JP3941270B2 - 車両用自動変速機 - Google Patents
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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各変速機構成要素の配置に関する。
【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横置き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。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の中心に対して外側、すなわち主軸上で後端（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）側に配置される変速機構成部材と車両側のメンバーとの干渉を避けるために、特に小型の車両に搭載するものにあっては、変速機全長の短縮と、後端部の小径化が重要である。この点に関して上記ギヤトレイン構成では、減速されることで増幅されたトルクが入力されることから、減速入力を行わない従来のものに比べてプラネタリギヤセットのある程度の大型化は避けられない。更に、減速入力のための２つのクラッチも同様の理由で大容量を必要とし、摩擦材の多板化による軸方向長の増加も避けがたい。
【０００５】
ところで、上記ギヤトレイン構成において、構成部材としてのギヤ類は、軽量・小型化を図る上から、軸周における径方向内側に配置することを必須とし、各クラッチの油圧サーボ類も、それらへの油圧の供給の容易性と供給油圧の漏れ止めのためのシールリンングの摺動抵抗を小さくする上で、軸周における径方向内側に配置することが望ましい。このように、主軸上に並べる必要のある部材は、必然的に決まってくるので、最小限必要な軸長は自ずと定まっている。したがって、これに対して軸長の短縮を妨げる要素は、ギヤ類や油圧サーボ類の間に配設される各クラッチの摩擦部材ということができる。そこで、変速機の全長を短縮するには、摩擦部材類をできるだけギヤ類や油圧サーボ類の間に介在させない配置を採り、それらの径方向外側に重合させる配置とするのが有効である。
【０００６】
しかしながら、他方で、自動変速機には、その油圧制御のめにバルブボディの付設が必須であり、バルブボディは多くの場合、変速機構の下方や側方に添設する配置となるため、摩擦部材の径方向外側への重合により変速機構が大径化すると、制約された変速機外形寸法内でのバルブボディの付設が困難になる。また、特にバルブボディを下方配置とする場合、車両の最低地上高の確保が困難になり、その意味で車両搭載性が損なわれることになる。したがって、上記のような摩擦部材の重合配置は、変速機構の径方向寸法の抑制との兼ね合いで成されなければならない。
【０００７】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、軸周における内周側に配置される部材と、内周側に配置されることを必須としない部材の合理的な関連配置により、径方向寸法の増大を抑制しながら、主として変速機の全長を短縮して、車両搭載性を向上させることのできる自動変速機のレイアウトを提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、入力軸の周りに、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つのクラッチとを備える変速機構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のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、前記第１及び第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて互いに隣接配置され、第２のクラッチの摩擦部材は、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置され、前記第２のクラッチの油圧サーボは、入力軸と、入力軸から延びるドラムをシリンダとして構成されることを特徴とする。
【０００９】
また、更に軸長の短縮を図るには、前記減速プラネタリギヤは、第２のクラッチの摩擦部材と軸方向に並べて第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１１】
また、部材相互の連結の複雑化による径方向寸法の増大を抑制する意味で、前記第２のクラッチは、減速プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配置され、減速プラネタリギヤの他方側に第１及び第３のクラッチの油圧サーボが配置された構成を採るのが有効である。
【００１２】
次に、更なる軸長の短縮を図る意味で、前記第２のクラッチの油圧サーボを構成するドラムは、入力軸と減速プラネタリギヤとを連結する連結部材と共通化された構成を採るのが有効である。
【００１３】
更に、変速機全体のコンパクト化の点から、前記第１及び第３のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側に嵌挿された第１のピストンと、外側に嵌挿された第２のピストンを備え、共通のシリンダは、第１及び第３のクラッチのいずれか一方のドラムを構成し、第２のピストンは、いずれか他方のクラッチのドラムを構成するようにするのが有効である。
【００１４】
また、ブレーキ配置に関して径方向寸法の増大を抑制する点から、前記第１のブレーキは、バンドブレーキとされ、第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１５】
そして、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとする場合に、軸長の短縮と併せて軽量化を図る意味から、前記変速機構は、第４の変速要素に連結されたカウンタドライブギヤを備え、該カウンタドライブギヤは、ケースに支持して変速機構の前端に配置された構成とするのが有効である。
【００１６】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチについて、その摩擦部材を、減速プラネタリギヤを介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチの摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。更に、第２のクラッチの油圧サーボが入力軸を用いて構成されるので、内径方向への受圧面積の拡大によりサーボ容量を大きくすることができるため、相対的に摩擦部材を小径化して容量を減らしても、第２のクラッチの必要容量を確保することができる。したがって、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側への第２のクラッチの摩擦部材の重合配置に伴って、第１及び第３のクラッチの摩擦部材が大径化することがないため、重合配置による変速機の径方向寸法の増大を抑制することができる。
【００１７】
次に、請求項２記載の構成では、軸周において、その径方向内周側に配設することを必須とする減速プラネタリギヤも第２のクラッチの摩擦部材と共に、トルク伝達容量が大きいことから比較的軸方向長さも長くなる第１及び第３のクラッチの摩擦部材を隣接させて並べることで生じる内周側空間に納めた配置となるため、減速プラネタリギヤをも含めた合理的な重合配置とすることができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を更に短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。
【００１９】
更に、請求項３記載の構成では、減速プラネタリギヤを経た減速回転が入力される第１及び第３のクラッチの油圧サーボと、減速プラネタリギヤを経ない非減速回転が入力される第２のクラッチが減速プラネタリギヤを中心として、前後に分けて配置されることで、減速プラネタリギヤの外周側で重合する動力伝達部材を減らすことができ、径方向寸法の増大を抑制することができる。また、減速プラネタリギヤのギヤ比の設定上は、外径の制約がないことが望ましいが、上記のように減速プラネタリギヤの外周側での動力伝達部材の重合を減らすことで、減速プラネタリギヤの専有スペースに外径側の余裕を確保することができるため、ギヤ比の選択の自由度が増すことにより、良好なギヤ比の設定も容易となる。
【００２０】
更に、請求項４記載の構成では、動力伝達経路上で共に入力軸に連結されるべき第２のクラッチと減速プラネタリギヤを、第２のクラッチの油圧サーボを共通の連結部材として入力軸に連結できるため、軸長方向に介挿される部材数を減らすことができ、それにより軸長を短縮することができる。
【００２１】
更に、請求項５記載の構成では、第１及び第３のクラッチの油圧サーボのシリンダの共通化により、両油圧サーボの専有する軸方向スペースの削減が可能となるのみならず、それら油圧サーボの両ピストンの押し引きにより両摩擦部材が係合操作される構成となるため、摩擦部材の間に余分なスペースを要しない両摩擦部材の隣接並列配置が可能となり、変速機のコンパクト化が可能となる。
【００２２】
更に、請求項６記載の構成では、第１のブレーキをバンドブレーキとすることで、その配設に大きな径方向スペースを要しない特徴を利用して、第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置することで、第２及び第３のクラッチの摩擦部材との３重重合配置により、第１のブレーキの配置に軸方向スペースを要しない構成を採りながら径方向寸法の増大を抑制することができる。
【００２３】
そして、請求項７記載の構成では、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとする場合に、車両との位置関係から変速機構の前側に位置するデフリングギヤと変速機構のカウンタドライブギヤとを同様の軸方向位置に置くことができ、それによりデフリングギヤと変速機構の大径部とが干渉しない配置となるため、変速機の主軸としての入力軸と、それと並行するデフ軸との軸間距離の設定に自由度を与えることができ、車両の要求に合わせた良好なデフギヤ比の設定が可能となる。また、変速機構については、カウンタドライブギヤ支持のために格別のサポートを変速ケースに別途設ける必要がなくなるため、変速機の軽量化が可能となる。
また、請求項８記載の構成では、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチについて、その摩擦部材を、減速プラネタリギヤを介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチの摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。更に、第２のクラッチの油圧サーボを、減速プラネタリギヤのプラネタリギヤセットとは他方側に配置し、かつ減速プラネタリギヤと第１及び第３のクラッチの油圧サーボとの間に配置したので、第２のクラッチの油圧サーボの油圧の給排を、変速機ケースの後側ボス部に設けた油路から可能となり、入力軸の軸内油路への潤滑圧の供給を変速機ケースの後端から行うことができるようになり、潤滑油路構成は容易となる利点が得られる。
【００２４】
【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、主軸Ｘ上の入力軸１１の周りには、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ３），Ｒ２（Ｒ３）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とを備える変速機構が配置されている。
【００２５】
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によりケース１０に係止可能とされ、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によりケース１０に係止可能とされ、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）が出力要素として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。
【００２６】
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、主軸Ｘ側からの出力を反転させてディファレンシャル装置３に伝達すべくカウンタドライブギヤ１９に噛合するアイドラギヤ２が配置されている。デフ軸Ｚ上には、アイドラギヤ２に噛合するデフリングギヤ３１がデフケース３２に固定して設けられ、デフケース３２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。
【００２７】
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。
【００２８】
減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を入力要素として入力軸１１に連結され、キャリアＣ１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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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Ｒ３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。
【００３５】
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Ｒ３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。
【００３６】
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Ｒ３の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３７】
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。
【００３８】
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＝４４／７８、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＝３６／７８、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＝３０／７８に設定すると、入出力ギヤ比は、
第１速（１ＳＴ）：（１＋λ１）／λ３＝４．０６７
第２速（２ＮＤ）：（１＋λ１）（λ２＋λ３）／λ３（１＋λ２）＝２．３５４
第３速（３ＲＤ）：１＋λ１＝１．５６４
第４速（４ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１−λ１・λ３）＝１．１６１
第５速（５ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１＋λ１・λ２）＝０．８５７
第６速（６ＴＨ）：１／（１＋λ２）＝０．６８４
後進（ＲＥＶ）：−（１＋λ１）／λ２＝３．３８９
となる。そして、これらギヤ比間のステップは、
第１・２速間：１．７３
第２・３速間：１．５１
第３・４速間：１．３５
第４・５速間：１．３５
第５・６速間：１．２５
となる。
【００３９】
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。なお、本明細書を通じて、各クラッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボを総称するものとする。したがって、第１のクラッチＣ−１は摩擦部材６３と油圧サーボ６で、同様に第２のクラッチＣ−２は摩擦部材５３と油圧サーボ５で、第３のクラッチＣ−３は摩擦部材７３と油圧サーボ７で構成されている。また、ブレーキＢ−１，Ｂ−２については、それがバンドブレーキ構成の場合は、それぞれバンドと図示しない油圧サーボで構成され、多板ブレーキの場合は、摩擦部材と油圧サーボで構成されている。
【００４０】
入力軸１１は、その後側内部にサーボ圧油路を形成され、それより前側内部に潤滑油路を形成され、前端側と後端側とを変速機ケース１０から延びる前側ボス部１０ａと後側ボス部１０ｂにベアリングを介して回転自在に支持され、後側支持部に隣接させて形成されたフランジ１１ｂとボス部先端との間に介装されたスラストベアリングにより軸方向支持されている。
【００４１】
次に、プラネタリギヤセットＧは、入力軸１１の前部に両サンギヤＳ２，Ｓ３を、ベアリングを介して入力軸１１に支持されたトルク伝達部材１３の外周にベアリングを介して支持された形態で位置決め支持されている。プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素としてのサンギヤＳ３は、連結部材１４により第１のクラッチＣ−１のハブ６４に連結されている。また、第２の変速要素としてのサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３のハブ７４に連結されている。そして、第３の変速要素としてのキャリアＣ２（Ｃ３）は、トルク伝達部材１３を介して第２のクラッチのハブ５４に連結されている。更に、第４の変速要素としてのリングギヤＲ２（Ｒ３）は、その直前のカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００４２】
減速プラネタリギヤＧ１は、後側ボス部１０ｂの先端外周に反力要素としてのサンギヤＳ１を固定し、入力要素としてのリングギヤＲ１を連結部材を介して入力軸１１のフランジ１１ｂに連結させて、第２のクラッチＣ−２の後方に配置されている。そして、出力要素としてのキャリアＣ１は、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ６，７に共通のシリンダ６０に連結されている。これにより、減速プラネタリギヤＧ１を経た減速回転が入力される第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の油圧サーボ６，７と、減速プラネタリギヤＧ１を経ない非減速回転が入力される第２のクラッチＣ−２が、減速プラネタリギヤＧ１を中心として、前後に分けて配置されることになり、減速プラネタリギヤＧ１の外周側で重合する動力伝達部材を減らすことができ、径方向寸法の増大を抑制することができる。また、減速プラネタリギヤＧ１のギヤ比の設定上、外径の制約がないことが望ましいが、上記のように減速プラネタリギヤＧ１の外周側での動力伝達部材の重合を減らすことで、減速プラネタリギヤＧ１の専有スペースに外径側の余裕を確保しているため、ギヤ比の選択の自由度が増すことにより、前述のような良好なギヤ比の設定が成されている。
【００４３】
次に、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の油圧サーボ６，７は、減速プラネタリギヤＧ１の後側に配置され、変速機ケースの後側ボス部１０ｂの外周に回転自在に支持された共通のシリンダ６０と、シリンダ６０の内側に嵌挿された第１のピストン６１と、外側に嵌挿された第２のピストン７１を備え、共通のシリンダ６０は、拡径延長されて第１のクラッチのドラム６２を構成し、第２のピストン７１も同様に拡径延長されて、他方の第３のクラッチのドラム７２を構成している。そして、これら両ドラム６２，７２は、スプライン係合で相互にトルク伝達可能に連結されている。これらの油圧サーボ６，７の油圧の給排は、後側ボス部１０ｂに形成された油路１０ｘ，１０ｙを介して行われる。なお、図において符号６５，７５は、ピストン６１，７１の背面にかかる遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、６６，７６はリターンスプリングを示す。
【００４４】
第１のクラッチＣ−１の摩擦部材６３は、内周側をハブ６４にスプライン係合させ、外周側をドラム６２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム６２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ６内への油圧の供給によりシリンダ６０から押し出されるピストン６１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム６２からハブ６４にトルクを伝達する構成とされている。
【００４５】
第３のクラッチＣ−３の摩擦部材７３は、内周側をハブ７４にスプライン係合させ、外周側をドラム７２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム７２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ７内への油圧の供給によりシリンダ６０から押し出されるピストン７１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム７２からハブ７４にトルクを伝達する構成とされている。そして、本発明の特徴に従い、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３は、軸方向に並べて互いに隣接配置されている。
【００４６】
このように、減速回転を伝達するトルク容量を確保するために大径となる第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３を軸方向に並べて隣接配置し、上記のような油圧サーボの組み合わせ構造により、両ピストン６１，７１の押し引き操作でクラッチの係合を行う構造は、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ６，７のシリンダ６０の共通化により、両油圧サーボの専有する軸方向スペースの削減が可能となるのみならず、それら油圧サーボ６，７の両ピストン６１，７１の押し引きにより両摩擦部材６３，７３が係合操作される構成となるため、摩擦部材の間に余分なスペースを要しない両摩擦部材の隣接並列配置が可能となり、変速機のコンパクト化に役立っている。
【００４７】
第２のクラッチＣ−２は、プラネタリギヤセットＧと減速プラネタリギヤＧ１の間に配置され、その油圧サーボ５は、内周側を入力軸１１のフランジ部１１ｂに連結され、外周側を拡径延長してドラム５２とされたシリンダ５０と、シリンダ５０に内包されたピストン５１と、遠心油圧のキャンセルプレート５５と、リンターンスプリングとで構成されている。これにより、第２のクラッチの油圧サーボ５は入力軸１１を用いて構成されるので、入力軸外径をそのまま内径とする内径方向への受圧面積の拡大によりサーボ容量を大きくすることができるため、相対的に摩擦部材５３を小径化して容量を減らしても、第２のクラッチＣ−２の必要容量を確保することができる。したがって、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３の内周側への第２のクラッチの摩擦部材５３の重合配置に伴って、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３が大径化することがないため、重合配置による変速機の径方向寸法の増大を抑制することができる。そして、第２のクラッチの油圧サーボ５を構成するドラム５２は、入力軸１１と減速プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１とを連結する連結部材と共通化されている。これにより、動力伝達経路上で共に入力軸１１に連結されるべき第２のクラッチＣ−２と減速プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１は、第２のクラッチの油圧サーボ５のシリンダ５０部分を共通の連結部材として入力軸１１に連結された構成となるため、連結部材の共通化により軸長方向に介挿される部材数が減らされ、それにより軸長の短縮が図られている。この油圧サーボ５の油圧の給排は、変速機ケースの後側ボス部１０ｂに接続された、入力軸１１内の油路１１ｚを介して行われる。
【００４８】
第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５３は、内周側をハブ５４にスプライン係合させ、外周側をドラム５２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム５２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ５内への油圧の供給によりシリンダ５０から押し出されるピストン５１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム５２からハブ５４にトルクを伝達する構成とされている。そして、摩擦部材５３は、本発明の特徴に従い両摩擦部材６３，７３の内周側に配置されている。
【００４９】
このように、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチＣ−２について、その摩擦部材５３を、減速プラネタリギヤＧ１を介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材５３，６３，７３への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチＣ−２の摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成により、変速機軸長を短縮することで、多段化されてある程度の大型化が避けられない変速機の車両側部材Ｂとの干渉が防がれるように車両搭載性が向上されている。
【００５０】
また、第１のブレーキＢ−１はバンドブレーキとされ、そのブレーキバンド８１は、第３のクラッチＣ−３のハブ７４に連結されたブレーキドラム８２を締めつける構成とされている。これにより、第１のブレーキＢ−１は、その配設に大きな径方向スペースを要しない特徴を利用して、第３のクラッチＣ−３の摩擦部材７３の外周側に配置することで、第２のクラッチの摩擦部材との３重重合配置により、第１のブレーキＢ−１の配置に軸方向スペースを要しない構成を採りながら径方向寸法の増大を抑制することができる。なお、このバンドブレーキの油圧サーボは、ブレーキバンド８１と同じ軸方向位置で、ブレーキドラム８２に対して接線方向に延びるものであるため、図示を省略している。
【００５１】
第２のブレーキＢ−２は、各クラッチと同様に多板構成とされ、その油圧サーボ９と摩擦部材９３は、プラネタリギヤセットＧの外周側に、ワンウェイクラッチＦ−１と並べて配置され、ブレーキのハブとワンウェイクラッチのインナレースがキャリアＣ２（Ｃ３）に連結されている。特に第２のブレーキＢ−２の油圧サーボ９は、ラビニヨ形式のプラネタリギヤセットＧのリングギヤを欠く部位に径方向にラップさせて配置されている。
【００５３】
カウンタドライブギヤ１９は、変速機ケース１０の前側ボス部１０ａの外周にベアリング１２を介して支持され、変速機構の前端に配置されている。この構成は、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとした本形態において、車両との位置関係から変速機構の前側に位置するデフリングギヤ３１と変速機構のカウンタドライブギヤ１９とを同様の軸方向位置に置くことができ、それによりデフリングギヤ３１と変速機構の大径部とが干渉しない配置となるため、変速機の主軸Ｘとしての入力軸１１と、それと並行するデフ軸Ｚとの軸間距離の設定に自由度を与えることができ、車両の要求に合わせた良好なデフギヤ比の設定が可能となる。また、変速機構についてみると、カウンタドライブギヤ１９が格別のサポートを変速ケース１０に設けずに支持された構成となることで、変速機の軽量化がなされている。
【００５４】
ところで、本発明の基本的特徴とする、第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５３の両摩擦部材６３，７３の内周側への配置は、他の形態によっても実現することができる。そこで、次にそうした実施形態について説明する。図６及び図７は第１実施形態に対して変速機構を構成する全ての部材を前後逆配置とした第２実施形態をスケルトンと模式的断面で示す。この場合の変速機ケース１０を含めた各部材の前後関係は読替え以て説明に代えることとして、逆配置に伴う相違点のみ説明する。
【００５５】
先ず、第１実施形態において前端に配置されたカウンタドライブギヤ１９が後端に配置されたことに伴い、図６に示すスケルトンを参照して、変速機構の後端からデフリングギヤ３１が位置する前端まで動力を導くべく、アイドラギヤ２がカウンタ軸２０で相互に連結された２つの歯車２１，２２で構成されている。
【００５６】
そして、変速機構に関しては、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ５のサーボ圧油路について、入力軸１１の後端と異なり、軸内油路を潤滑圧の油路とすることから、前端からの油路接続は不可能なため、前側ボス部１０ａ内の油路１０ｚを入力軸内の油路１１ｚに連結している。この結果、入力軸１１の軸内油路を３分割する必要があるため、入力軸１１は前後２軸１１Ａ，１１Ｂに分割されている。そして、このように分割することで、後軸１１Ｂを入力回転から切り離すことができるため、この形態では、後軸１１Ｂを第２のクラッチＣ−２とプラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２（Ｃ３）への連結部材として、プラネタリギヤセットＧの支持軸径を小径化している。この構成は、プラネタリギヤセットＧの両サンギヤＳ２，Ｓ３の小径化による全体のコンパクト化に有効である。
【００５７】
また、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１については、ブレーキの油圧サーボ９０、摩擦部材９３も含めて前後関係を逆転させずに配置している。これは、油圧サーボ９０を変速機ケース１０の端面に取り付ける形態がコンパクト化に有利であることによる。
【００５８】
次に、図８及び図９は第１実施形態と同様の配置において、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置される第２のクラッチＣ−２と減速プラネタリギヤＧ１の位置関係のみを前後逆転させた第３実施形態をスケルトンと模式化した断面で示す。この場合、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ５が変速機ケース１０の後側ボス部１０ｂに支持されるため、油圧サーボ５の油圧の給排は、後側ボス部１０ｂに設けた油路１０ｚから可能となるので、ボス部１０ｂの油路配置は錯綜するものの、入力軸１１の軸内油路への潤滑圧の供給を変速機ケース１０の後端から行うことができるようになり、潤滑油路構成は容易となる利点が得られる。
【００５９】
ところで、前記第１〜３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が得られるギヤセット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。
【００６０】
図１０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４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、２つのサンギヤ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、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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＝０．５５６、シンプルプラネタリギヤＧ２の歯数比λ２＝０．６３６、ダブルプラネタリギヤＧ３の歯数比λ３＝０．３３３であり、ギヤ比幅は７．１１１となる。
【００６１】
次に、図１１は第４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５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。この形態では、サンギヤＳ２が第１の変速要素、サンギヤＳ３とキャリアＣ２が第２の変速要素、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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＝０．５５６、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６．２４５となる。
【００６２】
次に、図１２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６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。この形態では、サンギヤＳ３とキャリアＣ２が第１の変速要素、サンギヤＳ２が第２の変速要素、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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＝０．５５６、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＝０．３６１であり、ギヤ比幅は６．２５２となる。
【００６３】
最後に、図１３は第６実施形態に対して連結関係のみを変更した第７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、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、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。こうした場合は、減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比を変更してλ２＝０．４４４、そしてプラネタリギヤＧ３の歯数比を同様にλ３＝０．５５６とすることでギヤ比、そのステップ、ギヤ比幅とも第６実施形態と同様となる。
【００６４】
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】本発明の第２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７】上記第２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図８】本発明の第３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９】上記第３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１０】第１実施形態に対してプラネタリギヤセットの構成を変更した第４実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１１】同様のプラネタリギヤセットについて連結関係を変更した第５実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１２】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６実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１３】同様のプラネタリギヤセットについて連結関係を更に変更した第７実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【符号の説明】
Ｇ プラネタリギヤセット
Ｇ１ 減速プラネタリギヤ
Ｓ１ サンギヤ（固定変速要素）
Ｓ２，Ｓ３ サンギヤ（変速要素）
Ｃ１ キャリア（出力要素）
Ｃ２，Ｃ３ キャリア（変速要素）
Ｒ１ リングギヤ（入力要素）
Ｒ２，Ｒ３ リングギヤ（変速要素）
Ｂ−１ バンドブレーキ（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
５，６，７ 油圧サーボ
１０ ケース
１１ 入力軸
１９ カウンタドライブギヤ
５０，６０，７０ シリンダ
５１，６１，７１ ピストン
５２，６２，７２ ドラム
５３，６３，７３ 摩擦部材
【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各変速機構成要素の配置に関する。
【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横置き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。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の中心に対して外側、すなわち主軸上で後端（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）側に配置される変速機構成部材と車両側のメンバーとの干渉を避けるために、特に小型の車両に搭載するものにあっては、変速機全長の短縮と、後端部の小径化が重要である。この点に関して上記ギヤトレイン構成では、減速されることで増幅されたトルクが入力されることから、減速入力を行わない従来のものに比べてプラネタリギヤセットのある程度の大型化は避けられない。更に、減速入力のための２つのクラッチも同様の理由で大容量を必要とし、摩擦材の多板化による軸方向長の増加も避けがたい。
【０００５】
ところで、上記ギヤトレイン構成において、構成部材としてのギヤ類は、軽量・小型化を図る上から、軸周における径方向内側に配置することを必須とし、各クラッチの油圧サーボ類も、それらへの油圧の供給の容易性と供給油圧の漏れ止めのためのシールリンングの摺動抵抗を小さくする上で、軸周における径方向内側に配置することが望ましい。このように、主軸上に並べる必要のある部材は、必然的に決まってくるので、最小限必要な軸長は自ずと定まっている。したがって、これに対して軸長の短縮を妨げる要素は、ギヤ類や油圧サーボ類の間に配設される各クラッチの摩擦部材ということができる。そこで、変速機の全長を短縮するには、摩擦部材類をできるだけギヤ類や油圧サーボ類の間に介在させない配置を採り、それらの径方向外側に重合させる配置とするのが有効である。
【０００６】
しかしながら、他方で、自動変速機には、その油圧制御のめにバルブボディの付設が必須であり、バルブボディは多くの場合、変速機構の下方や側方に添設する配置となるため、摩擦部材の径方向外側への重合により変速機構が大径化すると、制約された変速機外形寸法内でのバルブボディの付設が困難になる。また、特にバルブボディを下方配置とする場合、車両の最低地上高の確保が困難になり、その意味で車両搭載性が損なわれることになる。したがって、上記のような摩擦部材の重合配置は、変速機構の径方向寸法の抑制との兼ね合いで成されなければならない。
【０００７】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、軸周における内周側に配置される部材と、内周側に配置されることを必須としない部材の合理的な関連配置により、径方向寸法の増大を抑制しながら、主として変速機の全長を短縮して、車両搭載性を向上させることのできる自動変速機のレイアウトを提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するため、本発明は、入力軸の周りに、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つのクラッチとを備える変速機構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のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、前記第１及び第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて互いに隣接配置され、第２のクラッチの摩擦部材は、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置され、前記第２のクラッチの油圧サーボは、入力軸と、入力軸から延びるドラムをシリンダとして構成されることを特徴とする。
【０００９】
また、更に軸長の短縮を図るには、前記減速プラネタリギヤは、第２のクラッチの摩擦部材と軸方向に並べて第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１１】
また、部材相互の連結の複雑化による径方向寸法の増大を抑制する意味で、前記第２のクラッチは、減速プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配置され、減速プラネタリギヤの他方側に第１及び第３のクラッチの油圧サーボが配置された構成を採るのが有効である。
【００１２】
次に、更なる軸長の短縮を図る意味で、前記第２のクラッチの油圧サーボを構成するドラムは、入力軸と減速プラネタリギヤとを連結する連結部材と共通化された構成を採るのが有効である。
【００１３】
更に、変速機全体のコンパクト化の点から、前記第１及び第３のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側に嵌挿された第１のピストンと、外側に嵌挿された第２のピストンを備え、共通のシリンダは、第１及び第３のクラッチのいずれか一方のドラムを構成し、第２のピストンは、いずれか他方のクラッチのドラムを構成するようにするのが有効である。
【００１４】
また、ブレーキ配置に関して径方向寸法の増大を抑制する点から、前記第１のブレーキは、バンドブレーキとされ、第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１５】
そして、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとする場合に、軸長の短縮と併せて軽量化を図る意味から、前記変速機構は、第４の変速要素に連結されたカウンタドライブギヤを備え、該カウンタドライブギヤは、ケースに支持して変速機構の前端に配置された構成とするのが有効である。
【００１６】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１記載の構成では、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチについて、その摩擦部材を、減速プラネタリギヤを介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチの摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。更に、第２のクラッチの油圧サーボが入力軸を用いて構成されるので、内径方向への受圧面積の拡大によりサーボ容量を大きくすることができるため、相対的に摩擦部材を小径化して容量を減らしても、第２のクラッチの必要容量を確保することができる。したがって、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側への第２のクラッチの摩擦部材の重合配置に伴って、第１及び第３のクラッチの摩擦部材が大径化することがないため、重合配置による変速機の径方向寸法の増大を抑制することができる。
【００１７】
次に、請求項２記載の構成では、軸周において、その径方向内周側に配設することを必須とする減速プラネタリギヤも第２のクラッチの摩擦部材と共に、トルク伝達容量が大きいことから比較的軸方向長さも長くなる第１及び第３のクラッチの摩擦部材を隣接させて並べることで生じる内周側空間に納めた配置となるため、減速プラネタリギヤをも含めた合理的な重合配置とすることができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を更に短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。
【００１９】
更に、請求項３記載の構成では、減速プラネタリギヤを経た減速回転が入力される第１及び第３のクラッチの油圧サーボと、減速プラネタリギヤを経ない非減速回転が入力される第２のクラッチが減速プラネタリギヤを中心として、前後に分けて配置されることで、減速プラネタリギヤの外周側で重合する動力伝達部材を減らすことができ、径方向寸法の増大を抑制することができる。また、減速プラネタリギヤのギヤ比の設定上は、外径の制約がないことが望ましいが、上記のように減速プラネタリギヤの外周側での動力伝達部材の重合を減らすことで、減速プラネタリギヤの専有スペースに外径側の余裕を確保することができるため、ギヤ比の選択の自由度が増すことにより、良好なギヤ比の設定も容易となる。
【００２０】
更に、請求項４記載の構成では、動力伝達経路上で共に入力軸に連結されるべき第２のクラッチと減速プラネタリギヤを、第２のクラッチの油圧サーボを共通の連結部材として入力軸に連結できるため、軸長方向に介挿される部材数を減らすことができ、それにより軸長を短縮することができる。
【００２１】
更に、請求項５記載の構成では、第１及び第３のクラッチの油圧サーボのシリンダの共通化により、両油圧サーボの専有する軸方向スペースの削減が可能となるのみならず、それら油圧サーボの両ピストンの押し引きにより両摩擦部材が係合操作される構成となるため、摩擦部材の間に余分なスペースを要しない両摩擦部材の隣接並列配置が可能となり、変速機のコンパクト化が可能となる。
【００２２】
更に、請求項６記載の構成では、第１のブレーキをバンドブレーキとすることで、その配設に大きな径方向スペースを要しない特徴を利用して、第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置することで、第２及び第３のクラッチの摩擦部材との３重重合配置により、第１のブレーキの配置に軸方向スペースを要しない構成を採りながら径方向寸法の増大を抑制することができる。
【００２３】
そして、請求項７記載の構成では、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとする場合に、車両との位置関係から変速機構の前側に位置するデフリングギヤと変速機構のカウンタドライブギヤとを同様の軸方向位置に置くことができ、それによりデフリングギヤと変速機構の大径部とが干渉しない配置となるため、変速機の主軸としての入力軸と、それと並行するデフ軸との軸間距離の設定に自由度を与えることができ、車両の要求に合わせた良好なデフギヤ比の設定が可能となる。また、変速機構については、カウンタドライブギヤ支持のために格別のサポートを変速ケースに別途設ける必要がなくなるため、変速機の軽量化が可能となる。
また、請求項８記載の構成では、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチについて、その摩擦部材を、減速プラネタリギヤを介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチの摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成によれば、変速機軸長を短縮することで、多段化された変速機の車両搭載性を向上させることができる。更に、第２のクラッチの油圧サーボを、減速プラネタリギヤのプラネタリギヤセットとは他方側に配置し、かつ減速プラネタリギヤと第１及び第３のクラッチの油圧サーボとの間に配置したので、第２のクラッチの油圧サーボの油圧の給排を、変速機ケースの後側ボス部に設けた油路から可能となり、入力軸の軸内油路への潤滑圧の供給を変速機ケースの後端から行うことができるようになり、潤滑油路構成は容易となる利点が得られる。
【００２４】
【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、主軸Ｘ上の入力軸１１の周りには、４つの変速要素Ｓ２，Ｓ３，Ｃ２（Ｃ３），Ｒ２（Ｒ３）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とを備える変速機構が配置されている。
【００２５】
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によりケース１０に係止可能とされ、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によりケース１０に係止可能とされ、第４の変速要素Ｒ２（Ｒ３）が出力要素として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。
【００２６】
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、主軸Ｘ側からの出力を反転させてディファレンシャル装置３に伝達すべくカウンタドライブギヤ１９に噛合するアイドラギヤ２が配置されている。デフ軸Ｚ上には、アイドラギヤ２に噛合するデフリングギヤ３１がデフケース３２に固定して設けられ、デフケース３２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。
【００２７】
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。
【００２８】
減速プラネタリギヤＧ１は、そのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定され、リングギヤＲ１を入力要素として入力軸１１に連結され、キャリアＣ１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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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Ｒ３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。
【００３５】
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Ｒ３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。
【００３６】
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Ｒ３の逆転がカウンタドライブギヤ１９に出力される。
【００３７】
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。
【００３８】
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＝４４／７８、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＝３６／７８、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＝３０／７８に設定すると、入出力ギヤ比は、
第１速（１ＳＴ）：（１＋λ１）／λ３＝４．０６７
第２速（２ＮＤ）：（１＋λ１）（λ２＋λ３）／λ３（１＋λ２）＝２．３５４
第３速（３ＲＤ）：１＋λ１＝１．５６４
第４速（４ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１−λ１・λ３）＝１．１６１
第５速（５ＴＨ）：（１＋λ１）／（１＋λ１＋λ１・λ２）＝０．８５７
第６速（６ＴＨ）：１／（１＋λ２）＝０．６８４
後進（ＲＥＶ）：−（１＋λ１）／λ２＝３．３８９
となる。そして、これらギヤ比間のステップは、
第１・２速間：１．７３
第２・３速間：１．５１
第３・４速間：１．３５
第４・５速間：１．３５
第５・６速間：１．２５
となる。
【００３９】
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。なお、本明細書を通じて、各クラッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボを総称するものとする。したがって、第１のクラッチＣ−１は摩擦部材６３と油圧サーボ６で、同様に第２のクラッチＣ−２は摩擦部材５３と油圧サーボ５で、第３のクラッチＣ−３は摩擦部材７３と油圧サーボ７で構成されている。また、ブレーキＢ−１，Ｂ−２については、それがバンドブレーキ構成の場合は、それぞれバンドと図示しない油圧サーボで構成され、多板ブレーキの場合は、摩擦部材と油圧サーボで構成されている。
【００４０】
入力軸１１は、その後側内部にサーボ圧油路を形成され、それより前側内部に潤滑油路を形成され、前端側と後端側とを変速機ケース１０から延びる前側ボス部１０ａと後側ボス部１０ｂにベアリングを介して回転自在に支持され、後側支持部に隣接させて形成されたフランジ１１ｂとボス部先端との間に介装されたスラストベアリングにより軸方向支持されている。
【００４１】
次に、プラネタリギヤセットＧは、入力軸１１の前部に両サンギヤＳ２，Ｓ３を、ベアリングを介して入力軸１１に支持されたトルク伝達部材１３の外周にベアリングを介して支持された形態で位置決め支持されている。プラネタリギヤセットＧの第１の変速要素としてのサンギヤＳ３は、連結部材１４により第１のクラッチＣ−１のハブ６４に連結されている。また、第２の変速要素としてのサンギヤＳ２は、第３のクラッチＣ−３のハブ７４に連結されている。そして、第３の変速要素としてのキャリアＣ２（Ｃ３）は、トルク伝達部材１３を介して第２のクラッチのハブ５４に連結されている。更に、第４の変速要素としてのリングギヤＲ２（Ｒ３）は、その直前のカウンタドライブギヤ１９に連結されている。
【００４２】
減速プラネタリギヤＧ１は、後側ボス部１０ｂの先端外周に反力要素としてのサンギヤＳ１を固定し、入力要素としてのリングギヤＲ１を連結部材を介して入力軸１１のフランジ１１ｂに連結させて、第２のクラッチＣ−２の後方に配置されている。そして、出力要素としてのキャリアＣ１は、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ６，７に共通のシリンダ６０に連結されている。これにより、減速プラネタリギヤＧ１を経た減速回転が入力される第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の油圧サーボ６，７と、減速プラネタリギヤＧ１を経ない非減速回転が入力される第２のクラッチＣ−２が、減速プラネタリギヤＧ１を中心として、前後に分けて配置されることになり、減速プラネタリギヤＧ１の外周側で重合する動力伝達部材を減らすことができ、径方向寸法の増大を抑制することができる。また、減速プラネタリギヤＧ１のギヤ比の設定上、外径の制約がないことが望ましいが、上記のように減速プラネタリギヤＧ１の外周側での動力伝達部材の重合を減らすことで、減速プラネタリギヤＧ１の専有スペースに外径側の余裕を確保しているため、ギヤ比の選択の自由度が増すことにより、前述のような良好なギヤ比の設定が成されている。
【００４３】
次に、第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の油圧サーボ６，７は、減速プラネタリギヤＧ１の後側に配置され、変速機ケースの後側ボス部１０ｂの外周に回転自在に支持された共通のシリンダ６０と、シリンダ６０の内側に嵌挿された第１のピストン６１と、外側に嵌挿された第２のピストン７１を備え、共通のシリンダ６０は、拡径延長されて第１のクラッチのドラム６２を構成し、第２のピストン７１も同様に拡径延長されて、他方の第３のクラッチのドラム７２を構成している。そして、これら両ドラム６２，７２は、スプライン係合で相互にトルク伝達可能に連結されている。これらの油圧サーボ６，７の油圧の給排は、後側ボス部１０ｂに形成された油路１０ｘ，１０ｙを介して行われる。なお、図において符号６５，７５は、ピストン６１，７１の背面にかかる遠心油圧を相殺するキャンセルプレート、６６，７６はリターンスプリングを示す。
【００４４】
第１のクラッチＣ−１の摩擦部材６３は、内周側をハブ６４にスプライン係合させ、外周側をドラム６２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム６２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ６内への油圧の供給によりシリンダ６０から押し出されるピストン６１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム６２からハブ６４にトルクを伝達する構成とされている。
【００４５】
第３のクラッチＣ−３の摩擦部材７３は、内周側をハブ７４にスプライン係合させ、外周側をドラム７２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム７２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ７内への油圧の供給によりシリンダ６０から押し出されるピストン７１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム７２からハブ７４にトルクを伝達する構成とされている。そして、本発明の特徴に従い、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３は、軸方向に並べて互いに隣接配置されている。
【００４６】
このように、減速回転を伝達するトルク容量を確保するために大径となる第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３を軸方向に並べて隣接配置し、上記のような油圧サーボの組み合わせ構造により、両ピストン６１，７１の押し引き操作でクラッチの係合を行う構造は、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ６，７のシリンダ６０の共通化により、両油圧サーボの専有する軸方向スペースの削減が可能となるのみならず、それら油圧サーボ６，７の両ピストン６１，７１の押し引きにより両摩擦部材６３，７３が係合操作される構成となるため、摩擦部材の間に余分なスペースを要しない両摩擦部材の隣接並列配置が可能となり、変速機のコンパクト化に役立っている。
【００４７】
第２のクラッチＣ−２は、プラネタリギヤセットＧと減速プラネタリギヤＧ１の間に配置され、その油圧サーボ５は、内周側を入力軸１１のフランジ部１１ｂに連結され、外周側を拡径延長してドラム５２とされたシリンダ５０と、シリンダ５０に内包されたピストン５１と、遠心油圧のキャンセルプレート５５と、リンターンスプリングとで構成されている。これにより、第２のクラッチの油圧サーボ５は入力軸１１を用いて構成されるので、入力軸外径をそのまま内径とする内径方向への受圧面積の拡大によりサーボ容量を大きくすることができるため、相対的に摩擦部材５３を小径化して容量を減らしても、第２のクラッチＣ−２の必要容量を確保することができる。したがって、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３の内周側への第２のクラッチの摩擦部材５３の重合配置に伴って、第１及び第３のクラッチの摩擦部材６３，７３が大径化することがないため、重合配置による変速機の径方向寸法の増大を抑制することができる。そして、第２のクラッチの油圧サーボ５を構成するドラム５２は、入力軸１１と減速プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１とを連結する連結部材と共通化されている。これにより、動力伝達経路上で共に入力軸１１に連結されるべき第２のクラッチＣ−２と減速プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１は、第２のクラッチの油圧サーボ５のシリンダ５０部分を共通の連結部材として入力軸１１に連結された構成となるため、連結部材の共通化により軸長方向に介挿される部材数が減らされ、それにより軸長の短縮が図られている。この油圧サーボ５の油圧の給排は、変速機ケースの後側ボス部１０ｂに接続された、入力軸１１内の油路１１ｚを介して行われる。
【００４８】
第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５３は、内周側をハブ５４にスプライン係合させ、外周側をドラム５２にスプライン係合させた多板の摩擦材とセパレータプレートから構成され、ドラム５２の先端に固定されたバッキングプレートと、油圧サーボ５内への油圧の供給によりシリンダ５０から押し出されるピストン５１とで挟持されるクラッチ係合作動により、ドラム５２からハブ５４にトルクを伝達する構成とされている。そして、摩擦部材５３は、本発明の特徴に従い両摩擦部材６３，７３の内周側に配置されている。
【００４９】
このように、入力回転をそのまま伝達するため相対的にトルク容量が小さくてよい第２のクラッチＣ−２について、その摩擦部材５３を、減速プラネタリギヤＧ１を介する減速により増幅されたトルクを伝達すべく大きなトルク容量を確保する上で大径とするのが有利な第１及び第３のクラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３の内周側に配置したので、それぞれのクラッチの摩擦部材５３，６３，７３への要求に合致した摩擦部材の合理的な重合配置が得られ、しかも、第２のクラッチＣ−２の摩擦部材配設分の軸長を削減することができる。したがって、この構成により、変速機軸長を短縮することで、多段化されてある程度の大型化が避けられない変速機の車両側部材Ｂとの干渉が防がれるように車両搭載性が向上されている。
【００５０】
また、第１のブレーキＢ−１はバンドブレーキとされ、そのブレーキバンド８１は、第３のクラッチＣ−３のハブ７４に連結されたブレーキドラム８２を締めつける構成とされている。これにより、第１のブレーキＢ−１は、その配設に大きな径方向スペースを要しない特徴を利用して、第３のクラッチＣ−３の摩擦部材７３の外周側に配置することで、第２のクラッチの摩擦部材との３重重合配置により、第１のブレーキＢ−１の配置に軸方向スペースを要しない構成を採りながら径方向寸法の増大を抑制することができる。なお、このバンドブレーキの油圧サーボは、ブレーキバンド８１と同じ軸方向位置で、ブレーキドラム８２に対して接線方向に延びるものであるため、図示を省略している。
【００５１】
第２のブレーキＢ−２は、各クラッチと同様に多板構成とされ、その油圧サーボ９と摩擦部材９３は、プラネタリギヤセットＧの外周側に、ワンウェイクラッチＦ−１と並べて配置され、ブレーキのハブとワンウェイクラッチのインナレースがキャリアＣ２（Ｃ３）に連結されている。特に第２のブレーキＢ−２の油圧サーボ９は、ラビニヨ形式のプラネタリギヤセットＧのリングギヤを欠く部位に径方向にラップさせて配置されている。
【００５３】
カウンタドライブギヤ１９は、変速機ケース１０の前側ボス部１０ａの外周にベアリング１２を介して支持され、変速機構の前端に配置されている。この構成は、変速機をディファレンシャル装置を組み込んだ３軸のトランスアクスルとした本形態において、車両との位置関係から変速機構の前側に位置するデフリングギヤ３１と変速機構のカウンタドライブギヤ１９とを同様の軸方向位置に置くことができ、それによりデフリングギヤ３１と変速機構の大径部とが干渉しない配置となるため、変速機の主軸Ｘとしての入力軸１１と、それと並行するデフ軸Ｚとの軸間距離の設定に自由度を与えることができ、車両の要求に合わせた良好なデフギヤ比の設定が可能となる。また、変速機構についてみると、カウンタドライブギヤ１９が格別のサポートを変速ケース１０に設けずに支持された構成となることで、変速機の軽量化がなされている。
【００５４】
ところで、本発明の基本的特徴とする、第２のクラッチＣ−２の摩擦部材５３の両摩擦部材６３，７３の内周側への配置は、他の形態によっても実現することができる。そこで、次にそうした実施形態について説明する。図６及び図７は第１実施形態に対して変速機構を構成する全ての部材を前後逆配置とした第２実施形態をスケルトンと模式的断面で示す。この場合の変速機ケース１０を含めた各部材の前後関係は読替え以て説明に代えることとして、逆配置に伴う相違点のみ説明する。
【００５５】
先ず、第１実施形態において前端に配置されたカウンタドライブギヤ１９が後端に配置されたことに伴い、図６に示すスケルトンを参照して、変速機構の後端からデフリングギヤ３１が位置する前端まで動力を導くべく、アイドラギヤ２がカウンタ軸２０で相互に連結された２つの歯車２１，２２で構成されている。
【００５６】
そして、変速機構に関しては、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ５のサーボ圧油路について、入力軸１１の後端と異なり、軸内油路を潤滑圧の油路とすることから、前端からの油路接続は不可能なため、前側ボス部１０ａ内の油路１０ｚを入力軸内の油路１１ｚに連結している。この結果、入力軸１１の軸内油路を３分割する必要があるため、入力軸１１は前後２軸１１Ａ，１１Ｂに分割されている。そして、このように分割することで、後軸１１Ｂを入力回転から切り離すことができるため、この形態では、後軸１１Ｂを第２のクラッチＣ−２とプラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２（Ｃ３）への連結部材として、プラネタリギヤセットＧの支持軸径を小径化している。この構成は、プラネタリギヤセットＧの両サンギヤＳ２，Ｓ３の小径化による全体のコンパクト化に有効である。
【００５７】
また、第２のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１については、ブレーキの油圧サーボ９０、摩擦部材９３も含めて前後関係を逆転させずに配置している。これは、油圧サーボ９０を変速機ケース１０の端面に取り付ける形態がコンパクト化に有利であることによる。
【００５８】
次に、図８及び図９は第１実施形態と同様の配置において、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置される第２のクラッチＣ−２と減速プラネタリギヤＧ１の位置関係のみを前後逆転させた第３実施形態をスケルトンと模式化した断面で示す。この場合、第２のクラッチＣ−２の油圧サーボ５が変速機ケース１０の後側ボス部１０ｂに支持されるため、油圧サーボ５の油圧の給排は、後側ボス部１０ｂに設けた油路１０ｚから可能となるので、ボス部１０ｂの油路配置は錯綜するものの、入力軸１１の軸内油路への潤滑圧の供給を変速機ケース１０の後端から行うことができるようになり、潤滑油路構成は容易となる利点が得られる。
【００５９】
ところで、前記第１〜３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が得られるギヤセット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。
【００６０】
図１０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４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、２つのサンギヤ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、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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】
【００６１】
次に、図１１は第４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５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。この形態では、サンギヤＳ２が第１の変速要素、サンギヤＳ３とキャリアＣ２が第２の変速要素、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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】
【００６２】
次に、図１２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６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。この形態では、サンギヤＳ３とキャリアＣ２が第１の変速要素、サンギヤＳ２が第２の変速要素、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。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】
【００６３】
最後に、図１３は第６実施形態に対して連結関係のみを変更した第７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、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、キャリアＣ３とリングギヤＲ２が第３の変速要素、リングギヤＲ３が第４の変速要素となる。こうした場合は、減速プラネタリギヤＧ１の歯数比λ１＝０．５５６、プラネタリギヤＧ２の歯数比を変更してλ２＝０．４４４、そしてプラネタリギヤＧ３の歯数比を同様にλ３＝０．５５６とすることでギヤ比、そのステップ、ギヤ比幅とも第６実施形態と同様となる。
【００６４】
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】本発明の第２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７】上記第２実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図８】本発明の第３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９】上記第３実施形態の主軸部分の模式化断面図である。
【図１０】第１実施形態に対してプラネタリギヤセットの構成を変更した第４実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１１】同様のプラネタリギヤセットについて連結関係を変更した第５実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１２】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６実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【図１３】同様のプラネタリギヤセットについて連結関係を更に変更した第７実施形態の主軸部分のスケルトン図である。
【符号の説明】
Ｇ プラネタリギヤセット
Ｇ１ 減速プラネタリギヤ
Ｓ１ サンギヤ（固定変速要素）
Ｓ２，Ｓ３ サンギヤ（変速要素）
Ｃ１ キャリア（出力要素）
Ｃ２，Ｃ３ キャリア（変速要素）
Ｒ１ リングギヤ（入力要素）
Ｒ２，Ｒ３ リングギヤ（変速要素）
Ｂ−１ バンドブレーキ（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
５，６，７ 油圧サーボ
１０ ケース
１１ 入力軸
１９ カウンタドライブギヤ
５０，６０，７０ シリンダ
５１，６１，７１ ピストン
５２，６２，７２ ドラム
５３，６３，７３ 摩擦部材
Claims (8)
- 入力軸の周りに、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つのクラッチとを備える変速機構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のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、
前記第１及び第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて互いに隣接配置され、第２のクラッチの摩擦部材は、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置され、
前記第２のクラッチの油圧サーボは、入力軸と、入力軸から延びるドラムをシリンダとして構成される、ことを特徴とする車両用自動変速機。 - 前記減速プラネタリギヤは、第２のクラッチの摩擦部材と軸方向に並べて第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置された、請求項１記載の車両用自動変速機。
- 前記第２のクラッチは、減速プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配置され、
減速プラネタリギヤの他方側に第１及び第３のクラッチの油圧サーボが配置された、請求項１又は２記載の車両用自動変速機。 - 前記第２のクラッチの油圧サーボを構成するドラムは、入力軸と減速プラネタリギヤとを連結する連結部材と共通化された、請求項１〜３のいずれか１項記載の車両用自動変速機。
- 前記第１及び第３のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側に嵌挿された第１のピストンと、外側に嵌挿された第２のピストンを備え、共通のシリンダは、第１及び第３のクラッチのいずれか一方のドラムを構成し、第２のピストンは、いずれか他方のクラッチのドラムを構成する、請求項１〜４のいずれか１項記載の車両用自動変速機。
- 前記第１のブレーキは、バンドブレーキとされ、第３のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された、請求項１〜５のいずれか１項記載の車両用自動変速機。
- 前記変速機構は、第４の変速要素に連結されたカウンタドライブギヤを備え、該カウンタドライブギヤは、ケースに支持して変速機構の前端に配置された、請求項１〜６のいずれか１項記載の車両用自動変速機。
- 入力軸の周りに、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つのクラッチとを備える変速機構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のブレーキによりケースに係止可能とされ、第４の変速要素が出力要素とされるものにおいて、
前記第１及び第３のクラッチの摩擦部材は、軸方向に並べて互いに隣接配置され、第２のクラッチの摩擦部材は、第１及び第３のクラッチの摩擦部材の内周側に配置され、
前記第２のクラッチの油圧サーボは、減速プラネタリギヤのプラネタリギヤセットとは他方側に配置され、かつ減速プラネタリギヤと第１及び第３のクラッチの油圧サーボとの間に配置された、ことを特徴とする車両用自動変速機。
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