JP3906578B2

JP3906578B2 - Automatic transmission for vehicles

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Publication number: JP3906578B2
Application number: JP23034698A
Authority: JP
Inventors: 孝男谷口; 一雅塚本; 正宏早渕; 悟糟谷
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1998-07-31
Filing date: 1998-07-31
Publication date: 2007-04-18
Anticipated expiration: 2018-07-31
Also published as: JP2000055152A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両に搭載される自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインにおける変速機構成要素相互の配置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両用自動変速機の一形態として、フロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）車又はリヤエンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式の自動変速機がある。こうした形式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置となるため、自動変速機の軸長が著しく制限される。そこで、こうした自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセットや変速要素を操作するクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構成のものとしなければならない。
【０００３】
他方、ドライバビリティの確保のみならず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるには、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用い、それを操作する３つのクラッチと２つのブレーキとで、前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、それを減速した回転とを３つのクラッチを用いて適宜変速機の４つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ２つの速度の異なる入力として入力させ、２つのブレーキで２つの変速要素を係止制御することで多段の６速を達成するものである。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のように、この提案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけではない。一般に、歯の噛合によりトルクを伝達するギヤでは、トルク伝達時のギヤノイズの発生を避け難いため、カウンタドライブギヤのように常時トルクを伝達するギヤは、変速機の後端（本明細書を通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係を規定する）側への配置を避け、なるべく車両の幅方向の中心寄り、すなわち変速機の前端側に配置することで、エンジン等の遮蔽物によりノイズが車両の外側に漏れにくくする（本明細書を通じて、こうしたノイズの遮蔽をノイズの低減という）のが好ましい。また、特に、上記提案に係るギヤトレインでは、減速用プラネタリギヤが、第１速から第５速までの幅広い速度域においてトルク伝達状態となるため、このギヤノイズに対する格別の対策も必要となる。この点に関して、上記従来の技術では、プラネタリギヤセットの軸方向前端側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部にカウンタドライブギヤを配したレイアウトを採っている点で上記のノイズの低減上問題がある。
【０００５】
そこで、減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤを変速機構の前側に配置することが想起される。ところで、最小限の構成要素を用いているとはいえ、上記にようなギヤトレインでは、変速機構の６速化に伴い、部材数が増加し、変速機が大型化する。そこで、ギヤノイズの低減を行うに際して、その対策は、車両への搭載性を損なうような変速機の大型化、特に車両側メンバとの干渉が生じるような全長の増加を伴うものであってはならない。したがって、こうした観点から、上記ノイズ対策、すなわち減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤの変速機構前側への配置は、変速機の軸長の短縮のための変速機構成要素の径方向への重合配置と相容れないものであってはならない。
【０００６】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、ギヤノイズを低減させながら、多段化に伴う軸長の増大を防いで車両搭載性を向上させた車両用自動変速機を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、変速機構として、入力軸と、４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、２つのブレーキと、３つのクラッチと、カウンタドライブギヤとが配置された車両用自動変速機であって、プラネタリギヤセットの第１の変速要素が第１のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結され、第２の変速要素が第３のクラッチにより減速プラネタリギヤを介して入力軸に連結されるとともに第１のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第３の変速要素が第２のクラッチにより入力軸に連結されるとともに第２のブレーキにより変速機ケースに係止可能とされ、第４の変速要素がカウンタドライブギヤに連結されたものにおいて、減速プラネタリギヤは、ダブルピニオンプラネタリギヤ構成として、そのキャリアの後端側を入力軸に連結されるとともに、前端側を第２のクラッチに連結され、リングギヤを入力軸の後方に設けられた中間軸に連結され、サンギヤを変速機ケースの前端部に固定されて変速機構の前端側に配置され、第２のクラッチの摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側に配置され、カウンタドライブギヤは、減速プラネタリギヤの後方に配置され、第１のクラッチと第３のクラッチは、中間軸を介して減速プラネタリギヤのリングギヤに連結されたことを構成上の主たる特徴とする。
【０００８】
そして、更に軸長を短縮する意味で、前記第２のブレーキは、バンドブレーキ構成とされ、第２のクラッチの外周に配置された構成とするのが有効である。
【０００９】
また、特に変速機後端部をコンパクト化する意味で、前記プラネタリギヤセットは、カウンタドライブギヤの一方側に配置され、第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材は、プラネタリギヤセットの外周側に配置され、第１のクラッチと第３のクラッチの油圧サーボが、プラネタリギヤセットの一方側に並べて配置された構成を採るのが有効である。
【００１０】
更に、総合的なコンパクト化を図る意味で、前記第１のクラッチの摩擦部材と第３のクラッチの摩擦部材の外周側にバンドブレーキ構成の第１のブレーキが配置された構成とするのが有効である。
【００１１】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、減速プラネタリギヤとカウンタドライブギヤを変速機構の前端側、すなわち、車両の中央に近づけて配置したので、ギヤノイズの低減が可能となる。そして、減速プラネタリギヤをダブルピニオンギヤ構成とし、入力軸からの回転をキャリアを通して第２のクラッチに伝達するようにして、減速プラネタリギヤの外周に第２のクラッチの摩擦部材の配置を可能にしたので、部材の重合配置により、全長短縮が可能となる。この際に、第２のクラッチは、減速トルクが伝達されない比較的小容量のクラッチであるので、径方向寸法は比較的小さくて済み、前端部において、デフリングギヤなどとの干渉を防止することができる。また、第２のクラッチと減速プラネタリギヤの前端配置に伴い、入力回転を伝達する必要のある部材は、これらクラッチとギヤより後ろ側にはなくなるため、入力軸をこれらの配置位置で終端させ、別途中間軸を設けて減速プラネタリギヤからの減速回転を後方に伝達するようにして、不要な多重軸構造を避けているので、径方向寸法の増大を抑えながらの各部材の重合配置に有利な構成とすることができる。
【００１２】
そして、請求項２記載の構成では、第２のブレーキをバンドブレーキ構成とすることにより、径方向寸法の増大を最小限に抑えながら、更なる重合配置により全長の短縮を図ることができる。
【００１３】
更に、請求項３記載の構成では、後端部の径方向のコンパクト化を可能にしながら、全体として、コンパクトにレイアウトした構成を実現できる。
【００１４】
また、請求項４記載の構成では、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、スペースを無駄なく利用でき、径方向にコンパクトな構成にすることができ、軽量化することができる。更に、バルブボディを自動変速機前方に搭載した際には、ラジエターファンなどの補機との干渉が避けられるとともに、クラッシャブルゾーンを確保できる。また、下方に搭載した際には、最低地上高をより大きく確保できる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明を具体化した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平面内に展開してスケルトンで示す。また、図２は上記自動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この自動変速機は、互いに並行する主軸Ｘ、カウンタ軸Ｙ、デフ軸Ｚの各軸上に各要素が配設された３軸構成とされている。そして、変速機構として、入力軸１１と、４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットＧと、減速プラネタリギヤＧ１と、２つのブレーキＢ−１，Ｂ−２と、３つのクラッチＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３と、カウンタドライブギヤ１９とが主軸Ｘ上に配置されている。
【００１６】
この自動変速機では、プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素Ｓ３が第１のクラッチＣ−１により減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結され、第２の変速要素Ｓ２が第３のクラッチＣ−３により減速プラネタリギヤＧ１を介して入力軸１１に連結されるとともに第１のブレーキＢ−１により変速機ケースに１０係止可能とされ、第３の変速要素Ｃ２（Ｃ３）が第２のクラッチＣ−２により入力軸１１に連結されるとともに第２のブレーキＢ−２により変速機ケースに１０係止可能とされ、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）が主軸Ｘ上の出力要素としてのカウンタドライブギヤ１９に連結されている。なお、図に示すギヤトレインでは、ブレーキＢ−２に並列させてワンウェイクラッチＦ−１を配しているが、これは、後に詳記する１→２変速時のブレーキＢ−２とブレーキＢ−１の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、ブレーキＢ−２の解放制御を単純化すべく、ブレーキＢ−１の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイクラッチＦ−１を用いたものであり、ブレーキＢ−２と同等のものである。
【００１７】
以下、この実施形態のギヤトレインを更に詳細に説明する。主軸Ｘ上には、図示しないエンジンの回転を入力軸１１に伝達するロックアップクラッチ付のトルクコンバータ４が配置されている。カウンタ軸Ｙ上には、カンタギヤ２が配置されている。カンタギヤ２は、カウンタ軸２０に固定され、カウンタドライブギヤ１９に噛合する大径のカンタドリブンギヤ２１と、同じくカウンタ軸２０に固定され、デフリングギヤ３１に噛合する小径のデフドライブピニオンギヤ２２とが配設されており、これらにより主軸Ｘ側からの出力を減速するとともに、反転させてディファレンシャル装置３に伝達する機能を果たす。デフ軸Ｚ上には、ディファレンシャル装置３が配設されている。ディファレンシャル装置３は、デフリングギヤ３１に固定してデフケース３２が設けられ、その中に配置された差動歯車の差動回転が左右軸３０に出力され、最終的なホイール駆動力とされる構成が採られている。
【００１８】
プラネタリギヤセットＧは、大小径の異なる一対のサンギヤＳ２，Ｓ３と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合するとともにリングギヤＲ２（Ｒ３）に噛合し、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合する一対のピニオンギヤＰ２，Ｐ３を支持するキャリアＣ２，Ｃ３からなるラビニヨ式のギヤセットで構成されている。そして、この形態では、小径のサンギヤＳ３が第１の変速要素、大径のサンギヤＳ２が第２の変速要素、キャリアＣ２，Ｃ３が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ２（Ｒ３）が第４の変速要素とされている。
【００１９】
減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を反力要素として変速機ケース１０に固定され、キャリアＣ１を入力要素として入力軸１１に連結され、リングギヤＲ１を出力要素として第１のクラッチＣ−１及び第３のクラッチＣ−３を介してプラネタリギヤセットＧに連結されている。プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素すなわち小径のサンギヤＳ３は、第１のクラッチＣ−１に連結され、第２の変速要素すなわち大径のサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３に連結されるとともに、バンドブレーキで構成される第１のブレーキＢ−１により自動変速機ケース１０に係止可能とされている。また、第３の変速要素であるキャリアＣ２（Ｃ３）は、第２のクラッチＣ−２を介して入力軸１１に連結され、かつ、第２のブレーキＢ−２により変速機ケース１０に係止可能とされるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１により変速機ケース１０に一方向回転係止可能とされている。そして、第４の変速要素すなわちリングギヤＲ２（Ｒ３）がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００２０】
こうした構成からなる自動変速機は、図示しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車両負荷と車速に基づき、変速を行う。図３は各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、図４は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。
【００２１】
両図を併せ参照してわかるように、第１速（１ＳＴ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−２の係合（本形態において、作動表を参照してわかるように、このブレーキＢ−２の係合に代えてワンウェイクラッチＦ−１の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合がブレーキＢ−２の係合に相当する理由については後に詳述する。）により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ワンウェイクラッチＦ−１の係合により係止されたキャリアＣ３に反力を取って、リングギヤＲ３の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２２】
次に、第２速（２ＮＤ）は、クラッチＣ−1 とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由で小径サンギヤＳ３に入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大径サンギヤＳ２に反力を取って、リングギヤＲ２（Ｒ３）の減速回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。このときの減速比は、図４にみるように、第１速（１ＳＴ）より小さくなる。
【００２３】
また、第３速（３ＲＤ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１とクラッチＣ−３経由で同時に大径サンギヤＳ２と小径サンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセットＧが直結状態となるため、両サンギヤへの入力回転と同じリングギヤＲ２（Ｒ３）の回転が、入力軸１１の回転に対しては減速された回転として、カウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２４】
更に、第４速（４ＴＨ）は、クラッチＣ−１とクラッチＣ−２の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でサンギヤＳ３に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ３に入力され、２つの入力回転の中間の回転が、入力軸１１の回転に対しては僅かに減速されたリングギヤＲ３の回転としてカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２５】
次に、第５速（５ＴＨ）は、クラッチＣ−２とクラッチＣ−３の同時係合により達成される。この場合、一方で入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、他方で入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で入力された非減速回転がキャリアＣ２に入力され、リングギヤＲ２の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２６】
そして、第６速（６ＴＨ）は、クラッチＣ−２とブレーキＢ−１の係合により達成される。この場合、入力軸１１からクラッチクラッチＣ−２経由で非減速回転がキャリアＣ２にのみ入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止されたサンギヤＳ２に反力を取るリングギヤＲ２の更に増速された回転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２７】
なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチＣ−３とブレーキＢ−２の係合により達成される。この場合、入力軸１１から減速プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でサンギヤＳ２に入力され、ブレーキＢ−２の係合により係止されたキャリアＣ２に反力を取るリングギヤＲ２の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００２８】
ここで、先に触れたワンウェイクラッチＦ−１とブレーキＢ−２との関係について説明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，Ｂ−２の係合・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くこととなる。そこで、本形態では、第１速と第２速とで、キャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクが逆転するのを利用して、ワンウェイクラッチＦ−１の係合方向を第１速時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、ワンウェイクラッチＦ−１に実質上ブレーキＢ−２の係合と同等の機能を発揮させて、第１速時のブレーキＢ−２の係合に代えて（ただし、ホイール駆動の車両コースト状態ではキャリアＣ２（Ｃ３）にかかる反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図３に括弧付きの○印で示すようにブレーキＢ−２の係合を必要とする）、キャリアＣ２（Ｃ３）の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキＢ−２の係合により第１速を達成する構成を採ることもできる。
【００２９】
このようにして達成される各変速段は、図４の速度線図上で、リングギヤＲ２，Ｒ３の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的に表すと、図３に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１の歯数比λ１＝０．３３３、プラネタリギヤセットＧの大径サンギヤ側のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２（Ｒ３）の歯数比λ２＝０．４３６、小径サンギヤ側のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３の歯数比λ３＝０．３５９に設定すると、入出力ギヤ比とステップは、図３に示すようになり、ギヤ比幅は６．０００となる。
【００３０】
次に、図５は自動変速機の構成を更に具体化した模式的断面で示す。先にスケルトンを参照して説明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部について、ここで説明する。本発明の特徴に従い、減速プラネタリギヤＧ１は、互いに噛合して一方がサンギヤＳ１に噛合し、他方がリングギヤＲ１に噛合する一対のピニオンギヤＰ１，Ｐ１’を支持するキャリアＣ１からなるダブルピニオンプラネタリギヤ構成として、そのキャリアＣ１の後端側を入力軸１１に連結されるとともに、前端側を第２のクラッチＣ−２に連結され、リングギヤＲ１を入力軸１１の後方に設けられた中間軸１３に連結され、このようにして前側が開放されたサンギヤＳ１を変速機ケース１０の前端部から後方に延びるボス部１０ａに固定されて、変速機構の前端側に配置されている。そして、第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５５は、減速プラネタリギヤＧ１の外周側に配置されている。また、カウンタドライブギヤ１９は、減速プラネタリギヤＧ１の後方に配置されている。更に、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３は、中間軸１３を介して減速プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１に連結されている。
【００３１】
プラネタリギヤセットＧは、カウンタドライブギヤ１９の一方側に配置され、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ６，７が、プラネタリギヤセットＧの一方側に並べて配置され、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材６３，７３は、油圧サーボ６の外周側からプラネタリギヤセットＧの外周側にかけて配置されている。更に、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の摩擦部材６３，７３の外周側にバンドブレーキ構成の第１のブレーキＢ−１が配置されている。このように２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３を軸方向に並べて配置することにより、両クラッチをほぼ同じ容量としている。また、並んで配置され、同等の外径を有するこれらクラッチの外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキを配置することにより、自動変速機においてディファレンシャル装置３や車両側メンバーＢとの干渉がないため径方向寸法の制約が比較的ゆるやかな変速機中間部分のスペースを無駄なく利用した軸方向寸法の短縮が図られている。
【００３２】
この形態における第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７は、減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連なる中間軸１３に連結されたトルク伝達部材６０をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成されている。具体的には、トルク伝達部材６０は、その前端側を中間軸１３に連結され、変速機ケース１０の後端から前方に延びるボス部１０ｂに支持された第１の筒状部６０ａと、第１の筒状部６０ａの軸方向ほぼ中央部から外径方向に延び、所定の径のところで前後方への折り曲げにより筒状とされた第２の筒状部６０ｂと、そこから第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３に向けて延びるドラム部６２とからなり、両筒状部６０ａと外径方向に延びる部分により、それぞれ、第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボシリンダが背中合わせに構成されている。
【００３３】
これら両シリンダには、両油圧サーボ６，７のピストン６１，７１が嵌挿されている。したがって、油圧サーボ６は、トルク伝達部材６０と一体のドラム部６２側をシリンダとし、それにピストン６１が嵌挿された通常のサーボ形式を採るのに対して、油圧サーボ７は、トルク伝達部材６０と一体のドラム部６２側を軸方向に不動のピストンとし、ピストン７１から延びるドラム部７２を軸方向に可動のシリンダとする通常とは逆構成のサーボ形式とされている。このサーボ形式の関係から、クラッチＣ−１の摩擦部材（ディスクとセパレータプレートからなる。他のクラッチについて同じ）６３の外周を支持するドラム部６２の外側に被さるクラッチＣ−３のドラム部７２が、クラッチＣ−１のドラム部６２とのスプライン係合により共回りする構成とされ、このドラム部７２に摩擦部材７３の外周が支持されている。この配置により、トルク伝達部材６０に入る減速回転は、常時クラッチＣ−１のドラム部６２とクラッチＣ−３のドラム部７２に伝達される。したがって、油圧サーボ６の作動でピストン６１がシリンダから押し出されたときに、軸方向に不動のドラム部６２とピストン６１との間で摩擦部材６３が挟持されて、減速回転がハブ６４を経てサンギヤＳ３へ伝達される。一方、油圧サーボ７の作動でピストン７１がドラム部６２に対して押し戻されたときに、ドラム部７２と軸方向に不動のドラム部６２との間で摩擦部材７３が挟持されて、減速回転がハブ７４を経てサンギヤＳ２へ伝達される。なお、図５において、符号６５は油圧サーボ６の遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、同じく符号７５は油圧サーボ７の遠心油圧を相殺するキャンセルプレートを示す。
【００３４】
また、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ構造に関して、この形態では、クラッチＣ−２を操作する油圧サーボ５を、変速機ケース１０の前端部にシリンダとピストンとを内蔵させた静止シリンダ型の油圧サーボとされている。詳しくは、シリンダ５０は、変速機ケース１０に環状溝として形成されており、その内部に、同じく環板状のピストン５１が軸方向摺動自在に嵌合された構成とされている。そして、このピストン５１は、スラストベアリング５２を介してプレッシャプレート５３を押圧する構成とされ、プラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２，Ｃ３に連結したドラム５６との間でクラッチ摩擦部材５５を挟持して、キャリアＣ１に連結されたハブからの入力回転をドラム５６を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することになる。
【００３５】
そして、カウンタドライブギヤ１９の支持に関しては、この形態では、カウンタドライブギヤ１９のハブの軸方向延長部外周が、ベアリング１２を介して第２のブレーキＢ−２の油圧サーボシリンダを兼ねるケース１０のサポート１０ｃの内周に支持されている。
【００３６】
なお、この形態では、ブレーキＢ−２は多板構成の摩擦部材８４を、サポート１０ｃに内蔵された油圧サーボ８で係合させる構成とされ、摩擦部材８４に隣接させて配置されたワンウェイクラッチＦ−１のインナレース９を介してキャリヤＣ２に連結されている。これらブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は、プラネタリギヤセットＧの外周側に配置されている。
【００３７】
かくして、この実施形態では、減速プラネタリギヤＧ１とカウンタドライブギヤ１９を変速機構の前端側、すなわち、車両の中央に近づけて配置したので、ギヤノイズの低減が可能となる。そして、減速プラネタリギヤＧ１をダブルピニオンギヤ構成とし、入力軸１１からの回転をキャリアＣ１を通して第２のクラッチＣ−２に伝達するようにして、減速プラネタリギヤＧ１の外周に第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５５を配置したことで、部材の重合配置により、全長が短縮されている。この場合の第２のクラッチＣ−２は、減速トルクが伝達されない比較的小容量のクラッチであるため、径方向寸法は比較的小さくて済み、前端部において、デフリングギヤ３１などとの干渉が防止されている。また、第２のクラッチＣ−２と減速プラネタリギヤＧ１の前端配置に伴い、入力回転を伝達する必要のある部材は、これらクラッチとギヤより後ろ側にはなくなるため、入力軸１１をこれらの配置位置で終端させ、別途中間軸１３を設けて減速プラネタリギヤＧ１からの減速回転を後方に伝達するようにして、不要な多重軸構造を避けているので、プラネタリギヤセットＧ外周側への第３のクラッチの摩擦部材７３、第１のブレーキの摩擦部材８４、ワンウェイクラッチＦ−１及び第２のブレーキの重合配置にも拘わらず径方向寸法の増大が抑えられているのである。
【００３８】
更に、後端部に油圧サーボ６，７を配置することで、後端部の径方向のコンパクト化を可能にしながら、全体として、コンパクトにレイアウトした構成を実現している。また、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３の外周に、軸方向に長く、径方向にコンパクトなバンドブレーキＢ−１を配置することにより、スペースを無駄なく利用でき、径方向にコンパクトな構成としている。
【００３９】
ところで、前記第１実施形態では、プラネタリギヤセットＧをラビニヨ式としたが、比較的良好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットＧは、これに限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットＧを他の形式のものに変更した実施形態について、次に説明する。
【００４０】
図６は第１実施形態に対してプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第２実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧは、シンプルプラネタリギヤＧ２と、互いに噛合する一対のピニオンギヤＰ３，Ｐ３’の一方がサンギヤＳ３に噛合し、他方がリングギヤＲ３に噛合するダブルピニオン式のプラネタリギヤＧ３とを組み合わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットＧの場合、第１のクラッチＣ−１が２つのサンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ２とキャリアＣ３に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はシンプルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は双方のキャリアＣ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。したがってこの形態では、両サンギヤＳ２，Ｓ３が第１の変速要素、リングギヤＲ２が第２の変速要素、キャリアＣ２，Ｃ３が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ３が第４の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表１に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表１】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．３３３、大径リングギヤ側の歯数比λ２＝０．６３６、小径リングギヤ側の歯数比λ３＝０．３３３であり、ギヤ比幅は６．８５７となる。
【００４１】
次に、図７は第２実施形態に対してプラネタリギヤセットＧのシンプルプラネタリギヤとダブルプラネタリギヤの位置関係を逆転させた第３実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がダブルプラネタリギヤＧ２側の小径のサンギヤＳ２に連結され、第３のクラッチＣ−３がダブルプラネタリギヤＧ２のキャリアＣ２とシンプルプラネタリギヤＧ３の大径のサンギヤＳ３に連結され、第２のクラッチＣ−２がシンプルプラネタリギヤＧ３のキャリアＣ３とダブルプラネタリギヤＧ２のリングギヤＲ２に連結され、シンプルプラネタリギヤＧ３のリングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はキャリアＣ２と大径のサンギヤＳ３を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。したがってこの形態では、小径のサンギヤＳ２が第１の変速要素、キャリアＣ２と大径のサンギヤＳ３が第２の変速要素、リングギヤＲ２とキャリアＣ３が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ３が第４の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表２に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表２】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．３３３、ダブルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４４７、シンプルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．４４４であり、ギヤ比幅は６．０２２となる。
【００４２】
次に、図８はプラネタリギヤセットＧを２つのダブルプラネタリギヤＧ２，Ｇ３で構成した第４実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１がサンギヤＳ３とキャリアＣ２に連結され、第３のクラッチＣ−３がサンギヤＳ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はサンギヤＳ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。したがってこの形態では、小径のサンギヤＳ３とキャリアＣ２が第１の変速要素、大径のサンギヤＳ２が第２の変速要素、リングギヤＲ２とキャリアＣ３が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ３が第４の変速要素とされている。こうした場合、例えば下記の表３に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表３】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．３３３、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．５５６、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３３３であり、ギヤ比幅は６．３７５となる。
【００４３】
次に、図９は第４実施形態に対して連結関係のみを変更した第５実施形態を示す。この形態では、第１のクラッチＣ−１が両サンギヤＳ２，Ｓ３に連結され、第３のクラッチＣ−３がキャリアＣ２に連結され、第２のクラッチＣ−２がキャリアＣ３とリングギヤＲ２に連結され、リングギヤＲ３がカウンタドライブギヤ１９に連結されている。そして、ブレーキＢ−１はキャリアＣ２を係止するものとされ、ブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１はリングギヤＲ２とキャリアＣ３を係止するものとされる。この形態では、大径及び小径の両サンギヤＳ２，Ｓ３が第１の変速要素、キャリアＣ２が第２の変速要素、リングギヤＲ２とキャリアＣ３が第３の変速要素とされ、リングギヤＲ３が第４の変速要素とされている。こうした場合は、例えば下記の表４に示すようなギヤ比とステップが得られる。
【表４】

ちなみに、この場合の減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．３３３、プラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．４４４、プラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．０２９となる。
【００４４】
以上の各実施形態（以下の説明において、これらを総称して第１群の実施形態という）は、第１実施形態を基本として、プラネタリギヤセットＧを変更したものであるが、次に、第２のブレーキＢ−２の配置を変更した実施形態を挙げて説明する。
【００４５】
図１０及び図１１にスケルトンと模式化した断面で示す第６実施形態では、第２のブレーキＢ−２は、バンドブレーキ構成とされ、第２のクラッチＣ−２のの外周に配置されている。この形態では、第２のブレーキのバンドブレーキ化に伴い、第１群の実施形態に対して、カンタドライブギヤ１９の支持構造と、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３並びにワンウェイクラッチＦ−１の配設位置が変更されているので、この関連の部分のみ説明する。
【００４６】
先ず、第２のブレーキＢ−２は、デフリングギヤ３１と同様の軸方向位置にある第２のクラッチＣ−２の外周にバンドブレーキとして配置されている。こうした第２のクラッチＣ−２とバンドブレーキＢ−２の径方向への重合配置は、デフリングギヤ３１との干渉を生じる径方向寸法の増大を避けながらクラッチとブレーキを同じ軸方向位置に配置するのに有効な方法である。
【００４７】
そして、第１群の実施形態において多板構成の摩擦部材が占めていた空きスペースを利用して、第１及び第２のクラッチＣ−１，Ｃ−３並びにワンウェイクラッチＦ−１を全体に前方に寄せて、実質上プラネタリギヤセットＧの外周側に配置している。こうした配置は、油圧サーボ配設部の外周部を小径化することに役立つため、車両側メンバーとの干渉を避ける点では、第１群の実施形態より有利な配置となる。
【００４８】
この形態における第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ６と第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ７についても、減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連なる中間軸１３に連結されたトルク伝達部材６０をそれぞれの油圧サーボシリンダとして構成されているが、トルク伝達部材６０とピストン７１との関係が第１群の実施形態とは若干相違している。具体的には、トルク伝達部材６０の前後方への折り曲げによる第２の筒状部は形成されておらず、トルク伝達部材６０は所定の径のところから第１のクラッチＣ−１と第３のクラッチＣ−３に向けて延びるドラム部６２に連なるものとされ、ピストン７１がドラム部６２に被さる構成とされている。
【００４９】
また、この実施形態では、カンタドライブギヤ１９の支持構造に関して、ケース１０のサポート１０ｃの内周側を軸方向後方に延長したボス部を形成し、その外周にベアリング１２を介してカウンタドライブギヤ１９の内周を支持する構成が採られている。この構成の利点は、カウンタドライブギヤ１９の同ドリブンギヤ２１との噛合部の内周側を軸方向のオフセットなく支持することで、ベアリング１２にかかるモーメント力による負荷を軽減することができるため、負荷容量の小さなベアリングとすることができる点にある。
【００５０】
この配置を採る自動変速機では、第２のブレーキＢ−２をバンドブレーキ構成とすることにより、径方向寸法の増大を最小限に抑えながら、第２のクラッチＣ−２との重合配置により全長の短縮が図られている。
【００５１】
このギヤトレイン構成のものについても、第１群の実施形態で挙げたような、プラネタリギヤの構成の変更と、その変速要素とクラッチ及びブレーキとの連結関係の変更は可能である。
【００５２】
図１２は第６実施形態に対してプラネタリギヤセットＧの部分だけを一部変更した第７実施形態を示す。この形態では、プラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係は、前記第２実施形態と同様であり、それにより得られるギヤ比とステップについても、同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第２実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５３】
次に、図１３は前記第３実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第８実施形態を示す。したがって、この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第３実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第３実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５４】
更に、図１４は前記第４実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第９実施形態を示す。この場合についても、得られるギヤ比とステップは、第４実施形態の場合と同様の歯数比の設定により同様となるので、これらの点については、第４実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５５】
また、図１５は前記第５実施形態と同様のプラネタリギヤセットＧの構成と、その各変速要素と各クラッチ及びブレーキとの連結関係を用いた第１０実施形態を示す。この場合についても、上記と同様となるので、第５実施形態の説明の参照を以て説明に代える。
【００５６】
以上、本発明を構成要素の形式及び配置並びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるものに絞って例示したものであって、本発明は、これら実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２】上記ギヤトレインの実際の３軸位置関係を示す軸方向端面図である。
【図３】上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比並びにギヤ比ステップを示す図表である。
【図４】上記ギヤトレインの速度線図である。
【図５】上記ギヤトレインの主軸部分のみを模式化した断面図である。
【図６】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図７】同様にプラネタリギヤセットを他の形態に変更した第３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図８】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第４実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図９】同様にプラネタリギヤセットを更に他の形態に変更した第５実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１０】上記ギヤトレインの第２のブレーキの形式と配置を変更した第６実施形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図１１】上記第６実施形態のギヤトレインの主軸部分の模式化断面図である。
【図１２】上記ギヤトレインのプラネタリギヤセットを変更した第７実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１３】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第８実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１４】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第９実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１５】同様にプラネタリギヤセットを更に変更した第１０実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【符号の説明】
Ｇプラネタリギヤセット
Ｇ１ダブルピニオンプラネタリギヤ（減速プラネタリギヤ）
Ｓ２，Ｓ３サンギヤ（変速要素）
Ｃ２，Ｃ３キャリア（変速要素）
Ｒ２，Ｒ３リングギヤ（変速要素）
Ｓ１サンギヤ
Ｃ１キャリア
Ｒ１リングギヤ
Ｂ−１第１のブレーキ
Ｂ−２第２のブレーキ
Ｃ−１第１のクラッチ
Ｃ−２第２のクラッチ
Ｃ−３第３のクラッチ
６，７油圧サーボ
１０変速機ケース
１１入力軸
１３中間軸
１９カウンタドライブギヤ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to an arrangement of transmission components in a gear train thereof.
[0002]
[Prior art]
One type of vehicle automatic transmission is a horizontal automatic transmission for a front engine / front drive (FF) vehicle or a rear engine / rear drive (RR) vehicle. In this type of automatic transmission, since the engine and the automatic transmission are mounted in series between the left and right wheels of the vehicle, the axial length of the automatic transmission is significantly limited. Therefore, the gear train of such an automatic transmission must be constructed so that the number of clutches and brakes for operating planetary gear sets having a large number of speed change elements, which act as elements for extending the shaft length, and operating the speed change elements is as small as possible. Don't be.
[0003]
On the other hand, in order to meet the demand not only to ensure drivability but also to improve fuel efficiency, which is indispensable for energy saving, there is a demand for multi-stage automatic transmissions. To meet these demands, the number of gear shifting elements per gear train speed And the number of clutches and brakes needs to be further reduced. Therefore, Japanese Patent Laid-Open No. 4-219553 proposes a gear train that uses a planetary gear set composed of a minimum of speed change elements and achieves six forward speeds and one reverse speed with three clutches and two brakes for operating the gear sets. Has been. In the gear train according to this proposal, the engine output rotation and the rotation obtained by decelerating the engine output are input to a planetary gear set composed of four transmission elements of a transmission as appropriate using two clutches as inputs having two different speeds. Multi-speed 6-speed is achieved by locking and controlling two speed change elements with one brake.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, the gear train configuration according to this proposal is very reasonable in terms of the number of shift elements per shift stage and the number of required clutches and brakes, but it is not without practical problems. Absent. Generally, in a gear that transmits torque by meshing teeth, it is difficult to avoid generation of gear noise during torque transmission. Therefore, a gear that constantly transmits torque, such as a counter drive gear, has a rear end of the transmission (through this specification, Avoid positioning on the side that defines the positional relationship on the shaft with the power input side in front, and shielding the engine etc. by placing it as close to the center in the width direction of the vehicle as possible, that is, on the front end side of the transmission. It is preferable to prevent noise from leaking to the outside of the vehicle by an object (through the present specification, such noise shielding is referred to as noise reduction). In particular, in the gear train according to the above proposal, since the planetary gear for reduction is in a torque transmission state in a wide speed range from the first speed to the fifth speed, special measures against this gear noise are required. With respect to this point, the above-described conventional technology has a layout in which a clutch and a brake are arranged together on the front end side in the axial direction of the planetary gear set, and a counter drive gear is arranged at the rear end portion. There's a problem.
[0005]
Thus, it is recalled that the reduction planetary gear and the counter drive gear are arranged on the front side of the speed change mechanism. By the way, although the minimum components are used, in the gear train as described above, the number of members is increased and the transmission is increased in size with the 6th speed of the speed change mechanism. Therefore, when reducing gear noise, the countermeasure should not be accompanied by an increase in the size of the transmission that impairs the mounting property on the vehicle, particularly an increase in the total length that causes interference with the vehicle side member. . Therefore, from this point of view, the above noise countermeasures, that is, the arrangement of the speed reduction planetary gear and the counter drive gear on the front side of the speed change mechanism is incompatible with the radial arrangement of transmission components for shortening the transmission shaft length. Should not be.
[0006]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide an automatic transmission for a vehicle that improves the mountability of the vehicle by preventing an increase in the shaft length due to the multi-stage while reducing gear noise. To do.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the present invention, an input shaft, a planetary gear set having four transmission elements, a reduction planetary gear, two brakes, three clutches, and a counter drive gear are arranged as a transmission mechanism. The first transmission element of the planetary gear set is connected to the input shaft via the reduction planetary gear by the first clutch, and the second transmission element is connected to the reduction planetary gear by the third clutch. To the input shaft via the first brake, and can be locked to the transmission case by the first brake, and the third speed change element is connected to the input shaft by the second clutch and the transmission case by the second brake. The fourth speed change element is connected to the counter drive gear, and the speed reduction planetary gear is As the pinion planetary gear configuration, the rear end side of the carrier is connected to the input shaft, the front end side is connected to the second clutch, the ring gear is connected to the intermediate shaft provided behind the input shaft, and the sun gear is changed. Fixed to the front end of the machine case and disposed on the front end side of the speed change mechanism, the friction member of the second clutch is disposed on the outer peripheral side of the speed reduction planetary gear, the counter drive gear is disposed on the rear side of the speed reduction planetary gear, The main feature of the construction is that the first clutch and the third clutch are connected to the ring gear of the speed reduction planetary gear through an intermediate shaft.
[0008]
In order to further shorten the shaft length, it is effective that the second brake has a band brake configuration and is arranged on the outer periphery of the second clutch.
[0009]
In particular, the planetary gear set is disposed on one side of the counter drive gear in order to make the rear end of the transmission more compact, and the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are the same as those of the planetary gear set. It is effective to adopt a configuration in which the hydraulic servos of the first clutch and the third clutch are arranged side by side on one side of the planetary gear set.
[0010]
Furthermore, in order to reduce the overall size, it is effective to have a configuration in which the first brake of the band brake configuration is arranged on the outer peripheral side of the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch. It is.
[0011]
[Action and effect of the invention]
In the first aspect of the present invention, the reduction planetary gear and the counter drive gear are arranged close to the front end side of the speed change mechanism, that is, the center of the vehicle, so that gear noise can be reduced. Since the speed reduction planetary gear has a double pinion gear configuration and the rotation from the input shaft is transmitted to the second clutch through the carrier, the friction member of the second clutch can be disposed on the outer periphery of the speed reduction planetary gear. The total length can be shortened by this polymerization arrangement. At this time, since the second clutch is a relatively small-capacity clutch that does not transmit the deceleration torque, the radial dimension may be relatively small, and interference with the diff ring gear or the like can be prevented at the front end. it can. Also, with the arrangement of the front end of the second clutch and the speed reduction planetary gear, the members that need to transmit the input rotation are not located behind these clutches and the gear, so the input shaft is terminated at these arrangement positions, and separately An intermediate shaft is provided to transmit the reduced speed rotation from the speed reduction planetary gear to the rear, avoiding an unnecessary multi-axis structure, so that it is advantageous for overlapping arrangement of each member while suppressing an increase in radial dimension can do.
[0012]
In the configuration described in claim 2, the second brake is configured as a band brake configuration, so that the overall length can be shortened by further overlapping arrangement while minimizing an increase in the radial dimension.
[0013]
Furthermore, in the configuration of the third aspect, it is possible to realize a configuration that is laid out in a compact manner as a whole while enabling the rear end portion to be compact in the radial direction.
[0014]
Further, in the configuration according to claim 4, by arranging a band brake that is long in the axial direction and compact in the radial direction on the outer periphery of the friction member of the first and third clutches, the space can be used without waste, and the diameter can be reduced. The structure can be made compact in the direction, and the weight can be reduced. Furthermore, when the valve body is mounted in front of the automatic transmission, interference with auxiliary equipment such as a radiator fan can be avoided and a crushable zone can be secured. Moreover, when mounted below, the minimum ground clearance can be secured.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 shows a gear train of a first embodiment of an automatic transmission for a vehicle embodying the present invention as a skeleton with shafts developed in a common plane. FIG. 2 shows an actual shaft positional relationship when the automatic transmission is viewed from the end face. This automatic transmission has a three-shaft configuration in which elements are arranged on each of a main shaft X, a counter shaft Y, and a differential shaft Z that are parallel to each other. As a speed change mechanism, the input shaft 11, a planetary gear set G having four speed change elements, a speed reduction planetary gear G1, two brakes B-1, B-2, and three clutches C-1, C-2, C-3 and the counter drive gear 19 are disposed on the main shaft X.
[0016]
In this automatic transmission, the first transmission element S3 of the planetary gear set G is connected to the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 by the first clutch C-1, and the second transmission element S2 is connected to the third clutch C. 3 is connected to the input shaft 11 via the speed reduction planetary gear G1 and 10 can be locked to the transmission case by the first brake B-1, and the third transmission element C2 (C3) is connected to the second clutch. It is connected to the input shaft 11 by C-2 and can be locked to the transmission case by the second brake B-2, and the fourth transmission element R2 (R3) is a counter as an output element on the main shaft X. It is connected to the drive gear 19. In the gear train shown in the figure, a one-way clutch F-1 is arranged in parallel with the brake B-2. This is described in detail later in the brake B-2 and the brake B- The one-way clutch F-1 that automatically releases the engagement force with the engagement of the brake B-1 was used in order to avoid the complicated hydraulic control for changing the grip of 1 and simplify the release control of the brake B-2. It is equivalent to the brake B-2.
[0017]
Hereinafter, the gear train of this embodiment will be described in more detail. On the main shaft X, a torque converter 4 with a lock-up clutch that transmits engine rotation (not shown) to the input shaft 11 is arranged. A counter gear 2 is arranged on the counter shaft Y. The canter gear 2 is fixed to the counter shaft 20 and has a large diameter canter driven gear 21 that meshes with the counter drive gear 19, and a small diameter differential drive pinion gear 22 that is also fixed to the counter shaft 20 and meshes with the diff ring gear 31. Thus, the function of decelerating the output from the main shaft X side and transmitting it to the differential device 3 while being reversed is achieved. A differential device 3 is disposed on the differential shaft Z. The differential device 3 is provided with a differential case 32 that is fixed to the differential ring gear 31, and the differential rotation of the differential gear disposed therein is output to the left and right shafts 30 so that the final wheel driving force is obtained. It is taken.
[0018]
The planetary gear set G meshes with a pair of sun gears S2 and S3 having different large and small diameters, one meshes with the large diameter sun gear S2, and meshes with the ring gear R2 (R3), and the other meshes with the small diameter sun gear S3. It is composed of a Ravigneaux type gear set comprising carriers C2 and C3 supporting a pair of pinion gears P2 and P3. In this embodiment, the small-diameter sun gear S3 is the first transmission element, the large-diameter sun gear S2 is the second transmission element, the carriers C2 and C3 are the third transmission element, and the ring gear R2 (R3) is the fourth transmission element. It is considered as a gearshift element.
[0019]
The reduction planetary gear G1 is fixed to the transmission case 10 using the sun gear S1 as a reaction force element, connected to the input shaft 11 using the carrier C1 as an input element, and the first clutch C-1 and the third clutch using the ring gear R1 as an output element. Is connected to the planetary gear set G through the clutch C-3. The first speed change element of the planetary gear set G, that is, the small-diameter sun gear S3 is connected to the first clutch C-1, and the second speed change element, that is, the large-diameter sun gear S2 is connected to the third clutch C-3. In addition, the automatic brake case 10 can be locked by the first brake B-1 including a band brake. Further, the carrier C2 (C3) as the third speed change element is connected to the input shaft 11 via the second clutch C-2 and is locked to the transmission case 10 by the second brake B-2. The one-way clutch F-1 enables one-way rotation locking to the transmission case 10. A fourth speed change element, that is, a ring gear R 2 (R 3) is connected to the counter drive gear 19.
[0020]
The automatic transmission having such a configuration shifts based on the vehicle load and the vehicle speed within a shift range corresponding to the range selected by the driver under the control of an electronic control device and a hydraulic control device (not shown). FIG. 3 graphically illustrates the shift speeds achieved by engaging and releasing the clutches and brakes (circle mark indicates engagement, no mark indicates release). FIG. 4 is a velocity diagram showing the relationship between the shift speed achieved by engagement of each clutch and brake (represented by the mark ●) and the rotation speed ratio of each shift element at that time. .
[0021]
As can be seen with reference to both the drawings, the first speed (1ST) is the engagement of the clutch C-1 and the brake B-2 (in this embodiment, the brake B- The automatic engagement of the one-way clutch F-1 is used in place of the engagement of 2. The reason why this engagement is used and the reason why this engagement corresponds to the engagement of the brake B-2 will be described later. Will be described in detail). In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and a reaction force is applied to the carrier C3 locked by the engagement of the one-way clutch F-1. Thus, the reduced rotation of the ring gear R3 with the maximum reduction ratio is output to the counter drive gear 19.
[0022]
Next, the second speed (2ND) is achieved by engagement of the clutch C-1 and the brake B-1. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 through the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and a reaction force is applied to the large-diameter sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1. Then, the reduced rotation of the ring gear R2 (R3) is output to the counter drive gear 19. The reduction ratio at this time is smaller than the first speed (1ST) as shown in FIG.
[0023]
The third speed (3RD) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-3. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is simultaneously input to the large-diameter sun gear S2 and the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1 and the clutch C-3, and the planetary gear set G is in a directly connected state. The rotation of the ring gear R2 (R3), which is the same as the input rotation to both sun gears, is output to the counter drive gear 19 as a reduced rotation with respect to the rotation of the input shaft 11.
[0024]
Further, the fourth speed (4TH) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-2. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S3 via the clutch C-1, and the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 on the other hand. Is input to the carrier C3, and an intermediate rotation between the two input rotations is output to the counter drive gear 19 as a rotation of the ring gear R3 slightly decelerated with respect to the rotation of the input shaft 11.
[0025]
Next, the fifth speed (5TH) is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-2 and the clutch C-3. In this case, the rotation decelerated from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the clutch C-3, and the non-decelerated rotation input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 on the other hand. Is input to the carrier C2, and the rotation slightly increased from the rotation of the input shaft 11 of the ring gear R2 is output to the counter drive gear 19.
[0026]
The sixth speed (6TH) is achieved by engagement of the clutch C-2 and the brake B-1. In this case, the non-decelerated rotation is input from the input shaft 11 via the clutch clutch C-2 only to the carrier C2, and the ring gear R2 is further accelerated by taking the reaction force on the sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1. The rotated rotation is output to the counter drive gear 19.
[0027]
Note that reverse (REV) is achieved by engagement of the clutch C-3 and the brake B-2. In this case, the rotation reduced from the input shaft 11 via the reduction planetary gear G1 is input to the sun gear S2 via the clutch C-3, and the ring gear R2 takes a reaction force on the carrier C2 locked by the engagement of the brake B-2. Is output to the counter drive gear 19.
[0028]
Here, the relationship between the one-way clutch F-1 and the brake B-2 mentioned above will be described. As can be seen from the engagement / release relationship of the brakes B-1 and B-2 at the first speed and the second speed, the brakes release one of them at the time of up / down shift between the two gears. At the same time, the other engagement is performed, which is a so-called gripping friction element. Such gripping of friction elements requires precise simultaneous control of the engagement pressure and release pressure of the hydraulic servo that operates them. To perform such control, the addition of a control valve and complicating the hydraulic circuit, etc. Will be invited. Therefore, in the present embodiment, the direction of engagement of the one-way clutch F-1 at the first speed is changed using the reverse reaction torque applied to the carrier C2 (C3) between the first speed and the second speed. By setting it to match the reaction torque support direction, the one-way clutch F-1 has substantially the same function as the engagement of the brake B-2, and the brake B-2 is engaged at the first speed. (However, in the wheel-driven vehicle coast state, the direction of the reaction torque applied to the carrier C2 (C3) is reversed with respect to the engine-driven state. That is, the engagement of the brake B-2 is required as indicated by the circles with a mark), and the carrier C2 (C3) is locked. Therefore, in order to achieve the shift speed, it is possible to adopt a configuration in which the first speed is achieved by engaging the brake B-2 without providing a one-way clutch.
[0029]
The shift speeds achieved in this way are shown in the speed diagram of FIG. 4 as qualitatively understood with reference to the vertical intervals indicated by the circles O indicating the speed ratio of the ring gears R2 and R3. Good speed steps are relatively equidistant from the stage. When this relationship is specifically expressed numerically and expressed quantitatively, the gear ratio shown in FIG. 3 is obtained. In this case, the gear ratio of the sun gear S1 and the ring gear R1 of the reduction planetary gear G1 is λ1 = 0.333, and the gear ratio of the sun gear S2 on the large-diameter sun gear of the planetary gear set G is λ2 = 0. .436, when the gear ratio λ3 = 0.359 of the sun gear S3 and the ring gear R3 on the small-diameter sun gear side is set, the input / output gear ratio and step are as shown in FIG. 3, and the gear ratio width is 6.000. .
[0030]
Next, FIG. 5 is a schematic cross-section showing a further specific configuration of the automatic transmission. The constituent elements described above with reference to the skeleton are given the same reference numerals instead of the description, but details that cannot be referred to from the skeleton will be described here. In accordance with the features of the present invention, the speed reduction planetary gear G1 has a double pinion planetary gear configuration comprising a carrier C1 that supports a pair of pinion gears P1 and P1 ′ that mesh with each other, one meshing with the sun gear S1, and the other meshing with the ring gear R1. The rear end side of the carrier C1 is connected to the input shaft 11, the front end side is connected to the second clutch C-2, and the ring gear R1 is connected to an intermediate shaft 13 provided behind the input shaft 11, The sun gear S1 whose front side is thus opened is fixed to the boss portion 10a extending rearward from the front end portion of the transmission case 10, and is disposed on the front end side of the transmission mechanism. The friction member 55 of the second clutch C-2 is disposed on the outer peripheral side of the speed reduction planetary gear G1. Further, the counter drive gear 19 is disposed behind the reduction planetary gear G1. Further, the first clutch C-1 and the third clutch C-3 are connected to the ring gear R1 of the reduction planetary gear G1 via the intermediate shaft 13.
[0031]
The planetary gear set G is disposed on one side of the counter drive gear 19, and the hydraulic servos 6 and 7 of the first clutch C-1 and the third clutch C-3 are disposed side by side on the one side of the planetary gear set G. The

friction members

63 and 73 of the first clutch C-1 and the third clutch C-3 are arranged from the outer peripheral side of the hydraulic servo 6 to the outer peripheral side of the planetary gear set G. Further, a first brake B-1 having a band brake configuration is disposed on the outer peripheral side of the

friction members

63 and 73 of the first clutch C-1 and the third clutch C-3. Thus, by arranging the two clutches C-1 and C-3 side by side in the axial direction, both clutches have almost the same capacity. Further, by disposing a band brake that is long in the axial direction and compact in the radial direction on the outer periphery of these clutches that are arranged side by side and have the same outer diameter, in the automatic transmission, Therefore, the axial dimension can be shortened without wasteful use of the space in the middle part of the transmission where the radial dimension constraint is relatively loose.
[0032]
In this embodiment, the hydraulic servo 6 of the first clutch C-1 and the hydraulic servo 7 of the third clutch C-3 have torque transmission members 60 connected to the intermediate shaft 13 connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1 respectively. It is configured as a hydraulic servo cylinder. Specifically, the torque transmission member 60 is connected to the intermediate shaft 13 at the front end side thereof, and has a first cylindrical portion 60a supported by a boss portion 10b extending forward from the rear end of the transmission case 10, and a first cylindrical portion 60a. A second cylindrical portion 60b that extends in the outer radial direction from the substantially central portion in the axial direction of one cylindrical portion 60a and is formed into a cylindrical shape by bending forward and rearward at a predetermined diameter, and the first clutch from there C-1 and a drum portion 62 extending toward the third clutch C-3, and the first clutch C-1 and the third clutch are respectively formed by both cylindrical portions 60a and a portion extending in the outer diameter direction. C-3 hydraulic servo cylinders are configured back to back.
[0033]
Pistons 61 and 71 of both hydraulic servos 6 and 7 are fitted into these cylinders. Therefore, the hydraulic servo 6 adopts a normal servo form in which the drum portion 62 side integrated with the torque transmission member 60 is a cylinder and the piston 61 is fitted therein, whereas the hydraulic servo 7 is the torque transmission member 60. And the drum portion 62 that is integral with the piston portion fixed in the axial direction, and the drum portion 72 that extends from the piston 71 is a cylinder that is movable in the axial direction. Because of this servo type relationship, the drum part 72 of the clutch C-3 covering the outside of the drum part 62 that supports the outer periphery of the friction member 63 (consisting of a disk and a separator plate; the same applies to other clutches) 63 of the clutch C-1 The drum C is configured to rotate together by spline engagement with the drum portion 62 of the clutch C- 1, and the outer periphery of the friction member 73 is supported by the drum portion 72. With this arrangement, the decelerated rotation entering the torque transmission member 60 is always transmitted to the drum portion 62 of the clutch C-1 and the drum portion 72 of the clutch C-3. Therefore, when the piston 61 is pushed out of the cylinder by the operation of the hydraulic servo 6, the friction member 63 is sandwiched between the drum portion 62 and the piston 61 that do not move in the axial direction, and the reduced speed rotation passes through the hub 64 and the sun gear. Is transmitted to S3. On the other hand, when the piston 71 is pushed back with respect to the drum part 62 by the operation of the hydraulic servo 7, the friction member 73 is sandwiched between the drum part 72 and the axially stationary drum part 62, and the reduced speed rotation is performed. It is transmitted to the sun gear S2 via the hub 74. In FIG. 5, reference numeral 65 denotes a cancel plate that cancels the centrifugal hydraulic pressure of the hydraulic servo 6, and reference numeral 75 denotes a cancel plate that cancels the centrifugal hydraulic pressure of the hydraulic servo 7.
[0034]
Further, regarding the hydraulic servo structure of the second clutch C-2, in this embodiment, the hydraulic servo 5 for operating the clutch C-2 is a stationary cylinder type in which a cylinder and a piston are built in the front end portion of the transmission case 10. It is considered as a hydraulic servo. Specifically, the cylinder 50 is formed as an annular groove in the transmission case 10 and has a configuration in which an annular plate-like piston 51 is slidably fitted in the axial direction. The piston 51 is configured to press the pressure plate 53 via a thrust bearing 52. The piston 51 holds a clutch friction member 55 between the piston 56 and the drum 56 connected to the carriers C2 and C3 of the planetary gear set G. The input rotation from the hub connected to C1 is input to the carriers C2 and C3 via the drum 56.
[0035]
With respect to the support of the counter drive gear 19, in this embodiment, the outer periphery of the axial extension portion of the hub of the counter drive gear 19 is connected to the case 10 serving as the hydraulic servo cylinder of the second brake B-2 via the bearing 12. It is supported on the inner periphery of the support 10c.
[0036]
In this embodiment, the brake B-2 is configured such that a multi-plate friction member 84 is engaged with a hydraulic servo 8 incorporated in the support 10c, and the one-way clutch F disposed adjacent to the friction member 84 is used. -1 to the carrier C2 through the inner race 9. The brake B-2 and the one-way clutch F-1 are disposed on the outer peripheral side of the planetary gear set G.
[0037]
Thus, in this embodiment, the reduction planetary gear G1 and the counter drive gear 19 are arranged close to the front end side of the speed change mechanism, that is, the center of the vehicle, so that gear noise can be reduced. The reduction planetary gear G1 has a double pinion gear configuration, and the rotation from the input shaft 11 is transmitted to the second clutch C-2 through the carrier C1, so that the friction of the second clutch C-2 is provided on the outer periphery of the reduction planetary gear G1. By arranging the member 55, the total length is shortened by the overlapping arrangement of the members. In this case, the second clutch C-2 is a relatively small-capacity clutch that does not transmit the deceleration torque, so that the radial dimension is relatively small, and interference with the diff ring gear 31 and the like is prevented at the front end. Has been. Further, as the front end of the second clutch C-2 and the speed reduction planetary gear G1 is disposed, the members that need to transmit the input rotation are not located behind the clutch and the gear. And an intermediate shaft 13 is provided separately to transmit the reduced rotation from the reduction planetary gear G1 to the rear to avoid an unnecessary multi-axis structure, so that the third clutch to the outer peripheral side of the planetary gear set G is avoided. In spite of the overlapping arrangement of the friction member 73, the first brake friction member 84, the one-way clutch F-1 and the second brake, an increase in the radial dimension is suppressed.
[0038]
Furthermore, by arranging the hydraulic servos 6 and 7 at the rear end portion, it is possible to make the rear end portion radially compact, while realizing a compact layout as a whole. Further, by disposing a band brake B-1 that is long in the axial direction and compact in the radial direction on the outer periphery of the

friction members

63 and 73 of the first and third clutches C-1 and C-3, space is wasted. It can be used without any problem and has a compact configuration in the radial direction.
[0039]
By the way, in the said 1st Embodiment, although the planetary gear set G was Ravigneaux type, the gear set G which can take a comparatively favorable gear ratio and a step is not restricted to this. Therefore, an embodiment in which the planetary gear set G is changed to another type will be described next.
[0040]
FIG. 6 shows a second embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed with respect to the first embodiment. In this embodiment, the planetary gear set G is a combination of a simple planetary gear G2 and a double pinion type planetary gear G3 in which one of a pair of pinion gears P3 and P3 ′ meshing with each other meshes with a sun gear S3 and the other meshes with a ring gear R3. It is configured. In the case of this planetary gear set G, the first clutch C-1 is connected to the two sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the ring gear R2 of the simple planetary gear G2, and the second clutch C-2. Are coupled to the carrier C2 and the carrier C3, and the ring gear R3 is coupled to the counter drive gear 19. The brake B-1 is to lock the ring gear R2 of the simple planetary gear G2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 are to lock both the carrier C2 and the carrier C3. Therefore, in this embodiment, the sun gears S2 and S3 are the first speed change element, the ring gear R2 is the second speed change element, the carriers C2 and C3 are the third speed change element, and the ring gear R3 is the fourth speed change element. Yes. In such a case, for example, gear ratios and steps as shown in Table 1 below are obtained.
[Table 1]

Incidentally, the gear ratio of the reduction planetary gear G1 in this case is λ1 = 0.333, the gear ratio λ2 = 0.636 on the large-diameter ring gear side, and the gear ratio λ3 = 0.333 on the small-diameter ring gear side. Is 6.857.
[0041]
Next, FIG. 7 shows a third embodiment in which the positional relationship between the simple planetary gear and the double planetary gear of the planetary gear set G is reversed with respect to the second embodiment. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the small diameter sun gear S2 on the double planetary gear G2 side, and the third clutch C-3 is connected to the carrier C2 of the double planetary gear G2 and the large diameter sun gear S3 of the simple planetary gear G3. The second clutch C-2 is connected to the carrier C3 of the simple planetary gear G3 and the ring gear R2 of the double planetary gear G2, and the ring gear R3 of the simple planetary gear G3 is connected to the counter drive gear 19. The brake B-1 is for locking the carrier C2 and the large-diameter sun gear S3, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 are for locking the ring gear R2 and the carrier C3. Therefore, in this embodiment, the small-diameter sun gear S2 is the first transmission element, the carrier C2 and the large-diameter sun gear S3 are the second transmission element, the ring gear R2 and the carrier C3 are the third transmission element, and the ring gear R3 is the fourth transmission element. It is considered as a gearshift element. In such a case, for example, gear ratios and steps as shown in Table 2 below are obtained.
[Table 2]

Incidentally, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1 in this case, the gear ratio λ2 = 0.447 of the double planetary gear G2, and the gear ratio λ3 = 0.444 of the simple planetary gear G3. 6.022.
[0042]
Next, FIG. 8 shows a fourth embodiment in which the planetary gear set G is composed of two double planetary gears G2 and G3. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to the sun gear S3 and the carrier C2, the third clutch C-3 is connected to the sun gear S2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3 and the ring gear R2. The ring gear R3 is coupled to the counter drive gear 19. The brake B-1 locks the sun gear S2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 lock the ring gear R2 and the carrier C3. Therefore, in this embodiment, the small-diameter sun gear S3 and the carrier C2 are the first transmission element, the large-diameter sun gear S2 is the second transmission element, the ring gear R2 and the carrier C3 are the third transmission element, and the ring gear R3 is the fourth transmission element. It is considered as a gearshift element. In such a case, for example, gear ratios and steps as shown in Table 3 below are obtained.
[Table 3]

Incidentally, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.556 of the planetary gear G2, the gear ratio λ3 = 0.333 of the planetary gear G3 in this case, and the gear ratio width is 6.3. 375.
[0043]
Next, FIG. 9 shows a fifth embodiment in which only the connection relationship is changed with respect to the fourth embodiment. In this embodiment, the first clutch C-1 is connected to both sun gears S2 and S3, the third clutch C-3 is connected to the carrier C2, and the second clutch C-2 is connected to the carrier C3 and the ring gear R2. The ring gear R3 is coupled to the counter drive gear 19. The brake B-1 is to lock the carrier C2, and the brake B-2 and the one-way clutch F-1 are to lock the ring gear R2 and the carrier C3. In this embodiment, both the large-diameter and small-diameter sun gears S2 and S3 are the first transmission element, the carrier C2 is the second transmission element, the ring gear R2 and the carrier C3 are the third transmission element, and the ring gear R3 is the fourth transmission element. It is a transmission element. In such a case, for example, gear ratios and steps as shown in Table 4 below are obtained.
[Table 4]

In this case, the gear ratio λ1 = 0.333 of the reduction planetary gear G1, the gear ratio λ2 = 0.444 of the planetary gear G2, the gear ratio λ3 = 0.361 of the planetary gear G3, and the gear ratio width is 6. 029.
[0044]
Each of the above-described embodiments (in the following description, these are collectively referred to as the first group of embodiments) is a modification of the planetary gear set G on the basis of the first embodiment. An embodiment in which the arrangement of the brake B-2 is changed will be described.
[0045]
In the sixth embodiment shown in a cross section schematically shown in FIGS. 10 and 11, the second brake B-2 has a band brake configuration and is disposed on the outer periphery of the second clutch C-2. . In this embodiment, the support structure of the canter drive gear 19, the first and third clutches C-1, C-3, and the one-way are compared to the first group of embodiments as the second brake is made into a band brake. Since the arrangement position of the clutch F-1 is changed, only this related part will be described.
[0046]
First, the second brake B-2 is disposed as a band brake on the outer periphery of the second clutch C-2 at the same axial position as the diff ring gear 31. The overlapping arrangement of the second clutch C-2 and the band brake B-2 in the radial direction arranges the clutch and the brake at the same axial position while avoiding an increase in the radial dimension that causes interference with the diffring gear 31. This is an effective method.
[0047]
Then, the first and second clutches C-1, C-3 and the one-way clutch F-1 are moved forward by using the empty space occupied by the multi-plate friction member in the first group of embodiments. Therefore, it is disposed substantially on the outer peripheral side of the planetary gear set G. Such an arrangement is useful for reducing the diameter of the outer peripheral portion of the hydraulic servo arrangement portion. Therefore, the arrangement is more advantageous than the first group of embodiments in terms of avoiding interference with the vehicle-side member.
[0048]
In the hydraulic servo 6 of the first clutch C-1 and the hydraulic servo 7 of the third clutch C-3 in this embodiment, the torque transmission members 60 connected to the intermediate shaft 13 connected to the carrier C1 of the reduction planetary gear G1 are respectively provided. However, the relationship between the torque transmission member 60 and the piston 71 is slightly different from that of the first group of embodiments. Specifically, the second cylindrical portion formed by bending the torque transmission member 60 forward and rearward is not formed, and the torque transmission member 60 is connected to the first clutch C-1 and the third clutch from a predetermined diameter. The drum portion 62 extends toward the clutch C-3, and the piston 71 covers the drum portion 62.
[0049]
Further, in this embodiment, with respect to the support structure of the canter drive gear 19, a boss portion is formed by extending the inner peripheral side of the support 10c of the case 10 rearward in the axial direction, and the counter drive gear 19 is interposed on the outer periphery via a bearing 12. The structure which supports the inner periphery of is adopted. The advantage of this configuration is that the load due to the moment force applied to the bearing 12 can be reduced by supporting the inner peripheral side of the meshing portion of the counter drive gear 19 with the driven gear 21 without any axial offset. It is in the point that it can be a bearing with a small capacity.
[0050]
In the automatic transmission that employs this arrangement, the second brake B-2 is configured as a band brake, thereby minimizing the increase in radial dimension while minimizing the total length due to the overlapping arrangement with the second clutch C-2. Is shortened.
[0051]
With this gear train configuration, it is possible to change the configuration of the planetary gear and change the connection relationship between the transmission element, the clutch, and the brake as described in the first group of embodiments.
[0052]
FIG. 12 shows a seventh embodiment in which only the planetary gear set G is partially changed with respect to the sixth embodiment. In this embodiment, the configuration of the planetary gear set G and the connection relationship between each shift element and each clutch and brake are the same as those in the second embodiment, and the gear ratio and steps obtained thereby are the same. Since it becomes the same by the setting of the number ratio, these points will be replaced with the description with reference to the description of the second embodiment.
[0053]
Next, FIG. 13 shows an eighth embodiment using the configuration of a planetary gear set G similar to that of the third embodiment and the connection relationship between each transmission element and each clutch and brake. Accordingly, in this case as well, the obtained gear ratio and step are the same by setting the same gear ratio as in the third embodiment, and for these points, refer to the description of the third embodiment. Instead of explanation.
[0054]
Further, FIG. 14 shows a ninth embodiment using the same configuration of the planetary gear set G as in the fourth embodiment and the connection relationship between the respective speed change elements and the respective clutches and brakes. Also in this case, the obtained gear ratio and step are the same by setting the gear ratio similar to the case of the fourth embodiment, so these points will be described with reference to the description of the fourth embodiment. Replace.
[0055]
FIG. 15 shows a tenth embodiment using the configuration of the planetary gear set G similar to that of the fifth embodiment and the connection relationship between the respective speed change elements and the respective clutches and brakes. This case is also the same as described above, and the description will be replaced with reference to the description of the fifth embodiment.
[0056]
As described above, the present invention has been described in detail with reference to the embodiments in which the type and arrangement of the components and the connection relationship are changed, but these are exemplified only for those that can obtain a relatively good gear ratio step. The present invention is not limited to these embodiments, and various specific configurations can be changed and implemented within the scope of the matters described in the individual claims. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an unfolded gear train of a first embodiment of a vehicle automatic transmission to which the present invention is applied.
FIG. 2 is an axial end view showing an actual three-axis positional relationship of the gear train.
FIG. 3 is a chart showing the operation of the gear train and the achieved gear ratio and gear ratio steps.
FIG. 4 is a velocity diagram of the gear train.
FIG. 5 is a cross-sectional view schematically showing only the main shaft portion of the gear train.
FIG. 6 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a second embodiment in which the planetary gear set of the gear train is changed.
FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a third embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 8 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a fourth embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 9 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a fifth embodiment in which the planetary gear set is similarly changed to another form.
FIG. 10 is a skeleton diagram showing a gear train according to a sixth embodiment in which the type and arrangement of the second brake of the gear train are changed.
FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of the gear train of the sixth embodiment.
FIG. 12 is a schematic sectional view of a main shaft portion of a seventh embodiment in which the planetary gear set of the gear train is changed.
FIG. 13 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of an eighth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
FIG. 14 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a ninth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
FIG. 15 is a schematic cross-sectional view of a main shaft portion of a tenth embodiment in which the planetary gear set is further changed in the same manner.
[Explanation of symbols]
G planetary gear set
G1 Double pinion planetary gear (reduction planetary gear)
S2, S3 Sun gear (transmission element)
C2, C3 carrier (transmission element)
R2, R3 Ring gear (transmission element)
S1 Sungear
C1 career
R1 ring gear
B-1 First brake
B-2 Second brake
C-1 First clutch
C-2 Second clutch
C-3 Third clutch
6,7 Hydraulic servo
10 Transmission case
11 Input shaft
13 Intermediate shaft
19 Counter drive gear

Claims

An automatic transmission for a vehicle in which an input shaft, a planetary gear set having four transmission elements, a reduction planetary gear, two brakes, three clutches, and a counter drive gear are arranged as a transmission mechanism,
The first speed change element of the planetary gear set is connected to the input shaft by the first clutch via the speed reduction planetary gear, and the second speed change element is connected to the input shaft by the third clutch via the speed reduction planetary gear and the first The third shift element can be locked to the input shaft by the second clutch, and can be locked to the transmission case by the second brake. In the element connected to the counter drive gear,
The reduction planetary gear has a double pinion planetary gear configuration, the rear end side of the carrier is connected to the input shaft, the front end side is connected to the second clutch, and the ring gear is connected to the intermediate shaft provided behind the input shaft. The sun gear is fixed to the front end of the transmission case and disposed on the front end side of the speed change mechanism,
The friction member of the second clutch is disposed on the outer peripheral side of the reduction planetary gear,
The counter drive gear is arranged behind the reduction planetary gear,
An automatic transmission for a vehicle, wherein the first clutch and the third clutch are connected to a ring gear of a reduction planetary gear through an intermediate shaft.

The second brake is a band brake arrangement, disposed on the outer periphery of the second clutch, the automatic transmission for a vehicle according to claim 1 Symbol placement.

The planetary gear set is disposed on one side of the counter drive gear,
The friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch are arranged on the outer peripheral side of the planetary gear set,
The hydraulic servo of the first clutch and the third clutch, are arranged side by side on one side of the planetary gear set, an automatic transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein.

The automatic transmission for a vehicle according to claim 3 , wherein a first brake having a band brake configuration is disposed on an outer peripheral side of the friction member of the first clutch and the friction member of the third clutch.