JP2004183835A

JP2004183835A - Automatic transmission

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Publication number: JP2004183835A
Application number: JP2002353685A
Authority: JP
Inventors: Sukemasa Taguchi; 祐将田口
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2002-12-05
Filing date: 2002-12-05
Publication date: 2004-07-02
Anticipated expiration: 2022-12-05
Also published as: JP3834285B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To support the thrust power that occurs each planetary gear unit with an offset and a low load appropriately in a multistage automatic transmission with two or more planetary gear sets. <P>SOLUTION: This automatic transmission is provided with three sets of planetary gear sets and one set of them is made to be the planetary gear set for the speed reduction consisting of a simple planetary gear set and other two sets to be the planetary gear set for speed change consisting of two planetary gear sets of single pinion type and double sun gear type, and the planetary gear set for speed reduction and the planetary gear set for speed change are classified by the intermediate wall that is set up to a transmission case. Besides it composes so as to support the output section where outputs the rotation output from these planetary gear sets to the driving wheels by an intermediate wall, the torsional direction of a helical gear of each ring gear is set up so as to differ the direction of the thrust power occurring to each ring gear of the second planetary gear set and the third planetary gear set which are the planetary gear set for speed change at least at the time of first speed drive. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力部、遊星歯車組、クラッチ、ブレーキおよび出力部を有して構成し、遊星歯車組によりエンジンからの回転を減速および増速すると共に、クラッチとブレーキを適宜締結・解放することにより、少なくとも前進６速・後進１速の変速段を得ることのできる自動変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
かかる自動変速機の従来例として、エンジンからの入力を減速回転して出力する減速用単純遊星歯車組と、この単純遊星歯車組からの減速回転を入力して変速回転を出力する変速用ラビニヨ型遊星歯車組とを具え、少なくとも１速時に減速用単純遊星歯車組の一要素と、変速用ラビニヨ型遊星歯車組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伝達経路を設け、この経路に減速用単純遊星歯車組の一要素のスラスト力の方向と、変速用ラビニヨ型遊星歯車組の一要素のスラスト力の方向が互いに異なる方向となるように、これら各要素のはす歯のねじり方向を設定し、それによって、これらスラスト力を自動変速機の軸受やケースへの負荷が小さくなるように支持しているものがある（特許文献１）。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−３０４１０７号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
この自動変速機の場合、１速時には自動変速機の軸受またはケースに、前述した各遊星歯車組の一要素それぞれに生じるスラスト力の差分に相当する力が加わることとなる。例えば、前述した減速用遊星歯車組の一要素がサンギヤＳ１、ラビニヨ型遊星歯車組の一要素がサンギヤＳ３である場合、それぞれに生じるスラスト力をＦ１，Ｆ３とすると、ベアリングまたはケースに両者の差であるＦ３−Ｆ１の力が加わることとなる。
【０００５】
ところが、この力は自動変速機の前端側、すなわち減速用遊星歯車組およびトルクコンバータが配置されている、しかもエンジンに近い側に向かって加わることとなる。通常の自動変速機の場合、変速動作を行うための作動油を供給するオイルポンプが自動変速機の前端側に設けられている。そのため、上述したスラスト力がオイルポンプにも加わることとなり、それによってオイルポンプの負荷が増大したり、ポンプ自体が変形する可能性がある、と言った問題がある。
【０００６】
これを避けるためにはオイルポンプの壁厚を増加させる、より高い強度の材料を使用すると言った方策が必要となるが、それによって自動変速機が大型化したり、重量が重くなると言った問題も生じることとなる。また、変速機ケース内部に中間壁を設け、この中間壁が出力部（出力ギヤ）を支持する構成を取る場合、中間壁にスラスト力が加わると出力部における出力ギヤの歯当たりが悪化し、大きなギヤノイズを発生させる原因ともなる。
【０００７】
本発明は、遊星歯車組に発生するスラスト力を適切に支持し得て、上記の問題点を解消した自動変速機を提案することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による自動変速機は、請求項１に記載の如く、
動力源からの回転を入力される入力部と、
該入力部と同軸に配置した出力部と、
該入出力部間に多数の伝導経路を提供可能とする、前記入力部に近い側から順次並置した第１、第２および第３の三組の遊星歯車組と、
該三組の遊星歯車組が該伝導経路の内の一つを選択して対応変速比で前記入力部からの回転を変速し、前記出力部へ出力し得るようになすための選択的に断接可能なクラッチおよびブレーキとを具え、
該クラッチおよびブレーキの締結・解放の組み合わせにより少なくとも前進６速・後退１速を選択可能とした自動変速機であって、
前記第１の遊星歯車組が前記入力部からの回転を常時減速して出力する減速用遊星歯車組であり、
前記第２の遊星歯車組が、１個のサンギヤと、該サンギヤに噛み合うピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤからなる３個の歯車要素を含む単純遊星歯車組であって、前記第１の遊星歯車組が出力した減速回転を前記３個の歯車要素の内２個の歯車要素に入力するものであり、
前記第３の遊星歯車組が、２個のサンギヤと、該２個のサンギヤに噛み合う共通なピニオンと、該ピニオンに噛み合う１個のリングギヤと、該ピニオンを回転自在に支持するキャリアとより成るダブルサンギヤ型遊星歯車であり、
該第３の遊星歯車組のキャリアに対して回転を入力するためのメンバを、前記２個のサンギヤ間に配置してキャリアに結合したセンターメンバとし、
前記第３の遊星歯車組のキャリアと、該キャリアを固定するためのブレーキとの間を結合するためのメンバを、ピニオン軸線方向中程位置において該キャリアから径方向外側へ延在するアウターメンバとし、
前記第２の遊星歯車組のサンギヤと、前記第３の遊星歯車組の二つのサンギヤの内一方のサンギヤとを連結メンバにより連結し、
変速機ケースに設けた中間壁により前記３個の遊星歯車組の内前記第１の遊星歯車組を前記第２および第３の遊星歯車組と区分し、
該中間壁が前記出力部を回転自在に支持するようにした自動変速機において、少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とするものである。
【０００９】
【発明の効果】
本発明の自動変速機は３組の遊星歯車組を具え、その内の１組を単純遊星歯車組からなる減速用遊星歯車組とし、他の２組をそれぞれシングルピニオン型およびダブルサンギヤ型の二つの遊星歯車組からなる変速用遊星歯車組とし、変速機ケースに設けた中間壁により減速用遊星歯車組と変速用遊星歯車組とを区分し、これら遊星歯車組からの回転出力を駆動輪に向けて出力する出力部を中間壁で支持するように構成すると共に、少なくとも１速駆動時に、変速用遊星歯車組である第２の遊星歯車組と第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が異なるように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定している。
【００１０】
それによって、少なくとも１速時に各遊星歯車組に生じるスラスト力を効果的に相殺できるようにし、変速機の軸方向寸法を増大させることなくオイルポンプ等へスラスト力が加わることを効果的に防ぐことが可能となる。特に、中間壁にスラスト力が加わることによる出力ギヤの歯当たり悪化に伴うギヤノイズの発生を効果的に防止することができるようになる。
【００１１】
本発明による自動変速機の好適な実施形態においては、請求項２に記載の如く、少なくとも１速駆動時に、前記第２の遊星歯車組と前記第３の遊星歯車組の各リングギヤに生じるスラスト力の方向が対向するように当該各リングギヤのはす歯のねじり方向を設定することとしても良い。それによって、各遊星歯車組に生じるスラスト力をより効果的に相殺することが可能となり、前述の効果を高めることができるようになる。
【００１２】
本発明による自動変速機の好適な実施形態においては、請求項３に記載の如く、少なくとも１速駆動時に、前記第３の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力が前記第２の遊星歯車組のリングギヤに生じるスラスト力よりも大きくなるように当該各遊星歯車組のギヤ諸元を設定することとしても良い。このようにすることによっても、中間壁にスラスト力が加わることを効果的に防ぎ、上記の効果を高めることが可能となる。
【００１３】
この場合、ギヤ諸元として、請求項４に記載の如く前記第３の遊星歯車組のサンギヤの直径を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの直径よりも小さくすることとしても良く、または請求項５に記載の如く前記第３の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角を前記第２の遊星歯車組のサンギヤの歯の捩れ角よりも大きくすることとしても良い。
【００１４】
さらに本発明による自動変速機においては、請求項６に記載の如く、前記第３の遊星歯車組のリングギヤが前記第２の遊星歯車組のキャリアと結合し、前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のリングギヤに第１のクラッチを介して、または前記第１の遊星歯車組からの減速出力を、前記第２の遊星歯車組のサンギヤに第２のクラッチを介して前記第１の遊星歯車組から前記第２の遊星歯車組へ入力するようにし、前記第２の遊星歯車組のサンギヤが前記第２のクラッチと結合するための延長部を有し、前記第２の遊星歯車組のリングギヤが径方向に延在する延長部を有し、該第２の遊星歯車組のサンギヤの延長部と該第２の遊星歯車組のリングギヤの延長部との間にスラスト軸受を介在させることとしても良い。かかる構成とすることによって、このスラスト軸受で変速用遊星歯車組で生じるスラスト力を受けることとなるため、中間壁にスラスト力が加わることを効果的に防ぎ、上記の効果を高めることが可能となる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好適な実施形態について説明する。
【００１６】
図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置を模式的に示し、Ｇ１は第１遊星歯車組、Ｇ２は第２遊星歯車組、Ｇ３は第３遊星歯車組、Ｍ１は第１連結メンバ、Ｍ２は第２連結メンバ、Ｃ１は第１クラッチ、Ｃ２は第２クラッチ、Ｃ３は第３クラッチ、Ｂ１は第１ブレーキ、Ｂ２は第２ブレーキ、Ｉｎｐｕｔは入力部（入力軸１）、Ｏｕｔｐｕｔは出力部（出力歯車２）である。
【００１７】
本実施の形態になる自動変速機用歯車変速装置（減速シングルピニオンタイプという）は、図１の左端部（入力部Ｉｎｐｕｔに近い端部）より順次、シングルピニオン型遊星歯車組で構成した減速装置としての第１遊星歯車組Ｇ１、シングルピニオン型の第２遊星歯車組Ｇ２、ダブルサンギヤ型の第３遊星歯車組Ｇ３を同軸に配置し、第１遊星歯車組Ｇ１により減速用遊星歯車組を構成し、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３により後段の変速機構を構成する。
【００１８】
第１遊星歯車組Ｇ１は、第１サンギヤＳ１と、第１リングギヤＲ１と、これらギヤＳ１，Ｒ１に噛み合う第１ピニオンＰ１を回転自在に支持した第１キャリヤＰＣ１とを有したシングルピニオン型遊星歯車組（減速用遊星歯車組）とする。第２遊星歯車組Ｇ２は、第２サンギヤＳ２と、第２リングギヤＲ２と、これらギヤＳ２，Ｒ２に噛み合う第２ピニオンＰ２を回転自在に支持した第２キャリヤＰＣ２とを有したシングルピニオン型遊星歯車組とする。
【００１９】
第３遊星歯車組Ｇ３は、入力部Ｉｎｐｕｔに近い側における第３サンギヤＳ３および入力部Ｉｎｐｕｔから遠い側における第４サンギヤＳ４と、これらサンギヤＳ３，Ｓ４の各々に噛み合う共通な第３ピニオンＰ３と、この第３ピニオンＰ３を回転自在に支持した第３キャリヤＰＣ３と、第３ピニオンＰ３に噛み合う１個の第３リングギヤＲ３とを有したダブルサンギヤ型遊星歯車組とする。第３サンギヤＳ３および第４サンギヤＳ４は同軸に配置するが、歯数を必ずしも同じにする必要はない。また第３キャリアＰＣ３には、これに結合されてサンギヤＳ３，Ｓ４の間から径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭと、第３キャリアＰＣ３から径方向外方へ延在するアウターメンバＯＭとを設ける。なおセンターメンバＣＭは、第３ピニオンＰ３の配列ピッチ円上にあって隣り合う第３ピニオンＰ３間に存在する空間を貫通するよう径方向内方へ延在させる。
【００２０】
入力部Ｉｎｐｕｔは入力軸１で構成し、この入力軸１を第１リングギヤＲ１に結合すると共に、動力源としての図示しないエンジンに、同じく図示しないトルクコンバータを経て結合し、エンジン回転が入力軸１から第１リングギヤＲ１に入力されるようにしている。出力部Ｏｕｔｐｕｔは出力歯車２で構成し、これを、第２キャリヤＰＣ２および第３リングギヤＲ３の結合に供されてこれらの結合体を成す第２連結メンバＭ２に同軸に結合し、出力歯車２からの変速機出力回転を、図示しないファイナルギヤ組およびディファレンシャルギヤ装置を介して車両の駆動輪に伝達するようにしている。なお第１連結メンバＭ１は、第２サンギヤＳ２と第３サンギヤＳ３とを一体的に結合する連結メンバで、これらサンギヤの結合体を構成するものである。
【００２１】
減速用遊星歯車組Ｇ１における第１サンギヤＳ１は、変速機ケース３に結合して常時固定とし、第１キャリヤＰＣ１は第１クラッチＣ１により第２リングギヤＲ２に適宜結合可能とするほか、第２クラッチＣ２により第２サンギヤＳ２に適宜結合可能とする。第３キャリアＰＣ３のセンターメンバＣＭは、第３クラッチＣ３により入力軸１に適宜結合し得るようにし、従って第３クラッチＣ３は、入力回転をそのまま遊星歯車組Ｇ２，Ｇ３よりなる変速機構に伝達する直結クラッチを構成する。ダブルサンギヤ型遊星歯車組Ｇ３における第３キャリアＰＣ３のアウターメンバＯＭは、第１ブレーキＢ１により適宜変速機ケース３に結合可能にして第３キャリアＰＣ３を適宜固定可能とし、第４サンギヤＳ４は、第２ブレーキＢ２により適宜変速機ケース３に結合可能にして固定可能とする。
【００２２】
さらにアウターメンバＯＭはワンウェイクラッチＯＷＣと結合している。第１ブレーキＢ１の解放状態で、このワンウェイクラッチＯＷＣにより第３キャリアＰＣ３の一方向回転阻止で前進第１速状態が得られるようにしている。
【００２３】
上記の構成とした歯車変速装置は、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３およびブレーキＢ１，Ｂ２を図２に示す組み合わせにより締結（○印で示す）させたり、開放（無印）させることにより、対応する変速段（前進第１速〜第６速および後退）を選択することができ、これらクラッチおよびブレーキには、当該変速用の締結論理を実現する変速制御用のコントロールバルブボディー（図示せず）を接続する。変速制御用のコントロールバルブボディーとしては、油圧制御タイプ、電子制御タイプ、およびこれらを組み合わせた併用式のものが採用される。
【００２４】
図３は、上述した自動変速機の実態構成を示す展開断面図である。図示の自動変速機においては、入力軸１に近い変速機ケース３の前端開口を、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるポンプケースにより塞ぎ、このポンプケースに入力軸１を貫通して軸承すると共に、入力軸１の突出端にトルクコンバータＴ／Ｃを介して動力源であるエンジンＥＮＧを駆動結合する。なお上記のポンプケース内には、詳細な図示を明瞭のため省略したギヤポンプ等のポンプ要素を内蔵してオイルポンプを構成し、これにポンプ駆動軸を介しエンジンに結合してオイルポンプを常にエンジンによって駆動している。
【００２５】
入力軸１から遠い中間軸４の後端は、変速機ケース３の後端における端蓋７に回転自在に支持する。変速機ケース３の軸線方向中程に中間壁８を設け、この中間壁８に出力歯車２を回転自在に支持し、中間壁８の中心孔に中空軸９を介して入力軸１および中間軸４の突合せ嵌合部を回転自在に支持する。
【００２６】
ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースと、中間壁８との間に画成された前部空所内に第１遊星歯車組Ｇ１を配置すると共に、この第１遊星歯車組Ｇ１を包囲するように第３クラッチＣ３を配置する。第１遊星歯車組Ｇ１は、反力受けとして機能するようサンギヤＳ１をポンプカバー６の後方へ突出する中心ボス部６ａにセレーション嵌着して常時回転不能とし、また回転入力メンバであるリングギヤＲ１を、入力軸１から径方向外方へ延在するフランジ１ａに結合する。さらに回転出力メンバであるキャリアＰＣ１は、中空軸９から径方向外方へ延在するフランジ１０の外周に結合する。
【００２７】
入力軸１に近い中間軸４の前端から径方向外方へ延在させてリングギヤＲ１を包囲するようクラッチドラム１１を設け、該クラッチドラム１１の内周およびリングギヤＲ１の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１２を設け、これらで直結クラッチとしての第３クラッチＣ３を構成し、このクラッチＣ３を減速用遊星歯車組Ｇ１の外周に配置する。ここでリングギヤＲ１は、第３クラッチＣ３のクラッチハブに兼用する。なお第３クラッチＣ３の作動ピストンであるクラッチピストン１３は、ポンプハウジング５およびポンプカバー６よりなるオイルポンプケースから遠い第１遊星歯車組Ｇ１の側に配置し、そのためクラッチピストン１３は遊星歯車組Ｇ１と対面するクラッチドラム１１の端壁および中間軸４の前端に嵌合する。
【００２８】
中間壁８および端蓋７間に画成された後部空所内には、第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３と、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２と、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２とを配置する。第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３は中間軸４上に配置するが、第２遊星歯車組Ｇ２を第３遊星歯車組Ｇ３よりも入力軸１に近い側に位置させる。第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２および第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３を第１連結メンバＭ１により一体化すると共に中間軸４上に回転自在に支持する。中空軸９の中ほどから径方向外方へ延在し、その後軸線方向後方へ延在して第２リングギヤＲ２の外周に至るクラッチドラム１５を設け、該クラッチドラム１５の内周およびリングギヤＲ２の外周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１６を設け、これらで第１クラッチＣ１を構成する。
【００２９】
上記のようにして第２遊星歯車組Ｇ２の外周に配置した第１クラッチＣ１よりも入力軸１に近い側に第２クラッチＣ２を配置するため、第２サンギヤＳ２の入力軸寄りの外縁に径方向外方へ延在するクラッチハブ１７を固設し、該クラッチハブ１７の外周とクラッチドラム１５の内周にそれぞれスプライン嵌合したクラッチプレートの交互配置になるクラッチパック１８を設け、これらによって第２クラッチＣ２を構成する。なお、第１クラッチＣ１のクラッチピストン１９および第２クラッチＣ２のクラッチピストン２０は、クラッチピストン１９の内側でクラッチピストン２０が摺動するダブルピストンとして第１クラッチＣ１から遠い第２クラッチＣ２の側にまとめて配置し、それによってクラッチピストン２０を第２遊星歯車組Ｇ２と対面するクラッチドラム１５の端壁に嵌合する。これらクラッチピストン１９，２０は、中間壁８および中空軸９に穿った個々の油路２１（図では１個の油路のみが見えている）からの作動油圧を受けてストロークすることで第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を個別に締結し得るものとする。
【００３０】
第３遊星歯車組Ｇ３は前記したごとくダブルサンギヤ型遊星歯車組とするが、リングギヤＲ３の歯幅をピニオンＰ３の歯幅よりも小さくしてリングギヤＲ３を第２遊星歯車組Ｇ２に近い端部においてピニオンＰ３に噛合するよう位置させ、リングギヤＲ３を第２遊星歯車組Ｇ２のキャリアＰＣ２に第２連結メンバＭ２で結合する時、この連結メンバＭ２を短くし得るようにしている。上記リングギヤＲ３の外周には、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２のクラッチドラム１５を包囲するように配置した筒状連結メンバ２２の一端を結合し、該筒状連結メンバ２２の他端は出力歯車２に結合させる。
【００３１】
そして第３遊星歯車組Ｇ３のキャリアＰＣ３に、このキャリアＰＣ３から、前記したごとくサンギヤＳ３，Ｓ４間を経て径方向内方へ延在するセンターメンバＣＭを設けると共に、ピニオンＰ３の軸線方向中程位置においてリングギヤＲ３の端面に沿うよう径方向外方へ延在するアウターメンバＯＭを設ける。センターメンバＣＭは中間軸４に駆動結合し、これによりキャリアＰＣ３をセンターメンバＣＭおよび中間軸４を経て第３クラッチＣ３のクラッチドラム１１に結合する。アウターメンバＯＭには、その外周に結合してブレーキハブ２３を設け、このブレーキハブ２３を筒状連結メンバ２２の外周に配置して中間壁８に接近する前方へ延在させる。ブレーキハブ２３の前端における外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック２４を設け、これにより第１ブレーキＢ１を構成し、この第１ブレーキＢ１を、ブレーキパック２４の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２５により適宜締結可能にする。
【００３２】
ブレーキハブ２３の後端に被さるようブレーキハブ２６を設け、該ブレーキハブ２６の後端壁２６ａを第３遊星歯車組Ｇ３の背後に沿うよう円周方向内方に延在させ、このブレーキハブ後端壁２６ａの内周を第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ４に結合する。ブレーキハブ２６の外周および変速機ケース３の内周にスプライン嵌合したブレーキプレートの交互配置になるブレーキパック２７を設け、これにより第２ブレーキＢ２を構成し、この第２ブレーキＢ２を、ブレーキパック２７の後方において変速機ケース３内に嵌合したブレーキピストン２８により適宜締結可能にする。以上により、第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２はそれぞれ、第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の外周に配置されると共に、第２ブレーキＢ２よりも第１ブレーキＢ１が入力軸１（第１遊星歯車組Ｇ１）の近くに配置されるが、これら第１ブレーキＢ１および第２ブレーキＢ２は第３遊星歯車組Ｇ３よりも第２遊星歯車組Ｇ２寄りに配置する。
【００３３】
なお、第１ブレーキＢ１を構成するブレーキハブ２３の前端と変速機ケース３との間にはワンウェイクラッチＯＷＣを設け、第１ブレーキＢ１の解放状態でこのワンウェイクラッチＯＷＣによる第３キャリアＰＣ３の一方向回転阻止で前進第１速状態が得られるようにする。但しこのワンウェイクラッチＯＷＣによる第１速では、エンジンブレーキ時における第３キャリアＰＣ３の逆方向回転をワンウェイクラッチＯＷＣが許容するためエンジンブレーキが得られず、エンジンブレーキ要求時は第１ブレーキＢ１を締結して第３キャリアＰＣ３の当該逆方向回転を阻止するものとしている。
【００３４】
第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＰ２と第２クラッチＣ２のクラッチハブ１７とは、サンギヤＰ２から半径方向外向きに延在する延長部２９によって結合している。一方、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤＲ２は、半径方向内向きに延在する延長部３０を有している。そして、サンギヤＳ２の延長部２９とリングギヤＲ２の延長部３０との間にはスラスト軸受３１を介在させている。このスラスト軸受３１が変速用遊星歯車組、すなわち第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３で生じるスラスト力を受けることとなり、このスラスト力が中間壁８へ伝達することを効果的に防ぐこととなる。
【００３５】
図４は、図３の自動変速機の構成を模式化して示すものであり、特にここでは各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向と、これらの歯車に生じるスラスト力の方向を示すものである。
【００３６】
図示の自動変速機の各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向は、図の斜線で示している。ここで、第１遊星歯車組Ｇ１のリングギヤＲ１、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤ、第３遊星歯車組Ｇ３のリングギヤＲ３で生じるスラスト力をそれぞれＦ１，Ｆ２，Ｆ３、第１遊星歯車組Ｇ１のサンギヤＳ１、第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２、第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３，Ｓ４で生じるスラスト力をそれぞれＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３，ＦＳ４としている。
【００３７】
図示の自動変速機においては、前述した各リングギヤに生じるスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の内、Ｆ１およびＦ３が同方向、Ｆ２が逆方向になるように設定しており、Ｆ１およびＦ３の方向は入力側（図では左向き）、すなわち図示しないエンジンに向かう方向としている。また、連結メンバＭ１で連結している第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２と、第３遊星歯車組Ｇ３の一方のサンギヤＳ３のはす歯のねじり方向を同方向としている。かかる構成としたことによる作用効果については以下で詳細に説明する。
【００３８】
図５〜図１１は、上述した自動変速機の各変速段におけるトルク伝達経路および各遊星歯車組の歯車に生じるスラスト力とその方向を示すものである。以下、図面を参照して各変速段毎に説明する。なお、図では、トルク伝達経路を太線で、また歯車に生じるスラスト力の方向を矢印でそれぞれ示している。
【００３９】
（第１速）
前進第１速は、図２にも示すように第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１の締結により得られる。この第１速では、図５に示すように、第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤＰＣ３がケースに固定されるため、第３リングギヤＲ３からの出力回転に対し、第３サンギヤＳ３の回転は、回転方向が逆方向の減速回転となる。そして、この第３サンギヤＳ３の回転は、第１連結メンバＭ１を介し、第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に伝達される。
【００４０】
よって、第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から逆方向の減速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転をさらに減速した回転が、第２キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第１速でのトルク伝達経路は、図５に太線で示す第１クラッチＣ１、第１ブレーキＢ１および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２、および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。つまり第１速では、第１遊星歯車組Ｇ１と、後段の変速機構を構成する第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の全てがトルク伝達に関与する。
【００４１】
その結果、第１速においては、各遊星歯車組のリングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の内Ｆ１およびＦ３が同方向（図の左向き）に作用し、Ｆ２はこれらと反対方向（図の右向き）に作用する。一方スラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３の内ＦＳ１およびＦＳ３は左向きに作用し、ＦＳ２は右向きに作用する。その結果、スラスト力Ｆ１とＦＳ１、Ｆ２とＦＳ２およびＦ３とＦＳ３がそれぞれ互いに相殺されることとなる。その結果、変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないこととなる。したがって、これらスラスト力がエンジン側、特にオイルポンプへ作用することが効果的に避けられることとなる。
【００４２】
（第２速）
第２速は、図２に示すように、第１速で締結されていた第２ブレーキＢ１を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２の締結により得ることができる。この第２速では、図６に示すように第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方、第３遊星歯車組Ｇ３においては、第２ブレーキＢ２の締結により、第４サンギヤＳ４がケースに固定されるため、第３ピニオンＰ３により連結されている第３サンギヤＳ３が固定される。そして、第１連結メンバＭ１を介し第３サンギヤＳ３と連結されている第２サンギヤＳ２がケースに固定される。
【００４３】
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から正方向の減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２が固定されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を更に減速した回転（但し、第１速よりも高速）が、第２キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。この第２速でのトルク伝達経路は、図６に太線で示す第１クラッチＣ１、第２ブレーキＢ２および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２とにトルクが作用することになる。なお、第３遊星歯車組Ｇ３については、固定である両サンギヤＳ３，Ｓ４の回りを、非拘束の第３ピニオンＰ３が第３リングギヤＲ３の出力回転に伴って公転するだけであり、回転メンバとして機能してもトルク伝達には関与しない。
【００４４】
その結果、第２速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３，ＦＳ４がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と、Ｆ２はＦＳ２と、またＦＳ３はＦＳ４とそれぞれ相殺される。その結果、第１速の場合と同様、変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないこととなる。
【００４５】
（第３速）
第３速は図２に示すように、第２速で締結されていた第２ブレーキＢ２を解放し、第２クラッチＣ１を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２の締結により得ることができる。この第３速では、図７に示すように第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。同時に、第２クラッチＣ２の締結により、この減速回転が第２遊星歯車組Ｇ２の第２サンギヤＳ２に入力される。よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２と第２サンギヤＳ２とから同一の減速回転が入力されることで、両ギヤＲ２，Ｓ２と一体に回転する第２キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ減速回転（第１遊星歯車組Ｇ１の減速回転に同じ）が出力される。この第３速でのトルク伝達経路は、図７に太線で示す第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１および第２遊星歯車組Ｇ２とにトルクが作用することになる。すなわち、第３遊星歯車組Ｇ３はトルク伝達に何ら関与しない。
【００４６】
その結果、第３速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２が、サンギヤＳ１，Ｓ２にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と相殺される。また、スラスト力Ｆ２とＦＳ２は相殺されないが、これらのスラスト力は第１速および第２速の場合のスラスト力と比較して十分小さいため、影響はない。
【００４７】
（第４速）
第４速は図２に示すように、３速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し、第３クラッチＣ３を締結する掛け替えにより、従って第１クラッチＣ１および第３クラッチｃ３の締結により得られる。この第４速では、図８に示すように第２遊星歯車組Ｇ２において、第１クラッチＣ１の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２リングギヤＲ２に入力される。一方第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリヤＰＣ３に入力される。このため、第３サンギヤＳ３の回転は、第３リングギヤＲ３の出力回転よりも増速され、この第３サンギヤＳ３の増速回転は、第１連結メンバＭ１を介して第２サンギヤＳ２に伝達される。
【００４８】
よって第２遊星歯車組Ｇ２においては、第２リングギヤＲ２から減速回転が入力され、第２サンギヤＳ２から増速回転が入力されることになり、第２リングギヤＲ２からの減速回転を増速した回転（但し、入力回転よりも低回転）が、第２キャリヤＰＣ２から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第４速でのトルク伝達経路は、図８に太線で示す第１クラッチＣ１、第３クラッチＣ３および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１、第２遊星歯車組Ｇ２、および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。
【００４９】
その結果、第４速においては、リングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ２，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と、Ｆ２はＦＳ２と、またＦ３はＦＳ３とそれぞれ相殺される。その結果、この第４速においても変速機ケースの中間壁８にはスラスト力が作用しないことになる。
【００５０】
（第５速）
第５速は図２に示すように、第４速で締結されていた第１クラッチＣ１を解放し、第２クラッチＣ２を締結する掛け替えにより、従って第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３の締結により得られる。この第５速では、図９に示すように第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。同時に、第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転がセンターメンバＣＭを介して第３キャリヤＰＣ３に入力される。
【００５１】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤＰＣ３に入力回転が入力され、第３サンギヤＳ３に第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が入力されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第５速でのトルク伝達経路は、図９に太線で示す第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（第４サンギヤＳ４を除く）にトルクが作用することになる。
【００５２】
その結果、第５速においては、リングギヤＲ１，Ｒ３にはスラスト力Ｆ１，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ３にはスラスト力ＦＳ１，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ３はＦＳ３と相殺される。また、スラスト力Ｆ１とＦＳ１は相殺されないが、変速機ケースの中間壁８への力の伝達経路は形成されないため、スラスト力は中間壁８には作用しない。
【００５３】
（第６速）
第６速は、図２に示すように第５速で締結されていた第２クラッチＣ２を解放し、第２ブレーキＢ２を締結する掛け替えにより、従って第３クラッチＣ３および第２ブレーキＢ２の締結により得られる。この第６速では、図１０に示すように第３クラッチＣ３の締結により、入力軸１からの入力回転が第３遊星歯車組Ｇ３のセンターメンバＣＭを介して第３キャリヤＰＣ３に入力される。また第２ブレーキＢ２の締結により、第３遊星歯車組Ｇ３の第４サンギヤＳ４がケースに固定される。
【００５４】
よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３キャリヤＰＣ３に入力回転が入力され、第４サンギヤＳ４がケースに固定されることになり、入力回転よりも増速した回転が、第３リングギヤＲ３から第２連結メンバＭ２を経由して出力ギヤ２へ出力される。この第６速でのトルク伝達経路は、図１０に太線で示す第３クラッチＣ３、第２ブレーキＢ２および各メンバと、第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第３サンギヤＳ３を除く）とにトルクが作用することになる。
【００５５】
その結果、第６速においては、リングギヤＲ３にスラスト力Ｆ３が、サンギヤＳ４にスラスト力ＦＳ４がそれぞれ発生する。この場合、スラスト力Ｆ３とＦＳ３は相殺されないが、これらのスラスト力は第１速および第２速の場合のスラスト力と比較して十分に小さいため、影響はない。
【００５６】
（後退）
後退の変速段は、図２に示すように第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１を締結することにより得られる。この後退変速段では、第２クラッチＣ２の締結により、第１遊星歯車組Ｇ１からの減速回転が第２サンギヤＳ２および第１連結メンバＭ１を介して第３サンギヤＳ３に入力される。一方第１ブレーキＢ１の締結により、第３キャリヤＰＣ３がケースに固定される。よって第３遊星歯車組Ｇ３においては、第３サンギヤＳ３に正方向の減速回転が入力され、第３キャリヤＰＣ３がケースに固定となり、第３リングギヤＲ３からは減速した逆回転が、第２連結メンバＭ２を経由して出力歯車２へ出力される。
【００５７】
この後退変速段でのトルク伝達経路は図１１に示す通りであり、太線で示す第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１および各メンバと、第１遊星歯車組Ｇ１および第３遊星歯車組Ｇ３（但し、第４サンギヤＳ４を除く）とにトルクが作用することになる。
【００５８】
その結果、後退変速段においては、リングギヤＲ１，Ｒ３にスラスト力Ｆ１，Ｆ３が、サンギヤＳ１，Ｓ３にスラスト力ＦＳ１，ＦＳ３がそれぞれ発生する。ところが、図示のように、スラスト力Ｆ１はＦＳ１と互いに相殺される。また、スラスト力Ｆ３が中間壁８に作用するが、出力ギヤ２のスラスト力と互いに相殺されるため、スラスト力の作用は十分に小さく、影響はない。
【００５９】
さて、図示の自動変速機においては、第３遊星歯車組Ｇ３のリングギヤＲ３に生じるスラスト力Ｆ３が、第２遊星歯車組Ｇ２のリングギヤＲ２に生じるスラスト力Ｆ２よりも大きくなるように、各遊星歯車組のギヤ諸元を設定することとしても良い。具体的には、例えば第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３の直径を第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の直径よりも小さくしたり、また第３遊星歯車組Ｇ３のサンギヤＳ３の歯の捩れ角を第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の歯の捩れ角よりも大きくしたりする。それによって、少なくとも第１速時において変速用遊星歯車組、すなわち第２遊星歯車組Ｇ２および第３遊星歯車組Ｇ３の各ギヤに生じるスラスト力をより効果的に相殺し、変速機ケースの中間壁８にスラスト力が作用するのを防いでいる。
【００６０】
また、前述したように第２遊星歯車組Ｇ２のサンギヤＳ２の延長部２９とリングギヤＲ２の延長部３０との間にはスラスト軸受３１を介在させ、このスラスト軸受３１が、少なくとも第１速時において変速用遊星歯車組で生じるスラスト力を受けるものとしている。それによって、変速機ケースの中間壁８にスラスト力が作用するのを防いでいる。
【００６１】
以上説明したように、本発明による自動変速機は、各遊星歯車組に生じるスラスト力を効果的に相殺できるような構成としていることから、変速機の軸方向寸法を増大させることなくオイルポンプ等へスラスト力が加わることを効果的に防ぐことが可能となる。特に、中間壁にスラスト力が加わることによる出力ギヤの歯当たり悪化に伴うギヤノイズの発生を効果的に防止することができるようになる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は、本発明の一実施形態に係る自動変速機用歯車変速装置の構成を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】図１の自動変速機における締結要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図３】図１の自動変速機の実態構成の一例を示す展開断面図である。
【図４】図３の自動変速機の構成を模式化して示すものであり、特に各遊星歯車組における各歯車のはす歯のねじり方向と、これらの歯車に生じるスラスト力の方向を示すものである。
【図５】図３の自動変速機の第１速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図６】図３の自動変速機の第２速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図７】図３の自動変速機の第３速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図８】図３の自動変速機の第４速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図９】図３の自動変速機の第５速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図１０】図３の自動変速機の第６速におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【図１１】図３の自動変速機の後退変速段におけるトルク伝達経路と遊星歯車組に生じるスラスト力の方向を示す図である。
【符号の説明】
Ｇ１，Ｇ２，Ｇ３遊星歯車組
Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３，Ｓ４サンギヤ
Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３ピニオンギヤ
ＰＣ１，ＰＣ２，ＰＣ３キャリア
Ｒ１，Ｒ２，Ｒ３リングギヤ
Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３クラッチ
Ｂ１，Ｂ２ブレーキ
Ｍ１，Ｍ２連結メンバ
ＣＭセンターメンバ
ＯＭアウターメンバ
ＯＷＣワンウェイクラッチ
Ｔ／Ｃトルクコンバータ
ＥＮＧエンジン
１入力軸
２出力歯車
３変速機ケース
４中間軸
５ポンプハウジング
６ポンプカバー
７端蓋
８中間壁
９中空軸
１０フランジ
１１，１５クラッチドラム
１２，１６，１８クラッチパック
１３，１９，２０クラッチピストン
１４，２１油路
１７クラッチハブ
２１油路
２２筒状連結メンバ
２３，２６ブレーキハブ
２４，２７ブレーキパック
２５，２８ブレーキピストン
２９サンギヤＰ２の延長部
３０リングギヤＲ２の延長部
３１スラスト軸受[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention includes an input unit, a planetary gear set, a clutch, a brake, and an output unit. The planetary gear set reduces and speeds up the rotation from the engine, and appropriately engages and disengages the clutch and brake. Thus, the present invention relates to an automatic transmission capable of obtaining at least six forward speeds and one reverse speed.
[0002]
[Prior art]
As a conventional example of such an automatic transmission, a deceleration simple planetary gear set for decelerating rotation of an input from an engine and outputting the same, and a speed change Ravigneaux type for inputting deceleration rotation from the simple planetary gear set and outputting a deceleration rotation. A planetary gear set, and a transmission path through which thrust forces generated in at least one speed of one element of a simple planetary gear set for deceleration and one element of a Ravigneaux type planetary gear set for transmission are transmitted. The helical torsion of each element is set so that the direction of the thrust force of one element of the simple planetary gear set for reduction and the direction of the thrust force of one element of the Ravigneaux type planetary gear set for transmission are different from each other. There is one that sets a direction and thereby supports these thrust forces so that a load on a bearing or a case of the automatic transmission is reduced (Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-2000-304107
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of this automatic transmission, at the first speed, a force corresponding to the difference in the thrust force generated in each element of each planetary gear set described above is applied to the bearing or the case of the automatic transmission. For example, when one element of the above-described reduction planetary gear set is the sun gear S1 and one element of the Ravigneaux type planetary gear set is the sun gear S3, if the thrust forces generated respectively are F1 and F3, the difference between the two in the bearing or the case is obtained. The force of F3-F1 is applied.
[0005]
However, this force is applied to the front end side of the automatic transmission, that is, to the side where the reduction planetary gear set and the torque converter are arranged and close to the engine. In the case of a normal automatic transmission, an oil pump that supplies hydraulic oil for performing a shift operation is provided at a front end side of the automatic transmission. Therefore, the above-mentioned thrust force is also applied to the oil pump, which causes a problem that the load on the oil pump may be increased or the pump itself may be deformed.
[0006]
In order to avoid this, it is necessary to increase the wall thickness of the oil pump and use a material of higher strength.However, the problem that the automatic transmission becomes larger and heavier is also required. Will occur. When an intermediate wall is provided inside the transmission case and the intermediate wall supports the output portion (output gear), when a thrust force is applied to the intermediate wall, the contact of the output gear with the output portion deteriorates. It also causes large gear noise.
[0007]
An object of the present invention is to propose an automatic transmission that can appropriately support a thrust force generated in a planetary gear set and that solves the above-described problems.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
To this end, an automatic transmission according to the invention is provided,
An input unit for inputting rotation from a power source,
An output unit arranged coaxially with the input unit;
First, second, and third three sets of planetary gears sequentially arranged side by side from the side closer to the input unit, which can provide a number of conduction paths between the input and output units;
The three planetary gear sets selectively select one of the conduction paths to shift the rotation from the input at a corresponding speed ratio and output the output to the output. With accessible clutches and brakes,
An automatic transmission in which at least six forward speeds and one reverse speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the clutch and brake,
The first planetary gear set is a reduction planetary gear set that constantly reduces and outputs rotation from the input unit,
The second planetary gear set is a simple planetary gear set including three gear elements including one sun gear, a pinion meshing with the sun gear, and one ring gear meshing with the pinion. The deceleration rotation output by the planetary gear set is input to two of the three gear elements.
The third planetary gear set comprises a double sun gear, a double pinion meshing with the two sun gears, a single ring gear meshing with the pinion, and a carrier rotatably supporting the pinion. It is a sun gear type planetary gear,
A member for inputting rotation to the carrier of the third planetary gear set is a center member disposed between the two sun gears and coupled to the carrier;
A member for coupling between the carrier of the third planetary gear set and a brake for fixing the carrier is an outer member that extends radially outward from the carrier at a position in the pinion axial center. ,
A sun gear of the second planetary gear set and one of the two sun gears of the third planetary gear set are connected by a connecting member;
An intermediate wall provided in a transmission case divides the first planetary gear set among the three planetary gear sets from the second and third planetary gear sets,
In the automatic transmission in which the intermediate wall rotatably supports the output section, the thrust force generated in each of the ring gears of the second planetary gear set and the third planetary gear set at least in the first-speed drive. The torsion direction of the helical teeth of each ring gear is set so that the directions are different.
[0009]
【The invention's effect】
The automatic transmission according to the present invention includes three planetary gear sets, one of which is a reduction planetary gear set consisting of a simple planetary gear set, and the other two sets are a single pinion type and a double sun gear type. A transmission planetary gear set consisting of two planetary gear sets, a reduction planetary gear set and a transmission planetary gear set are separated by an intermediate wall provided in the transmission case, and the rotation output from these planetary gear sets is transmitted to drive wheels. A thrust generated in each of the ring gears of the second planetary gear set and the third planetary gear set, which are the planetary gear sets for speed change, at least at the time of the first-speed drive, is configured to support the output portion for output toward the intermediate wall. The torsional direction of the helical teeth of each ring gear is set so that the direction of the force is different.
[0010]
Thereby, it is possible to effectively cancel the thrust force generated in each planetary gear set at least at the first speed, and to effectively prevent the thrust force from being applied to the oil pump or the like without increasing the axial size of the transmission. Becomes possible. In particular, it is possible to effectively prevent the generation of gear noise due to the deterioration of the tooth contact of the output gear due to the application of the thrust force to the intermediate wall.
[0011]
In a preferred embodiment of the automatic transmission according to the present invention, the thrust force generated in each of the ring gears of the second planetary gear set and the third planetary gear set during at least the first-speed driving as described in claim 2. May be set such that the helical directions of the ring gears are opposite to each other. As a result, the thrust force generated in each planetary gear set can be more effectively canceled, and the above-described effect can be enhanced.
[0012]
In a preferred embodiment of the automatic transmission according to the present invention, the thrust force generated in the ring gear of the third planetary gear set at least at the time of the first-speed driving as described in claim 3 causes the thrust force of the second planetary gear set to increase. The gear specifications of each planetary gear set may be set to be larger than the thrust force generated in the ring gear. This also effectively prevents a thrust force from being applied to the intermediate wall, and enhances the above-described effect.
[0013]
In this case, as the gear specifications, the diameter of the sun gear of the third planetary gear set may be smaller than the diameter of the sun gear of the second planetary gear set as described in claim 4. As described in 5, the torsion angle of the teeth of the sun gear of the third planetary gear set may be larger than the torsion angle of the teeth of the sun gear of the second planetary gear set.
[0014]
Further, in the automatic transmission according to the present invention, as set forth in claim 6, the ring gear of the third planetary gear set is coupled to the carrier of the second planetary gear set, and The reduced output is applied to a ring gear of the second planetary gear set via a first clutch, or the reduced output from the first planetary gear set is applied to a sun gear of the second planetary gear set. Through the first planetary gear set to the second planetary gear set, the sun gear of the second planetary gear set has an extension for coupling with the second clutch, A ring gear of the second planetary gear set has a radially extending extension between the sun gear extension of the second planetary gear set and the ring gear extension of the second planetary gear set; A thrust bearing may be interposed. With this configuration, the thrust bearing receives the thrust force generated in the speed change planetary gear set, so that the thrust force is effectively prevented from being applied to the intermediate wall, and the above-described effect can be enhanced. Become.
[0015]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0016]
FIG. 1 schematically shows a gear transmission for an automatic transmission according to one embodiment of the present invention, wherein G1 is a first planetary gear set, G2 is a second planetary gear set, G3 is a third planetary gear set, and M1 Is a first connection member, M2 is a second connection member, C1 is a first clutch, C2 is a second clutch, C3 is a third clutch, B1 is a first brake, B2 is a second brake, and Input is an input unit (input shaft). 1), Output is an output unit (output gear 2).
[0017]
The gear transmission for an automatic transmission according to the present embodiment (referred to as a reduction single pinion type) is a reduction gear constituted by a single pinion type planetary gear set sequentially from the left end (the end close to the input portion Input) in FIG. A first planetary gear set G1, a single pinion type second planetary gear set G2, and a double sun gear type third planetary gear set G3 are coaxially arranged, and the first planetary gear set G1 constitutes a reduction planetary gear set. Then, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 constitute a subsequent transmission mechanism.
[0018]
The first planetary gear set G1 is a single pinion type planetary gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 rotatably supporting a first pinion P1 meshing with the gears S1 and R1. Set (reduction planetary gear set). The second planetary gear set G2 is a single pinion type planetary gear having a second sun gear S2, a second ring gear R2, and a second carrier PC2 rotatably supporting a second pinion P2 meshing with the gears S2 and R2. Make a set.
[0019]
The third planetary gear set G3 includes a third sun gear S3 on a side closer to the input portion Input and a fourth sun gear S4 on a side farther from the input portion Input, and a common third pinion P3 meshing with each of the sun gears S3 and S4. A double sun gear type planetary gear set including a third carrier PC3 rotatably supporting the third pinion P3 and one third ring gear R3 meshing with the third pinion P3 is provided. The third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 are arranged coaxially, but need not necessarily have the same number of teeth. The third carrier PC3 has a center member CM coupled thereto and extending radially inward from between the sun gears S3 and S4, and an outer member OM extending radially outward from the third carrier PC3. Is provided. The center member CM extends radially inward so as to penetrate the space existing between the adjacent third pinions P3 on the arrangement pitch circle of the third pinions P3.
[0020]
The input portion Input is constituted by an input shaft 1. The input shaft 1 is connected to the first ring gear R1 and is connected to an engine (not shown) as a power source via a torque converter (not shown). From the first ring gear R1. The output portion Output is composed of an output gear 2, which is used for coupling the second carrier PC2 and the third ring gear R3 and is coaxially coupled to a second connecting member M2 which forms a combination thereof. Of the transmission is transmitted to the drive wheels of the vehicle via a final gear set and a differential gear device (not shown). The first connecting member M1 is a connecting member that integrally connects the second sun gear S2 and the third sun gear S3, and forms a combined body of these sun gears.
[0021]
The first sun gear S1 in the reduction planetary gear set G1 is connected to the transmission case 3 and is fixed at all times. The first carrier PC1 can be appropriately connected to the second ring gear R2 by the first clutch C1. C2 enables the sun gear S2 to be appropriately coupled to the second sun gear S2. The center member CM of the third carrier PC3 can be appropriately coupled to the input shaft 1 by the third clutch C3. Therefore, the third clutch C3 transmits the input rotation as it is to the speed change mechanism including the planetary gear sets G2 and G3. Construct a direct coupling clutch. The outer member OM of the third carrier PC3 in the double sun gear type planetary gear set G3 can be appropriately coupled to the transmission case 3 by the first brake B1, so that the third carrier PC3 can be appropriately fixed, and the fourth sun gear S4 is The two brakes B2 can be appropriately connected to the transmission case 3 and fixed.
[0022]
Further, the outer member OM is connected to the one-way clutch OWC. In the released state of the first brake B1, the one-way clutch OWC prevents the third carrier PC3 from rotating in one direction, so that the forward first speed state can be obtained.
[0023]
In the gear transmission having the above-described configuration, the clutches C1, C2, and C3 and the brakes B1 and B2 are engaged (shown by a circle) or released (no mark) by a combination shown in FIG. (First to sixth forward speeds and reverse), and a control valve body (not shown) for speed change control that implements the engagement logic for the speed change is connected to these clutches and brakes. . As a control valve body for speed change control, a hydraulic control type, an electronic control type, and a combination type combining these are adopted.
[0024]
FIG. 3 is a developed sectional view showing the actual configuration of the automatic transmission described above. In the illustrated automatic transmission, the front end opening of the transmission case 3 close to the input shaft 1 is closed by a pump case composed of a pump housing 5 and a pump cover 6, and the input shaft 1 is passed through the pump case and supported. An engine ENG, which is a power source, is drivingly connected to the protruding end of the input shaft 1 via a torque converter T / C. In the pump case described above, a pump element such as a gear pump, which is omitted for clarity of detailed illustration, is incorporated to constitute an oil pump. Driven by
[0025]
The rear end of the intermediate shaft 4 far from the input shaft 1 is rotatably supported by an end cover 7 at the rear end of the transmission case 3. An intermediate wall 8 is provided in the middle of the transmission case 3 in the axial direction, the output gear 2 is rotatably supported on the intermediate wall 8, and the input shaft 1 and the intermediate shaft are inserted through a hollow shaft 9 in a center hole of the intermediate wall 8. 4 is rotatably supported.
[0026]
The first planetary gear set G1 is disposed in a front space defined between the oil pump case including the pump housing 5 and the pump cover 6 and the intermediate wall 8, and surrounds the first planetary gear set G1. The third clutch C3 is arranged so as to perform the operation. In the first planetary gear set G1, the sun gear S1 is serrated and fitted to a center boss 6a protruding rearward of the pump cover 6 so as to function as a reaction force receiver, so that the sun gear S1 cannot rotate at all times. , Is coupled to a flange 1 a extending radially outward from the input shaft 1. Further, the carrier PC1, which is a rotation output member, is coupled to the outer periphery of a flange 10 extending radially outward from the hollow shaft 9.
[0027]
A clutch drum 11 is provided so as to extend radially outward from the front end of the intermediate shaft 4 close to the input shaft 1 to surround the ring gear R1, and is spline-fitted to the inner periphery of the clutch drum 11 and the outer periphery of the ring gear R1, respectively. A clutch pack 12 having an alternate arrangement of clutch plates is provided, and these constitute a third clutch C3 as a direct coupling clutch, and this clutch C3 is arranged on the outer periphery of the reduction planetary gear set G1. Here, the ring gear R1 is also used as a clutch hub of the third clutch C3. The clutch piston 13, which is the working piston of the third clutch C3, is arranged on the side of the first planetary gear set G1 far from the oil pump case including the pump housing 5 and the pump cover 6, so that the clutch piston 13 is connected to the planetary gear set G1. Is fitted to the end wall of the clutch drum 11 and the front end of the intermediate shaft 4.
[0028]
In the rear space defined between the intermediate wall 8 and the end cover 7, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, the first clutch C1 and the second clutch C2, and the first brake B1 and The second brake B2 is disposed. The second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 are arranged on the intermediate shaft 4, but the second planetary gear set G2 is located closer to the input shaft 1 than the third planetary gear set G3. The sun gear S2 of the second planetary gear set G2 and the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 are integrated by a first connecting member M1, and are rotatably supported on the intermediate shaft 4. A clutch drum 15 extending radially outward from the middle of the hollow shaft 9 and then extending axially rearward to reach the outer periphery of the second ring gear R2 is provided. A clutch pack 16 is provided on the outer periphery, in which clutch plates which are spline-fitted are alternately arranged, and these constitute a first clutch C1.
[0029]
Since the second clutch C2 is disposed closer to the input shaft 1 than the first clutch C1 disposed on the outer periphery of the second planetary gear set G2 as described above, the outer periphery of the second sun gear S2 near the input shaft has a diameter. A clutch hub 17 extending outward in the direction is fixed, and a clutch pack 18 in which clutch plates which are spline-fitted to the outer periphery of the clutch hub 17 and the inner periphery of the clutch drum 15 are alternately arranged is provided. The two clutch C2 is configured. It should be noted that the clutch piston 19 of the first clutch C1 and the clutch piston 20 of the second clutch C2 are provided on the side of the second clutch C2 far from the first clutch C1 as a double piston in which the clutch piston 20 slides inside the clutch piston 19. The clutch piston 20 is fitted to the end wall of the clutch drum 15 facing the second planetary gear set G2. These clutch pistons 19 and 20 are stroked by receiving hydraulic pressure from individual oil passages 21 (only one oil passage is shown in the figure) formed in the intermediate wall 8 and the hollow shaft 9, thereby causing a first stroke. It is assumed that the clutch C1 and the second clutch C2 can be individually engaged.
[0030]
The third planetary gear set G3 is a double sun gear type planetary gear set as described above, but the tooth width of the ring gear R3 is smaller than the tooth width of the pinion P3 so that the ring gear R3 is located at an end near the second planetary gear set G2. When the ring gear R3 is coupled to the carrier PC2 of the second planetary gear set G2 by the second coupling member M2, the coupling member M2 can be shortened. One end of a tubular connecting member 22 arranged to surround the clutch drum 15 of the first clutch C1 and the second clutch C2 is connected to the outer periphery of the ring gear R3, and the other end of the tubular connecting member 22 is output. It is connected to the gear 2.
[0031]
The carrier PC3 of the third planetary gear set G3 is provided with a center member CM extending radially inward from the carrier PC3 via the sun gears S3 and S4 as described above, and at the axial center position of the pinion P3. Is provided with an outer member OM extending radially outward along the end face of the ring gear R3. The center member CM is drive-coupled to the intermediate shaft 4, thereby coupling the carrier PC3 to the clutch drum 11 of the third clutch C3 via the center member CM and the intermediate shaft 4. The outer member OM is provided with a brake hub 23 which is connected to the outer periphery of the outer member OM. The brake hub 23 is arranged on the outer periphery of the tubular connecting member 22 and extends forward to approach the intermediate wall 8. A brake pack 24 in which brake plates spline-fitted are alternately arranged on the outer periphery at the front end of the brake hub 23 and the inner periphery of the transmission case 3 is provided, thereby constituting a first brake B1. A brake piston 25 fitted in the transmission case 3 at the rear of the brake pack 24 enables the fastening as appropriate.
[0032]
A brake hub 26 is provided so as to cover the rear end of the brake hub 23, and a rear end wall 26a of the brake hub 26 extends inward in the circumferential direction so as to extend behind the third planetary gear set G3. The inner periphery of the end wall 26a is connected to the sun gear S4 of the third planetary gear set G3. A brake pack 27 in which brake plates fitted with splines are alternately arranged on the outer periphery of the brake hub 26 and the inner periphery of the transmission case 3 is provided, thereby constituting a second brake B2. The brake piston 28 fitted in the transmission case 3 at the rear of the transmission case 3 enables the connection to be appropriately performed. As described above, the first brake B1 and the second brake B2 are arranged on the outer circumferences of the first clutch C1 and the second clutch C2, respectively, and the first brake B1 is connected to the input shaft 1 (the first planet) more than the second brake B2. The first brake B1 and the second brake B2 are arranged near the gear set G1), but are arranged closer to the second planetary gear set G2 than the third planetary gear set G3.
[0033]
A one-way clutch OWC is provided between the front end of the brake hub 23 constituting the first brake B1 and the transmission case 3, and the one-way clutch OWC allows the one-way clutch OWC to move in one direction when the first brake B1 is released. The first forward speed state is obtained by preventing rotation. However, in the first speed by the one-way clutch OWC, the one-way clutch OWC allows the reverse rotation of the third carrier PC3 during the engine braking, so that the engine brake cannot be obtained. When the engine brake is requested, the first brake B1 is engaged. Thus, the reverse rotation of the third carrier PC3 is prevented.
[0034]
The sun gear P2 of the second planetary gear set G2 and the clutch hub 17 of the second clutch C2 are connected by an extension 29 extending radially outward from the sun gear P2. On the other hand, the ring gear R2 of the second planetary gear set G2 has an extension 30 extending inward in the radial direction. A thrust bearing 31 is interposed between the extension 29 of the sun gear S2 and the extension 30 of the ring gear R2. The thrust bearing 31 receives the thrust force generated in the transmission planetary gear set, that is, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, and effectively prevents transmission of the thrust force to the intermediate wall 8. It will be.
[0035]
FIG. 4 schematically shows the configuration of the automatic transmission shown in FIG. 3. In particular, here, the torsion direction of the helical teeth of each gear in each planetary gear set and the direction of the thrust force generated in these gears are shown. It is shown.
[0036]
The torsional direction of the helical teeth of each gear in each planetary gear set of the illustrated automatic transmission is indicated by oblique lines in the figure. Here, the thrust forces generated by the ring gear R1 of the first planetary gear set G1, the ring gear R3 of the second planetary gear set G2, and the ring gear R3 of the third planetary gear set G3 are F1, F2, F3, and the thrust force of the first planetary gear set G1, respectively. The thrust forces generated by the sun gear S1, the sun gear S2 of the second planetary gear set G2, and the sun gears S3, S4 of the third planetary gear set G3 are denoted by FS1, FS2, FS3, and FS4, respectively.
[0037]
In the illustrated automatic transmission, of the thrust forces F1, F2, and F3 generated in the ring gears described above, F1 and F3 are set to be in the same direction and F2 is in the opposite direction, and the directions of F1 and F3 are The input side (leftward in the figure), that is, the direction toward the engine (not shown). Further, the torsional direction of the helical teeth of the sun gear S2 of the second planetary gear set G2 and the one sun gear S3 of the third planetary gear set G3 connected by the connecting member M1 is the same. The operation and effect of this configuration will be described in detail below.
[0038]
FIG. 5 to FIG. 11 show the torque transmission path at each shift speed of the above-described automatic transmission and the thrust force generated in the gears of each planetary gear set and their directions. Hereinafter, each shift speed will be described with reference to the drawings. In the drawings, the torque transmission path is indicated by a thick line, and the direction of the thrust force generated in the gear is indicated by an arrow.
[0039]
(1st speed)
The first forward speed is obtained by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, as also shown in FIG. In the first speed, as shown in FIG. 5, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. On the other hand, in the third planetary gear set G3, since the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, the rotation of the third sun gear S3 with respect to the output rotation from the third ring gear R3 is The rotation direction is the deceleration rotation in the opposite direction. The rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 of the second planetary gear set G2 via the first connecting member M1.
[0040]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the deceleration rotation in the forward direction is input from the second ring gear R2, and the deceleration rotation in the reverse direction is input from the second sun gear S2, and the deceleration from the second ring gear R2 is input. The rotation whose rotation has been further reduced is output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. The torque transmission path at the first speed includes a first clutch C1, a first brake B1, and members indicated by bold lines in FIG. 5, a first planetary gear set G1, a second planetary gear set G2, and a third planetary gear. The torque acts on the set G3 (excluding the fourth sun gear S4). That is, at the first speed, the first planetary gear set G1 and all of the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 that constitute the transmission mechanism at the subsequent stage participate in torque transmission.
[0041]
As a result, in the first speed, thrust forces F1, F2, and F3 are generated in ring gears R1, R2, and R3 of each planetary gear set, and thrust forces FS1, FS2, and FS3 are generated in sun gears S1, S2, and S3, respectively. . However, as shown, of the thrust forces F1, F2, F3, F1 and F3 act in the same direction (leftward in the figure), and F2 acts in the opposite direction (rightward in the figure). On the other hand, of the thrust forces FS1, FS2, FS3, FS1 and FS3 act leftward, and FS2 acts rightward. As a result, the thrust forces F1 and FS1, F2 and FS2, and F3 and FS3 cancel each other. As a result, no thrust force acts on the intermediate wall 8 of the transmission case. Therefore, it is possible to effectively prevent these thrust forces from acting on the engine side, particularly on the oil pump.
[0042]
(Second speed)
As shown in FIG. 2, the second speed is released by releasing the second brake B1 engaged in the first speed and engaging the second brake B2, thereby engaging the first clutch C1 and the second brake B2. Can be obtained by At the second speed, as shown in FIG. 6, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. On the other hand, in the third planetary gear set G3, the engagement of the second brake B2 fixes the fourth sun gear S4 to the case, so that the third sun gear S3 connected by the third pinion P3 is fixed. Then, the second sun gear S2 connected to the third sun gear S3 via the first connection member M1 is fixed to the case.
[0043]
Accordingly, in the second planetary gear set G2, the forward deceleration rotation is input from the second ring gear R2, the second sun gear S2 is fixed, and the rotation (the rotation (F) is further reduced from the deceleration rotation from the second ring gear R2). However, higher speed than the first speed) is output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. In the torque transmission path at the second speed, torque acts on the first clutch C1, the second brake B2 and each member, and the first planetary gear set G1 and the second planetary gear set G2, which are indicated by thick lines in FIG. Will be. In the third planetary gear set G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 with the output rotation of the third ring gear R3. Functioning does not contribute to torque transmission.
[0044]
As a result, in the second speed, thrust forces F1, F2 are generated in ring gears R1, R2, and thrust forces FS1, FS2, FS3, FS4 are generated in sun gears S1, S2, S3, S4, respectively. However, as shown, the thrust force F1 is offset by FS1, F2 is offset by FS2, and FS3 is offset by FS4. As a result, as in the case of the first speed, no thrust force acts on the intermediate wall 8 of the transmission case.
[0045]
(3rd speed)
In the third speed, as shown in FIG. 2, the second brake B2 engaged in the second speed is released, and the second clutch C1 is disengaged, so that the first clutch C1 and the second clutch C2 are engaged. Obtainable. At the third speed, as shown in FIG. 7, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. At the same time, by the engagement of the second clutch C2, this reduced rotation is input to the second sun gear S2 of the second planetary gear set G2. Therefore, in the second planetary gear set G2, the same deceleration rotation is input from the second ring gear R2 and the second sun gear S2, so that the second connection from the second carrier PC2 that rotates integrally with both gears R2 and S2. The reduced rotation (same as the reduced rotation of the first planetary gear set G1) is output to the output gear 2 via the member M2. In the torque transmission path at the third speed, torque acts on the first clutch C1, the second clutch C2 and each member, and the first planetary gear set G1 and the second planetary gear set G2, which are indicated by thick lines in FIG. Will be. That is, the third planetary gear set G3 does not contribute to torque transmission at all.
[0046]
As a result, in the third speed, thrust forces F1 and F2 are generated in ring gears R1 and R2, and thrust forces FS1 and FS2 are generated in sun gears S1 and S2, respectively. However, as shown, the thrust force F1 is offset by FS1. Further, the thrust forces F2 and FS2 are not canceled, but these thrust forces are sufficiently small as compared with the thrust forces in the first and second speeds, so that there is no influence.
[0047]
(4th speed)
As shown in FIG. 2, the fourth speed is obtained by disengaging the second clutch C2, which has been engaged in the third speed, and changing over by engaging the third clutch C3, and thus by engaging the first clutch C1 and the third clutch c3. Can be At the fourth speed, as shown in FIG. 8, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the second ring gear R2 by the engagement of the first clutch C1. On the other hand, in the third planetary gear set G3, the input rotation from the input shaft 1 is input to the third carrier PC3 via the center member CM by the engagement of the third clutch C3. For this reason, the rotation of the third sun gear S3 is increased more than the output rotation of the third ring gear R3, and the increased rotation of the third sun gear S3 is transmitted to the second sun gear S2 via the first connecting member M1. You.
[0048]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation is input from the second ring gear R2, and the increased rotation is input from the second sun gear S2, and the rotation is the increased rotation of the reduced rotation from the second ring gear R2. (However, the rotation is lower than the input rotation) is output from the second carrier PC2 to the output gear 2 via the second connecting member M2. The torque transmission path at the fourth speed includes the first clutch C1, the third clutch C3 and each member indicated by a bold line in FIG. 8, the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, and the third planetary gear. The torque acts on the set G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0049]
As a result, in the fourth speed, thrust forces F1, F2, and F3 are generated in ring gears R1, R2, and R3, and thrust forces FS1, FS2, and FS3 are generated in sun gears S1, S2, and S3, respectively. However, as shown, the thrust force F1 is offset by FS1, F2 is offset by FS2, and F3 is offset by FS3. As a result, no thrust force acts on the intermediate wall 8 of the transmission case even at the fourth speed.
[0050]
(5th speed)
In the fifth speed, as shown in FIG. 2, the first clutch C1 engaged in the fourth speed is disengaged and the second clutch C2 is disengaged, and thus the second clutch C2 and the third clutch C3 are engaged. can get. At the fifth speed, as shown in FIG. 9, by the engagement of the second clutch C2, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1. Is done. At the same time, by the engagement of the third clutch C3, the input rotation from the input shaft 1 is input to the third carrier PC3 via the center member CM.
[0051]
Therefore, in the third planetary gear set G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3, and the speed is higher than the input rotation. The rotation is output from the third ring gear R3 to the output gear 2 via the second connecting member M2. The torque transmission path at the fifth speed includes the second clutch C2, the third clutch C3 and each member indicated by a bold line in FIG. 9, the first planetary gear set G1 and the third planetary gear set G3 (the fourth sun gear S4 (Excluding), the torque acts.
[0052]
As a result, in the fifth speed, thrust forces F1 and F3 are generated in ring gears R1 and R3, and thrust forces FS1 and FS3 are generated in sun gears S1 and S3, respectively. However, as shown, the thrust force F3 is offset by FS3. Although the thrust forces F1 and FS1 are not canceled out, no thrust force acts on the intermediate wall 8 because a transmission path of the force to the intermediate wall 8 of the transmission case is not formed.
[0053]
(6th speed)
The sixth speed is achieved by disengaging the second clutch C2, which has been engaged in the fifth speed as shown in FIG. 2, and by engaging the second brake B2, and thus by engaging the third clutch C3 and the second brake B2. can get. At the sixth speed, the engagement of the third clutch C3 causes the input rotation from the input shaft 1 to be input to the third carrier PC3 via the center member CM of the third planetary gear set G3 as shown in FIG. Further, the engagement of the second brake B2 fixes the fourth sun gear S4 of the third planetary gear set G3 to the case.
[0054]
Therefore, in the third planetary gear set G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the fourth sun gear S4 is fixed to the case, and the rotation increased in speed from the input rotation is transmitted from the third ring gear R3. The output is output to the output gear 2 via the second connecting member M2. The torque transmission path at the sixth speed is such that the torque is transmitted to the third clutch C3, the second brake B2 and each member indicated by a bold line in FIG. 10, and the third planetary gear set G3 (excluding the third sun gear S3). Will work.
[0055]
As a result, in the sixth speed, a thrust force F3 is generated in the ring gear R3 and a thrust force FS4 is generated in the sun gear S4. In this case, the thrust forces F3 and FS3 are not canceled out, but there is no effect since these thrust forces are sufficiently smaller than those in the first and second speeds.
[0056]
(Recession)
The reverse gear is obtained by engaging the second clutch C2 and the first brake B1, as shown in FIG. In this reverse gear, the reduced rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3 via the second sun gear S2 and the first connecting member M1 by the engagement of the second clutch C2. On the other hand, by applying the first brake B1, the third carrier PC3 is fixed to the case. Therefore, in the third planetary gear set G3, the positive deceleration rotation is input to the third sun gear S3, the third carrier PC3 is fixed to the case, and the reverse rotation reduced from the third ring gear R3 is applied to the second connection member. It is output to the output gear 2 via M2.
[0057]
The torque transmission path at this reverse gear is as shown in FIG. 11, and the second clutch C2, the first brake B1 and each member indicated by bold lines, the first planetary gear set G1 and the third planetary gear set G3 , Except for the fourth sun gear S4).
[0058]
As a result, in the reverse gear, thrust forces F1 and F3 are generated in ring gears R1 and R3, and thrust forces FS1 and FS3 are generated in sun gears S1 and S3, respectively. However, as shown, the thrust force F1 and the FS1 cancel each other. Further, the thrust force F3 acts on the intermediate wall 8, but the thrust force is canceled out with the thrust force of the output gear 2, so that the operation of the thrust force is sufficiently small and has no effect.
[0059]
Now, in the illustrated automatic transmission, each planetary gear is set such that the thrust force F3 generated on the ring gear R3 of the third planetary gear set G3 is larger than the thrust force F2 generated on the ring gear R2 of the second planetary gear set G2. A set of gear specifications may be set. Specifically, for example, the diameter of the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 is made smaller than the diameter of the sun gear S2 of the second planetary gear set G2, and the torsion angle of the teeth of the sun gear S3 of the third planetary gear set G3. Is larger than the torsion angle of the teeth of the sun gear S2 of the second planetary gear set G2. As a result, at least at the first speed, the thrust force generated in the gears of the transmission planetary gear set, ie, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, is more effectively offset, and the intermediate wall of the transmission case is eliminated. 8 prevents thrust force from acting.
[0060]
Further, as described above, the thrust bearing 31 is interposed between the extension 29 of the sun gear S2 and the extension 30 of the ring gear R2 of the second planetary gear set G2, and this thrust bearing 31 is at least at the first speed. The thrust force generated in the speed change planetary gear set is received. This prevents a thrust force from acting on the intermediate wall 8 of the transmission case.
[0061]
As described above, the automatic transmission according to the present invention is configured so that the thrust force generated in each planetary gear set can be effectively canceled, so that the oil pump or the like can be used without increasing the axial size of the transmission. It is possible to effectively prevent the application of a thrust force. In particular, it is possible to effectively prevent the generation of gear noise due to the deterioration of the tooth contact of the output gear due to the application of the thrust force to the intermediate wall.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram schematically showing a configuration of a gear transmission for an automatic transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram of engagement logic showing a relationship between engagement of an engagement element and a selected shift speed in the automatic transmission of FIG. 1;
FIG. 3 is a developed sectional view showing an example of the actual configuration of the automatic transmission of FIG.
4 schematically shows the configuration of the automatic transmission shown in FIG. 3, particularly showing the torsion direction of helical teeth of each gear in each planetary gear set and the direction of thrust force generated in these gears. It is.
5 is a diagram showing a torque transmission path at a first speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
6 is a diagram showing a torque transmission path in a second speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
7 is a diagram showing a torque transmission path at a third speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
8 is a diagram showing a torque transmission path at a fourth speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
9 is a diagram showing a torque transmission path in a fifth speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
10 is a diagram showing a torque transmission path at a sixth speed of the automatic transmission of FIG. 3 and a direction of a thrust force generated in the planetary gear set.
11 is a diagram showing a torque transmission path and a direction of a thrust force generated in a planetary gear set in a reverse gear of the automatic transmission shown in FIG. 3;
[Explanation of symbols]
G1, G2, G3 planetary gear set
S1, S2, S3, S4 Sun gear
P1, P2, P3 Pinion gear
PC1, PC2, PC3 Carrier
R1, R2, R3 Ring gear
C1, C2, C3 clutch
B1, B2 brake
M1, M2 connecting member
CM Center Member
OM outer member
OWC one-way clutch
T / C torque converter
ENG engine
1 input shaft
2 Output gear
3 Transmission case
4 Intermediate shaft
5 Pump housing
6 Pump cover
7 End lid
8 Intermediate wall
9 Hollow shaft
10 Flange
11,15 Clutch drum
12,16,18 Clutch pack
13,19,20 Clutch piston
14,21 oilway
17 Clutch hub
21 Oilway
22 Tubular connecting member
23, 26 Brake hub
24,27 brake pack
25,28 brake piston
29 Extension of sun gear P2
30 Extension of ring gear R2
31 Thrust bearing

Claims

An input unit for inputting rotation from a power source,
An output unit arranged coaxially with the input unit;
First, second, and third three sets of planetary gears sequentially arranged side by side from the side closer to the input unit, which can provide a number of conduction paths between the input and output units;
The three planetary gear sets selectively select one of the transmission paths to shift the rotation from the input at a corresponding speed ratio and output the output to the output. With accessible clutches and brakes,
An automatic transmission in which at least six forward speeds and one reverse speed can be selected by a combination of engagement and disengagement of the clutch and brake,
The first planetary gear set is a reduction planetary gear set that constantly reduces and outputs rotation from the input unit,
The second planetary gear set is a simple planetary gear set including three gear elements including one sun gear, a pinion meshing with the sun gear, and one ring gear meshing with the pinion. The deceleration rotation output by the planetary gear set is input to two of the three gear elements.
The third planetary gear set comprises a double sun gear, a double pinion meshing with the two sun gears, a single ring gear meshing with the pinion, and a carrier rotatably supporting the pinion. It is a sun gear type planetary gear,
A member for inputting rotation to the carrier of the third planetary gear set is a center member disposed between the two sun gears and coupled to the carrier;
A member for coupling between the carrier of the third planetary gear set and a brake for fixing the carrier is an outer member that extends radially outward from the carrier at a position in the pinion axial center. ,
A sun gear of the second planetary gear set and one of the two sun gears of the third planetary gear set are connected by a connecting member;
An intermediate wall provided in a transmission case divides the first planetary gear set among the three planetary gear sets from the second and third planetary gear sets,
In the automatic transmission in which the intermediate wall rotatably supports the output section, the thrust force generated in each of the ring gears of the second planetary gear set and the third planetary gear set at least in the first-speed drive. An automatic transmission, wherein the helical torsional direction of each ring gear is set so that the directions are different.

The automatic transmission according to claim 1,
The helical torsional direction of each ring gear is set so that the direction of the thrust force generated in each ring gear of the second planetary gear set and the third planetary gear set at least at the time of first-speed driving is opposed to each other. Features an automatic transmission.

The automatic transmission according to claim 2,
The gear specifications of each planetary gear set are set such that the thrust force generated in the ring gear of the third planetary gear set is larger than the thrust force generated in the ring gear of the second planetary gear set at least during the first-speed drive. Automatic transmission characterized by the following.

The automatic transmission according to claim 3,
The automatic transmission according to claim 1, wherein a diameter of a sun gear of the third planetary gear set is smaller than a diameter of a sun gear of the second planetary gear set.

The automatic transmission according to claim 3,
The automatic transmission according to claim 1, wherein, as the gear specifications, the torsional angle of the teeth of the sun gear of the third planetary gear set is larger than the torsional angle of the teeth of the sun gear of the second planetary gear set.

The automatic transmission according to claim 2,
A ring gear of the third planetary gear set is coupled to a carrier of the second planetary gear set;
The reduced output from the first planetary gear set is applied to the ring gear of the second planetary gear set via a first clutch, or the reduced output from the first planetary gear set is applied to the second planetary gear set. Input to a sun gear of the gear set from the first planetary gear set to the second planetary gear set via a second clutch;
A sun gear of the second planetary gear set has an extension for coupling with the second clutch;
A ring gear of the second planetary gear set has an extension extending in a radial direction;
An automatic transmission, wherein a thrust bearing is interposed between an extension of a sun gear of the second planetary gear set and an extension of a ring gear of the second planetary gear set.