１Ｓとが完全に連結され、したがって後進段を設定
できるとともに、その状態でエンジンブレーキを効かせ
ることができる。また多板クラッチ３１を解放すれば、
前記並列配置した他方の一方面クラッチ３２のみが作用
することになり、この場合、前進第４速で入力軸４とサ
ンギヤ１Ｓとが等速度で回転することにより両者を実質
的に連結し、この状態から第５速にシフトアップした場
合、サンギヤ１Ｓの回転が止められるので一方面クラッ
チ３２の係合が自然に外れ、したがって第４速と第５速
の間の変速を特別なタイミング調整を必要とゼずにスム
ースに行なうことができる。If such a configuration is adopted as 3 for the third clutch means of the device shown in FIG. By matching the input shaft 4 and the sun gear 1S, the input shaft 4 and the sun gear 1S are completely connected, so that the reverse gear can be set and the engine brake can be applied in this state. Also, if the multi-plate clutch 31 is released,
Only the other one-sided clutch 32 arranged in parallel acts, and in this case, the input shaft 4 and the sun gear 1S rotate at a constant speed in the fourth forward speed, thereby substantially connecting the two. When shifting up from the state to 5th gear, the rotation of the sun gear 1S is stopped and the one-sided clutch 32 is naturally disengaged, so special timing adjustment is required for shifting between 4th and 5th gears. You can do it smoothly without getting confused.
また第３図もしくは第４図に示す装置における第３クラ
ッチ手段に３として採用した場合も同様である。The same applies to the case where the third clutch means 3 is employed in the apparatus shown in FIG. 3 or FIG. 4.
■前記他方の一方面クラッチ３２を多板クラッチ３３に
置ぎ換えた構成（第７図（Ｂ））。(2) A configuration in which the other one-sided clutch 32 is replaced with a multi-disc clutch 33 (FIG. 7(B)).
このような構成を第１図もしくは第２図に示す装置の第
３クラッチ手段に３として採用すると、並列配置した他
方の多板クラッチ３３を解放しておけば、入力軸４から
サンギヤ１Ｓに向けてのトルク伝達のみ可能になるので
、第４速および後進段を設定でき、かつこれらの変速段
におりて、スロットル開度を絞るなどのことにより出力
軸５側からトルクが反対に入力された場合には、一方向
クラッチ３０の係合が外れ、したがってエンジンが強制
的に回転させられることがないために、燃費および静粛
性を向上させることができる。なお、他方の多板クラッ
チ３３を係合させておけば、入力軸４とサンギヤ１Ｓと
が実質的に一体となるので、エンジンブレーキを効かせ
ることができる。If such a configuration is adopted as the third clutch means 3 of the device shown in FIG. 1 or 2, if the other multi-disc clutch 33 arranged in parallel is released, the input shaft 4 will be directed toward the sun gear 1S. 4th gear and reverse gear can be set, and torque can be input from the output shaft 5 side in the opposite direction by reducing the throttle opening while in these gears. In this case, the one-way clutch 30 is disengaged and the engine is not forced to rotate, thereby improving fuel efficiency and quietness. Note that if the other multi-disc clutch 33 is engaged, the input shaft 4 and the sun gear 1S are substantially integrated, so that engine braking can be applied.
また第３図もしくは第４図に示すａ置における第３クラ
ッチ手段に３として採用した場合も同様である。The same applies when the third clutch means 3 is employed in the position a shown in FIG. 3 or 4.
■入力軸４に向けてトルク伝達可能な一方面クラッチ３
４と多板クラッチ３５とを並列に配置した構成（第７図
（Ｃ））。■One-sided clutch 3 capable of transmitting torque toward input shaft 4
4 and a multi-plate clutch 35 are arranged in parallel (FIG. 7(C)).
これは第７図ＩＡ）に示す構成のうち多板クラッチ３１
に対して直列配置した一方面クラッチ３０を除去した構
成である。したがって第１図もしくは第２図に示す装置
の第３クラッチ手段に３として採用した場合、あるいは
第３図もしくは第４図に示す装置の第３クラッチ手段に
３として採用した場合のいずれであっても、多板クラッ
チ３５を解放しておけば、第４速と第５速の間の変速を
、特別なタイミング調整を要さずにスムースに行なうこ
とができる。This is the multi-disc clutch 31 of the configuration shown in Fig. 7 IA).
This is a configuration in which the one-sided clutch 30 arranged in series with the one-sided clutch 30 is removed. Therefore, either when the number 3 is adopted as the third clutch means of the device shown in FIG. 1 or FIG. 2, or when the number 3 is adopted as the third clutch means of the device shown in FIG. 3 or FIG. However, if the multi-disc clutch 35 is released, it is possible to smoothly shift between the fourth and fifth speeds without requiring any special timing adjustment.
■入力軸４からのトルク伝達が可能な一方面クラッチ３
６と多板クラッチ３７とを直列に配列した構成（第７図
（Ｄ））。■One-sided clutch 3 capable of transmitting torque from input shaft 4
6 and a multi-plate clutch 37 are arranged in series (FIG. 7(D)).
これは第７図ＦＢ）に示す構成のうち並列配置した他方
の多板クラッチ３３を除去した構成である。This is a configuration in which the other multi-disc clutch 33 arranged in parallel from the configuration shown in FIG. 7 (FB) is removed.
したがって第１図もしくは第２図に示す装置における第
３クラッチ手段に３として採用した場合、後進段におい
て、スロットル開度を絞るなどのことにより出力軸５側
からトルクの入力があった場合には、一方向クラッチ３
６が自然に解放され、その結果、エンジンが強制的に回
転させられないから、燃費や静粛性を向上させることが
できる。Therefore, when 3 is adopted as the third clutch means in the device shown in FIG. 1 or 2, when torque is input from the output shaft 5 side by reducing the throttle opening in reverse gear, , one-way clutch 3
6 is released naturally, and as a result, the engine is not forced to rotate, improving fuel efficiency and quietness.
また第３図もしくは第４図に示す装置における第３クラ
ッチ手段に３として採用した場合も同様である。The same applies to the case where the third clutch means 3 is employed in the apparatus shown in FIG. 3 or FIG. 4.
（４）第１ブレーキ手段Ｂ１を、一方向クラッチと多板
ブレーキとを組合せて構成し、もしくはバンドブレーキ
によって構成し、あるいはバンドブレーキと多板ブレー
キとを組合わせて構成する。(4) The first brake means B1 is constructed by combining a one-way clutch and a multi-disc brake, or by a band brake, or by a combination of a band brake and a multi-disc brake.
この例を示せば、以下の通りである。An example of this is as follows.
■対象とする部材がケース６に対して逆回転しようとす
る場合に係合する一方面クラッチ４０と多板ブレーキ４
１とを直列に配置した構成（第８図（Ａ））。■One-sided clutch 40 and multi-disc brake 4 that engage when the target member attempts to rotate in the opposite direction relative to case 6
1 in series (FIG. 8(A)).
この構成を第１図もしくは第２図に示す′Ｊｔ置の第１
ブレーキ手段Ｂ１として採用すると、多板ブレーキ４１
を係合させることにより、前進第１速の場合に一方面ク
ラッチ４０が係合して第２遊星歯車２および第３遊星歯
車３の各リングギヤ２Ｒ。This configuration is shown in FIG.
When adopted as the brake means B1, a multi-disc brake 41
By engaging the one-sided clutch 40 in the case of the first forward speed, the ring gears 2R of the second planetary gear 2 and the third planetary gear 3 are engaged.
３Ｒを固定し、所期の変速比を得ることができる。By fixing 3R, the desired gear ratio can be obtained.
これに対して前進第１速の状態で出力軸５側から駆動さ
れた場合、各リングギヤ２Ｒ，３Ｒが正回転するので、
一方向クラッチ４０の係合が外れ、したがってエンジン
ブレーキが効かない反面、燃費や静粛性を向上させるこ
とができる。また前記各リングギヤ２Ｒ，３Ｒは、前進
第１速で逆回転しようとし、第２速ないし第５速で正回
転するので、第１速から他の前進段にシフトアップする
場合には、一方向クラッチ４ｏの係合が自然に外れ、ま
た反対に第１速にシフトダウンする場合には各リングギ
ヤ２Ｒ，３Ｒの回転方向が変わることにより一方面クラ
ッチ４０が自然に係合するため、特別な変速タイミング
の調整を必要とせずにスムースな変速を行なうことがで
きる。On the other hand, when driven from the output shaft 5 side in the state of forward first speed, each ring gear 2R, 3R rotates in the forward direction, so
Although the one-way clutch 40 is disengaged and therefore engine braking is not effective, fuel efficiency and quietness can be improved. Furthermore, each of the ring gears 2R and 3R tries to rotate in the reverse direction in the first forward speed, and rotates in the forward direction in the second to fifth speeds, so when shifting up from the first speed to another forward speed, one direction is required. Clutch 4o is naturally disengaged, and conversely, when shifting down to first gear, the one-sided clutch 40 is naturally engaged by changing the rotational direction of each ring gear 2R, 3R, resulting in a special shift. Smooth gear shifting can be performed without the need for timing adjustment.
また第８図（Ａ）に示す構成を、第３図もしくは第４図
に示す構成の装置における第１ブレーキ手段Ｂ１として
採用した場合には、第３遊星歯車３のリングギヤ３Ｒが
上記の場合と同様に固定・解放されるので、上記の例と
同様な作用・効果を得ることができる。Further, when the configuration shown in FIG. 8(A) is adopted as the first brake means B1 in the device having the configuration shown in FIG. 3 or 4, the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is Since it is fixed and released in the same way, it is possible to obtain the same action and effect as in the above example.
■係合方向が前記一方向クラッチ４０とは反対の他の一
方面クラッチ４２と多板ブレーキ４３とを直列に配列す
るとともに、この組合せを前記一方向クラッチ４０と多
板ブレーキ４１との組合せに対して並列に配置した構成
（第８図（Ｂ））。(2) Another one-way clutch 42 whose engagement direction is opposite to the one-way clutch 40 and a multi-disc brake 43 are arranged in series, and this combination is combined with the one-way clutch 40 and multi-disc brake 41. (FIG. 8(B)).
この構成では、第８図（＾）の構成に追加した多板ブレ
ーキ４３を解放しておけば、上に述べた第８図（＾）の
構成と同様に作用させて前進第１速での燃費および静粛
性の向上を図り、またスムースな変速を可能にする。こ
れとは反対に第８図（Ｂ）の左側の多板ブレーキ４１を
解放し、他の多板ブレーキ４３を係合させれば、第８図
（＾）の場合とは反対の一方向特性が生じる。すなわち
第１図もしくは第２図に示す装置においては、第２遊星
歯１１２および第２遊星歯車２の各リングギヤ２Ｒ。In this configuration, if the multi-disc brake 43 added to the configuration of FIG. 8(^) is released, it can be operated in the same manner as the configuration of FIG. It aims to improve fuel efficiency and quietness, and also enables smooth gear shifting. On the contrary, if the left multi-disc brake 41 in Fig. 8(B) is released and the other multi-disc brake 43 is engaged, one-way characteristics opposite to those in Fig. 8(^) will be obtained. occurs. That is, in the device shown in FIG. 1 or 2, the second planetary teeth 112 and each ring gear 2R of the second planetary gear 2.
３Ｒが正回転しようとする際に一方面クラッチ４２が係
合してその回転が阻止され、したがって後進第２速の場
合に所期の変速比を得ることができる。またこの状態で
出力軸５ｆＩＪから反対に入力があると、各リングギヤ
２Ｒ，３Ｒが逆回転しようとするために一方面クラッチ
４２の係合が外れ、したがってエンジンブレーキが効が
ないものの、燃費や静粛性を向上させることができる。When 3R is about to rotate forward, the one-sided clutch 42 engages and prevents the rotation, so that the desired gear ratio can be obtained in the second reverse speed. In addition, if there is a reverse input from the output shaft 5fIJ in this state, each ring gear 2R, 3R tries to rotate in the opposite direction, causing the one-sided clutch 42 to disengage. can improve sex.
また第３図もしくは第４図に示す８Ｍに採用した場合に
は、第３遊星歯車３のリングギヤ３Ｒが上記の例と同様
に固定・解放されるので、第８図（Ｂ）に示す構成を、
第１図および第２図に示す装置に採用した場合と同様な
作用・効果を得ることができる。Furthermore, when adopting the 8M shown in Fig. 3 or Fig. 4, the ring gear 3R of the third planetary gear 3 is fixed and released in the same way as in the above example, so the configuration shown in Fig. 8 (B) is ,
It is possible to obtain the same functions and effects as when the device is employed in the devices shown in FIGS. 1 and 2.
■対象とする部材がケース６に対して正回転しようとす
る際に係合する一方面クラッチ４２と多板ブレーキ４３
とを直列に配列した組合せに対して他の多板ブレーキ４
４を並列に配置した構成（第８図（Ｃ） ） 。■One-sided clutch 42 and multi-disc brake 43 that engage when the target member attempts to rotate forward relative to case 6
Other multi-disc brakes 4 for combinations in which
4 arranged in parallel (Fig. 8(C)).
これは第８図ＦＢ）の構成で左側の一方面クラッチ４０
を取除いた構成と同様であり、したがって第１図もしく
は第２図に示す装置に採用した場合あるいは第３図もし
くは第４図に示す装置に採用した場合のいずれであって
も、他の多板ブレーキ４４を解放しておけば、上記の第
８図（Ｂ）における左側の多板ブレーキ４１を解放して
おく場合と同様に、後進第２速での燃費および静粛性を
向上させることができる。これに対して他の多板ブレー
キ４４を係合させれば、エンジンブレーキを効かせるこ
とができる。This is the configuration shown in Figure 8 (FB), with the one-sided clutch 40 on the left side.
Therefore, whether it is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2 or in the device shown in FIG. 3 or 4, it can be If the plate brake 44 is released, the fuel efficiency and quietness in the second reverse speed can be improved in the same way as when the left multi-plate brake 41 in FIG. 8(B) is released. can. On the other hand, by engaging another multi-plate brake 44, engine braking can be applied.
■対象とする部材がケース６に対して逆回転しようとす
る場合に係合する一方面クラッチ４０と多板ブレーキ４
１とを直列に配列するとともに、これらに対して他の多
板ブｌ／−キ４５を並列に配置した構成（第８図（０）
）。■One-sided clutch 40 and multi-disc brake 4 that engage when the target member attempts to rotate in the opposite direction relative to case 6
1 are arranged in series, and another multi-plate l/- key 45 is arranged in parallel with these (Fig. 8 (0)).
).
これは前述した第８図（＾）の構成に対して他の多板ブ
レーキ４５を並列に配置した構成であるから、他の多板
ブレーキ４５を解放しておけば、第８図（八）の構成に
よる場合と同様に、前進第１速での燃費および静粛性を
向上させ、また前進第１からのシフトアップおよび第１
速へのシフトダウンをスムースに行なうことができる。This is a configuration in which another multi-disc brake 45 is arranged in parallel with the configuration shown in FIG. 8(^), so if the other multi-disc brake 45 is released, As with the configuration of
You can smoothly downshift to higher speeds.
これに対して他の多板ブレーキ４５を係合させておけば
、方向特性がなくなるので、エンジンブレーキを効かせ
ることができる。このような作用・効果は、第１図３５
よび第２図に示す装置もしくは第３図および第４図に示
す装置のいずれに採用した場合であっても同様である。On the other hand, if the other multi-disc brake 45 is engaged, the directional characteristic disappears, so engine braking can be applied. Such actions and effects are shown in Figure 1 35.
The same applies regardless of whether the present invention is employed in the apparatus shown in FIGS. 2 or 3 or 4.
■ブレーキドラムの逆回転がエナージ方向（ブレーキバ
ンドを巻き込む方向）となるバンドブレーキ４６による
構成（第８図（Ｅ））。(2) A configuration using a band brake 46 in which the reverse rotation of the brake drum is in the energy direction (the direction in which the brake band is rolled up) (FIG. 8(E)).
ドラムとバンドとの間の摩擦力が小さい場合、ドラムが
エナージ方向に回転すれば、バンドを巻き込んで制動作
用が生じるが、ドラムがディエナージ方向に回転すれば
、制動力が減じられるとともに制動作用に時間的な遅れ
が生じ、したがってバンドブレーキはある程度の一方向
特性を有している。そのため第８図（Ｅ）に示す構成を
、第１図もしくは第２図に示す装置の第１ブレーキ手段
８１として採用した場合、また第３図もしくは第４図に
示す装置の第１ブレーキ手段Ｂ１として採用した場合の
いずれであっても、各リングギヤ２Ｒ。When the frictional force between the drum and the band is small, if the drum rotates in the energy direction, it will involve the band and cause a braking action, but if the drum rotates in the deenergetic direction, the braking force will be reduced and the braking action will occur. There is a time delay and therefore the band brake has a certain one-way character. Therefore, when the configuration shown in FIG. 8(E) is adopted as the first brake means 81 of the device shown in FIG. 1 or FIG. 2, or the first brake means B1 of the device shown in FIG. 3 or FIG. In either case, each ring gear 2R.
３Ｒの逆回転、もしくはリングギヤ３Ｒの逆回転に対し
て充分な制動作用が生じて所期の変速比を設定でき、ま
た正回転方向に対しては滑りが生じて制動が不十分にな
るので、第１速においてエンジンブレーキが効かないも
のの、燃費および静粛性を向上させ、また第１速への変
速および第１速からの変速をスムースに行なうことがで
きる。For the reverse rotation of the 3R or the reverse rotation of the ring gear 3R, a sufficient braking action is generated and the desired gear ratio can be set, and in the forward rotation direction, slippage occurs and braking is insufficient. Although engine braking is not effective in the first gear, fuel efficiency and quietness are improved, and the shift to and from the first gear can be performed smoothly.
■エナージ方向が互いに反対のバンドブレーキ４６．４
７による構成（第８図（Ｆ））。■Band brakes with opposite energy directions 46.4
7 (FIG. 8(F)).
両方のバンドブレーキ４６．４７を作用させれば、正逆
いずれの方向にも一方向特性が生じないが、第８図（［
）におけるバンドブレーキ４６と同様のバンドブレーキ
４６を作用させれば、・上記の場合と同様に、前進第１
速での燃費および静粛性の向上を図り、また第１速に対
するスムースな変速を確保できる。これとは反対のバン
ドブレーキ４７を作用させた場合には、一方向特性が反
対になるので、後進第２速でのエンジンブレーキを解消
し、後進第２速での燃費および静粛性を向上させること
ができる。If both band brakes 46 and 47 are applied, unidirectional characteristics will not occur in either the forward or reverse direction, but as shown in Fig. 8 ([
) If the band brake 46 similar to the band brake 46 in ) is applied, ・As in the above case, the forward first
It is possible to improve fuel efficiency and quietness at high speeds, and ensure smooth shifting to first speed. If the opposite band brake 47 is applied, the one-way characteristics will be reversed, so engine braking in the second reverse gear will be eliminated, improving fuel efficiency and quietness in the second reverse gear. be able to.
このような作用・効果は、第８図（「）に示す構成を第
１図もしくは第２図に示す装置に採用した場合、また第
３図もしくは第４図に示す装置に採用した場合のいずれ
であっても同様である。Such actions and effects will be obtained when the configuration shown in FIG. 8 ( ) is adopted in the device shown in FIG. The same applies even if
■バンドブレーキ４６と多板ブレーキ４５とを並列に配
置した構成（第８図（Ｇ））。■A configuration in which a band brake 46 and a multi-plate brake 45 are arranged in parallel (FIG. 8 (G)).
第１ブレーキ手段Ｂ１は、第１図もしくは第２図に示す
装置であっても、第３図もしくは第４図に示す装置であ
っても前進第１速と後進第２速で係合させられるが、前
進段の場合にはバンドブレーキ４６を係合させることに
よりその一方向特性を利用して係合および解放のタイミ
ングを適正化して変速ショックを低減し、また後進段で
はトルクが大きいので多板ブレーキ４５を係合させる。The first brake means B1 is engaged in the first forward speed and the second reverse speed, whether it is the device shown in FIG. 1 or 2 or the device shown in FIG. 3 or 4. However, in the case of forward gear, by engaging the band brake 46, the one-way characteristic of the band brake 46 is utilized to optimize the timing of engagement and disengagement to reduce shift shock, and in reverse gear, since the torque is large, The plate brake 45 is engaged.
したがって変速タイミングの適正化と係合手段としての
存生の適正化を図ることができる。Therefore, it is possible to optimize the shift timing and the existence of the engagement means.
（５）第２ブレーキ手段８２を一方面クラッチと多板ブ
レーキとを組合せた構成とし、もしくはバンドブレーキ
によって構成し、あるいはバンドブレーキと多板ブレー
キとを組合わせて構成する。(5) The second brake means 82 is configured by combining a one-sided clutch and a multi-disc brake, or by a band brake, or by a combination of a band brake and a multi-disc brake.
その例を示せば、以下の通りである。An example of this is as follows.
■対象とする部材がケース６に対して逆回転しようとす
る際に係合する一方面クラッチ５０と多板ブレーキ５１
とを直列に配列するとともに、この組合せに対して、対
象とする部材がケース６に対して正回転しようとする際
に係合する一方面クラッチ５２と多板ブレーキ５３とを
直列に配列した組合せを並列に配置した構成（第９図（
Ａ））。■One-sided clutch 50 and multi-disc brake 51 that engage when the target member attempts to rotate in the opposite direction relative to case 6
A combination in which a one-way clutch 52 and a multi-disc brake 53, which are engaged when the target member is about to rotate forward with respect to the case 6, are arranged in series. A configuration in which these are arranged in parallel (Fig. 9 (
A)).
この構成を第１図もしくは第２図に示す装置の第２ブレ
ーキ手段Ｂ２として採用すると、両方の多板ブレーキ５
１．５３を係合させれば、係合方向が互いに異なる両方
の一方面クラッチ５０，５２が作用するので、一方向特
性が生じないが、例えば第９図（Ａ）に示す左側の多板
ブレーキ５１のみを係合させれば、第１遊星歯車１およ
び第２遊星歯車２の各キャリヤ１ｃ、２ｃの逆回転のみ
が阻止されることになり、したがって前進第２速で各キ
ャリヤ１ｃ、２ｃが固定されて所定の変速比が設定され
るとともに、この状態で出力軸５側から反対に入力があ
った場合には、各キャリヤ１Ｃ。If this configuration is adopted as the second brake means B2 of the device shown in FIG. 1 or 2, both multi-disc brakes 5
If 1.53 is engaged, both one-way clutches 50 and 52 with different engagement directions act, so one-way characteristics do not occur. If only the brake 51 is engaged, only the reverse rotation of the carriers 1c, 2c of the first planetary gear 1 and the second planetary gear 2 is prevented. Therefore, in the second forward speed, the carriers 1c, 2c is fixed and a predetermined gear ratio is set, and in this state, if there is an opposite input from the output shaft 5 side, each carrier 1C.
２Ｃが正回転しようとするために一方面クラッチ５０の
係合が自然に外れ、その結果、エンジンブレーキが効か
ないものの、燃費や静粛性を向上させることができる。Since 2C tries to rotate forward, the one-sided clutch 50 is naturally disengaged, and as a result, although engine braking is not effective, fuel efficiency and quietness can be improved.
また一方向クラッチ５０の係合・解放は、各キャリヤ１
ｃ、２ｃがいずれの方向に回転しようとするかによって
自動的に行なわれるから、第２速からのシフトアップお
よび第２速へのシフトダウンを特別なタイミング調整を
要さずにスムースに行なうことができる。これとは反対
に第９図（＾）に示す右側の多恨ブレーキ５３のみを係
合させれば、後進第１速で各キャリヤ１ｃ、２ｃを固定
できるとともに、その変速段で出力軸５側から入力があ
れば、一方向クラッチ５２の係合が自然に外れるため、
エンジンブレーキが効かない反面、燃費および静粛性を
向上させることができる。Furthermore, the one-way clutch 50 is engaged and released by each carrier 1.
Shifting up from 2nd gear and downshifting to 2nd gear can be done smoothly without the need for special timing adjustments, since this is done automatically depending on which direction c and 2c are going to rotate. Can be done. On the other hand, if only the right-hand side brake 53 shown in FIG. If there is an input from , the one-way clutch 52 will naturally disengage.
Although engine braking is not effective, fuel efficiency and quietness can be improved.
また上記の構成を第３図もしくは第４図に示す装置にお
ける第２ブレーキ手段Ｂ２として採用した場合には、第
１遊星歯車１のキャリヤ１Ｃおよび第２遊星歯車２のサ
ンギヤ２Ｓを上述した各キャリヤ１ｃ、２ｃと同様に固
定・解放できるので、上述した作用・効果と同等の作用
・効果を得ることができる。Further, when the above configuration is adopted as the second brake means B2 in the device shown in FIG. 3 or 4, the carrier 1C of the first planetary gear 1 and the sun gear 2S of the second planetary gear 2 are Since it can be fixed and released in the same way as 1c and 2c, it is possible to obtain the same functions and effects as those described above.
■対象とする部材がケース６に対して正回転しようとす
る際に係合する一方面クラッチ５２と多板ブレーキ５３
とを直列に配列するとともに、この組合せに対して他の
多板ブレーキ５４を並列に配置した構成（第９図（Ｂ）
）。■One-sided clutch 52 and multi-disc brake 53 that engage when the target member attempts to rotate forward relative to case 6
are arranged in series, and another multi-disc brake 54 is arranged in parallel with this combination (Fig. 9(B)).
).
このＩｉ４戊は、第９図（＾）に示？１′構成のうち、
逆回転時に係合する一方面クラッチ５０を取除いた構成
と同じであり、したがって第１図もしくは第２図に示す
装置に採用した場合あるいは第３図もしくは第４図に示
す装置に採用した場合のいずれであっても、前記他の多
板ブレーキ５４を解放しておけば、一方向クラッチ５２
が作用することになるので、前述したとうり、後進第１
速においてエンジンブレーキを効かせることができない
反面、燃費および静粛性を向上させることができる。換
言すれば、前記他の多板ブレーキ５４を係合させること
により後進第１速でエンジンブレーキを効かせることが
でき、また前進第２速を設定することができる。This Ii4 戊 is shown in Figure 9 (^)? Of the 1′ configuration,
The configuration is the same as the one-sided clutch 50 that is engaged during reverse rotation, and therefore when it is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2, or in the device shown in FIG. 3 or 4. In either case, if the other multi-disc brake 54 is released, the one-way clutch 52
will be in effect, so as mentioned above, the first reverse
Although engine braking cannot be applied at high speeds, fuel efficiency and quietness can be improved. In other words, by engaging the other multi-disc brake 54, the engine brake can be applied in the first reverse speed, and the second forward speed can be set.
■上記の例とは反対に、対象とする部材がケース６に対
して逆回転しようとする際に係合する一方面クラッチ５
０と多板ブレーキ５１とを直列に配列するとともに、こ
の組合せに対して他の多板ブレーキ５５を並列に配置し
た構成（第９図（Ｃ））。■Contrary to the above example, the one-sided clutch 5 engages when the target member attempts to rotate in the opposite direction relative to the case 6.
0 and a multi-disc brake 51 are arranged in series, and another multi-disc brake 55 is arranged in parallel with this combination (FIG. 9(C)).
この構成は、前述した第９図（Ａ）の構成のうち、正回
転時に係合する一方面クラッチ５２を取除いた構成と同
様であり、したがって第１図もしくは第２図に示す装置
、および第３図もしくは第４図に示す装置のいずれに採
用した場合であっても、前記他の多板ブレーキ５５を解
放しておけば、方向クラッチ５０が作用するので、前進
第２速に６いてエンジンブレーキを効かせ得ない反面、
燃費および静粛性を向上させることができ、また第２速
からのシフトアップおよび第２速へのシフトダウンを特
別なタイミングｍ整を要さずにスムースに行なうことが
できる。また当然、他方の多板ブレーキ５５を係合させ
ておけば、前進第２速でエンジンブレーキを効かせるこ
とができ、かつ後進第１速を設定することができる。This configuration is similar to the configuration shown in FIG. 9(A) described above, except that the one-sided clutch 52 that is engaged during forward rotation is removed, and therefore, the device shown in FIG. 1 or 2, Regardless of whether the device is adopted as shown in FIG. 3 or FIG. On the other hand, engine braking cannot be applied,
Fuel efficiency and quietness can be improved, and upshifting from second speed and downshifting to second speed can be performed smoothly without requiring special timing adjustments. Naturally, if the other multi-disc brake 55 is engaged, the engine brake can be applied at the second forward speed, and the first reverse speed can be set.
■ブレーキドラムの逆回転がエナージ方向くブレーキバ
ンドを巻き込む方向）となるバンドブレーキ５６による
構成く第９図（Ｏ））。(Fig. 9 (O)) with a band brake 56 in which the reverse rotation of the brake drum is in the energy direction (the direction in which the brake band is wound up).
ドラムとバンドとの間の摩擦力が小さい場合、ドラムが
エナージ方向に回転すれば、バンドを巻き込んで制動作
用が生じるが、ドラムがディエナージ方向に回転すれば
、充分な制動作用が生じず、したがってバンドブレーキ
は、ある程度の一方向特性を有することになる。そのた
め第９図（Ｄ）に示す構成を第１図もしくは第２図に示
す装置あるいは第３図もしくは第４図に示す装置に採用
した場合には、キャリｔ１Ｃ，２Ｃもしくは第１遊星歯
車１のキャリヤ１Ｃおよび第２遊星歯車２のサンギヤ２
Ｓの逆回転に対して充分な制動作用が生じて所期の変速
比を設定でき、また正回転方向に対しては澗りが生じて
制動が不十分になるので、前進第２速においてエンジン
ブレーキが効かないものの、燃費および静粛性を向上さ
せることができ、また前進第２速へのシフトダウンおよ
び第２速からのシフトアップをスムースに行なうことが
できる。When the frictional force between the drum and the band is small, if the drum rotates in the energy direction, it will involve the band and cause a braking action, but if the drum rotates in the deenergistic direction, there will not be a sufficient braking action, and therefore A band brake will have some unidirectional characteristics. Therefore, when the configuration shown in FIG. 9(D) is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2, or the device shown in FIG. 3 or 4, the structure shown in FIG. Carrier 1C and sun gear 2 of second planetary gear 2
For reverse rotation of S, sufficient braking action is generated and the desired gear ratio can be set, and for forward rotation, sluggishness occurs and braking is insufficient, so the engine Although the brakes are not effective, fuel efficiency and quietness can be improved, and downshifts to the second forward speed and upshifts from the second speed can be performed smoothly.
■エナージ方向が互いに反対のバンドブレーキ５６．５
７による構成（第９図（Ｅ））。■Band brakes with opposite energy directions 56.5
7 (FIG. 9(E)).
この構成を第１図もしくは第２図に示す装置あるいは第
３図もしくは第４図に示す装置に採用した場合、両方の
バンドブレーキ５６．５７を作用させれば、正逆いずれ
の方向にも一方向特性が生じないが、第９図ｆＤ）にお
けるバンドブレーキ５６と同様のバンドブレーキ５６を
作用させれば、上記の場合と同様に、前進第２速での燃
費および静粛性の向上を図り、また第２速に対するスム
ースな変速を確保できる。これとは反対のバンドブレー
キ５７を作用させた場合には、一方向特性が反対になる
ので、後進第１速でのエンジンブレーキを解消し、後進
第１速での燃費および静粛性を向上させることができる
。When this configuration is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2 or the device shown in FIG. Although no directional characteristics occur, if a band brake 56 similar to the band brake 56 in Fig. 9 fD) is applied, fuel efficiency and quietness in the second forward speed can be improved in the same way as in the above case, Moreover, smooth gear shifting to the second gear can be ensured. If the opposite band brake 57 is applied, the one-way characteristics will be reversed, so engine braking in the first reverse gear will be eliminated, improving fuel efficiency and quietness in the first reverse gear. be able to.
■バンドブレーキ５６と多板ブレーキ５５とを並列に配
置した構成（第９図（Ｆ））。■A configuration in which a band brake 56 and a multi-plate brake 55 are arranged in parallel (FIG. 9(F)).
第２ブレーキ手段Ｂ２は、第１図もしくは第２図に示す
装置および第３図もしくは第４図に示す装置のいずれで
あっても、前進第２速と後進第１速で係合させられるが
、前進段の場合にはバンドブレーキ５６を係合させるこ
とによりその一方向特性を利用して係合および解放のタ
イミングを適正化して変速ショックを低減し、また後進
段ではトルクが大きいので多板ブレーキ５５を係合させ
る。したがって変速タイミングの適正化と係合手段とし
ての容量の適正化を図ることができる。The second brake means B2 is engaged in the second forward speed and the first reverse speed, whether it is the device shown in FIG. 1 or 2 or the device shown in FIG. 3 or 4. In the case of forward gear, by engaging the band brake 56, the timing of engagement and release is optimized by utilizing its one-way characteristic to reduce shift shock, and in reverse gear, since the torque is large, multi-plate brake 56 is applied. The brake 55 is engaged. Therefore, it is possible to optimize the shift timing and the capacity of the engagement means.
（６）第３ブレーキ手段Ｂ３を一方面クラッチと多板ブ
レーキとを組合せて構成し、もしくはバンドブレーキに
よって構成し、あるいはバンドブレーキと多板ブレーキ
とを組合せて構成する。その例を示せば、以下の通りで
ある。(6) The third brake means B3 is constructed by combining a one-sided clutch and a multi-disc brake, or by a band brake, or by a combination of a band brake and a multi-disc brake. An example of this is as follows.
■対象とする部材がケース６に対して逆回転しようとす
る際に係合する一方面クラッチ６０と多板ブレーキ６１
とを直列に配列するとともに、この組合せに対して、係
合方向が上記の一方面クラッチ６０と反対の一方面クラ
ッチ６２と多板ブレーキ６３とを直列に配列した組合せ
を並列に配置した構成（第１０図（＾））。■One-sided clutch 60 and multi-disc brake 61 that engage when the target member attempts to rotate in the opposite direction relative to case 6
are arranged in series, and a combination in which a one-sided clutch 62 whose engagement direction is opposite to the above-mentioned one-sided clutch 60 and a multi-disc brake 63 are arranged in series is arranged in parallel ( Figure 10 (^)).
この構成を第１図もしくは第２図に示す装置に採用した
場合、両方の多板ブレーキ６１．６３を係合させれば、
係合方向が互いに異なる両方の一方面クラッチ６０．６
２が作用するので、一方向特性が生じないが、例えば第
１０図（Ａ）に示す左側の多板ブレーキ６１のみを係合
させれば、サンギヤ１Ｓの逆回転のみが阻止されること
になり、したがって前進第３速でサンギヤ１Ｓが固定さ
れて所定の変速比が設定されるとともに、この状態で出
力軸５側から反対に入力があった場合には、サンギヤ１
Ｓが正回転しようとするために一方面クラッチ６０の係
合が自然に外れ、その結果、エンジンブレーキが効かな
いものの、燃費や静粛性を向上させることができる。ま
た一方向クラッチ６０の係合・解放は、サンギヤ１Ｓが
いずれの方向に回転しようとするかによって自動的に行
なわれるから、第３速からのシフトアップおよび第３速
へのシフトダウンを特別なタイミング調整を要さずにス
ムースに行なうことができる。これとは反対に第１０図
（＾）に示す右側の多板ブレーキ６３のみを係合させれ
ば、前進第５速でサンギヤ１Ｓを固定できるとともに、
その変速段で出力軸５側から入力があれば、一方向クラ
ッチ６２の係合が自然に外れるため、エンジンブレーキ
が効かない反面、燃費および静粛性を向上させることが
できる。When this configuration is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2, if both multi-disc brakes 61, 63 are engaged,
Both one-sided clutches 60.6 with mutually different engagement directions
2 acts, so no one-way characteristic occurs, but for example, if only the left multi-disc brake 61 shown in FIG. 10(A) is engaged, only the reverse rotation of the sun gear 1S is prevented. Therefore, in the third forward speed, the sun gear 1S is fixed and a predetermined gear ratio is set, and if there is an opposite input from the output shaft 5 side in this state, the sun gear 1S is fixed.
Since S tries to rotate forward, the one-sided clutch 60 is naturally disengaged, and as a result, although engine braking is not effective, fuel efficiency and quietness can be improved. Furthermore, since the one-way clutch 60 is engaged and released automatically depending on which direction the sun gear 1S is about to rotate, upshifting from third gear and downshifting to third gear can be performed with special This can be done smoothly without the need for timing adjustment. On the contrary, by engaging only the multi-disc brake 63 on the right side shown in FIG. 10 (^), the sun gear 1S can be fixed in the fifth forward speed, and
If there is an input from the output shaft 5 side at that gear stage, the one-way clutch 62 will naturally disengage, so engine braking will not work, but fuel efficiency and quietness can be improved.
また第３図もしくは第４図に示す構成の装置においても
第３ブレーキ手段Ｂ３は第１遊星歯車１のサンギヤ１Ｓ
の回転を選択的に止めるから、第３図もしくは第４図に
示す装置においても、上述した例と同様な作用・効宋を
得ることができる。Further, in the device having the configuration shown in FIG. 3 or 4, the third brake means B3 is also connected to the sun gear 1S of the first planetary gear 1
Since the rotation of the rotor is selectively stopped, the same operation and effect as the above-mentioned example can be obtained even in the device shown in FIG. 3 or FIG. 4.
■対象とする部材がケース６に対して正回転しようとす
る際に係合する一方面クラッチ６２と多板ブレーキ６３
とを直列に配列するとともに、この組合せに対して他の
多板ブレーキ６４を並列に配置した構成（第１０図（Ｂ
））。■One-sided clutch 62 and multi-disc brake 63 that engage when the target member attempts to rotate forward relative to case 6
are arranged in series, and another multi-disc brake 64 is arranged in parallel with this combination (see Fig. 10 (B)).
)).
この構成は、第１０図（Ａ）に示す構成のうち、サンギ
ヤ１Ｓが逆回転しようとする際に係合する一方面クラッ
チ６０を取除いた構成と同じであり、したがって第１図
もしくは第２図に示す装置に採用した場合、あるいは第
３図もしくは第４図に示すＶＣ＠に採用した場合のいず
れであっても、前記他の多板ブレーキ６４を解放してお
けば、一方向クラッチ６２が作用することになるので、
１Ｉｆｌ述したとうり、前進第５速においてエンジンブ
レーキを効かせることができない反面、燃費および静粛
性を向上させることができる。換言すれば、前記他の多
板ブレーキ６４を係合させることにより前進第５速でエ
ンジンブレーキを効かせることができ、また前進第３速
を設定することができる。This configuration is the same as the configuration shown in FIG. 10(A), except that the one-sided clutch 60 that is engaged when the sun gear 1S is about to rotate in reverse is removed, and therefore the configuration shown in FIG. Regardless of whether it is adopted in the device shown in the figure or the VC@ shown in FIG. 3 or 4, if the other multi-disc brake 64 is released, the one-way clutch 62 will be in effect, so
As mentioned above, although engine braking cannot be applied in the fifth forward speed, fuel efficiency and quietness can be improved. In other words, by engaging the other multi-disc brake 64, the engine brake can be applied at the fifth forward speed, and the third forward speed can be set.
■上記の例とは反対に、対象とする部材の逆回転時に係
合する一方面クラッチ６０と多板ブレーキ６１とを直列
に配列するとともに、この組合せに対して他の多板ブレ
ーキ６５を並列に配置した構成（第１０図（Ｃ））。■Contrary to the above example, a one-sided clutch 60 and a multi-disc brake 61 that are engaged when the target member rotates in reverse are arranged in series, and another multi-disc brake 65 is arranged in parallel with this combination. (FIG. 10(C)).
この構成は、前述した第１０図（＾）の構成のうち、サ
ンギヤ１Ｓが正回転しようとする際に係合する一方面ク
ラッチ６２を取除いた構成と同様であり、したがって第
１図もしくは第２図に示す装置に採用した場合、あるい
は第３図もしくは第４図に示す装置に採用した場合のい
ずれであっても、前記他の多板ブレーキ６５を解放して
おけば、方向クラッチ６０が作用するので、前進第３速
においてエンジンブレーキを効かせ冑ない反面、燃ａお
よび静粛性を向上させることができ、また第３速からの
シフトアップおよび第３速へのシフトダウンを特別なタ
イミング調整を要さずにスムースに行なうことができる
。また当然、他方の多板ブレーキ６５を係合させておけ
ば、前進第３速でエンジンブレーキを効かせることがで
き、かつ前進第５速を設定することができる。This configuration is similar to the configuration shown in FIG. 10 (^) described above, except that the one-sided clutch 62 that is engaged when the sun gear 1S is about to rotate forward is removed, and therefore, it is similar to the configuration shown in FIG. Regardless of whether it is adopted in the device shown in FIG. 2 or in the device shown in FIG. 3 or 4, if the other multi-disc brake 65 is released, the directional clutch 60 will be activated. This allows engine braking to be applied in 3rd forward gear, while improving combustion efficiency and quietness.In addition, special timing is required for upshifting from 3rd gear and downshifting to 3rd gear. This can be done smoothly without requiring any adjustments. Naturally, if the other multi-disc brake 65 is engaged, the engine brake can be applied at the third forward speed, and the fifth forward speed can be set.
■ブレーキドラムの逆回転がエナージ方向（ブレーキバ
ンドを巻き込む方向）となるバンドブレーキ６６による
構成（第１０図（Ｄ））。(2) A configuration using a band brake 66 in which the reverse rotation of the brake drum is in the energy direction (the direction in which the brake band is wound up) (FIG. 10 (D)).
ドラムとバンドとの間の摩擦力が小さい場合、ドラムが
エナージ方向に回転すれば、バンドを巻き込んで制動作
用が生じるが、ドラムがディエナージ方向に回転すれば
、制動力が減じられ、また制動作用が生じるまでの時間
がかかり、したがってバンドブレーキはある程度の一方
向特性を有することになる。そのため第１０図（Ｄ）に
示すｊＩ４戊を第１図もしくは第２図に示す装置に採用
した場合、あるいは第３図もしくは第４図に示す装置に
採用した場合のいずれであっても、サンギヤ１Ｓの逆回
転に対しては充分な制動作用が生じて所期の変速比を設
定でき、また正回転方向に対しては渭りが生じて制動が
不十分になるので、第３速においてエンジンブレーキが
効かないものの、燃費および静粛性を向上させることが
でき、また第３速へのシフトダウンおよび第３速からの
シフトアップをスムースに行なうことができる。When the frictional force between the drum and the band is small, if the drum rotates in the energy direction, it will involve the band and cause a braking action, but if the drum rotates in the deenergetic direction, the braking force will be reduced and the braking action will occur. It takes time for this to occur, and therefore the band brake has some one-way characteristics. Therefore, regardless of whether the jI4 shown in Fig. 10 (D) is adopted in the device shown in Fig. 1 or 2, or in the device shown in Fig. 3 or 4, the sun gear For reverse rotation of 1S, sufficient braking action is generated and the desired gear ratio can be set, and for forward rotation, lag occurs and braking is insufficient, so the engine is not activated in 3rd gear. Although the brakes are not effective, fuel efficiency and quietness can be improved, and downshifts to and from third gear can be performed smoothly.
■エナージ方向が互いに反対のバンドブレーキ６６、６
７ニヨル４１１ （１１（［（Ｅ） ）。■Band brakes 66, 6 whose energy directions are opposite to each other
7 Nyor 411 (11 ([(E) ).
両方のバンドブレーキ６６．６７を作用させれば、正逆
いずれの方向にも一方向特性が生じなりが、この構成を
第１図もしくは第２図に示す装置に採用した場合、ある
いは第３図もしくは第４図に示す装置に採用した場合の
いずれであっても、第１０図（ロ）におけるバンドブレ
ーキ６６と同様のバンドブレーキ６６を作用させれば、
上記の場合と同様に、前進第３速での燃費および静粛性
の向上を図り、また第３速に対するスムースな変速を確
保できる。これとは反対のバンドブレーキ６７を作用さ
せた場合には、一方向特性が反対になるので、前進第５
速でのエンジンブレーキを解消し、前進第５速での燃費
および静粛性を向上させることができる。If both band brakes 66 and 67 are applied, a unidirectional characteristic will occur in either the forward or reverse direction, but if this configuration is adopted in the device shown in FIG. 1 or 2, or in the device shown in FIG. Or, even if it is adopted in the device shown in FIG. 4, if a band brake 66 similar to the band brake 66 in FIG. 10 (b) is applied,
As in the above case, it is possible to improve fuel efficiency and quietness in the third forward speed, and to ensure a smooth shift to the third speed. If the opposite band brake 67 is applied, the one-way characteristics will be reversed, so the forward fifth
It is possible to eliminate engine braking at high speeds and improve fuel efficiency and quietness at the fifth forward speed.
■バンドブレーキ６６と多板ブレーキ６５とを並列に配
置した構成（第１０図（［））。■A configuration in which a band brake 66 and a multi-plate brake 65 are arranged in parallel (Fig. 10 ([)).
第３ブレーキ手段Ｂ３は前進第３速と第５速で係合させ
られるが、第５速の場合には小トルクでよいのでバンド
ブレーキ６６を係合させ、また第３速の場合には第５速
に比較してトルクが大きいので多板ブレーキ６５を係合
させる。このようにすることにより係合手段としての容
量の適正化を図ることができる。このような作用・効果
は、第１図もしくは第２図に示す装置あるいは第３図も
しくは第４図に示す装置のいずれに採用した場合でも得
ることができる。The third brake means B3 is engaged in the third forward speed and the fifth forward speed, but in the case of the fifth speed, a small torque is required, so the band brake 66 is engaged, and in the case of the third speed, the band brake 66 is engaged. The multi-disc brake 65 is engaged because the torque is larger than that in 5th gear. By doing so, the capacity of the engagement means can be optimized. Such actions and effects can be obtained regardless of whether the device shown in FIG. 1 or 2 or the device shown in FIG. 3 or 4 is employed.
以上、クラッチ手段やブレーキ手段として使用し得る構
成の数例について説明したが、この発明は上記の例に限
定されないことは勿論であり、またその遊星歯車１，２
．３を含めた配列は以上の例で示した配列に限定されな
いことも勿論である。Several examples of configurations that can be used as clutch means and brake means have been described above, but it goes without saying that this invention is not limited to the above examples, and the planetary gears 1 and 2
．． Of course, the arrays including 3 are not limited to the arrays shown in the above examples.
第１１図は上述した係合手段のうち適当なものを第１図
に示す装置に適用した代表例を示す模式図であって、こ
の第１１図に示す歯車変速装置における各係合要素は第
３表に示すように係合して前進第１速ないし第５速およ
び後進段を設定する。FIG. 11 is a schematic diagram showing a typical example in which a suitable one of the above-mentioned engaging means is applied to the device shown in FIG. 1, and each engaging element in the gear transmission shown in FIG. As shown in Table 3, the gears are engaged to set the first to fifth forward speeds and reverse gears.
また第１２図は上述した係合手段のうち適当なものを第
３図に示す装置に適用した代表例を示す模式図であって
、この第１２図に示す歯車変速装置にＪ５ける各係合要
素は第３表に示すように係合して萌進第１速ないし第５
速および後進段を設定する。なお、○印は係合状態、◎
印はエンジンブレーキ時に係合状態、空欄は解放状態、
△は係合させてもよいことをそれぞれ示す。また第４速
と第５速との間の変速の際には第１クラッチ手段に１に
おける多板クラッチ１２を変速前に解放しておく。Furthermore, FIG. 12 is a schematic diagram showing a typical example in which a suitable one of the above-mentioned engagement means is applied to the device shown in FIG. The elements are engaged as shown in Table 3 to move the gears from 1st to 5th gears.
Set speed and reverse gear. In addition, ○ mark is engaged state, ◎
The mark indicates the engaged state during engine braking, the blank indicates the disengaged state,
△ indicates that they may be engaged. Further, when shifting between the fourth speed and the fifth speed, the multi-disc clutch 12 in the first clutch means 1 is released before shifting.
なお、上述した各実施例では、第１ないし第３のクラッ
チ手段Ｋｌ 、に２ 、に３および第１ないし第３のブ
レーキ手段３１．３２．３３を設けた構成としたが、第
１表および第２表から知られるように、第２クラッチ手
段に２を省けば、オーバードライブ段のない前進４段・
後進１段もしくは前進４段・後進２段の変速装置とする
ことができ、また第１ブレーキ手段Ｂ１を省けば、前進
４段・後進１段の変速装置とすることができ、さらに第
２ブレーキ手段Ｂ２を省けば、前進４段・後進１段の変
速ａ置とすることができる。このように第１図ないし第
４図に示す構成はクラッチ手段やブレーキ手段の変更に
よって変速段数の異なる変速装置に変えることができる
。In each of the above-mentioned embodiments, the first to third clutch means Kl, 2, 3 and the first to third brake means 31, 32, and 33 were provided, but Table 1 and As is known from Table 2, if 2 is omitted for the second clutch means, four forward speeds and no overdrive speed can be achieved.
It can be a transmission with one reverse speed or four forward speeds and two reverse speeds, and if the first brake means B1 is omitted, it can be a transmission with four forward speeds and one reverse speed, and a second brake. If the means B2 is omitted, it is possible to set the gear position a to four forward speeds and one reverse speed. In this way, the configuration shown in FIGS. 1 to 4 can be changed to a transmission with a different number of gears by changing the clutch means and brake means.
発明の効果
以上の説明から明らかなようにこの出願にかかる各発明
の歯車変速装置によれば、必要とする遊星歯車は、二組
のシングルビニオン型遊星歯申と一組のダブルごニオン
型遊星歯車との合計三組であるから、大型化することな
く前進５段でかつ後進１段もしくは後進２段の変速装置
を得ることができ、またこの出願の各発明の歯車変速装
置では、各遊星歯巾のギヤ比を０．３８〜０．５６程度
に設定でき、それに伴い歯車列をコンパクト化でき、同
時に前進第１速から第４速の各変速段での変速比を等比
級数に近い値に設定し、車両として運転し易いものとす
ることができ、かつまたオーバードライブ段での変速比
を０．７２程度の実用性の高い値に設定できるために、
動力性能を確保し、高速走行時のエンジン回転数を抑え
て燃費および静粛性を向上させることが可能になる。そ
してこの出願の各発明では、ギヤ比の幅（前進第１速と
オーバードライブ段とのギヤ比の比率）を大きく取るこ
とが可能であり、また設定し得る変速段の数を多くでき
るために、発進・登板性能や中高速域での走行性能を向
上させることができる。またこの出願の各発明では、隣
接する変速段に切換える場合に、変速開始直前まで係合
させていたクラッチ手段の全てを解放することがなく、
すなわち入力の切換えが不要なので、変速ショックの低
減に有利なものとすることができる。かつまたこの出願
の各発明では入力軸と出力軸とを同一軸線上に配置でき
るために、ＦＦ車およびＦＲ車のいずれにも容易に適用
することができる。そして特に請求項１に記載の発明で
は、各ピニオンギヤのキ↑Ｉすヤに対する相対回転数を
低く抑えてその耐久性を向上させることができる。また
請求項２に記載の発明では、使用頻度の高い萌進第４速
および第５速で動力循環が生じないために、動力の損失
を防いで燃費を向上させることができる。Effects of the Invention As is clear from the above description, according to the gear transmission of each invention related to this application, the required planetary gears are two sets of single-binion type planetary gears and one set of double-binion type planetary gears. Since there are three sets in total with the planetary gear, it is possible to obtain a transmission with five forward speeds and one reverse speed or two reverse speeds without increasing the size. The gear ratio of the planetary tooth width can be set to about 0.38 to 0.56, which allows the gear train to be made more compact.At the same time, the gear ratio at each gear from 1st to 4th forward gear can be set to a geometric series. This allows the vehicle to be easily driven by setting the gear ratio close to the above value, and also allows the gear ratio in the overdrive stage to be set to a highly practical value of about 0.72.
This will ensure power performance and reduce engine speed during high-speed driving, improving fuel efficiency and quietness. In each of the inventions of this application, it is possible to have a wide range of gear ratios (the ratio of the gear ratio between the first forward speed and the overdrive stage), and the number of gears that can be set can be increased. , it is possible to improve starting and pitching performance as well as driving performance in medium and high speed ranges. Furthermore, in each of the inventions of this application, when changing to an adjacent gear stage, all the clutch means that have been engaged until just before the start of gear shifting are not released.
That is, since there is no need to switch inputs, it can be advantageous in reducing shift shock. Moreover, since the input shaft and the output shaft can be arranged on the same axis in each invention of this application, it can be easily applied to both FF vehicles and FR vehicles. Particularly, in the invention described in claim 1, the relative rotational speed of each pinion gear with respect to the key ↑I gear can be suppressed to a low level, thereby improving its durability. Further, in the invention as set forth in claim 2, since power circulation does not occur in the frequently used fourth and fifth gears, loss of power can be prevented and fuel efficiency can be improved.
第１図は請求項］に記載した発明の一実施例を原理的に
示すスケルトン図、第２図はその発明の他の実施例を示
し、エンジン横置きタイプの車両に適するよう配列を変
えた例のスケルトン図、第３図は請求項２に記載した発
明の一実施例のスケルトン図、第４図はその発明の他の
実施例を示し、エンジン横置きタイプの車両に適するよ
う配列を変えた例のスケルトン図、第５図（Ａ）ＣＢ）
のそれぞれは第１クラッチ手段の具体例を示す模式図、
第６図（Ａ）（８）のそれぞれは第２クラッチ手段の具
体例を示す模式図、第７図（Ａ）ないしく０）のそれぞ
れは第３クラッチ手段の具体例を示す模式図、第８図ｔ
Ａ）ないしくＧ）のそれぞれは第１ブレーキ手段の具体
例を示す模式図、第９図（八）ないし＋Ｆ）のそれぞれ
は第２ブレーキ手段の具体例を示す模式図、第１０図（
Ａ）ないしくＦ）のそれぞれは第３ブレーキ手段の具体
例を示す模式図、第１１図は請求項１の発明の更に他の
実施例を示すスケルトン図、第１２図は請求項２の発明
の更に他の実施例を示すスケルトン図である。
１・・・第１遊星歯車、 ２・・・第２遊星歯車、 ３
・・・第３遊星歯車、 ４・・・入力軸、 ５・・・出
力軸、Ｂ１・・・第１ブレーキ手段、 Ｂ２・・・第２
ブレーキ手段、 Ｂ３・・・第３ブレーキ手段、 Ｋ１
・・・第１クラッチ手段、 Ｋ２・・・第２クラッチ手
段、 Ｋ３・・・第３クラッチ手段。
出願人 トヨタ自動車株式会社
代理人 弁理士 ― １）底入
（ほか１名）
第５図
（Ａ）
（Ｂ）
第６
図
（Ａ）
第７図
（Ａ）
（Ｂ）
第９図
第１０図Fig. 1 is a skeleton diagram showing the principle of one embodiment of the invention described in the claims, and Fig. 2 shows another embodiment of the invention, the arrangement of which has been changed to suit a vehicle with a horizontally mounted engine. FIG. 3 is a skeleton diagram of an embodiment of the invention according to claim 2, and FIG. 4 is a skeleton diagram of another embodiment of the invention, the arrangement of which is changed to be suitable for a transverse engine type vehicle. Skeleton diagram of the example, Figure 5 (A) CB)
are schematic diagrams showing specific examples of the first clutch means,
Each of FIGS. 6(A) and (8) is a schematic diagram showing a specific example of the second clutch means, and each of FIGS. 7(A) to 0) is a schematic diagram showing a specific example of the third clutch means. Figure 8 t
Each of A) to G) is a schematic diagram showing a specific example of the first braking means, each of FIGS. 9(8) to +F) is a schematic diagram showing a specific example of the second braking means, and FIG.
Each of A) to F) is a schematic diagram showing a specific example of the third brake means, FIG. 11 is a skeleton diagram showing still another embodiment of the invention of claim 1, and FIG. 12 is a diagram of the invention of claim 2. FIG. 7 is a skeleton diagram showing still another embodiment of the present invention. 1...First planetary gear, 2...Second planetary gear, 3
...Third planetary gear, 4...Input shaft, 5...Output shaft, B1...First brake means, B2...Second
Brake means, B3...Third brake means, K1
...first clutch means, K2...second clutch means, K3...third clutch means. Applicant Toyota Motor Corporation Representative Patent Attorney - 1) Bottoming (1 other person) Figure 5 (A) (B) Figure 6 (A) Figure 7 (A) (B) Figure 9 Figure 10
Claims (2)
ヤおよび第１リングギヤに噛合するピニオンギヤを保持
する第１キャリヤとを有するシングルピニオン型の第１
遊星歯車と、 第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛
合するピニオンギヤおよびそのピニオンギヤと第２リン
グギヤとに噛合する他のピニオンギヤを保持する第２キ
ャリヤとを有するダブルピニオン型の第２遊星歯車と、 第３サンギヤと、第３リングギヤと、第３サンギヤと第
３リングギヤとに噛合するピニオンギヤを保持するとと
もに出力軸に連結された第３キャリヤとを有するシング
ルピニオン型の第３遊星歯車とを備え、 第１キャリヤと第２キャリヤとが一体的に連結されると
ともに、第１リングギヤと第２サンギヤと第３キャリヤ
とが一体的に連結され、さらに第２リングギヤと第３リ
ングギヤとが一体的に連結され、 さらに、第３サンギヤと入力軸とを選択的に連結する第
１クラッチ手段と、一体的に連結された第１キャリヤお
よび第２キャリヤと入力軸とを選択的に連結する第２ク
ラッチ手段と、第１サンギヤと前記入力軸とを選択的に
連結する第３クラッチ手段と、一体的に連結された第２
リングギヤおよび第３リングギヤの回転を選択的に止め
る第１ブレーキ手段と、一体的に連結された第１キャリ
ヤおよび第２キャリヤの回転を選択的に止める第２ブレ
ーキ手段と、第１サンギヤの回転を選択的に止める第３
ブレーキ手段とを具備していることを特徴とする自動変
速機用歯車変速装置。(1) A single pinion type first carrier having a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier holding a pinion gear that meshes with the first sun gear and the first ring gear.
A double pinion type second carrier having a planetary gear, a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier holding a pinion gear that meshes with the second sun gear and another pinion gear that meshes with the pinion gear and the second ring gear. A single pinion type third planetary gear having a planetary gear, a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier that holds a pinion gear meshing with the third sun gear and the third ring gear and is connected to the output shaft. The first carrier and the second carrier are integrally connected, the first ring gear, the second sun gear and the third carrier are integrally connected, and the second ring gear and the third ring gear are integrally connected. A first clutch means that is integrally connected and further selectively connects the third sun gear and the input shaft, and selectively connects the integrally connected first carrier and second carrier and the input shaft. a second clutch means, a third clutch means selectively connecting the first sun gear and the input shaft, and a second clutch means integrally connected.
a first brake means for selectively stopping the rotation of the ring gear and the third ring gear; a second brake means for selectively stopping the rotation of the integrally connected first carrier and the second carrier; and a second brake means for selectively stopping the rotation of the first sun gear. Third to selectively stop
A gear transmission device for an automatic transmission, characterized in that it is equipped with a brake means.
ヤおよび第１リングギヤに噛合するピニオンギヤを保持
する第１キャリヤとを有するシングルピニオン型の第１
遊星歯車と、 第２サンギヤと、第２リングギヤと、第２サンギヤに噛
合するピニオンギヤおよびそのピニオンギヤと第２リン
グギヤとに噛合する他のピニオンギヤを保持する第２キ
ャリヤとを有するダブルピニオン型の第２遊星歯車と、 第３サンギヤと、第３リングギヤと、第３サンギヤと第
３リングギヤとに噛合するピニオンギヤを保持するとと
もに出力軸に連結された第３キャリヤとを有するシング
ルピニオン型の第３遊星歯車とを備え、 第１リングギヤと第２リングギヤと第３キャリヤとが一
体的に連結されるとともに、第１キャリヤと第２サンギ
ヤとが一体的に連結され、さらに第２キャリヤと第３サ
ンギヤとが一体的に連結され、 さらに、一体的に連結された第２キャリヤおよび第３サ
ンギヤと入力軸とを選択的に連結する第１クラッチ手段
と、一体的に連結された第１キャリヤおよび第２サンギ
ヤと前記入力軸とを選択的に連結する第２クラッチ手段
と、第１サンギヤと前記入力軸とを選択的に連結する第
３クラッチ手段と、第３リングギヤの回転を選択的に止
める第１ブレーキ手段と、一体的に連結された第１キャ
リヤおよび第２サンギヤの回転を選択的に止める第２ブ
レーキ手段と、第１サンギヤの回転を選択的に止める第
３ブレーキ手段とを具備していることを特徴とする自動
変速機用歯車変速装置。(2) A single pinion type first carrier having a first sun gear, a first ring gear, and a first carrier holding a pinion gear that meshes with the first sun gear and the first ring gear.
A double pinion type second carrier having a planetary gear, a second sun gear, a second ring gear, and a second carrier holding a pinion gear that meshes with the second sun gear and another pinion gear that meshes with the pinion gear and the second ring gear. A single pinion type third planetary gear having a planetary gear, a third sun gear, a third ring gear, and a third carrier that holds a pinion gear meshing with the third sun gear and the third ring gear and is connected to the output shaft. The first ring gear, the second ring gear, and the third carrier are integrally connected, the first carrier and the second sun gear are integrally connected, and the second carrier and the third sun gear are integrally connected. a first clutch means that is integrally connected and further selectively connects the integrally connected second carrier and third sun gear with the input shaft; and the integrally connected first carrier and second sun gear. a second clutch means that selectively connects the first sun gear and the input shaft; a third clutch means that selectively connects the first sun gear and the input shaft; and a first brake that selectively stops rotation of the third ring gear. means, second braking means for selectively stopping rotation of the first carrier and second sun gear integrally connected, and third braking means for selectively stopping rotation of the first sun gear. A gear transmission device for automatic transmissions featuring:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63224030A JPH0272248A (en) | 1988-09-07 | 1988-09-07 | Gear type speed change device for automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63224030A JPH0272248A (en) | 1988-09-07 | 1988-09-07 | Gear type speed change device for automatic transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0272248A true JPH0272248A (en) | 1990-03-12 |
Family
ID=16807492
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63224030A Pending JPH0272248A (en) | 1988-09-07 | 1988-09-07 | Gear type speed change device for automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0272248A (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011093425A1 (en) * | 2010-01-28 | 2011-08-04 | 株式会社ユニバンス | Power transmission device |
-
1988
- 1988-09-07 JP JP63224030A patent/JPH0272248A/en active Pending
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011093425A1 (en) * | 2010-01-28 | 2011-08-04 | 株式会社ユニバンス | Power transmission device |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2671463B2 (en) | Gearbox for automatic transmission | |
| US6893373B2 (en) | Transmission for vehicle | |
| JPH02236042A (en) | Speed change gear for automatic transmission | |
| JPH0374665A (en) | Gear shifter for automatic transmission | |
| JPH0272245A (en) | Gear type speed change device for automatic transmission | |
| JPH0226350A (en) | Gear speed change device for automatic transmission | |
| JPH0272248A (en) | Gear type speed change device for automatic transmission | |
| JPH0272244A (en) | Gear type speed change device for automatic transmission | |
| JP2819710B2 (en) | Gearbox for automatic transmission | |
| JPS63297844A (en) | Speed change gear for automatic transmission | |
| JP2671461B2 (en) | Gearbox for automatic transmission | |
| JPS63297846A (en) | Speed change gear for automatic transmission | |
| JPH02154844A (en) | Gear shift device for automatic transmission | |
| JPH02102952A (en) | Speed change gear for automatic transmission | |
| JPH0272249A (en) | Gear type speed change device for automatic transmission | |
| JPH02154845A (en) | Gear shift device for automatic transmission | |
| JPH0226354A (en) | Gear speed change device for automatic transmission | |
| JPH02102953A (en) | Speed change gear for automatic transmission | |
| JPH0280836A (en) | Gear transmission for automatic transmission | |
| JPH02154838A (en) | Gear shift device for automatic transmission | |
| JPH0231052A (en) | Gear changer for automatic transmission | |
| JPH0231051A (en) | Gear changer for automatic transmission | |
| JPH0280837A (en) | Gear transmission for automatic transmission | |
| JPH0226353A (en) | Gear speed change device for automatic transmission | |
| JP2808772B2 (en) | Automatic transmission for vehicles |