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
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-
- 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 |
---|---|---|---|---|
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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 |
JP2015004441A (ja) * | 1999-10-14 | 2015-01-08 | ツェットエフ、フリードリッヒスハーフェン、アクチエンゲゼルシャフトZf Friedrichshafen Ag | 多段変速機 |
WO2016021292A1 (ja) * | 2014-08-05 | 2016-02-11 | 株式会社小松製作所 | 遊星歯車式変速機 |
CN105546060A (zh) * | 2016-01-19 | 2016-05-04 | 无锡商业职业技术学院 | 一种行星齿轮式双离合四挡自动变速器 |
CN105546058A (zh) * | 2016-01-19 | 2016-05-04 | 无锡商业职业技术学院 | 一种六挡行星齿轮自动变速器 |
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