JP2015190495A - Multistage transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機に関する。 The present invention relates to a multi-stage transmission that shifts power transmitted from a prime mover of a vehicle to an input member and transmits the power to an output member.
従来、この種の多段変速機として、2つのシングルピニオン式の遊星歯車と、複合遊星歯車列としてのラビニヨ式遊星歯車機構と、4つのクラッチと、2つのブレーキとを含むものが知られている(例えば、特許文献1参照)。この多段変速機を構成するラビニヨ式遊星歯車機構は、原動機から動力が伝達される入力軸に常時連結されるキャリヤ(入力要素)、ブレーキにより選択的に回転不能に固定されるフロントサンギヤ(固定可能要素)、リングギヤ(第1出力要素)およびリヤサンギヤ(第2出力要素)を有する。また、ラビニヨ式遊星歯車機構のリングギヤは、第1のクラッチ(符号26)を介して、2つの遊星歯車のうちの当該ラビニヨ式遊星歯車機構から離間するように車両後部側に配置される一方の遊星歯車(符号20)のサンギヤに選択的に接続される。更に、ラビニヨ式遊星歯車機構のリヤサンギヤは、第2のクラッチ(符号28)を介して当該一方の遊星歯車のサンギヤに選択的に接続される。 Conventionally, as this type of multi-stage transmission, one including two single pinion planetary gears, a Ravigneaux planetary gear mechanism as a compound planetary gear train, four clutches, and two brakes is known. (For example, refer to Patent Document 1). The Ravigneaux type planetary gear mechanism that constitutes this multi-stage transmission is a carrier (input element) that is always connected to an input shaft to which power is transmitted from the prime mover, and a front sun gear that is selectively fixed to be non-rotatable by a brake (fixable) Element), a ring gear (first output element) and a rear sun gear (second output element). The ring gear of the Ravigneaux type planetary gear mechanism is arranged on the vehicle rear side so as to be separated from the Ravigneaux type planetary gear mechanism of the two planetary gears via the first clutch (reference numeral 26). It is selectively connected to the sun gear of the planetary gear (reference numeral 20). Further, the rear sun gear of the Ravigneaux type planetary gear mechanism is selectively connected to the sun gear of the one planetary gear via a second clutch (reference numeral 28).
上述の多段変速機に含まれるラビニヨ式遊星歯車機構(複合遊星歯車列)やシングル式あるいはダブルピニオン式の遊星歯車のギヤとしては、一般に、斜歯歯車が採用されるが、斜歯歯車により構成される遊星歯車機構では、中心側のサンギヤと外周側のリングギヤとに対して逆方向のスラスト力が作用する。従って、上記多段変速機の作動中には、ラビニヨ式遊星歯車機構のリングギヤに連結される第1のクラッチの第3シャフト(符号46)と、リヤサンギヤに連結される第2のクラッチの第4シャフト(符号48)とが互いに逆方向に移動しようとすることになる。しかしながら、上記特許文献1は、第1および第2のクラッチに作用するスラスト力をどのようにして受けるか、すなわち第3シャフトと第4シャフトとをどのようにして軸方向に支持するかを何ら開示しておらず、複数のスラスト軸受の負担増加すなわちサイズアップに伴って装置全体の大型化を抑制し得なくなるおそれがある。
As a gear of Ravigneaux type planetary gear mechanism (compound planetary gear train) and single type or double pinion type planetary gear included in the above-mentioned multi-stage transmission, generally an inclined gear is adopted, but it is constituted by an inclined gear. In the planetary gear mechanism, a thrust force in the opposite direction acts on the sun gear on the center side and the ring gear on the outer peripheral side. Therefore, during the operation of the multi-stage transmission, the third shaft (reference numeral 46) of the first clutch connected to the ring gear of the Ravigneaux type planetary gear mechanism and the fourth shaft of the second clutch connected to the rear sun gear. (Reference numeral 48) will move in the opposite directions. However, the above-mentioned
そこで、本発明は、多段変速機に含まれるスラスト軸受を小型化して装置全体の大型化を抑制することを主目的とする。 Therefore, the main object of the present invention is to reduce the size of the thrust bearing included in the multi-stage transmission and thereby suppress the increase in size of the entire apparatus.
本発明による多段変速機は、
車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、
サンギヤと、リングギヤと、ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤとを有し、前記入力部材から動力が伝達される遊星歯車機構と、
前記遊星歯車機構の前記リングギヤと一体に回転するクラッチドラムを有し、前記リングギヤと、前記遊星歯車機構から軸方向に離間して配置される接続対象要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第1クラッチと、
前記遊星歯車機構の前記サンギヤと一体に回転すると共に前記クラッチドラムの内部に配置されるクラッチハブを有し、前記サンギヤと前記接続対象要素とを接続すると共に、両者の接続を解除する第2クラッチと、
外周部に前記第1クラッチの第1摩擦係合プレートが嵌合されると共に内周部に前記第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、前記筒状部から延出されて前記接続対象要素に連結される連結部とを有するドラム部材とを備え、
前記ドラム部材は、前記連結部が前記クラッチドラムと前記クラッチハブとの間を通って前記接続対象要素に向けて延びるように配置され、
前記クラッチハブと前記ドラム部材との間および前記ドラム部材と前記クラッチドラムとの間には、スラスト軸受が配置され、
前記遊星歯車機構の前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤは、斜歯歯車であり、前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤの歯筋の方向は、前記入力部材から前記遊星歯車機構に動力が伝達されて前記車両が前進走行する際に、前記サンギヤが前記接続対象要素に向けて付勢されると共に前記リングギヤが前記接続対象要素とは反対側に付勢されるように定められることを特徴とする。
The multi-stage transmission according to the present invention is
In a multi-stage transmission that shifts the power transmitted from the motor of the vehicle to the input member and transmits it to the output member,
A planetary gear mechanism having a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports the pinion gear, to which power is transmitted from the input member;
A clutch drum that rotates integrally with the ring gear of the planetary gear mechanism, and connects the ring gear and a connection target element that is arranged apart from the planetary gear mechanism in the axial direction; A first clutch to be released;
A second clutch that has a clutch hub that rotates integrally with the sun gear of the planetary gear mechanism and that is disposed inside the clutch drum, and that connects the sun gear and the element to be connected and releases the connection between the two. When,
From the cylindrical portion, a cylindrical portion in which the first friction engagement plate of the first clutch is fitted to the outer peripheral portion and the second friction engagement plate of the second clutch is fitted to the inner peripheral portion; A drum member having a connecting portion that is extended and connected to the connection target element,
The drum member is disposed such that the connecting portion extends between the clutch drum and the clutch hub toward the connection target element.
A thrust bearing is disposed between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum,
The sun gear, the ring gear, and the pinion gear of the planetary gear mechanism are bevel gears, and the direction of tooth traces of the sun gear, the ring gear, and the pinion gear is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism. When the vehicle travels forward, the sun gear is biased toward the connection target element and the ring gear is biased to the side opposite to the connection target element.
この多段変速機では、入力部材から遊星歯車機構に動力が伝達されて車両が前進走行する際に、遊星歯車機構のリングギヤに繋がる第1クラッチのクラッチドラムと、サンギヤに繋がる第2クラッチのクラッチハブとが互いに逆方向に移動しようとしても、当該クラッチドラムの内部、すなわちクラッチハブとドラム部材との間およびドラム部材とクラッチドラムとの間に配置されたスラスト軸受により、第1クラッチのクラッチドラムと第2クラッチのクラッチハブとを軸方向に支持することができる。これにより、遊星歯車機構を収容するケースからクラッチハブまでの間、およびクラッチドラムからケースまでの間に配置されるスラスト軸受の負担を良好に低減化することが可能となる。従って、この多段変速機では、スラスト軸受を小型化して装置全体の大型化を抑制することができる。更に、この多段変速機では、ドラム部材が第1クラッチのクラッチハブおよび第2クラッチのクラッチドラムとして利用されることから、部品点数の増加を抑制すると共に装置全体の大型化をより良好に抑制することが可能となる。 In this multi-stage transmission, when power is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism and the vehicle travels forward, the clutch drum of the first clutch connected to the ring gear of the planetary gear mechanism and the clutch hub of the second clutch connected to the sun gear. Even if they move in the opposite directions, the thrust drum disposed in the clutch drum, that is, between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum, The clutch hub of the second clutch can be supported in the axial direction. As a result, it is possible to satisfactorily reduce the burden on the thrust bearing disposed between the case housing the planetary gear mechanism and the clutch hub and between the clutch drum and the case. Therefore, in this multi-stage transmission, the thrust bearing can be miniaturized and the overall size of the apparatus can be suppressed. Further, in this multi-stage transmission, since the drum member is used as the clutch hub of the first clutch and the clutch drum of the second clutch, the increase in the number of parts is suppressed and the increase in the size of the entire apparatus is better suppressed. It becomes possible.
次に、図面を参照しながら、本発明を実施するための形態について説明する。 Next, the form for implementing this invention is demonstrated, referring drawings.
図1は、本発明による多段変速機である自動変速機20を含む動力伝達装置10の概略構成図である。同図に示す動力伝達装置10は、後輪駆動車両の前部に縦置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジン(内燃機関)のクランクシャフトおよび/または電気モータのロータに接続されると共にエンジン等からの動力(トルク)を図示しない左右の後輪(駆動輪)に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置10は、エンジン等から入力軸20iに伝達された動力を変速して出力軸20oに伝達する自動変速機20に加えて、例えばアルミ合金製のトランスミッションケース(静止部材)11や、発進装置(流体伝動装置)12、オイルポンプ17等を含む。
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a
発進装置12は、上述のような駆動源に連結される入力側のポンプインペラ14pや、自動変速機20の入力軸(入力部材)20iに連結される出力側のタービンランナ14t、ポンプインペラ14pおよびタービンランナ14tの内側に配置されてタービンランナ14tからポンプインペラ14pへの作動油の流れを整流するステータ14s、図示しないステータシャフトより支持されると共にステータ14sの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ14o等を有するトルクコンバータを含む。更に、発進装置12は、エンジンのクランクシャフト等に連結されたフロントカバーと自動変速機20の入力軸20iとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するロックアップクラッチ15と、フロントカバーと自動変速機20の入力軸20iとの間で振動を減衰するダンパ機構16とを有する。なお、発進装置12は、ステータ14sを有さない流体継手を含むものであってもよい。
The
オイルポンプ17は、ポンプボディとポンプカバーとを含むポンプアッセンブリ、チェーンまたはギヤ列を介して発進装置12のポンプインペラ14pに連結された外歯ギヤ(インナーロータ)、当該外歯ギヤに噛合する内歯ギヤ(アウターロータ)等を有するギヤポンプとして構成される。オイルポンプ17は、エンジン等からの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油(ATF)を吸引して油圧制御装置(図示省略)へと圧送する。
The
自動変速機20は、10段変速式の変速機として構成されており、図1に示すように、入力軸20iに加えて、図示しないデファレンシャルギヤおよびドライブシャフトを介して左右の後輪に連結される出力軸(出力部材)20oや、自動変速機20(入力軸20iや出力軸20o)の軸方向に並べて配設されるシングルピニオン式の第1遊星歯車21および第2遊星歯車22、ダブルピニオン式遊星歯車とシングルピニオン式遊星歯車とを組み合わせて構成される複合遊星歯車列としてのラビニヨ式遊星歯車機構25とを含む。更に、自動変速機20は、入力軸20iから出力軸20oまでの動力伝達経路を変更するための第1係合要素としてのクラッチC1(第1クラッチ)、第2係合要素としてのクラッチC2(第2クラッチ)、第3係合要素としてのクラッチC3(第3クラッチ)、第4係合要素としてのクラッチC4(第4クラッチ)、第5係合要素としてのブレーキB1(第1ブレーキ)および第6係合要素としてのブレーキB2(第2ブレーキ)を含む。
The
本実施形態において、第1および第2遊星歯車21,22並びにラビニヨ式遊星歯車機構25は、発進装置12すなわちエンジン側(図1における左側)から、ラビニヨ式遊星歯車機構25、第2遊星歯車22、第1遊星歯車21、すなわち、ラビニヨ式遊星歯車機構25を構成するシングルピニオン式遊星歯車、ラビニヨ式遊星歯車機構25を構成するダブルピニオン式遊星歯車、第2遊星歯車22、第1遊星歯車21という順番で並ぶようにトランスミッションケース11内に配置される。これにより、ラビニヨ式遊星歯車機構25は、発進装置12に近接するように車両の前部側に配置され、第1遊星歯車21は、出力軸20oに近接するように車両の後部側に配置され、第2遊星歯車22は、ラビニヨ式遊星歯車機構25と第1遊星歯車21との間に配置される。
In the present embodiment, the first and second
第1遊星歯車21は、外歯歯車である第1サンギヤ21sと、第1サンギヤ21sと同心円上に配置される内歯歯車である第1リングギヤ21rと、それぞれ第1サンギヤ21sおよび第1リングギヤ21rに噛合する複数の第1ピニオンギヤ21pと、複数の第1ピニオンギヤ21pを自転(回転)自在かつ公転自在に保持する第1キャリヤ21cとを有する。本実施形態において、第1遊星歯車21のギヤ比λ1(第1サンギヤ21sの歯数/第1リングギヤ21rの歯数)は、例えば、λ1=0.277と定められている。
The first
第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cは、図1に示すように、入力軸20iに連結された自動変速機20の中間軸(インターミディエイトシャフト)20mに常時連結(固定)される。これにより、エンジン等から入力軸20iに動力が伝達されている際、第1キャリヤ21cには、エンジン等からの動力が入力軸20iおよび中間軸20mを介して常時伝達されることになる。第1キャリヤ21cは、クラッチC4の係合時に第1遊星歯車21の入力要素(自動変速機20の第1入力要素)として機能し、クラッチC4の解放時には空転する。また、第1リングギヤ21rは、クラッチC4の係合時に当該第1遊星歯車21の出力要素(自動変速機20の第1出力要素)として機能する。
As shown in FIG. 1, the
第2遊星歯車22は、外歯歯車である第2サンギヤ22sと、第2サンギヤ22sと同心円上に配置される内歯歯車である第2リングギヤ22rと、それぞれ第2サンギヤ22sおよび第2リングギヤ22rに噛合する複数の第2ピニオンギヤ22pと、複数の第2ピニオンギヤ22pを自転(回転)自在かつ公転自在に保持する第2キャリヤ(プラネタリキャリヤ)22cとを有する。本実施形態において、第2遊星歯車22のギヤ比λ2(第2サンギヤ22sの歯数/第2リングギヤ22rの歯数)は、例えば、λ2=0.244と定められている。
The second
第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sは、図1に示すように、第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sと一体化(常時連結)されており、当該第1サンギヤ21sと常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。ただし、第1サンギヤ21sと第2サンギヤ22sとは、別体に構成されると共に図示しない連結部材(第1連結部材)を介して常時連結されてもよい。また、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cは、出力軸20oに常時連結されており、当該出力軸20oと常時一体(かつ同軸)に回転または停止する。これにより、第2キャリヤ22cは、第2遊星歯車22の出力要素(自動変速機20の第2出力要素)として機能する。更に、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rは、当該第2遊星歯車22の固定可能要素(自動変速機20の第1固定可能要素)として機能する。
As shown in FIG. 1, the
ラビニヨ式遊星歯車機構25は、外歯歯車である第3サンギヤ23sおよび第4サンギヤ24sと、第3サンギヤ23sと同心円上に配置される内歯歯車である第3リングギヤ23rと、第3サンギヤ23sに噛合する複数の第3ピニオンギヤ(ショートピニオンギヤ)23pと、第4サンギヤ24sおよび複数の第3ピニオンギヤ23pに噛合すると共に第3リングギヤ23rに噛合する複数の第4ピニオンギヤ(ロングピニオンギヤ)24pと、複数の第3ピニオンギヤ23pおよび複数の第4ピニオンギヤ24pを自転自在(回転自在)かつ公転自在に保持する第3キャリヤ23cとを有する。
The Ravigneaux type
このようなラビニヨ式遊星歯車機構25は、ダブルピニオン式遊星歯車(第3遊星歯車)とシングルピニオン式遊星歯車(第4遊星歯車)とを組み合わせて構成される複合遊星歯車列である。すなわち、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s、第3キャリヤ23c、第3および第4ピニオンギヤ23p,24p、並びに第3リングギヤ23rは、ダブルピニオン式の第3遊星歯車を構成する。また、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s、第3キャリヤ23c、第4ピニオンギヤ24p、および第3リングギヤ23rは、シングルピニオン式の第4遊星歯車を構成する。そして、本実施形態において、ラビニヨ式遊星歯車機構25は、ダブルピニオン式の第3遊星歯車のギヤ比λ3(第3サンギヤ23sの歯数/第3リングギヤ23rの歯数)が、例えば、λ3=0.488となり、かつシングルピニオン式の第4遊星歯車のギヤ比λ4(第4サンギヤ24sの歯数/第3リングギヤ23rの歯数)が、例えば、λ4=0.581となるように構成される。
Such Ravigneaux
また、ラビニヨ式遊星歯車機構25(第3および第4遊星歯車)を構成する回転要素のうち、第4サンギヤ24sは、ラビニヨ式遊星歯車機構25の固定可能要素(自動変速機20の第2固定可能要素)として機能する。更に、第3キャリヤ23cは、図1に示すように、入力軸20iに常時連結(固定)されると共に、連結部材(第2連結部材)としての中間軸20mを介して第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cに常時連結される。これにより、エンジン等から入力軸20iに動力が伝達されている際、第3キャリヤ23cには、エンジン等からの動力が入力軸20iを介して常時伝達されることになる。従って、第3キャリヤ23cは、ラビニヨ式遊星歯車機構25の入力要素(自動変速機20の第2入力要素)として機能する。また、第3リングギヤ23rは、当該ラビニヨ式遊星歯車機構25の第1出力要素として機能し、第3サンギヤ23sは、当該ラビニヨ式遊星歯車機構25の第2出力要素として機能する。
Of the rotating elements constituting the Ravigneaux type planetary gear mechanism 25 (third and fourth planetary gears), the
クラッチC1は、常時連結された第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第1出力要素である第3リングギヤ23rとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチC2は、常時連結された第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第2出力要素である第3サンギヤ23sとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチC3は、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第1出力要素である第3リングギヤ23rとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチC4は、第1遊星歯車21の出力要素である第1リングギヤ21rと出力軸20oとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。
The clutch C1 mutually connects the
ブレーキB1は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の固定可能要素である第4サンギヤ24sを静止部材としてのトランスミッションケース11に対して回転不能に固定(接続)すると共に当該第4サンギヤ24sをトランスミッションケース11に対して回転自在に解放するものである。ブレーキB2は、第2遊星歯車22の固定可能要素である第2リングギヤ22rをトランスミッションケース11に対して回転不能に固定(接続)すると共に当該第2リングギヤ22rを静止部材としてのトランスミッションケース11に対して回転自在に解放するものである。
The brake B1 fixes (connects) the
本実施形態では、クラッチC1〜C4として、ピストン、複数の摩擦係合プレート(例えば環状部材の両面に摩擦材を貼着することにより構成された摩擦プレートおよび両面が平滑に形成された環状部材であるセパレータプレート)、それぞれ作動油が供給される係合油室および遠心油圧キャンセル室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ(摩擦係合要素)が採用される。また、ブレーキB1およびB2としては、ピストン、複数の摩擦係合プレート(摩擦プレートおよびセパレータプレート)、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキが採用される。そして、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2は、油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。 In this embodiment, as the clutches C1 to C4, a piston, a plurality of friction engagement plates (for example, a friction plate formed by sticking a friction material on both surfaces of an annular member, and an annular member formed smoothly on both surfaces) A multi-plate friction type hydraulic clutch (friction engagement element) having a hydraulic servo composed of a separator plate), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, a centrifugal oil pressure cancellation chamber, and the like are employed. Further, as the brakes B1 and B2, a multi-plate friction hydraulic brake having a hydraulic servo including a piston, a plurality of friction engagement plates (friction plates and separator plates), an engagement oil chamber to which hydraulic oil is supplied, and the like. Is adopted. The clutches C1 to C4 and the brakes B1 and B2 operate by receiving and supplying hydraulic oil from the hydraulic control device.
図2は、自動変速機20における入力軸20iの回転速度(入力回転速度)に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である(ただし、入力軸20iすなわち第1キャリヤ21cおよび第3キャリヤ23cの回転速度を値1とする)。また、図3は、自動変速機20の各変速段とクラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の作動状態との関係を示す作動表である。
FIG. 2 is a velocity diagram showing the ratio of the rotational speed of each rotary element to the rotational speed of the
図2に示すように、シングルピニオン式の第1遊星歯車21を構成する3つの回転要素、すなわち第1サンギヤ21s、第1リングギヤ21rおよび第1キャリヤ21cは、当該第1遊星歯車21の速度線図(図2における左側の速度線図)上でギヤ比λ1に応じた間隔をおいて図中左側から第1サンギヤ21s、第1キャリヤ21c、第1リングギヤ21rという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第1サンギヤ21sを自動変速機20の第1回転要素とし、第1キャリヤ21cを自動変速機20の第2回転要素とし、第1リングギヤ21rを自動変速機20の第3回転要素とする。従って、第1遊星歯車21は、速度線図上でギヤ比λ1に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する。
As shown in FIG. 2, the three rotating elements constituting the single pinion type first
また、シングルピニオン式の第2遊星歯車22を構成する3つの回転要素、すなわち第2サンギヤ22s、第2リングギヤ22rおよび第2キャリヤ22cは、当該第2遊星歯車22の速度線図(図2における中央の速度線図)上でギヤ比λ2に応じた間隔をおいて図中左側から第2サンギヤ22s、第2キャリヤ22c、第2リングギヤ22rという順番で並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第2サンギヤ22sを自動変速機20の第4回転要素とし、第2キャリヤ22cを自動変速機20の第5回転要素とし、第2リングギヤ22rを自動変速機20の第4回転要素とする。従って、第2遊星歯車22は、速度線図上でギヤ比λ2に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する。
Further, the three rotating elements constituting the single pinion type second
更に、ラビニヨ式遊星歯車機構25を構成する4つの回転要素、すなわち固定可能要素としての第4サンギヤ24s、入力要素としての第3キャリヤ23c、第1出力要素としての第3リングギヤ23r、並びに第2出力要素としての第3サンギヤ23sは、この順番で図中左側からシングル式の第3遊星歯車のギヤ比λ3およびダブルピニオン式の第4遊星歯車のギヤ比λ4に応じた間隔をおいて当該ラビニヨ式遊星歯車機構25の速度線図(図2における右側の速度線図)上に並ぶ。このような速度線図での並び順に従い、本発明では、第4サンギヤ24sを自動変速機20の第7回転要素とし、第3キャリヤ23cを自動変速機20の第8回転要素とし、第3リングギヤ23rを自動変速機20の第9回転要素とし、第3サンギヤ23sを自動変速機20の第10回転要素とする。従って、ラビニヨ式遊星歯車機構25は、速度線図上でギヤ比λ3,λ4に応じた間隔をおいて順番に並ぶ自動変速機20の第7回転要素、第8回転要素、第9回転要素および第10回転要素を有する。
Further, four rotating elements constituting the Ravigneaux type
そして、自動変速機20では、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2を図3に示すように係合または解放させて上述の第1〜第10回転要素(ただし、第1回転要素と第4回転要素が常時連結に連結されているので、実質的には合計9個の回転要素)の接続関係を変更することで、入力軸20iから出力軸20oまでの間に前進回転方向に10通りおよび後進回転方向に1通りの動力伝達経路、すなわち第1速段から第10速段の前進段と後進段とを設定することができる。
In the
具体的には、前進第1速段は、クラッチC1,C2およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC3,C4およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、前進第1速段の形成に際しては、クラッチC1により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態(第1および第2遊星歯車21,22並びに第3および第4遊星歯車のギヤ比がλ1=0.277,λ2=0.244,λ3=0.488,λ4=0.581である場合、以下同様)において、前進第1速段におけるギヤ比(入力軸20iの回転速度/出力軸20oの回転速度)γ1は、γ1=5.091となる。なお、ブレーキB1により第4サンギヤ24sが回転自在に解放された状態で車両が前進走行する際、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3キャリヤ23c、第3ギヤ23s、第3リングギヤ23rおよび第4サンギヤ24sは、図2に示すように、同一の回転速度で一体に回転する。
Specifically, the forward first speed is formed by engaging the clutches C1 and C2 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C3 and C4 and the brake B1. That is, when the first forward speed is established, the
前進第2速段は、クラッチC1、ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC2,C3およびC4を解放させることにより形成される。すなわち、前進第2速段の形成に際しては、クラッチC1により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第2速段におけるギヤ比γ2は、γ2=3.219となる。また、前進第1速段と前進第2速段との間のステップ比は、γ1/γ2=1.581となる。
The second forward speed is formed by engaging the clutch C1 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining clutches C2, C3, and C4. That is, when the second forward speed is established, the
前進第3速段は、クラッチC2、ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C3およびC4を解放させることにより形成される。すなわち、前進第3速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第3速段におけるギヤ比γ3は、γ3=2.324となる。また、前進第2速段と前進第3速段との間のステップ比は、γ2/γ3=1.385となる。
The third forward speed is formed by engaging the clutch C2 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining clutches C1, C3, and C4. In other words, when the third forward speed is established, the
前進第4速段は、クラッチC4、ブレーキB1およびB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびC3を解放させることにより形成される。すなわち、前進第1速段の形成に際しては、クラッチC4により第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(出力要素)と出力軸20oとが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定されると共に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第4速段におけるギヤ比γ4は、γ4=1,886となる。また、前進第3速段と前進第4速段との間のステップ比は、γ3/γ4=1.232となる。
The fourth forward speed is formed by engaging the clutch C4 and the brakes B1 and B2 and releasing the remaining clutches C1, C2, and C3. That is, when the first forward speed is established, the
前進第5速段は、クラッチC2,C4およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC1,C3およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第5速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC4により第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(出力要素)と出力軸20oとが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第5速段におけるギヤ比γ5は、γ5=1.491となる。また、前進第4速段と前進第5速段との間のステップ比は、γ4/γ5=1.265となる。
The fifth forward speed is formed by engaging the clutches C2 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C1 and C3 and the brake B2. That is, when the fifth forward speed is established, the
前進第6速段は、クラッチC1,C4およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC2,C3およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第6速段の形成に際しては、クラッチC1により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC4により第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(出力要素)と出力軸20oとが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第6速段におけるギヤ比γ6は、γ6=1.192となる。また、前進第5速段と前進第6速段との間のステップ比は、γ5/γ6=1.251となる。
The sixth forward speed is formed by engaging the clutches C1 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C2 and C3 and the brake B2. That is, when the sixth forward speed is established, the
前進第7速段は、クラッチC1,C3およびC4を係合させると共に、残余のクラッチC2,ブレーキB1およびB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第7速段の形成に際しては、クラッチC1により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC3により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続され、更に、クラッチC4により第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(出力要素)と出力軸20oとが互いに接続される。本実施形態において、前進第7速段におけるギヤ比γ7は、γ7=1.000となる。また、前進第6速段と前進第7速段との間のステップ比は、γ6/γ7=1.192となる。
The seventh forward speed is formed by engaging the clutches C1, C3, and C4 and releasing the remaining clutch C2 and the brakes B1 and B2. That is, when the seventh forward speed is established, the
前進第8速段は、クラッチC3,C4およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC1,C2およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第8速段の形成に際しては、クラッチC3により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC4により第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(出力要素)と出力軸20oとが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第8速段におけるギヤ比γ8は、γ8=0.785となる。また、前進第7速段と前進第8速段との間のステップ比は、γ7/γ8=1.273となる。
The eighth forward speed is formed by engaging the clutches C3 and C4 and the brake B1 and releasing the remaining clutches C1 and C2 and the brake B2. That is, when the eighth forward speed is established, the clutch C3 connects the
前進第9速段は、クラッチC1,C3およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC2,C4およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第9速段の形成に際しては、クラッチC1により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC3により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第9速段におけるギヤ比γ9は、γ9=0.632となる。また、前進第8速段と前進第9速段との間のステップ比は、γ8/γ9=1.242となる。
The ninth forward speed is established by engaging the clutches C1, C3 and the brake B1, and releasing the remaining clutches C2, C4 and the brake B2. That is, when the ninth forward speed is established, the
前進第10速段は、クラッチC2,C3およびブレーキB1を係合させると共に、残余のクラッチC1,C4およびブレーキB2を解放させることにより形成される。すなわち、前進第10速段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC3により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB1によりラビニヨ式遊星歯車機構25の第4サンギヤ24s(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、前進第10速段におけるギヤ比γ10は、γ10=0.588となる。また、前進第9速段と前進第10速段との間のステップ比は、γ9/γ10=1.076となる。そして、自動変速機20におけるスプレッド(ギヤ比幅=最低変速段である前進第1速段のギヤ比γ1/最高変速段である前進第10速段のギヤ比γ10)は、γ1/γ10=8.660となる。
The tenth forward speed is formed by engaging the clutches C2 and C3 and the brake B1, and releasing the remaining clutches C1 and C4 and the brake B2. That is, at the time of formation of the forward tenth speed, the
後進段は、クラッチC2,C3およびブレーキB2を係合させると共に、残余のクラッチC1,C4およびブレーキB1を解放させることにより形成される。すなわち、後進段の形成に際しては、クラッチC2により第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)とが互いに接続されると共に、クラッチC3により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)とが互いに接続され、更に、ブレーキB2により第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(固定可能要素)がトランスミッションケース11に対して回転不能に固定される。本実施形態において、後進段におけるギヤ比γrevは、γrev=−4.860となる。また、前進第1速段と後進段との間のステップ比は、|γrev/γ1|=0.955となる。
The reverse gear is formed by engaging the clutches C2 and C3 and the brake B2 and releasing the remaining clutches C1 and C4 and the brake B1. That is, when the reverse gear is formed, the
上述のように、自動変速機20によれば、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の係脱により第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを提供することが可能となる。この結果、自動変速機20では、スプレッドをより大きくして(本実施形態では、8.660)特に高車速時の車両の燃費や各変速段での加速性能を向上させると共に、ステップ比を適正化(より大きくなるのを抑制)して変速フィーリングを向上させることができる。従って、自動変速機20によれば、車両の燃費とドライバビリティーとの双方を良好に向上させることができる。
As described above, according to the
また、自動変速機20では、6つの係合要素、すなわちクラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2のうち、何れか3つを係合させると共に残余の3つを解放させることにより前進第1速段から前進第10速段および後進段が形成される。これにより、例えば6つのクラッチやブレーキのうちの2つを係合させると共に残余の4つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことが可能となる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における部材間の僅かな接触に起因した引き摺り損失を低減させて、自動変速機20における動力の伝達効率をより一層向上させることができる。
Further, in the
更に、自動変速機20では、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3キャリヤ23c(入力要素)と同様に、第1遊星歯車21の第1キャリヤ21c(第2回転要素)が中間軸20mを介して入力軸20iに常時連結され、前進第4速段から前進第8速段の形成時に、第1遊星歯車21の第1リングギヤ21r(第3回転要素)がクラッチC4により出力軸20o(第2遊星歯車22の第2キャリヤ22c)に接続される。これにより、例えば第1遊星歯車の第1リングギヤ(第3回転要素)が第2遊星歯車の第2キャリヤ(第5回転要素)と共に出力軸に常時連結され、かつ第1遊星歯車の第1キャリヤ(第2回転要素)が入力軸に選択的に接続される変速機において第1キャリヤ(第2回転要素)と入力軸とを選択的に接続させるクラッチに比べて、クラッチC4のトルク分担を低減させることができる。
Further, in the
すなわち、第1遊星歯車21の第1キャリヤ21cを入力軸20iに常時連結される第2回転要素とすると共に、第1遊星歯車21の第1リングギヤ21rをクラッチC4により出力軸20oに選択的に接続される第3回転要素とすることで、例えば第1遊星歯車の第1リングギヤが第2遊星歯車22の第2キャリヤと共に出力軸に常時連結されると共に第1遊星歯車の第1キャリヤが入力軸に選択的に接続される変速機において第1キャリヤと入力軸とを選択的に接続させるクラッチに比べて、係合したクラッチC4を介して伝達されるトルクを低下させる(1/(1+λ1)にする)ことができる。従って、自動変速機20では、クラッチC4のトルク分担を良好に低減させることが可能となる。この結果、自動変速機20では、クラッチC4を軸方向および径方向の少なくとも何れか一方においてコンパクト化することができる。従って、自動変速機20によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を向上させると共に、装置全体の大型化を抑制することが可能となる。
That is, the
また、第1および第2遊星歯車21,22をシングルピニオン式の遊星歯車とすることで、両者の少なくとも何れか一方を例えばダブルピニオン式の遊星歯車とした場合に比べて、第1および第2遊星歯車21,22における回転要素間の噛み合い損失を低減させて自動変速機20における動力の伝達効率をより向上させると共に、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。更に、上記自動変速機20のように、ダブルピニオン式の第3遊星歯車とシングルピニオン式の第4遊星歯車とを組み合わせて構成される複合遊星歯車列であるラビニヨ式遊星歯車機構25を採用すれば、部品点数を削減して装置全体の重量増を抑制しつつ組立性を向上させることが可能となる。
Further, the first and second
続いて、自動変速機20の具体的構成について詳細に説明する。
Next, a specific configuration of the
図4から図6は、自動変速機20を示す拡大断面図である。ラビニヨ式遊星歯車機構25の固定可能要素である第4サンギヤ24sをトランスミッションケース11に対して回転不能に固定(接続)するブレーキB1は、図1および図4に示すように、4つのクラッチC1〜C4および2つのブレーキB1,B2の中で最も発進装置12(エンジン)に近接するように、ラビニヨ式遊星歯車機構25に対して第1および第2遊星歯車21,22とは反対側、すなわちラビニヨ式遊星歯車機構25よりも車両前部側(図1における左側)に配置される。ブレーキB1は、図4に示すように、第4サンギヤ24sに常時連結(固定)されるブレーキハブ500と、複数の摩擦プレート501と、摩擦プレート501と交互に配設される複数のセパレータプレート502およびバッキングプレートと、摩擦プレート501およびセパレータプレート502を押圧して摩擦係合させるピストン540と、ピストン540を摩擦プレート501およびセパレータプレート502から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP5とを含む。
4 to 6 are enlarged sectional views showing the
ブレーキハブ500は、トランスミッションケース11に固定されて当該トランスミッションケース11の一部を構成する例えばアルミ合金製の環状のフロントサポート(前側の支持部)11fにより複数のラジアル軸受を介して回転自在に支持される。また、フロントサポート11fとブレーキハブ500との間には、スラスト軸受T1が配置され、ブレーキハブ500に常時連結される第4サンギヤ24sとラビニヨ式遊星歯車機構25の第3キャリヤ23cとの間には、スラスト軸受T2が配置される。ブレーキB1の複数の摩擦プレート501(それぞれの内周部)は、ブレーキハブ500の外周面に形成されたスプラインに嵌合され、ブレーキハブ500と一体に回転すると共に軸方向に移動可能となるように当該ブレーキハブ500により支持される。また、ブレーキB1の複数のセパレータプレート502(それぞれの外周部)は、フロントサポート11fから入力軸20iの軸方向に延びるドラム部(筒状部)11dの内周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数のセパレータプレート502は、トランスミッションケース11に対して回転不能かつ軸方向に移動可能となるようにフロントサポート11fにより支持される。
The
更に、ピストン540は、トランスミッションケース11に対して回転不能かつ軸方向に移動自在となるようにフロントサポート11fにより支持され、当該フロントサポート11fと共にブレーキB1の係合油室550を画成する。係合油室550には、フロントサポート11fに形成された油路を介して油圧制御装置により調圧されたブレーキB1への係合油圧(作動油)が供給される。また、複数のリターンスプリングSP5は、ピストン540に対して係合油室550とは反対側に位置するようにスナップリングを用いてフロントサポート11fに固定される環状のスプリング支持部材570と、ピストン540との間に周方向に間隔をおいて配設され、係合油室550と対向する。なお、ブレーキB1のリターンスプリングSP5としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。
Further, the
図1および図4に示すように、クラッチC1は、ラビニヨ式遊星歯車機構25(第3遊星歯車)に近接するように第2遊星歯車22とラビニヨ式遊星歯車機構25との間に配置される。また、クラッチC2は、クラッチC1の構成部材により少なくとも一部が囲まれると共にラビニヨ式遊星歯車機構25(第3遊星歯車)に近接するように第2遊星歯車22とラビニヨ式遊星歯車機構25との間に配置される。更に、クラッチC3は、第2遊星歯車22に近接するように当該第2遊星歯車22とラビニヨ式遊星歯車機構25との間に配置される。また、ブレーキB2は、クラッチC3の少なくとも一部を囲むと共に第2遊星歯車22に近接するように当該第2遊星歯車22とラビニヨ式遊星歯車機構25との間に配置される。
As shown in FIGS. 1 and 4, the clutch C <b> 1 is disposed between the second
クラッチC1およびC2は、上述のように、第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sを共通の接続対象要素とすることから、図4および図5に示すように、第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sに常時連結(固定)されると共にクラッチC1のクラッチハブおよびクラッチC2のクラッチドラムとして機能するドラム部材120を共用する。また、クラッチC1およびC3は、上述のように、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rを共通の接続対象要素とすることから、第3リングギヤ23rに常時連結(固定)されると共にクラッチC1のクラッチドラムおよびクラッチC3のクラッチハブとして機能するドラム部材130を共用する。更に、クラッチC3およびブレーキB2は、上述のように、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rを接続対象要素または固定対象要素とすることから、クラッチC3のクラッチドラムおよびブレーキB2のブレーキハブとして機能するドラム部材360を共用する。
As described above, the clutches C1 and C2 use the
ドラム部材120は、クラッチC1により利用されるハブ部121と、クラッチC2により利用されるドラム部122と、クラッチC1およびC2の接続対象要素である第1遊星歯車21の第1サンギヤ21sおよび第2遊星歯車22の第2サンギヤ22sに常時連結(固定)される連結部125とを含む。ハブ部121は、外周面に形成されたスプラインを有するハブ本体121aと、ハブ本体121aの一端(図4および図5における左端)から径方向内側に延出された環状のフランジ部121bとを有する。本実施形態において、ハブ本体121aの内周面は、凹凸を有さない凹円柱面状に形成されている。これにより、ハブ本体121aの厚みを大きくすることなくハブ部121の強度を確保することが可能となる。なお、フランジ部121bの径方向における長さは、クラッチC1およびC2に要求されるトルク容量に応じて任意に定められる。
The
ドラム部122は、一端(図4および図5における左端)が開口した有底円筒状に形成されており、円筒部および当該円筒部の一端(図4および図5における右端)から径方向内側に延出された環状側壁部を有する。ドラム部122(円筒部)の内周面には、スプラインが形成されており、ドラム部122(円筒部)の外周面は、凹凸を有さない円柱面状に形成されている。これにより、ドラム部122の厚みを大きくすることなく、その強度を確保することが可能となる。連結部125は、長尺の筒状部および当該筒状部の一端(図4および図5における左端)から径方向外側に延出されたフランジ部を有し、ブッシュあるいはラジアル軸受等を介して入力軸20iにより同軸かつ回転自在に支持される。連結部125の筒状部(その他端)は、スプライン等を介して第1および第2サンギヤ21s,22sに連結され、連結部125のフランジ部は、ドラム部122の内周部に溶接等により強固に固定される。これにより、ドラム部122は、連結部125を介して第1および第2サンギヤ21s,22sに常時連結される。
The
図4および図5に示すように、ドラム部122の開口側の端部は、ハブ部121のフランジ部121b(開口)内に圧入され、ドラム部122の開口側の端部の外周面とフランジ部121bの内周面とは溶接により強固に固定される。これにより、ハブ部121は、ドラム部122および連結部125を介して第1および第2サンギヤ21s,22sに常時連結される。また、ハブ部121とドラム部122の円筒部とは、外周側および内周側の双方にスプラインを有する筒状部を構成する。そして、ドラム部122の開口側の端部の外周に固定されるフランジ部121bは、環状のリブとして機能することになる。また、ハブ部121のハブ本体121aの内周面は、フランジ部121bの径方向における寸法に応じた間隔をおいてドラム部122の外周面と対向し、ハブ部121のハブ本体121aとドラム部122との間には、ドラム部122の開口側の端部やフランジ部121bとは反対側で開口する環状の空間121c(油溜め)が画成される。
As shown in FIGS. 4 and 5, the end portion on the opening side of the
ドラム部材130は、クラッチC1により利用されるドラム部(筒状部)131と、クラッチC3により利用されるハブ部133と、環状の支持部135とを含む。本実施形態において、ドラム部131、ハブ部133および支持部135は、例えばアルミニウム合金等を鋳造することにより一体に成形される。ドラム部131は、クラッチC1およびC3の接続対象要素であるラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rに常時連結(固定)される開口側端部(図4および図5における左端部)を有する円筒部および当該円筒部の一端(図4および図5における右端)から径方向内側に延出された環状側壁部を有する。ドラム部131(円筒部)の内周面には、スプラインが形成されており、ドラム部131(円筒部)の外周面は、凹凸を有さない円柱面状に形成されている。これにより、ドラム部131の厚みを大きくすることなく、その強度を確保することが可能となる。
The
ドラム部材130のハブ部133は、ドラム部131の環状側壁部から当該ドラム部131(円筒部)の開口側端部とは反対側(図4および図5における右側)に延出される。本実施形態において、ハブ部133は、ドラム部131よりも小さい外径を有する筒状に形成されている。また、ハブ部133の外周面には、スプラインが形成されており、ハブ部133の内周面は、凹凸を有さない凹円柱面状に形成されている。これにより、ハブ部133の厚みを大きくすることなく、その強度を確保することが可能となる。支持部135は、本実施形態において、ハブ部133の内周面から径方向内側に延出されており、その内周部は、ブッシュあるいはラジアル軸受等を介してドラム部材120の連結部125(の外周面)により同軸かつ回転自在に支持される。
The
ドラム部材360(クラッチ構成部材)は、一端(図4および図5における左端)が開口した有底円筒状に形成されたドラム部(筒状部)361と、クラッチC3およびブレーキB2の接続対象要素(固定対象要素)である第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rと一体に回転するリングギヤフランジ(連結部材)220に常時連結(固定)される連結部365とを含む。ドラム部材360のドラム部361は、円筒部および当該円筒部の一端(図4および図5における右端)から径方向内側に延出された環状側壁部を有する。ドラム部361(円筒部)の内周面および外周面には、スプラインが形成されており、ドラム部361(環状側壁部)の内周部には、連結部365の外周部が溶接等により強固に固定される。
The drum member 360 (clutch constituent member) includes a drum portion (cylindrical portion) 361 formed in a bottomed cylindrical shape with one end (left end in FIGS. 4 and 5) opened, and an element to be connected to the clutch C3 and the brake B2. And a connecting
ドラム部材360の連結部365は、ドラム部361(ラビニヨ式遊星歯車機構25)と第2遊星歯車22との間に位置するようにトランスミッションケース11に固定されて当該トランスミッションケース11(静止部材)の一部を構成する例えばアルミ合金製の環状のセンターサポート(中間の支持部)11cにより径方向に支持(調心)される。センターサポート11cは、図示するように、トランスミッションケース11の内周面から径方向内側に向けて延在し、中心孔を有する内筒部115を含む。内筒部115の内周面には、鉄製のスリーブ117が圧入(固定)される。また、連結部365は、自動変速機20(入力軸20iや出力軸20o)の軸方向に延びる筒状部366を有し(図6参照)、当該筒状部366は、センターサポート11cの内筒部115に固定されたスリーブ117内に挿通されて第2リングギヤ22rに連結される。更に、スリーブ117とドラム部材360の筒状部366との間には、ブッシュ118が配置され、これにより、ドラム部材360(筒状部366の外周面)は、センターサポート11cにより回転自在に支持される。
The connecting
また、連結部365の筒状部366の先端部367は、センターサポート11cの内筒部115の内周面により囲まれる部分よりも小さい外径を有するように形成されており、当該先端部367の外周面には、スプラインが形成されている。更に、リングギヤフランジ220は、連結部365の先端部367のスプラインに嵌合(スプライン嵌合)される内周部221と、第2リングギヤ22rの内周面に形成されたスプラインに嵌合(スプライン嵌合)される外周部222とを有する。これにより、ドラム部材360(ドラム部361)は、リングギヤフランジ220の内周側および外周側に設けられた2箇所の嵌め合い嵌合部(スプライン嵌合部)を介して第2リングギヤ22rに常時連結される。
Further, the distal end portion 367 of the
本実施形態において、リングギヤフランジ220の内周部221とドラム部材360の先端部367との嵌合部およびリングギヤフランジ220の外周部222と第2リングギヤ22rとの嵌合部の少なくとも何れか一方は、互いに隣り合うスプライン歯同士の周方向におけるバックラッシよりも大きい径方向のガタ(内周部221や外周部222のスプラインの歯底面と、先端部367や第2リングギヤ22rのスプラインの歯先面との間隙)を有する調心機能をもたない嵌合部として構成される。また、上述のようにドラム部材360の筒状部366の先端部367は、センターサポート11cの内周面によって支持される部分よりも小さい外径を有することから、センターサポート11cによる連結部365(筒状部366)の支持位置よりも内側(中間軸20mにより近接した位置)でリングギヤフランジ220の内周部221に嵌合される。
In the present embodiment, at least one of the fitting portion between the inner peripheral portion 221 of the
上述のドラム部材120,130を構成部材とするクラッチC1は、当該ドラム部材120,130に加えて、複数の摩擦プレート(摩擦係合プレート)101と、摩擦プレート101と交互に配設される複数のセパレータプレート(摩擦係合プレート)102およびバッキングプレートと、摩擦プレート101およびセパレータプレート102を押圧して摩擦係合させるピストン140と、ピストン140を摩擦プレート101およびセパレータプレート102から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP1と、環状のキャンセルプレート(キャンセル油室画成部材)170とを含む。
In addition to the
クラッチC1の複数の摩擦プレート101(それぞれの内周部)は、ドラム部材130のドラム部131によって囲まれるように配置されるドラム部材120のハブ部121すなわちハブ本体121aの外周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数の摩擦プレート101は、ハブ部121と一体に回転すると共に軸方向に移動可能となるようにクラッチハブとして機能するドラム部材120により支持される。また、クラッチC1の複数のセパレータプレート102(それぞれの外周部)は、ドラム部材130のドラム部131の内周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数のセパレータプレート102は、ドラム部131と一体に回転すると共に軸方向に移動可能となるようにクラッチドラムとして機能するドラム部材130により支持される。
The plurality of friction plates 101 (the respective inner peripheral portions) of the clutch C1 are formed on the outer peripheral surface of the
ピストン140は、ドラム部材130のドラム部131とドラム部材120のドラム部122との間に配置され、ドラム部材130と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該ドラム部材130の支持部135により支持される。また、キャンセルプレート170は、ピストン140とドラム部材120のドラム部122との間、すなわちピストン140に対してドラム部材130の支持部135とは反対側に配置され、スナップリングを用いて当該支持部135に固定される。そして、ピストン140は、ドラム部材130の支持部135と共にクラッチC1の係合油室(第1係合油室)150を画成する。更に、キャンセルプレート170は、ピストン140および支持部135と共に係合油室150内で発生する遠心油圧をキャンセルするための遠心油圧キャンセル室(第1遠心油圧キャンセル室)190を画成する。
The
これにより、クラッチC1の全油室、すなわち係合油室150および遠心油圧キャンセル室190は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(第1出力要素)と一体に回転するドラム部材130(支持部135)、ピストン140およびキャンセルプレート170により画成される。また、本実施形態において、クラッチC1の係合油室150および遠心油圧キャンセル室190は、図4および図5に示すように、ドラム部材120のハブ部121やドラム部122よりもラビニヨ式遊星歯車機構25から離間すると共に第2遊星歯車22に近接するように画成される。
As a result, all the oil chambers of the clutch C1, that is, the
クラッチC1の係合油室150には、入力軸20iやドラム部材120の連結部125、ドラム部材130の支持部135等に形成された油路を介して油圧制御装置により調圧されたクラッチC1への係合油圧(作動油)が供給される。また、遠心油圧キャンセル室190には、入力軸20iやドラム部材120の連結部125、ドラム部材130の支持部135等に形成された油路を介して油圧制御装置からの作動油(例えば、潤滑・冷却用のドレン油)が供給される。複数のリターンスプリングSP1は、ピストン140とキャンセルプレート170との間に位置するように遠心油圧キャンセル室190の内部に周方向に間隔をおいて配設される。なお、クラッチC1のリターンスプリングSP1としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。
In the
上述のドラム部材120を構成部材とするクラッチC2は、当該ドラム部材120に加えて、クラッチハブ200と、複数の摩擦プレート(第1摩擦係合プレート)201と、複数のセパレータプレート202(第2摩擦係合プレート)およびバッキングプレートと、摩擦プレート201およびセパレータプレート202を押圧して摩擦係合させるピストン240と、環状の油室画成部材270と、ピストン240を摩擦プレート201およびセパレータプレート202から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP2とを含む。
In addition to the
クラッチハブ200は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23sから軸方向に延びるシャフト部230と、当該シャフト部230の第3サンギヤ23sとは反対側の端面(当接端面)230sよりも軸方向における第3サンギヤ23s側で当該シャフト部230から径方向外側に延びる環状の壁部231と、シャフト部230を囲むように壁部231から前後(図中左右)に軸方向に延びる筒状部232とを有する。本実施形態において、シャフト部230は、第3サンギヤ23sと一体に成形されており、壁部231と筒状部232とが一体に成形されている。壁部231は、筒状部232の内周面から径方向内側に延びると共に上記端面(当接端面)230sよりも軸方向における第3サンギヤ23s側でシャフト部230にスプラインを介して常時連結(固定)される。
The
図示するように、クラッチハブ200のシャフト部230は、入力軸20iによりラジアル軸受を介して同軸かつ回転自在に支持される。また、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3キャリヤ23cに常時連結される入力軸20i(第3キャリヤ23c)とクラッチハブ200のシャフト部230との間には、スラスト軸受T3が配置される。更に、クラッチハブ200のシャフト部230の第3サンギヤ23sとは反対側の端面230sとドラム部材120の連結部125(フランジ部)との間には、当該端面230sとレースとが当接するようにスラスト軸受T4が配置され、ドラム部材120の連結部125(フランジ部)とドラム部材130の支持部135との間には、スラスト軸受T5が配置される。すなわち、ドラム部材120は、連結部125がクラッチC1のクラッチドラムとして機能するドラム部材130とクラッチC2のクラッチハブ200との間を通って接続対象要素である第1および第2サンギヤ21s,22sに向けて延びるように配置される。また、ドラム部材130の支持部135とドラム部材360の連結部365との間には、スラスト軸受T6が配置される。
As shown in the figure, the
クラッチC2の複数の摩擦プレート201(それぞれの外周部)は、クラッチハブ200を囲むように配置されるドラム部材120のドラム部122の内周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数の摩擦プレート201は、ドラム部122と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるようにクラッチドラムとして機能するドラム部材120により支持される。また、クラッチC2の複数のセパレータプレート202(それぞれの内周部)は、クラッチハブ200の筒状部232の外周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数のセパレータプレート202は、クラッチハブ200と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該クラッチハブ200により支持される。
A plurality of friction plates 201 (respective outer peripheral portions) of the clutch C <b> 2 are fitted into splines formed on the inner peripheral surface of the
ピストン240は、ドラム部材120のドラム部122によって囲まれると共に内周側の一部がクラッチハブ200の筒状部232の内側に入り込むように配置され、クラッチハブ200を構成するシャフト部230と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該シャフト部230により支持される。また、油室画成部材270は、ピストン240とドラム部材120との間、すなわちピストン240(その内周部)に対してクラッチハブ200の連結部や第3サンギヤ23sとは反対側に位置するようにスナップリングを用いてシャフト部230に固定される。そして、ピストン240は、油室画成部材270およびシャフト部230と共にクラッチC2の係合油室(第2係合油室)250を画成する。更に、ピストン240は、クラッチハブ200およびシャフト部230と共に係合油室250内で発生する遠心油圧をキャンセルするための遠心油圧キャンセル室(第2遠心油圧キャンセル室)290を画成する。
The
これにより、クラッチC2の全油室、すなわち係合油室250および遠心油圧キャンセル室290は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s(第2出力要素)と一体に回転するクラッチハブ200のシャフト部230、ピストン240および油室画成部材270により画成される。また、本実施形態において、クラッチC2の係合油室250および遠心油圧キャンセル室290は、図4および図5に示すように、クラッチC1のキャンセルプレート170、すなわちクラッチC1の係合油室150および遠心油圧キャンセル室190よりもラビニヨ式遊星歯車機構25に近接すると共に第2遊星歯車22から離間し、かつ入力軸20iに近接するように画成される。
As a result, all the oil chambers of the clutch C2, that is, the
クラッチC2の係合油室250には、入力軸20iやクラッチハブ200を構成するシャフト部230等に形成された油路を介して油圧制御装置により調圧されたクラッチC2への係合油圧(作動油)が供給される。また、遠心油圧キャンセル室290には、入力軸20iやクラッチハブ200を構成するシャフト部230等に形成された油路を介して油圧制御装置からの作動油(例えば、潤滑・冷却用のドレン油)が供給される。複数のリターンスプリングSP2は、ピストン240とクラッチハブ200(連結部)との間に位置するように遠心油圧キャンセル室290の内部に周方向に間隔をおいて配設される。なお、クラッチC2のリターンスプリングSP2としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。
In the
上述のドラム部材130および360を構成部材とするクラッチC3は、当該ドラム部材130,360に加えて、複数の摩擦プレート301と、摩擦プレート301と交互に配設される複数のセパレータプレート302およびバッキングプレートと、摩擦プレート301およびセパレータプレート302を押圧して摩擦係合させるピストン340と、ピストン340を摩擦プレート301およびセパレータプレート302から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP3と、環状のキャンセルプレート(キャンセル油室画成部材)370とを含む。
In addition to the
クラッチC3の複数の摩擦プレート301(それぞれの内周部)は、第2遊星歯車22側すなわち車両後部側に向けて延びるドラム部材130のハブ部133の外周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数の摩擦プレート301は、ハブ部133と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるようにクラッチハブとして機能するドラム部材130により支持される。また、クラッチC3の複数のセパレータプレート302(それぞれの外周部)は、ドラム部材130のハブ部133を囲むように配置されるドラム部材360のドラム部361の内周面に形成されたスプライン(内周部)に嵌合される。これにより、複数のセパレータプレート302は、ドラム部361と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるようにクラッチドラムとして機能するドラム部材360により支持される。
The plurality of friction plates 301 (respective inner peripheral portions) of the clutch C3 are fitted into splines formed on the outer peripheral surface of the
ピストン340は、ドラム部材130とドラム部材360のドラム部361との間に配置され、ドラム部材360と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該ドラム部材360の連結部365により支持される。また、キャンセルプレート370は、ピストン340とドラム部材130との間、すなわちピストン340に対してドラム部材360の連結部365とは反対側に配置され、スナップリングを用いて当該連結部365に固定される。そして、ピストン340は、ドラム部材360と共にクラッチC3の係合油室(第3係合油室)350を画成する。更に、キャンセルプレート370は、ピストン340と共に係合油室350内で発生する遠心油圧をキャンセルするための遠心油圧キャンセル室(第3遠心油圧キャンセル室)390を画成する。
The
これにより、クラッチC3の全油室、すなわち係合油室350および遠心油圧キャンセル室390は、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rと一体に回転するドラム部材360、ピストン340およびキャンセルプレート370により画成される。また、本実施形態において、クラッチC3の係合油室350および遠心油圧キャンセル室390は、図5に示すように、ドラム部材130の支持部135、すなわちクラッチC1の係合油室150および遠心油圧キャンセル室190よりもラビニヨ式遊星歯車機構25から離間すると共に第2遊星歯車22に近接するように画成される。
As a result, all the oil chambers of the clutch C3, that is, the
クラッチC3の係合油室350には、センターサポート11cに供給された油路116や、ドラム部材360の連結部365に形成された油路368等を介して油圧制御装置により調圧されたクラッチC3への係合油圧(作動油)が供給される。図5および図6に示すように、センターサポート11cの油路116とドラム部材360の油路368との連通部の軸方向における両側には、センターサポート11cに固定されたスリーブ117とドラム部材360の筒状部366との隙間を封止するシールリングといったシール部材SRが1つずつ配置される。このように、アルミ合金製のセンターサポート11cの内筒部115内に鉄製のスリーブ117を固定しておくことで、筒状部366に装着されるシール部材SRの摺動による内筒部115の摩耗を抑制することができる。また、遠心油圧キャンセル室390には、中間軸20mやドラム部材120の連結部125等に形成された油路を介して上述のスラスト軸受T6に供給される油圧制御装置からの作動油(例えば、潤滑・冷却用のドレン油)がドラム部材360の連結部365に形成された油孔を介して流入する。複数のリターンスプリングSP3は、ピストン340とキャンセルプレート370との間に位置するように遠心油圧キャンセル室390の内部に周方向に間隔をおいて配設される。なお、クラッチC3のリターンスプリングSP3としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。
In the
上述のドラム部材360を構成部材とするブレーキB2は、図6に示すように、複数の摩擦プレート(摩擦係合プレート)601と、摩擦プレート601と交互に配設される複数のセパレータプレート(摩擦係合プレート)602およびバッキングプレートと、摩擦プレート601およびセパレータプレート602を押圧して摩擦係合させる第1ピストン641と、第1ピストン641を押圧可能な第2ピストン642と、第1ピストン641を摩擦プレート601およびセパレータプレート602から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP6とを含む。
As shown in FIG. 6, the brake B <b> 2 including the
ブレーキB2の複数の摩擦プレート601(それぞれの内周部)は、ドラム部材360のドラム部361の外周面に形成されたスプライン(外周部)に嵌合され、ドラム部361と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるようにブレーキハブとして機能するドラム部材360により支持される。また、ブレーキB2の複数のセパレータプレート602(それぞれの外周部)は、トランスミッションケース11の内周面に形成されたスプラインに嵌合され、トランスミッションケース11に対して回転不能かつ軸方向に移動可能となるように当該トランスミッションケース11により支持される。図4から図6に示すように、ブレーキB2の摩擦プレート601およびセパレータプレート602は、センターサポート11cに対して第2遊星歯車22とは反対側、すなわちセンターサポート11cよりもラビニヨ式遊星歯車機構25側に配置される。
A plurality of friction plates 601 (respective inner peripheral portions) of the brake B2 are fitted to splines (outer peripheral portions) formed on the outer peripheral surface of the
図5および図6に示すように、センターサポート11cには、第2遊星歯車22とは反対側すなわちラビニヨ式遊星歯車機構25側(図中左側)に向けて開口する環状の第1凹部111と、同様に第2遊星歯車22とは反対側に向けて開口する環状の第2凹部112とが形成されている。第1凹部111は、第2凹部112の径方向内側に形成され、第2凹部112により包囲される。第1および第2凹部111,112は、互いに連通しないように環状の仕切壁113(図6参照)により仕切られており、本実施形態では、互いに概ね同一の軸長を有するように形成される。
As shown in FIGS. 5 and 6, the
第1ピストン641は、環状の第1受圧部641aと、第1および第2摩擦係合プレートを押圧するプレート押圧部641bとを有する。第1受圧部641aは、第1凹部111内に移動自在に嵌合され、第1受圧部641aの内周面と第1凹部111の内側内面との間および第1受圧部641aの外周面と第1凹部111の外側内面との間には、Oリング等のシール部材が1個ずつ配置される。これにより、第1受圧部641aは、軸方向に移動自在となるようにセンターサポート11cにより支持され、当該センターサポート11cと共にブレーキB1の第1係合油室651を画成する。また、プレート押圧部641bは、第1受圧部641aから径方向外側に延出され、トランスミッションケース11のスプラインに嵌合されて最も第2遊星歯車22側に位置するセパレータプレート602と当接可能となるようにラビニヨ式遊星歯車機構25(第2遊星歯車22とは反対側)に向けて突出する。
The
第2ピストン642は、第2受圧部642aと、ピストン押圧部642bとを有する。第2受圧部642aは、第2凹部112内に移動自在に嵌合され、第2受圧部642aの内周面と第2凹部112の内側内面との間および第2受圧部642aの外周面と第2凹部112の外側内面との間には、Oリング等のシール部材が1個ずつ配置される。これにより、第2受圧部642aは、軸方向に移動自在となるようにセンターサポート11cにより支持され、当該センターサポート11cと共にブレーキB1の第2係合油室652を画成する。また、ピストン押圧部642bは、第1ピストン641のプレート押圧部641bの背面と当接可能となるように、第2受圧部642aからラビニヨ式遊星歯車機構25(第2遊星歯車22とは反対側)に向けて延出される。
The
ブレーキB2の第1および第2係合油室651および652には、センターサポート11cに形成された油路を介して油圧制御装置により調圧された係合油圧(作動油)がそれぞれ独立に供給される。また、複数のリターンスプリングSP6は、第1ピストン641に対して第1係合油室651とは反対側に位置するようにスナップリングを用いてセンターサポート11cに固定される環状のスプリング支持部材670と、第1ピストン641との間に周方向に間隔をおいて配設され、第1係合油室651と対向する。なお、ブレーキB2のリターンスプリングSP6としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。
The first and second
上述のようにしてクラッチC3およびブレーキB2により共用されるドラム部材360に連結されるリングギヤフランジ220の内周部221と第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cとの間には、図6に示すように、スラスト軸受T7が配置される。また、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cと第2サンギヤ22s(および第1サンギヤ21sのギヤシャフト部212)との間には、図6に示すように、スラスト軸受T8が配置される。更に、第1サンギヤ21s(および第2サンギヤ22s)のギヤシャフト部212と中間軸20mとの間には、図6に示すように、スラスト軸受T9が配置される。
As described above, the gap between the inner peripheral portion 221 of the
図4および図6に示すように、クラッチC4は、4つのクラッチC1〜C4および2つのブレーキB1,B2の中で最も出力軸20oに近接するように、第2遊星歯車22に対してラビニヨ式遊星歯車機構25とは反対側、すなわち第1遊星歯車21よりも車両後部側(図1における右側)に配置される。図6に示すように、クラッチC4は、クラッチハブ400と、クラッチドラム410と、複数の摩擦プレート401と、摩擦プレート401と交互に配設される複数のセパレータプレート402およびバッキングプレートと、摩擦プレート401およびセパレータプレート402を押圧して摩擦係合させるピストン440と、ピストン440を摩擦プレート401およびセパレータプレート402から離間するように付勢する複数のリターンスプリング(コイルバネ)SP4と、環状のキャンセルプレート(キャンセル油室画成部材)470とを含む。
As shown in FIGS. 4 and 6, the clutch C4 is a Ravigneaux type with respect to the second
クラッチハブ400は、ブッシュあるいはラジアル軸受を介して中間軸20mにより回転自在に支持される。また、図6に示すように、中間軸20mとクラッチハブ400との間には、スラスト軸受T10が配置され、クラッチハブ400と出力軸20oとの間には、スラスト軸受T11が配置される。更に、クラッチハブ400は、スプラインおよびスナップリングを介して第1遊星歯車21の第1リングギヤ21rに常時連結(固定)される。クラッチドラム410は、出力軸20oに形成された拡径部に溶接等により固定される環状側壁部411と、一端(図6における左端)が開口した有底円筒状に形成されると共に環状側壁部411の外周部に溶接等により接合されて出力軸20o等の軸方向に沿って延びる円筒部412とを有する。円筒部412の開口側の端部(図6における左端部)は、スプライン等を介して第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cに常時連結(固定)される。
The clutch hub 400 is rotatably supported by the
クラッチC4の複数の摩擦プレート401(それぞれの内周部)は、クラッチハブ400の外周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数の摩擦プレート401は、クラッチハブ400と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該クラッチハブ400により支持される。また、クラッチC4の複数のセパレータプレート402(それぞれの外周部)は、クラッチドラム410の円筒部412の内周面に形成されたスプラインに嵌合される。これにより、複数のセパレータプレート402は、クラッチドラム410と一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該クラッチドラム410により支持される。
A plurality of friction plates 401 (respective inner peripheral portions) of the clutch C4 are fitted to splines formed on the outer peripheral surface of the clutch hub 400. Accordingly, the plurality of
ピストン440は、クラッチドラム410の円筒部412内で環状側壁部411よりも第1遊星歯車21側(車両前部側)に配置され、出力軸20oと一体に回転すると共に軸方向に移動自在となるように当該出力軸20oにより支持される。また、キャンセルプレート470は、ピストン440よりも第1遊星歯車21側(車両前部側)に位置するようにスナップリングを用いて出力軸20oに固定される。そして、ピストン440は、油室画成部としてのクラッチドラム410や出力軸20oと共にクラッチC4の係合油室(第1係合油室)450を画成する。更に、キャンセルプレート170は、ピストン440および出力軸20oと共に係合油室450内で発生する遠心油圧をキャンセルするための遠心油圧キャンセル室(第4遠心油圧キャンセル室)490を画成する。これにより、クラッチC4の全油室、すなわち係合油室450および遠心油圧キャンセル室490は、第2遊星歯車22の第2キャリヤ22cおよび出力軸20oと一体に回転するクラッチドラム410、ピストン440およびキャンセルプレート470により画成される。
The
クラッチC4の係合油室450には、トランスミッションケース11や出力軸20o等に形成された油路を介して油圧制御装置により調圧されたクラッチC4への係合油圧(作動油)が供給される。また、遠心油圧キャンセル室490には、トランスミッションケース11や出力軸20o等に形成された油路を介して油圧制御装置からの作動油(例えば、潤滑・冷却用のドレン油)が供給される。複数のリターンスプリングSP4は、ピストン440とキャンセルプレート470との間に位置するように遠心油圧キャンセル室490の内部に周方向に間隔をおいて配設される。なお、クラッチC4のリターンスプリングSP4としては、複数のコイルバネの代わりに単一の板バネが用いられてもよい。また、出力軸20oは、ブッシュやラジアル軸受を介してトランスミッションケース11により回転自在に支持され、出力軸20oとトランスミッションケース11との間には、図6に示すように、スラスト軸受T12が配置される。
The
上述のように、自動変速機20は、第3サンギヤ23s、第3リングギヤ23r、および第3ピニオンギヤ23pおよび第4ピニオンギヤ24pを回転自在に支持すると共に入力軸20iから動力が伝達される第3キャリヤ23cを有するラビニヨ式遊星歯車機構25と、第1出力要素である第3リングギヤ23rとラビニヨ式遊星歯車機構25から軸方向に離間して配置される第1および第2遊星歯車21,22の第1および第2サンギヤ21s,22s(接続対象要素)とを互いに接続すると共に両者の接続を解除するクラッチC1(第1クラッチ)と、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第2出力要素である第3サンギヤ23sと第1および第2サンギヤ21s,22s(接続対象要素)とを接続すると共に両者の接続を解除するクラッチC2(第2クラッチ)と、クラッチC1およびC2により共用されるドラム部材120とを含む。
As described above, the
ドラム部材120は、外周部にクラッチC1の摩擦プレート101(第1摩擦係合プレート)が嵌合されるハブ部121および内周部にクラッチC2の摩擦プレート201(第2摩擦係合プレート)が嵌合されるドラム部122により構成される筒状部と、当該筒状部を構成するドラム部122から延出されて第1および第2サンギヤ21s,22sに連結される連結部125とを有する。また、ドラム部材120は、連結部125がクラッチC1のクラッチドラムとして機能するドラム部材130とクラッチC2のクラッチハブ200との間を通って接続対象要素である第1および第2サンギヤ21s,22sに向けて延びるように配置される。更に、クラッチハブ200のシャフト部230の端面230sとドラム部材120の連結部125(フランジ部)との間には、スラスト軸受T4が配置され、ドラム部材120の連結部125(フランジ部)とドラム部材130の支持部135との間には、スラスト軸受T5が配置される。加えて、自動変速機20では、ラビニヨ式遊星歯車機構25等を収容するトランスミッションケース11の一部を構成するフロントサポート11fからクラッチハブ200までの間にスラスト軸受T1,T2およびT3が配置され、ドラム部材130の支持部135からトランスミッションケース11(の後部)までの間にスラスト軸受T6〜T12が配置される。
The
そして、自動変速機20では、ラビニヨ式遊星歯車機構25や第1および第2遊星歯車21,22を構成するギヤとして斜歯歯車が採用される。従って、ラビニヨ式遊星歯車機構25では、外周側の第3リングギヤ23rと中心側の第3サンギヤ23sとに対して逆方向のスラスト力が作用し、第3リングギヤ23rに繋がるクラッチC1のクラッチドラムとしてのドラム部材130と、当該ドラム部材130のドラム部131の内部に配置されると共に第3サンギヤ23sに繋がるクラッチハブ200とが互いに逆方向に移動しようとすることになる。これを踏まえて、自動変速機20では、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s、第4サンギヤ24s、第3リングギヤ23r、第3ピニオンギヤ23pおよび第4ピニオンギヤ24pの歯筋の方向が、入力軸20iからラビニヨ式遊星歯車機構25に動力が伝達されて車両が前進走行する際に、第3サンギヤ23sが接続対象要素である第1および第2サンギヤ21s,22s(車両後部側)に向けて付勢されると共に第3リングギヤ23rが第1および第2サンギヤ21s,22sとは反対側(車両前部側)に付勢されるように定められる(図4参照)。
In the
これにより、入力軸20iからラビニヨ式遊星歯車機構25に動力が伝達されて車両が前進走行する際に、第3リングギヤ23rと一体に回転するクラッチC1のドラム部材130と、第3サンギヤ23sと一体に回転するクラッチC2のクラッチハブ200とが互いに逆方向に移動しようとしても、ドラム部材130のドラム部131の内部、すなわちクラッチハブ200とドラム部材120の連結部125との間に配置されたスラスト軸受T4および当該連結部125とドラム部材130の支持部135との間に配置されたスラスト軸受T5により、クラッチC1のドラム部材130とクラッチC2のクラッチハブ200とを軸方向に支持することができる。
Thus, when power is transmitted from the
この結果、ラビニヨ式遊星歯車機構25を収容するトランスミッションケース11(フロントサポート11f)とクラッチハブ200との間に配置されるスラスト軸受T1,T2およびT3と、ドラム部材130とトランスミッションケース11との間に配置されるスラスト軸受T6〜T12の負担を良好に低減化することが可能となる。従って、自動変速機20では、特に、スラスト軸受T1〜T3およびT6〜T12を小型化して装置全体の大型化を抑制することができる。更に、自動変速機20では、ドラム部材120がクラッチC1のクラッチハブおよびクラッチC2のクラッチドラムとして利用されることから、部品点数の増加を抑制すると共に装置全体の大型化をより良好に抑制することが可能となる。なお、上記実施形態において、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23s、第4サンギヤ24s、第3リングギヤ23r、第3ピニオンギヤ23pおよび第4ピニオンギヤ24pの歯筋の角度等は、入力軸20iから第3キャリヤ23cに動力が伝達されてラビニヨ式遊星歯車機構25を構成するダブルピニオン式遊星歯車(第3遊星歯車)とシングルピニオン式遊星歯車(第4遊星歯車)との双方がトルクを伝達する際に、第3および第4サンギヤ23s,24sに作用するスラスト力と、第3リングギヤ23rに作用するスラスト力とが相殺されるように定められる。
As a result, the thrust bearings T1, T2, and T3 disposed between the transmission case 11 (
また、自動変速機20において、クラッチC2のクラッチハブ200は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3サンギヤ23sから軸方向に延びると共に第3サンギヤ23sとは反対側にスラスト軸受T4と当接する端面230sを有するシャフト部230と、端面230sよりも軸方向における第3サンギヤ23s側でシャフト部230から径方向外側に延びる環状の壁部231と、シャフト部230を囲むように壁部231から軸方向に延びると共に外周部にクラッチC2のセパレータプレート202が嵌合される筒状部232とを有する。このように構成されるクラッチハブ200では、クラッチC2の係合時にシャフト部230の端面230s側の端部がトルクの伝達に寄与しないことから、スラスト力による圧縮荷重を受けることができるようにすれば、端面230s側の端部の捩り剛性を高める必要がなくなる。これにより、クラッチC2のクラッチハブ200を小型・軽量化することが可能となる。
In the
更に、斜歯歯車により構成される第3サンギヤ23s、第3リングギヤ23rおよび第3および第4ピニオンギヤ23p,24p等を有するラビニヨ式遊星歯車機構25では、第3および第4ピニオンギヤ23p,24pには、実質的にスラスト力が作用しない(相殺される)。従って、第3および第4ピニオンギヤ23p,24pを支持する第3キャリヤ23cに入力軸20iを常時連結することで、自動変速機20の作動中に入力軸20iが軸方向に移動するのを抑制することができる。これにより、自動変速機20に含まれるスラスト軸受T1〜T12の負担をより軽減して装置全体をよりコンパクト化することが可能となる。
Further, in the Ravigneaux type
また、上述のように、自動変速機20は、トランスミッションケース11の内周面から径方向内側に向けて延びる環状のセンターサポート11cと、入力軸20iから動力が伝達されるラビニヨ式遊星歯車機構(第1の遊星歯車機構)25と、センターサポート11cに対してラビニヨ式遊星歯車機構25とは反対側に配置される第2遊星歯車22(第2の遊星歯車機構)と、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23r(何れかの回転要素)と第2遊星歯車22の第2リングギヤ22r(接続対象要素)とを互いに接続すると共に両者の接続を解除するクラッチC3と、第2リングギヤ22rをトランスミッションケース11に接続して回転不能に固定すると共に両者の接続を解除するブレーキB2とを含む。
As described above, the
更に、自動変速機20では、車両が前進走行する際に、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rの回転速度が入力軸20iの回転速度以上となり、クラッチC3およびブレーキB2に対応した第2遊星歯車22の回転速度は、第3リングギヤ23rの回転速度以下となる。すなわち、車両が前進走行する際、第3リングギヤ23rの回転速度は、前進第1速段および前進第7速段の形成時に入力軸20iの回転速度に一致し、前進第2速段から前進第6速段まで、並びに前進第8速段から前進第10速段までの変速段の形成時に入力軸20iの回転速度のおよそ1.5倍程度となる。また、車両が前進走行する際、第2リングギヤ22rの回転速度は、ブレーキB2の係合に伴って前進第1速段から前進第4速段までの変速段の形成時に値0となり、クラッチC3の係合に伴って前進第7速段および前進第10速段までの変速段の形成時に第3リングギヤ23rの回転速度に一致し、前進第5速段や前進第6速段までの変速段の形成時に入力軸20iの回転速度のおよそ0.3倍〜0.7倍となる。
Furthermore, in the
そして、クラッチC3の係合油室350は、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rではなく、第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rと一体に回転するドラム部材360(クラッチ構成部材)と、当該ドラム部材360により支持されるピストン340とにより画成される。また、クラッチC3の係合油室350には、トランスミッションケース11のセンターサポート11cに形成された油路116やドラム部材360に形成された油路368を介して作動油が供給される。更に、センターサポート11cの油路116とドラム部材360の油路368との連通部の軸方向における両側には、センターサポート11cに固定されたスリーブ117とクラッチドラム360との隙間を封止するシール部材SRが配置される。
The
このように、トランスミッションケース11のセンターサポート11cを迂回するように構成されるクラッチC3の係合油室350に対して、当該センターサポート11cおよび当該係合油室350を画成するドラム部材360に設けられた油路116,368等から作動油を供給することで、油路構造を複雑化させることなくクラッチC3に係合油圧を供給することが可能となる。更に、車両が前進走行する際に常に入力軸20iの回転速度以上の回転速度で回転するラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rではなく、車両の前進走行時にブレーキB2によってトランスミッションケース11に接続されて回転停止することがあり、かつ第3リングギヤ23rの回転速度以下で回転する第2遊星歯車22の第2リングギヤ22rに連結されるドラム部材360と、当該ドラム部材360により支持されるピストン340とによりクラッチC3の係合油室350を画成することで、センターサポート11c(スリーブ117)とドラム部材360との間に配置されるシール部材SRの摩擦抵抗による引き摺り損失を良好に低減化することができる。従って、自動変速機20では、クラッチC3の給油性をより向上させると共に当該クラッチC3における引き摺り損失を良好に低減化することが可能となる。
Thus, the
また、自動変速機20において、ドラム部材360は、センターサポート11cの内周面、すなわち内筒部115に固定(圧入)されたスリーブ117の内周面によりトランスミッションケース11に対して調心される。これにより、スリーブ117(センターサポート11c)の内周面とドラム部材360の筒状部366との間隙が大きくなってしまったり、ばらついてしまったりするのを抑制することができるので、シール部材SRの偏摩耗等を良好に抑制して引き摺り損失を低減化すると共に、センターサポート11cの油路116とドラム部材360の油路368との連通部からの作動油の漏れを両側のシール部材SRによって確実に規制することが可能となる。
In the
更に、ドラム部材360は、内周部にクラッチC3のセパレータプレート302(摩擦係合プレート)が嵌合されると共に、外周部にブレーキB2の摩擦プレート601(摩擦係合プレート)が嵌合されるドラム部(筒状部)361を有する。これにより、クラッチC3を囲むようにブレーキB2を配置することができるので、自動変速機20の軸長の増加を抑制することが可能となる。加えて、クラッチC3とブレーキB2とでドラム部材360が共用されるようにすることで、部品点数の増加を抑制すると共に装置全体のコンパクト化を図ることが可能となる。
Further, in the
また、自動変速機20では、ブレーキB2の係合時、すなわち前進第1速段から前進第4速段までの低速段の形成時にドラム部材360やピストン340、キャンセルプレート370(係合油室350および遠心油圧キャンセル室390)等が回転しないことから、低速段の形成時における回転イナーシャの増加を抑制して車両の加速性能を向上させることができる。更に、当該低速段が形成された状態での車両の急加速等に伴って自動変速機20の回転要素の急激な回転変動が生じた際に、遠心油圧によりピストン340が移動してクラッチC3を係合させてしまうのを良好に抑制することが可能となる。加えて、自動変速機20では、前進第5速段および前進第6速段が形成される際にドラム部材360が回転することから、その間に遠心油圧キャンセル室390内に充分に作動油を充填しておくことが可能となり、前進第7速段から前進第10速段までの変速段が形成される際に、係合油室350内で発生する遠心油圧を良好にキャンセルしてクラッチC3の制御性を良好に安定化させることができる。
Further, in the
更に、自動変速機20の第2遊星歯車22は、クラッチC3の接続対象要素かつブレーキB2の固定対象である第2リングギヤ22rと、出力軸20oに常時連結される出力要素である第2キャリヤ22cと、クラッチC1,C2の接続対象(第2の接続対象要素)である第2サンギヤ22sとを有する。また、自動変速機20のラビニヨ式遊星歯車機構25は、ブレーキB1により固定可能要素である第4サンギヤ24sが回転不能に固定された際に、第1出力要素である第3リングギヤ23rの回転速度が第2出力要素である第3サンギヤ23sの回転速度よりも低くなるように第3キャリヤ23cに伝達された動力を増速して第3リングギヤ23rおよび第3サンギヤ23sに伝達する。すなわち、ブレーキB1により第4サンギヤ24sが回転不能に固定された状態で車両が前進走行する際、ラビニヨ式遊星歯車機構25の第3リングギヤ23rおよび第3サンギヤ23sは、第3キャリヤ23cよりも高い回転速度で回転する。これにより、ブレーキB2を係合させた際に前進第1速段から前進第4速段までの変速段を形成すると共に、クラッチC3を係合させると共にブレーキB2を解放させた際に前進第4速段よりも変速比が小さい前進第7速段から前進第10速段までの変速段を形成することが可能となる。
Further, the second
なお、自動変速機20において、ラビニヨ式遊星歯車機構25の代わりに、2つのシングルピニオン式の遊星歯車を含むシンプソン型(SS−CR型)あるいはCR−CR型の複合遊星歯車列が採用されてもよい。また、上述のラビニヨ式遊星歯車機構25のギヤの歯筋とクラッチC1およびC2に関連した構成、並びにクラッチC3の係合油室350に関連した構成は、ラビニヨ式遊星歯車機構25を単一のシングル式あるいはダブルピニオン式遊星歯車に置き換えた変速機や、第2遊星歯車22を複合遊星歯車列で置き換えた変速機に適用されてもよい。更に、自動変速機20において、ブレーキB2は、クラッチC3を囲むように配置されなくてもよく、この場合、クラッチC3は、ドラム部材360の代わりに、クラッチドラムあるいはクラッチハブのみとして機能するクラッチ構成部材を含むものであってもよい。
In the
また、上述の自動変速機20において、クラッチC1〜C4、ブレーキB1およびB2の少なくとも何れかは、ドグクラッチあるいはドグブレーキといった噛み合い係合要素とされてもよい。例えば、自動変速機20では、前進第1速段から前進第4速段の形成に際して連続して係合させられると共に、後進段の形成に際して係合させられるブレーキB2として、ドグブレーキを採用してもよい。更に、自動変速機20において、第1および第2遊星歯車21,22並びにラビニヨ式遊星歯車機構25におけるギヤ比λ1〜λ4は、上記説明において例示されたものに限られるものではない。また、上述の自動変速機20は、前輪駆動車両に搭載される変速機に改変されてもよい。
In the
以上説明したように、本発明による多段変速機は、車両の原動機から入力部材に伝達された動力を変速して出力部材に伝達する多段変速機において、サンギヤと、リングギヤと、ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤとを有し、前記入力部材から動力が伝達される遊星歯車機構と、前記遊星歯車機構の前記リングギヤと一体に回転するクラッチドラムを有し、前記リングギヤと、前記遊星歯車機構から軸方向に離間して配置される接続対象要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第1クラッチと、
前記遊星歯車機構の前記サンギヤと一体に回転すると共に前記クラッチドラムの内部に配置されるクラッチハブを有し、前記サンギヤと前記接続対象要素とを接続すると共に、両者の接続を解除する第2クラッチと、外周部に前記第1クラッチの第1摩擦係合プレートが嵌合されると共に内周部に前記第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、前記筒状部から延出されて前記接続対象要素に連結される連結部とを有するドラム部材とを備え、前記ドラム部材は、前記連結部が前記クラッチドラムと前記クラッチハブとの間を通って前記接続対象要素に向けて延びるように配置され、前記クラッチハブと前記ドラム部材との間および前記ドラム部材と前記クラッチドラムとの間には、スラスト軸受が配置され、前記遊星歯車機構の前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤは、斜歯歯車であり、前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤの歯筋の方向は、前記入力部材から前記遊星歯車機構に動力が伝達されて前記車両が前進走行する際に、前記サンギヤが前記接続対象要素に向けて付勢されると共に前記リングギヤが前記接続対象要素とは反対側に付勢されるように定められることを特徴とする。
As described above, the multi-stage transmission according to the present invention is a multi-stage transmission that shifts the power transmitted from the vehicle prime mover to the input member and transmits it to the output member. The sun gear, the ring gear, and the pinion gear are rotatable. A planetary gear mechanism having power to be transmitted from the input member, and a clutch drum that rotates integrally with the ring gear of the planetary gear mechanism, the ring gear, and a shaft from the planetary gear mechanism. A first clutch that connects the connection target elements that are spaced apart in the direction to each other and releases the connection between the two;
A second clutch that has a clutch hub that rotates integrally with the sun gear of the planetary gear mechanism and that is disposed inside the clutch drum, and that connects the sun gear and the element to be connected and releases the connection between the two. A cylindrical portion in which the first friction engagement plate of the first clutch is fitted to the outer peripheral portion and the second friction engagement plate of the second clutch is fitted to the inner peripheral portion; A drum member having a connecting portion that extends from the connecting portion and is connected to the connection target element, wherein the connecting portion passes between the clutch drum and the clutch hub. A thrust bearing is disposed between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum, the planetary gear. The sun gear, the ring gear, and the pinion gear of the structure are bevel gears, and the direction of the teeth of the sun gear, the ring gear, and the pinion gear is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism so that the vehicle When traveling forward, the sun gear is biased toward the connection target element and the ring gear is biased to the opposite side of the connection target element.
この多段変速機は、サンギヤ、リングギヤ、およびピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤを有し、入力部材から動力が伝達される遊星歯車機構と、遊星歯車機構のリングギヤと当該遊星歯車機構から軸方向に離間して配置される接続対象要素とを互いに接続すると共に両者の接続を解除する第1クラッチと、遊星歯車機構のサンギヤと当該接続対象要素とを接続すると共に両者の接続を解除する第2クラッチと、ドラム部材とを備える。第1クラッチは、遊星歯車機構のリングギヤと一体に回転するクラッチドラムを有し、第2クラッチは、遊星歯車機構のサンギヤと一体に回転すると共にクラッチドラムの内部に配置されるクラッチハブを有する。また、ドラム部材は、外周部に第1クラッチの第1摩擦係合プレートが嵌合されると共に内周部に第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、筒状部から延出されて接続対象要素に連結される連結部とを有し、連結部がクラッチドラムとクラッチハブとの間を通って接続対象要素に向けて延びるように配置される。更に、クラッチハブとドラム部材との間およびドラム部材とクラッチドラムとの間には、スラスト軸受が配置される。そして、遊星歯車機構のサンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤは、斜歯歯車とされ、これらサンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤの歯筋の方向は、入力部材から遊星歯車機構に動力が伝達されて車両が前進走行する際に、サンギヤが接続対象要素に向けて付勢されると共にリングギヤが接続対象要素とは反対側に付勢されるように定められる。 This multi-stage transmission includes a carrier that rotatably supports a sun gear, a ring gear, and a pinion gear, and a planetary gear mechanism that transmits power from an input member, a ring gear of the planetary gear mechanism, and an axial direction from the planetary gear mechanism. A first clutch that connects the connection target elements arranged apart from each other and releases the connection between them, and a second clutch that connects the sun gear of the planetary gear mechanism and the connection target element and releases the connection therebetween. And a drum member. The first clutch has a clutch drum that rotates integrally with the ring gear of the planetary gear mechanism, and the second clutch has a clutch hub that rotates integrally with the sun gear of the planetary gear mechanism and is disposed inside the clutch drum. The drum member includes a cylindrical portion in which the first friction engagement plate of the first clutch is fitted to the outer peripheral portion and the second friction engagement plate of the second clutch is fitted to the inner peripheral portion; A connecting portion that extends from the shape portion and is connected to the connection target element, and is arranged so that the connection portion extends between the clutch drum and the clutch hub toward the connection target element. Further, thrust bearings are disposed between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum. The sun gear, ring gear, and pinion gear of the planetary gear mechanism are bevel gears, and the direction of the tooth traces of the sun gear, ring gear, and pinion gear is determined when the vehicle travels forward when power is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism. Further, the sun gear is biased toward the connection target element and the ring gear is biased to the side opposite to the connection target element.
これにより、入力部材から遊星歯車機構に動力が伝達されて車両が前進走行する際に、遊星歯車機構のリングギヤと一体に回転する第1クラッチのクラッチドラムと、サンギヤと一体に回転する第2クラッチのクラッチハブとが互いに逆方向に移動しようとしても、当該クラッチドラムの内部、すなわちクラッチハブとドラム部材との間およびドラム部材とクラッチドラムとの間に配置されたスラスト軸受により、第1クラッチのクラッチドラムと第2クラッチのクラッチハブとを軸方向に支持することができる。この結果、遊星歯車機構を収容するケースからクラッチハブまでの間、およびクラッチドラムからケースまでの間に配置されるスラスト軸受の負担を良好に低減化することが可能となる。従って、この多段変速機では、スラスト軸受を小型化して装置全体の大型化を抑制することができる。更に、この多段変速機では、ドラム部材が第1クラッチのクラッチハブおよび第2クラッチのクラッチドラムとして利用されることから、部品点数の増加を抑制すると共に装置全体の大型化をより良好に抑制することが可能となる。 Thus, when power is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism and the vehicle travels forward, the clutch drum of the first clutch that rotates integrally with the ring gear of the planetary gear mechanism and the second clutch that rotates integrally with the sun gear. Even if the clutch hub of the first clutch moves in the opposite direction, the thrust bearing disposed inside the clutch drum, that is, between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum, The clutch drum and the clutch hub of the second clutch can be supported in the axial direction. As a result, it is possible to satisfactorily reduce the burden on the thrust bearing disposed between the case housing the planetary gear mechanism and the clutch hub and between the clutch drum and the case. Therefore, in this multi-stage transmission, the thrust bearing can be miniaturized and the overall size of the apparatus can be suppressed. Further, in this multi-stage transmission, since the drum member is used as the clutch hub of the first clutch and the clutch drum of the second clutch, the increase in the number of parts is suppressed and the increase in the size of the entire apparatus is better suppressed. It becomes possible.
また、前記第2クラッチの前記クラッチハブは、前記遊星歯車機構の前記サンギヤから軸方向に延びると共に前記サンギヤとは反対側に前記スラスト軸受と当接する当接端面を有するシャフト部と、前記当接端面よりも前記軸方向における前記サンギヤ側で前記シャフト部から径方向外側に延びる環状の壁部と、前記壁部から延出されると共に外周部に前記第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部とを有してもよい。このようなクラッチハブでは、第2のクラッチの係合時にシャフト部の当接端面側の端部がトルクの伝達に寄与しないことから、スラスト力による圧縮荷重を受けることができるようにすれば、当接端面側の端部の捩り剛性を高める必要がなくなる。これにより、第2クラッチのクラッチハブを小型・軽量化することが可能となる。 The clutch hub of the second clutch includes a shaft portion that extends in an axial direction from the sun gear of the planetary gear mechanism and has a contact end surface that contacts the thrust bearing on a side opposite to the sun gear; An annular wall portion extending radially outward from the shaft portion on the sun gear side in the axial direction with respect to the end surface, and a second friction engagement plate of the second clutch extending from the wall portion and fitted on the outer peripheral portion. You may have a cylindrical part joined. In such a clutch hub, when the second clutch is engaged, the end portion on the abutting end face side of the shaft portion does not contribute to torque transmission, so that it can receive a compressive load due to thrust force. There is no need to increase the torsional rigidity of the end portion on the contact end face side. Thereby, the clutch hub of the second clutch can be reduced in size and weight.
更に、前記遊星歯車機構の前記キャリヤには、前記入力部材が常時連結されてもよい。すなわち、斜歯歯車により構成されるサンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤを有する遊星歯車機構では、ピニオンギヤには、実質的にスラスト力が作用しない(相殺される)ことから、ピニオンギヤを支持するキャリヤに入力部材を常時連結することで、多段変速機の作動中に入力部材が軸方向に移動するのを抑制することができる。これにより、多段変速機に含まれるスラスト軸受の負担をより軽減して装置全体をよりコンパクト化することが可能となる。 Furthermore, the input member may be always connected to the carrier of the planetary gear mechanism. That is, in a planetary gear mechanism having a sun gear, a ring gear, and a pinion gear constituted by bevel gears, the thrust force does not substantially act on (cancel) the pinion gear, so the input member is attached to the carrier that supports the pinion gear. By always connecting, it is possible to prevent the input member from moving in the axial direction during operation of the multi-stage transmission. As a result, it is possible to further reduce the burden on the thrust bearing included in the multi-stage transmission and further reduce the size of the entire apparatus.
また、前記遊星歯車機構は、前記入力部材に常時連結される入力要素である前記キャリヤ、第1出力要素である前記リングギヤ、第2出力要素である前記サンギヤ、および固定可能要素を有する複合遊星歯車列であってもよい。ただし、本発明において、遊星歯車機構は、単一の遊星歯車であってもよい。 The planetary gear mechanism includes a composite planetary gear having the carrier that is an input element always connected to the input member, the ring gear that is a first output element, the sun gear that is a second output element, and a fixable element. It may be a column. However, in the present invention, the planetary gear mechanism may be a single planetary gear.
更に、前記多段変速機は、前記遊星歯車機構の前記固定可能要素を静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除する第1ブレーキを更に備えてもよく、前記第1ブレーキにより前記固定可能要素が回転自在に解放された状態で前記車両が前進走行する際、前記複合遊星歯車列の前記入力部材、前記固定可能要素、前記第1および第2出力要素は、同一の回転速度で一体に回転してもよく、前記第1ブレーキにより前記固定可能要素が回転不能に固定された状態で前記車両が前進走行する際、前記複合遊星歯車列の前記第1および第2出力要素は、前記入力要素よりも高い回転速度で回転してもよい。 Further, the multi-stage transmission may further include a first brake for connecting the fixable element of the planetary gear mechanism to a stationary member so as to be non-rotatable and releasing the connection therebetween. When the vehicle travels forward in a state where the fixable element is rotatably released by a brake, the input member, the fixable element, and the first and second output elements of the compound planetary gear train are the same. The first and second outputs of the compound planetary gear train may be rotated integrally at a rotational speed, and when the vehicle travels forward in a state where the fixable element is non-rotatably fixed by the first brake. The element may rotate at a higher rotational speed than the input element.
また、前記多段変速機は、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、前記遊星歯車機構の前記第1出力要素と前記第2遊星歯車の前記第6回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第3クラッチと、前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記第2遊星歯車の前記第5回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第4クラッチと、前記第2遊星歯車の前記第6回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除する第2ブレーキとを更に備えてもよく、前記接続対象要素は、常時連結される前記第1遊星歯車の前記第1回転要素および前記第2遊星歯車の前記第4回転要素であってもよく、前記遊星歯車機構の前記入力要素と前記第1遊星歯車の前記第2回転要素とは前記入力部材に常時連結されてもよく、前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と前記出力部材とは常時連結されてもよい。 The multi-stage transmission includes a first planetary gear having a first rotation element, a second rotation element, and a third rotation element that are arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the speed diagram, and a speed diagram. A second planetary gear having a fourth rotating element, a fifth rotating element, and a sixth rotating element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio above, the first output element of the planetary gear mechanism, and the second A third clutch for connecting the sixth rotating element of the planetary gear to each other and releasing the connection between the sixth rotating element, the third rotating element of the first planetary gear, and the fifth rotating element of the second planetary gear; Are connected to each other, and the fourth clutch for releasing the connection between them and the sixth rotating element of the second planetary gear are connected to the stationary member so as to be non-rotatable, and the second clutch is released from the connection. And 2 brakes, The connection target element may be the first rotation element of the first planetary gear and the fourth rotation element of the second planetary gear that are always connected, and the input element of the planetary gear mechanism and the first rotation element. The second rotating element of the planetary gear may be always connected to the input member, and the fifth rotating element of the second planetary gear and the output member may be always connected.
かかる態様の多段変速機は、複合遊星歯車列である遊星歯車機構と、第1および第2遊星歯車と、第1から第4クラッチと、第1および第2ブレーキとを備えるものである。そして、この多段変速機では、第1から第4クラッチ並びに第1および第2ブレーキのうちの何れか3つを選択的に係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することが可能となる。この結果、この多段変速機では、スプレッド(ギヤ比幅=最低変速段のギヤ比/最高変速段のギヤ比)をより大きくして動力の伝達効率すなわち車両の燃費や加速性能を向上させると共に、ステップ比(ある変速段のギヤ比/1段階高速段側の変速段のギヤ比)を適正化(より大きくなるのを抑制)して変速フィーリングを向上させることができる。従って、この多段変速機によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を良好に向上させることができる。更に、この多段変速機では、ラビニヨ式遊星歯車機構の入力要素と同様に、第1遊星歯車の第2回転要素が入力部材に常時連結され、第1遊星歯車の第3回転要素が第4クラッチにより出力部材(および第2遊星歯車の第5回転要素)に選択的に接続される。これにより、例えば第1遊星歯車の第3回転要素が第2遊星歯車の第5回転要素と共に出力部材に常時連結され、かつ第1遊星歯車の第2回転要素が入力部材に選択的に接続される変速機において第2回転要素と入力部材とを選択的に接続させるクラッチに比べて、第4クラッチのトルク分担を低減させることができる。この結果、第4クラッチを軸方向および径方向の少なくとも何れか一方においてコンパクト化することができる。従って、この多段変速機によれば、動力の伝達効率とドライバビリティーとの双方を向上させると共に、装置全体の大型化を抑制することが可能となる。 The multi-stage transmission of this aspect includes a planetary gear mechanism that is a compound planetary gear train, first and second planetary gears, first to fourth clutches, and first and second brakes. In this multi-stage transmission, any three of the first to fourth clutches and the first and second brakes are selectively engaged to advance from the first speed to the tenth speed. Steps and reverse steps can be formed. As a result, in this multi-stage transmission, the spread (gear ratio width = the gear ratio of the lowest gear / the gear ratio of the highest gear) is increased to improve the power transmission efficiency, that is, the fuel efficiency and acceleration performance of the vehicle, The gear ratio can be improved by optimizing the step ratio (gear ratio of a certain gear stage / gear ratio of the gear stage on the one-stage high-speed stage side) (suppressing the increase). Therefore, according to this multi-stage transmission, both power transmission efficiency and drivability can be improved satisfactorily. Further, in this multi-stage transmission, like the input element of the Ravigneaux type planetary gear mechanism, the second rotating element of the first planetary gear is always connected to the input member, and the third rotating element of the first planetary gear is the fourth clutch. To selectively connect the output member (and the fifth rotating element of the second planetary gear). Thereby, for example, the third rotating element of the first planetary gear is always coupled to the output member together with the fifth rotating element of the second planetary gear, and the second rotating element of the first planetary gear is selectively connected to the input member. As compared with a clutch that selectively connects the second rotating element and the input member in the transmission, the torque sharing of the fourth clutch can be reduced. As a result, the fourth clutch can be made compact in at least one of the axial direction and the radial direction. Therefore, according to this multi-stage transmission, it is possible to improve both the power transmission efficiency and the drivability, and to suppress an increase in the size of the entire apparatus.
そして、この多段変速機では、次のように第1から第4クラッチ並びに第1および第2ブレーキを係合させることにより、第1速段から第10速段までの前進段と後進段とを形成することができる。すなわち、前進第1速段は、第1クラッチ、第2クラッチおよび第2ブレーキを係合させることにより形成される。また、前進第2速段は、第1クラッチ、第1ブレーキおよび第2ブレーキを係合させることにより形成される。更に、前進第3速段は、第2クラッチ、第1ブレーキおよび第2ブレーキを係合させることにより形成される。また、前進第4速段は、第4クラッチ、第1ブレーキおよび第2ブレーキを係合させることにより形成される。更に、前進第5速段は、第2クラッチ、第4クラッチおよび第1ブレーキを係合させることにより形成される。また、前進第6速段は、第1クラッチ、第4クラッチおよび第1ブレーキを係合させることにより形成される。更に、前進第7速段は、第1クラッチ、第3クラッチおよび第4クラッチを係合させることにより形成される。また、前進第8速段は、第3クラッチ、第4クラッチおよび第1ブレーキを係合させることにより形成される。更に、前進第9速段は、第1クラッチ、第3クラッチおよび第1ブレーキを係合させることにより形成される。更に、前進第10速段は、第2クラッチ、第3クラッチおよび第1ブレーキを係合させることにより形成される。また、後進段は、第2クラッチ、第3クラッチおよび第2ブレーキを係合させることにより形成される。 In this multi-stage transmission, the first to fourth clutches and the first and second brakes are engaged as described below, so that the forward speed and the reverse speed from the first speed to the tenth speed are set. Can be formed. That is, the forward first speed is formed by engaging the first clutch, the second clutch, and the second brake. Further, the second forward speed is formed by engaging the first clutch, the first brake, and the second brake. Further, the third forward speed is formed by engaging the second clutch, the first brake, and the second brake. Further, the fourth forward speed is formed by engaging the fourth clutch, the first brake, and the second brake. Further, the fifth forward speed is formed by engaging the second clutch, the fourth clutch, and the first brake. Further, the sixth forward speed is formed by engaging the first clutch, the fourth clutch, and the first brake. Further, the seventh forward speed is formed by engaging the first clutch, the third clutch, and the fourth clutch. Further, the eighth forward speed is formed by engaging the third clutch, the fourth clutch, and the first brake. Further, the ninth forward speed is formed by engaging the first clutch, the third clutch, and the first brake. Further, the tenth forward speed is formed by engaging the second clutch, the third clutch, and the first brake. The reverse gear is formed by engaging the second clutch, the third clutch, and the second brake.
このように、本発明による多段変速機では、6つの係合要素、すなわち第1から第4クラッチ並びに第1および第2ブレーキのうち、何れか3つを係合させると共に残余の3つを解放させることにより前進第1速段から前進第10速段および後進段が形成される。これにより、例えば6つの係合要素のうちの2つを係合させると共に残余の4つを解放させることにより複数の変速段を形成する変速機に比べて、変速段の形成に伴って解放される係合要素の数を減らすことができる。この結果、変速段の形成に伴って解放された係合要素における引き摺り損失を低減させて、多段変速機における動力の伝達効率をより一層向上させることが可能となる。 As described above, in the multi-stage transmission according to the present invention, any of the six engaging elements, that is, the first to fourth clutches and the first and second brakes are engaged and the remaining three are released. By doing so, the forward first speed, the forward tenth speed and the reverse speed are formed. Accordingly, for example, compared with a transmission that forms a plurality of shift stages by engaging two of the six engagement elements and releasing the remaining four, the release is performed with the formation of the shift stage. The number of engaging elements can be reduced. As a result, it is possible to further reduce the drag loss in the engagement element released with the formation of the shift speed and further improve the power transmission efficiency in the multi-speed transmission.
更に、前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であってもよい。すなわち、本発明による多段変速機は、後輪駆動車両に搭載される変速機として構成されてもよい。ただし、本発明による多段変速機が前輪駆動車両に搭載される変速機としても構成され得ることは、上述のとおりである。 Furthermore, the output member may be an output shaft connected to the rear wheel of the vehicle via a differential gear. That is, the multi-stage transmission according to the present invention may be configured as a transmission mounted on a rear wheel drive vehicle. However, as described above, the multi-stage transmission according to the present invention can also be configured as a transmission mounted on a front-wheel drive vehicle.
そして、本発明は上記実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の外延の範囲内において様々な変更をなし得ることはいうまでもない。更に、上記発明を実施するための形態は、あくまで課題を解決するための手段の欄に記載された発明の具体的な一形態に過ぎず、課題を解決するための手段の欄に記載された発明の要素を限定するものではない。 And this invention is not limited to the said embodiment at all, and it cannot be overemphasized that a various change can be made within the range of the extension of this invention. Furthermore, the mode for carrying out the invention described above is merely a specific embodiment of the invention described in the column for solving the problem, and is described in the column for means for solving the problem. It is not intended to limit the elements of the invention.
本発明は、多段変速機の製造産業等において利用可能である。 The present invention can be used in the manufacturing industry of multi-stage transmissions.
10 動力伝達装置、11 トランスミッションケース、11c センターサポート、11d ドラム部、11f フロントサポート、12 発進装置、14o ワンウェイクラッチ、14p ポンプインペラ、14s ステータ、14t タービンランナ、15 ロックアップクラッチ、16 ダンパ機構、17 オイルポンプ、20 自動変速機、20i 入力軸、20m 中間軸、20o 出力軸、21 第1遊星歯車、21c 第1キャリヤ、21p 第1ピニオンギヤ、21r 第1リングギヤ、21s 第1サンギヤ、22 第2遊星歯車、22c 第2キャリヤ、22p 第2ピニオンギヤ、22r 第2リングギヤ、22s 第2サンギヤ、23c 第3キャリヤ、23p 第3ピニオンギヤ、23r 第3リングギヤ、23s 第3サンギヤ、24p 第4ピニオンギヤ、24s 第4サンギヤ、25 ラビニヨ式遊星歯車機構、101,201,301,401,501,601 摩擦プレート、102、202,302,402,502,602 セパレータプレート、111 第1凹部、112 第2凹部、113 仕切壁、115 内筒部、116 油路、117 スリーブ、118 ブッシュ、120,130,360 ドラム部材、121 ハブ部、121a ハブ本体、121b フランジ部、121c 空間、122 ドラム部、125 連結部、131 ドラム部、133 ハブ部、135 支持部、140,240,340,440,540 ピストン、150,250,350,450,550 係合油室、170,370,470 キャンセルプレート、190、290,390,490 遠心油圧キャンセル室、200,400 クラッチハブ、212 ギヤシャフト部、220 リングギヤフランジ、221 内周部、222 外周部、230 シャフト部、230s 端面、231 壁部、232 筒状部、270 油室画成部材、361 ドラム部、365 連結部、366 筒状部、367 先端部、368 油路、410 クラッチドラム、411 環状側壁部、412 円筒部、500 ブレーキハブ、570,670 スプリング支持部材、641 第1ピストン、641a 第1受圧部、641b プレート押圧部、642 第2ピストン、642a 第2受圧部、642b ピストン押圧部、651 第1係合油室、652 第2係合油室、B1,B2 ブレーキ、C1,C2,C3,C4 クラッチ、SP1,SP2,SP3,SP4,SP5,SP6 リターンスプリング、T1,T2,T3,T4,T5,T6,T7,T8,T9,T10,T11,T12 スラスト軸受。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Power transmission device, 11 Transmission case, 11c Center support, 11d Drum part, 11f Front support, 12 Starting device, 14o One-way clutch, 14p Pump impeller, 14s Stator, 14t Turbine runner, 15 Lock-up clutch, 16 Damper mechanism, 17 Oil pump, 20 automatic transmission, 20i input shaft, 20m intermediate shaft, 20o output shaft, 21 first planetary gear, 21c first carrier, 21p first pinion gear, 21r first ring gear, 21s first sun gear, 22 second planet Gear, 22c second carrier, 22p second pinion gear, 22r second ring gear, 22s second sun gear, 23c third carrier, 23p third pinion gear, 23r third ring gear, 23s third sun gear, 4p 4th pinion gear, 24s 4th sun gear, 25 Ravigneaux type planetary gear mechanism 101, 201, 301, 401, 501, 601 friction plate, 102, 202, 302, 402, 502, 602 separator plate, 111 first recess, 112 2nd recessed part, 113 partition wall, 115 inner cylinder part, 116 oil passage, 117 sleeve, 118 bush, 120, 130, 360 drum member, 121 hub part, 121a hub body, 121b flange part, 121c space, 122 drum part , 125 coupling portion, 131 drum portion, 133 hub portion, 135 support portion, 140, 240, 340, 440, 540 piston, 150, 250, 350, 450, 550 engagement oil chamber, 170, 370, 470 cancel plate, 190, 290, 39 490 Centrifugal oil pressure cancellation chamber, 200, 400 Clutch hub, 212 gear shaft portion, 220 ring gear flange, 221 inner peripheral portion, 222 outer peripheral portion, 230 shaft portion, 230s end surface, 231 wall portion, 232 cylindrical portion, 270 oil chamber Definition member, 361 drum portion, 365 coupling portion, 366 cylindrical portion, 367 tip portion, 368 oil passage, 410 clutch drum, 411 annular side wall portion, 412 cylindrical portion, 500 brake hub, 570, 670 spring support member, 641 First piston, 641a first pressure receiving portion, 641b plate pressing portion, 642 second piston, 642a second pressure receiving portion, 642b piston pressing portion, 651 first engagement oil chamber, 652 second engagement oil chamber, B1, B2 Brake, C1, C2, C3, C4 Clutch, SP1, SP2 , SP3, SP4, SP5, SP6 Return spring, T1, T2, T3, T4, T5, T6, T7, T8, T9, T10, T11, T12 Thrust bearing.
Claims (8)
サンギヤと、リングギヤと、ピニオンギヤを回転自在に支持するキャリヤとを有し、前記入力部材から動力が伝達される遊星歯車機構と、
前記遊星歯車機構の前記リングギヤと一体に回転するクラッチドラムを有し、前記リングギヤと、前記遊星歯車機構から軸方向に離間して配置される接続対象要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第1クラッチと、
前記遊星歯車機構の前記サンギヤと一体に回転すると共に前記クラッチドラムの内部に配置されるクラッチハブを有し、前記サンギヤと前記接続対象要素とを接続すると共に、両者の接続を解除する第2クラッチと、
外周部に前記第1クラッチの第1摩擦係合プレートが嵌合されると共に内周部に前記第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部と、前記筒状部から延出されて前記接続対象要素に連結される連結部とを有するドラム部材とを備え、
前記ドラム部材は、前記連結部が前記クラッチドラムと前記クラッチハブとの間を通って前記接続対象要素に向けて延びるように配置され、
前記クラッチハブと前記ドラム部材との間および前記ドラム部材と前記クラッチドラムとの間には、スラスト軸受が配置され、
前記遊星歯車機構の前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤは、斜歯歯車であり、前記サンギヤ、前記リングギヤおよび前記ピニオンギヤの歯筋の方向は、前記入力部材から前記遊星歯車機構に動力が伝達されて前記車両が前進走行する際に、前記サンギヤが前記接続対象要素に向けて付勢されると共に前記リングギヤが前記接続対象要素とは反対側に付勢されるように定められることを特徴とする多段変速機。 In a multi-stage transmission that shifts the power transmitted from the motor of the vehicle to the input member and transmits it to the output member,
A planetary gear mechanism having a sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably supports the pinion gear, to which power is transmitted from the input member;
A clutch drum that rotates integrally with the ring gear of the planetary gear mechanism, and connects the ring gear and a connection target element that is arranged apart from the planetary gear mechanism in the axial direction; A first clutch to be released;
A second clutch that has a clutch hub that rotates integrally with the sun gear of the planetary gear mechanism and that is disposed inside the clutch drum, and that connects the sun gear and the element to be connected and releases the connection between the two. When,
From the cylindrical portion, a cylindrical portion in which the first friction engagement plate of the first clutch is fitted to the outer peripheral portion and the second friction engagement plate of the second clutch is fitted to the inner peripheral portion; A drum member having a connecting portion that is extended and connected to the connection target element,
The drum member is disposed such that the connecting portion extends between the clutch drum and the clutch hub toward the connection target element.
A thrust bearing is disposed between the clutch hub and the drum member and between the drum member and the clutch drum,
The sun gear, the ring gear, and the pinion gear of the planetary gear mechanism are bevel gears, and the direction of tooth traces of the sun gear, the ring gear, and the pinion gear is transmitted from the input member to the planetary gear mechanism. The multi-stage is characterized in that when the vehicle travels forward, the sun gear is biased toward the connection target element and the ring gear is biased to the opposite side of the connection target element. transmission.
前記第2クラッチの前記クラッチハブは、前記遊星歯車機構の前記サンギヤから軸方向に延びると共に前記サンギヤとは反対側に前記スラスト軸受と当接する当接端面を有するシャフト部と、前記当接端面よりも前記軸方向における前記サンギヤ側で前記シャフト部から径方向外側に延びる環状の壁部と、前記壁部から延出されると共に外周部に前記第2クラッチの第2摩擦係合プレートが嵌合される筒状部とを有することを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 1, wherein
The clutch hub of the second clutch includes a shaft portion that extends in an axial direction from the sun gear of the planetary gear mechanism and has a contact end surface that contacts the thrust bearing on a side opposite to the sun gear, and a contact end surface Also, an annular wall portion extending radially outward from the shaft portion on the sun gear side in the axial direction, and a second friction engagement plate of the second clutch are fitted to the outer peripheral portion and to the outer peripheral portion. A multi-stage transmission having a cylindrical portion.
前記遊星歯車機構の前記キャリヤには、前記入力部材が常時連結されることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 1 or 2,
The multi-stage transmission, wherein the input member is always connected to the carrier of the planetary gear mechanism.
前記遊星歯車機構は、前記入力部材に常時連結される入力要素である前記キャリヤ、第1出力要素である前記リングギヤ、第2出力要素である前記サンギヤ、および固定可能要素を有する複合遊星歯車列であることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 3,
The planetary gear mechanism is a compound planetary gear train having the carrier as an input element always connected to the input member, the ring gear as a first output element, the sun gear as a second output element, and a fixable element. A multi-stage transmission characterized by being.
前記遊星歯車機構の前記固定可能要素を静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除する第1ブレーキを更に備え、
前記第1ブレーキにより前記固定可能要素が回転自在に解放された状態で前記車両が前進走行する際、前記複合遊星歯車列の前記入力部材、前記固定可能要素、前記第1および第2出力要素は、同一の回転速度で一体に回転し、前記第1ブレーキにより前記固定可能要素が回転不能に固定された状態で前記車両が前進走行する際、前記複合遊星歯車列の前記第1および第2出力要素は、前記入力要素よりも高い回転速度で回転することを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 4,
The fixed element of the planetary gear mechanism is connected to a stationary member and fixed to be non-rotatable, and further includes a first brake for releasing the connection between the two.
When the vehicle travels forward in a state where the fixable element is rotatably released by the first brake, the input member, the fixable element, the first and second output elements of the compound planetary gear train are The first and second outputs of the compound planetary gear train when the vehicle travels forward with the first brake rotating integrally with the same rotation speed and the fixable element being fixed to be non-rotatable by the first brake. The element rotates at a higher rotational speed than the input element.
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第1回転要素、第2回転要素および第3回転要素を有する第1遊星歯車と、
速度線図上でギヤ比に対応した間隔をおいて順番に並ぶ第4回転要素、第5回転要素および第6回転要素を有する第2遊星歯車と、
前記遊星歯車機構の前記第1出力要素と前記第2遊星歯車の前記第6回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第3クラッチと、
前記第1遊星歯車の前記第3回転要素と前記第2遊星歯車の前記第5回転要素とを互いに接続すると共に、両者の接続を解除する第4クラッチと、
前記第2遊星歯車の前記第6回転要素を前記静止部材に接続して回転不能に固定すると共に、両者の接続を解除する第2ブレーキとを更に備え、
前記接続対象要素は、常時連結される前記第1遊星歯車の前記第1回転要素および前記第2遊星歯車の前記第4回転要素であり、
前記遊星歯車機構の前記入力要素と前記第1遊星歯車の前記第2回転要素とは前記入力部材に常時連結され、
前記第2遊星歯車の前記第5回転要素と前記出力部材とは常時連結されることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 5,
A first planetary gear having a first rotating element, a second rotating element, and a third rotating element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
A second planetary gear having a fourth rotating element, a fifth rotating element, and a sixth rotating element arranged in order at intervals corresponding to the gear ratio on the velocity diagram;
A third clutch for connecting the first output element of the planetary gear mechanism and the sixth rotating element of the second planetary gear to each other and releasing the connection between them;
A fourth clutch for connecting the third rotating element of the first planetary gear and the fifth rotating element of the second planetary gear to each other and releasing the connection therebetween;
The sixth planetary gear of the second planetary gear is connected to the stationary member and fixed to be non-rotatable, and further includes a second brake for releasing the connection between the two,
The connection target elements are the first rotation element of the first planetary gear and the fourth rotation element of the second planetary gear that are always connected,
The input element of the planetary gear mechanism and the second rotating element of the first planetary gear are always connected to the input member,
The multi-stage transmission, wherein the fifth rotating element of the second planetary gear and the output member are always connected.
前記第1クラッチ、前記第2クラッチおよび前記第2ブレーキの係合により前進第1速段が形成され、
前記第1クラッチ、前記第1ブレーキおよび前記第2ブレーキの係合により前進第2速段が形成され、
前記第2クラッチ、前記第1ブレーキおよび前記第2ブレーキの係合により前進第3速段が形成され、
前記第4クラッチ、前記第1ブレーキおよび前記第2ブレーキの係合により前進第4速段が形成され、
前記第2クラッチ、前記第4クラッチおよび前記第1ブレーキの係合により前進第5速段が形成され、
前記第1クラッチ、前記第4クラッチおよび前記第1ブレーキの係合により前進第6速段が形成され、
前記第1クラッチ、前記第3クラッチおよび前記第4クラッチの係合により前進第7速段が形成され、
前記第3クラッチ、前記第4クラッチおよび前記第1ブレーキの係合により前進第8速段が形成され、
前記第1クラッチ、前記第3クラッチおよび前記第1ブレーキの係合により前進第9速段が形成され、
前記第2クラッチ、前記第3クラッチおよび前記第1ブレーキの係合により前進第10速段が形成され、
前記第2クラッチ、前記第3クラッチおよび前記第2ブレーキの係合により後進段が形成されることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to claim 6,
A forward first speed is formed by engagement of the first clutch, the second clutch, and the second brake,
A forward second speed is formed by engagement of the first clutch, the first brake, and the second brake,
A forward third speed is formed by engagement of the second clutch, the first brake, and the second brake,
A forward fourth speed is formed by engagement of the fourth clutch, the first brake, and the second brake;
A forward fifth speed is formed by engagement of the second clutch, the fourth clutch, and the first brake,
A forward sixth speed is formed by engagement of the first clutch, the fourth clutch, and the first brake,
A forward seventh speed is established by engagement of the first clutch, the third clutch, and the fourth clutch,
The eighth forward speed is formed by engagement of the third clutch, the fourth clutch, and the first brake,
The ninth forward speed is established by engagement of the first clutch, the third clutch, and the first brake,
The forward tenth speed stage is formed by engagement of the second clutch, the third clutch, and the first brake,
The multi-stage transmission is characterized in that a reverse gear is formed by engagement of the second clutch, the third clutch, and the second brake.
前記出力部材は、デファレンシャルギヤを介して車両の後輪に連結される出力軸であることを特徴とする多段変速機。 The multi-stage transmission according to any one of claims 1 to 7,
The multi-stage transmission, wherein the output member is an output shaft connected to a rear wheel of a vehicle through a differential gear.
Priority Applications (1)
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JP2014066152A JP2015190495A (en) | 2014-03-27 | 2014-03-27 | Multistage transmission |
Applications Claiming Priority (1)
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JP2014066152A JP2015190495A (en) | 2014-03-27 | 2014-03-27 | Multistage transmission |
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JP2014066152A Pending JP2015190495A (en) | 2014-03-27 | 2014-03-27 | Multistage transmission |
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2014
- 2014-03-27 JP JP2014066152A patent/JP2015190495A/en active Pending
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