JPH10299843A - Automatic shifting mechanism - Google Patents
Automatic shifting mechanismInfo
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- JPH10299843A JPH10299843A JP9106447A JP10644797A JPH10299843A JP H10299843 A JPH10299843 A JP H10299843A JP 9106447 A JP9106447 A JP 9106447A JP 10644797 A JP10644797 A JP 10644797A JP H10299843 A JPH10299843 A JP H10299843A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車に搭載され
る自動変速機に用いる自動変速機構に係り、特に横置き
式自動変速機に用いて好適であり、詳しくは、前進5速
等の多段自動変速機に用いられる自動変速機構の構造に
関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an automatic transmission mechanism for use in an automatic transmission mounted on an automobile, and is particularly suitable for use in a horizontal automatic transmission. The present invention relates to a structure of an automatic transmission mechanism used in an automatic transmission.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来、例えば特公平7−30818号公
報に示すように、シンプルプラネタリギヤとダブルピニ
オンプラネタリギヤとを組合せたプラネタリギヤユニッ
トを備え、該プラネタリギヤユニットのキャリヤを共通
して出力部に連結すると共に、前進時リングギヤに入力
する自動変速機構が本出願人により案出されている。2. Description of the Related Art Conventionally, as shown in, for example, Japanese Patent Publication No. Hei 7-30818, a planetary gear unit having a combination of a simple planetary gear and a double pinion planetary gear is provided, and a carrier of the planetary gear unit is commonly connected to an output unit. The present applicant has devised an automatic transmission mechanism for inputting to the ring gear during forward movement.
【0003】該変速機構は、前進時、サンギヤ等に比し
て大径からなるリングギヤから入力するため、噛合部で
の曲げ応力が小さくなり、近時の大馬力傾向に対応して
入力許容トルクを大きく設定することができると共に、
歯幅を比較的小さく設定でき、共通キャリヤと相俟っ
て、軸方向にコンパクトな構成とすることができ、これ
により、実際に3速主変速機構とアンダードライブ機構
とを組合せたFF用4速自動変速機として生産されてい
る。[0003] Since the speed change mechanism receives an input from a ring gear having a larger diameter than a sun gear or the like during forward movement, the bending stress at the meshing portion is reduced, and the input allowable torque is increased in response to the recent tendency of large horsepower. Can be set large,
The tooth width can be set relatively small, and in combination with the common carrier, the structure can be made compact in the axial direction. As a result, the FF 4 that actually combines the three-speed main transmission mechanism and the underdrive mechanism is used. It is produced as a high speed automatic transmission.
【0004】更に、前記特公平7−30818号公報に
は、入力軸とダブルピニオンプラネタリギヤのリングギ
ヤとの間に第3のクラッチ(C0)を設けて、前進4速
の変速段を達成する実施例が記載されている。即ち、図
7に示すように、キャリヤCR及びサンギヤSを共通と
したダブルピニオンプラネタリギヤ1及びシンプルプラ
ネタリギヤ2を有し、入力軸5が、第1のクラッチC1
を介してシンプルプラネタリギヤ2のリングギヤR2
に、第2のクラッチC2を介してサンギヤSに、第3の
クラッチC0を介してダブルピニオンプラネタリギヤ1
のリングギヤR1にそれぞれ連結している。Further, Japanese Patent Publication No. Hei 7-30818 discloses an embodiment in which a third clutch (C0) is provided between an input shaft and a ring gear of a double pinion planetary gear to achieve a fourth forward speed. Is described. That is, as shown in FIG. 7, a double pinion planetary gear 1 and a simple planetary gear 2 sharing the carrier CR and the sun gear S are provided, and the input shaft 5 is connected to the first clutch C1.
Through the ring gear R2 of the simple planetary gear 2
The double pinion planetary gear 1 is connected to the sun gear S via the second clutch C2 and to the sun gear S via the third clutch C0.
Respectively with the ring gear R1.
【0005】そして、図8の作動表に示すように、Dレ
ンジにおける1速状態では、第1の(フォワード)クラ
ッチC1を接続する。すると、入力軸5の回転は、クラ
ッチC1を介してシンプルプラネタリギヤ2のリングギ
ヤR2に伝達され、かつこの状態では、ダブルプピニオ
ンプラネタリギヤ1のリングギヤR1は第2のワンウェ
イクラッチF2により回転が阻止されているので、サン
ギヤSを逆方向に空転させながら共通キャリヤCRが正
方向に大幅減速回転され、該回転が出力部材(歯車)6
から取出される。また、2速状態では、第1のクラッチ
C1の接続に加えて第2の(セカンド)ブレーキB2が
作動する。すると、サンギヤSがブレーキB2に基づく
第1のワンウェイクラッチF1の作動により回転が停止
され、従つて入力軸5からのリングR1の回転は、ダブ
ルプラネタリギヤ1のリングギヤR1を正方向に空転さ
せながらキャリヤCRを正方向に減速回転し、該回転が
出力部材6に2速として取出される。[0005] As shown in the operation table of FIG. 8, in the first speed state in the D range, the first (forward) clutch C1 is connected. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the simple planetary gear 2 via the clutch C1, and in this state, the rotation of the ring gear R1 of the double planetary planetary gear 1 is blocked by the second one-way clutch F2. Therefore, the common carrier CR is largely decelerated in the forward direction while the sun gear S is idling in the reverse direction, and the rotation is output to the output member (gear) 6.
Taken out of In the second speed state, the second (second) brake B2 operates in addition to the connection of the first clutch C1. Then, the rotation of the sun gear S is stopped by the operation of the first one-way clutch F1 based on the brake B2. Accordingly, the rotation of the ring R1 from the input shaft 5 rotates the carrier while rotating the ring gear R1 of the double planetary gear 1 in the forward direction. The CR is rotated at a reduced speed in the forward direction, and the rotation is taken out by the output member 6 as the second speed.
【0006】また3速状態は、第1のクラッチC1の接
続に加えて第3のクラッチC0が接続する。すると、入
力軸5の回転はクラッチC1を介してシングルプラネタ
リギヤ2のリングギヤR2に伝達されると同時にクラッ
チC0を介してダブルプラネタリギヤ1のリングギヤR
1に伝達される。従って、プラネタリギヤユニット3の
各要素は一体となって回転し、キャリヤCRから出力部
材6に入力軸5と同速回転が伝達される。なおこの際、
第2ブレーキB2はクラッチC0が係合するまで係止状
態を維持して2速から一旦1速状態に戻ることを阻止
し、またクラッチC0の係合が完了してプラネタリユニ
ット3が一体に回転した状態では、第3のワンウェイク
ラッチF0が同期回転する。そして、4速状態では、第
1のクラッチC1を解放するとと共に第1のブレーキB
1を作動する。すると、入力軸5の回転はクラッチC0
を介してダブルプラネタリギヤのリングギヤR1に伝達
され、かつこの状態ではサンギヤSが停止されているの
で、シンプル側リングギヤR2を増速空転しながらキャ
リヤCRは高速回転し、該高速回転がオーバドライブと
して出力部材6に取出される。In the third speed state, the third clutch C0 is connected in addition to the connection of the first clutch C1. Then, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the single planetary gear 2 via the clutch C1, and at the same time, the ring gear R of the double planetary gear 1 is transmitted via the clutch C0.
1 is transmitted. Accordingly, each element of the planetary gear unit 3 rotates integrally, and the rotation at the same speed as the input shaft 5 is transmitted from the carrier CR to the output member 6. In this case,
The second brake B2 maintains the locked state until the clutch C0 is engaged to prevent the second speed from returning to the first speed state once, and the engagement of the clutch C0 is completed and the planetary unit 3 rotates integrally. In this state, the third one-way clutch F0 rotates synchronously. In the fourth speed state, the first clutch C1 is released and the first brake B is released.
Activate 1. Then, the rotation of the input shaft 5 is controlled by the clutch C0.
Is transmitted to the ring gear R1 of the double planetary gear, and in this state, the sun gear S is stopped, so that the carrier CR rotates at high speed while the simple side ring gear R2 is running at an increased speed, and the high speed rotation is output as overdrive. The member 6 is taken out.
【0007】更に、リバース(R)レンジでは、第2の
クラッチC2及び第3の(lst・リバース)ブレーキ
B3が作動する。すると、入力軸5の回転はクラッチC
2を介してサンギヤSに伝達され、かつこの状態ではダ
ブルプラネタリギヤ1のリングギヤR1が固定されてい
るので、シングルプラネタリギヤ2のリングギヤR2を
逆転させながらキャリヤCRも逆転し、該キャリヤの逆
転が出力軸6に取出される。Further, in the reverse (R) range, the second clutch C2 and the third (first reverse) brake B3 operate. Then, the rotation of the input shaft 5 is controlled by the clutch C
2 is transmitted to the sun gear S, and in this state, the ring gear R1 of the double planetary gear 1 is fixed, so that the carrier CR also reverses while rotating the ring gear R2 of the single planetary gear 2 in reverse, and the reverse rotation of the carrier causes the output shaft to rotate. It is taken out to 6.
【0008】従来、上記4速自動変速機構と、カウンタ
軸に配置したアンダードライブ機構とを組合せて、5速
段等の多段変速を可能とする自動変速機が提案されてい
る。Conventionally, there has been proposed an automatic transmission in which the above-described four-speed automatic transmission mechanism and an underdrive mechanism arranged on a counter shaft are combined to enable a multi-speed transmission such as a fifth speed.
【0009】[0009]
【発明が解決しようとする課題】近時、燃費、動力性能
の面から自動変速機は多段化が望まれており、多段化す
る際には、ワイドなギヤ比と、高速段側でのクロスレシ
オ(ステップ比が小さいこと)が好ましく、かつ自動車
への搭載性能上、多段化に伴う大型化を抑える必要があ
る。In recent years, it has been desired to provide an automatic transmission with multiple stages from the viewpoints of fuel efficiency and power performance. In order to achieve multiple stages, a wide gear ratio and a high speed gear are required. It is preferable that the ratio is small (the step ratio is small), and it is necessary to suppress the increase in size due to the increase in the number of stages in terms of the mounting performance on the automobile.
【0010】更に、自動変速機構は、使用頻度の高い最
高速段が伝達効率の高い直結状態が好ましいが、上述し
た4速自動変速機構は、最高速段である4速段が増速回
転(オーバードライブ)となっている。Further, in the automatic transmission mechanism, it is preferable that the most frequently used highest gear is in a direct connection state with high transmission efficiency. Overdrive).
【0011】上述したコンパクトな自動変速機構をベー
スにして、最高速段を直結とする多段変速機構を考える
場合、低速段側をローギヤ比化する必要があるが、上記
自動変速機構のプラネタリギヤユニットによる1速段
は、rR1,rR2をダブルピニオンプラネタリギヤ1
及びシンプルプラネタリギヤ2のリングギヤR1,R2
の径(歯数)とすると、 (rR1/rR2)+1 で定まるので、径rR1を大きくするか、径rR2を小
さくする必要がある。When considering a multi-stage transmission mechanism in which the highest speed stage is directly connected based on the compact automatic transmission mechanism described above, it is necessary to reduce the gear ratio at the low speed stage side. In the first gear, double pinion planetary gear 1 is used for rR1 and rR2.
And ring gears R1 and R2 of simple planetary gear 2
Since the diameter (number of teeth) is determined by (rR1 / rR2) +1, it is necessary to increase the diameter rR1 or reduce the diameter rR2.
【0012】ダブルピニオンプラネタリギヤ1のリング
ギヤ径rR1を大きくすると、プラネタリギヤユニット
3の外径が大きくなってコンパクト性で不利となり、ま
たシンプルピニオンプラネタリギヤ2のリングギヤ径r
R2を小さくすると、2速段のギヤ比(rS2/rR
2)(rS2;シンプルプラネタリギヤのサンギヤの
径)が大きくなり、高速段側でのクロスレシオが得られ
なくなる。When the ring gear diameter rR1 of the double pinion planetary gear 1 is increased, the outer diameter of the planetary gear unit 3 is increased, which is disadvantageous in terms of compactness. Further, the ring gear diameter r of the simple pinion planetary gear 2 is disadvantageous.
When R2 is reduced, the gear ratio of the second speed stage (rS2 / rR
2) (rS2; the diameter of the sun gear of the simple planetary gear) is increased, and the cross ratio cannot be obtained on the high speed side.
【0013】そこで、本発明は、最高速段での高い伝達
効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ比
と高速段側でのクロスレシオを得ることができる自動変
速機構を提供することを目的とするものである。Accordingly, the present invention provides an automatic transmission mechanism capable of obtaining a wide gear ratio and a cross ratio at a high speed while maintaining high transmission efficiency and compactness at the highest speed. It is the purpose.
【0014】[0014]
【課題を解決するための手段】請求項1に係る本発明
は、エンジンからの動力が伝達される入力部材(5)
と、車輪へ動力を伝達する出力部材(6)と、前記入力
部材からの回転を、異なる伝達経路を介して前記出力部
材に出力するプラネタリギヤユニット(3)と、を備え
てなる自動変速機構(11)において、前記プラネタリ
ギヤユニットは、第1のリングギヤ(R1)と、該第1
のリングギヤに噛合する第1のピニオン(P1)と、該
第1のピニオンに噛合する第2のピニオン(P2)と、
該第2のピニオンに噛合する第1のサンギヤ(S1)
と、前記第2のピニオンと一体回転する第3のピニオン
(P3)と、該第3のピニオンに噛合する第2のリング
ギヤ(R2)及び第2のサンギヤ(S2)と、前記第
1、第2及び第3のピニオンを支持すると共に前記出力
部材(6)に連結するキャリヤ(CR)と、を有し、前
記第2のピニオン(P2)を前記第3のピニオン(P
3)より小径に構成し、前記入力部材(5)の回転を前
記第2のリングギヤ(R2)に伝達すると共に前記第1
のリングギヤ(R1)、前記第1のサンギヤ(S1)及
び前記第2のサンギヤ(S2)を適宜係止することによ
り減速状態にある複数の前進変速段を達成し、前記入力
部材の回転を前記第2のリングギヤに伝達すると共に前
記プラネタリギヤユニット(3)を前記入力部材と一体
に回転して最高速の変速段を達成する、ことを特徴とす
る自動変速機構にある。According to the present invention, an input member (5) to which power from an engine is transmitted.
And an output member (6) for transmitting power to wheels, and a planetary gear unit (3) for outputting rotation from the input member to the output member via different transmission paths (3). In 11), the planetary gear unit includes a first ring gear (R1) and the first ring gear (R1).
A first pinion (P1) that meshes with the ring gear, and a second pinion (P2) that meshes with the first pinion.
A first sun gear (S1) meshing with the second pinion;
A third pinion (P3) that rotates integrally with the second pinion; a second ring gear (R2) and a second sun gear (S2) that mesh with the third pinion; And a carrier (CR) that supports the second and third pinions and is connected to the output member (6). The second pinion (P2) is connected to the third pinion (P
3) The rotation of the input member (5) is transmitted to the second ring gear (R2) while the first member is configured to have a smaller diameter.
By appropriately locking the ring gear (R1), the first sun gear (S1), and the second sun gear (S2), a plurality of forward gears in a decelerating state are achieved, and the rotation of the input member is reduced. The automatic transmission mechanism transmits the gear to a second ring gear and rotates the planetary gear unit (3) integrally with the input member to achieve the highest speed.
【0015】請求項2に係る本発明は、前記プラネタリ
ギヤユニット(3)は、前記第2及び第3のピニオン
(P2,P3)と一体回転する第4のピニオン(P4)
と、該第4のピニオンと噛合する第3のサンギヤ(S
3)と、を更に有し、前記第4のピニオン(P4)を前
記第3のピニオン(P3)より小径に構成し、前記入力
部材(5)の回転を前記第2のリングギヤ(R2)に伝
達すると共に前記第3のサンギヤ(S3)に伝達して前
記最高速の変速段を達成し、前記入力部材の回転を前記
第3のサンギヤ(S3)に伝達すると共に前記第1のリ
ングギヤ(R1)を係止することにより後進段を達成し
てなる、請求項1記載の自動変速機構にある。According to a second aspect of the present invention, the planetary gear unit (3) includes a fourth pinion (P4) integrally rotating with the second and third pinions (P2, P3).
And a third sun gear (S) meshing with the fourth pinion.
3), the fourth pinion (P4) has a smaller diameter than the third pinion (P3), and the rotation of the input member (5) is applied to the second ring gear (R2). The transmission is transmitted to the third sun gear (S3) to achieve the highest speed, the rotation of the input member is transmitted to the third sun gear (S3), and the first ring gear (R1) is transmitted. The automatic transmission mechanism according to claim 1, wherein the reverse gear is attained by locking the reverse gear.
【0016】請求項3に係る本発明は、前記第1のサン
ギヤ(S1)に連結する第1の中空軸(30)を、前記
第2のサンギヤ(S2)に連結する第2の中空軸(3
1)の外周に回転自在に被嵌し、前記第1のサンギヤ
(S1)を係止するブレーキ(B2)用油圧サーボ(3
3)を、前記第2のサンギヤ(S2)に係止するブレー
キ(B1)用油圧サーボ(32)の外周側における変速
機ケース(20a)壁面に配置してなる、請求項1又は
2記載の自動変速機構にある。According to a third aspect of the present invention, a first hollow shaft (30) connected to the first sun gear (S1) is connected to a second hollow shaft (30) connected to the second sun gear (S2). 3
A hydraulic servo (3) for a brake (B2) that is rotatably fitted on the outer periphery of (1) and locks the first sun gear (S1).
3) The brake according to claim 1 or 2, wherein 3) is disposed on a wall surface of a transmission case (20a) on an outer peripheral side of a hydraulic servo (32) for a brake (B1) which is locked to the second sun gear (S2). It is in the automatic transmission mechanism.
【0017】請求項4に係る本発明は、前記自動変速機
構(11)は、前記直結回転からなる最高速変速段を4
速段とする前進4速を達成し、更に該自動変速機構に、
減速段と直結段とからなるアンダードライブ機構(1
3)を組合せて前進5速・後進1速を達成し、かつ前記
アンダードライブ機構は、前記自動変速機構の低速段
(例えば2速段)において減速段から直結段に切換えら
れてなる、請求項1ないし3のいずれか記載の自動変速
機構を備えた自動変速機(A)にある。According to a fourth aspect of the present invention, the automatic transmission mechanism (11) is configured to set the highest speed shift stage consisting of the direct connection rotation to four.
Achieving four forward speeds as gears, and furthermore, the automatic transmission mechanism
Underdrive mechanism (1) consisting of a speed reduction stage and a direct connection stage
3) Combining 3) to achieve 5 forward speeds and 1 reverse speed, and wherein the underdrive mechanism is switched from a reduction step to a direct connection step at a low speed (for example, a second speed) of the automatic transmission mechanism. An automatic transmission (A) including the automatic transmission mechanism according to any one of (1) to (3).
【0018】[作用]以上構成に基づき、1速段にあっ
ては、第1のリングギヤ(R1)を係止して、入力部材
(5)から第2のリングギヤ(R2)に伝達された回転
は、減速されてキャリヤ(CR)から取出されて出力部
材(6)から出力する。2速段にあっては、第1のサン
ギヤ(S1)を係止して、第2のリングギヤ(R2)の
回転は、減速されてキャリヤ(CR)から取出される。
3速段にあっては、第2のサンギヤ(S2)を係止し
て、第2のリングギヤ(R2)の回転は、減速されてキ
ャリヤ(CR)から取出される。この際、第1又第2の
サンギヤ(S1,S2)を係止するので、それらと噛合
する第2及び第3のピニオン(P2,P3)の径(歯
数)差により異なる変速段を得ることができ、更に1速
にあっては、第1及び第2のリングギヤ径の比(rR1
/rR2)に第3及び第2のピニオン径の比(rP3/
rP2)を乗じかつ第2のピニオン(P2)が第3のピ
ニオン(P3)よりも小径なので、大きな減速比を得る
ことができ、かつ第2のサンギヤ及び第2のリングギヤ
の径の比(rS2/rR2)にて定まる3速段の減速比
が大きくなることはない。[Operation] Based on the above configuration, in the first gear, the first ring gear (R1) is locked, and the rotation transmitted from the input member (5) to the second ring gear (R2) is transmitted. Is decelerated, taken out of the carrier (CR), and outputted from the output member (6). In the second speed, the first sun gear (S1) is locked, and the rotation of the second ring gear (R2) is reduced and taken out of the carrier (CR).
In the third speed, the second sun gear (S2) is locked, and the rotation of the second ring gear (R2) is reduced and taken out of the carrier (CR). At this time, since the first and second sun gears (S1, S2) are locked, different gears are obtained due to the difference in the diameter (number of teeth) of the second and third pinions (P2, P3) meshing with them. In the first gear, the ratio between the first and second ring gear diameters (rR1
/ RR2) to the ratio of the third and second pinion diameters (rP3 /
rP2) and the diameter of the second pinion (P2) is smaller than that of the third pinion (P3), so that a large reduction ratio can be obtained, and the ratio of the diameter of the second sun gear and the second ring gear (rS2 / RR2) does not increase the reduction ratio of the third speed.
【0019】そして、最高速段である4速段にあって
は、例えば第3のサンギヤ(S3)を入力部材(5)に
連結することにより、第2のリングギヤ(R2)への入
力部材(5)からの入力と相俟って、プラネタリギヤユ
ニット(3)が入力部材(5)と一体回転し、該直結回
転がキャリヤ(CR)を介して出力部材(5)に出力す
る。In the fourth speed, which is the highest speed, by connecting the third sun gear (S3) to the input member (5), for example, the input member (R) to the second ring gear (R2) is connected. Together with the input from 5), the planetary gear unit (3) rotates integrally with the input member (5), and the direct rotation is output to the output member (5) via the carrier (CR).
【0020】なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照
するためのものであるが、本発明の構成を何等限定する
ものではない。The reference numerals in parentheses are for comparison with the drawings, but do not limit the configuration of the present invention.
【0021】[0021]
【発明の効果】請求項1に係る本発明によると、径の異
なる第2及び第3のピニオンにそれぞれ噛合する第1及
び第2のサンギヤを適宜係止するので、変速段の増加が
可能となり、かつこれら第2及び第3のピニオンの径の
比を第1及び第2のリングギヤの径の比に乗じて1速段
を得るので、第2のリングギヤを小径又は第1のリング
ギヤを大径にしなくとも大きなギヤ比を得るこができ、
更に3速段等のギヤ比が大きくなることはないと共に最
高速段が直結回転からなり、これらが相俟って、高い伝
達効率及びコンパクト性を維持しながら、ワイドなギヤ
比及び高速段側でのクロスレシオを得ることができる。According to the first aspect of the present invention, the first and second sun gears meshing with the second and third pinions having different diameters are appropriately locked, so that the speed can be increased. The first gear is obtained by multiplying the diameter ratio of the second and third pinions by the diameter ratio of the first and second ring gears, so that the second ring gear has a small diameter or the first ring gear has a large diameter. A large gear ratio can be obtained without
Further, the gear ratio of the third speed stage and the like does not increase, and the highest speed stage is made up of direct rotation. Together with these, a wide gear ratio and a high speed stage side are maintained while maintaining high transmission efficiency and compactness. Cross ratio can be obtained.
【0022】請求項2に係る本発明によると、第3のサ
ンギヤを入力部材に連結することにより確実な直結回転
を得ることができ、かつ第1のリングギヤの係止と該第
3のサンギヤからの入力により得られる後進段のギヤ比
は、「(rR1/rS3)*(rP4/rP2)−1」
となるが、この際第4のピニオンの径(rP4)及び第
2のピニオンの系(rP2)はどちらも第3のピニオン
の径(rP3)より小径であるため、(rP4/rP
2)はそれほど大きくならず、また小径の第4のピニオ
ン(P4)に噛合する第3のサンギヤの径(rS3)は
比較的大径となることにより(rR1/rS3)も小さ
くなり、従って第2のサンギヤ(S2)に入力すると共
に第1のリングギヤを係止することより得られる後進段
のギヤ比「(rR1/rS2)*(rP3/rP2)−
1」のように大きなギヤ比となることはなく、全体とし
て最適な後進段のギヤ比を設定することが可能となる。According to the second aspect of the present invention, by connecting the third sun gear to the input member, a reliable direct rotation can be obtained, and the engagement of the first ring gear and the third sun gear can be prevented. The gear ratio of the reverse gear obtained by the input of “(rR1 / rS3) * (rP4 / rP2) −1”
At this time, since the diameter of the fourth pinion (rP4) and the diameter of the second pinion (rP2) are both smaller than the diameter of the third pinion (rP3), (rP4 / rP
2) is not so large, and the diameter (rS3) of the third sun gear meshing with the small-diameter fourth pinion (P4) becomes relatively large, so that (rR1 / rS3) also becomes small. Gear ratio "(rR1 / rS2) * (rP3 / rP2)-" obtained by inputting to the second sun gear (S2) and locking the first ring gear.
The gear ratio does not become large as in the case of “1”, and it is possible to set an optimal reverse gear ratio as a whole.
【0023】請求項3に係る本発明によると、自動変速
機構を、例えば前進4速から3速のように変速段を減ら
す場合、それぞれ第1及び第2のサンギヤに連結する2
個の中空軸を1本に共通化すれば足り、容易に変速段の
変更が可能であると共に、従来の技術のように(第1
の)ワンウェイクラッチ(F1)及びエンジンブレーキ
用ブレーキ(B1)を追加する場合、上述共通化に伴い
不要となる油圧サーボを上記エンジンブレーキ用油圧サ
ーボとして転用でき、自動変速機構のケース等の大幅な
変更を伴うことなく変速段の異なる自動変速機構を容易
に提供することができる。According to the third aspect of the present invention, the automatic transmission mechanism is connected to the first and second sun gears when the shift speed is reduced, for example, from the fourth forward speed to the third forward speed.
It is sufficient if one hollow shaft is used in common, and it is possible to easily change the gear stage, and as in the prior art (first embodiment)
1) When the one-way clutch (F1) and the brake (B1) for the engine brake are added, the hydraulic servo which becomes unnecessary due to the above-mentioned common use can be diverted as the hydraulic servo for the engine brake. It is possible to easily provide automatic transmission mechanisms having different shift speeds without any change.
【0024】請求項4に係る本発明によると、アンダー
ドライブ機構と組合せることにより、現行生産の自動変
速機と同じケースを用いることが可能となり、略々現行
生産機と同じ搭載スペースにて前進5速・後進1速を得
ることができ、かつアンダードライブ機構の減速段から
直結段への比較的大きなギヤ比ステップからなる変速段
を自動変速機構の低速段にて行い、高速段がクロスレシ
オとなる最適なギヤ比ステップからなる前進5速の自動
変速機を得ることができる。According to the fourth aspect of the present invention, by combining with an underdrive mechanism, it is possible to use the same case as that of the currently-produced automatic transmission. The fifth speed and the first reverse speed can be obtained, and the speed ratio consisting of a relatively large gear ratio step from the reduction speed stage to the direct connection stage of the underdrive mechanism is performed at the lower speed stage of the automatic transmission mechanism, and the high speed stage is a cross ratio. A fifth forward automatic transmission including the optimal gear ratio steps can be obtained.
【0025】[0025]
【発明の実施の形態】図1及び図2は、本発明の実施例
に係る自動変速機Aを示す図で、図1はスケルトン図、
図2は断面図である。該自動変速機Aは、エンジン出力
軸10に整列するトルクコンバータ4及び主自動変速機
構11とカウンタ軸12に配置されるアンダードライブ
(U/D)機構13と、左右車軸15l ,15rに整列
するディファレンシャル装置16を備えており、これら
が、一体に結合されるハウジング19、ミッションケー
ス20及びリヤカバー21に収納されている。また、バ
ルブボディ22がケース20に一体に固定して配置され
ている。1 and 2 show an automatic transmission A according to an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a skeleton diagram.
FIG. 2 is a sectional view. The automatic transmission A is aligned with the torque converter 4 and the main automatic transmission mechanism 11 aligned with the engine output shaft 10, the underdrive (U / D) mechanism 13 arranged on the counter shaft 12, and the left and right axles 15l and 15r. A differential device 16 is provided, which is housed in a housing 19, a transmission case 20, and a rear cover 21 which are integrally connected. Further, the valve body 22 is integrally fixed to the case 20 and disposed.
【0026】トルクコンバータ4は、エンジン出力軸1
0に連結されているポンプインペラ23、主変速機構1
1の入力軸5に連結されているタービンランナ24及び
ステータ25、並びにロックアップクラッチ26を備え
ており、エンジン出力軸10の回転を、油流を介して又
はロックアップクラッチ26による機械的結合により入
力軸5に伝達する。The torque converter 4 includes an engine output shaft 1
0, the pump impeller 23 connected to the main transmission mechanism 1
1 includes a turbine runner 24 and a stator 25 connected to the input shaft 5, and a lock-up clutch 26. The rotation of the engine output shaft 10 is controlled by an oil flow or by a mechanical connection by the lock-up clutch 26. The signal is transmitted to the input shaft 5.
【0027】主自動変速機構11は、前記トルクコンバ
ータに隣接するオイルポンプ27から軸方向後端に向か
って、ブレーキ部29、出力部28、プラネタリギヤユ
ニット3そしてクラッチ部60が順に配置されている。
プラネタリギヤユニット部3はシンプルプラネタリギヤ
2とダブルピニオンプラネタリギヤ1を有しており、ダ
ブルピニオンプラネタリギヤ1は第1のサンギヤS1、
第2のリングギヤR1、並びにサンギヤS1に噛合する
第2のピニオンP2及びリングギヤR1に噛合する第1
のピニオンP1を互に噛合するように支持するキャリヤ
CRからなり、またシンプルプラネタリギヤ2は第2の
サンギヤS2、第2のリングギヤR2及びこれらギヤに
噛合する第3のピニオンP3を支持するキャリヤCRか
らなり、更に第3のサンギヤS3及び該サンギヤに噛合
するピニオンP4を有している。そして、前記各ピニオ
ンP1、P2、P3、P4を支持するキャリヤCRは共
通のものからなり、また第3のピニオンP3より第2の
ピニオンP2が小径からなり(rP3>rP2)、かつ
第3のピニオンより第4のピニオンが小径からなり(r
P3>rP4)、更に第2のピニオンは第4のピニオン
より僅かに小径からなる(rP4>rP2)。また、第
2のサンギヤS2に連結している第2の中空軸31が入
力軸5の外周に回転自在に被嵌されており、第1のサン
ギヤS1に連結している第1の中空軸30が上記第2の
中空軸31の外周に回転自在に被嵌されている。In the main automatic transmission mechanism 11, a brake unit 29, an output unit 28, a planetary gear unit 3 and a clutch unit 60 are arranged in this order from the oil pump 27 adjacent to the torque converter toward the rear end in the axial direction.
The planetary gear unit 3 has a simple planetary gear 2 and a double pinion planetary gear 1, and the double pinion planetary gear 1 has a first sun gear S1,
The second pinion P2 meshing with the second ring gear R1, the sun gear S1, and the first gear meshing with the ring gear R1
And the simple planetary gear 2 includes a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a carrier CR that supports a third pinion P3 meshing with these gears. And a third sun gear S3 and a pinion P4 that meshes with the third sun gear S3. The carrier CR supporting each of the pinions P1, P2, P3, P4 is made of a common material, the second pinion P2 is made smaller in diameter than the third pinion P3 (rP3> rP2), and the third The fourth pinion has a smaller diameter than the pinion (r
P3> rP4), and the second pinion has a slightly smaller diameter than the fourth pinion (rP4> rP2). A second hollow shaft 31 connected to the second sun gear S2 is rotatably fitted on the outer periphery of the input shaft 5, and the first hollow shaft 30 connected to the first sun gear S1. Are rotatably fitted on the outer periphery of the second hollow shaft 31.
【0028】また、ブレーキ部29は、内径側から外径
方向に向って第1のブレーキB1そして第2のブレーキ
B2が配設されており、更に各ブレーキに隣接する位置
にはオイルポンプ27に一体に連結されたポンプケース
(変速機ケース)20aの壁面に形成された油圧サーボ
32,33が径方向に並設されている。即ち、ケース2
0aの壁面の内径側に第1のブレーキB1用油圧サーボ
32が配置され、その外周側におけるケース壁面に第2
のブレーキB2用油圧サーボ33が配置されている。ま
た、第1のブレーキB1は第2の中空軸31先端のフラ
ンジ部とポンプケース20aから延びている鍔部との間
に介在されおり、また第2のブレーキB2は第1の中空
軸30先端のフランジ部とポンプケース20aからの鍔
部との間に介在されている。In the brake section 29, a first brake B1 and a second brake B2 are provided from the inner diameter side to the outer diameter direction, and the oil pump 27 is provided at a position adjacent to each brake. Hydraulic servos 32 and 33 formed on the wall surface of a pump case (transmission case) 20a integrally connected are arranged in parallel in the radial direction. That is, case 2
The first hydraulic servo 32 for the brake B1 is disposed on the inner diameter side of the wall surface of the first cylinder B.
The hydraulic servo 33 for the brake B2 is disposed. The first brake B1 is interposed between the flange at the tip of the second hollow shaft 31 and the flange extending from the pump case 20a, and the second brake B2 is at the tip of the first hollow shaft 30. And a flange portion from the pump case 20a.
【0029】一方、出力部28はミッションケース20
に形成された隔壁20bにベアリング34にて支持され
ているカウンタドライブギヤ6を有しており、該ギヤ6
はスプラインを介してキャリヤCRに連結している。更
に、ベアリング34のアウターレース部分は隔壁20b
に回転不能に固定されていると共に軸方向に延びてお
り、該延長部分とダブルピニオンプラネタリギヤのリン
グギヤR1と一体に連結されている連結部との間に第2
のワンウェイクラッチF2が介在している。また、該リ
ングギヤR1外周とミッションケース20との間には第
3のブレーキB3が介在しており、かつ隔壁の一側壁面
部に油圧サーボ35が配設され、該油圧サーボ35のピ
ストンはくし歯状に軸方向に延びて、第3のブレーキB
3を制御すると共にそのくし歯部分に戻りスプリングが
配設される。On the other hand, the output unit 28 is
The counter drive gear 6 supported by the bearing 34 on the partition wall 20b formed in the
Are connected to the carrier CR via splines. Further, the outer race portion of the bearing 34 is separated from the partition 20b.
And a second portion between the extended portion and a connecting portion integrally connected to the ring gear R1 of the double pinion planetary gear.
The one-way clutch F2 is interposed. A third brake B3 is interposed between the outer periphery of the ring gear R1 and the transmission case 20, and a hydraulic servo 35 is disposed on one side wall of the partition, and the piston of the hydraulic servo 35 has a comb-like shape. To the third brake B
3 and a return spring is disposed at the comb tooth portion.
【0030】そして、クラッチ部60は第1の(フォワ
ード)クラッチC1及び第2の(ダイレクト)クラッチ
C2を備えており、かつ主自動変速機構11先端に位置
して一体ケースを構成するトランスアクスルリヤカバー
21部分に収納されている。また、入力軸5の先端部に
はカバー21に形成されたボス部21aに被嵌してフラ
ンジ部5aが一体に連結されており、該フランジ部には
可動部材36が嵌合されており、更に該可動部材にはピ
ストン部材37が嵌合している。また、可動部材36
は、その内径部分にてフランジ部との間で油室を構成す
ると共に、その外径部がフランジ部と相対回転のみを阻
止するように連結されかつフォワードクラッチC1と僅
少間隔をあけて対接しており、フォワードクラッチ用の
油圧サーボを構成している。一方、ピストン部37は、
可動部材36との間にて油室を構成すると共に反対面に
てダイレクトクラッチC2と対接しており、ダイレクト
クラッチ用の油圧サーボを構成している。更に、該ピス
トン部材37と入力軸5に固着されたリングとの間には
スプリング39が縮設されており、該スプリング39は
両油圧サーボのピストン部材36,37に共通する戻し
スプリングを構成している。また、フォワードクラッチ
C1はフランジ部外側内周とシンプルプラネタリギヤの
(第2の)リングギヤR2に連結されたフランジ部の外
周との間に介在しており、またダイレクトクラッチC2
は可動部材36の内周と前記第3のサンギヤS3に連結
されたフランジ部との間に介在している。The clutch section 60 has a first (forward) clutch C1 and a second (direct) clutch C2, and is located at the tip of the main automatic transmission mechanism 11 to form a transaxle rear cover. It is stored in 21 parts. Further, a flange 5a is integrally connected to the tip of the input shaft 5 by being fitted to a boss 21a formed on the cover 21, and a movable member 36 is fitted to the flange. Further, a piston member 37 is fitted to the movable member. The movable member 36
Constitutes an oil chamber between the flange portion and the inner diameter portion, and the outer diameter portion is connected to the flange portion so as to prevent only relative rotation, and is opposed to the forward clutch C1 at a small interval. And constitutes a hydraulic servo for a forward clutch. On the other hand, the piston 37
An oil chamber is formed between the movable member 36 and the oil chamber, and the oil chamber is in contact with the direct clutch C2 on the opposite surface, thereby forming a hydraulic servo for the direct clutch. Further, a spring 39 is contracted between the piston member 37 and the ring fixed to the input shaft 5, and the spring 39 constitutes a return spring common to the piston members 36 and 37 of both hydraulic servos. ing. The forward clutch C1 is interposed between the outer periphery of the flange portion and the outer periphery of the flange portion connected to the (second) ring gear R2 of the simple planetary gear.
Is interposed between the inner periphery of the movable member 36 and the flange portion connected to the third sun gear S3.
【0031】アンダードライブ(U/D)機構13は、
1個のシンプルプラネタリギヤ40を有しており、該ギ
ヤのピニオンP5を支持するキャリヤCR4がカウンタ
軸12に一体に形成されている。該カウンタ軸12はケ
ース20,19にベアリングを介して両持ち支持されて
おり、かつ該カウンタ軸12にはカウンタドリブンギヤ
41がベアリング42を介して回転自在に支持されてい
ると共に、出力ギヤ43が一体に連結されている。そし
て、前記シンプルプラネタリギヤ40のリングギヤR4
は前記カウンタドリブンギヤ41に一体に連結されてお
り、またサンギヤS4はカウンタ軸12に回転自在に支
持されていると共にカップ状のドラム部材45に連結さ
れている。The underdrive (U / D) mechanism 13
It has one simple planetary gear 40, and a carrier CR4 that supports a pinion P5 of the gear is formed integrally with the counter shaft 12. The counter shaft 12 is supported on both sides of the cases 20 and 19 via bearings. A counter driven gear 41 is rotatably supported on the counter shaft 12 via bearings 42, and an output gear 43 is supported on the counter shaft 12. They are connected together. The ring gear R4 of the simple planetary gear 40
Is integrally connected to the counter driven gear 41, and the sun gear S4 is rotatably supported by the counter shaft 12 and is connected to a cup-shaped drum member 45.
【0032】該ドラム部材45にはその外周に(第4
の)バンドブレーキB4が配置されており、またその内
周と前記キャリヤCR4から延びているクラッチハブ4
6との間に第3のクラッチC3が配置されている。更
に、該クラッチに隣接して、前記ドラム部材をシリンダ
として嵌合しているピストンにより構成される油圧サー
ボ47が配置されている。また、前記ドラム部材45の
カラー部分にはケースとの間に第3のワンウェイクラッ
チF3が介在・配置されている。The drum member 45 has an outer periphery (a fourth
) And a clutch hub 4 extending from the inner periphery and the carrier CR4.
6, a third clutch C3 is arranged. Further, a hydraulic servo 47 constituted by a piston fitted with the drum member as a cylinder is disposed adjacent to the clutch. In addition, a third one-way clutch F3 is interposed between the collar portion of the drum member 45 and the case.
【0033】ディファレンシャル装置16は、ケース2
0,19にベアリングを介して回転自在に支持されてい
るデフケース(キャリヤ)50を有しており、該ケース
50には前記出力ギヤ43と噛合するギヤ51が固定さ
れている。更に、該デフケースにはシャフト52が車軸
に直交する方向に設けられており、該シャフトにベベル
ギヤ53が回転自在に支持されている。また、前記デフ
ケースには前記ベベルギヤに噛合するベベルギヤからな
る左右サイドギヤ55,56が回転自在に支持されてお
り、これらサイドギヤにそれぞれ左右前車軸15l ,1
5rが連結されている。The differential device 16 includes a case 2
A differential case (carrier) 50 rotatably supported by bearings 0 and 19 via bearings is provided. A gear 51 meshing with the output gear 43 is fixed to the case 50. Further, a shaft 52 is provided in the differential case in a direction perpendicular to the axle, and a bevel gear 53 is rotatably supported on the shaft. Further, left and right side gears 55 and 56 composed of bevel gears meshing with the bevel gears are rotatably supported by the differential case, and the left and right front axles 15l and 1 are respectively supported by these side gears.
5r are connected.
【0034】ついで、上記自動変速機Aの作動につい
て、図3の作動表及び図4の速度線図に沿って説明す
る。Next, the operation of the automatic transmission A will be described with reference to the operation table of FIG. 3 and the speed diagram of FIG.
【0035】なお、図2に示す自動変速機は、前述した
現在生産中の4速自動変速機と主変速機構のギヤトレイ
ンを一部変更するが、ブレーキ部、出力部、プラネタリ
ギヤユニット部及びクラッチ部の配置は同じであり、か
つアクスルケース19、ミッションケース20及びリヤ
カバー21は上記現行のものと同じものを適用すること
が可能であって、同じ寸法内に納めることが可能であ
る。The automatic transmission shown in FIG. 2 partially changes the gear trains of the above-described four-speed automatic transmission currently being manufactured and the main transmission mechanism, but includes a brake unit, an output unit, a planetary gear unit, and a clutch. The arrangement of the parts is the same, and the axle case 19, the transmission case 20, and the rear cover 21 can be the same as the existing ones, and can be accommodated in the same dimensions.
【0036】1速(1st)状態では、主自動変速機構
11にあってはフォワードクラッチC1が接続し、かつ
第2ワンウェイクラッチF2が作動してダブルピニオン
プラネタリギヤのリングギヤR1が停止状態に保持され
る。この状態では、入力軸5の回転は、フォワードクラ
ッチC1を介してシンプルプラネタリギヤのリングギヤ
R2に伝達され、かつダブルピニオンプラネタリギヤの
リングギヤR1は停止状態にあるので、各サンギヤS
1,S2,S3を逆方向に空転させながらキャリヤCR
が正方向に大幅減速回転され、該減速回転が、カウンタ
ドライブギヤ6から取出される。In the first speed (1st) state, in the main automatic transmission mechanism 11, the forward clutch C1 is connected, and the second one-way clutch F2 is operated to hold the ring gear R1 of the double pinion planetary gear in a stopped state. . In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the ring gear R2 of the simple planetary gear via the forward clutch C1, and the ring gear R1 of the double pinion planetary gear is in the stopped state.
Carrier CR while idling 1, S2 and S3 in the opposite direction
Is greatly reduced in the forward direction, and the reduced rotation is taken out of the counter drive gear 6.
【0037】また、アンダードライブ(U/D)機構に
あっては、第4のブレーキB4及び第3のワンウェイク
ラッチF3が作動してサンギヤS4が停止状態に保持さ
れる。従って、前述カウンタドライブギヤ6に噛合する
カウンタドリブンギヤ41からリングギヤR4に伝達さ
れた回転は、シンプルプラネタリギヤ40にて減速さ
れ、キャリヤCR4に取出され、そして出力ギヤ43、
ギヤ51を介してディファレンシャル装置16に伝達さ
れて左右車軸15l ,15rに伝達される。In the underdrive (U / D) mechanism, the fourth brake B4 and the third one-way clutch F3 operate to keep the sun gear S4 stopped. Therefore, the rotation transmitted from the counter driven gear 41 meshing with the counter drive gear 6 to the ring gear R4 is reduced by the simple planetary gear 40, taken out by the carrier CR4, and output from the output gear 43,
The power is transmitted to the differential device 16 via the gear 51 and transmitted to the left and right axles 15l and 15r.
【0038】即ち、速度線図(図4)に示すように、主
変速機構において、リングギヤR2の回転(1)は、リ
ングギヤR1の停止(0)によりキャリヤCRから各ギ
ヤ比により減速されて取出され、更にアンダードライブ
機構において、リングギヤR4の上記減速回転がサンギ
ヤS4の停止(0)により減速されてキャリヤCR4か
ら1速(1st)回転として取出される。That is, as shown in the speed diagram (FIG. 4), in the main transmission mechanism, the rotation (1) of the ring gear R2 is reduced from the carrier CR by each gear ratio by the stop (0) of the ring gear R1 and taken out. Further, in the underdrive mechanism, the reduced rotation of the ring gear R4 is reduced by the stop (0) of the sun gear S4, and is taken out of the carrier CR4 as the first speed (1st) rotation.
【0039】この際、図5に示すように、各ギヤの符号
の前にrを付してそのギヤの径(歯数)とすると、主変
速機構のギヤ比Aは、(rR1/rR2)*(rP3/
rP2)+1となり、かつアンダードライブ機構のギヤ
比Bは、(rS4/rR4)+1となり、具体的には図
6に示すように、ギヤ比は、主変速機構(MAIN)で
2.806、アンダードライブ機構(U/D)で、1.
508、変速機全体(TOTAL)で4.321とな
る。従って、主変速機構にあって、1速は、リングギヤ
のギヤ比(rR1/rR2)に第3及び第2のピニオン
のギヤ比(rP3/rP2)が乗ぜられるので、かつ第
2のピニオンP2は第3のピニオンP3より小径からな
るので、第1及び第2のリングギヤのギヤ比を大きくし
なくとも、5速に対応するワイドなギヤ比を達成する大
きな減速比を得ることができる。At this time, as shown in FIG. 5, assuming that the symbol of each gear is preceded by r and the diameter (number of teeth) of the gear is, the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rR1 / rR2). * (RP3 /
rP2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is (rS4 / rR4) +1. Specifically, as shown in FIG. 6, the gear ratio is 2.806 for the main transmission mechanism (MAIN), and Drive mechanism (U / D)
508, which is 4.321 for the entire transmission (TOTAL). Accordingly, in the first speed change mechanism, in the first speed, the gear ratio (rR1 / rR2) of the ring gear is multiplied by the gear ratio (rP3 / rP2) of the third and second pinions, and the second pinion P2 is Since the diameter is smaller than that of the third pinion P3, a large reduction ratio that achieves a wide gear ratio corresponding to the fifth speed can be obtained without increasing the gear ratio of the first and second ring gears.
【0040】2速(2nd)状態では、フォワードクラ
ッチC1に加えて、第2のブレーキB2が作動し、かつ
第2のワンウェイクラッチF2がフリーとなる。この状
態では、ダブルピニオンプラネタリギヤのサンギヤS1
が第2のブレーキB2により停止され、従って入力軸5
からフォワードクラッチC1を介して伝達されたシンプ
ルプラネタリギヤのリングギヤR2の回転は、ダブルピ
ニオンプラネタリギヤのリングギヤR1及び第2及び第
3サンギヤS2,S3を空転させながらキャリヤCRを
正方向に減速回転し、該減速回転が、カウンタギヤ6か
ら取出される。In the second speed (2nd) state, in addition to the forward clutch C1, the second brake B2 operates, and the second one-way clutch F2 becomes free. In this state, the sun gear S1 of the double pinion planetary gear
Is stopped by the second brake B2, so that the input shaft 5
The rotation of the ring gear R2 of the simple planetary gear transmitted through the forward clutch C1 causes the carrier CR to decelerate and rotate in the forward direction while idling the ring gear R1 of the double pinion planetary gear and the second and third sun gears S2 and S3. The reduced rotation is taken out of the counter gear 6.
【0041】また、アンダードライブ機構13は上述し
た減速状態のままであって、リングギヤR4の回転を減
速してキャリヤCR4に伝達する。The underdrive mechanism 13 remains in the above-described deceleration state, and reduces the speed of rotation of the ring gear R4 and transmits the rotation to the carrier CR4.
【0042】即ち、速度線図(図4)において、リング
ギヤR2の回転(1)は、サンギヤS1の停止(0)に
より所定ギヤ比により減速されてキャリヤCRに出力
し、更に該出力回転がリングギヤR4に伝達され、サン
ギヤS4の停止(0)によりキャリヤCR4から2速
(2nd)回転が取出される(2nd)。That is, in the velocity diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2 is reduced to a predetermined gear ratio by the stop (0) of the sun gear S1 and is output to the carrier CR. The rotation is transmitted to R4, and when the sun gear S4 stops (0), the second speed (2nd) rotation is extracted from the carrier CR4 (2nd).
【0043】この際、主変速機構のギヤ比Aは、(rS
1/rR2)*(rP3/rP2)+1となり、アンダ
ードライブ機構のギヤ比Bは、(rS4/rR4)+1
となり(図5)、具体的には、ギヤ比は、主変速機構で
1.731、アンダードライブ機構で1.508、変速
機全体で2.611となる(図6)。At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rS
1 / rR2) * (rP3 / rP2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is (rS4 / rR4) +1
(FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 1.731 for the main transmission mechanism, 1.508 for the underdrive mechanism, and 2.611 for the entire transmission (FIG. 6).
【0044】3速(3rd)状態では、主変速機構は上
述した2速状態のままであり、アンダードライブ機構1
3が、第4のブレーキB4及び第3のワンウェイクラッ
チF3が解放されると共に第3のクラッチC3が係合す
る。この状態では、シンプルプラネタリギヤ40が一体
となって主変速機構からギヤ6,41を介して伝達され
るリングギヤR4の回転は、直結回転としてキャリヤC
R4に出力する。なおこの際、第3のクラッチC3の接
続に先立ち第4のブレーキB4を解放することにより第
3のワンウェイクラッチF3を機能し、クラッチ掴み換
えタイミングを正確に保つ。In the third speed (3rd) state, the main transmission mechanism remains in the above-described second speed state, and the underdrive mechanism 1
3, the fourth brake B4 and the third one-way clutch F3 are released and the third clutch C3 is engaged. In this state, the rotation of the ring gear R4 transmitted from the main transmission mechanism via the gears 6 and 41 with the simple planetary gears 40 integrated with the carrier C
Output to R4. At this time, the third one-way clutch F3 functions by releasing the fourth brake B4 prior to the connection of the third clutch C3, and the clutch re-engagement timing is accurately maintained.
【0045】即ち、速度線図(図4)において、主変速
機構がサンギヤS1の停止(0)に伴う減速回転がキャ
リヤCRから出力し、アンダードライブ機構において該
出力回転が伝達されるリングギヤR4の回転がそのまま
キャリヤCR4から取出される(3rd)。That is, in the velocity diagram (FIG. 4), the main transmission mechanism outputs the reduced rotation accompanying the stop (0) of the sun gear S1 from the carrier CR, and the underdrive mechanism transmits the output rotation of the ring gear R4 to which the output rotation is transmitted. The rotation is taken out of the carrier CR4 as it is (3rd).
【0046】この際、主変速機構のギヤ比Aは、前述し
た2速と同様であって、(rS1/rR2)*(rP3
/rP2)+1であり、アンダードライブ機構のギヤ比
Bは1となり(図5)、具体的には、ギヤ比は、主変速
機構で1.731、アンダードライブ機構で1.00
0、変速機全体で1.731となる(図6)。上記アン
ダードライブ機構は、減速段から直結段へ変速される時
のギヤ比ステップは比較的大くなるが、主変速機構が2
速段の時に上記変速が行なわれるので、5速自動変速機
としてのワイドなギヤ比を得ると共に、高速段側でのク
ロスレシオが可能となる。At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is the same as that of the above-described second speed, and is (rS1 / rR2) * (rP3
/ RP2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is 1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 1.731 for the main transmission mechanism and 1.00 for the underdrive mechanism.
0, which is 1.731 for the entire transmission (FIG. 6). The underdrive mechanism has a relatively large gear ratio step when shifting from the reduction gear to the direct coupling gear.
Since the above-mentioned shift is performed at the time of the first gear, a wide gear ratio as a five-speed automatic transmission can be obtained, and a cross ratio at the higher gear can be achieved.
【0047】4速(4th)状態では、主変速機構11
において、フォワードクラッチC1が係合し、かつ第2
のブレーキB2を解放すると共に第1のブレーキB1を
係合する。この状態では、入力軸5からシンプルプラネ
タリギヤのリングギヤR2に伝達された回転は、第1の
ブレーキB1により停止されているサンギヤS2によ
り、第1のリングギヤR1、第1及び第3のサンギヤS
1、S3を空転しながらキャリヤCRを減速回転し、該
回転がカウンタドライブギヤ6から取出される。また、
アンダードライブ機構13は前述した直結状態に維持さ
れる。In the fourth speed (4th) state, the main transmission mechanism 11
The forward clutch C1 is engaged and the second
Is released and the first brake B1 is engaged. In this state, the rotation transmitted from the input shaft 5 to the ring gear R2 of the simple planetary gear is transmitted to the first ring gear R1, the first and third sun gears S2 by the sun gear S2 stopped by the first brake B1.
1, the carrier CR is decelerated and rotated while idling at S3, and the rotation is taken out from the counter drive gear 6. Also,
The underdrive mechanism 13 is maintained in the above-described direct connection state.
【0048】即ち、速度線図(図4)において、リング
ギヤR2の回転(1)は、サンギヤS2の停止により所
定ギヤ比にて減速されてキャリヤCRに出力し、更に該
回転がリングギヤR4に伝達されてそのままキャリヤC
R4から出力して、4速(4th)回転となる。That is, in the velocity diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2 is reduced at a predetermined gear ratio by stopping the sun gear S2 and output to the carrier CR, and the rotation is transmitted to the ring gear R4. Carrier C as it is
The signal is output from R4, and the rotation becomes the fourth speed (4th).
【0049】この際、主変速機構のギヤ比Aは、(rS
2/rR2)+1となり、アンダードライブ機構のギヤ
比Bは1であり(図5)、具体的にはギヤ比は、主変速
機構で1.313、アンダードライブ機構で1、変速機
全体で1.313となる(図6)。主変速機構の2速及
び3速は、第1及び第3のサンギヤS2、S3の係止を
切換えることにより行なわれ、これらサンギヤにそれぞ
れ噛合する第2のピニオンP2及び第3のピニオンP3
の径の差により異なる変速段となり、主変速機構11
は、コンパクトな構成で4速を達成し得る。At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rS
2 / rR2) +1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is 1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio is 1.313 for the main transmission mechanism, 1 for the underdrive mechanism, and 1 for the entire transmission. .313 (FIG. 6). The second speed and the third speed of the main transmission mechanism are performed by switching the engagement of the first and third sun gears S2 and S3, and the second pinion P2 and the third pinion P3 mesh with these sun gears, respectively.
The gears are different depending on the diameter of the main transmission mechanism 11.
Can achieve 4th speed in a compact configuration.
【0050】5速(5th)状態では、主変速機構11
においてフォワードクラッチC1の外、ダイレクトクラ
ッチC2も係合する。この状態では、入力軸5の回転が
第2のリングギヤR2と共に第3のサンギヤS3に伝達
され、シングル及びダブルピニオンプラネタリギヤ1,
2からなるギヤユニット3が一体に回転して、直結回転
がカウンタドライブギヤ6に伝達される。また、アンダ
ードライブ機構13は前述した直結状態のままであり、
カウンタドリブンギヤ41の回転がそのまま出力ギヤ4
3に出力する。In the fifth speed (5th) state, the main transmission mechanism 11
In addition to the forward clutch C1, the direct clutch C2 is also engaged. In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the third sun gear S3 together with the second ring gear R2, and the single and double pinion planetary gears 1,
The gear unit 3 is integrally rotated, and the direct rotation is transmitted to the counter drive gear 6. Further, the underdrive mechanism 13 remains in the directly connected state described above,
The rotation of the counter driven gear 41 keeps the output gear 4
Output to 3.
【0051】即ち、速度線図(図4)において、リング
ギヤR2の回転(1)は、サンギヤS3の回転(1)と
相俟ってプラネタリギヤユニット3が一体回転し、かつ
該回転がリングギヤR4に伝達されて、プラネタリギヤ
40が一体回転してキャリヤCR4から出力する。That is, in the velocity diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the ring gear R2, together with the rotation (1) of the sun gear S3, causes the planetary gear unit 3 to rotate integrally, and the rotation is transmitted to the ring gear R4. When the power is transmitted, the planetary gears 40 rotate integrally and output from the carrier CR4.
【0052】従って、主変速機構のギヤ比Aは1であ
り、かつアンダードライブ機構のギヤ比Bも1であり、
変速機全体としてのギヤ比も1となる(図5、図6)。
該5速状態は、最高速段であって定常走行にあっては通
常この変速段になり、使用時間が他の変速段に比して極
めて長いが、この状態で、アンダードライブ機構13は
勿論、主自動変速機構11も直結状態となって、高い伝
達効率によりエンジン回転を車輪に伝達することができ
る。Therefore, the gear ratio A of the main transmission mechanism is 1, and the gear ratio B of the underdrive mechanism is also 1.
The gear ratio of the entire transmission also becomes 1 (FIGS. 5 and 6).
The fifth speed state is the highest speed stage and normally this speed stage during steady running, and the use time is extremely long as compared with other speed stages. Also, the main automatic transmission mechanism 11 is also in a directly connected state, and the engine rotation can be transmitted to the wheels with high transmission efficiency.
【0053】後進(Rev)状態では、ダイレクトクラ
ッチC2及び第3のブレーキB3が係合する。この状態
では、入力軸5の回転はダイレクトクラッチC2を介し
て第3のサンギヤS3に伝達され、かつ第3のブレーキ
B3により第1のリングギヤR1が停止状態にあるの
で、第2のリングギヤR2を逆転方向に空転させながら
キャリヤCRも逆転し、該逆転が、カウンタギヤ6から
取出される。また、アンダードライブ機構は、第4のブ
レーキB4が係止状態にあって、サンギヤS4が停止
し、リングギヤR4の回転を減速してキャリヤCR4か
ら出力する。In the reverse (Rev) state, the direct clutch C2 and the third brake B3 are engaged. In this state, the rotation of the input shaft 5 is transmitted to the third sun gear S3 via the direct clutch C2, and the first ring gear R1 is stopped by the third brake B3. While idling in the reverse direction, the carrier CR also reverses, and the reverse rotation is taken out of the counter gear 6. In the underdrive mechanism, when the fourth brake B4 is locked, the sun gear S4 stops, and the rotation of the ring gear R4 is reduced and output from the carrier CR4.
【0054】即ち、速度線図(図4)において、サンギ
ヤS3の回転(1)は、リングギヤR1の停止(0)に
より所定ギヤ比にて逆転されてキャリヤCRに出力し、
更に該回転がリングギヤR4に伝達され、サンギヤS4
の停止により減速されてキャリヤCR4から出力する。That is, in the velocity diagram (FIG. 4), the rotation (1) of the sun gear S3 is reversed at a predetermined gear ratio by the stop (0) of the ring gear R1 and output to the carrier CR.
Further, the rotation is transmitted to the ring gear R4, and the sun gear S4
Is decelerated by the stop of the motor and output from the carrier CR4.
【0055】この際、主変速機構のギヤ比Aは、(rR
1/rS3)*(rP4/rP2)−1となり、かつア
ンダードライブ機構のギヤ比Bは、(rS4/rR4)
+1となり(図5)、具体的には、ギヤ比は、主変速機
構で2.049、アンダードライブ機構で1.508、
変速機全体で3.090となる(図6)。なお、第2の
サンギヤS2に入力軸5の回転を入力すると共に第1の
リングギヤR1を係止することによっても後進段を得る
ことができるが、この場合、ギヤ比は、(rR1/rS
2)*(rP3/rP2)−1となり、rP3/rP2
で減速される分、該後進ギヤ比が大きくなり過ぎるが、
上述したように第3のサンギヤS3に入力することによ
り、上記(rR1/rS3)*(rP4/rP2)−1
において、第4及び第2のピニオン径rP4及びrP2
はどちらも第3のピニオン径rP3よりも小径であるの
で、(rP4/rP2)はそれほど大きくならず、また
小径の第4のピニオンP4に噛合する第3のサンギヤS
3の径は比較的大きくなるので、(rR1/rS3)も
小さくなり、全体として小さなギヤ比の後進段を達成で
きる。At this time, the gear ratio A of the main transmission mechanism is (rR
1 / rS3) * (rP4 / rP2) -1 and the gear ratio B of the underdrive mechanism is (rS4 / rR4)
+1 (FIG. 5). Specifically, the gear ratio was 2.049 for the main transmission mechanism, 1.508 for the underdrive mechanism,
3.090 for the entire transmission (FIG. 6). Note that the reverse gear can also be obtained by inputting the rotation of the input shaft 5 to the second sun gear S2 and locking the first ring gear R1, but in this case, the gear ratio is (rR1 / rS
2) * (rP3 / rP2) -1 and rP3 / rP2
The reverse gear ratio becomes too large by the amount decelerated,
By inputting to the third sun gear S3 as described above, the above (rR1 / rS3) * (rP4 / rP2) -1
, The fourth and second pinion diameters rP4 and rP2
Are smaller than the third pinion diameter rP3, (rP4 / rP2) is not so large, and the third sun gear S meshing with the small diameter fourth pinion P4
Since the diameter of No. 3 is relatively large, (rR1 / rS3) is also small, and a reverse gear with a small gear ratio can be achieved as a whole.
【0056】なお、エンジンブレーキを作動するには、
図3において三角印が作動状態となる。即ち、1速にあ
って、第3のブレーキB3が係合して、第2のワンウェ
イクラッチF2では空転してしまうダブルピニオンプラ
ネタリギヤのリングギヤR1を停止状態に保持する。In order to operate the engine brake,
In FIG. 3, the triangular mark is in the operating state. That is, at the first speed, the third brake B3 is engaged, and the ring gear R1 of the double pinion planetary gear, which runs idle in the second one-way clutch F2, is held in a stopped state.
【0057】車輌停止(N/C)状態では、主変速機構
11において第2のブレーキを係止状態、好ましくは坂
道での車輌の後退を阻止し得る低いトルク容量にて係止
すると共に、フォワードクラッチC1が引きずりトルク
を発生する直前のトルク状態にて係合される。これによ
り、車輌は、坂道での後退を阻止され、かつフォワード
クラッチC1の係合に伴うクリープ現象の発生を防止す
ると共に、発進信号に基づき、フォワードクラッチC1
のトルク容量を直ちに増大して速やかに発進する。In the vehicle stopped (N / C) state, the second brake is locked in the main transmission mechanism 11, preferably with a low torque capacity capable of preventing the vehicle from retreating on a hill, and is forward-locked. The clutch C1 is engaged in a torque state immediately before the drag torque is generated. As a result, the vehicle is prevented from retreating on a sloping road, the creep phenomenon associated with the engagement of the forward clutch C1 is prevented, and the forward clutch C1 is controlled based on the start signal.
Immediately increase the torque capacity of the vehicle and start quickly.
【0058】なお、プラネタリギヤユニットは、前述し
た後進時の適切なギヤ比を考慮しなければ、第3のサン
ギヤS3を設けなくてもよい。この場合、入力軸5と第
2のサンギヤS2との間にダイレクトクラッチC2を介
在し、後進時、該サンギヤS2に回転が入力される。Note that the planetary gear unit does not need to include the third sun gear S3 unless the above-described appropriate gear ratio for reverse travel is taken into account. In this case, a direct clutch C2 is interposed between the input shaft 5 and the second sun gear S2, and rotation is input to the sun gear S2 during reverse travel.
【0059】また、副変速機構は、上述したアンダード
ライブ機構に限らず、他の変速ギヤ機構を採用してもよ
く、この場合例えばシンプソンタイプからなる3速自動
変速機構に組合せて6速自動変速機としてもよい。The sub-transmission mechanism is not limited to the above-described underdrive mechanism, but may employ another transmission gear mechanism. In this case, for example, a six-speed automatic transmission mechanism is combined with a three-speed automatic transmission mechanism of a Simpson type. It may be a machine.
【図1】本発明に係る自動変速機構を用いた自動変速機
を示すスケルトン図。FIG. 1 is a skeleton diagram showing an automatic transmission using an automatic transmission mechanism according to the present invention.
【図2】その断面図。FIG. 2 is a sectional view thereof.
【図3】その作動を示す図。FIG. 3 is a diagram showing the operation.
【図4】その速度線図。FIG. 4 is a velocity diagram.
【図5】そのギヤ比の計算を示す図。FIG. 5 is a diagram showing calculation of the gear ratio.
【図6】本実施例の各変速段のギヤ比を示す図。FIG. 6 is a diagram showing gear ratios at each shift speed according to the embodiment.
【図7】従来の技術による自動変速機構を示す概略図。FIG. 7 is a schematic diagram showing an automatic transmission mechanism according to a conventional technique.
【図8】その作動を示す図。FIG. 8 is a diagram showing the operation.
1 ダブルプラネタリギヤ 2 シンプルプラネタリギヤ 3 プラネタリギヤユニット 5 入力部材(入力軸) 6 出力部材(カウンタドライブギヤ) 11 自動(主)変速機構 13 アンダードライブ変速機構 20a 変速機ケース 30 第1の中空軸 31 第2の中空軸 32 油圧サーボ 33 油圧サーボ B1 第1の係止手段(第1のブレーキ) B2 第1の係止手段(第2のブレーキ) B3 第2の係止手段(第3のブレーキ) C1 第1の(フォワード)クラッチ C2 第2の(ダイレクト)クラッチ F2 第2の係止手段(第2のワンウェイクラッチ) S1 第1のサンギヤ S2 第2のサンギヤ R1 第1のリングギヤ R2 第2のリングギヤ CR キャリヤ P1 第1のピニオン P2 第2のピニオン P3 第3のピニオン P4 第4のピニオン Reference Signs List 1 double planetary gear 2 simple planetary gear 3 planetary gear unit 5 input member (input shaft) 6 output member (counter drive gear) 11 automatic (main) transmission mechanism 13 underdrive transmission mechanism 20a transmission case 30 first hollow shaft 31 second Hollow shaft 32 Hydraulic servo 33 Hydraulic servo B1 First locking means (first brake) B2 First locking means (second brake) B3 Second locking means (third brake) C1 First (Forward) clutch C2 second (direct) clutch F2 second locking means (second one-way clutch) S1 first sun gear S2 second sun gear R1 first ring gear R2 second ring gear CR carrier P1 First pinion P2 Second pinion P3 Third pinion P4 Fourth pinion
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 西田 正明 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 魚住 信悟 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (72) Inventor Masaaki Nishida 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Inside Aisin AW Co., Ltd. (72) Shingo Uozumi 10 Takane, Fujii-machi, Anjo, Aichi Prefecture Aisin・ AW Co., Ltd.
Claims (4)
材と、 車輪へ動力を伝達する出力部材と、 前記入力部材からの回転を、異なる伝達経路を介して前
記出力部材に出力するプラネタリギヤユニットと、 を備えてなる自動変速機構において、 前記プラネタリギヤユニットは、第1のリングギヤと、
該第1のリングギヤに噛合する第1のピニオンと、該第
1のピニオンに噛合する第2のピニオンと、該第2のピ
ニオンに噛合する第1のサンギヤと、前記第2のピニオ
ンと一体回転する第3のピニオンと、該第3のピニオン
に噛合する第2のリングギヤ及び第2のサンギヤと、前
記第1、第2及び第3のピニオンを支持すると共に前記
出力部材に連結するキャリヤと、を有し、 前記第2のピニオンを前記第3のピニオンより小径に構
成し、 前記入力部材の回転を前記第2のリングギヤに伝達する
と共に前記第1のリングギヤ、前記第1のサンギヤ及び
前記第2のサンギヤを適宜係止することにより減速状態
にある複数の前進変速段を達成し、 前記入力部材の回転を前記第2のリングギヤに伝達する
と共に前記プラネタリギヤユニットを前記入力部材と一
体に回転して最高速の変速段を達成する、 ことを特徴とする自動変速機構。An input member to which power from an engine is transmitted; an output member to transmit power to wheels; and a planetary gear unit to output rotation from the input member to the output member via different transmission paths. An automatic transmission mechanism comprising: a planetary gear unit comprising: a first ring gear;
A first pinion that meshes with the first ring gear, a second pinion that meshes with the first pinion, a first sun gear that meshes with the second pinion, and an integral rotation with the second pinion A third pinion, a second ring gear and a second sun gear that mesh with the third pinion, and a carrier that supports the first, second, and third pinions and is connected to the output member. The second pinion is configured to have a smaller diameter than the third pinion, and transmits the rotation of the input member to the second ring gear and the first ring gear, the first sun gear, and the second pinion. A plurality of forward gears in a decelerated state are achieved by appropriately locking the second sun gear, and the rotation of the input member is transmitted to the second ring gear, and the planetary gear unit is Automatic transmission mechanism to rotate the force member integrally to achieve the fastest gear position, it is characterized.
2及び第3のピニオンと一体回転する第4のピニオン
と、該第4のピニオンと噛合する第3のサンギヤと、を
更に有し、 前記第4のピニオンを前記第3のピニオンより小径に構
成し、 前記入力部材の回転を前記第2のリングギヤに伝達する
と共に前記第3のサンギヤに伝達して前記最高速の変速
段を達成し、 前記入力部材の回転を前記第3のサンギヤに伝達すると
共に前記第1のリングギヤを係止することにより後進段
を達成してなる、 請求項1記載の自動変速機構。2. The planetary gear unit further includes: a fourth pinion that rotates integrally with the second and third pinions; and a third sun gear that meshes with the fourth pinion. The pinion having a smaller diameter than the third pinion, transmitting the rotation of the input member to the second ring gear and transmitting the rotation to the third sun gear to achieve the highest speed shift stage, The automatic transmission mechanism according to claim 1, wherein the reverse gear is achieved by transmitting rotation of the member to the third sun gear and locking the first ring gear.
空軸を、前記第2のサンギヤに連結する第2の中空軸の
外周に回転自在に被嵌し、 前記第1のサンギヤを係止するブレーキ用油圧サーボ
を、前記第2のサンギヤに係止するブレーキ用油圧サー
ボの外周側における変速機ケース壁面に配置してなる、 請求項1又は2記載の自動変速機構。3. A first hollow shaft connected to the first sun gear is rotatably fitted on an outer periphery of a second hollow shaft connected to the second sun gear, and the first sun gear is engaged. 3. The automatic transmission mechanism according to claim 1, wherein the brake hydraulic servo to be stopped is disposed on a transmission case wall surface on an outer peripheral side of the brake hydraulic servo to be locked to the second sun gear.
なる最高速変速段を4速段とする前進4速を達成し、 更に該自動変速機構に、減速段と直結段とからなるアン
ダードライブ機構を組合せて前進5速・後進1速を達成
し、 かつ前記アンダードライブ機構は、前記自動変速機構の
低速段において減速段から直結段に切換えられてなる、 請求項1ないし3のいずれか記載の自動変速機構を備え
た自動変速機。4. The automatic transmission mechanism achieves a fourth forward speed with a highest speed stage including the direct connection rotation as a fourth speed stage. The automatic transmission mechanism further includes an underdrive including a speed reduction stage and a direct connection stage. 4. A combination of mechanisms to achieve five forward speeds and one reverse speed, and wherein the underdrive mechanism is switched from a reduction gear to a direct connection in a low gear of the automatic transmission mechanism. Automatic transmission equipped with an automatic transmission mechanism.
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- 1997-04-23 JP JP10644797A patent/JP3794102B2/en not_active Expired - Fee Related
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