行星齿轮式变速器的制造方法
【专利摘要】第一行星架(14)与输入轴(7)一体地旋转。第三太阳齿轮(31)以及第四太阳齿轮(41)与第一中间轴(81)一体地旋转。第三行星架(34)与第二内齿轮(23)一体地旋转。第四行星架(44)与第三内齿轮(33)一体地旋转且输出动力。第一离合器(51)将第一内齿轮(13)以及第二太阳齿轮(21)与第一中间轴(81)连结。第二离合器(52)将第一行星架(14)与第二行星架(24)连结。第三离合器(53)将第二行星架(24)与第一中间轴(81)连结。第一制动器(61)对第一太阳齿轮(11)的旋转进行制动。第二制动器(62)对第二内齿轮(23)以及第三行星架(34)的旋转进行制动。第三制动器(63)对第四内齿轮(43)的旋转进行制动。
【专利说明】
行星齿轮式变速器
技术领域
[0001 ]本发明涉及行星齿轮式变速器。
【背景技术】
[0002]自卸车等建筑车辆具备具有多个行星齿轮机构的行星齿轮式变速器。行星齿轮式变速器通过适当组合各行星齿轮机构来使用，能够获得所希望的减速比。现有的行星齿轮式变速器例如公开在美国专利第8480533号说明书(专利文献I)中。
[0003]在先技术文献
[0004]专利文献
[0005]专利文献1:美国专利第8480533号说明书
【发明内容】
[0006]发明要解决的技术问题
[0007]在行星齿轮式变速器中，为了改善燃料利用率以及提高行驶性能而期望增加速度级，为了降低重量以及实现小型化而期望降低部件个数，为了提高最大牵引力以及提高最大车速而期望扩大总级间比，为了实现速度级的顺畅切换而期望降低级间比的偏差。
[0008]本发明的目的在于，提供一种能够实现速度级的增加、部件个数的降低、总级间比的扩大以及级间比的偏差的降低的行星齿轮式变速器。
[0009]用于解决技术问题的方案
[0010]本发明的一方案所涉及的行星齿轮式变速器具备输入轴、第一中间轴、第一行星齿轮机构、第二行星齿轮机构、第三行星齿轮机构、第四行星齿轮机构、第一离合器、第二离合器、第三离合器、第一制动器、第二制动器以及第三制动器。输入轴构成为以旋转轴为中心进行旋转。第一中间轴构成为以旋转轴为中心进行旋转。第一行星齿轮机构具有第一太阳齿轮、第一行星齿轮、第一内齿轮以及第一行星架。第一行星架构成为与输入轴一体地旋转。第二行星齿轮机构具有第二太阳齿轮、第二行星齿轮、第二内齿轮以及第二行星架。第二太阳齿轮构成为与第一内齿轮一体地旋转。第三行星齿轮机构具有第三太阳齿轮、第三行星齿轮、第三内齿轮以及第三行星架。第三太阳齿轮构成为与第一中间轴一体地旋转。第三行星架构成为与第二内齿轮一体地旋转。第四行星齿轮机构具有第四太阳齿轮、第四行星齿轮、第四内齿轮以及第四行星架。第四太阳齿轮构成为与第一中间轴一体地旋转。第四行星架构成为与第三内齿轮一体地旋转且输出动力。第一离合器构成为将第一内齿轮以及第二太阳齿轮与第一中间轴连结。第二离合器构成为将第一行星架与第二行星架连结。第三离合器构成为将第二行星架与第一中间轴连结。第一制动器构成为对第一太阳齿轮的旋转进行制动。第二制动器构成为对第二内齿轮以及第三行星架的旋转进行制动。第三制动器构成为对第四内齿轮的旋转进行制动。
[0011]上述的行星齿轮式变速器还具备构成为与第四行星架一体地旋转的输出轴。
[0012]在上述的行星齿轮式变速器中，第一行星齿轮机构、第二行星齿轮机构、第三行星齿轮机构、第四行星齿轮机构沿着旋转轴方向依次配置。
[0013]发明效果
[0014]根据本发明的行星齿轮式变速器，能够实现速度级的增加、部件个数的降低、总级间比的扩大以及级间比的偏差的降低。
【附图说明】
[0015]图1是一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器的简要图。
[0016]图2是示出在一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器的各速度级中成为接合状态的各离合器或者各制动器的表。
[0017]图3是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器的各行星齿轮机构中的齿数比的表。
[0018]图4是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第一速的状态时的动力传递的图。
[0019]图5是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第二速的状态时的动力传递的图。
[0020]图6是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第三速的状态时的动力传递的图。
[0021]图7是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第四速的状态时的动力传递的图。
[0022]图8是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第五速的状态时的动力传递的图。
[0023]图9是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第六速的状态时的动力传递的图。
[0024]图10是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第七速的状态时的动力传递的图。
[0025]图11是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第八速的状态时的动力传递的图。
[0026]图12是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为前进的第九速的状态时的动力传递的图。
[0027]图13是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为后退的第一速的状态时的动力传递的图。
[0028]图14是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为后退的第二速的状态时的动力传递的图。
[0029]图15是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为代替的后退的第二速的状态时的动力传递的图。
[0030]图16是示出一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器为代替的后退的第二速的状态时的动力传递的图。
【具体实施方式】
[0031]以下，参照附图对本发明所涉及的行星齿轮式变速器的各实施方式进行说明。需要说明的是，在以下的说明中，旋转轴方向是指旋转轴所延伸的方向。旋转轴的径向是指以旋转轴为中心的圆的径向。具体而言，旋转轴方向是图1的左右方向，径向是图1的上下方向。旋转轴是指输入轴的中心线。输入侧是指行星齿轮式变速器输入动力的一侧。输出侧是指行星齿轮式变速器输出动力的一侧。具体而言，输入侧是图1的左侧，输出侧是图1的右侧。
[0032]图1是一实施方式所涉及的行星齿轮式变速器的简要图。行星齿轮式变速器100对来自发动机(图示省略)等的动力的旋转速度进行变速并输出。来自发动机等的动力也可以经由液力变矩器向行星齿轮式变速器100输入。
[0033]行星齿轮式变速器100具备多个行星齿轮机构I?4、多个离合器51?53、多个制动器61?63、输入轴7、第一中间轴81以及壳体9。壳体9收容各行星齿轮机构I?4、各离合器51?53、各制动器61?63、输入轴7以及第一中间轴81。
[0034]行星齿轮式变速器100具备第一行星齿轮机构1、第二行星齿轮机构2、第三行星齿轮机构3以及第四行星齿轮机构4来作为多个行星齿轮机构。行星齿轮式变速器100具备第一离合器51、第二离合器52以及第三离合器53来作为多个离合器。行星齿轮式变速器100具备第一制动器61、第二制动器62以及第三制动器63来作为多个制动器。
[0035]第一行星齿轮机构1、第二行星齿轮机构2、第三行星齿轮机构3以及第四行星齿轮机构4沿着旋转轴方向依次配置。详细而言，从输入侧朝向输出侧按照第一行星齿轮机构1、第二行星齿轮机构2、第三行星齿轮机构3以及第四行星齿轮机构4的顺序进行配置。
[0036]输入轴7构成为以旋转轴O为中心进行旋转。旋转轴O是输入轴7的中心线。来自发动机等的动力被输入至输入轴7。
[0037]第一中间轴81构成为以旋转轴O为中心进行旋转。第一中间轴81沿旋转轴方向延伸。第一中间轴81的中心轴和输入轴7的中心轴实质上相同。
[0038]第一行星齿轮机构I具备第一太阳齿轮11、多个第一行星齿轮12、第一内齿轮13以及第一行星架14。
[0039]第一太阳齿轮11配置为能够以旋转轴O为中心进行旋转。第一太阳齿轮11配置在输入轴7的径向外侧。详细而言，第一太阳齿轮11呈管状，输入轴7贯穿第一太阳齿轮11。第一太阳齿轮11和输入轴7能够相对旋转。
[0040]各第一行星齿轮12构成为与第一太阳齿轮11嗤合。各第一行星齿轮12配置在第一太阳齿轮11的径向外侧。详细而言，各第一行星齿轮12在周向上隔开间隔地配置。
[0041]各第一行星齿轮12构成为绕第一太阳齿轮11进行公转。各第一行星齿轮12构成为以旋转轴O为中心进行旋转。另外，各第一行星齿轮12构成为进行自转。
[0042]第一内齿轮13与各第一行星齿轮12啮合。第一内齿轮13构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0043]第一行星架14支承各第一行星齿轮12。各第一行星齿轮12能够在被第一行星架14支承的状态下进行自转。第一行星架14构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0044]第一行星架14构成为与输入轴7—体地旋转。详细而言，第一行星架14固定于输入轴7。第一行星架14和输入轴7也可以由一个构件形成。
[0045]第二行星齿轮机构2具有第二太阳齿轮21、多个第二行星齿轮22、第二内齿轮23以及第二行星架24。
[0046]第二太阳齿轮21构成为以旋转轴O为中心进行旋转。第二太阳齿轮21配置在第一中间轴81的径向外侧。详细而言，第二太阳齿轮21呈环状，第一中间轴81贯穿第二太阳齿轮21。第二太阳齿轮21和第一中间轴81能够相对旋转。
[0047]第二太阳齿轮21构成为与第一内齿轮13—体地旋转。详细而言，第二太阳齿轮21与第一内齿轮13连结。第二太阳齿轮21和第一内齿轮13也可以由一个构件形成。
[0048]各第二行星齿轮22构成为与第二太阳齿轮21啮合。各第二行星齿轮22配置在第二太阳齿轮21的径向外侧。详细而言，各第二行星齿轮22在周向上隔开间隔地配置。
[0049]各第二行星齿轮22构成为绕第二太阳齿轮21进行公转。各第二行星齿轮22构成为以旋转轴O为中心进行旋转。另外，各第二行星齿轮22构成为进行自转。
[0050]第二内齿轮23与各第二行星齿轮22啮合。第二内齿轮23构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0051 ]第二行星架24支承各第二行星齿轮22。各第二行星齿轮22能够在被第二行星架24支承的状态下进行自转。第二行星架24构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0052]第三行星齿轮机构3具有第三太阳齿轮31、多个第三行星齿轮32、第三内齿轮33以及第三行星架34。
[0053]第三太阳齿轮31构成为与第一中间轴81—体地旋转。详细而言，第三太阳齿轮31固定于第一中间轴81。第三太阳齿轮31和第一中间轴81也可以由一个构件形成。
[0054]各第三行星齿轮32构成为与第三太阳齿轮31啮合。各第三行星齿轮32配置在第三太阳齿轮31的径向外侧。详细而言，各第三行星齿轮32在周向上隔开间隔地配置。
[0055]各第三行星齿轮32构成为绕第三太阳齿轮31进行公转。各第三行星齿轮32构成为以旋转轴O为中心进行旋转。另外，各第三行星齿轮32构成为进行自转。
[0056]第三内齿轮33与各第三行星齿轮32啮合。第三内齿轮33构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0057]第三行星架34支承各第三行星齿轮32。各第三行星齿轮32能够在被第三行星架34支承的状态下进行自转。第三行星架34构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0058]第三行星架34构成为与第二内齿轮23—体地旋转。详细而言，第三行星架34与第二内齿轮23连结。第三行星架34和第二内齿轮23也可以由一个构件形成。
[0059]第四行星齿轮机构4具有第四太阳齿轮41、多个第四行星齿轮42、第四内齿轮43以及第四行星架44。
[0060]第四太阳齿轮41构成为与第一中间轴81—体地旋转。详细而言，第四太阳齿轮41固定于第一中间轴81。第一中间轴81与第三太阳齿轮31以及第四太阳齿轮41构成为相互一体地旋转。第四太阳齿轮41和第一中间轴81也可以由一个构件形成。第三太阳齿轮31和第四太阳齿轮41也可以由一个构件形成。
[0061]各第四行星齿轮42构成为与第四太阳齿轮41啮合。各第四行星齿轮42配置在第四太阳齿轮41的径向外侧。详细而言，各第四行星齿轮42在周向上隔开间隔地配置。
[0062]各第四行星齿轮42构成为绕第四太阳齿轮41进行公转。各第四行星齿轮42构成为以旋转轴O为中心进行旋转。另外，各第四行星齿轮42构成为进行自转。
[0063]第四内齿轮43与各第四行星齿轮42啮合。第四内齿轮43构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0064]第四行星架44支承各第四行星齿轮42。各第四行星齿轮42能够在被第四行星架44支承的状态下进行自转。第四行星架44构成为以旋转轴O为中心进行旋转。
[0065]第四行星架44构成为与第三内齿轮33—体地旋转。详细而言，第四行星架44与第三内齿轮33连结。第四行星架44和第三内齿轮33也可以由一个构件形成。
[0066]第四行星架44输出动力。详细而言，第四行星架44将具有由行星齿轮式变速器100变速后的旋转速度的动力输出。第四行星架44与输出轴10—体地旋转。因此，输出轴10将变速后的动力输出。需要说明的是，第四行星架44和输出轴10也可以由一个构件形成。
[0067]第一离合器51构成为将第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21与第一中间轴81连结。详细而言，第一离合器51以能够切断的方式将第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21与第一中间轴81连结。第一离合器51例如是液压式的离合器机构，能够由多个片构成。
[0068]当第一离合器51处于接合状态时，第一离合器51将第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21与第一中间轴81连结。因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21与第一中间轴81 —体地旋转。
[0069]当第一离合器51处于分离状态时，第一离合器51切断第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21与第一中间轴81的连结。因此，第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21相对于第一中间轴81能够相对地旋转。
[0070]第二离合器52构成为将第一行星架14与第二行星架24连结。详细而言，第二离合器52以能够切断的方式将第一行星架14与第二行星架24连结。第二离合器52例如是液压式的离合器机构，能够由多个片构成。
[0071]当第二离合器52处于接合状态时，第二离合器52将第一行星架14与第二行星架24连结。因此，第一行星架14和第二行星架24—体地旋转。
[0072]当第二离合器52处于分离状态时，第二离合器52切断第一行星架14与第二行星架24的连结。因此，第二行星架24相对于第一行星架14能够相对地旋转。
[0073]第三离合器53构成为能够将第二行星架24与第一中间轴81连结。详细而言，第三离合器53以能够切断的方式将第二行星架24与第一中间轴81连结。第三离合器53例如是液压式的离合器机构，能够由多个片构成。
[0074]当第三离合器53处于接合状态时，第三离合器53将第二行星架24与第一中间轴81连结。因此，第二行星架24和第一中间轴81 —体地旋转。
[0075]当第三离合器53处于分离状态时，第三离合器53切断第二行星架24与第一中间轴81的连结。因此，第二行星架24相对于第一中间轴81能够相对地旋转。
[0076]第一制动器61构成为对第一太阳齿轮11的旋转进行制动。详细而言，第一制动器61构成为将第一太阳齿轮11与壳体9连结。
[0077]当第一制动器61处于接合状态时，第一制动器61对第一太阳齿轮11的旋转进行制动。详细而言，当第一制动器61处于接合状态时，第一制动器61将第一太阳齿轮11与壳体9连结。因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。
[0078]当第一制动器61处于分离状态时，第一制动器61不对第一太阳齿轮11的旋转进行制动。详细而言，当第一制动器61处于分离状态时，第一制动器61不将第一太阳齿轮11与壳体9连结。因此，第一太阳齿轮11能够进行旋转。
[0079]第二制动器62构成为对第二内齿轮23以及第三行星架34的旋转进行制动。详细而言，第二制动器62构成为将第二内齿轮23以及第三行星架34与壳体9连结。
[0080]当第二制动器62处于接合状态时，第二制动器62对第二内齿轮23以及第三行星架34的旋转进行制动。详细而言，当第二制动器62处于接合状态时，第二制动器62将第二内齿轮23以及第三行星架34与壳体9连结。因此，第二内齿轮23以及第三行星架34不能够进行旋转。
[0081 ]当第二制动器62处于分离状态时，第二制动器62不对第二内齿轮23以及第三行星架34的旋转进行制动。详细而言，当第二制动器62处于分离状态时，第二制动器62不将第二内齿轮23以及第三行星架34与壳体9连结。因此，第二内齿轮23以及第三行星架34能够进行旋转。
[0082]第三制动器63构成为对第四内齿轮43的旋转进行制动。详细而言，第三制动器63构成为将第四内齿轮43与壳体9连结。
[0083]当第三制动器63处于接合状态时，第三制动器63对第四内齿轮43的旋转进行制动。详细而言，当第三制动器63处于接合状态时，第三制动器63将第四内齿轮43与壳体9连结。因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0084]当第三制动器63处于分离状态时，第三制动器63不对第四内齿轮43的旋转进行制动。详细而言，当第三制动器63处于分离状态时，第三制动器63不将第四内齿轮43与壳体9连结。因此，第四内齿轮43能够进行旋转。
[0085]对如以上那样构成的行星齿轮式变速器100的动作进行说明。行星齿轮式变速器100在前进时具有九个速度级，在后退时具有两个速度级。行星齿轮式变速器100具有取代后退的第二速的两个速度级。图2是示出在各速度级中成为接合状态的各离合器或者各制动器的表。图2中的记号X示出成为接合状态的各离合器或者各制动器。
[0086]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第一速(Fl)时，第三离合器53成为接合状态，并且第一制动器61以及第三制动器63成为接合状态。第一离合器51、第二离合器52以及第二制动器62为分离状态。
[0087]由于第三离合器53成为接合状态，因此，第二行星架24与第一中间轴81—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。由于第三制动器63成为接合状态，因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0088]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图4中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第一太阳齿轮11不能够进行旋转。通过第一行星架14的旋转，各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。而且，第一内齿轮13进行旋转。
[0089]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。通过第二太阳齿轮21的旋转，各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二内齿轮23进行旋转。第二行星架24进行旋转。第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。
[0090]第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。第三太阳齿轮31与第一中间轴81—体地旋转。各第三行星齿轮32在自转的同时进行公转。第三内齿轮33进行旋转。
[0091]第四太阳齿轮41与第一中间轴81—体地旋转。第四内齿轮43不能够进行旋转。通过第四太阳齿轮41的旋转，各第四行星齿轮42在自转的同时进行公转。其结果是，第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0092]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第二速(F2)时，第二离合器52以及第三离合器53成为接合状态，并且第三制动器63成为接合状态。在第一速(Fl)与第二速(F2)之间的切换中，第三离合器53以及第三制动器63维持着接合状态。第一离合器51、第一制动器61以及第二制动器62为分离状态。
[0093]由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。由于第三制动器63成为接合状态，因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0094]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图5中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转。第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。
[0095]第四太阳齿轮41与第一中间轴81—体地旋转。第四内齿轮43不能够进行旋转。通过第四太阳齿轮41的旋转，各第四行星齿轮42在自转的同时进行公转。其结果是，第四行星架44进行旋转，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0096]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第三速(F3)时，第一离合器51成为接合状态，并且，第一制动器61以及第三制动器63成为接合状态。在第二速(F2)与第三速(F3)之间的切换中，第三制动器63维持着接合状态。第二离合器52、第三离合器53以及第二制动器62为分离状态。
[0097]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13以及第二太阳齿轮21与第一中间轴81—体地旋转。因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。由于第三制动器63成为接合状态，因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0098]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图6中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。通过第一行星架14的旋转，各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。第一中间轴81与第一内齿轮13—体地旋转。
[0099]第四太阳齿轮41与第一中间轴81—体地旋转。第四内齿轮43不能够进行旋转。通过第四太阳齿轮41的旋转，各第四行星齿轮42在自转的同时进行公转。其结果是，第四行星架44进行旋转，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0100]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第四速(F4)时，第一离合器51以及第二离合器52成为接合状态，并且，第三制动器63成为接合状态。在第三速(F3)与第四速(F4)之间的切换中，第一离合器51以及第三制动器63维持着接合状态。第三离合器53、第一制动器61以及第二制动器62为分离状态。
[0101]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第三制动器63成为接合状态，因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0102]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图7中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转。各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二太阳齿轮21进行旋转。第二内齿轮23进行旋转。
[0103]第一中间轴81与第二太阳齿轮21—体地旋转。因此，第三太阳齿轮31与第二太阳齿轮21—体地旋转。第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。通过第三太阳齿轮31以及第三行星架34的旋转，各第三行星齿轮32在自转的同时进行公转。第三内齿轮33进行旋转。
[0104]第四太阳齿轮41与第二太阳齿轮21—体地旋转。第四内齿轮43不能够进行旋转。通过第四太阳齿轮41的旋转，各第四行星齿轮42在自转的同时进行公转。其结果是，第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0105]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第五速(F5)时，第二离合器52成为接合状态，并且，第一制动器61以及第三制动器63成为接合状态。在第四速(F4)与第五速(F5)之间的切换中，第二离合器52以及第三制动器63维持着接合状态。第一离合器51、第三离合器53以及第二制动器62为分离状态。
[0106]由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。由于第三制动器63成为接合状态，因此，第四内齿轮43不能够进行旋转。
[0107]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图8中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。
[0108]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14一体地旋转。各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二内齿轮23进行旋转。
[0109]第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。各第三行星齿轮32在自转的同时进行公转。第三太阳齿轮31进行旋转。
[0110]第四太阳齿轮41与第三太阳齿轮31—体地旋转。第四内齿轮43不能够进行旋转。通过第四太阳齿轮41的旋转，各第四行星齿轮42在自转的同时进行公转。其结果是，第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0111]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第六速(F6)时，第一离合器51以及第二离合器52成为接合状态，并且，第一制动器61成为接合状态。在第五速(F5)与第六速(F6)的切换中，第二离合器52以及第一制动器61维持着接合状态。第三离合器53、第二制动器62以及第三制动器63为分离状态。
[0112]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。
[0113]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图9中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。
[0114]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14一体地旋转。各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二内齿轮23进行旋转。
[0115]第三太阳齿轮31与第一内齿轮13—体地旋转。第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。各第三行星齿轮32在自转的同时进行公转。第三内齿轮33进行旋转。
[0116]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0117]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第七速(F7)时，第二离合器52以及第三离合器53成为接合状态，并且，第一制动器61成为接合状态。在第六速(F6)与第七速(F7)的切换中，第二离合器52以及第一制动器61维持着接合状态。第一离合器51、第二制动器62以及第三制动器63为分离状态。
[0118]由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。
[0119]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图10中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。
[0120]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14一体地旋转。各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二内齿轮23进行旋转。
[0121]第三太阳齿轮31与第二行星架24—体地旋转。第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。各第三行星齿轮32在自转的同时进行公转。第三内齿轮33进行旋转。
[0122]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0123]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第八速(F8)时，第一离合器51、第二离合器52以及第三离合器53成为接合状态。在第七速(F7)与第八速(F8)的切换中，第二离合器52以及第三离合器53维持着接合状态。第一制动器61、第二制动器62以及第三制动器63为分离状态。
[0124]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。
[0125]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图11中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转。第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。第二太阳齿轮21与第一中间轴81—体地旋转。因此，各第二行星齿轮22不进行自转而进行公转。第二内齿轮23与第二太阳齿轮21以及第二行星架24—体地旋转。
[0126]第三太阳齿轮31与第一中间轴81—体地旋转。第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。因此，各第三行星齿轮32不进行自转而进行公转。第三内齿轮33与第三太阳齿轮31以及第三行星架34—体地旋转。
[0127]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有未变速的旋转速度的动力输出。第八速的状态的行星齿轮式变速器100未对来自发动机等的动力的旋转速度进行变速。
[0128]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为前进的第9速(F9)时，第一离合器51、第三离合器53以及第一制动器61成为接合状态。在第八速(F8)与第9速(F9)的切换中，第一离合器51以及第三离合器53维持着接合状态。第二离合器52、第二制动器62以及第三制动器63为分离状态。
[0129]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。
[0130]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图12中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。第一中间轴81与第一内齿轮13—体地旋转。
[0131]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。第二行星架24与第一中间轴81—体地旋转。第二太阳齿轮21与第二行星架24—体地旋转。因此，各第二行星齿轮22不进行自转而进行公转。第二内齿轮23与第二太阳齿轮21以及第二行星架24—体地旋转。
[0132]第三太阳齿轮31与第二行星架24—体地旋转。第三行星架34与第二内齿轮23—体地旋转。因此，各第三行星齿轮32不进行自转而进行公转。第三内齿轮33与第三太阳齿轮31以及第三行星架34—体地旋转。
[0133]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0134]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为后退的第一速(Rl)时，第三离合器53成为接合状态，并且，第一制动器61以及第二制动器62成为接合状态。第一离合器51、第二离合器52以及第三制动器63为分离状态。
[0135]由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。由于第二制动器62成为接合状态，因此，第二内齿轮23与第三行星架34不能够进行旋转。
[0136]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图13中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。
[0137]第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转。通过第二太阳齿轮21的旋转，各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。因此，第二行星架24进行旋转。
[0138]第三太阳齿轮31与第二行星架24—体地旋转。通过第三太阳齿轮31的旋转，各第三行星齿轮32进行自转。而且，第三内齿轮33进行旋转。需要说明的是，由于第三行星架34不能够进行旋转，因此，各第三行星齿轮32不进行公转。
[0139]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0140]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为后退的第二速(R2)时，第一离合器51成为接合状态，并且，第一制动器61以及第二制动器62成为接合状态。在第一速(Rl)与第二速(R2)之间的切换中，第一制动器61以及第二制动器62维持着接合状态。第二离合器52、第三离合器53以及第三制动器63为分离状态。
[0141]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第一制动器61成为接合状态，因此，第一太阳齿轮11不能够进行旋转。由于第二制动器62成为接合状态，因此，第二内齿轮23和第三行星架34不能够进行旋转。
[0142]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图14中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。各第一行星齿轮12在自转的同时进行公转。第一内齿轮13进行旋转。第一中间轴81与第一内齿轮13—体地旋转。
[0143]第三太阳齿轮31与第一内齿轮13—体地旋转。通过第三太阳齿轮31的旋转，各第三行星齿轮32进行自转。而且，第三内齿轮33进行旋转。需要说明的是，由于第三行星架34不能够进行旋转，各第三行星齿轮32不进行公转。
[0144]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0145]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为代替的后退的第二速(R2’)时，第二离合器52以及第三离合器53成为接合状态，并且，第二制动器62成为接合状态。第一离合器51、第一制动器61以及第三制动器63为分离状态。
[0146]由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第三离合器53成为接合状态，因此，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。由于第二制动器62成为接合状态，因此，第二内齿轮23和第三行星架34不能够进行旋转。
[0147]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图15中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转。第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转。
[0148]第三太阳齿轮31与第二行星架24—体地旋转。通过第三太阳齿轮31的旋转，各第三行星齿轮32进行自转。而且，第三内齿轮33进行旋转。需要说明的是，由于第三行星架34不能够进行旋转，因此，各第三行星齿轮32不进行公转。
[0149]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0150]如图2所示，在将行星齿轮式变速器100的速度级设为代替的后退的第二级(R2”)时，第一离合器51以及第二离合器52成为接合状态，并且，第二制动器62成为接合状态。第三离合器53、第一制动器61以及第三制动器63为分离状态。
[0151]由于第一离合器51成为接合状态，因此，第一内齿轮13、第二太阳齿轮21、第三太阳齿轮31与第四太阳齿轮41相互一体地旋转。由于第二离合器52成为接合状态，因此，第一行星架14与第二行星架24—体地旋转。由于第二制动器62成为接合状态，因此，第二内齿轮23和第三行星架34不能够进行旋转。
[0152]在该状态下，行星齿轮式变速器100按照图16中以粗线示出的那样的路径来传递动力。首先，第一行星架14与输入轴7—体地旋转。第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转。通过第二行星架24的旋转，各第二行星齿轮22在自转的同时进行公转。第二太阳齿轮21进行旋转。第一中间轴81与第二太阳齿轮21 一体地旋转。
[0153]第三太阳齿轮31与第一中间轴81—体地旋转。通过第三太阳齿轮31的旋转，各第三行星齿轮32进行自转。而且，第三内齿轮33进行旋转。需要说明的是，由于第三行星架34不能够进行旋转，因此，各第三行星齿轮32不进行公转。
[0154]第四行星架44与第三内齿轮33—体地旋转。其结果是，第四行星架44将具有变速后的旋转速度的动力输出。
[0155]接着，对上述的各速度级中的减速比的求法进行说明。使用以下的第一?第四关系式中的至少一个来求出各速度级中的减速比。
[0156]第一关系式是与第一行星齿轮机构I相关的式子，由以下的式子表示。
[0157]ai.Nai+bi.Nbi = (ai+bi).Nd
[0158]在此，ai为第一太阳齿轮11的齿数，bi为第一内齿轮13的齿数，Nai为第一太阳齿轮11的转数比，Nbl为第一内齿轮13的转数比，Ncl为第一行星架14的转数比。需要说明的是，各齿轮的转数比是指各齿轮的转数相对于输入轴7的转数之比。
[0159]第二关系式是与第二行星齿轮机构2相关的式子，由以下的式子表示。
[0160]a2.Na2+b2.Nb2=(a2+b2).NC2
[0161]在此，a2为第二太阳齿轮21的齿数，b2为第二内齿轮23的齿数，Na2为第二太阳齿轮21的转数比，Nb2为第二内齿轮23的转数比，Nc2为第二行星架24的转数比。
[0162]第三关系式是与第三行星齿轮机构3相关的式子，由以下的式子表示。
[0163]a3.Na3+b3.Nb3 = (a3+b3).NC3
[0164]在此，a3为第三太阳齿轮31的齿数，b3为第三内齿轮33的齿数，Na3为第三太阳齿轮31的转数比，Nb3为第三内齿轮33的转数比，Nc3为第三行星架34的转数比。
[0165]第四关系式是与第四行星齿轮机构4相关的式子，由以下的式子表示。
[0166]a4.Na4+b4.Nb4=(a4+b4).NC4
[0167]在此，a4为第四太阳齿轮41的齿数，b4为第四内齿轮43的齿数，Na4为第四太阳齿轮41的转数比，Nb4为第四内齿轮43的转数比，Nc4为第四行星架44的转数比。
[0168]对前进的第一速中的减速比的求法进行说明。由第一关系式求出第一行星齿轮机构I中的第一内齿轮13的转数比Nbl。需要说明的是，由于第一太阳齿轮11不进行旋转，因此，第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。由于第一行星架14与输入轴7—体地旋转，因此，第一行星架14的转数比1为1。
[0169]由于第二太阳齿轮21与第一内齿轮13—体地旋转，因此，第二太阳齿轮21的转数比Na2与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。由于第二行星架24、第三太阳齿轮31以及第四太阳齿轮41与第一中间轴81—体地旋转，因此，第二行星架24的转数比Nc2、第三太阳齿轮31的转数比Na3以及第四太阳齿轮41的转数比冗4相等。由于第二内齿轮23与第三行星架34—体地旋转，因此，第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。由于第三内齿轮33与第四行星架44 一体地旋转，因此，第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由于第四内齿轮43不进行旋转，因此，第四内齿轮43的转数比Nb4为O。
[0170]将上述转数比的关系代入至第二?第四关系式，并求解第二?第四关系式的联立三元一次方程式，由此求出第四行星架44的转数比Nc4。第四行星架44的转数比Nc4的倒数成为行星齿轮式变速器100的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的、内齿轮的齿数相对于太阳齿轮的齿数之比(齿数比)为如图3所示时，前进的第一速的减速比约为
6.98ο
[0171]同样，图2示出在各速度级中求出的减速比。在前进的第二速中，利用第四关系式来求出第四行星架44的转数比Nc4。由于第一行星架14与输入轴7—体地旋转，第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转，第四太阳齿轮41与第一中间轴81—体地旋转，因此，第四太阳齿轮41的转数比Na4为I。由于第四内齿轮43不进行旋转，因此，第四内齿轮43的转数比Nb4为O。其结果是，求出了前进的第二速中的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第二速的减速比约为4.43。
[0172]在前进的第三速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0173]接着，利用第四关系式来求出第四行星架44的转数比Nc4。由于第一中间轴81与第一内齿轮13—体地旋转，第四内齿轮43与第一中间轴81—体地旋转，因此，第四太阳齿轮41的转数比冗4与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第四内齿轮43的转数比Nm为O。其结果是，求出了前进的第三速中的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第三速的减速比约为3.29。
[0174]在前进的第四速中，第二行星架24的转数比12为1。第二太阳齿轮21的转数比12、第三太阳齿轮31的转数比Na3以及第四太阳齿轮41的转数比仏4相等。第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比NC4相同。第四内齿轮43的转数比Nm为O。
[0175]将上述转数比的关系代入至第二?第四关系式，并求解第二?第四关系式的联立三元一次方程式，由此求出第四行星架44的转数比Nc4。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第四速的减速比约为2.75。
[0176]在前进的第五速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0177]接着，利用第二关系式来求出第二内齿轮23的转数比Nb2。第二太阳齿轮21的转数比Na2与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第二行星架24的转数比Nc2为I。
[0178]接着，利用第三关系式和第四关系式来求出第四行星架44的转数比Nc4。第四太阳齿轮41的转数比仏4与第三太阳齿轮31的转数比Na3相同。第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。第四内齿轮43的转数比Nb4为O。其结果是，求出了前进的第五速中的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第五速的减速比约为2.29。
[0179]在前进的第六速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0180]接着，利用第二关系式来求出第二内齿轮23的转数比Nb2。第二太阳齿轮21的转数比Na2与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第二行星架24的转数比Nc2为I。
[0181]接着，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。第三太阳齿轮31的转数比Na3与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。
[0182]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比Nc4。其结果是，求出了前进的第六速中的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第六速的减速比约为1.56。
[0183]在前进的第七速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0184]接着，利用第二关系式来求出第二内齿轮23的转数比Nb2。第二太阳齿轮21的转数比Na2与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第二行星架24的转数比Nc2为I。
[0185]接着，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。第三太阳齿轮31的转数比Na3为I。第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。
[0186]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此，求出第四行星架44的转数比Nc4。其结果是，求出了前进的第七速中的减速比。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第七速的减速比约为1.32。
[0187]在前进的第八速中，不进行如上述那样变速。前进的第八速中的减速比为I。
[0188]在前进的第9速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NclSl。
[0189]第一内齿轮13的转数比Nbl、第二太阳齿轮21的转数比Na2、第二行星架24的转数比Nc2以及第三太阳齿轮31的转数比Na3相等。第二内齿轮23的转数比Nb2与第三行星架34的转数比Nc3相同。因此，第三内齿轮33的转数比Nb3与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。
[0190]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比Na。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，前进的第9速的减速比约为0.74。
[0191]在后退的第一速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbl。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0192]接着，利用第二关系式来求出第二行星架24的转数比Nc2。第二太阳齿轮21的转数比Na2与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第二内齿轮23的转数比Nb2为O。
[0193]接着，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。第三太阳齿轮31的转数比Na3与第二行星架24的转数比Nc2相同。第三行星架34的转数比冗3为0。
[0194]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比NC4。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，后退的第一速的减速比约为-6.30。
[0195]在后退的第二速中，利用第一关系式来求出第一内齿轮13的转数比Nbi。第一太阳齿轮11的转数比Nal为O。第一行星架14的转数比NcaS I。
[0196]接着，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。第三太阳齿轮31的转数比Na3与第一内齿轮13的转数比Nbl相同。第三行星架34的转数比Nc3为O。
[0197]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比NC4。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，后退的第二速的减速比约为-2.13。
[0198]在代替的后退的第二速(R2’)中，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。第一行星架14与输入轴7—体地旋转，第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转，第一中间轴81与第二行星架24—体地旋转，第三太阳齿轮31与第一中间轴81—体地旋转，因此，第三太阳齿轮31的转数比Na3为I。第三行星架34的转数比Nc3为O。
[0199]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比Na。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，代替的后退的第二速(R2’)的减速比约为-2.87。
[0200]在代替的后退的第二速(R2”)中，利用第二关系式来求出第二太阳齿轮21的转数比Na2。由于第一行星架14与输入轴7—体地旋转，第二行星架24与第一行星架14 一体地旋转，因此，第二行星架24的转数比Nc2为I。第二内齿轮23的转数比Nb2为O。
[0201]接着，利用第三关系式来求出第三内齿轮33的转数比Nb3。由于第一中间轴81与第二太阳齿轮21—体地旋转，第三太阳齿轮31与第一中间轴81—体地旋转，因此，第三太阳齿轮31的转数比Na3与第二太阳齿轮21的转数比Nc2相同。第三行星架34的转数比Nc3为O。
[0202]第三内齿轮33的转数比Nb3与第四行星架44的转数比Nc4相同。由此求出第四行星架44的转数比Na。例如，当第一?第四行星齿轮机构I?4中的齿数比为如图3所示时，代替的后退的第二速(R2”)的减速比约为-0.97。
[0203]需要说明的是，图2中所示的级间比表示各变速级的减速比之间的比。详细而言，针对彼此相邻的变速级的减速比，将用高速级的减速比除以低速级的减速比而得到的值称为级间比。总级间比是指，用最高速级的减速比除以最低速级的减速比而得到的值。本实施方式的行星齿轮式变速器100具有九级前进的速度级。本实施方式的行星齿轮式变速器100的总级间比是用前进的第9速的减速比除以前进的第一速的减速比而得到的值。
[0204]本实施方式的行星齿轮式变速器100具有九级前进的速度级以及两级后退的速度级，行星齿轮式变速器100的速度级增加。为了实现九级前进、两级后退的速度级，行星齿轮式变速器100具有四个行星齿轮机构和合计六个离合器以及制动器，部件个数降低。图2所示的总级间比为9.40，总级间比扩大。九级前进的速度级的级间比处于1.19?1.58的范围内，级间比的偏差得以降低。
[0205]应该认为此次公开的实施方式的全部的点均是例示，而不是限制性的内容。本发明的范围由请求保护的范围示出而非上述说明，包含与请求保护的范围等同意义及范围内的全部变更。
[0206]附图标记说明
[0207]I第一行星齿轮机构，2第二行星齿轮机构，3第三行星齿轮机构，4第四行星齿轮机构，7输入轴，9壳体，10输出轴，11第一太阳齿轮，12第一行星齿轮，13第一内齿轮，14第一行星架，21第二太阳齿轮，22第二行星齿轮，23第二内齿轮，24第二行星架，31第三太阳齿轮，32第三行星齿轮，33第三内齿轮，34第三行星架，41第四太阳齿轮，42第四行星齿轮，43第四内齿轮，44第四行星架，51第一离合器，52第二离合器，53第三离合器，61第一制动器，62第二制动器，63第三制动器，81第一中间轴，100行星齿轮式变速器。
【主权项】
1.一种行星齿轮式变速器，其具备: 输入轴，其构成为以旋转轴为中心进行旋转； 第一中间轴，其构成为以所述旋转轴为中心进行旋转； 第一行星齿轮机构，其具有第一太阳齿轮、第一行星齿轮、第一内齿轮以及第一行星架，该第一行星架构成为与所述输入轴一体地旋转； 第二行星齿轮机构，其具有第二太阳齿轮、第二行星齿轮、第二内齿轮以及第二行星架，该第二太阳齿轮构成为与所述第一内齿轮一体地旋转； 第三行星齿轮机构，其具有第三太阳齿轮、第三行星齿轮、第三内齿轮以及第三行星架，该第三太阳齿轮构成为与所述第一中间轴一体地旋转，该第三行星架构成为与所述第二内齿轮一体地旋转； 第四行星齿轮机构，其具有第四太阳齿轮、第四行星齿轮、第四内齿轮以及第四行星架，该第四太阳齿轮构成为与所述第一中间轴一体地旋转，该第四行星架构成为与所述第三内齿轮一体地旋转且输出动力； 第一离合器，其构成为将所述第一内齿轮以及所述第二太阳齿轮与所述第一中间轴连结； 第二离合器，其构成为将所述第一行星架与所述第二行星架连结； 第三离合器，其构成为将所述第二行星架与所述第一中间轴连结； 第一制动器，其构成为对所述第一太阳齿轮的旋转进行制动； 第二制动器，其构成为对所述第二内齿轮以及所述第三行星架的旋转进行制动；以及 第三制动器，其构成为对所述第四内齿轮的旋转进行制动。2.根据权利要求1所述的行星齿轮式变速器，其中， 所述行星齿轮式变速器还具备输出轴，该输出轴构成为与所述第四行星架一体地旋转。3.根据权利要求1或2所述的行星齿轮式变速器，其中， 所述第一行星齿轮机构、所述第二行星齿轮机构、所述第三行星齿轮机构、所述第四行星齿轮机构沿着旋转轴方向依次配置。
【文档编号】F16H3/66GK106062419SQ201680000708
【公开日】2016年10月26日
【申请日】2016年2月1日
【发明人】安田伸人, 松尾拓, 盐原正树, 镰谷丰, 泉浩平
【申请人】株式会社小松制作所