JP4244461B2

JP4244461B2 - Automatic transmission for vehicles

Info

Publication number: JP4244461B2
Application number: JP25635499A
Authority: JP
Inventors: 健次後藤; 正明西田; 正宏早渕; 一雅塚本
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1999-09-09
Filing date: 1999-09-09
Publication date: 2009-03-25
Anticipated expiration: 2019-09-09
Also published as: JP2001082555A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される多段の自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインに関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両に搭載させる自動変速機には、ドライバビリティの確保と、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、多段化の要請がある。こうした要請に応えるには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数と係合要素数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限の要素からなるプラネタリギヤセットを、３つのクラッチと２つのブレーキとからなる５つの係合要素で操作して、前進６速・後進１速を達成するコンパクトなギヤトレインが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインによれば、前進６段を達成することにより、ワイドなギヤ比幅とクロスレシオの両立が可能となり、駆動力、燃費において、高い性能を得ることができる。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、考えられる様々な走行状態において、最適な駆動力を得、かつ最良の燃費を確保するためには、６段の変速段でも必ずしも十分とは言えず、更なる多段化が望ましい。他方、そのために自動変速機が大型化し重量が増加することは、逆に燃費の悪化を招くので避けなければならない。
【０００４】
そこで、本発明は、多段の自動変速機において、装置の大型化を最小限に抑えながら更なる多段化を達成することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明の車両用自動変速機は、入力軸の回転に対して、固定の第１の速度比を持つ第１の入力経路と、第１の速度比と異なる固定の第２の速度比を持つ第２の入力経路と、複数のプラネタリギヤの組み合わせからなる４要素のプラネタリギヤセットと、該プラネタリギヤセットの４要素を、速度線図上での各要素の並び順に従い第１〜第４要素として、第２の入力経路からの回転を第１要素と第４要素とにそれぞれ伝達する第１クラッチ及び第３クラッチと、第１の入力経路からの回転を第３要素と前記第１要素とにそれぞれ伝達する第２クラッチ及び第４クラッチと、第４要素を係止する第１ブレーキ及び第３要素を係止する第２ブレーキと、第２要素に連結された出力軸とを有する。
【０００６】
上記の構成において、入力軸からの回転を減速して出力する減速プラネタリギヤを有し、該減速プラネタリギヤからの入力経路が前記第２の入力経路とされ、減速プラネタリギヤを介さない入力軸からの入力経路が前記第１の入力経路とされた構成とするのが有効である。
【０００７】
あるいは、上記の構成において、入力軸からの回転を増速して出力する増速プラネタリギヤを有し、該増速プラネタリギヤからの入力経路が前記第１の入力経路とされ、増速プラネタリギヤを介さない入力軸からの入力経路が前記第２の入力経路とされた構成を採るのが有効である。
【０００８】
また、上記の構成において、入力軸からの回転を前記第１の速度比で出力する第１のカウンタギヤ列と、入力軸からの回転を前記第２の速度比で出力する第２のカウンタギヤ列とを有し、前記第１カウンタギヤ列からの入力経路が前記第１の入力経路とされ、前記第２カウンタギヤ列からの入力経路が前記第２の入力経路とされた構成とするのも有効である。
【０００９】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、第１〜第４クラッチと第１及び第２ブレーキからなる６つの係合要素により最高で前進１０段を得ることができる。よって、少ない係合要素により大幅な多段化が可能となるので、自動変速機の大型化を最小限に抑えながら、様々な走行状態において、最適なギヤ比の選択が可能となる。
【００１０】
次に、請求項２記載の構成では、入力経路の回転が、入力回転に対して直結及び減速回転となることで、プラネタリギヤセットで作られる変速段のギヤ比を全体的に低いギヤ比とすることができるので、特に、ＦＦ車やＲＲ車用のトランスアクスルのように、変速機部にディファレンシャル装置を備える場合には、それへの入力部で設定される最終減速比を比較的小さくすることができ、変速機部を小さくすることができる。
【００１１】
また、請求項３記載の構成では、入力経路の回転が、入力回転に対して直結及び増速回転となることで、プラネタリギヤセットへの両入力経路で伝達されるトルクの増幅がなくなり、各クラッチ、ブレーキ及びプラネタリギヤセットをコンパクトに構成でき、変速機部を小さくすることができる。
【００１２】
次に、請求項４記載の構成では、プラネタリギヤセットが、入力軸とは異なる軸、即ち、エンジンの軸とは異なる軸に配置されることになるので、エンジンの軸上での部材の集中を妨止でき、レイアウトの自由度が増す。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１〜図４は本発明を具体化した車両用自動変速機の第１実施形態を示す。図１にそのギヤトレイン構成を軸間を共通平面内に展開してスケルトンで示すように、この自動変速機は、互いに並行する主軸Ｘ、カウンタ軸Ｙ、デフ軸Ｚの各軸上に各要素が配設された３軸構成の横置式トランスアクスルを構成している。
【００１４】
このギヤトレインは、主軸Ｘの入力側に配置されたロックアップクラッチ付の３要素のトルクコンバータ４と、出力側に配置された変速機構１と、変速機構に対して並列配置とされたカウンタ軸Ｙ上のカウンタギヤ機構２と、更にカウンタギヤ機構に対して並列配置とされたデフ軸Ｚ上のディファレンシャル装置３とで構成されている。トルクコンバータ４は、ポンプインペラ４１とタービンランナ４２とステータ４３を備える構成とされている。また、カウンタギヤ機構２は、カウンタ軸２０に固定されたカウンタドリブンギヤ２１とデフドライブピニオンギヤ２２とを備える構成とされている。更に、ディファレンシャル装置３は、デフケース３０と、それに固定のデフリングギヤ３１と、デフケース３０内に配置された差動歯車３２と、デフサイドギヤに連結された出力軸３３とを備える構成とされている。これら相互の連結関係は、トルクコンバータ４のタービンランナ４２が変速機構１の入力軸１１に連結され、変速機構の出力部材を構成するカンタドライブギヤ１９が噛合によりカウンタギヤ機構２のカウンタドリブンギヤ２１に連結され、デフドライブピニオンギヤ２２が噛合によりデフリングギヤ３１に連結された構成とされている。
【００１５】
主軸Ｘ上の変速機構１は、入力軸１１の回転に対して、固定の第１の速度比（本形態では、直結の速度比１）を持つ第１の入力経路Ｔ１と、第１の速度比と異なる固定の第２の速度比（本形態において、減速比）を持つ第２入力経路Ｔ２と、複数のプラネタリギヤの組み合わせからなる４要素のプラネタリギヤセット（本形態において、ラビニョタイプのプラネタリギヤセット）Ｇと、プラネタリギヤセットＧの４要素を、速度線図（図３参照）上での各要素の並び順に従い第１〜第４要素として、第２の入力経路Ｔ２からの回転を第１要素Ｓ３と第４要素Ｓ２とにそれぞれ伝達する第１クラッチ（Ｃ−１）及び第３クラッチ（Ｃ−３）と、第１の入力経路Ｔ１からの回転を第１要素Ｓ３と第３要素Ｃ２（Ｃ３）とにそれぞれ伝達する第４クラッチ（Ｃ−４）及び第２クラッチ（Ｃ−２）と、第４要素Ｓ２を係止する第１ブレーキ（Ｂ−１）及び第３要素Ｃ２（Ｃ３）を係止する第２ブレーキ（Ｂ−２）と、第２要素Ｒ２（Ｒ３）に連結された出力軸（本形態において、出力軸は、カウンタギヤ機構２とデファレンシャル装置３を介して第２要素に連結）３３とを有する。
【００１６】
このギヤトレインは、入力軸１１からの回転を減速して出力する減速プラネタリギヤＧ１を有し、減速プラネタリギヤからの入力経路が第２の入力経路Ｔ２とされ、減速プラネタリギヤを介さない入力軸１１からの入力経路が第１の入力経路Ｔ１とされている。
【００１７】
プラネタリギヤセットＧを構成する４要素は、第１要素Ｓ３が小径サンギヤ、第２要素Ｒ２（Ｒ３）がリングギヤ、第３要素Ｃ２（Ｃ３）が２つのピニオンギヤＰ２，Ｐ３を支持するキャリア、第４要素Ｓ２が大径サンギヤとされ、２つのピニオンギヤＰ２，Ｐ３は、互いに噛合するロングピニオンＰ２とショートピニオンＰ３とで構成され、ショートピニオンＰ３が小径サンギヤＳ３に噛合し、ロングピニオンＰ２が大径サンギヤＳ２とリングギヤＲ２に噛合する関係にある。
【００１８】
減速プラネタリギヤＧ１は、３要素のシンプルプラネタリタイプとされ、サンギヤＳ１、それに外接噛合するピニオンギヤＰ１を支持するキャリアＣ１、ピニオンギヤＰ１が内接噛合するリングギヤＲ１を有する。この形態では、リングギヤＲ１を入力要素とすべく、該ギヤＲ１が入力軸１１に連結され、キャリアＣ１は出力要素としてクラッチ（Ｃ−１）のドラム側に連結され、サンギヤＳ１が反力要素として変速機ケース１０に固定されている。
【００１９】
第１クラッチ（Ｃ−１）は多板構成とれ、そのドラム側を前記のように減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結され、ハブ側は動力伝達部材１２を介して小径サンギヤＳ３に連結されている。
【００２０】
第２クラッチ（Ｃ−２）も多板構成とれ、そのドラム側を第４クラッチ（Ｃ−４）のドラムを介して入力軸１１に連結され、ハブ側はプラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２（Ｃ３）に連結されている。
【００２１】
第３クラッチ（Ｃ−３）も同様に多板構成とれ、そのハブ側が第１クラッチ（Ｃ−１）のドラムを介して減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結され、ドラム側はプラネタリギヤセットＧの大径サンギヤＳ２に動力伝達部材１３を介して連結されている。
【００２２】
第４クラッチ（Ｃ−４）も同様に多板構成とれ、そのドラム側が入力軸１１に連結され、ハブ側はプラネタリギヤセットＧの小径サンギヤＳ３に連結されている。
【００２３】
第１ブレーキ（Ｂ−１）は、第３クラッチ（Ｃ−３）のドラムをブレーキドラムとするバンドブレーキ構成とされ、第３クラッチ（Ｃ−３）とプラネタリギヤセットＧの連結関係から、その大径サンギヤＳ２を変速機ケース１０に係止するものとされている。
【００２４】
第２ブレーキ（Ｂ−２）は、そのハブ側を後記するワンウェイクラッチ（Ｆ−１）のインナレースを介してプラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２（Ｃ３）に連結された多板構成のブレーキとされている。
【００２５】
なお、図に示すギヤトレインでは、第２ブレーキ（Ｂ−２）に並列させてワンウェイクラッチ（Ｆ−１）を配しているが、これは、１→２変速時の第２ブレーキ（Ｂ−２）と第１ブレーキ（Ｂ−１）の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、第２ブレーキ（Ｂ−２）の解放制御を単純化すべく、第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合に伴って自ずと係合力を解放する回転方向に対して係合・解放に方向性を持つワンウェイクラッチ（Ｆ−１）を用いたものであり、第２ブレーキ（Ｂ−２）と同等のものである。
【００２６】
こうした構成からなる自動変速機は、図示しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷に基づき、変速を行う。図２は図に略号で示す各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放を表す）で達成される変速段と、各変速段のギヤ比を図表化して示す。この図表におけるギヤ比は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１の歯数比λ１＝０．６２５、プラネタリギヤセットＧの大径サンギヤＳ２とリングギヤＲ２（Ｒ３）すなわちラビニョのシンプル側の歯数比λ２＝０．３９７、小径サンギヤＳ３とリングギヤＲ３すなわちラビニョのダブルプラネタリ側の歯数比λ３＝０．３８４に設定したもので、この場合の入出力ギヤ比は、
第１速（１ＳＴ）：（Ａ＋Ｂ）／ＡＣ＝４．２３７
第２速（２ＮＤ）：（Ａ＋Ｂ）／Ａ＝２．６０７
第３速（３ＲＤ）：（１＋Ａ＋Ｂ）／（１＋Ａ）Ｃ＝２．３６８
第４速（４ＴＨ）：１／Ｃ＝１．６２５
第５速（５ＴＨ）：（１＋Ａ＋Ｂ）／（１＋Ａ）＝１．４５７
第６速（６ＴＨ）：（Ａ＋Ｂ）／（Ｂ＋ＡＣ）＝１．１７３
第７速（７ＴＨ）：（１＋Ａ＋Ｂ）／（１＋Ａ＋ＢＣ）＝１．１３７
第８速（８ＴＨ）：１／１＝１．０００
第９速（９ＴＨ）：１／（１＋Ａ（１−Ｃ））＝０．８６７
第１０速（１０ＴＨ）：１／（１＋Ａ）＝０．７１６
後進（ＲＥＶ）：−１／ＡＣ＝−４．０９１
となる。
【００２７】
また、図３は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各要素の速度比との関係を速度線図で示す。速度線図における縦軸は、それぞれ減速プラネタリギヤＧ１及びプラネタリギヤセットＧの各要素を示し、それら各軸間の横方向幅がギヤ比の関係、縦方向位置が速度比を示す。ちなみに、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１を固定（速度比０）とし、リングギヤＲ１に入力（速度比１）を与えることで、キャリアＣ１に減速回転（サンギヤＳ１の速度比０の点とリングギヤＲ１の速度比１の点とを結ぶ直線とキャリアＣ１を表す縦線との交点の速度比）が出力され、この減速回転を第１クラッチ（Ｃ−１）の係合でプラネタリギヤセットＧの小径サンギヤＳ３に入力させ、かつ、第２ブレーキ（Ｂ−２）の係止でキャリアＣ２（Ｃ３）を係止（速度比０）した場合に、リングギヤＲ３（Ｒ２）に第１速（１ＳＴ）の減速回転が出力され、サンギヤＳ２はサンギヤＳ３とリングギヤＲ３（Ｒ２）に対して逆回転（速度比−）で空転する。
【００２８】
両図を併せ参照してわかるように、第１速（１ＳＴ）は、第１クラッチ（Ｃ−1 ）と第２ブレーキ（Ｂ−２）の係合（本形態において、作動図表を参照してわかるように、この第２ブレーキ（Ｂ−２）の係合に代えてワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合が第２ブレーキ（Ｂ−２）の係合に相当する理由については前記のとおりである。）により達成される。この場合、図１を参照して、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合により係止されたキャリアＣ２（Ｃ３）に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２９】
次の第２速（２ＮＤ）〜第７速（７ＴＨ）は、一般には、プラネタリギヤセットＧの各要素間のギヤ比設定次第で、達成される変速段と変速段の達成関与する要素との関係が入れ替わる可能性のあるものであるが、これらの変速段については、前記のギヤ比設定の場合を例として説明する。
【００３０】
上記の前提の下に、第２速（２ＮＤ）は、第４クラッチ（Ｃ−４）とワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合により達成される。この場合、入力軸１１からの非減速回転が第４クラッチ（Ｃ−４）経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合により係止されたキャリアＣ２（Ｃ３）に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの減速比は、入力回転が非減速回転であるため、ギヤ比の設定に関わりなく入力回転が減速回転である第１速（１ＳＴ）より小さくなる。
【００３１】
次に、第３速（３ＲＤ）は、第１クラッチ（Ｃ−１）と第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合により達成される。この場合、減速プラネタリギヤＧ１経由の減速回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で小径サンギヤＳ３に入力され、第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合により係止された大径サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。この場合の速度比は図３の速度線図を参照して解かるように第２速（２ＮＤ）と接近したものであり、ギヤ比設定によっては、第２速（２ＮＤ）と減速比が逆転する可能性のあるものである。
【００３２】
次の第４速（４ＴＨ）は、第１クラッチ（Ｃ−１）と第３クラッチ（Ｃ−３）の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転が第１クラッチ（Ｃ−１）経由で小径サンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１から第３クラッチ（Ｃ−３）経由で入力された減速回転が大径サンギヤＳ２に入力され、プラネタリギヤセットＧは直結状態となって、減速プラネタリギヤＧ１により減速された回転がそのままリングギヤＲ２（Ｒ３）の回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力される。したがって、この場合の減速比は、減速入力を更に減速して出力する第３速（３ＲＤ）とはギヤ比設定の如何に関わらず入れ替わらない。
【００３３】
次に、第５速（５ＴＨ）は、第４クラッチ（Ｃ−４）と第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合により達成される。この場合、入力軸１１からの回転が第４クラッチ（Ｃ−４）経由で小径サンギヤＳ３に入力され、第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合で係止された大径サンギヤＳ２に反力を取るリングギヤＲ２（Ｒ３）の回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。この場合の減速比は、第４速（４ＴＨ）のものと入れ替わる可能性がある。
【００３４】
そして、第６速（６ＴＨ）は、第１クラッチ（Ｃ−１）と第２クラッチ（Ｃ−２）の同時係合により達成される。この場合、一方で減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された第１クラッチ（Ｃ−１）経由の回転が小径サンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１から第３クラッチ（Ｃ−２）経由の非減速回転がキャリアＣ２（Ｃ３）に入力されて、キャリアＣ２（Ｃ３）と小径サンギヤＳ３の回転に対する中間の回転がリングギヤＲ２（Ｒ３）からカウンタドライブギヤ１９に出力される。この第６速（６ＴＨ）の減速比は第５速（５ＴＨ）の減速比と入れ替わることはない。
【００３５】
次の第７速（７ＴＨ）は、第３クラッチ（Ｃ−３）と第４クラッチ（Ｃ−４）の同時係合により達成される。この場合、一方で減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された第３クラッチ（Ｃ−３）経由の回転が大径サンギヤＳ２に入力され、他方で入力軸１１から第４クラッチ（Ｃ−４）経由の非減速回転が小径サンギヤＳ３に入力されて、大径サンギヤＳ２と小径サンギヤＳ３の回転に対する中間の回転がリングギヤＲ２（Ｒ３）からカウンタドライブギヤ１９に出力される。この第７速（７ＴＨ）の減速比も第６速（６ＴＨ）の減速比と入れ替わる可能性がある。
【００３６】
第８速（８ＴＨ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）と第４クラッチ（Ｃ−４）の同時係合により達成される。この場合、両クラッチとも入力軸１１の回転をそのまま入力するクラッチであるので、プラネタリギヤセットＧは直結状態となり、入力軸１１の回転がそのままリングギヤＲ２（Ｒ３）からカウンタドライブギヤ１９に出力される。この第８速（８ＴＨ）の速度比は、他の変速段に対して絶対的なものであり、それらと入れ替わることはない。
【００３７】
第９速（９ＴＨ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）と第３クラッチ（Ｃ−３）の同時係合により達成される。この場合、第３クラッチ経由の大径サンギヤＳ２への入力は減速回転となるのに対して、第２クラッチ経由のキャリアＣ２（Ｃ３）への入力は非減速回転となるため、リングギヤＲ２（Ｒ３）出力はオーバドライブとなってカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの速度比も他の変速段に対して絶対的なものであり、それらと入れ替わることはない。
【００３８】
第１０速（１０ＴＨ）は、第２クラッチ（Ｃ−２）と第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合により達成される。この場合、第２クラッチ経由のキャリアＣ２（Ｃ３）への非減速回転入力に対して、第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合により大径サンギヤＳ２が係止されるため、リングギヤＲ２（Ｒ３）出力は更にオーバドライブとなってカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの速度比も同様に他の変速段に対して絶対的なものであり、それらと入れ替わることはない。
【００３９】
なお、後進（ＲＥＶ）は、第３クラッチ（Ｃ−３）と第２ブレーキ（Ｂ−２）の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転が第３クラッチ（Ｃ−３）経由で大径サンギヤＳ２に入力され、ブレーキ（Ｂ−２）の係合により係止されたキャリアＣ２（Ｃ３）に反力を取るリングギヤＲ２（Ｒ３）の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力され、リバースが達成される。なお、この場合の大径サンギヤＳ２にかかる反力は、エンジンドライブ状態での第１速（１ＳＴ）や第２速（２ＮＤ）とは逆回転方向となるため、これらの変速段のようにワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合を代用することはできない。この点は、同様に大径サンギヤＳ２にかかる反力が逆向きとなるエンジンコースト状態においても同様である。したがって、図２の係合図表にみるように、図に括弧付きで係合を示すエンジンブレーキ状態では、これらの変速段においても、エンジンブレーキ達成のためには、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合による第２ブレーキ（Ｂ−２）係合の代用はできない。
【００４０】
かくして、上記第１実施形態のギヤトレインによれば、６つの係合要素により前進１０段を得ることができる。したがって、従来の５つの係合要素により前進６段を達成するものに対して、１つの係合要素の増加だけの少ない係合要素により自動変速機の大型化を最小限に抑えながら、大幅な多段化が可能となる。しかも、このようにして達成される各変速段は、図３の速度線図上で、リングギヤＲ２（Ｒ３）の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、特にアンダドライブ側の第１速（１ＳＴ）〜第８速（８ＴＨ）間で極めて間隔の詰まった速度ステップとなるため、様々な走行状態において、エンジン特性に応じた最適な駆動力を得るギヤ比の選択が可能となる。
【００４１】
また、入力経路Ｔ１，Ｔ２の回転が、直結及び減速回転となるので、プラネタリギヤセットＧで作られる変速段のギヤ比を全体的に低いギヤ比とすることができ、最終減速比を小さくすることができるため、該減速比を設定するデフリングギヤ３１径を小さくすることで、３軸間の距離を縮めて変速機全体を小さくすることができる。
【００４２】
ところで、上記実施形態のような係合関係から各変速段を達成する場合、図２の係合図表を参照して解かるように、第４速（４ＴＨ）〜第７速（７ＴＨ）間で、２つずつの係合要素の一方を解放し、他方を同時に係合させる変速操作、いわゆる２係合要素同士の掴み替えを必要とすることになる。こうした操作は、不可能ではないにしても、複雑な制御を要するため、コストパフォーマンスの点で実現性に乏しいものである。そこで、こうした変速操作を経ることなく、１つの係合要素の追加係合又は１つずつの係合要素の掴み替えにより達成可能な変速のシーケンスを図４に模式化して示す。この場合、各変速段を示すブロック（それらの上下位置で速度比の大小関係を表す）間を結ぶ線がアップダウンシフトのシーケンスを示す。
【００４３】
ちなみに、アップシフトの場合、第１速（１ＳＴ）からは、第２速（２ＮＤ）、第３速（３ＥＤ）、第４速（４ＴＨ）又は第６速（６ＴＨ）への直接変速が可能であり、それより上位の一方の変速系列として、第２速（２ＮＤ）からは、第５速（５ＴＨ）、第７速（７ＴＨ）又は第８速（８ＴＨ）への直接変速が可能であり、第５速（５ＴＨ）からは、第７速（７ＴＨ）、第８速（８ＴＨ）又は第１０速（１０ＴＨ）への変速、第７速（７ＴＨ）からは第８速（８ＴＨ）又は第９速（９ＴＨ）、第８速（８ＴＨ）からは第９速（９ＴＨ）又は第１０速（１０ＴＨ）への変速が可能である。また、他の系列として、第３速（３ＲＤ）からは、第４速（４ＴＨ）、第５速（５ＴＨ）、第６速（６ＴＨ）又は第１０速（１０ＴＨ）への跳び変速が可能であり、第４速（４ＴＨ）からは、第６速（６ＴＨ）、第７速（７ＴＨ）又は第９速（９ＴＨ）への変速、第６速（６ＴＨ）からは、第８速（８ＴＨ）、第９速（９ＴＨ）又は第１０速（１０ＴＨ）への変速が可能である。またダウンシフトの場合、上記と逆の系統を辿る変速が可能である。
【００４４】
この変速関係から明らかように、このギヤトレインでは、最小の３段（１ＳＴ→３ＲＤ→１０ＴＨ、１ＳＴ→６ＴＨ→１０ＴＨ）から、４段（１ＳＴ→２ＮＤ→５ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→２ＮＤ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＴＨ→３ＲＤ→５ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→４ＴＨ→９ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→６ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ）、５段（１ＳＴ→２ＮＤ→７ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→４ＴＨ→７ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→４ＴＨ→６ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→４ＴＨ→９ＴＨ→１０ＴＨ）、最大の６段（１ＳＴ→２ＮＤ→５ＴＨ→７ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→２ＮＤ→５ＴＨ→７ＴＨ→９ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→４ＴＨ→７ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→５ＴＨ→７ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→５ＴＨ→７ＴＨ→９ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→４ＴＨ→６ＴＨ→８ＴＨ→１０ＴＨ、１ＳＴ→３ＲＤ→４ＴＨ→６ＴＨ→９ＴＨ→１０ＴＨ）まで、各段数に対応して複数のシーケンスが成立する。したがって、これらのシーケンスから運転状況や所期の変速特性に適したものをマップ等で状況に応じて選択することにより、エンジン特性への適合のための微細な設定や、所望とする変速モードへのきめ細かなギヤ比ステップの適合が可能となる。
【００４５】
なお、他の変速段の設定方法として、運転者のアクセルペダルやブレーキペダルの操作状況、車両の車速や加速度などの走行状況、更には、車両の走行している道路の勾配などの道路状況等から、最適なギヤ比を求め、現在の変速段から２係合要素同士の掴み替えを必要としない変速を行うことができる変速段の中で、求められる最適なギヤ比に一番近い変速段を設定することも可能である。
【００４６】
ところで、上記第１実施形態では、減速プラネタリギヤＧ１をシンプルプラネタリタイプとしたが、ギヤ比ステップをより良好なものとする上では、減速プラネタリギヤＧ１が若干大型化するものの、それをダブルピニオンタイプとするのも有効である。図５〜図８はこのようにした第２実施形態を示す。この場合の第１実施形態に対する相違点のみ説明すると、図５のスケルトンを参照して、第１実施形態において出力要素とされていたキャリアＣ１が反力要素として変速機ケース１０に固定され、入力要素とされていたリングギヤＲ１が出力要素として第１クラッチ（Ｃ−１）のドラムに連結され、反力要素とされていたサンギヤＳ１が入力要素として入力軸１１に連結されている。こうした連結関係を採ると、減速プラネタリギヤＧ１の内周側のサンギヤＳ１をより内周側の入力軸１１に自然に連結し、キャリアＣ１をその直前の変速機ケース１０に固定することで、出力を後側に無理な引回しなく自然な形態で導くことができるため、減速プラネタリギヤＧ１周りの取回しを簡素化することができる。
【００４７】
この第２実施形態においては、図６の作動図表に示すように、減速プラネタリギヤＧ１のギヤ比λ１＝０．５４２、プラネタリギヤセットＧのラビニョのシンプル側のギヤ比λ２＝０．５００、同じくダブルプラネタリ側のギヤ比＝０．４５８に設定した場合、図６と図２との対比で解かるように、第２速（２ＮＤ）と第３速（３ＲＤ）が第１実施形態に対して逆転する。したがって、この場合の第２速（２ＮＤ）は、図７の速度線図を参照して、第１クラッチ（Ｃ−１）と第１ブレーキ（Ｂ−１）の係合で達成され、第３速（３ＲＤ）は、第４クラッチ（Ｃ−４）と第２ブレーキ（Ｂ−２）（ただし、実際にはワンウェイクラッチ（Ｆ−１））の係合で達成される。
【００４８】
そして、この第２、第３速の入れ替わりで、アップダウンシフトのシーケンスは図８に示すようなものとなる。具体的には、アップシフトの場合、第１速（１ＳＴ）からは、第２速（２ＮＤ）、第３速（３ＥＤ）、第４速（４ＴＨ）又は第６速（６ＴＨ）への直接変速が可能である点は同様であり、一方の系列として、第２速（２ＮＤ）からは、第４速（４ＴＨ）、第５速（５ＴＨ）又は第６速（６ＴＨ）への直接変速が可能となり、他の系列として、第３速（３ＲＤ）からは、第５速（５ＴＨ）、第７速（７ＴＨ）又は第８速（８ＴＨ）への跳び変速が可能となる。これより上位の第４速（４ＴＨ）と第５速（５ＴＨ）からのアップシフトについては、第１実施形態の場合と同様となる。またダウンシフトの場合、上記と逆の系統を辿る変速が可能となる。
【００４９】
この第２実施形態においては、各変速段のギヤ比を図６の係合図表に具体的数値で例示し、また図７の変速線図に○印で示すように設定することができ、これらを参照して解かるように、比較的等間隔の良好なギヤ比ステップが得られる。
【００５０】
前記両実施形態では、プラネタリギヤセットＧをラビニョタイプとしたが、これをより単純なシンプルプラネタリタイプの組み合わせとすることもできる。図９〜図１１は第１実施形態に対して上記のようにプラネタリギヤセットを変更した第３実施形態を示す。この場合、図９にスケルトンで示すように、プラネタリギヤセットＧは、３要素のシンプルプラネタリギヤＧ２と同じく３要素のシンプルプラネタリギヤＧ３との組み合わせで構成されている。そして、この形態におけるプラネタリギヤセットの４要素は、図１１に示す速度線図の順番で、第１要素が互いに連結されたサンギヤＳ３とリングギヤＲ２、第２要素が同じく互いに連結されたキャリアＣ２とキャリアＣ３、第３要素がリングギヤＲ３、そして第４要素がサンギヤＳ２となる。したがって、第１要素Ｓ３，Ｒ２と第４要素Ｓ２に第２の入力経路Ｔ２からの回転をそれぞれ伝達する第１クラッチ（Ｃ−１）及び第３クラッチ（Ｃ−３）は、図９のスケルトンに示すように、それぞれサンギヤＳ３とリングギヤＲ２に連結され、第１要素Ｓ３，Ｒ２と第３要素Ｒ３に第１の入力経路Ｔ１からの回転をそれぞれ伝達する第４クラッチ（Ｃ−４）及び第２クラッチ（Ｃ−２）は、それぞれサンギヤＳ３とリングギヤＲ３に連結され、第４要素Ｓ２と第３要素Ｒ３をそれぞれ係止する第１ブレーキ（Ｂ−１）及び第２ブレーキ（Ｂ−２）は、サンギヤＳ２とリングギヤＲ３に連結され、第２要素としてのキャリアＣ２，Ｃ３がカウンタドライブギヤ１９経由で出力軸３３に連結された構成となる。
【００５１】
この第３実施形態においては、図１０に係合図表を示すように、減速プラネタリギヤＧ１のギヤ比λ１＝０．５９７、プラネタリギヤセットのシンプルプラネタリギヤＧ２側のギヤ比λ２＝０．４３１、シンプルプラネタリギヤＧ３側のギヤ比＝０．５６９に設定した場合、各変速段について図１０の係合図表に示すようなギヤ比が得られる。そして、図１０と図２との対比及び図１１と図３の対比で解かるように、各係合要素とそれにより達成される変速段の関係は、第１実施形態と同様となる。したがって、この場合の変速のアップダウンシフトのシーケンスは第１実施形態の場合と全く同様となるので、第１実施形態におけるアップダウンシフトのシーケンスを示す図４及びそれに関連する説明の参照をもって説明に代える。
【００５２】
以上の各実施形態は、固定の第１の速度比を１とし、第１の速度比とは異なる固定の第２の速度比を減速側としたものであるが、第１の速度比を増速側とし、第２の速度比を１とする選択により本発明を具体化することもできる。この場合、入力軸からの回転を増速して出力する増速プラネタリギヤを用いたものが、図１２に示す第４実施形態である。この形態では、図にスケルトンで示すように、増速プラネタリギヤＧ１’を経た入力経路が第１の入力経路Ｔ１、増速プラネタリギヤＧ１’を介さずに入力軸１１に直結した入力経路が第２の入力経路Ｔ２とされる。
【００５３】
この形態においても、プラネタリギヤセットＧは第１実施形態の場合と同様にラビニョタイプとされているので、以下第１実施形態との相違点を主として説明する。増速プラネタリギヤＧ１’は、この例では３要素のシンプルプラネタリタイプとされ、変速機構１の最後部に配置されている。増速プラネタリギヤＧ１’のサンギヤＳ１’は反力要素として変速機ケース１０に固定され、キャリアＣ１’が入力要素として入力軸１１に連結され、リングギヤＲ１’が出力要素として第４クラッチ（Ｃ−４）と第２クラッチ（Ｃ−２）のドラム側に連結されている。一方、第１クラッチ（Ｃ−１）のドラム側と第３クラッチ（Ｃ−３）のハブ側は、入力軸１１に直結の第２の入力経路Ｔ２に連結されている。この場合の各係合要素とプラネタリギヤセットＧの４要素との連結関係及び出力側への連結関係は、第１実施形態の場合と同様である。
【００５４】
こうした形態を採ると、入力経路Ｔ１，Ｔ２の回転が、入力回転に対して直結及び増速回転となることで、プラネタリギヤセットＧへの両入力経路Ｔ１，Ｔ２で伝達されるトルクの増幅がなくなり、各クラッチ、ブレーキ及びプラネタリギヤセットＧをコンパクトに構成でき、変速機構を小さくすることができる。
【００５５】
最後に、図１３はこれまでの各実施形態と異なり、変速機構１をカウンタ軸Ｙ上に配置した第５実施形態を示す。こうした形態を採っても、本発明の基本とする概念である、固定の第１の速度比を持つ第１の入力経路と、第１の速度比と異なる固定の第２の速度比を持つ第２の入力経路と、プラネタリギヤセットの４要素と、各係合要素との関係は貫かれる。この形態では、第１の速度比と第２の速度比は、主軸Ｘ上の両カウンタドライブギヤ１４，１５と、それらに噛合するカウンタ軸Ｙ上の両カウンタドリブンギヤ２３，２４との歯数比の設定により実現される。
【００５６】
この形態では、入力軸１１からの回転を第１の速度比で出力する第１のカウンタギヤ列１４，２３からの入力経路が第１の入力経路Ｔ１とされ、入力軸１１からの回転を第２の速度比で出力する第２のカウンタギヤ列１５，２４からの入力経路が第２の入力経路Ｔ２とされている。
【００５７】
この形態について、若干詳しく説明すると、図示しないエンジンのクランク軸と同軸とされる主軸Ｘ上には、ロックアップクラッチ付のトルクコンバータ４と、そのタービンランナ４２に連結された入力軸１１と、入力軸に固定した２つのカウンタドライブギヤ１４，１５が配置されている。
【００５８】
カウンタ軸Ｙ上には、カウンタ軸２０と、第１実施形態における変速機構と同様の変速機構１が減速プラネタリギヤを除いた形態で配置され、カウンタ軸２０の軸端に固定してカウンタドリブンギヤ２４がカウンタドライブギヤ１５と噛合させて配置され、カウンタ軸２０に対して回転自在にカウンタドリブンギヤ２３がカウンタドライブギヤ１４に噛合させて配置されている。この場合、前記のように第１のカウンタギヤ列１４，２３からの入力経路が第１の入力経路Ｔ１を構成することから、この入力経路に第４クラッチ（Ｃ−４）と第２クラッチ（Ｃ−２）の両ドラム側が連結され、同様に第２のカウンタギヤ列１５，２４からの入力経路が第２の入力経路Ｔ２を構成することから、この入力経路にカウンタ軸２０を介して第１クラッチ（Ｃ−１）のドラム側と第３クラッチ（Ｃ−３）のハブ側が連結されている。この場合も各係合要素とプラネタリギヤセットＧの４要素との連結関係は、第１実施形態の場合と同様である。なお、この形態では、変速機構１がカウンタ軸Ｙ上に配置されたことから、プラネタリギヤセットＧの出力要素としてのリングギヤＲ２（Ｒ３）に連結したカウンタギヤは、直接デフリングギヤ３１に噛合するデフドライブピニオンギヤ２５の形態を採っている。
【００５９】
こうした形態を採っても、第１実施形態の場合と同様の効果を達成することができる。そして、特にこの形態の特徴として、プラネタリギヤセットＧが、入力軸１１とは異なる軸２０、すなわち、エンジンの軸とは異なる軸に配置されることになるので、エンジンの軸上での部材の集中を妨止でき、レイアウトの自由度が増す利点が得られる。
【００６０】
なお、以上の各実施形態では、前進１０段をすべて使用するものとして説明したが、ギヤ比の設定によっては、達成可能な前進１０段すべてを使用するのではなく、例えば、それら変速段のうちの前進９段や８段のみを使用する形態を採ることも可能である。
【００６１】
以上、本発明をトランスアクスルの形態を基として、各構成要素の形式及び配置並びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、代表例の例示であって、本発明は、これら実施形態に限定されるものではなく、ディファレンシャル装置を備えないＦＲ車用の変速機にも当然に適用可能なものであり、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２】第１実施形態のギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比を示す図表である。
【図３】第１実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図４】第１実施形態のギヤトレインのアップダウンシフトのシーケンスを示す線図である。
【図５】第１実施形態に対して減速プラネタリギヤを変更した第２実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図６】第２実施形態のギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比を示す図表である。
【図７】第２実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図８】第２実施形態のギヤトレインのアップダウンシフトのシーケンスを示す線図である。
【図９】第１実施形態に対してプラネタリギヤセットを変更した第３実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１０】第３実施形態のギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比を示す図表である。
【図１１】第３実施形態のギヤトレインの速度線図である。
【図１２】第１実施形態に対して入力経路の速度比を変更した第４実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１３】第１実施形態に対して変速機構の配置軸を変更した第５実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【符号の説明】
Ｔ１第１の入力経路
Ｔ２第２の入力経路
Ｔ１’ 第１のカウンタギヤ列
Ｔ２’ 第２のカウンタギヤ列
Ｇプラネクタギヤセット
Ｇ１減速プラネタリギヤ
Ｇ１’増速プラネタリギヤ
Ｓ３小径サンギヤ（第１要素）
Ｒ２（Ｒ３）ラビニョタイプのリングギヤ（第２要素）
Ｃ２（Ｃ３）ラビニョタイプのキャリア（第３要素）
Ｓ２大径サンギヤ（第４要素）
Ｓ３シンプルタイプのサンギヤ（第１要素）
Ｒ２シンプルタイプのリングギヤ（第１要素）
Ｃ２，Ｃ３シンプルタイプのキャリア（第２要素）
Ｒ３シンプルタイプのリングギヤ（第３要素）
Ｓ２シンプルタイプのサンギヤ（第４要素）
Ｃ−１第１クラッチ
Ｃ−２第２クラッチ
Ｃ−３第３クラッチ
Ｃ−４第４クラッチ
Ｂ−１第１ブレーキ
Ｂ−２第２ブレーキ
１１入力軸
３３出力軸[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a multistage automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to a gear train thereof.
[0002]
[Prior art]
There are demands for multi-stage automatic transmissions mounted on vehicles to ensure drivability and improve fuel efficiency, which is essential for energy saving. In order to meet such demands, it is necessary to further reduce the number of shift elements and the number of engagement elements per gear train speed. Therefore, a compact gear train that achieves six forward speeds and one reverse speed by operating a planetary gear set consisting of minimum elements with five engagement elements consisting of three clutches and two brakes is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. Hei 4 (1990). -219553. According to the gear train according to this proposal, by achieving six forward speeds, it is possible to achieve both a wide gear ratio width and a cross ratio, and high performance can be obtained in terms of driving force and fuel consumption.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in order to obtain the optimum driving force and ensure the best fuel efficiency in various possible driving conditions, the six speeds are not necessarily sufficient, and further multi-stages are desirable. On the other hand, an increase in the size and weight of the automatic transmission for that purpose must be avoided because it leads to a deterioration in fuel consumption.
[0004]
Accordingly, an object of the present invention is to achieve further multi-stages in a multi-stage automatic transmission while minimizing the size of the apparatus.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, an automatic transmission for a vehicle according to the present invention has a first input path having a fixed first speed ratio with respect to rotation of an input shaft, and a fixed speed different from the first speed ratio. Of the second input path having the second speed ratio, the four-element planetary gear set composed of a combination of a plurality of planetary gears, and the four elements of the planetary gear set according to the arrangement order of the elements on the velocity diagram. As the first to fourth elements, a first clutch and a third clutch that transmit the rotation from the second input path to the first element and the fourth element, respectively, and the rotation from the first input path to the third element A second clutch and a fourth clutch respectively transmitting to the first element; a first brake for locking the fourth element; a second brake for locking the third element; and an output shaft connected to the second element And have.
[0006]
In the above configuration, there is a reduction planetary gear that decelerates and outputs the rotation from the input shaft, the input path from the reduction planetary gear is the second input path, and the input path from the input shaft that does not pass through the reduction planetary gear It is effective to adopt a configuration in which is used as the first input path.
[0007]
Alternatively, in the above-described configuration, an acceleration planetary gear that accelerates and outputs the rotation from the input shaft is provided, and the input path from the acceleration planetary gear is the first input path and does not pass through the acceleration planetary gear. It is effective to adopt a configuration in which the input path from the input shaft is the second input path.
[0008]
In the above configuration, the first counter gear train that outputs the rotation from the input shaft at the first speed ratio, and the second counter gear that outputs the rotation from the input shaft at the second speed ratio. The input path from the first counter gear train is the first input route, and the input route from the second counter gear train is the second input route. Is also effective.
[0009]
[Action and effect of the invention]
In the configuration of the first aspect, the 10 forward speeds can be obtained at most by the six engaging elements including the first to fourth clutches and the first and second brakes. Therefore, since a large number of stages can be achieved with a small number of engagement elements, it is possible to select an optimal gear ratio in various traveling conditions while minimizing the increase in size of the automatic transmission.
[0010]
Next, in the configuration of the second aspect, the rotation of the input path is directly coupled and reduced with respect to the input rotation, so that the gear ratio of the gear stage formed by the planetary gear set is set to a low gear ratio as a whole. Therefore, especially when the transmission unit is equipped with a differential device, such as a transaxle for FF vehicles and RR vehicles, the final reduction ratio set at the input to the transmission device should be made relatively small. The transmission part can be made smaller.
[0011]
According to the third aspect of the present invention, since the rotation of the input path is directly coupled to the input rotation and the speed-increasing rotation, amplification of torque transmitted through both the input paths to the planetary gear set is eliminated, and each clutch In addition, the brake and the planetary gear set can be made compact, and the transmission unit can be made small.
[0012]
Next, in the configuration described in claim 4, since the planetary gear set is arranged on a shaft different from the input shaft, that is, a shaft different from the engine shaft, the concentration of members on the engine shaft is reduced. Can be prevented, increasing the freedom of layout.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 to 4 show a first embodiment of an automatic transmission for a vehicle embodying the present invention. As shown in FIG. 1 in which the gear train configuration is developed in a common plane between the shafts and is shown as a skeleton, this automatic transmission has elements on each of the main shaft X, counter shaft Y, and differential shaft Z that are parallel to each other. A horizontal transaxle having a three-axis configuration is provided.
[0014]
The gear train includes a three-element torque converter 4 with a lock-up clutch disposed on the input side of the main shaft X, a transmission mechanism 1 disposed on the output side, and a counter shaft arranged in parallel with the transmission mechanism. The counter gear mechanism 2 on Y and the differential device 3 on the differential shaft Z arranged in parallel with the counter gear mechanism are further configured. The torque converter 4 includes a pump impeller 41, a turbine runner 42, and a stator 43. The counter gear mechanism 2 includes a counter driven gear 21 fixed to the counter shaft 20 and a differential drive pinion gear 22. Further, the differential device 3 includes a differential case 30, a differential ring gear 31 fixed to the differential case 30, a differential gear 32 disposed in the differential case 30, and an output shaft 33 connected to the differential side gear. The turbine runner 42 of the torque converter 4 is connected to the input shaft 11 of the speed change mechanism 1 and the canter drive gear 19 constituting the output member of the speed change mechanism is meshed with the counter driven gear 21 of the counter gear mechanism 2. The differential drive pinion gear 22 is connected to the differential ring gear 31 by meshing.
[0015]
The speed change mechanism 1 on the main shaft X has a first input path T1 having a fixed first speed ratio (in this embodiment, a directly connected speed ratio 1) with respect to the rotation of the input shaft 11, and a first speed. A four-element planetary gear set (in this embodiment, a Ravigneaux type planetary gear set) G having a fixed second speed ratio (in this embodiment, a reduction ratio) different from the ratio and a combination of a plurality of planetary gears And the four elements of the planetary gear set G as the first to fourth elements according to the arrangement order of the elements on the speed diagram (see FIG. 3), and the rotation from the second input path T2 as the first element S3. The first and third clutches (C-1) and (C-3) that transmit to the fourth element S2 and the rotation from the first input path T1 are transmitted to the first element S3 and the third element C2 (C3), respectively. 4th to communicate to each The second brake (C-4) and the second clutch (C-2), and the first brake (B-1) and the third element C2 (C3) for locking the fourth element S2. B-2) and an output shaft (in this embodiment, the output shaft is connected to the second element via the counter gear mechanism 2 and the differential device 3) 33 connected to the second element R2 (R3).
[0016]
This gear train has a reduction planetary gear G1 that decelerates and outputs rotation from the input shaft 11, and the input path from the reduction planetary gear is the second input path T2, from the input shaft 11 that does not go through the reduction planetary gear. The input path is the first input path T1.
[0017]
The four elements constituting the planetary gear set G are: a first element S3 is a small-diameter sun gear, a second element R2 (R3) is a ring gear, a third element C2 (C3) is a carrier that supports two pinion gears P2 and P3, and a fourth element S2 is a large-diameter sun gear, and the two pinion gears P2 and P3 are composed of a long pinion P2 and a short pinion P3 that mesh with each other, the short pinion P3 meshes with the small-diameter sun gear S3, and the long pinion P2 is a large-diameter sun gear S2. And the ring gear R2.
[0018]
The reduction planetary gear G1 is a three-element simple planetary type, and includes a sun gear S1, a carrier C1 that supports a pinion gear P1 that externally meshes with the sun gear S1, and a ring gear R1 that internally meshes with the pinion gear P1. In this embodiment, in order to use the ring gear R1 as an input element, the gear R1 is connected to the input shaft 11, the carrier C1 is connected to the drum side of the clutch (C-1) as an output element, and the sun gear S1 is used as a reaction force element. It is fixed to the transmission case 10.
[0019]
The first clutch (C-1) has a multi-plate configuration, the drum side is connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1 as described above, and the hub side is connected to the small-diameter sun gear S3 via the power transmission member 12. .
[0020]
The second clutch (C-2) also has a multi-plate configuration, and the drum side is connected to the input shaft 11 via the drum of the fourth clutch (C-4), and the hub side is the carrier C2 (C3) of the planetary gear set G. It is connected to.
[0021]
Similarly, the third clutch (C-3) can have a multi-plate configuration, the hub side of which is connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1 via the drum of the first clutch (C-1), and the drum side is a large one of the planetary gear set G. The power transmission member 13 is connected to the diameter sun gear S2.
[0022]
Similarly, the fourth clutch (C-4) has a multi-plate configuration, the drum side is connected to the input shaft 11, and the hub side is connected to the small-diameter sun gear S 3 of the planetary gear set G.
[0023]
The first brake (B-1) has a band brake configuration in which the drum of the third clutch (C-3) is used as a brake drum, and the first brake (B-1) is large because of the connection relationship between the third clutch (C-3) and the planetary gear set G. The diameter sun gear S2 is locked to the transmission case 10.
[0024]
The second brake (B-2) is a multi-plate brake connected to the carrier C2 (C3) of the planetary gear set G via an inner race of a one-way clutch (F-1) described later on the hub side. Yes.
[0025]
In the gear train shown in the figure, a one-way clutch (F-1) is arranged in parallel with the second brake (B-2). This is because the second brake (B- 2) In order to avoid complicated hydraulic control for changing the grip of the first brake (B-1) and to simplify the release control of the second brake (B-2), the engagement of the first brake (B-1) The one-way clutch (F-1) that has directionality in engagement / release with respect to the rotational direction that automatically releases the engagement force along with the second brake (B-2) is used. It is.
[0026]
The automatic transmission having such a configuration shifts based on a vehicle load in a range of a shift stage corresponding to a range selected by a driver, under the control of an electronic control device and a hydraulic control device (not shown). FIG. 2 graphically shows the shift speeds achieved by engaging and releasing the clutches and brakes indicated by abbreviations in the figure (engaged with a circle, and released with a non-marked), and the gear ratio of each gear. The gear ratios in this chart are the gear ratio λ1 = 0.625 of the sun gear S1 and the ring gear R1 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio G2 of the large diameter sun gear S2 of the planetary gear set G and the ring gear R2 (R3), that is, Ravigne's simple side. = 0.397, the small-diameter sun gear S3 and the ring gear R3, that is, Ravigne's double planetary gear ratio λ3 = 0.384. In this case, the input / output gear ratio is
First speed (1ST): (A + B) /AC=4.237
Second speed (2ND): (A + B) /A=2.607
3rd speed (3RD): (1 + A + B) / (1 + A) C = 2.368
4th speed (4TH): 1 / C = 1.625
5th speed (5TH): (1 + A + B) / (1 + A) = 1.457
6th speed (6TH): (A + B) / (B + AC) = 1.173
7th speed (7TH): (1 + A + B) / (1 + A + BC) = 1.137
8th speed (8TH): 1/1 = 1.000
9th speed (9TH): 1 / (1 + A (1-C)) = 0.867
10th speed (10TH): 1 / (1 + A) = 0.716
Reverse (REV): -1 / AC = -4.091
It becomes.
[0027]
FIG. 3 is a speed diagram showing the relationship between the shift speeds achieved by the engagements of the clutches and brakes (represented by the ● marks) and the speed ratios of the elements at that time. The vertical axis in the velocity diagram represents each element of the reduction planetary gear G1 and the planetary gear set G, the lateral width between these axes represents the gear ratio, and the vertical position represents the speed ratio. By the way, the sun gear S1 of the reduction planetary gear G1 is fixed (speed ratio 0), and the input (speed ratio 1) is applied to the ring gear R1, so that the carrier C1 is decelerated and rotated (the point of the speed ratio 0 of the sun gear S1 and the ring gear R1 speed) The speed ratio of the intersection of the straight line connecting the point of ratio 1 and the vertical line representing the carrier C1 is output, and this reduced speed rotation is applied to the small-diameter sun gear S3 of the planetary gear set G by the engagement of the first clutch (C-1). When the carrier C2 (C3) is locked (speed ratio 0) by the locking of the second brake (B-2), the ring gear R3 (R2) is decelerated and rotated at the first speed (1ST). The sun gear S2 rotates idly with a reverse rotation (speed ratio-) with respect to the sun gear S3 and the ring gear R3 (R2).
[0028]
As can be seen by referring to both the drawings, the first speed (1ST) is the engagement of the first clutch (C-1) and the second brake (B-2) (in this embodiment, refer to the operation chart). As can be seen, the automatic engagement of the one-way clutch (F-1) is used in place of the engagement of the second brake (B-2). The reason corresponding to the engagement of the second brake (B-2) is as described above.) In this case, referring to FIG. 1, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the first clutch (C-1), and the engagement of the one-way clutch (F-1). The reaction force is applied to the carrier C2 (C3) locked by the combination, and the reduced rotation of the ring gear R2 (R3) with the maximum reduction ratio is output to the counter drive gear 19.
[0029]
The next 2nd speed (2ND) to 7th speed (7TH) generally depends on the gear ratio setting between the elements of the planetary gear set G and the relationship between the achieved shift speed and the elements involved in achieving the shift speed. These gears will be described by taking the case of the gear ratio setting as an example.
[0030]
Under the above premise, the second speed (2ND) is achieved by the engagement of the fourth clutch (C-4) and the one-way clutch (F-1). In this case, the non-decelerated rotation from the input shaft 11 is input to the small-diameter sun gear S3 via the fourth clutch (C-4), and the carrier C2 (C3) locked by the engagement of the one-way clutch (F-1). Taking the reaction force, the reduced rotation of the ring gear R2 (R3) is output to the counter drive gear 19. At this time, since the input rotation is non-deceleration rotation, the input rotation is smaller than the first speed (1ST) which is the deceleration rotation regardless of the setting of the gear ratio.
[0031]
Next, the third speed (3RD) is achieved by engagement of the first clutch (C-1) and the first brake (B-1). In this case, the decelerated rotation via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the first clutch (C-1) and counteracts against the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the first brake (B-1). Taking the force, the reduced rotation of the ring gear R2 (R3) is output to the counter drive gear 19. The speed ratio in this case is close to the second speed (2ND) as can be understood with reference to the speed diagram of FIG. 3, and depending on the gear ratio setting, the second speed (2ND) and the reduction ratio are reversed. There is a possibility of doing.
[0032]
The next fourth speed (4TH) is achieved by simultaneous engagement of the first clutch (C-1) and the third clutch (C-3). In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the first clutch (C-1), and the third clutch (C-3) from the input shaft 11 on the other hand. The reduced rotation input via the input is input to the large-diameter sun gear S2, the planetary gear set G is in a directly connected state, and the rotation decelerated by the reduction planetary gear G1 is directly output to the counter drive gear 19 as the rotation of the ring gear R2 (R3). Is done. Therefore, the reduction ratio in this case is not changed from the third speed (3RD) output by further reducing the deceleration input regardless of the gear ratio setting.
[0033]
Next, the fifth speed (5TH) is achieved by engagement of the fourth clutch (C-4) and the first brake (B-1). In this case, the rotation from the input shaft 11 is input to the small-diameter sun gear S3 via the fourth clutch (C-4), and the reaction force is applied to the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the first brake (B-1). The rotation of the ring gear R <b> 2 (R <b> 3) is output to the counter drive gear 19. There is a possibility that the reduction ratio in this case is switched to that of the fourth speed (4TH).
[0034]
The sixth speed (6TH) is achieved by simultaneous engagement of the first clutch (C-1) and the second clutch (C-2). In this case, the rotation via the first clutch (C-1) decelerated via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 on the one hand, and the non-deceleration via the third clutch (C-2) from the input shaft 11 on the other hand. The rotation is input to the carrier C2 (C3), and an intermediate rotation with respect to the rotation of the carrier C2 (C3) and the small-diameter sun gear S3 is output from the ring gear R2 (R3) to the counter drive gear 19. The reduction ratio of the sixth speed (6TH) is not replaced with the reduction ratio of the fifth speed (5TH).
[0035]
The next seventh speed (7TH) is achieved by simultaneous engagement of the third clutch (C-3) and the fourth clutch (C-4). In this case, the rotation via the third clutch (C-3) decelerated through the reduction planetary gear G1 is input to the large-diameter sun gear S2, and the non-transmission from the input shaft 11 via the fourth clutch (C-4) on the other hand. The reduced speed rotation is input to the small diameter sun gear S3, and an intermediate rotation relative to the rotation of the large diameter sun gear S2 and the small diameter sun gear S3 is output from the ring gear R2 (R3) to the counter drive gear 19. The reduction ratio of the seventh speed (7TH) may also be replaced with the reduction ratio of the sixth speed (6TH).
[0036]
The eighth speed (8TH) is achieved by simultaneous engagement of the second clutch (C-2) and the fourth clutch (C-4). In this case, since both clutches are clutches that directly input the rotation of the input shaft 11, the planetary gear set G is in a directly connected state, and the rotation of the input shaft 11 is directly output from the ring gear R2 (R3) to the counter drive gear 19. The speed ratio of the eighth speed (8TH) is absolute with respect to other shift speeds, and does not replace them.
[0037]
The ninth speed (9TH) is achieved by simultaneous engagement of the second clutch (C-2) and the third clutch (C-3). In this case, the input to the large-diameter sun gear S2 via the third clutch is decelerated rotation, whereas the input to the carrier C2 (C3) via the second clutch is non-decelerated rotation, so the ring gear R2 (R3 ) The output is overdriven and output to the counter drive gear 19. The speed ratio at this time is also absolute with respect to the other shift speeds, and does not replace them.
[0038]
The tenth speed (10TH) is achieved by engagement of the second clutch (C-2) and the first brake (B-1). In this case, since the large-diameter sun gear S2 is locked by the engagement of the first brake (B-1) with respect to the non-decelerated rotation input to the carrier C2 (C3) via the second clutch, the ring gear R2 (R3 ) The output is further overdriven and output to the counter drive gear 19. Similarly, the speed ratio at this time is also absolute with respect to the other shift speeds, and is not interchanged.
[0039]
Note that the reverse (REV) is achieved by engagement of the third clutch (C-3) and the second brake (B-2). In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the large-diameter sun gear S2 via the third clutch (C-3), and the carrier is locked by the engagement of the brake (B-2). The reverse rotation of the ring gear R2 (R3) that takes the reaction force on C2 (C3) is output to the counter drive gear 19, and reverse is achieved. In this case, the reaction force applied to the large-diameter sun gear S2 is in the reverse rotation direction from the first speed (1ST) and the second speed (2ND) in the engine drive state. The engagement of the clutch (F-1) cannot be substituted. This also applies to the engine coast state where the reaction force applied to the large-diameter sun gear S2 is reversed. Therefore, as shown in the engagement chart of FIG. 2, in the engine brake state in which the engagement is shown in parentheses in the drawing, even in these shift speeds, in order to achieve engine braking, the one-way clutch (F-1) The second brake (B-2) engagement by engagement cannot be substituted.
[0040]
Thus, according to the gear train of the first embodiment, 10 forward stages can be obtained by the six engaging elements. Therefore, while the conventional five engagement elements achieve six forward speeds, the engagement element with only one increase in the engagement element minimizes the increase in size of the automatic transmission, and is greatly improved. Multiple stages are possible. Moreover, each of the shift speeds achieved in this way can be qualitatively understood with reference to the vertical intervals indicated by the circles (○) indicating the speed ratio of the ring gear R2 (R3) on the speed diagram of FIG. In particular, since the speed step is extremely narrow between the first speed (1ST) and the eighth speed (8TH) on the underdrive side, a gear that obtains the optimum driving force according to the engine characteristics in various driving conditions The ratio can be selected.
[0041]
Further, since the rotation of the input paths T1 and T2 is a direct connection and a reduction rotation, the gear ratio of the gear stage created by the planetary gear set G can be made a low gear ratio as a whole, and the final reduction ratio can be reduced. Therefore, by reducing the diameter of the diff ring gear 31 that sets the reduction ratio, the distance between the three axes can be shortened, and the entire transmission can be reduced.
[0042]
By the way, when achieving each shift stage from the engagement relationship as in the above embodiment, as understood with reference to the engagement chart of FIG. 2, between the fourth speed (4TH) and the seventh speed (7TH). A shifting operation for releasing one of the two engaging elements and engaging the other at the same time, that is, a so-called re-holding of the two engaging elements is required. Such an operation is not feasible in terms of cost performance because it requires complicated control if not impossible. Therefore, FIG. 4 schematically shows a shift sequence that can be achieved by performing additional engagement of one engagement element or re-holding one engagement element without passing through such a shift operation. In this case, the line connecting the blocks indicating the respective speed stages (representing the magnitude relationship of the speed ratios at the upper and lower positions thereof) indicates an up / down shift sequence.
[0043]
By the way, in the case of upshift, direct shift from the first speed (1ST) to the second speed (2ND), the third speed (3ED), the fourth speed (4TH) or the sixth speed (6TH) is possible. Yes, as one higher-order shift system, direct shift from the second speed (2ND) to the fifth speed (5TH), the seventh speed (7TH) or the eighth speed (8TH) is possible, From 5th speed (5TH), shift to 7th speed (7TH), 8th speed (8TH) or 10th speed (10TH), 7th speed (7TH) from 8th speed (8TH) or 9th A shift from 9th speed (9TH) or 8th speed (8TH) to 9th speed (9TH) or 10th speed (10TH) is possible. As another series, a jump shift from the third speed (3RD) to the fourth speed (4TH), the fifth speed (5TH), the sixth speed (6TH) or the tenth speed (10TH) is possible. Yes, from 4th speed (4TH), shift to 6th speed (6TH), 7th speed (7TH) or 9th speed (9TH), 8th speed (8TH) from 6th speed (6TH) A shift to the ninth speed (9TH) or the tenth speed (10TH) is possible. Further, in the case of downshifting, it is possible to change speed following the reverse system.
[0044]
As is apparent from this speed change relationship, in this gear train, from the smallest three steps (1ST → 3RD → 10TH, 1ST → 6TH → 10TH) to four steps (1ST → 2ND → 5TH → 10TH, 1ST → 2ND → 8TH → 10TH). 1TH → 3RD → 5TH → 10TH, 1ST → 4TH → 9TH → 10TH, 1ST → 6TH → 8TH → 10TH), 5th stage (1ST → 2ND → 7TH → 8TH → 10TH, 1ST → 4TH → 7TH → 8TH → 10TH, 1ST → 3RD → 4TH → 6TH → 10TH, 1ST → 3RD → 4TH → 9TH → 10TH), 6 stages (1ST → 2ND → 5TH → 7TH → 8TH → 10TH, 1ST → 2ND → 5TH → 7TH → 9TH → 10TH, 1ST → 3RD → 4TH → 7TH → 8TH → 10TH, 1ST → 3RD → 5TH → 7T → 8TH → 10TH, 1ST → 3RD → 5TH → 7TH → 9TH → 10TH, 1ST → 3RD → 4TH → 6TH → 8TH → 10TH, 1ST → 3RD → 4TH → 6TH → 9TH → 10TH) This sequence is established. Therefore, by selecting the appropriate sequence from these sequences according to the driving conditions and the desired shift characteristics according to the situation on the map, etc., fine settings for adapting to the engine characteristics and the desired shift mode can be achieved. The fine gear ratio step can be adapted.
[0045]
Other shift speed setting methods include the driver's accelerator pedal and brake pedal operating conditions, the vehicle's vehicle speed, acceleration, and other driving conditions, as well as the road conditions such as the road slope of the vehicle. From the current gear position, the gear position that is closest to the required optimum gear ratio among the gear positions that can perform a gear shift that does not require re-holding between the two engaging elements. Can also be set.
[0046]
By the way, in the said 1st Embodiment, although the reduction planetary gear G1 was made into the simple planetary type, in order to make a gear ratio step better, although the reduction planetary gear G1 is enlarged a little, it is made into a double pinion type. Is also effective. 5 to 8 show such a second embodiment. Only the difference from the first embodiment in this case will be described. With reference to the skeleton of FIG. 5, the carrier C1 that was the output element in the first embodiment is fixed to the transmission case 10 as a reaction force element, and the input The ring gear R1 that is an element is connected to the drum of the first clutch (C-1) as an output element, and the sun gear S1 that is a reaction element is connected to the input shaft 11 as an input element. By adopting such a connection relationship, the sun gear S1 on the inner peripheral side of the speed reduction planetary gear G1 is naturally connected to the input shaft 11 on the inner peripheral side, and the carrier C1 is fixed to the transmission case 10 immediately before the output, thereby providing an output. Since it can be guided to the rear side in a natural form without excessive routing, the handling around the speed reduction planetary gear G1 can be simplified.
[0047]
In the second embodiment, as shown in the operation chart of FIG. 6, the gear ratio λ1 = 0.542 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.500 on the simple side of the Ravigneo of the planetary gear set G, and the double planetary gear When the side gear ratio is set to 0.458, the second speed (2ND) and the third speed (3RD) are reversed with respect to the first embodiment, as can be seen by comparing FIG. 6 with FIG. . Therefore, the second speed (2ND) in this case is achieved by engaging the first clutch (C-1) and the first brake (B-1) with reference to the speed diagram of FIG. The speed (3RD) is achieved by engaging the fourth clutch (C-4) and the second brake (B-2) (in practice, the one-way clutch (F-1)).
[0048]
Then, by switching between the second and third speeds, the up / down shift sequence is as shown in FIG. Specifically, in the case of an upshift, direct shift from the first speed (1ST) to the second speed (2ND), the third speed (3ED), the fourth speed (4TH), or the sixth speed (6TH). Is possible, and as one series, direct shift from the second speed (2ND) to the fourth speed (4TH), the fifth speed (5TH) or the sixth speed (6TH) is possible. As another series, a jump shift from the third speed (3RD) to the fifth speed (5TH), the seventh speed (7TH), or the eighth speed (8TH) becomes possible. Upshifts from the fourth speed (4TH) and the fifth speed (5TH), which are higher than this, are the same as those in the first embodiment. In the case of downshifting, it is possible to change speed following the reverse system.
[0049]
In the second embodiment, the gear ratios of the respective speeds can be exemplified by specific numerical values in the engagement chart of FIG. 6, and can be set as indicated by a circle in the shift diagram of FIG. As will be understood with reference to FIG. 5, gear ratio steps with relatively equal intervals can be obtained.
[0050]
In both the above-described embodiments, the planetary gear set G is the Ravigneo type, but this can also be a simpler simple planetary type combination. 9 to 11 show a third embodiment in which the planetary gear set is changed as described above with respect to the first embodiment. In this case, as shown by a skeleton in FIG. 9, the planetary gear set G is configured by a combination of a three-element simple planetary gear G3 as well as a three-element simple planetary gear G2. The four elements of the planetary gear set in this embodiment are the sun gear S3 and the ring gear R2 in which the first elements are connected to each other in the order of the velocity diagram shown in FIG. 11, and the carrier C2 and the carrier in which the second elements are also connected to each other. C3, the third element is the ring gear R3, and the fourth element is the sun gear S2. Therefore, the first clutch (C-1) and the third clutch (C-3), which transmit the rotation from the second input path T2 to the first element S3, R2 and the fourth element S2, respectively, are the skeleton of FIG. As shown in FIG. 4, a fourth clutch (C-4) and a second clutch are connected to the sun gear S3 and the ring gear R2, respectively, and transmit the rotation from the first input path T1 to the first element S3, R2 and the third element R3, respectively. The two clutches (C-2) are connected to the sun gear S3 and the ring gear R3, respectively, and the first brake (B-1) and the second brake (B-2) that respectively lock the fourth element S2 and the third element R3. Is connected to the sun gear S2 and the ring gear R3, and the carrier C2, C3 as the second element is connected to the output shaft 33 via the counter drive gear 19.
[0051]
In the third embodiment, as shown in the engagement chart of FIG. 10, the gear ratio λ1 = 0.597 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.431 of the simple planetary gear G2 side of the planetary gear set, and the simple planetary gear G3. When the side gear ratio is set to 0.569, a gear ratio as shown in the engagement chart of FIG. 10 is obtained for each shift stage. Then, as can be seen from the comparison between FIG. 10 and FIG. 2 and the comparison between FIG. 11 and FIG. 3, the relationship between each engagement element and the shift speed achieved thereby is the same as in the first embodiment. Therefore, the up / down shift sequence of the shift in this case is exactly the same as that in the first embodiment, and will be described with reference to FIG. 4 showing the up / down shift sequence in the first embodiment and the description related thereto. Replace.
[0052]
In each of the above embodiments, the fixed first speed ratio is set to 1, and the fixed second speed ratio different from the first speed ratio is set to the deceleration side. However, the first speed ratio is increased. The present invention can be embodied by selecting the speed side and the second speed ratio as 1. In this case, the fourth embodiment shown in FIG. 12 uses a speed-up planetary gear that speeds up and outputs the rotation from the input shaft. In this embodiment, as shown by the skeleton in the figure, the input path that has passed through the speed increasing planetary gear G1 ′ is the first input path T1, and the input path that is directly connected to the input shaft 11 without passing through the speed increasing planetary gear G1 ′ is the second. The input path is T2.
[0053]
Also in this embodiment, the planetary gear set G is of the Ravigne type as in the case of the first embodiment, and therefore the differences from the first embodiment will be mainly described below. The speed-up planetary gear G1 ′ is a simple planetary type of three elements in this example, and is arranged at the rearmost part of the speed change mechanism 1. The sun gear S1 ′ of the speed increasing planetary gear G1 ′ is fixed to the transmission case 10 as a reaction force element, the carrier C1 ′ is connected to the input shaft 11 as an input element, and the ring gear R1 ′ as an output element is a fourth clutch (C-4). ) And the drum side of the second clutch (C-2). On the other hand, the drum side of the first clutch (C-1) and the hub side of the third clutch (C-3) are connected to the second input path T2 directly connected to the input shaft 11. The connection relationship between each engagement element and the four elements of the planetary gear set G in this case and the connection relationship to the output side are the same as in the case of the first embodiment.
[0054]
If such a form is adopted, the rotation of the input paths T1 and T2 is directly coupled to the input rotation and the speed-increasing rotation, so that amplification of torque transmitted to the planetary gear set G through both the input paths T1 and T2 is eliminated. Each clutch, brake, and planetary gear set G can be configured compactly, and the speed change mechanism can be made small.
[0055]
Finally, FIG. 13 shows a fifth embodiment in which the speed change mechanism 1 is arranged on the counter shaft Y, unlike the previous embodiments. Even if such a form is adopted, a first input path having a fixed first speed ratio and a second speed ratio having a fixed second speed ratio different from the first speed ratio are the basic concept of the present invention. The relationship between the two input paths, the four elements of the planetary gear set, and the engagement elements is pierced. In this embodiment, the first speed ratio and the second speed ratio are the gear ratio between the counter drive gears 14 and 15 on the main shaft X and the counter driven gears 23 and 24 on the counter shaft Y that mesh with them. This is realized by setting.
[0056]
In this embodiment, the input path from the first counter gear trains 14 and 23 that outputs the rotation from the input shaft 11 at the first speed ratio is the first input path T1, and the rotation from the input shaft 11 is the first. An input path from the second counter gear trains 15 and 24 that outputs at a speed ratio of 2 is a second input path T2.
[0057]
This mode will be described in some detail. On a main shaft X that is coaxial with the crankshaft of an engine (not shown), a torque converter 4 with a lock-up clutch, an input shaft 11 connected to the turbine runner 42, and an input Two counter drive gears 14 and 15 fixed to the shaft are arranged.
[0058]
On the countershaft Y, the countershaft 20 and the speed change mechanism 1 similar to the speed change mechanism in the first embodiment are arranged in a form excluding the reduction planetary gear, and the counter driven gear 24 is fixed to the shaft end of the countershaft 20. A counter driven gear 23 is arranged in mesh with the counter drive gear 15, and a counter driven gear 23 is arranged in mesh with the counter drive gear 14 so as to be rotatable with respect to the counter shaft 20. In this case, since the input path from the first counter gear trains 14 and 23 constitutes the first input path T1 as described above, the fourth clutch (C-4) and the second clutch ( Since both drum sides of C-2) are connected and the input path from the second counter gear trains 15 and 24 constitutes the second input path T2, the second input path T2 is connected to the input path via the counter shaft 20. The drum side of one clutch (C-1) and the hub side of the third clutch (C-3) are connected. Also in this case, the connection relationship between each engagement element and the four elements of the planetary gear set G is the same as in the case of the first embodiment. In this embodiment, since the speed change mechanism 1 is disposed on the counter shaft Y, the counter gear connected to the ring gear R2 (R3) as the output element of the planetary gear set G is directly engaged with the diff ring gear 31. The form of the pinion gear 25 is taken.
[0059]
Even if it takes such a form, the effect similar to the case of 1st Embodiment can be achieved. In particular, as a feature of this embodiment, the planetary gear set G is arranged on a shaft 20 different from the input shaft 11, that is, a shaft different from the engine shaft, so that the concentration of members on the engine shaft is concentrated. The advantage that the degree of freedom of layout is increased can be obtained.
[0060]
In each of the above embodiments, the description has been made assuming that all the 10 forward speeds are used. However, depending on the setting of the gear ratio, not all the 10 forward speeds that can be achieved are used. It is also possible to adopt a form in which only the 9th and 8th forwards are used.
[0061]
As described above, the present invention has been described in detail with reference to the embodiment in which the form and arrangement of each component and the connection relationship are changed based on the form of the transaxle, but these are exemplifications of representative examples. The present invention is not limited to these embodiments, and can naturally be applied to a transmission for an FR vehicle that does not include a differential device, and within the scope of the matters described in the individual claims. Various specific configurations can be changed and implemented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an unfolded gear train of a first embodiment of a vehicle automatic transmission to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a chart showing the operation of the gear train of the first embodiment and the gear ratio achieved.
FIG. 3 is a velocity diagram of the gear train of the first embodiment.
FIG. 4 is a diagram showing an up-down shift sequence of the gear train according to the first embodiment.
FIG. 5 is a skeleton diagram showing an unfolded gear train of a second embodiment in which a reduction planetary gear is changed with respect to the first embodiment.
FIG. 6 is a chart showing the operation of the gear train of the second embodiment and the achieved gear ratio.
FIG. 7 is a speed diagram of the gear train of the second embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing an up-down shift sequence of a gear train according to the second embodiment.
FIG. 9 is a skeleton diagram showing a gear train according to a third embodiment in which the planetary gear set is changed with respect to the first embodiment.
FIG. 10 is a chart showing the operation of the gear train of the third embodiment and the gear ratio achieved.
FIG. 11 is a velocity diagram of a gear train according to a third embodiment.
FIG. 12 is a skeleton diagram showing an unfolded gear train of the fourth embodiment in which the speed ratio of the input path is changed with respect to the first embodiment.
FIG. 13 is a skeleton diagram showing the gear train of the fifth embodiment in which the arrangement shaft of the speed change mechanism is changed with respect to the first embodiment.
[Explanation of symbols]
T1 first input path
T2 Second input path
T1 'first counter gear train
T2 'second counter gear train
G planetar gear set
G1 Reduction planetary gear
G1 'speed increase planetary gear
S3 Small diameter sun gear (first element)
R2 (R3) Ravigno type ring gear (second element)
C2 (C3) Ravigno type carrier (third element)
S2 Large diameter sun gear (4th element)
S3 Simple type sun gear (first element)
R2 Simple type ring gear (first element)
C2, C3 Simple type carrier (second element)
R3 Simple type ring gear (third element)
S2 Simple type sun gear (fourth element)
C-1 1st clutch
C-2 Second clutch
C-3 3rd clutch
C-4 4th clutch
B-1 First brake
B-2 Second brake
11 Input shaft
33 Output shaft

Claims

A first input path having a fixed first speed ratio with respect to rotation of the input shaft;
A second input path having a fixed second speed ratio different from the first speed ratio;
A four-element planetary gear set comprising a combination of a plurality of planetary gears;
The four elements of the planetary gear set are used as first to fourth elements in accordance with the arrangement order of each element on the velocity diagram, and rotation from the second input path is transmitted to the first element and the fourth element, respectively. One clutch and a third clutch;
A second clutch and a fourth clutch for transmitting rotation from the first input path to the third element and the first element, respectively;
A first brake for locking the fourth element and a second brake for locking the third element;
An automatic transmission for a vehicle having an output shaft coupled to the second element.

It has a reduction planetary gear that decelerates and outputs rotation from the input shaft,
The input path from the reduction planetary gear is the second input path,
The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an input path from an input shaft not passing through a reduction planetary gear is the first input path.

It has a speed increasing planetary gear that increases the speed of rotation from the input shaft and outputs it,
The input path from the speed increasing planetary gear is the first input path,
2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an input path from an input shaft not passing through the speed increasing planetary gear is the second input path.

A first counter gear train that outputs rotation from the input shaft at the first speed ratio;
A second counter gear train that outputs rotation from the input shaft at the second speed ratio;
The input path from the first counter gear train is the first input path,
2. The automatic transmission for a vehicle according to claim 1, wherein an input path from the second counter gear train is the second input path.