JP3834285B2

JP3834285B2 - Automatic transmission

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Publication number: JP3834285B2
Application number: JP2002353685A
Authority: JP
Inventors: 祐将田口
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2002-12-05
Filing date: 2002-12-05
Publication date: 2006-10-18
Anticipated expiration: 2022-12-05
Also published as: JP2004183835A

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は右向きに作用し、FS2は左向きに作用する。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 は FS2 と相殺される。
【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 は FS1 と相殺される。
【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 は FS4 と相殺される。
【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]
BACKGROUND 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 decelerates and accelerates rotation from the engine, and appropriately engages / releases the clutch and the 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 decelerating simple planetary gear set that decelerates and outputs an input from an engine, and a shift Ravigneaux type that inputs a decelerated rotation from the simple planetary gear set and outputs a decelerated rotation A planetary gear set is provided, and at least at the first speed, a transmission path for transmitting a thrust force generated by one element of the simple planetary gear group for reduction and one element of the Ravigneaux type planetary gear set for transmission is provided. The twisting of the helical teeth of these elements is such 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 shifting are different from each other. There are some which set the direction and thereby support the thrust force so that the load on the bearing and the case of the automatic transmission is reduced (Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 2000-304107
[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 thrust force generated in each element of each planetary gear set is applied to the bearing or case of the automatic transmission. For example, if one element of the planetary gear set for reduction described above is the sun gear S1 and one element of the Ravigneaux type planetary gear set is the sun gear S3, if the thrust force generated in each is F1 and F3, the difference between the two in the bearing or case The power of F3-F1 is added.
[0005]
However, this force is applied toward the front end side of the automatic transmission, that is, toward the side closer to the engine where the reduction planetary gear set and the torque converter are arranged. In the case of a normal automatic transmission, an oil pump that supplies hydraulic oil for performing a shift operation is provided on the front end side of the automatic transmission. For this reason, the thrust force described above is also applied to the oil pump, which causes a problem that the load on the oil pump increases or the pump itself may be deformed.
[0006]
In order to avoid this, it is necessary to use a higher strength material that increases the wall thickness of the oil pump, but there is also a problem that the automatic transmission becomes larger or heavier. Will occur. In addition, when an intermediate wall is provided inside the transmission case and this intermediate wall is configured to support the output portion (output gear), when thrust force is applied to the intermediate wall, the contact of the output gear at the output portion deteriorates, It can also cause 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 solves the above problems.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
For this purpose, the automatic transmission according to the invention is as claimed in claim 1,
An input unit for inputting rotation from a power source;
An output section arranged coaxially with the input section;
A plurality of first, second and third planetary gear sets juxtaposed in order from the side close to the input section, which can provide a large number of conduction paths between the input and output sections;
The three planetary gear sets selectively select one of the conduction paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding gear ratio, and to selectively output to the output unit. With accessible clutch and brake,
An automatic transmission capable of selecting at least 6 forward speeds and 1 reverse speed by a combination of engagement and release of the clutch and brake,
The first planetary gear set is a reduction planetary gear set that always decelerates 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 reduced rotation output from the planetary gear set is input to two of the three gear elements,
The third planetary gear set includes a double sun gear, a common pinion that meshes with the two sun gears, a ring gear that meshes with the pinion, and a carrier that rotatably supports the pinion. Sun gear type planetary gear,
A member for inputting rotation with respect to the carrier of the third planetary gear set is a center member disposed between the two sun gears and coupled to the carrier,
The member for coupling between the carrier of the third planetary gear set and the brake for fixing the carrier is an outer member that extends radially outward from the carrier at a central position in the pinion axial direction. ,
The sun gear of the second planetary gear set and the sun gear of one of the two sun gears of the third planetary gear set are connected by a connecting member,
Of the three planetary gear sets, the first planetary gear set is separated from the second and third planetary gear sets by an intermediate wall provided in a transmission case;
In the automatic transmission in which the intermediate wall rotatably supports the output portion, the thrust force generated in each ring gear of the second planetary gear set and the third planetary gear set at least when driven at the first speed. The twisting 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 composed of a simple planetary gear set, and the other two sets are a single pinion type and a double sun gear type. A planetary gear set for shifting consisting of two planetary gear sets is divided into a planetary gear set for reduction and a planetary gear set for shifting by an intermediate wall provided in the transmission case, and the rotational output from these planetary gear sets is used as a drive wheel. The output portion that is output toward the center is supported by the intermediate wall, and at least when driving at the first speed, the thrust generated in the ring gears of the second planetary gear set and the third planetary gear set that are the planetary gear sets for shifting The torsion direction of the helical teeth of each ring gear is set so that the direction of the force is different.
[0010]
As a result, it is possible to effectively cancel the thrust force generated in each planetary gear set at the time of at least the first speed, and effectively prevent the thrust force from being applied to the oil pump or the like without increasing the axial dimension of the transmission. Is possible. In particular, it is possible to effectively prevent the generation of gear noise accompanying the deterioration of the tooth contact of the output gear due to the thrust force applied to the intermediate wall.
[0011]
In a preferred embodiment of the automatic transmission according to the present invention, as described in claim 2, the thrust force generated in each ring gear of the second planetary gear set and the third planetary gear set when driven at least at the first speed It is good also as setting the torsion direction of the helical gear of each said ring gear so that the direction of this may oppose. Thereby, it is possible to more effectively cancel the thrust force generated in each planetary gear set, and the above-described effects can be enhanced.
[0012]
In a preferred embodiment of the automatic transmission according to the present invention, as described in claim 3, the thrust force generated in the ring gear of the third planetary gear set at the time of at least the first speed drive is that of the second planetary gear set. The gear specifications of each planetary gear set may be set so as to be larger than the thrust force generated in the ring gear. Also by doing in this way, it is possible to effectively prevent the thrust force from being applied to the intermediate wall and enhance the above effect.
[0013]
In this case, the gear specifications may be such that the diameter of the sun gear of the third planetary gear set is 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 sun gear teeth of the third planetary gear set may be larger than the torsion angle of the sun gear teeth of the second planetary gear set.
[0014]
Furthermore, in the automatic transmission according to the present invention, as described in claim 6, a ring gear of the third planetary gear set is coupled to a carrier of the second planetary gear set, and The deceleration output is sent to the ring gear of the second planetary gear set via the first clutch, or the deceleration output from the first planetary gear set is sent to the sun gear of the second planetary gear set. The first planetary gear set through the second planetary gear set, and the sun gear of the second planetary gear set has an extension for coupling with the second clutch, The ring gear of the second planetary gear set has an extension extending in the radial direction, and between the extension of the sun gear of the second planetary gear set and the extension of the ring gear of the second planetary gear set. It is good also as interposing a thrust bearing. By adopting such a configuration, the thrust bearing receives the thrust force generated by the planetary gear set for speed change, so that it is possible to effectively prevent the thrust force from being applied to the intermediate wall and to enhance the above effect. Become.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF 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 an 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, M1 Is the first connecting member, M2 is the second connecting member, C1 is the first clutch, C2 is the second clutch, C3 is the third clutch, B1 is the first brake, B2 is the second brake, Input is the input unit (input shaft 1) Output is an output unit (output gear 2).
[0017]
The gear transmission for automatic transmission according to the present embodiment (referred to as a reduction single pinion type) is a reduction gear configured by a single pinion type planetary gear set sequentially from the left end portion (end portion close to the input portion Input) of FIG. The first planetary gear set G1, the single pinion type second planetary gear set G2, and the double sun gear type third planetary gear set G3 are coaxially arranged, and the first planetary gear set G1 constitutes the planetary gear set for reduction. The second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 constitute a rear-stage transmission mechanism.
[0018]
The first planetary gear set G1 is a single pinion planetary gear having a first sun gear S1, a first ring gear R1, and a first carrier PC1 that rotatably supports a first pinion P1 meshing with the gears S1 and R1. A set (a planetary gear set for reduction) is used. The second planetary gear set G2 is a single pinion 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 pair.
[0019]
The third planetary gear set G3 includes a third sun gear S3 on the side closer to the input unit Input, a fourth sun gear S4 on the side farther from the input unit Input, and a common third pinion P3 that meshes with each of these sun gears S3 and S4, A double sun gear planetary gear set having a third carrier PC3 that rotatably supports the third pinion P3 and one third ring gear R3 that meshes with the third pinion P3. Although the third sun gear S3 and the fourth sun gear S4 are arranged coaxially, the number of teeth is not necessarily the same. The third carrier PC3 includes a center member CM that is coupled to the third carrier PC3 and extends radially inward from between the sun gears S3 and S4, and an outer member OM that extends radially outward from the third carrier PC3. Is provided. The center member CM extends radially inward so as to penetrate a space existing on the arrangement pitch circle of the third pinions P3 and existing between the adjacent third pinions P3.
[0020]
The input part Input is composed of an input shaft 1 and this input shaft 1 is coupled to the first ring gear R1 and coupled to an engine (not shown) as a power source via a torque converter (not shown), and the engine rotation is input shaft 1 To the first ring gear R1. The output part Output is composed of an output gear 2, which is coupled to the second carrier PC2 and the third ring gear R3 to be coaxially coupled to the second connecting member M2 forming these coupled bodies. The transmission output rotation 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 constitutes a combined body of these sun gears.
[0021]
The first sun gear S1 in the reduction planetary gear set G1 is coupled to the transmission case 3 to be fixed at all times, and the first carrier PC1 can be appropriately coupled to the second ring gear R2 by the first clutch C1, and the second clutch C2 can 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 directly transmits the input rotation to the speed change mechanism including the planetary gear sets G2 and G3. Configure a direct clutch. The outer member OM of the third carrier PC3 in the double sun gear type planetary gear set G3 can be appropriately connected 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 Two brakes B2 can be appropriately connected to the transmission case 3 and fixed.
[0022]
Further, the outer member OM is coupled to the one-way clutch OWC. In the released state of the first brake B1, the forward first speed state can be obtained by preventing the one-way rotation of the third carrier PC3 by the one-way clutch OWC.
[0023]
The gear transmission configured as described above can be engaged with the clutches C1, C2, and C3 and the brakes B1 and B2 by the combination shown in FIG. (Forward 1st speed to 6th speed and reverse) can be selected, and a control valve body (not shown) for speed change control that realizes the engagement logic for the speed change is connected to these clutches and brakes. . As a control valve body for shift control, a hydraulic control type, an electronic control type, and a combination type combining these are adopted.
[0024]
FIG. 3 is a developed cross-sectional view showing the actual configuration of the above-described automatic transmission. 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 made up of the pump housing 5 and the pump cover 6, and the input shaft 1 is passed through the pump case and supported. The engine ENG as a power source is drivingly coupled to the protruding end of the input shaft 1 via the torque converter T / C. In the above pump case, a pump element such as a gear pump, which is omitted for the sake of detailed illustration, is built in to constitute an oil pump, which is coupled to the engine via a pump drive shaft to always keep the oil pump in the engine. 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 connected to the center hole of the intermediate wall 8 via the hollow shaft 9. 4 butt fittings are supported rotatably.
[0026]
The first planetary gear set G1 is disposed in the 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. In the first planetary gear set G1, the sun gear S1 is serrated to the center boss portion 6a projecting rearward of the pump cover 6 so as to function as a reaction force receiver so that it cannot rotate at all times. Then, it is coupled to a flange 1a 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 the flange 10 extending radially outward from the hollow shaft 9.
[0027]
A clutch drum 11 is provided to extend radially outward from the front end of the intermediate shaft 4 close to the input shaft 1 so as to surround the ring gear R1, and is respectively spline fitted to the inner periphery of the clutch drum 11 and the outer periphery of the ring gear R1. Clutch packs 12 having an alternating arrangement of clutch plates are provided to form a third clutch C3 as a direct coupling clutch, and this clutch C3 is arranged on the outer periphery of the planetary gear set G1 for reduction. 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 first planetary gear set G1 side far from the oil pump case made up of the pump housing 5 and the pump cover 6, so that the clutch piston 13 is connected to the planetary gear set G1. And the front end of the intermediate shaft 4 and the end wall of the clutch drum 11 facing each other.
[0028]
In the rear space defined between the intermediate wall 8 and the end lid 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 A second brake B2 is arranged. The second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3 are disposed on the intermediate shaft 4, but the second planetary gear set G2 is positioned 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 the first connecting member M1 and supported rotatably on the intermediate shaft 4. A clutch drum 15 that extends radially outward from the middle of the hollow shaft 9 and then extends rearward in the axial direction to reach the outer periphery of the second ring gear R2 is provided. The inner periphery of the clutch drum 15 and the ring gear R2 Clutch packs 16 are provided on the outer periphery, which are alternately arranged with clutch plates that are spline-fitted, and these constitute the first clutch C1.
[0029]
Since the second clutch C2 is arranged closer to the input shaft 1 than the first clutch C1 arranged on the outer periphery of the second planetary gear set G2 as described above, the diameter is set on the outer edge of the second sun gear S2 near the input shaft. A clutch hub 17 extending outward in the direction is fixed, and a clutch pack 18 in which clutch plates are alternately arranged on the outer periphery of the clutch hub 17 and the inner periphery of the clutch drum 15 by spline fitting is provided. 2 clutch C2 is configured. The clutch piston 19 of the first clutch C1 and the clutch piston 20 of the second clutch C2 are arranged on the side of the second clutch C2 far from the first clutch C1 as a double piston on which the clutch piston 20 slides inside the clutch piston 19. Arranged together, the clutch piston 20 is fitted to the end wall of the clutch drum 15 facing the second planetary gear set G2. The clutch pistons 19 and 20 are stroked by receiving the hydraulic pressure from the individual oil passages 21 (only one oil passage is visible in the figure) formed in the intermediate wall 8 and the hollow shaft 9. It is assumed that the clutch C1 and the second clutch C2 can be individually engaged.
[0030]
As described above, the third planetary gear set G3 is a double sun gear type planetary gear set, but the tooth width of the ring gear R3 is made smaller than the tooth width of the pinion P3 so that the ring gear R3 is at the end close to 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 so as to mesh with the pinion P3, the coupling member M2 can be shortened. One end of a cylindrical connecting member 22 arranged so as to surround the clutch drum 15 of the first clutch C1 and the second clutch C2 is coupled to the outer periphery of the ring gear R3, and the other end of the cylindrical connecting member 22 is output. Connect to 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 through the sun gears S3 and S4 as described above, and the axial position of the pinion P3 in the axial direction. , An outer member OM extending radially outward is provided along the end face of the ring gear R3. The center member CM is drivingly 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 connected to the outer periphery thereof, and the brake hub 23 is disposed on the outer periphery of the cylindrical connecting member 22 and extends forward toward the intermediate wall 8. A brake pack 24 is provided in which the brake plates 24 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 so as to be spline-fitted, thereby forming the first brake B1, and this first brake B1 A brake piston 25 fitted in the transmission case 3 at the rear of the brake pack 24 can be appropriately engaged.
[0032]
A brake hub 26 is provided so as to cover the rear end of the brake hub 23, and the rear end wall 26a of the brake hub 26 extends inward in the circumferential direction along the back of the third planetary gear set G3. The inner periphery of the end wall 26a is coupled to the sun gear S4 of the third planetary gear set G3. A brake pack 27 is provided in which the brake plates 27 are alternately arranged on the outer periphery of the brake hub 26 and the inner periphery of the transmission case 3 and spline-fitted, thereby forming the second brake B2, and this second brake B2 is connected to the brake pack. The brake piston 28 fitted into the transmission case 3 can be appropriately fastened behind 27. 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 (first planetary planet) more than the second brake B2. The first brake B1 and the second brake B2 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 one direction of the third carrier PC3 by the one-way clutch OWC in the released state of the first brake B1. The first forward speed state can be obtained by preventing rotation. However, in the 1st speed by this one-way clutch OWC, the engine brake cannot be obtained because the one-way clutch OWC allows the reverse rotation of the third carrier PC3 during engine braking, and the first brake B1 is engaged when the engine brake is requested. 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 coupled 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 that extends radially inward. A thrust bearing 31 is interposed between the extension 29 of the sun gear S2 and the extension 30 of the ring gear R2. This thrust bearing 31 receives the thrust force generated by the planetary gear set for speed change, that is, the second planetary gear set G2 and the third planetary gear set G3, and effectively prevents this thrust force from being transmitted to the intermediate wall 8. It will be.
[0035]
FIG. 4 schematically shows the configuration of the automatic transmission of FIG. 3, and in particular, here shows the direction of the helical torsion of each gear in each planetary gear set and the direction of the thrust force generated in these gears. It is shown.
[0036]
The torsion direction of the helical gear of each gear in each planetary gear set of the illustrated automatic transmission is indicated by diagonal lines in the figure. Here, the thrust forces generated by the ring gear R1 of the first planetary gear set G1, the ring gear of the second planetary gear set G2, and the ring gear R3 of the third planetary gear set G3 are respectively F1, F2, F3, and the first planetary gear set G1. Thrust forces generated by the sun gear S1, the sun gear S2 of the second planetary gear set G2, and the sun gears S3 and S4 of the third planetary gear set G3 are denoted as FS1, FS2, FS3, and FS4, respectively.
[0037]
In the illustrated automatic transmission, among the thrust forces F1, F2, and F3 generated in the ring gears described above, F1 and F3 are set in the same direction and F2 is set in the opposite direction, and the directions of F1 and F3 are The direction is toward the input side (leftward in the figure), that is, toward the engine (not shown). Further, the torsional direction of the helical gears of the sun gear S2 of the second planetary gear set G2 connected by the connecting member M1 and one sun gear S3 of the third planetary gear set G3 is the same direction. The operational effects resulting from this configuration will be described in detail below.
[0038]
FIG. 5 to FIG. 11 show the torque transmission path and the thrust force generated in the gears of each planetary gear set and their directions at each gear stage of the automatic transmission described above. Hereinafter, each shift stage will be described with reference to the drawings. In the figure, 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 forward first speed is obtained by engaging the first clutch C1 and the first brake B1, as 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, the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1, so 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 decelerated rotation in the reverse 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, forward speed reduction rotation is input from the second ring gear R2, and reverse speed reduction rotation is input from the second sun gear S2, so that the speed reduction from the second ring gear R2 The rotation further reduced in speed 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 the first clutch C1, the first brake B1, and each member, which are indicated by bold lines in FIG. 5, the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, and the third planetary gear. Torque acts on the group G3 (excluding the fourth sun gear S4). In other words, 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 form the subsequent transmission mechanism are involved in torque transmission.
[0041]
As a result, in the first speed, the thrust forces F1, F2, and F3 are generated in the ring gears R1, R2, and R3 of the planetary gear sets, and the thrust forces FS1, FS2, and FS3 are generated in the sun gears S1, S2, and S3, respectively. . However, as shown, F1 and F3 of the thrust forces F1, F2, 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 thrust forces FS1, FS2, and FS3, FS1 and FS3 act to the right and FS2 acts to the left . 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 effectively avoided that these thrust forces act on the engine side, particularly the oil pump.
[0042]
(2nd speed)
As shown in FIG. 2, the second speed is released by releasing the second brake B1 engaged at the first speed and engaging the second brake B2, so that the first clutch C1 and the second brake B2 are engaged. Can be obtained. In 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, since the fourth sun gear S4 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2, 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 connecting member M1 is fixed to the case.
[0043]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the forward reduced rotation is input from the second ring gear R2, and the second sun gear S2 is fixed, and the reduced rotation from the second ring gear R2 is further reduced ( 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 in 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 indicated by bold lines in FIG. It will be. As for the third planetary gear set G3, the unconstrained third pinion P3 only revolves around the fixed sun gears S3 and S4 along with the output rotation of the third ring gear R3. Even if it functions, it does not participate in torque transmission.
[0044]
As a result, in the second speed, thrust forces F1, F2 are generated in the ring gears R1, R2, and thrust forces FS1, FS2, FS3, FS4 are generated in the sun gears S1, S2, S3, S4, respectively. However, as shown in the figure, the thrust force F1 is offset with FS1, F2 with FS2, and FS3 with FS4. As a result, as in the case of the first speed, the thrust force does not act on the intermediate wall 8 of the transmission case.
[0045]
(3rd speed)
As shown in FIG. 2, the third speed is released by releasing the second brake B2 engaged at the second speed and engaging the second clutch C1, and therefore by engaging the first clutch C1 and the second clutch C2. 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, the reduced rotation is input to the second sun gear S2 of the second planetary gear set G2 by the engagement of the second clutch C2. Therefore, in the second planetary gear set G2, when the same reduced rotation is input from the second ring gear R2 and the second sun gear S2, the second carrier PC2 that rotates together with both the gears R2 and S2 is connected to the second connection. 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 the members, and the first planetary gear set G1 and the second planetary gear set G2 indicated by bold lines in FIG. It will be. That is, the third planetary gear set G3 is not involved in torque transmission at all.
[0046]
As a result, in the third speed, thrust forces F1 and F2 are generated in the ring gears R1 and R2, and thrust forces FS1 and FS2 are generated in the sun gears S1 and S2. However, as shown in the figure, the thrust force F1 is offset with FS1. Also, the thrust force F2 is offset with FS2 .
[0047]
(4th speed)
As shown in FIG. 2, the fourth speed is obtained by releasing the second clutch C2 engaged at the third speed and engaging the third clutch C3, and thus by engaging the first clutch C1 and the third clutch c3. It is done. In 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 through the center member CM by the engagement of the third clutch C3. Therefore, 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. The
[0048]
Therefore, in the second planetary gear set G2, the reduced rotation is input from the second ring gear R2, the accelerated rotation is input from the second sun gear S2, and the reduced rotation from the second ring gear R2 is increased. (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 bold lines in FIG. 8, the first planetary gear set G1, the second planetary gear set G2, and the third planetary gear. Torque acts on the group G3 (excluding the fourth sun gear S4).
[0049]
As a result, in the fourth speed, thrust forces F1, F2, and F3 are generated in the ring gears R1, R2, and R3, and thrust forces FS1, FS2, and FS3 are generated in the sun gears S1, S2, and S3, respectively. However, as shown in the figure, the thrust force F1 is offset with FS1, F2 is offset with FS2, and F3 is offset with FS3. As a result, even in the fourth speed, the thrust force does not act on the intermediate wall 8 of the transmission case.
[0050]
(5th speed)
As shown in FIG. 2, the fifth speed is obtained by releasing the first clutch C1 engaged at the fourth speed and engaging the second clutch C2, and therefore by engaging the second clutch C2 and the third clutch C3. can get. In this fifth speed, 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 engaging the second clutch C2, as shown in FIG. Is done. At the same time, 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.
[0051]
Therefore, in the third planetary gear set G3, the input rotation is input to the third carrier PC3, and the decelerated rotation from the first planetary gear set G1 is input to the third sun gear S3, which is faster than the input rotation. The rotated 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 bold lines in FIG. 9, and the first planetary gear set G1 and the third planetary gear set G3 (fourth sun gear S4). Torque) will be applied.
[0052]
As a result, in the fifth speed, thrust forces F1, F3 are generated in the ring gears R1, R3, and thrust forces FS1, FS3 are generated in the sun gears S1, S3, respectively. However, as shown in the figure, the thrust force F3 is offset with FS3. Further, the thrust force F1 is offset with FS1 .
[0053]
(6th speed)
As shown in FIG. 2, the sixth speed is obtained by releasing the second clutch C2 engaged at the fifth speed and engaging the second brake B2, and thus by engaging the third clutch C3 and the second brake B2. can get. In the sixth speed, the input rotation from the input shaft 1 is input to the third carrier PC3 via the center member CM of the third planetary gear set G3 by engaging the third clutch C3 as shown in FIG. Further, the fourth sun gear S4 of the third planetary gear set G3 is fixed to the case by the engagement of the second brake B2.
[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 from the input rotation is caused by the third ring gear R3. Output to the output gear 2 via the second connecting member M2. The torque transmission path at the sixth speed is torqued to the third clutch C3, the second brake B2, and each member, and the third planetary gear set G3 (excluding the third sun gear S3) indicated by bold lines in FIG. Will act.
[0055]
As a result, at 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 force F3 is offset with FS4 .
[0056]
(Recession)
The reverse shift speed is obtained by engaging the second clutch C2 and the first brake B1 as shown in FIG. At this reverse speed, 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, the third carrier PC3 is fixed to the case by the engagement of the first brake B1. Therefore, in the third planetary gear set G3, the forward reduction 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 the second connecting member. 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 (however, , Except for the fourth sun gear S4).
[0058]
As a result, at the reverse gear, thrust forces F1 and F3 are generated in the ring gears R1 and R3, and thrust forces FS1 and FS3 are generated in the sun gears S1 and S3, respectively. However, as shown, the thrust force F1 cancels with FS1. Further, although the thrust force F3 acts on the intermediate wall 8, since the thrust force of the output gear 2 cancels each other, the action of the thrust force is sufficiently small and has no influence.
[0059]
In the illustrated automatic transmission, each planetary gear is set such that the thrust force F3 generated in the ring gear R3 of the third planetary gear set G3 is larger than the thrust force F2 generated in the ring gear R2 of the second planetary gear set G2. It is good also as setting the gear specification of a group. 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, or the twist angle of the teeth of the sun gear S3 of the third planetary gear set G3 Is made larger than the torsion angle of the teeth of the sun gear S2 of the second planetary gear set G2. Thereby, at least at the first speed, the shifting planetary gear set, that is, the thrust force generated in each gear of 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 8 prevents thrust force from acting.
[0060]
Further, as described above, the thrust bearing 31 is interposed between the extension portion 29 of the sun gear S2 and the extension portion 30 of the ring gear R2 of the second planetary gear set G2, and this thrust bearing 31 is at least in the first speed. The thrust force generated by the planetary gear set for transmission is received. Thereby, the thrust force is prevented from acting on the intermediate wall 8 of the transmission case.
[0061]
As described above, since the automatic transmission according to the present invention is configured to effectively cancel the thrust force generated in each planetary gear set, an oil pump or the like can be used without increasing the axial dimension of the transmission. It is possible to effectively prevent the thrust force from being applied. In particular, it is possible to effectively prevent the generation of gear noise accompanying the deterioration of the tooth contact of the output gear due to the thrust force applied 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.
2 is an engagement logic explanatory diagram showing a relationship between engagement of an engagement element and a selected shift stage in the automatic transmission of FIG. 1. FIG.
3 is a developed cross-sectional view showing an example of the actual configuration of the automatic transmission of FIG. 1. FIG.
4 schematically shows the configuration of the automatic transmission shown in FIG. 3, and in particular, shows the helical twisting direction 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 direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the first speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
6 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the second speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
7 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the third speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
8 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the fourth speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
9 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the fifth speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
10 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in the sixth speed of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
11 is a diagram showing a direction of thrust force generated in a torque transmission path and a planetary gear set in a reverse shift stage of the automatic transmission of FIG. 3; FIG.
[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 linked members
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 cover
8 Middle 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 section arranged coaxially with the input section;
First, second and third planetary gear sets juxtaposed in order from the side close to the input section, which can provide a large number of conduction paths between the input and output sections;
The three planetary gear sets selectively select one of the conduction paths to shift the rotation from the input unit at a corresponding gear ratio, and to selectively output to the output unit. With accessible clutch and brake,
An automatic transmission that can select at least six forward speeds and one reverse speed by a combination of engagement and release of the clutch and brake,
The first planetary gear set is a decelerating planetary gear set that constantly decelerates and outputs the 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 reduced rotation output from the planetary gear set is input to two of the three gear elements,
The third planetary gear set includes a double sun gear, a common pinion that meshes with the two sun gears, a ring gear that meshes with the pinion, and a carrier that rotatably supports the pinion. Sun gear type planetary gear,
A member for inputting rotation with respect to the carrier of the third planetary gear set is a center member disposed between the two sun gears and coupled to the carrier.
The member for coupling between the carrier of the third planetary gear set and the brake for fixing the carrier is an outer member that extends radially outward from the carrier at a central position in the pinion axial direction. ,
Connecting a sun gear of the second planetary gear set and one sun gear of two sun gears of the third planetary gear set by a connecting member;
Of the three planetary gear sets, the first planetary gear set is separated from the second and third planetary gear sets by an intermediate wall provided in the transmission case;
In the automatic transmission in which the intermediate wall rotatably supports the output unit,
The torsion direction of the helical teeth 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 is different at least when driving at the first speed. And automatic transmission.

The automatic transmission according to claim 1, wherein
The twisting direction of the helical teeth 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 is opposed to each other when driving at least at the first speed. Automatic transmission featured.

The automatic transmission according to claim 2, wherein
The gear specifications of each planetary gear set are set so that the thrust force generated in the ring gear of the third planetary gear set is greater than the thrust force generated in the ring gear of the second planetary gear set during at least the first speed drive. An automatic transmission characterized by that.

The automatic transmission according to claim 3, wherein
An automatic transmission characterized in that, as the gear specifications, the diameter of the sun gear of the third planetary gear set is made smaller than the diameter of the sun gear of the second planetary gear set.

The automatic transmission according to claim 3, wherein
An automatic transmission characterized in that, as the gear specifications, the torsion angle of the sun gear teeth of the third planetary gear set is made larger than the torsion angle of the sun gear teeth of the second planetary gear set.

The automatic transmission according to claim 2, wherein
A ring gear of the third planetary gear set is coupled to a carrier of the second planetary gear set;
The reduction output from the first planetary gear set is sent to the ring gear of the second planetary gear set via a first clutch, or the reduction output from the first planetary gear set is sent to the second planetary gear set. An input from the first planetary gear set to the second planetary gear set via a second clutch to the sun gear of the gear set;
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 extending portion extending in a radial direction;
An automatic transmission characterized in that 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.