JP2000304107A - 自動変速機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセッ
トを用いる多段の自動変速機において、両者に生じるス
ラスト力を低ベアリング負荷又は低ケース負荷で支持す
る。 【解決手段】 自動変速機は、入力軸１１に連結されて
反力要素Ｓ１を固定することにより出力要素Ｃ１に減速
回転を出力する減速用プラネタリギヤＧ１と、それから
の減速回転を入力として変速回転を出力するプラネタリ
ギヤセットＧ２を備える。少なくとも第１速駆動時に、
減速用プラネタリギヤの一要素Ｒ１と、プラネタリギヤ
セットの一要素Ｓ３とにそれぞれ発生するスラスト力が
伝達される伝達経路を設ける。その経路に、要素Ｒ１の
スラスト力Ｆ１の方向と、要素Ｓ３のスラスト力Ｆ３の
方向を、第１速駆動時に互いに異なる方向となるよう
に、それぞれの要素のはす歯のねじり方向を設定した。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、自動変速機に関
し、特に、そのギヤトレインにおいて動力伝達により変
速要素に生じるスラスト力を支持する技術に関する。

【０００２】

【従来の技術】車両のドライバビリティの確保のみなら
ず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、車両用
自動変速機には多段化の要求があり、こうした要求か
ら、変速機構は従来の前進４速のものから５速のものへ
と移行しつつある。そして、限られた車両搭載スペース
内で更なる多段化を実現するには、変速段当たりのギヤ
トレインの一層の小要素化、機構の簡素化が必要とな
り、そのギヤトレイン構成に苦心を要するところである
が、こうしたなかで、最小限の変速要素からなるプラネ
タリギヤセットを用い、前進６速・後進１速を達成する
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は、減速
用プラネタリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減
速回転を入力として変速回転を出力するプラネタリギヤ
セットとの組み合わせにより多段変速を達成する点を特
徴とするものである。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】上記提案に係るギヤト
レイン構成は、変速段当たりの変速要素数、必要とする
クラッチ及びブレーキの数において原理的には合理性を
もつものであるが、実用面での改善すべき問題点を残し
ている。特に、乗用車用の自動変速機においては、ギヤ
ノイズ低減のために、プラネタリギヤを構成するサンギ
ヤ、ピニオン及びリングギヤに、はすば歯車を使用する
のが通例であり、こうした構成の利点は、はすば歯車に
よりそれぞれのギヤのかみ合い率が上がり、ギヤノイズ
を低減することができるところにあるが、その反面、リ
ングギヤ及びサンギヤにそれぞれ相反するスラスト力が
発生する問題点も含んでいる。

【０００４】こうしたスラスト力への対応について、上
記公報には特に解決手段が開示されていないが、従来の
自動変速機において用いられている通常の技術の延長線
上での考え方を、上記提案のギヤトレインに当てはめれ
ば、減速用プラネタリギヤ（単式遊星歯車組）とプラネ
タリギヤセット（複式遊星歯車組）との間にセンタサポ
ートを配置して、動力伝達によりそれぞれの遊星歯車組
に生じるスラスト力を別途にセンタサポートとケースで
受けて互いに干渉させないようにする方法を採ることに
なるが、こうした構成を採ると、センタサポートの配設
分だけ変速機の軸方向寸法が増大し、ただでさえ多段化
に伴いそれなりの機構の大型化が避けられない多段自動
変速機での対策としては、特に車両への搭載性を損なう
点で問題点がある。

【０００５】そこで、本発明は、上記問題点を解消し、
減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットとにそれ
ぞれ作用するスラスト力を、変速機の軸方向寸法を増大
させることなく支持することができる自動変速機を提供
することを目的とする。

【０００６】

【課題を解決するための手段】上記の目的を達成するた
め、本発明は、入力軸に連結されて反力要素を固定する
ことにより出力要素に減速回転を出力する減速用プラネ
タリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を
入力として変速回転を出力するプラネタリギヤセットと
により多段変速を達成する自動変速機において、少なく
とも第１速駆動時に、前記減速用プラネタリギヤの一要
素と、前記プラネタリギヤセットの一要素とにそれぞれ
発生するスラスト力が伝達される共通の伝達経路を有
し、該共通の伝達経路における減速用プラネタリギヤの
前記一要素のスラスト力の方向と、プラネタリギヤセッ
トの前記一要素のスラスト力の方向が、第１速駆動時に
互いに異なる方向となるように、それぞれの要素のはす
歯のねじり方向を設定したことを特徴とする。

【０００７】上記の構成において、前記ねじり方向は、
減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタリギヤ
セットの前記一要素に発生するスラスト力が、第１速駆
動時に互いに向き合う方向とされ、前記共通の伝達経路
において、それぞれの要素に発生するスラスト力を共通
に受けるベアリングを有し、該ベアリングは、プラネタ
リギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力と減速
用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力と
の差分のスラスト力を受けるものとするのが有効であ
る。

【０００８】また、前記の構成において、前記ねじり方
向は、減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタ
リギヤセットの前記一要素に発生するスラスト力が、第
１速駆動時に互いに離れ合う方向とされ、前記共通の伝
達経路において、それぞれの要素に発生するスラスト力
を受けるベアリングを有し、該ベアリングは、プラネタ
リギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力と減速
用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力と
をそれぞれ独立して受けるものとすることもできる。

【０００９】上記いずれかの構成において、前記減速用
プラネタリギヤの反力要素はケースに固定され、前記共
通の伝達経路に伝達されるスラスト力は、前記ベアリン
グを介してケースに伝達される構成とするのが有効であ
る。

【００１０】また、上記いずれかの構成において、前記
プラネタリギヤセットのキャリアは、前記共通の伝達経
路上で軸方向に支持された構成とするのも有効である。

【００１１】また、上記いずれかの構成において、前記
プラネタリギヤセットは、その一要素である第１サンギ
ヤと、該第１サンギヤとは別体の第２サンギヤを有し、
前記第２サンギヤに作用するスラスト力を受けるベアリ
ングが、前記共通の伝達経路とは異なる経路上に配設さ
れた構成とするのが有効である。

【００１２】また、前記いずれかの構成において、前記
プラネタリギヤセットは、第１サンギヤと、該第１サン
ギヤとは別体の第２サンギヤを有し、前記第１及び第２
サンギヤの間にベアリングが配設された構成とするのも
有効である。

【００１３】また、前記いずれかの構成において、前記
減速用プラネタリギヤの前記一要素は、リングギヤであ
る構成とするのも有効である。

【００１４】また、前記いずれかの構成において、前記
減速用プラネタリギヤの反力要素は、オイルポンプケー
スに固定され、減速用プラネタリギヤの前記一要素に発
生するスラスト力は、前記ベアリングを介してオイルポ
ンプケースに伝達される構成とするのも有効である。

【００１５】また、前記減速用プラネタリギヤは、前記
反力要素であるサンギヤと、該サンギヤに噛合するピニ
オンを支持してプラネタリギヤセットの前記一要素に連
結されたキャリアと、該キャリアに支持したピニオンに
噛合し、前記入力軸に連結部材を介して連結する減速用
プラネタリギヤの前記一要素であるリングギヤとからな
り、前記ベアリングは、サンギヤと連結部材との間に配
設された構成とするのが有効である。

【００１６】そして、前記プラネタリギヤセットの前記
一要素はサンギヤであり、前記連結部材は、前記減速用
プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配設さ
れ、連結部材とサンギヤとの間に、第２ベアリングが配
設された構成とするのが有効である。

【００１７】また、前記プラネタリギヤセットは、キャ
リアに支持されて互いに噛合するロングピニオン及びシ
ョートピニオンと、ロングピニオンに噛合する第１サン
ギヤと、ショートピニオンに噛合する第２サンギヤと、
ロングピニオンとショートピニオンのいずれかに噛合す
るリングギヤとからなるラビニヨタイプのプラネタリギ
ヤセットである構成とするのが有効である。

【００１８】更に、前記リングギヤは、前記ショートピ
ニオンに噛合する構成とするのが有効である。

【００１９】また、前記リングギヤは、前記ロングピニ
オンに噛合する構成とするのが有効である。

【００２０】また、前記ロングピニオンは、その一方端
で前記第１サンギヤに噛合し、前記リングギヤは、ロン
グピニオンの他方端に噛合する構成とするのが有効であ
る。

【００２１】また、前記入力軸は、更に他の連結部材を
介して前記プラネタリギヤセットのキャリアに連結さ
れ、プラネタリギヤセットのサンギヤと他の連結部材と
の間に第３ベアリングが配設され、前記ケースと他の連
結部材との間に第４ベアリングが配設され、後進駆動
時、減速用プラネタリギヤのリングギヤのスラスト力
は、第２、第３及び第４ベアリングを介してケースに伝
達される構成とするのが有効である。

【００２２】

【発明の作用及び効果】上記請求項１記載の構成では、
最も駆動力が大きく、スラスト力による負荷がかかる第
１速駆動時に、減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤ
セットそれぞれのスラスト力が変速要素のはす歯のねじ
り方向の組み合わせにより互いに異なる方向に設定され
ているため、この方向が互いに向き合う方向のときに
は、共通の伝達経路には、一方向からプラネタリギヤセ
ットの一要素のスラスト力が、また他方向からは減速用
プラネタリギヤの一要素のスラスト力が作用し、結果と
して差し引いたスラスト力を前記共通の伝達経路の外で
受けるように構成される。また、上記の方向が互いに離
れ合う方向のときには、共通の伝達経路にはスラスト力
が作用しないため、結果としてそれぞれのスラスト力
は、独立して共通の伝達経路の外で受けるように構成さ
れる。したがって、前記スラスト力を受ける部材の耐久
性の低下を防止することができる。また、減速用プラネ
タリギヤとプラネタリギヤセットのそれぞれに発生する
スラスト力を対向させて互いに緩衝させる構成であるた
め、スラスト力を受けるためのセンタサポートを設ける
必要がなく、その分に対応するだけ変速機の軸方向寸法
の短縮を図ることができる。

【００２３】次に、請求項２記載の構成では、プラネタ
リギヤセットの一要素に作用するスラスト力と減速用プ
ラネタリギヤの一要素に作用するスラスト力を対向させ
て相殺することで、共通の伝達経路の外に配置したベア
リングに掛かるスラスト力を低減することができるた
め、ベアリングをコンパクトに構成でき、更に変速機の
軸方向寸法の短縮を図ることができる。

【００２４】また、請求項３記載の構成では、最も駆動
力が大きく、スラスト力による負荷がかかる第１速駆動
時に、プラネタリギヤセットの一要素に作用するスラス
ト力と減速用プラネタリギヤの一要素に作用するスラス
ト力とを互いに緩衝させずに独立させることで、共通の
伝達経路の外に配置したベアリングにかかるスラスト力
を低減するとができるため、その分ベアリングをコンパ
クトに構成でき、更に変速機の軸方向寸法の短縮を図る
ことができる。

【００２５】また、減速用プラネタリギヤの反力要素が
ケースに固定されていない場合には、適宜の固定手段に
より固定される減速用プラネタリギヤの反力要素とケー
スとの間にもう一つのスラストベアリングを必要とする
ため、その分の変速機の軸方向寸法の増大が避けられな
いのに対して、請求項４記載の構成では、サンギヤをケ
ースに固定して一体化にすることで、前記ベアリングの
みでスラスト力を受けことができるので、更に軸方向寸
法の短縮を図ることができる。

【００２６】また、プラネタリギヤセットのキャリアの
少なくとも一端を軸方向に支持させる必要があるが、該
支持を伝達経路外で支持させる場合には、スラスト力の
伝達経路上にキャリアの支持部材が介在されるため、そ
の分だけスラストベアリングの個数が増加する。これに
対して、請求項５記載の構成では、キャリアの支持を共
通の伝達経路上で行うことになるため、スラストベアリ
ングの個数を低減させることができる。

【００２７】また、請求項６記載の構成では、プラネタ
リギヤセットの第１のサンギヤには共通の伝達経路のス
ラスト力が作用するのに対して、第２サンギヤには、共
通の伝達経路を伝わる第１のサンギヤや減速用プラネタ
リギヤのスラスト力が作用しないようにすることができ
る。したがって、第２サンギヤに生じるスラスト力を受
けるベアリングを、共通の伝達経路外で専ら第２サンギ
ヤのスラスト力のみを受けるためのコンパクトなものと
することができる。

【００２８】また、請求項７記載の構成では、第１サン
ギヤに生じるスラスト力をベアリングを介して第１サン
ギヤと第２サンギヤとの間で伝達することができるた
め、第１サンギヤに生じるスラスト力をそれに噛合する
ピニオンギヤのキャリアを介して伝達する場合のよう
に、キャリアをスラスト力伝達のために伝達経路内に介
在させことに伴うベアリングの配設を不要とすることが
でき、それにより共通の伝達経路内へのベアリングの配
設数を削減することができる。

【００２９】また、請求項８記載の構成では、減速用プ
ラネタリギヤのリングギヤとサンギヤが、それらに掛か
るスラスト力に対して、その間にベアリングを挟んで互
いに向き合う方向となるため、リングギヤからベアリン
グを介してケースに伝達されるスラスト力は、サンギヤ
との対向で相殺されるため、ベアリングを介してスラス
ト力を受けるケース等の部材への負荷を低減し、その耐
久性の低下を防止することができる。

【００３０】また、請求項９記載の構成では、オイルポ
ンプケースにかかるスラスト力を低減することができる
ので、オイルポンプケースの耐久性の低下を防止するこ
とができる。

【００３１】そして、請求項１０記載の構成では、上記
スラスト力の軽減により、減速用プラネタリギヤのサン
ギヤに当接させるスラストベアリングの大型化を防止す
ることができるため、ベアリングをサンギヤの歯底に当
接させる構成を採る場合には、当接面を確保するために
サンギヤの歯底径を大きく取る必要がなくなり、減速用
プラネタリギヤの径方向寸法の増大を防止することがで
きる。また、ベアリングをサンギヤの歯端部に当接させ
る構成を採る場合でも、強度確保のためにベアリングレ
ースを厚くする必要がないため、その分、伝達経路の軸
方向寸法の増大を防止することができる。

【００３２】また、請求項１１記載の構成では、プラネ
タリギヤセットのサンギヤのスラスト力が減速用プラネ
タリギヤのリングギヤのスラスト力より大きい場合に
は、サンギヤからのスラスト力は、第２ベアリングを介
して第１ベアリングヘ伝達され、減速用プラネタリギヤ
のリングギヤのスラスト力は、前記サンギヤのスラスト
力に対向して第２ベアリングヘ伝達される。したがっ
て、共通の伝達経路で相殺されたスラスト力を第１ベア
リングで受けるようになるため、該ベアリングをコンパ
クトに構成できる。

【００３３】更に、請求項１２記載の構成では、プラネ
タリギヤセットをラビニヨタイプとすることで、キャリ
アの共通化によりプラネタリギヤセットの軸方向寸法の
短縮を図ることができる。

【００３４】また、請求項１３記載の構成では、動力伝
達を回転モーメントを生じないショートピニオン側で行
わせることで、ロングピニオン側の回転モーメントの発
生を防止することができるため、それらのキャリアひい
てはキャリアの回転支持部にかかる負荷を低減すること
ができる。

【００３５】一方、請求項１４記載の構成では、リング
ギヤをショートピニオンに噛合させる場合に比べて、径
方向寸法の短縮を図ることができる。

【００３６】ところで、ラビニヨタイプのプラネタリギ
ヤセットを用いる場合、ロングピニオンに対してそれぞ
れ対向してサンギヤ及びリングギヤが噛合する場合に
は、ピニオンが長いため、サンギヤ及びリングギヤのス
ラスト方向が向き合う方向に設定されていると、該サン
ギヤ及びリングギヤに歯合するロングピニオンには離れ
合う方向にスラスト力が発生する。更に、ギヤ間にはギ
ヤのかみ合いにおいて離れ合う力としてセパレート力が
発生し、それらが互いに向き合う方向に作用する。結
果、スラスト力によるモーメントとセパレート力による
モーメントが相乗してロングピニオンに作用し、該ロン
グピニオンの支持部に作用する負荷が大きくなってしま
う。これに対して、請求項１５記載の構成では、プラネ
タリギヤセットのサンギヤに発生するスラスト力の方向
が減速用プラネタリギヤのリングギヤに発生するスラス
ト力の方向と向き合う方向となるようにサンギヤのねじ
れ角が設定されているため、結果としてプラネタリギヤ
セットのリングギヤには、サンギヤとは相異なるスラス
ト力が発生し、この力がモーメントを打ち消す方向に作
用する。したがって、ロングピニオンの支持部にかかる
負荷を低減することができる。

【００３７】また、請求項１６記載の構成では、後進駆
動時においても、減速用プラネタリギヤのリングギヤに
発生するスラスト力を、第２、第３及び第４ベアリング
を介してケースで受け止める構成であるので、入力軸を
介してスラスト力を分割する方法に比べて、各部材間の
クリアランスが減少するため、その分軸方向寸法を短縮
することができる。

【００３８】

【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は本発明をフロントエンジン・リ
ヤドライブ（ＦＲ）車用の縦置式の自動変速機に適用し
た第１実施形態をスケルトンで示す。この自動変速機
は、入力軸１１に連結されて反力要素であるサンギヤＳ
１を固定することにより出力要素であるキャリアＣ１に
減速回転を出力する減速用プラネタリギヤＧ１と、減速
用プラネタリギヤＧ１からの減速回転を入力として変速
回転を出力するプラネタリギヤセットＧ２とにより多段
の前進６速・後進１速の変速を達成する自動変速機とさ
れている。

【００３９】更に各部について詳述すると、この自動変
速機では、その機構の最前部に、図示しないエンジンに
連結されるロックアップクラッチ２０付のトルクコンバ
ータ２が配置され、その後部に変速機構が配置された構
成が採られている。トルクコンバータ２は、ポンプイン
ペラ２１と、タービンランナ２２と、それらの間に配置
されたステータ２３と、ステータ２３を変速機ケース１
０に一方向回転係合させるワンウェイクラッチ２４と、
ワンウェイクラッチのインナレースを変速機ケース１０
に固定するステータシャフト２５とを備える。

【００４０】減速用プラネタリギヤＧ１は、シンプルプ
ラネタリギヤで構成され、その一要素である入力要素と
してのリングギヤＲ１を入力軸１１に連結され、減速回
転の出力要素としてのキャリアＣ１を多板クラッチＣ−
１を介してプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤ
Ｓ３に連結されるとともに、多板クラッチＣ−３を介し
て同じくプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ
２に連結され、反力を取る固定要素としてのサンギヤＳ
１を変速機ケース１０に固定されている。

【００４１】変速機構の主体をなすプラネタリギヤセッ
トＧ２は、大小径の異なる一対のサンギヤＳ２，Ｓ３
と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合す
るとともにリングギヤＲ３に噛合し、他方が小径のサン
ギヤＳ３に噛合するロングピニオンＰ２及びショートピ
ニオンＰ３を支持するキャリアＣ２（Ｃ３）からなるラ
ビニヨタイプのギヤセットで構成されている。そして、
大径のサンギヤＳ２は、バンドブレーキからなるブレー
キＢ−１と、それに並列するワンウェイクラッチＦ−１
とその係合を有効にする多板ブレーキＢ−２によりケー
ス１０に係止可能とされ、キャリアＣ２（Ｃ３）は、並
列するワンウェイクラッチＦ−２と多板ブレーキＢ−３
によりケース１０に係止可能とされている。プラネタリ
ギヤセットＧ２の非減速回転の入力要素としてのキャリ
アＣ２（Ｃ３）は、多板クラッチＣ−２を介して入力軸
１１に連結され、変速回転の出力要素としてのリングギ
ヤＲ３は、出力軸１９に連結されている。

【００４２】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
両負荷と車速に基づき、変速を行う。図２は各クラッ
チ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合及び解放
（○印で係合、無印で解放、△印でエンジンブレーキ時
のみの係合、●印で変速段の達成に直接作用しない係合
を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、
図３は各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの
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、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速
度線図で示す。

【００４３】図２及び図３を併せ参照してわかるよう
に、第１速（１ｓｔ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ
−３の係合（本形態において、作動表を参照してわかる
ように、このブレーキＢ−３の係合に代えてワンウェイ
クラッチＦ−２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ブレーキＢ−３の係
合に相当する理由については後に詳述する。）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
減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラ
ッチＣ−１経由でプラネタリギヤセットＧ２の小径のサ
ンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−２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Ｒ３の最大減速比の減速回転が出力軸１
９に出力される。

【００４４】次に、第２速（２ｎｄ）は、クラッチＣ−
1 とブレーキＢ−１の係合に相当するワンウェイクラッ
チＦ−１の係合とそれを有効にするブレーキＢ−２の係
合（これらの係合がブレーキＢ−１の係合に相当する理
由についても後に詳述する。）により達成される。この
場合、入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１を経て
減速された回転がクラッチＣ−１経由でプラネタリギヤ
セットＧ２の小径のサンギヤＳ３に入力され、ブレーキ
Ｂ−２及びワンウェイクラッチＦ−１の係合により係止
された大径のサンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤ
Ｒ３の減速回転が出力軸１９に出力される。このときの
減速比は、図３に見るように、第１速（１ｓｔ）より小
さくなる。

【００４５】また、第３速（３ｒｄ）は、クラッチＣ−
１とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この
場合、入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１を経て
減速された回転がクラッチＣ−１とクラッチＣ−３経由
で同時にプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ
２と小径のサンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセ
ットＧ２が直結状態となるため、両サンギヤＳ２，Ｓ３
への入力回転と同じリングギヤＲ３の回転が、入力軸１
１の回転に対しては減速された回転として、出力軸１９
に出力される。

【００４６】更に、第４速（４ｔｈ）は、クラッチＣ−
１とクラッチＣ−２の同時係合により達成される。この
場合、一方で入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１
を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でプラネタ
リギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３に入力され、他
方で入力軸１１からクラッチＣ−２経由で入力された非
減速回転がキャリアＣ２（Ｃ３）に入力され、２つの入
力回転の中間の回転が、入力軸１１の回転に対しては僅
かに減速されたリングギヤＲ３の回転として出力軸１９
に出力される。

【００４７】次に、第５速（５ｔｈ）は、クラッチＣ−
２とクラッチ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から減速用プラネタリギヤＧ１
を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でプラネタ
リギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２に入力され、他
方で入力軸１１からクラッチＣ−２経由で入力された非
減速回転がキャリアＣ２（Ｃ３）に入力され、リングギ
ヤＲ３の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転が
出力軸１９に出力される。

【００４８】そして、第６速（６ｔｈ）は、クラッチＣ
−２とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場
合、入力軸１１からクラッチＣ−２経由で非減速回転が
プラネタリギヤセットＧ２のキャリアＣ２（Ｃ３）にの
み入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大
径のサンギヤＳ２に反力を取り、リングギヤＲ３の更に
増速された回転が出力軸１９に出力される。

【００４９】なお、後進（Ｒｅｖ）は、クラッチＣ−３
とブレーキＢ−３の係合により達成される。この場合、
入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速さ
れた回転がクラッチＣ−３経由でプラネタリギヤセット
Ｇ２の大径のサンギヤＳ２に入力され、ブレーキＢ−３
の係合により係止されたキャリアＣ２（Ｃ３）に反力を
取り、リングギヤＲ３の逆転が出力軸１９に出力され
る。

【００５０】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Ｒ３（このリングギヤ
は、大径のサンギヤＳ２に対しては理論上別個のリング
ギヤＲ２を構成する）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、各変速段に対し
て比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。

【００５１】ここで、先に触れたワンウェイクラッチＦ
−２とブレーキＢ−３との関係及びワンウェイクラッチ
Ｆ−１と両ブレーキＢ−１，Ｂ−２との関係について説
明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，
Ｂ−３の係合・解放関係にみるように、これら両ブレー
キは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の
解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替え
される摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替え
は、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精
密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そ
のためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化
等を招くこととなる。そこで、本形態では、第１速と第
２速とで、キャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクが
逆転するのを利用して、ワンウェイクラッチＦ−２の係
合方向を第１速時の反力トルク支持方向に合わせた設定
とすることで、ワンウェイクラッチＦ−２に実質上ブレ
ーキＢ−３の係合と同等の機能を発揮させて、第１速時
のブレーキＢ−３の係合に代えて（ただし、ホイール駆
動の車両コースト状態ではキャリアＣ２（Ｃ３）にかか
る反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転
するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図２
に△印で示すようにブレーキＢ−３の係合を必要とす
る）、キャリアＣ２（Ｃ３）の係止を行っているわけで
ある。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェ
イクラッチを設けることなく、ブレーキＢ−３の係合に
より第１速を達成する構成を採ることもできる。

【００５２】上記と同様の関係が大径のサンギヤＳ２の
場合について成り立ち、この場合は、ワンウェイクラッ
チＦ−１の係合方向を第２速時の反力トルク支持方向に
合わせた設定とすることで、ワンウェイクラッチＦ−１
に実質上ブレーキＢ−１の係合と同等の機能を発揮させ
ることができる。ただし、この大径のサンギヤＳ２は、
キャリアＣ２（Ｃ３）とは異なり、第２速時のエンジン
ブレーキ効果を得るために係合するだけでなく、第６速
達成のためにも係止される変速要素であるため、ブレー
キＢ−１が必要となる。また、大径のサンギヤＳ２は、
図３の速度線図でも分かるように、第１速達成時には入
力回転方向に対して逆方向に回転するが、第３速以上の
変速段の場合は、入力回転方向と同じ方向に回転する。
したがって、ワンウェイクラッチＦ−１は、直接固定部
材に連結することができないため、ブレーキＢ−２との
直列配置により係合状態の有効性を制御可能な構成とし
ている。

【００５３】次に、図４は上記ギヤトレインの変速機構
部を更に具体化した模式断面で示す。本発明の基本的特
徴に従い、自動変速機は、少なくとも上記第１速駆動時
に、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１と、プ
ラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３とにそれ
ぞれ発生するスラスト力Ｆ１，Ｆ３が伝達される伝達経
路を有する。そして、この伝達経路における減速用プラ
ネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１の方
向と、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３
のスラスト力Ｆ３の方向が、第１速駆動時に互いに異な
る方向となるように、それぞれの要素のはす歯のねじり
方向を設定している。この形態の場合、ねじり方向は、
上記互いに異なる方向のうち、減速用プラネタリギヤＧ
１のリングギヤＲ１と、プラネタリギヤセットＧ２の小
径のサンギヤＳ３に発生するスラスト力が、第１速駆動
時に互いに向き合う方向が選択されている。具体的に
は、入力軸１１の回転方向を、その前側から見て、図示
のように時計回りとした場合、はす歯のねじり方向を、
減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１については、
同じ時計回り方向、プラネタリギヤセットＧ２のロング
ピニオンＰ２については、反時計回り方向のねじりを設
定している。当然ながら、ピニオンＰ１に噛合するリン
グギヤＲ１とロングピニオンＰ２にショートピニオンＰ
３を介して噛合するリングギヤＲ３も含めて、他の要素
のはす歯のねじり方向は、これに見合った方向とされ
る。

【００５４】このギヤトレインは、減速用プラネタリギ
ヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２に生じるスラスト力
を伝達する伝達経路に多数のベアリングを有する。これ
らベアリングのうち、第１ベアリング３１は、減速用プ
ラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１と、リングギヤＲ１に
入力回転を伝達する連結部材１２との間に配置されてい
る。また、一対の第２ベアリング３２，３３は、連結部
材１２とプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ
３の延長部との間に配置されている。更に、一対の第３
ベアリング３６，３７は、プラネタリギヤセットＧ２の
小径のサンギヤＳ３と、キャリアＣ２（Ｃ３）に入力回
転を伝達する他の連結部材１３との間に配置されてい
る。そして、同じく一対の第４ベアリング３８，３９
は、他の連結部材１３とケース１０との間に配設されて
いる。したがって、これらのベアリングのうち、第１ベ
アリング３１は、共通の伝達経路においてプラネタリギ
ヤセットＧ２の一要素である小径のサンギヤＳ３に作用
するスラスト力Ｆ３と減速用プラネタリギヤＧ１の一要
素であるリングギヤＲ１に作用するスラスト力Ｆ１との
差分のスラスト力を受ける。更に、プラネタリギヤセッ
トＧ２の小径のサンギヤＳ３の延長部とクラッチＣ−１
のハブ側部材とワンウェイクラッチＦ−２との間には、
大径のサンギヤＳ２の両方向のスラスト力を受ける一対
のベアリング３４，３５が配設されている。

【００５５】本形態では、減速用プラネタリギヤＧ１の
反力要素であるサンギヤＳ１は、ケース１０に固定され
ている。この構成は、サンギヤＳ１を他の固定手段を介
してケースに固定する場合のように、サンギヤとケース
との間にもう一つのスラストベアリングを配設する必要
性を排除し、その分の変速機の軸方向寸法の増大を避け
るものである。この構成により、共通の伝達経路に伝達
されるスラスト力は、ベアリング３１を介してケース１
０に伝達される。

【００５６】また、本形態では、プラネタリギヤセット
Ｇ２は、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセットとさ
れ、そのリングギヤＲ３は、ロングピニオンＰ２に噛合
し、ロングピニオンＰ２は、その一方端で大径の第１サ
ンギヤＳ２に噛合し、リングギヤＲ３は、ロングピニオ
ンＰ２の他方端に噛合する構成が採られている。この構
成は、キャリアＣ２（Ｃ３）の共通化によりプラネタリ
ギヤセットＧ２の軸方向寸法の短縮に役立っている。

【００５７】また、入力軸１１は、他の連結部材１３及
びクラッチＣ−２を介してプラネタリギヤセットＧ２の
キャリアＣ３（Ｃ２）に連結され、プラネタリギヤセッ
トＧ２の小径のサンギヤＳ３と他の連結部材１３との間
に第３ベアリング３６，３７が配設されて、ケース１０
と他の連結部材１３との間に第４ベアリング３８，３９
が配設されている。これにより、後進駆動時、減速用プ
ラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１
は、第２ベアリング３２，３３、第３ベアリング３６，
３７及び第４ベアリング３８，３９を介してケース１０
に伝達される。

【００５８】図５及び図６は、前記した各変速段におけ
るスラスト力の変化を模式断面上で示す。図５を参照
（ただし、各部材を表す符号については、図４を参照）
して、第１速（１ｓｔ）駆動時は、動力伝達が、減速用
プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１、ピニオンＰ１及
びキャリアＣ１、クラッチＣ−１（係合状態を図上で○
印を付して示す。他の係合要素について同じ）、プラネ
タリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３、ショートピ
ニオンＰ３及びロングピニオンＰ２、リングギヤＲ３を
経て行われる。したがって、前記したはす歯のねじり方
向の関係から、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤ
Ｒ１については、サンギヤＳ１に生じる前方へのスラス
ト力（図に左向き矢印で方向を示す）がケース１０によ
り支承され、その反力としての後方へのスラスト力（図
に右向き矢印で示す）Ｆ１が、図に太線を付して経路示
すように、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結する連結
部材１２に伝達される。一方、プラネタリギヤセットＧ
２の小径のサンギヤＳ３については、リングギヤＲ３の
後方へのスラスト力（図に右向き矢印で示す）が、図に
●印を付して経路を示すように、ベアリング３９を介し
て直近のケース１０で支持され、その反力としての前方
へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ３が、同様
に図に●印を付して経路を示すように、サンギヤＳ３の
延長部から第２ベアリング３３，３２を経て連結部材１
２に伝達される。こうして連結部材１２には、両スラス
ト力が互いに打ち消し合う方向にかかり、結果として、
ベアリング３１には軽減された前向きのスラスト力Ｆ３
−Ｆ１が掛かることになる。ここで、前記第１速駆動時
の駆動とは、エンジンによって変速機が回され、車両が
増速しようとする状態をさす。逆に、コーストとは、車
両（詳しくは車輪）によって変速機が回され、車両が減
速しようとする状態をさす。

【００５９】図７は、各変速段での駆動時に各ベアリン
グに掛かるスラスト力を図表化して示す。この図表に見
るように、各ベアリング３２，３３にはプラネタリギヤ
セットＧ２のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かるのに対し
て、ベアリング３１には上記スラスト力から減速プラネ
タリギヤＧ１のスラスト力Ｆ１を差し引いたスラスト力
Ｆ３−Ｆ１が掛かることが解かる。なお、この図表にお
ける数値は、減速プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤ
セットＧ２共に、はす歯のねじり角度を２５°とした場
合のスラスト力係数を表す。この値は、減速プラネタリ
ギヤＧ１、プラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤ
Ｓ２、小径のサンギヤＳ３及びリングギヤＲ３（Ｒ２）
それぞれの分担トルクから求めたものである。

【００６０】次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、動力伝
達は第１速時と同様に、プラネタリギヤセットＧ２の小
径のサンギヤＳ３、ショートピニオンＰ３及びロングピ
ニオンＰ２、リングギヤＲ３を経て行われ、この場合
は、ワンウェイクラッチＦ−１とブレーキＢ−２の係合
による係止で、大径のサンギヤＳ２も反力トルクを分担
することになるので、スラスト力Ｆ２が作用することに
より、図に○印と■印で経路を示すように、リングギヤ
Ｒ３のスラスト力Ｆ４とサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２
がベアリング３９に掛かる。また、図に●印を付して経
路を示すベアリング３１に掛かるスラスト力について
も、図７に示すように第１速時と同様となる。

【００６１】次に、第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝
達が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転してい
る点のみ相違し、トルク伝達に関与する要素のトルク分
担上で特に異なるところがないため、スラスト力の関係
は、図７を参照して解かるように、その値が減速比の減
少に伴って小さくなることを除いては、第２速駆動時と
全く同様となる。

【００６２】更に、第４速（４ｔｈ）駆動時は、動力伝
達が、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からの
トルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、
図に●印を付して示す共通の伝達経路を経て前方に伝わ
るスラスト力の関係は、その値が減速比が小さくなった
分だけ小さい点を除いて、第３速駆動時と同様である。
また、後方に伝わるスラスト力については、大径のサン
ギヤＳ２のスラスト力Ｆ２分がなくなった関係となる。

【００６３】次に、図６に示す第５速（５ｔｈ）駆動時
は、動力伝達の様相が異なり、プラネタリギヤセットＧ
２の大径のサンギヤＳ２に減速回転、キャリヤＣ２（Ｃ
３）に非減速回転が入力される結果、大径のサンギヤＳ
２は、リングギヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ
２を介する駆動トルクを受ける状態となる。この結果、
大径のサンギヤＳ２に掛かるスラスト力Ｆ２は逆向きと
なり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベアリ
ング３４及び共通の伝達経路の各ベアリング３３，３２
を経て第１ベアリング３１に掛かる。そして、第１ベア
リング３１には、減速プラネタリギヤＧ１による同方向
のスラスト力Ｆ１も作用するので、両者を加えたスラス
ト力Ｆ１＋Ｆ２が掛かることになる。しかしながら、こ
の変速段では、増速により伝達トルクが小さく、図７を
参照して明らかなように、スラスト力Ｆ２自体が第１速
や第２速のときと比較して極めて小さいため、ベアリン
グ負荷は、それらの変速段のときより小さく、第１ベア
リング３１でのスラスト力の重なりは特に問題とはなら
ない。

【００６４】更に、第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝
達が、プラネタリギヤセットＧ２側のみで、ロングピニ
オンＰ２とリングギヤＲ３間で成されるようになり、大
径のサンギヤＳ２が反力トルクを支持する関係になる。
このときにリングギヤＲ３と大径のサンギヤＳ２に掛か
るトルクは入力回転に対する増速により更に小さくなる
ため、スラスト力も小さくなる。この場合、リングギヤ
Ｒ３のスラスト力Ｆ４は、図示●印の経路でベアリング
３９を介してケース１０に支持され、大径のサンギヤＳ
２のスラスト力Ｆ２は、図示●印の経路で３つのベアリ
ング３４，３３，３２、連結部材１２及び第１ベアリン
グ３１を介してケース１０に支持される。

【００６５】一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達
が、減速用プラネタリギヤＧ１を経て、プラネタリギヤ
セットＧ２の大径のサンギヤＳ２と、リングギヤＲ３の
間で、ロングピニオンＰ２を介して行われる。この場
合、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出
力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ
４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２と対向する
関係になって相殺され、減速用プラネタリギヤＧ１のリ
ングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１だけが、共通の伝達経路
の第２ベアリング以降の各ベアリング３２，３３，３６
〜３９を経てケース１０に伝達される。ただし、途中の
両ベアリング３７，３８については、スラスト力Ｆ４と
スラスト力Ｆ２が相殺される図示●印の経路ループ中に
あるため、スラスト力Ｆ２とスラスト力Ｆ１とが加算さ
れた力を受けることになる。

【００６６】ところで、前記各変速段におけるスラスト
力は、駆動時とコースト時とで反転するため、前記のス
ラスト力の関係がコースト時には成立しなくなるが、一
般にコースト時の伝達トルクは、駆動時の１／３〜１／
５程度であり、その結果としてのスラスト力も極めて小
さくなるため、これをベアリング負荷の点から見ると、
駆動時に比べてほとんど無視できる程度の小さな値とな
る。したがって、ベアリングの耐久性を確保する上で
は、前記のように駆動時のスラスト力の関係が重要な意
味を持つ。

【００６７】また、上記実施形態において、各ベアリン
グのうち、特に第１ベアリング３１に掛かるスラスト力
の軽減に重点を置いているのは、このベアリングが固定
のサンギヤＳ１と入力回転数と同速で回転する連結部材
１２との間に配設され、相対的な回転速度が大きいこと
から、ベアリング負荷が最も大きいことによる。ちなみ
に、図７に示すスラスト力のみの単純な比較では、本発
明の適用により第１ベアリング３１のスラスト力が低減
された結果、低速段側ではむしろ第２ベアリング３２，
３３及び第４ベアリング３９に掛かるスラスト力の方が
大きくなるが、第２ベアリング３２，３３は、本来相対
回転数差が小さい回転部材間に配設され、第４ベアリン
グ３９は、変速により減速回転する出力部材とケース１
０との間に配設されているため、スラスト力と回転速度
双方できまるベアリングの耐久負荷では、第１ベアリン
グ３１の負荷より小さいことになる。

【００６８】このように、上記第１実施形態の構成によ
れば、最も駆動力が大きく、スラスト力による負荷がか
かる１速駆動時に、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネ
タリギヤセットＧ２それぞれのスラスト力Ｆ１，Ｆ３が
互いに向き合う方向に設定されているため、共通の伝達
経路には、一方向からプラネタリギヤセットＧ２のサン
ギヤＳ３のスラスト力Ｆ３が、また他方向からは減速用
プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１
が作用し、結果として差し引いたスラスト力Ｆ３−Ｆ１
を共通の伝達経路の外で受けることになる。したがっ
て、スラスト力を受けるベアリング３１の耐久性の低下
を防止することができる。また、減速用プラネタリギヤ
Ｇ１とプラネタリギヤセットＧ２のそれぞれに発生する
スラスト力Ｆ１，Ｆ３を対向させて互いに緩衝させる構
成であるため、スラスト力を受けるためのセンタサポー
トを設ける必要がなく、その分に対応するだけ変速機の
軸方向寸法の短縮を図ることができる。

【００６９】更に、上記のようにスラスト力を対向させ
て相殺することで、共通の伝達経路の外に配置したベア
リング３１に掛かるスラスト力を低減することができる
ため、ベアリング３１をコンパクトに構成でき、この面
でも変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

【００７０】また、上記スラスト力の軽減により、減速
用プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１に当接させるスラ
ストベアリング３１の大型化を防止することができるた
め、ベアリング３１をサンギヤＳ１の歯底に当接させる
構成を採る場合には、当接面を確保するためにサンギヤ
Ｓ１の歯底径を大きく取る必要がなくなり、減速用プラ
ネタリギヤＧ１の径方向寸法の増大を防止することがで
きる。また、ベアリング３１をサンギヤＳ１の歯端部に
当接させる構成を採る場合でも、強度確保のためにベア
リングレースを厚くする必要がないため、その分、伝達
経路の軸方向寸法の増大を防止することができる。

【００７１】また、連結部材１２は、減速用プラネタリ
ギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２の間に配設され、
連結部材１２とサンギヤＳ３との間に、第２ベアリング
３２，３３が配設された構成により、トルク増幅により
減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト
力Ｆ１より大きいプラネタリギヤセットＧ２のサンギヤ
Ｓ３のスラスト力Ｆ３が、第２ベアリング３３，３２を
介して第１ベアリング３１ヘ伝達され、減速用プラネタ
リギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１は、サン
ギヤＳ３のスラスト力Ｆ３に対向して第２ベアリング３
２，３３ヘ伝達される。したがって、共通の伝達経路で
相殺されたスラスト力Ｆ３−Ｆ１を第１ベアリング３１
で受けるようになるため、該ベアリングをコンパクトに
構成できる。

【００７２】更に、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセ
ットＧ２のロングピニオンＰ２は、その一方端で第１サ
ンギヤＳ２に噛合し、リングギヤＲ３は、ロングピニオ
ンＰ２の他方端に噛合する関係から、プラネタリギヤセ
ットＧ２のサンギヤＳ３に発生するスラスト力Ｆ３の方
向が減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１に発生
するスラスト力Ｆ１の方向と向き合う方向となるように
サンギヤＳ３のねじれ角が設定されているため、結果と
してプラネタリギヤセットＧ２のリングギヤＲ３には、
サンギヤＳ３とは相異なるスラスト力Ｆ４が発生し、結
果、サンギヤＳ２にリングギヤＲ３に対して離れ合うス
ラスト力が作用する第５速、６速時にモーメントを打ち
消す方向に作用する。したがって、ロングピニオンＰ２
の支持部にかかる負荷を低減することができる。

【００７３】ところで、前記第１実施形態では、プラネ
タリギヤセットＧ２の構成に関して、リングギヤＲ３が
小径のサンギヤＳ３の外周側でロングピニオンＰ２に噛
合する配置としたが、リングギヤＲ３は、大径のサンギ
ヤＳ２の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置を
採ることもできる。図８は、こうした配置を採る第２実
施形態のギヤトレインを模式断面で示す。こうした構成
を採っても、当然ながら前記第１実施形態の場合と同様
のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られ
る。

【００７４】次に、図９はプラネタリギヤセットＧ２の
構成に関して、第２実施形態に対して第１サンギヤ及び
第２サンギヤの径の大小関係を逆転させ、ショートピニ
オンＰ２を小径のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２に噛合
させ、ロングピニオンＰ３を大径のサンギヤＳ３に噛合
させた第３実施形態を模式断面で示す。この場合もロン
グピニオンＰ３における回転モーメントの発生を防止す
ることができるため、その回転支持部にかかる負荷を低
減することができる。こうした構成を採っても、当然な
がら前記第１、第２実施形態の場合と同様のスラスト力
の関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

【００７５】前記各実施形態は、いずれもプラネタリギ
ヤセットＧ２をラビニヨタイプとしたものであるが、本
発明の基本的概念は、通常の２つのプラネタリギヤを組
み合わせたプラネタリギヤセットにも適用することがで
きる。こうした例として、最後に、ラビニヨタイプに代
えてシンプルプラネタリギヤＧ２ａとダブルプラネタリ
ギヤＧ２ｂとを組み合わせた構成とした第４実施形態を
図１０に模式断面で示す。

【００７６】この実施形態では、ラビニヨタイプのプラ
ネタリギヤセットを用いた場合と同様に、各変速段に対
して得られる速度比と速度ステップを良好にする意味
で、両プラネタリギヤＧ２ａ，Ｇ２ｂの大径のサンギヤ
Ｓ２と小径のサンギヤＳ３を連結してクラッチＣ−１経
由の減速回転の入力要素とし、シンプルプラネタリギヤ
Ｇ２ａのリングギヤＲ２をクラッチＣ−３経由の減速回
転の入力要素としている。また、ダブルプラネタリギヤ
Ｇ２ｂについては、リングギヤＲ３に噛合する側のピニ
オンＰ３ａに前記各実施形態の場合と同様のはす歯のね
じりを設定している。この構成の場合、リングギヤＲ２
を減速回転の入力要素とすべくクラッチＣ−３に連結し
ているため、ピニオンＰ２のキャリアＣ２とダブルピニ
オンＰ３ａ，Ｐ３ｂのキャリアＣ３の連結部をブレーキ
Ｂ−３及びワンウェイクラッチＦ−２に連結する構成と
なり、キャリアＣ２の一端が両サンギヤの延長部に支持
されている。この関係で、更にベアリング４０が追加さ
れている。

【００７７】こうしたプラネタリギヤセットＧ２を用い
る場合、両サンギヤＳ２，Ｓ３が連結されているため、
各ベアリング３２，３３，３４，３５，４０が共通の伝
達経路中に介挿された配置となるが、第１速駆動時のス
ラスト力の関係は、前記各実施形態の場合と同様とな
る。ちなみに、図１１はベアリング負荷が最も大きくな
る第１速時のスラスト力を示すもので、減速用プラネタ
リギヤＧ１のピニオンＰ１のはす歯のねじり方向と、ダ
ブルプラネタリギヤＧ２ｂのリングギヤＲ３側に噛合す
るピニオンＰ３ａのはす歯のねじり方向を前記各実施形
態の場合と同様の方向に設定することで、図に太点線で
示すように、同様のスラスト力の支持が可能である。

【００７８】以上の各実施形態は、本発明の基本とす
る、はす歯のねじり方向を互いに異なる方向とする概念
のうち、向き合う方向を選択することで、主としてベア
リングに掛かる荷重を軽減することを狙ったものである
が、上記互いに異なる方向を、離れ合う方向とすること
で、主としてケースに伝達される荷重の軽減に利用する
こともできる。次に、この概念に基づく実施形態を説明
する。

【００７９】図１２は、第５実施形態によるギヤトレイ
ンの構成を模式断面で示す。この形態では、入力軸１１
の回転方向を、その前側から見て時計回りとして、第１
実施形態を示す図４のはす歯のねじり方向とは相互に逆
向きとし、減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１に
ついては、反時計回り方向、プラネタリギヤセットＧ２
のロングピニオンＰ２については、時計回り方向のねじ
りとしている。当然ながら、これらに噛合する他の要素
のはす歯のねじり方向は、これに見合った方向とされ
る。

【００８０】図１３及び図１４は、上記の関係のねじり
を設定した場合の各変速段におけるスラスト力の変化を
模式断面上で示す。図１３を参照（ただし、各部材を示
す符号については、図１２を参照）して、第１速（１ｓ
ｔ）駆動時は、前記したはす歯のねじり方向の関係か
ら、減速用プラネタリギヤＧ１では、そのリングギヤＲ
１に前方へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ１
が作用するのに対して、サンギヤＳ１には、それと同等
の後方へのスラスト力（図に右向き矢印で方向を示す）
が作用するが、これらのスラスト力は、連結部材１２と
伝達経路内の第１ベアリング３１を介して相互に伝達さ
れることでバランスするため、伝達経路の他のベアリン
グやケースの前壁を構成するオイルポンプケース１０ｐ
にはスラスト力が作用しない。一方、プラネタリギヤセ
ットＧ２では、その小径の第２サンギヤＳ３に後方への
スラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ３が作用し、リ
ングギヤＲ３には、これと同等の前方へのスラスト力
（図に左向き矢印で示す）が作用するが、これらのスラ
スト力も、リングギヤＲ３と出力軸１９との連結部材１
４と、伝達経路内の第３ベアリング３６，３７及び一方
の第４ベアリング３８を介して相互に伝達されることで
バランスするため、伝達経路の他のベアリングに掛かる
ことはない。したがって、第１速（１ｓｔ）駆動時は、
減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤＧ２に生じ
るスラスト力は、ともにケース１０には伝達されない。

【００８１】図１５は、各変速段での駆動時に各ベアリ
ングに掛かるスラスト力を図表化して示す（図表におけ
る数値は、図７の場合と同じ条件で求めたものであ
る）。この図表に見るように、第１ベアリング３１にか
かるスラスト力Ｆ１は、第１実施形態の場合より更に軽
減され、しかもその力がケース１０の前壁に伝達される
ことがないので、通常オイルポンプケース１０ｐで構成
されることで他の壁に較べて強度的に不利なケース前壁
への負荷をなくすことができる。一方第３ベアリング３
６，３７及び一方の第４ベアリング３８にはプラネタリ
ギヤセットＧ２のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かるが、
前記のように、これらのベアリングは相対回転差の小さ
なベアリングであるため、ベアリング負荷としては小さ
なもとのなる。

【００８２】次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、先に第
１実施形態の動力伝達で述べた理由で、大径の第１サン
ギヤＳ２も動力伝達のための反力トルクを分担すること
になるので、スラスト力Ｆ２が作用する。このスラスト
力は、ベアリング３４及び第２ベアリング３３，３２を
介して連結部材１２に伝達され、結果として、第１速時
にバランスしていた減速用プラネタリギヤＧ１側に不平
衡力を生じさせることになり、この力が第１ベアリング
３１及びサンギヤＳ１を介してケース１０の前壁に負荷
として掛かることになるが、図１５に示すようにこの力
は小さいことが解かる。この場合に、第１ベアリング３
１にかかるスラスト力はＦ１＋Ｆ２となる。一方、プラ
ネタリギヤセットＧ２側では、小径サンギヤＳ３のスラ
スト力Ｆ３に対して、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４
が大径のサンギヤＳ２のトルク分担分だけ小さくなるた
め、不平衡力が生じ、この力が一方の第４ベアリング３
９を介してケース後壁に伝達される。当然ながら、この
力は、ケース前壁にかかる力と同じになる。この場合
に、他の３つのベアリング３６，３７，３８に掛かるス
ラスト力は、第１速駆動時と同等である。

【００８３】次の第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝達
が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転している
点が相違するのみで、トルク伝達に関与する要素のトル
ク分担上で特に異なるところがないため、スラスト力の
関係は、図１５を参照して解かるように、その値が減速
比の減少に伴うトルク増幅率の減少で小さくなることを
除いては、第２速駆動時と全く同様となる。

【００８４】更に、第４速（４ｔｈ）駆動時の動力伝達
は、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からのト
ルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、こ
の場合のスラスト力の関係は、減速用プラネタリギヤＧ
１、プラネタリギヤセットＧ２ともに第１速駆動時と同
様の閉ループとなり、ケース１０への力の伝達はなく、
各ベアリング３１，３６，３７，３８に掛かるスラスト
力もトルク増幅率の減少に伴って低減される。

【００８５】次に、図１４に示す第５速（５ｔｈ）駆動
時は、先の第１実施形態の動力伝達で述べたように動力
伝達の様相が異なり、大径のサンギヤＳ２は、リングギ
ヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ２を介する駆動
トルクを受ける状態となる。この結果、大径のサンギヤ
Ｓ２に掛かるスラスト力Ｆ２は、第３速駆動時とは逆向
きとなり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベ
アリング３５、ワンウェイクラッチのインナレース、キ
ャリアＣ２、両ベアリング３７，３８及び出力連結部材
１４を経てリングギヤＲ３に伝達され、リングギヤＲ３
の逆向きのスラスト力Ｆ３とバランスする。したがっ
て、プラネタリギヤセットＧ２側のスラスト力は閉ルー
プとなり、外部に不平衡力を及ぼすことはない。これに
対して、減速用プラネタリギヤＧ１側では、リングギヤ
Ｒ１とサンギヤＳ１のスラスト力が第１〜第４速駆動時
に対して逆転するため、サンギヤＳ１のスラスト力は、
そのままケース前壁に伝達され、リングギヤＲ１のスラ
スト力Ｆ１は、第２ベアリング３２，３３、小径のサン
ギヤＳ３、第３及び第４ベアリング３６，３７，３８，
３９を経てケース後壁に伝達される。したがって、ケー
ス１０の前後壁には、ともにスラスト力Ｆ１が負荷とし
て掛かることになる。しかしながら、この変速段では、
増速により伝達トルクが小さく、図１５を参照して明ら
かなように、スラスト力Ｆ１自体が第２速や第３速のと
きと比較して極めて小さいため、ケースに掛かる負荷、
ベアリング負荷ともに、それらの変速段のときより小さ
くなる。

【００８６】次の第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝達
が、減速用プラネタリギヤＧ１側のトルク伝達がなくな
るので、第５速駆動時に対してサンギヤＳ１とリングギ
ヤＲ１によるスラスト力はなくなり、プラネタリギヤセ
ットＧ２側のスラスト力はバランスしているので、ケー
スに掛かる負荷はなくなる。

【００８７】一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達
が、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出
力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ
４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２に対して離
れる関係になる。この場合のリングギヤＲ３のスラスト
力Ｆ４は、出力連結部材１４からベアリング３９を経て
ケース後壁に伝達される。また、大径のサンギヤＳ２の
スラスト力Ｆ２は、前側４つのベアリング３４〜３１を
介してサンギヤＳ１経由でケース１０の前壁に伝達され
る。なお、減速用プラネタリギヤＧ１側のスラスト力Ｆ
１は、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１間でバランスして
いる。したがって、この後進駆動時は、ケース１０の前
後壁にともにスラスト力Ｆ４＝Ｆ２が伝達される。この
場合に、ベアリング３１とベアリング３９は、ともにケ
ース１０と回転部材１２，１４間で比較的大きなスラス
ト力を受けることになるが、ベアリング３９は減速回転
側であるため、負荷としてはそれほど大きくないのに対
して、ベアリング３１は入力側であるため、相対回転数
差が大きいので、他の変速段の駆動時に比べてベアリン
グ負荷としては大きくなる。したがって、ベアリング３
１は、この後進駆動時に見合った容量のものする必要が
あるが、車両走行において、後進駆動自体ごく短時間生
じるものであるため、それが直ちにベアリング耐久性確
保のための格別極端な容量の確保を必要とすることには
結びつかない。

【００８８】次に、図１６は、上記第５実施形態に対し
て、スラストベアリング配置を変更した第６実施形態を
同様に模式断面で示す。この形態は、ベアリング数の削
減を意図するもので、第５実施形態において、ワンウェ
イクラッチＦ−２とサンギヤＳ２の延長部との間に配置
されているベアリング３５を、プラネタリギヤセットＧ
２の両サンギヤＳ２，Ｓ３の間にベアリング３５’とし
て配した構成を採るものである。この構成によると、大
径のサンギヤＳ２に生じる後方へのスラスト力をベアリ
ング３５’を介して小径のサンギヤＳ３に直接伝達する
ことができるため、これまでのキャリアＣ２経由のスラ
スト力伝達とは異なり、キャリアＣ２から後方にスラス
ト力を伝える役目をするベアリング３７が不要となるた
め、その分のベアリング数の削減がなされる。

【００８９】上記各実施形態では、本発明をＦＲ車用の
縦置式変速機として具体化したため、軸長増加の要因と
なるサポート壁を設けない配置を前提とするベアリング
配置を採ったが、本発明の思想を、フロントエンジン・
フロントドライブ（ＦＦ）車やリヤエンジン・リヤドラ
イブ（ＲＲ）車用の横置式の変速機の形態で具体化する
場合、並行軸出力のために通常変速機構中に出力ギヤを
支持するサポートを必要とすることに合わせて、一層ベ
アリング数を削減した構成を採ることもできる。以下、
この形式の実施形態を例示する。

【００９０】図１７〜図２３は、３軸構成のトランスア
クスルの形態を採る第７実施形態を示す。図１７に全体
構成を軸間を展開してスケルトンで示し、図１８に実際
の軸配置関係を軸線方向に見て示すように、この変速機
では、互いに並列的に配置された主軸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軸構成と
されている。そして、主軸Ｘ上にはトルクコンバータ２
と前記第６実施形態のものと実質同様のギヤトレイン構
成の変速機構が配置され、カウンタ軸Ｙ上には減速機構
を兼ねるカウンタギヤ機構４が配置され、デフ軸Ｚ上に
はディファレンシャル装置５が配置されている。なお、
この形態では、主軸Ｘ上の並行軸出力部材は、プラネタ
リギヤセットＧ２の出力要素としてリングギヤＲ３に連
結されるカウンタドライブギヤ１９’とされている。ま
た、横置化に伴う軸長の制約から、大径の第１サンギヤ
Ｓ２を係止する係合要素は、バンドブレーキＢ−１のみ
とされている。したがって、ブレーキＢ−２及びワンウ
ェイクラッチＦ−１は呼称が繰り上がっているが、前記
各実施形態におけるブレーキＢ−３及びワンウェイクラ
ッチＦ−２に対応する。

【００９１】カウンタ軸Ｙ上のカウンタギヤ機構４は、
カウンタ軸４０に固定され、主軸Ｘ上の出力部材として
のカウンタドライブギヤ１９’に噛合する大径のカウン
タドリブンギヤ４１と、同じくカウンタ軸４０に固定さ
れ、カウンタ軸Ｙ上の出力要素としての小径のデフドラ
イブピニオンギヤ４２とが配設されており、これらによ
り主軸Ｘ側からの出力を並行軸で減速するとともに、反
転させてディファレンシャル装置５に伝達することで、
適宜の最終減速比を得るとともに、入力軸１１の回転方
向とディファレンシャル装置５からの出力の回転方向を
合わせる機能を果たす。デフ軸Ｚ上のディファレンシャ
ル装置５は、デフケース５２に固定されたデフリングギ
ヤ５１をデフドライブピニオンギヤ４２に噛合させてカ
ウンタ軸４０に連結され、デフケース５２内に配置され
た差動歯車の差動回転が左右軸５０に出力される構成と
され、この出力が最終的なホイール駆動力とされる。

【００９２】この自動変速機においても、図１９に係合
図表を示すように、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）と、それにより
達成される変速段の関係は、前記各実施形態の場合と同
様（ただし、前記のように、ブレーキＢ−２及びワンウ
ェイクラッチＦ−１は、前記各実施形態のブレーキＢ−
３及びワンウェイクラッチＦ−２に相当する）となる。
なお、図において括弧付の○印はエンジンブレーキ時の
係合を表す。

【００９３】図２０は、主軸Ｘ上の変速機構のみを模式
化した断面上で示すもので、この変速機構においても、
変速機構をトルクコンバータ側（図示右側）から見て、
入力軸１１が時計回りに回転するとして、減速用プラネ
タリギヤＧ１のピニオンＰ１については反時計回り方
向、プラネタリギヤセットＧ２のロングピニオンＰ２に
ていては時計回り方向のねじりが付されている。この変
速機構において、先の各実施形態と異なる点は、ケース
１０に固定又は一体のサポート壁１０ｓが設けられてい
る点にある。カウンタドライブギヤ１９’は、スラスト
力も支持可能なラジアルボールベアリング１８を介して
このサポート壁１０ｓに支持されている。

【００９４】そして、伝達経路の各ベアリングは、第１
ベアリング３１が減速用プラネタリギヤＧ１のサンギヤ
Ｓ１と、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結する連結部
材１２との間に、また、一方の第２ベアリング３２が該
連結部材１２とプラネタリギヤセットＧ２の小径のサン
ギヤＳ３の延長部との間に、他方の第２ベアリング３４
が小径のサンギヤＳ３の延長部と大径のサンギヤＳ２の
延長部の間に、そして、ベアリング３５’が両サンギヤ
Ｓ２，Ｓ３の間に、更に、一方の第４ベアリング３６が
小径のサンギヤＳ３と他方の連結部材１３との間に、他
方の第４ベアリング３８が他方の連結部材１３とケース
左壁との間にそれぞれ配設されている。

【００９５】図２１及び図２２は、上記の関係のねじり
を設定した場合の各変速段におけるスラスト力の変化を
模式断面上で示す。図２１を参照（ただし、各部材を示
す符号については、図２０を参照）して、第１速（１ｓ
ｔ）駆動時は、前記したはす歯のねじり方向の関係か
ら、減速用プラネタリギヤＧ１では、そのリングギヤＲ
１に図示右方へのスラスト力Ｆ１が作用するのに対し
て、サンギヤＳ１には、それと同等の図示左方へのスラ
スト力が作用するが、これらのスラスト力は、連結部材
１２と伝達経路内のベアリング３１を介して相互に伝達
されることでバランスするため、他のベアリングやケー
ス前壁としてのオイルポンプカバー１０ｐにはスラスト
力が作用しない。一方、プラネタリギヤセットＧ２で
は、その小径のサンギヤＳ３に図示左方へのスラスト力
Ｆ３が作用し、リングギヤＲ３には、これと同等の図示
右方へのスラスト力が作用する。この場合、小径のサン
ギヤＳ３のスラスト力は、伝達経路のベアリング３６と
ベアリング３８を介してケース１０の左壁に伝達され、
リングギヤＲ３のスラスト力は、ベアリング１８を介し
てサポート１０ｓに伝達される。したがって、第１速
（１ｓｔ）駆動時は、オイルポンプケース１０ｐで構成
されることで強度的に不利な右壁にはスラスト荷重が負
荷されず、プラネタリギヤセットＧ２にのみ生じるスラ
スト力が、ケース１０の左壁とサポート壁１０ｓに負荷
される。

【００９６】図２３は、各変速段での駆動時に各ベアリ
ングに掛かるスラスト力を図表化して示す（この図表で
は、数値の表記は省略されているが、各スラスト力Ｆ１
〜Ｆ３の値は、図１５に示す値と同等である。）。この
図表に見るように、ベアリング３１にかかるスラスト力
Ｆ１は、第５実施形態の場合と同等である。一方、両ベ
アリング３６，３８にはプラネタリギヤセットＧ２の小
径のサンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かる。
この場合、ベアリング３６は相対回転差が小さのに対し
てベアリング３８は相対回転差が大きいため、ベアリン
グ負荷としては大きくなる。

【００９７】次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、先に第
１実施形態の動力伝達で述べた理由で、大径のサンギヤ
Ｓ２も動力伝達のための反力トルクを分担することにな
るので、スラスト力Ｆ２が作用する。このスラスト力
は、第２ベアリング３４，３２を介して連結部材１２に
伝達され、結果として、第１速時にバランスしていた減
速用プラネタリギヤＧ１側に不平衡力を生じさせること
になり、このスラスト力Ｆ２がケース右壁に負荷として
掛かることになるが、図１５に示すようにこの力は小さ
いことが解かる。この場合に、ベアリング３１にかかる
スラスト力はＦ１＋Ｆ２となる。一方、プラネタリギヤ
セットＧ２側では、小径サンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３
がベアリング３６，３８を介してケース左壁に伝達され
る。当然ながら、この力は、ケース右壁に掛かるスラス
ト力Ｆ２とサポート壁１０ｐに掛かるスラスト力Ｆ４と
の和と同じになる。この場合に、他の３つのベアリング
３６，３７，３８に掛かるスラスト力は、第１速駆動時
と同等である。

【００９８】次の第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝達
が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転している
点が相違するのみで、トルク伝達に関与する要素のトル
ク分担上で特に異なるところがないため、スラスト力の
関係は、図１５を参照して解かるように、その値が減速
比の減少に伴うトルク増幅率の減少で小さくなることを
除いては、第２速駆動時と全く同様となる。

【００９９】更に、第４速（４ｔｈ）駆動時の動力伝達
は、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からのト
ルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、こ
の場合のスラスト力の関係は、減速用プラネタリギヤＧ
１、プラネタリギヤセットＧ２ともに第１速駆動時と同
様の閉ループとなり、ケースへの力の伝達はなく、各ベ
アリング３１，３６，３７，３８に掛かるスラスト力も
トルク増幅率の減少に伴って低減される。

【０１００】次に、図２２に示す第５速（５ｔｈ）駆動
時は、先の第１実施形態の動力伝達で述べたように動力
伝達の様相が異なり、大径のサンギヤＳ２は、リングギ
ヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ２を介する駆動
トルクを受ける状態となる。この結果、大径のサンギヤ
Ｓ２に掛かるスラスト力Ｆ２は、第３速駆動時とは逆向
きとなり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベ
アリング３５，３６，３８を経てケース左壁に伝達さ
れ。これに対して、減速用プラネタリギヤＧ１側では、
リングギヤＲ１とサンギヤＳ１のスラスト力Ｆ１が第１
〜第４速駆動時に対して逆転するため、サンギヤＳ１の
スラスト力は、そのままケース前壁に伝達され、リング
ギヤＲ１のスラスト力は、ベアリング３２、小径のサン
ギヤＳ３、２つのベアリング３６，３８を経てケース左
壁に伝達される。したがって、ケースの右壁には、スラ
スト力Ｆ１、左壁にはスラスト力Ｆ１＋Ｆ２、サポート
壁１０ｓにはスラスト力Ｆ４が負荷として掛かることに
なる。しかしながら、この変速段では増速により伝達ト
ルクが小さく、図１５を参照して明らかなように、スラ
スト力自体が第２速や第３速のときと比較して極めて小
さいため、ケースに掛かる負荷、ベアリング負荷とも
に、それらの変速段のときより小さくなる。

【０１０１】次の第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝達
が、減速用プラネタリギヤＧ１側のトルク伝達がなくな
るので、第５速駆動時に対してサンギヤＳ１とリングギ
ヤＲ１によるスラスト力はなくなり、プラネタリギヤセ
ットＧ２側のスラスト力は第５速駆動時と同様である。

【０１０２】一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達
が、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出
力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ
４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２に対して離
れる関係になる。この場合のリングギヤＲ３のスラスト
力Ｆ４は、ベアリング１８を介してサポート壁１０ｓで
支持される。また、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ
２は、右側３つのベアリング３４，３２，３１を介して
サンギヤＳ１経由でケース１０の右壁に伝達される。な
お、減速用プラネタリギヤＧ１側のスラスト力Ｆ１は、
サンギヤＳ１とリングギヤＲ１間でバランスしている。
したがって、この後進駆動時は、ケース１０の左壁には
スラスト荷重は負荷されず、スラスト荷重Ｆ２が右壁に
負荷され、スラスト荷重Ｆ４がサポート壁１０ｓに支持
されることになる。この場合に、ベアリング３１は、ケ
ース１０と連結部材１２間で比較的大きなスラスト力を
受けることになる。したがって、ベアリング３１は、こ
の後進駆動時に見合った容量のものする必要があるが、
車両走行において、後進駆動自体ごく短時間生じるもの
であるため、それが直ちにベアリング耐久性確保のため
の格別極端な容量の確保を必要とすることには結びつか
ない。

【０１０３】ところで、前記第７実施形態では、プラネ
タリギヤセットＧ２の構成に関して、リングギヤＲ３が
大径のサンギヤＳ２の外周側でロングピニオンＰ２に噛
合する配置としたが、リングギヤＲ３は、小径のサンギ
ヤＳ３の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置を
採ることもできる。図２４は、こうした配置を採る第８
実施形態のギヤトレインを模式断面で示す。こうした構
成を採っても、当然ながら前記第７実施形態の場合と同
様のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られ
る。

【０１０４】最後に、図２５はプラネタリギヤセットＧ
２の構成に関して、第７実施形態に対しショートピニオ
ンＰ３とリングギヤＲ３を大径化し、ショートピニオン
Ｐ３を小径のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３に噛合さ
せ、ロングピニオンＰ２を大径のサンギヤＳ２に噛合さ
せた第９実施形態を模式断面で示す。この場合もロング
ピニオンＰ２における回転モーメントの発生を防止する
ことができるため、その回転支持部にかかる負荷を低減
することができる。こうした構成を採っても、当然なが
ら前記第７、第８実施形態の場合と同様のスラスト力の
関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

【０１０５】以上、本発明を９つの実施形態を挙げて詳
説したが、これら各実施形態はいずれも例示のためのも
のであり、本発明は、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】本発明を適用した自動変速機の第１実施形態を
示すスケルトン図である。

【図２】上記自動変速機のギヤトレインの作動図表であ
る。

【図３】上記ギヤトレインの速度線図である。

【図４】上記ギヤトレインをより具体的に示す模式断面
図である。

【図５】上記ギヤトレインの駆動力伝達時のスラスト力
を各変速段ごとに第１〜４速までについて示す模式断面
図である。

【図６】上記スラスト力を第５、６速及び後進について
示す模式断面図である。

【図７】上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるスラ
スト力を係数で表す図表である。

【図８】第２実施形態のギヤトレインの模式断面図であ
る。

【図９】第３実施形態のギヤトレインの模式断面図であ
る。

【図１０】第４実施形態のギヤトレインの模式断面図で
ある。

【図１１】第４実施形態における第１速駆動時のスラス
ト力を示す模式断面図である。

【図１２】第５実施形態のギヤトレインの模式断面図で
ある。

【図１３】第５実施形態のギヤトレインの駆動力伝達時
のスラスト力を各変速段ごとに第１〜４速までについて
示す模式断面図である。

【図１４】上記スラスト力を第５、６速及び後進につい
て示す模式断面図である。

【図１５】上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるス
ラスト力を係数で表す図表である。

【図１６】第６実施形態のギヤトレインの模式断面図で
ある。

【図１７】本発明を適用した自動変速機の第７実施形態
を示すスケルトン図である。

【図１８】上記自動変速機の実際の軸位置関係を示す配
置図である。

【図１９】第７実施形態のギヤトレインの作動図表であ
る。

【図２０】第７実施形態のギヤトレインをより具体的に
示す模式断面図である。

【図２１】第７実施形態のギヤトレインの駆動力伝達時
のスラスト力を各変速段ごとに第１〜４速までについて
示す模式断面図である。

【図２２】上記スラスト力を第５、６速及び後進につい
て示す模式断面図である。

【図２３】上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるス
ラスト力を表す図表である。

【図２４】第８実施形態のギヤトレインの模式断面図で
ある。

【図２５】第９実施形態のギヤトレインの模式断面図で
ある。

【符号の説明】

Ｇ１ 減速用プラネタリギヤ Ｇ２ プラネタリギヤセット Ｓ１ サンギヤ（反力要素） Ｐ１ ピニオン Ｃ１ キャリア（出力要素） Ｒ１ リングギヤ（減速用プラネタリギヤの一要素） Ｓ２ サンギヤ（第１サンギヤ） Ｓ３ サンギヤ（プラネタリギヤセットの一要素、第２
サンギヤ） Ｐ２ ロングピニオン Ｐ３ ショートピニオン Ｃ２，Ｃ３ キャリア Ｒ３，Ｒ２ リングギヤ １０ ケース １０ｐ オイルポンプケース １１ 入力軸 １２ 連結部材 １３ 他の連結部材 ３１ 第１ベアリング ３２，３３ 第２ベアリング ３６，３７ 第３ベアリング ３８，３９ 第４ベアリング

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 早渕 正宏 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 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 糟谷 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 (72)発明者 加藤 明利 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 Ｆターム(参考） 3J028 EA25 EB08 EB13 EB31 EB35 EB37 EB54 EB62 EB66 FA01 FA06 FA31 FA34 FB03 FC13 FC17 FC20 FC24 FC62 FD01 GA01

Claims (16)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 入力軸に連結されて反力要素を固定する
   ことにより出力要素に減速回転を出力する減速用プラネ
   タリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を
   入力として変速回転を出力するプラネタリギヤセットと
   により多段変速を達成する自動変速機において、 少なくとも第１速駆動時に、前記減速用プラネタリギヤ
   の一要素と、前記プラネタリギヤセットの一要素とにそ
   れぞれ発生するスラスト力が伝達される共通の伝達経路
   を有し、 該共通の伝達経路における減速用プラネタリギヤの前記
   一要素のスラスト力の方向と、プラネタリギヤセットの
   前記一要素のスラスト力の方向が、第１速駆動時に互い
   に異なる方向となるように、それぞれの要素のはす歯の
   ねじり方向を設定したことを特徴とする自動変速機。
2. 【請求項２】 前記ねじり方向は、減速用プラネタリギ
   ヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素
   に発生するスラスト力が、第１速駆動時に互いに向き合
   う方向とされ、 前記共通の伝達経路において、それぞれの要素に発生す
   るスラスト力を共通に受けるベアリングを有し、 該ベアリングは、プラネタリギヤセットの前記一要素に
   作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの前記一要
   素に作用するスラスト力との差分のスラスト力を受け
   る、請求項１記載の自動変速機。
3. 【請求項３】 前記ねじり方向は、減速用プラネタリギ
   ヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素
   に発生するスラスト力が、第１速駆動時に互いに離れ合
   う方向とされ、 前記共通の伝達経路において、それぞれの要素に発生す
   るスラスト力を受けるベアリングを有し、 該ベアリングは、プラネタリギヤセットの前記一要素に
   作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの前記一要
   素に作用するスラスト力とをそれぞれ独立して受ける、
   請求項１記載の自動変速機。
4. 【請求項４】 前記減速用プラネタリギヤの反力要素は
   ケースに固定され、 前記共通の伝達経路に伝達されるスラスト力は、前記ベ
   アリングを介してケースに伝達される、請求項２又は３
   記載の自動変速機。
5. 【請求項５】 前記プラネタリギヤセットのキャリア
   は、前記共通の伝達経路上で軸方向に支持された、請求
   項２又は３記載の自動変速機。
6. 【請求項６】 前記プラネタリギヤセットは、その一要
   素である第１サンギヤと、該第１サンギヤとは別体の第
   ２サンギヤを有し、 前記第２サンギヤに作用するスラスト力を受けるベアリ
   ングが、前記共通の伝達経路とは異なる経路上に配設さ
   れた、請求項２又は３記載の自動変速機。
7. 【請求項７】 前記プラネタリギヤセットは、第１サン
   ギヤと、該第１サンギヤとは別体の第２サンギヤを有
   し、 前記第１及び第２サンギヤの間にベアリングが配設され
   た、請求項２又は３記載の自動変速機。
8. 【請求項８】 前記減速用プラネタリギヤの前記一要素
   は、リングギヤである、請求項３記載の自動変速機。
9. 【請求項９】 前記減速用プラネタリギヤの反力要素
   は、オイルポンプケースに固定され、 減速用プラネタリギヤの前記一要素に発生するスラスト
   力は、前記ベアリングを介してオイルポンプケースに伝
   達される、請求項３又は５記載の自動変速機。
10. 【請求項１０】 前記減速用プラネタリギヤは、 前記反力要素であるサンギヤと、 該サンギヤに噛合するピニオンを支持してプラネタリギ
    ヤセットの前記一要素に連結されたキャリアと、 該キャリアに支持したピニオンに噛合し、前記入力軸に
    連結部材を介して連結する減速用プラネタリギヤの前記
    一要素であるリングギヤとからなり、 前記ベアリングは、サンギヤと連結部材との間に配設さ
    れた、請求項１〜４のいずれか１項記載の自動変速機。
11. 【請求項１１】 前記プラネタリギヤセットの前記一要
    素はサンギヤであり、 前記連結部材は、前記減速用プラネタリギヤとプラネタ
    リギヤセットの間に配設され、 連結部材とサンギヤとの間に、第２ベアリングが配設さ
    れた、請求項１０記載の自動変速機。
12. 【請求項１２】 前記プラネタリギヤセットは、キャリ
    アに支持されて互いに噛合するロングピニオン及びショ
    ートピニオンと、ロングピニオンに噛合する第１サンギ
    ヤと、ショートピニオンに噛合する第２サンギヤと、ロ
    ングピニオンとショートピニオンのいずれかに噛合する
    リングギヤとからなるラビニヨタイプのプラネタリギヤ
    セットである、請求項１〜１１のいずれか１項記載の自
    動変速機。
13. 【請求項１３】 前記リングギヤは、前記ショートピニ
    オンに噛合する、請求項１２記載の自動変速機。
14. 【請求項１４】 前記リングギヤは、前記ロングピニオ
    ンに噛合する、請求項１２記載の自動変速機。
15. 【請求項１５】 前記ロングピニオンは、その一方端で
    前記第１サンギヤに噛合し、前記リングギヤは、ロング
    ピニオンの他方端に噛合する、請求項１４記載の自動変
    速機。
16. 【請求項１６】 前記入力軸は、更に他の連結部材を介
    して前記プラネタリギヤセットのキャリアに連結され、 プラネタリギヤセットのサンギヤと他の連結部材との間
    に第３ベアリングが配設され、 前記ケースと他の連結部材との間に第４ベアリングが配
    設され、 後進駆動時、減速用プラネタリギヤのリングギヤのスラ
    スト力は、第２、第３及び第４ベアリングを介してケー
    スに伝達される、請求項１１記載の自動変速機。