JPH04285347A - 遊星歯車変速機構 - Google Patents
遊星歯車変速機構Info
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- JPH04285347A JPH04285347A JP3073682A JP7368291A JPH04285347A JP H04285347 A JPH04285347 A JP H04285347A JP 3073682 A JP3073682 A JP 3073682A JP 7368291 A JP7368291 A JP 7368291A JP H04285347 A JPH04285347 A JP H04285347A
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- Japan
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- planetary gear
- gear
- carrier
- transmission mechanism
- fixed
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- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 title claims abstract description 53
- 239000000470 constituent Substances 0.000 claims description 5
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 26
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 4
- 230000007935 neutral effect Effects 0.000 description 4
- 230000008878 coupling Effects 0.000 description 3
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 description 3
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 description 3
- 238000013459 approach Methods 0.000 description 1
- 239000000969 carrier Substances 0.000 description 1
- 230000000452 restraining effect Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
- F16H3/666—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with compound planetary gear units, e.g. two intermeshing orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は多段自動変速機を構成す
る際にギヤ比の選択の自由度が高くなるようにした遊星
歯車変速機構に関するものである。
る際にギヤ比の選択の自由度が高くなるようにした遊星
歯車変速機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】この種の遊星歯車変速機構の従来例とし
ては、例えば特開昭５２−１４９５６２号公報に開示さ
れたものがある。この従来例の遊星歯車変速機構は、図
９に示すように、入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力
軸側から順次第１、第２及び第３遊星歯車組Ｇ１， Ｇ
２， Ｇ３を介装し、これら遊星歯車組をサンギヤＳ１
，Ｓ２，Ｓ３と、リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３と、これ
らサンギヤおよびリングギヤに噛合するピニオンＰ１，
Ｐ２，Ｐ３と、このピニオンを回転自在に支持するピニ
オンキャリアＰＣ１ ，ＰＣ２ ，ＰＣ３ とよりなる
シングルピニオン型の単純遊星歯車組とする。そして、
サンギヤＳ２，Ｓ３を一体結合して第１回転メンバ■と
し、第１クラッチＣ１により入力軸Ｉに結合可能とし、
キリャアＰＣ３ を第２回転メンバ■とし、出力軸Ｏに
結着し、キリャアＰＣ２ およびリングギヤＲ３を一体
結合して第３回転メンバ■とし、第１ブレーキＢ１によ
り変速機ケースに固定可能にすると共に第２クラッチＣ
２により入力軸Ｉに結合可能とし、キャリアＰＣ１ 及
びリングギヤＲ２を第４回転メンバ■とし、第２ブレー
キＢ２により変速機ケースに固定可能とし、サンギヤＳ
１を第５回転ンバ■とし、入力軸Ｉに結着し、リングギ
ヤＲ１を第６回転メンバ■とし、第３ブレーキＢ３によ
り第７回転メンバ■としての変速機ケースに固定可能と
する。
ては、例えば特開昭５２−１４９５６２号公報に開示さ
れたものがある。この従来例の遊星歯車変速機構は、図
９に示すように、入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力
軸側から順次第１、第２及び第３遊星歯車組Ｇ１， Ｇ
２， Ｇ３を介装し、これら遊星歯車組をサンギヤＳ１
，Ｓ２，Ｓ３と、リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３と、これ
らサンギヤおよびリングギヤに噛合するピニオンＰ１，
Ｐ２，Ｐ３と、このピニオンを回転自在に支持するピニ
オンキャリアＰＣ１ ，ＰＣ２ ，ＰＣ３ とよりなる
シングルピニオン型の単純遊星歯車組とする。そして、
サンギヤＳ２，Ｓ３を一体結合して第１回転メンバ■と
し、第１クラッチＣ１により入力軸Ｉに結合可能とし、
キリャアＰＣ３ を第２回転メンバ■とし、出力軸Ｏに
結着し、キリャアＰＣ２ およびリングギヤＲ３を一体
結合して第３回転メンバ■とし、第１ブレーキＢ１によ
り変速機ケースに固定可能にすると共に第２クラッチＣ
２により入力軸Ｉに結合可能とし、キャリアＰＣ１ 及
びリングギヤＲ２を第４回転メンバ■とし、第２ブレー
キＢ２により変速機ケースに固定可能とし、サンギヤＳ
１を第５回転ンバ■とし、入力軸Ｉに結着し、リングギ
ヤＲ１を第６回転メンバ■とし、第３ブレーキＢ３によ
り第７回転メンバ■としての変速機ケースに固定可能と
する。
【０００３】かかる構成において、遊星歯車変速機構の
共線図は図１０の如くになり、横軸に設定歯数比に対応
して割振られる回転メンバ■〜■の位置と、回転メンバ
■， ■， ■の位置とを取り、縦軸に回転メンバ毎の
回転速度比（回転メンバの回転速度／入力軸の回転速度
）を取って表わし、回転メンバ■〜■に係る共線図と回
転メンバ■， ■， ■に係る共線図を同一図面上に示
した。なお、回転速度比０は回転メンバの固定を示し、
１は入力軸回転と同方向（正転方向）同速回転を示し、
−１は入力軸回転と逆方向（逆転方向）同速回転を示す
。この共線図に示す如く、回転メンバの回転をクラッチ
Ｃ１， Ｃ２及びブレーキＢ１， Ｂ２， Ｂ３のうち
２個の摩擦要素により拘束することで、前進６速、及び
後退１速の変速段を選択的に得ることができる。そして
、回転メンバ■，■間の間隔と、■，■間の間隔と、■
，■間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間
隔と、■，■間の間隔との比を１：Ｃとすると、遊星歯
車組Ｇ１， Ｇ２， Ｇ３の歯数比（サンギヤ歯数／リ
ングギヤ歯数）α１ ，α２ ，α３ は夫々 α１ ＝Ｃ
─────
（１） α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
─────
（２） α３ ＝Ａ
───── （３） で与えられる。なお、選択さ
れる変速段と、締結される摩擦要素 （〇で示す） と
の関係、並びに変速段毎のギヤ比は表１に示す如くなる
。
共線図は図１０の如くになり、横軸に設定歯数比に対応
して割振られる回転メンバ■〜■の位置と、回転メンバ
■， ■， ■の位置とを取り、縦軸に回転メンバ毎の
回転速度比（回転メンバの回転速度／入力軸の回転速度
）を取って表わし、回転メンバ■〜■に係る共線図と回
転メンバ■， ■， ■に係る共線図を同一図面上に示
した。なお、回転速度比０は回転メンバの固定を示し、
１は入力軸回転と同方向（正転方向）同速回転を示し、
−１は入力軸回転と逆方向（逆転方向）同速回転を示す
。この共線図に示す如く、回転メンバの回転をクラッチ
Ｃ１， Ｃ２及びブレーキＢ１， Ｂ２， Ｂ３のうち
２個の摩擦要素により拘束することで、前進６速、及び
後退１速の変速段を選択的に得ることができる。そして
、回転メンバ■，■間の間隔と、■，■間の間隔と、■
，■間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間
隔と、■，■間の間隔との比を１：Ｃとすると、遊星歯
車組Ｇ１， Ｇ２， Ｇ３の歯数比（サンギヤ歯数／リ
ングギヤ歯数）α１ ，α２ ，α３ は夫々 α１ ＝Ｃ
─────
（１） α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
─────
（２） α３ ＝Ａ
───── （３） で与えられる。なお、選択さ
れる変速段と、締結される摩擦要素 （〇で示す） と
の関係、並びに変速段毎のギヤ比は表１に示す如くなる
。
【０００４】
【表１】
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】上記従来例においては
、表１に示す、第４速（ギヤ比＝１）を除く各変速段の
ギヤ比は、３つの変数Ａ，Ｂ，Ｃにより決定されるため
互いに関連付けられており、それらの全てを単独で決定
することができない。そのため、各変速段におけるギヤ
比を所望のギヤ比に近付けるように変数Ａ，Ｂ，Ｃを決
定することにより共線図上では所望のギヤ比を実現する
ことができるが、実際には上述のように変数Ａ，Ｂ，Ｃ
に規定される遊星歯車の歯数比α１ ，α２ ，α３
が所定範囲内に収まらないと車両用の遊星歯車として実
用に耐えなくなることが経験的に知られており、前記所
望のギヤ比が実現できない場合がある。ここで、上記所
定範囲としては例えば ０．３５ 〜０．６ が好適で
あり、歯数比が ０．６を超えると、自動変速機のケー
スサイズ （の上限） がほぼ一定であるため、ピニオ
ンギヤ径が極端に小さくなって回転速度を高めたり歯の
大きさが必要以上に小さくなることから、耐久性の問題
が生じる。一方、歯数比が ０．３５ 未満になると、
上記ケースサイズ上の制約から、サンギヤ径が必要以上
に小さくなってしまい、一般にサンギヤの内部を貫通す
るシャフトの強度不足を招く。
、表１に示す、第４速（ギヤ比＝１）を除く各変速段の
ギヤ比は、３つの変数Ａ，Ｂ，Ｃにより決定されるため
互いに関連付けられており、それらの全てを単独で決定
することができない。そのため、各変速段におけるギヤ
比を所望のギヤ比に近付けるように変数Ａ，Ｂ，Ｃを決
定することにより共線図上では所望のギヤ比を実現する
ことができるが、実際には上述のように変数Ａ，Ｂ，Ｃ
に規定される遊星歯車の歯数比α１ ，α２ ，α３
が所定範囲内に収まらないと車両用の遊星歯車として実
用に耐えなくなることが経験的に知られており、前記所
望のギヤ比が実現できない場合がある。ここで、上記所
定範囲としては例えば ０．３５ 〜０．６ が好適で
あり、歯数比が ０．６を超えると、自動変速機のケー
スサイズ （の上限） がほぼ一定であるため、ピニオ
ンギヤ径が極端に小さくなって回転速度を高めたり歯の
大きさが必要以上に小さくなることから、耐久性の問題
が生じる。一方、歯数比が ０．３５ 未満になると、
上記ケースサイズ上の制約から、サンギヤ径が必要以上
に小さくなってしまい、一般にサンギヤの内部を貫通す
るシャフトの強度不足を招く。
【０００６】具体的な数値を用いて説明すると、Ａ＝０
．４２０ 、Ｂ＝０．６８２ 、Ｃ＝０．８８７ とし
てギヤ比が第１速＝３．３８、第２速＝１．９１、第３
速＝１．３４、第４速＝１．００、第５速＝０．７５、
第６速＝０．６２、後退速＝−３．４５となるような自
動変速機を設計した場合、前記（１） 〜（３） 式に
よりα１ ＝０．８８７ 、α２ ＝０．４８、α３
＝０．４２ となるため歯数比α１ が上記所定範囲
を逸脱することになり、結局上記目標のギヤ比が実現で
きなくなる。
．４２０ 、Ｂ＝０．６８２ 、Ｃ＝０．８８７ とし
てギヤ比が第１速＝３．３８、第２速＝１．９１、第３
速＝１．３４、第４速＝１．００、第５速＝０．７５、
第６速＝０．６２、後退速＝−３．４５となるような自
動変速機を設計した場合、前記（１） 〜（３） 式に
よりα１ ＝０．８８７ 、α２ ＝０．４８、α３
＝０．４２ となるため歯数比α１ が上記所定範囲
を逸脱することになり、結局上記目標のギヤ比が実現で
きなくなる。
【０００７】本発明は遊星歯車組の１つをダブルピニオ
ン型とすることにより、上述した問題を解決することを
目的とする。
ン型とすることにより、上述した問題を解決することを
目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】この目的のため、本発明
の遊星歯車変速機構は、入出力軸間に遊星歯車組を同軸
に介装して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出
力軸へ複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車
組の構成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対
回転可能なメンバに編成した遊星歯車変速機構において
、前記遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組
及びシングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、
前記メンバの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤ
および第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれ
に結着した第１キャリアとし、第３メンバを一体結合し
た第２キャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを
一体結合した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、
第５メンバを入力軸及びそれに結着した第１サンギヤと
し、第６メンバを第１キャリアとし、第７メンバを変速
機ケースとし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前
記第５メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩
擦要素により前記第７メンバに固定可能にすると共に第
３摩擦要素により前記第５メンバに結合可能とし、前記
第４メンバを第４摩擦用ににより前記第７メンバに固定
可能とし、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第
７メンバに固定可能となるよう構成したり、あるいはそ
の遊星歯車変速機構において前記第５メンバの第１サイ
ギヤに代えて第１キャリアとし、前記第６メンバを第１
キャリアに代えて第１サイギヤとして構成したり、ある
いは入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装して具え、該
遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複数の変速比
で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成要素を適宜
相互結合又は固定される７個の相対回転可能なメンバに
編成した遊星歯車変速機構において、前記遊星歯車組を
ダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシングルピニオ
ン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メンバの内第１
メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第３サンギヤ
とし、第２メンバを出力軸及びそれに結着した第１キャ
リアとし、第３メンバを一体結合した第２キャリア及び
第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合した第１リ
ングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メンバを入力軸
とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第７メンバを変
速機ケースおよびそれに固着した第１キャリアとし、前
記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５メンバに結
合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素により前記
第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦要素により
前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メンバを第４
摩擦要素により前記第７メンバに固定可能とし、前記第
６メンバを第５摩擦要素により前記第５メンバに結合可
能となるよう構成したり、あるいはその遊星歯車変速機
構において前記第６メンバを第１サンギアに代えて第１
キャリアとし、前記第７メンバの第１キャリアに代えて
第１サンギアとして成ることを特徴とする。
の遊星歯車変速機構は、入出力軸間に遊星歯車組を同軸
に介装して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出
力軸へ複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車
組の構成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対
回転可能なメンバに編成した遊星歯車変速機構において
、前記遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組
及びシングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、
前記メンバの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤ
および第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれ
に結着した第１キャリアとし、第３メンバを一体結合し
た第２キャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを
一体結合した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、
第５メンバを入力軸及びそれに結着した第１サンギヤと
し、第６メンバを第１キャリアとし、第７メンバを変速
機ケースとし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前
記第５メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩
擦要素により前記第７メンバに固定可能にすると共に第
３摩擦要素により前記第５メンバに結合可能とし、前記
第４メンバを第４摩擦用ににより前記第７メンバに固定
可能とし、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第
７メンバに固定可能となるよう構成したり、あるいはそ
の遊星歯車変速機構において前記第５メンバの第１サイ
ギヤに代えて第１キャリアとし、前記第６メンバを第１
キャリアに代えて第１サイギヤとして構成したり、ある
いは入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装して具え、該
遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ複数の変速比
で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構成要素を適宜
相互結合又は固定される７個の相対回転可能なメンバに
編成した遊星歯車変速機構において、前記遊星歯車組を
ダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシングルピニオ
ン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メンバの内第１
メンバを一体結合した第２サンギヤおよび第３サンギヤ
とし、第２メンバを出力軸及びそれに結着した第１キャ
リアとし、第３メンバを一体結合した第２キャリア及び
第３リングギヤとし、第４メンバを一体結合した第１リ
ングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メンバを入力軸
とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第７メンバを変
速機ケースおよびそれに固着した第１キャリアとし、前
記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５メンバに結
合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素により前記
第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦要素により
前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メンバを第４
摩擦要素により前記第７メンバに固定可能とし、前記第
６メンバを第５摩擦要素により前記第５メンバに結合可
能となるよう構成したり、あるいはその遊星歯車変速機
構において前記第６メンバを第１サンギアに代えて第１
キャリアとし、前記第７メンバの第１キャリアに代えて
第１サンギアとして成ることを特徴とする。
【０００９】
【作用】本発明の第１〜第４の構成によれば、複数の遊
星歯車組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現
するように遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車
組の１つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組
の歯数比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内
に収めつつ所望のギヤ比を実現することができる。
星歯車組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現
するように遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車
組の１つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組
の歯数比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内
に収めつつ所望のギヤ比を実現することができる。
【００１０】
【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づき詳細に
説明する。図１は本発明遊星歯車変速機構の第１実施例
の構成を示すスケルトン図であり、図９の従来例と同一
の部分には同一符号を付してある。この第１実施例では
入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側より順次第１
遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２及び第３遊星歯車
組Ｇ３を配置する。第１遊星歯車組Ｇ１はダブルピニオ
ン型遊星歯車組とし、サンギヤＳ１と、リングギヤＲ１
と、これらサンギヤ及びリングギヤに夫々噛合すると共
に相互に噛合する一対のピニオンＰ１，Ｐ１′と、これ
らピニオンを回転自在に支持するキャリアＰＣ１ とに
より構成し、第２遊星歯車組Ｇ２及び第３遊星歯車組Ｇ
３はシングルピニオン型遊星歯車組とし、サンギヤＳ２
，Ｓ３と、リングギヤＲ２，Ｒ３と、これらサンギヤ及
びリングギヤに噛合するピニオンＰ２，Ｐ３と、これら
ピニオンを回転自在に支持するピニオンキャリアＰＣ２
，ＰＣ３ とにより構成する。
説明する。図１は本発明遊星歯車変速機構の第１実施例
の構成を示すスケルトン図であり、図９の従来例と同一
の部分には同一符号を付してある。この第１実施例では
入力軸Ｉ及び出力軸Ｏ間に同軸に入力軸側より順次第１
遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２及び第３遊星歯車
組Ｇ３を配置する。第１遊星歯車組Ｇ１はダブルピニオ
ン型遊星歯車組とし、サンギヤＳ１と、リングギヤＲ１
と、これらサンギヤ及びリングギヤに夫々噛合すると共
に相互に噛合する一対のピニオンＰ１，Ｐ１′と、これ
らピニオンを回転自在に支持するキャリアＰＣ１ とに
より構成し、第２遊星歯車組Ｇ２及び第３遊星歯車組Ｇ
３はシングルピニオン型遊星歯車組とし、サンギヤＳ２
，Ｓ３と、リングギヤＲ２，Ｒ３と、これらサンギヤ及
びリングギヤに噛合するピニオンＰ２，Ｐ３と、これら
ピニオンを回転自在に支持するピニオンキャリアＰＣ２
，ＰＣ３ とにより構成する。
【００１１】サンギヤＳ２，Ｓ３を一体結合して第１メ
ンバ■とし、これを第１摩擦要素としての第１クラッチ
Ｃ１により入力軸Ｉに結合可能とする。又、キャリアＰ
Ｃ３ を第２メンバ■とし、出力軸Ｏに結着する。そし
て、キャリアＰＣ２ およびリングギヤＲ３を一体結合
して第３メンバ■とし、これを一方で第２摩擦要素とし
ての第１ブレーキＢ１により変速機ケースに固定可能に
し、他方で第３摩擦要素としての第２クラッチＣ２によ
り入力軸Ｉに結合可能とする。また、リングギヤＲ１及
びＲ２を第４メンバ■とし、これを第４摩擦要素として
の第２ブレーキＢ２により変速機ケースに固定可能とす
る。又、サンギヤＳ１を第５メンバ■として入力軸Ｉに
結着し、キャリアＰＣ１ を第６メンバ■とし、第５摩
擦要素としての第３ブレーキＢ３により第７メンバ■と
しての変速機ケースに固定可能にする。かかる構成にお
いては、図９の従来例と同様に、クラッチＣ１， Ｃ２
及びブレーキＢ１， Ｂ２， Ｂ３の前記表１に示す選
択的締結（〇で示す）により前進第１速乃至第６速及び
後退の変速段を得ることができる。
ンバ■とし、これを第１摩擦要素としての第１クラッチ
Ｃ１により入力軸Ｉに結合可能とする。又、キャリアＰ
Ｃ３ を第２メンバ■とし、出力軸Ｏに結着する。そし
て、キャリアＰＣ２ およびリングギヤＲ３を一体結合
して第３メンバ■とし、これを一方で第２摩擦要素とし
ての第１ブレーキＢ１により変速機ケースに固定可能に
し、他方で第３摩擦要素としての第２クラッチＣ２によ
り入力軸Ｉに結合可能とする。また、リングギヤＲ１及
びＲ２を第４メンバ■とし、これを第４摩擦要素として
の第２ブレーキＢ２により変速機ケースに固定可能とす
る。又、サンギヤＳ１を第５メンバ■として入力軸Ｉに
結着し、キャリアＰＣ１ を第６メンバ■とし、第５摩
擦要素としての第３ブレーキＢ３により第７メンバ■と
しての変速機ケースに固定可能にする。かかる構成にお
いては、図９の従来例と同様に、クラッチＣ１， Ｃ２
及びブレーキＢ１， Ｂ２， Ｂ３の前記表１に示す選
択的締結（〇で示す）により前進第１速乃至第６速及び
後退の変速段を得ることができる。
【００１２】この表に示さなかったが全ての摩擦要素を
解放すると、入力軸Ｉの回転が出力軸Ｏに達しない中立
状態となり、この中立状態からクラッチＣ１及びブレー
キＢ１を締結すると第１速が得られ、ブレーキＢ１に代
えブレーキＢ２を締結すると、第２速が得られ、ブレー
キＢ２に代えブレーキＢ３を締結すると、第３速が得ら
れ、ブレーキＢ３に代えクラッチＣ２を締結すると第４
速が得られ、クラッチＣ１に代えブレーキＢ３を締結す
ると、第５速が得られ、ブレーキＢ３に代えブレーキＢ
２を締結すると、第６速が得られる。又、ブレーキＢ３
及びブレーキＢ１の締結により後退を選択することがで
きる。なお実際の変速に当っては、中立状態でブレーキ
Ｂ１を締結のままにし、この中立状態から第１速又は後
退の選択に当り１個の摩擦要素Ｃ１又はＢ３を締結すれ
ばよいようにする。
解放すると、入力軸Ｉの回転が出力軸Ｏに達しない中立
状態となり、この中立状態からクラッチＣ１及びブレー
キＢ１を締結すると第１速が得られ、ブレーキＢ１に代
えブレーキＢ２を締結すると、第２速が得られ、ブレー
キＢ２に代えブレーキＢ３を締結すると、第３速が得ら
れ、ブレーキＢ３に代えクラッチＣ２を締結すると第４
速が得られ、クラッチＣ１に代えブレーキＢ３を締結す
ると、第５速が得られ、ブレーキＢ３に代えブレーキＢ
２を締結すると、第６速が得られる。又、ブレーキＢ３
及びブレーキＢ１の締結により後退を選択することがで
きる。なお実際の変速に当っては、中立状態でブレーキ
Ｂ１を締結のままにし、この中立状態から第１速又は後
退の選択に当り１個の摩擦要素Ｃ１又はＢ３を締結すれ
ばよいようにする。
【００１３】ここで、本例による遊星歯車変速機構の共
線図は図２に示すように図９の従来例と同様になり、設
定歯数比に対応して横軸に割振られるメンバ■〜■の位
置で決まる■，■間の間隔と、■，■間の間隔と、■，
■間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間隔
と、■，■間の間隔との比率を１：Ｃとすると、遊星歯
車組Ｇ１， Ｇ２， Ｇ３の歯数比（サンギヤ歯数／リ
ングギヤ歯数）α１ ，α２ ，α３ は夫々 α１ ＝Ｃ÷（１＋Ｃ）
────── （１） ′
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
────── （２）
α３ ＝Ａ
────── （３） で与
えられ、各変速段のギヤ比は前記従来例と同様に表１の
如くになる。この結果を詳細に分析すると、共線図が同
様の構成であり、摩擦要素の数及び配置が従来例と同一
であるため、各変速段におけるギヤ比は従来例と同一の
ものが得られるが、遊星歯車組の１つ（Ｇ１）をダブル
ピニオン型に変更してその構成要素の回転メンバとの対
応を従来例とは異なるものにしたため、同一のギヤ比を
実現したにも拘わず異なる歯数比α１ ，α２ ，α３
となる。具体的には、比較のため前記従来例の説明に
おいて設定した数値をそのまま用いた場合について説明
すると、Ａ＝ ０．４２０ 、Ｂ＝０．６８２ 、Ｃ
＝０．８８７ としてギヤ比が第１速＝３．３８、第２
速＝１．９１、第３速＝１．３４、第４速＝１．００、
第５速＝０．７５、第６速＝０．６２、後退速＝−３．
４５となるような自動変速機を設計した場合、上記回転
メンバとの対応の相違から（１） ′，（２），（３）
式により変数Ａ，Ｂ， Ｃの関数として表わされる歯数
比は、結局α１ ＝０．４７０ 、α２ ＝０．４８、
α３ ＝０．４２となり、実用上自動変速機を構成可能
な所定範囲（０．３５ 〜０．６）に収まることになる
。このようにして前記従来例では事実上実現できなかっ
たギヤ比の設定を本例では実現することができ、多段自
動変速機におけるギヤ比の選択の自由度が格段に向上す
る。
線図は図２に示すように図９の従来例と同様になり、設
定歯数比に対応して横軸に割振られるメンバ■〜■の位
置で決まる■，■間の間隔と、■，■間の間隔と、■，
■間の間隔との比率を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間隔
と、■，■間の間隔との比率を１：Ｃとすると、遊星歯
車組Ｇ１， Ｇ２， Ｇ３の歯数比（サンギヤ歯数／リ
ングギヤ歯数）α１ ，α２ ，α３ は夫々 α１ ＝Ｃ÷（１＋Ｃ）
────── （１） ′
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
────── （２）
α３ ＝Ａ
────── （３） で与
えられ、各変速段のギヤ比は前記従来例と同様に表１の
如くになる。この結果を詳細に分析すると、共線図が同
様の構成であり、摩擦要素の数及び配置が従来例と同一
であるため、各変速段におけるギヤ比は従来例と同一の
ものが得られるが、遊星歯車組の１つ（Ｇ１）をダブル
ピニオン型に変更してその構成要素の回転メンバとの対
応を従来例とは異なるものにしたため、同一のギヤ比を
実現したにも拘わず異なる歯数比α１ ，α２ ，α３
となる。具体的には、比較のため前記従来例の説明に
おいて設定した数値をそのまま用いた場合について説明
すると、Ａ＝ ０．４２０ 、Ｂ＝０．６８２ 、Ｃ
＝０．８８７ としてギヤ比が第１速＝３．３８、第２
速＝１．９１、第３速＝１．３４、第４速＝１．００、
第５速＝０．７５、第６速＝０．６２、後退速＝−３．
４５となるような自動変速機を設計した場合、上記回転
メンバとの対応の相違から（１） ′，（２），（３）
式により変数Ａ，Ｂ， Ｃの関数として表わされる歯数
比は、結局α１ ＝０．４７０ 、α２ ＝０．４８、
α３ ＝０．４２となり、実用上自動変速機を構成可能
な所定範囲（０．３５ 〜０．６）に収まることになる
。このようにして前記従来例では事実上実現できなかっ
たギヤ比の設定を本例では実現することができ、多段自
動変速機におけるギヤ比の選択の自由度が格段に向上す
る。
【００１４】図３は本発明遊星歯車変速機構の第２実施
例の構成を示すスケルトン図である。この第２実施例は
第１実施例と同様に第１遊星歯車組Ｇ１をダブルピニオ
ン型としているが、その構成要素の結合関係を第１実施
例から変更してある。すなわち、第５メンバ■は、第１
実施例では入力軸Ｉに結着したサンギヤＳ１であったが
本例では入力軸Ｉに結着したキャリアＰＣ１ とし、第
６メンバ■はキャリアＰＣ１ に代えてサンギヤＳ１と
して構成する。
例の構成を示すスケルトン図である。この第２実施例は
第１実施例と同様に第１遊星歯車組Ｇ１をダブルピニオ
ン型としているが、その構成要素の結合関係を第１実施
例から変更してある。すなわち、第５メンバ■は、第１
実施例では入力軸Ｉに結着したサンギヤＳ１であったが
本例では入力軸Ｉに結着したキャリアＰＣ１ とし、第
６メンバ■はキャリアＰＣ１ に代えてサンギヤＳ１と
して構成する。
【００１５】この第２実施例の共線図は図４に示すよう
に従来例及び第１実施例と同様に構成されるため、第１
実施例と同様に各変速段におけるギヤ比として表１に示
すものが得られる。その際、遊星歯車組Ｇ１の構成要素
の結合関係の相違から、Ａ，Ｂ，Ｃ、各ギヤ比として上
記従来例及び第１実施例において設定した数値をそのま
ま用いた場合、変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数 α１ ＝１÷（１＋Ｃ）
───── （１）″
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
───── （２） α３ ＝Ａ
───── （３）として表わされる歯数比
は、結局α１ ＝０．５３０ 、α２＝０．４８、α３
＝０．４２となり、前記所定範囲 （０．３５〜０．
６）に収まる。従って第１実施例と同様の作用効果を得
ることができる。
に従来例及び第１実施例と同様に構成されるため、第１
実施例と同様に各変速段におけるギヤ比として表１に示
すものが得られる。その際、遊星歯車組Ｇ１の構成要素
の結合関係の相違から、Ａ，Ｂ，Ｃ、各ギヤ比として上
記従来例及び第１実施例において設定した数値をそのま
ま用いた場合、変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数 α１ ＝１÷（１＋Ｃ）
───── （１）″
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
───── （２） α３ ＝Ａ
───── （３）として表わされる歯数比
は、結局α１ ＝０．５３０ 、α２＝０．４８、α３
＝０．４２となり、前記所定範囲 （０．３５〜０．
６）に収まる。従って第１実施例と同様の作用効果を得
ることができる。
【００１６】図５は本発明遊星歯車変速機構の第３実施
例の構成を示すスケルトン図、図６はその共線図である
。この第３実施例は前述した図９の従来例と類似の、図
１１の従来例に対し、第１実施例と同様の変更を施した
ものである。
例の構成を示すスケルトン図、図６はその共線図である
。この第３実施例は前述した図９の従来例と類似の、図
１１の従来例に対し、第１実施例と同様の変更を施した
ものである。
【００１７】ここでまず図１１の従来例について説明す
ると、この従来例は、図９の従来例の第６メンバとして
のリングギヤＲ１と第７メンバとしての変速機ケースと
の間の摩擦要素Ｂ３を廃止し、代りに入力軸Ｉとサンギ
ヤＳ１との間に摩擦要素Ｃ３を挿入して構成したもので
あり、これに伴い第５メンバ■は入力軸Ｉ、第６メンバ
■はサンギヤＳ１、第７メンバ■は変速機ケース及びそ
れに固着したリングギヤＲ１となる。この従来例の共線
図は図１１に示すように図９の従来例と同様に構成され
るため、表２に示すように、第１実施例と同様の各変速
段におけるギヤ比が得られる。
ると、この従来例は、図９の従来例の第６メンバとして
のリングギヤＲ１と第７メンバとしての変速機ケースと
の間の摩擦要素Ｂ３を廃止し、代りに入力軸Ｉとサンギ
ヤＳ１との間に摩擦要素Ｃ３を挿入して構成したもので
あり、これに伴い第５メンバ■は入力軸Ｉ、第６メンバ
■はサンギヤＳ１、第７メンバ■は変速機ケース及びそ
れに固着したリングギヤＲ１となる。この従来例の共線
図は図１１に示すように図９の従来例と同様に構成され
るため、表２に示すように、第１実施例と同様の各変速
段におけるギヤ比が得られる。
【００１８】
【表２】
【００１９】この従来例においては、回転メンバ■，■
間の間隔と、■，■間の間隔と、■，■間の間隔との比
を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間隔と、■，■間の間隔
との比を１：Ｃとすると、遊星歯車組Ｇ１， Ｇ２，
Ｇ３の歯数比 （サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α１
，α２ ，α３ は夫々、図９の従来例と同様に α１ ＝Ｃ
───── （１）
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
───── （２）
α３ ＝Ａ
───── （３）で与えられる
ため、Ａ，Ｂ，Ｃ，各ギヤ比として図９の従来例で設定
した数値をそのまま用いた場合、（１） 〜（３） 式
により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わされる歯数比は
、結局α１ ＝０．８８７ 、α２ ＝０．４８、α３
＝０．４２となり、前記所定範囲（０．３５〜０．６
）を逸脱し、図９の従来例と同じ不具合を生じる。
間の間隔と、■，■間の間隔と、■，■間の間隔との比
を１：Ａ：Ｂとし、■，■間の間隔と、■，■間の間隔
との比を１：Ｃとすると、遊星歯車組Ｇ１， Ｇ２，
Ｇ３の歯数比 （サンギヤ歯数／リングギヤ歯数）α１
，α２ ，α３ は夫々、図９の従来例と同様に α１ ＝Ｃ
───── （１）
α２ ＝Ｂ÷（１＋Ａ）
───── （２）
α３ ＝Ａ
───── （３）で与えられる
ため、Ａ，Ｂ，Ｃ，各ギヤ比として図９の従来例で設定
した数値をそのまま用いた場合、（１） 〜（３） 式
により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わされる歯数比は
、結局α１ ＝０．８８７ 、α２ ＝０．４８、α３
＝０．４２となり、前記所定範囲（０．３５〜０．６
）を逸脱し、図９の従来例と同じ不具合を生じる。
【００２０】一方、図５の第３実施例においては、図１
１の従来例に対し第１遊星歯車組Ｇ１をダブルピニオン
型とし、第４メンバ■をリングギヤＲ１及びＲ２とし、
第７メンバ■を変速機ケース及びそれに固着したキャリ
アＰＣ１ とする変更を加えており、その共線図は図６
に示すように図１１の従来例と同様に構成されるため、
表２に示すように、図１１の従来例と同様の各変速段に
おけるギヤ比が得られる。その際、遊星歯車組Ｇ１の構
成要素の結合関係の相違から、各数値を前記各例と同一
に設定した場合、第１実施例と同一の （１）′，（２
），（３）式により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わさ
れる歯数比α１ ，α２ ，α３ は第１実施例と同一
になり、同一の作用効果を得ることができる。
１の従来例に対し第１遊星歯車組Ｇ１をダブルピニオン
型とし、第４メンバ■をリングギヤＲ１及びＲ２とし、
第７メンバ■を変速機ケース及びそれに固着したキャリ
アＰＣ１ とする変更を加えており、その共線図は図６
に示すように図１１の従来例と同様に構成されるため、
表２に示すように、図１１の従来例と同様の各変速段に
おけるギヤ比が得られる。その際、遊星歯車組Ｇ１の構
成要素の結合関係の相違から、各数値を前記各例と同一
に設定した場合、第１実施例と同一の （１）′，（２
），（３）式により変数Ａ，Ｂ，Ｃの関数として表わさ
れる歯数比α１ ，α２ ，α３ は第１実施例と同一
になり、同一の作用効果を得ることができる。
【００２１】図７は本発明遊星歯車変速機構の第４実施
例の構成を示すスケルトン図、図８はその共線図である
。この第４実施例は図５の第３実施例のサンギヤＳ１と
キャリアＰＣ１ とを入れ替え、第６メンバ■をキャリ
アＰＣ１ とし、第７メンバ■を変速機ケース及びそれ
に固着したサンギヤＳ１として構成したものである。従
ってこの第４実施例の共線図は図８に示すように第１実
施例と同様に構成され、各変速段におけるギヤ比は表２
に示すようになり、又歯数比α１ ， α２ ，α３
は （１）″， （２），（３） 式により第２実施例
と同一になり、第１実施例と同一の作用効果を得ること
ができる。
例の構成を示すスケルトン図、図８はその共線図である
。この第４実施例は図５の第３実施例のサンギヤＳ１と
キャリアＰＣ１ とを入れ替え、第６メンバ■をキャリ
アＰＣ１ とし、第７メンバ■を変速機ケース及びそれ
に固着したサンギヤＳ１として構成したものである。従
ってこの第４実施例の共線図は図８に示すように第１実
施例と同様に構成され、各変速段におけるギヤ比は表２
に示すようになり、又歯数比α１ ， α２ ，α３
は （１）″， （２），（３） 式により第２実施例
と同一になり、第１実施例と同一の作用効果を得ること
ができる。
【００２２】
【発明の効果】かくして本発明の遊星歯車変速機構は上
述の如く、第１〜第４の構成において、複数の遊星歯車
組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現するよ
うに遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車組の１
つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組の歯数
比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内に収め
つつ所望のギヤ比を実現することができる。
述の如く、第１〜第４の構成において、複数の遊星歯車
組及び各種摩擦要素によって所望のギヤ比を実現するよ
うに遊星歯車変速機構を構成する際に、遊星歯車組の１
つをダブルピニオン型としたから、各遊星歯車組の歯数
比を、実用上自動変速機を構成可能な所定範囲内に収め
つつ所望のギヤ比を実現することができる。
【図１】本発明遊星歯車変速機構の第１実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図２】同例の共線図である。
【図３】本発明遊星歯車変速機構の第２実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図４】同例の共線図である。
【図５】本発明遊星歯車閉塞機構の第３実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図６】同例の共線図である。
【図７】本発明遊星歯車閉塞機構の第４実施例の構成を
示すスケルトン図である。
示すスケルトン図である。
【図８】同例の共線図である。
【図９】従来例の遊星歯車変速機構の構成を示すスケル
トン図である。
トン図である。
【図１０】同例の共線図である。
【図１１】従来例の遊星歯車変速機構の構成を示すスケ
ルトン図である。
ルトン図である。
【図１２】同例の共線図である。
Ｉ 入力軸
Ｏ 出力軸
Ｇ１ 第１遊星歯車組
Ｇ２ 第２遊星歯車組
Ｇ３ 第３遊星歯車組
■ 第１メンバ
■ 第２メンバ
■ 第３メンバ
■ 第４メンバ
■ 第５メンバ
■ 第６メンバ
■ 第７メンバ
Claims (4)
- 【請求項１】 入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装
して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ
複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構
成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可
能なメンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記
遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシ
ングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メ
ンバの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび
第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着
した第１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２
キャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結
合した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メ
ンバを入力軸及びそれに結着した第１サンギヤとし、第
６メンバを第１キャリアとし、第７メンバを変速機ケー
スとし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第５
メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要素
により前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩擦
要素により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４メ
ンバを第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能と
し、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第７メン
バに固定可能となるよう構成して成ることを特徴とする
、遊星歯車変速機構。 - 【請求項２】 前記第５メンバの第１サンギヤに代え
て第１キャリアとし、前記第６メンバを第１キャリアに
代えて第１サンギヤとして構成して成ることを特徴とす
る、請求項１記載の遊星歯車変速機構。 - 【請求項３】 入出力軸間に遊星歯車組を同軸に介装
して具え、該遊星歯車組を経由して入力軸から出力軸へ
複数の変速比で動力を伝達し得るよう、遊星歯車組の構
成要素を適宜相互結合又は固定される７個の相対回転可
能なメンバに編成した遊星歯車変速機構において、前記
遊星歯車組をダブルピニオン型の第１遊星歯車組及びシ
ングルピニオン型の第２、第３遊星歯車組とし、前記メ
ンバの内第１メンバを一体結合した第２サンギヤおよび
第３サンギヤとし、第２メンバを出力軸及びそれに結着
した第１キャリアとし、第３メンバを一体結合した第２
キャリア及び第３リングギヤとし、第４メンバを一体結
合した第１リングギヤ及び第２リングギヤとし、第５メ
ンバを入力軸とし、第６メンバを第１サンギヤとし、第
７メンバを変速機ケースおよびそれに固着した第１キャ
リアとし、前記第１メンバを第１摩擦要素により前記第
５メンバに結合可能とし、前記第３メンバを第２摩擦要
素により前記第７メンバに固定可能にすると共に第３摩
擦要素により前記第５メンバに結合可能とし、前記第４
メンバを第４摩擦要素により前記第７メンバに固定可能
とし、前記第６メンバを第５摩擦要素により前記第５メ
ンバに結合可能となるよう構成して成ることを特徴とす
る遊星歯車変速機構。 - 【請求項４】 前記第６メンバを第１サンギアに代え
て第１キャリアとし、前記第７メンバの第１キリャアに
代えて第１サンギアとして成ることを特徴とする、請求
項３記載の遊星歯車変速機構。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3073682A JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
| US07/848,900 US5226862A (en) | 1991-03-14 | 1992-03-10 | Multiple planetary gear system for multi-speed automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3073682A JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04285347A true JPH04285347A (ja) | 1992-10-09 |
| JP2778278B2 JP2778278B2 (ja) | 1998-07-23 |
Family
ID=13525231
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3073682A Expired - Lifetime JP2778278B2 (ja) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | 遊星歯車変速機構 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5226862A (ja) |
| JP (1) | JP2778278B2 (ja) |
Cited By (17)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE4419793A1 (de) * | 1993-06-07 | 1994-12-08 | Gen Motors Corp | Umkehranordnung für ein Leistungsgetriebe |
| FR2834032A1 (fr) | 2001-12-25 | 2003-06-27 | Aisin Aw Co | Transmission automatique |
| US6746361B2 (en) * | 2002-09-12 | 2004-06-08 | General Motors Corporation | Planetary transmissions with three gear sets and a stationary interconnecting member |
| KR100482580B1 (ko) * | 2002-11-04 | 2005-04-14 | 현대자동차주식회사 | 차량용 자동 변속기의 6속 파워 트레인 |
| JP2006138476A (ja) * | 2004-11-09 | 2006-06-01 | Hyundai Motor Co Ltd | 自動変速機の６速パワートレイン |
| JP2006177554A (ja) * | 2004-12-22 | 2006-07-06 | Hyundai Motor Co Ltd | 自動変速機の６速パワートレイン |
| KR100610789B1 (ko) * | 2004-07-28 | 2006-08-09 | 현대자동차주식회사 | 자동변속기의 6속 파워 트레인 |
| CN1324250C (zh) * | 2002-02-26 | 2007-07-04 | 爱信Aw株式会社 | 自动变速器 |
| JP2008075720A (ja) * | 2006-09-20 | 2008-04-03 | Mazda Motor Corp | 自動変速機 |
| JP2008075719A (ja) * | 2006-09-20 | 2008-04-03 | Mazda Motor Corp | 自動変速機 |
| JP2008075722A (ja) * | 2006-09-20 | 2008-04-03 | Mazda Motor Corp | 自動変速機 |
| WO2013076790A1 (ja) * | 2011-11-21 | 2013-05-30 | 三菱電機株式会社 | エレベータ装置、並びに、エレベータ装置におけるかご及び釣り合いおもりの昇降方法 |
| JP2014105861A (ja) * | 2012-11-28 | 2014-06-09 | Hyundai Motor Company Co Ltd | 車両用自動変速機の遊星ギヤトレイン |
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