JP4206551B2 - Automatic transmission for vehicles - Google Patents

Automatic transmission for vehicles Download PDF

Info

Publication number
JP4206551B2
JP4206551B2 JP05949399A JP5949399A JP4206551B2 JP 4206551 B2 JP4206551 B2 JP 4206551B2 JP 05949399 A JP05949399 A JP 05949399A JP 5949399 A JP5949399 A JP 5949399A JP 4206551 B2 JP4206551 B2 JP 4206551B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
planetary gear
clutches
clutch
speed
input
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
JP05949399A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2000220703A (en
Inventor
孝男 谷口
一雅 塚本
正宏 早渕
正明 西田
悟 糟谷
明利 加藤
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Aisin AW Co Ltd
Original Assignee
Aisin AW Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin AW Co Ltd filed Critical Aisin AW Co Ltd
Priority to JP05949399A priority Critical patent/JP4206551B2/en
Publication of JP2000220703A publication Critical patent/JP2000220703A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP4206551B2 publication Critical patent/JP4206551B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

Landscapes

  • Structure Of Transmissions (AREA)

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多くは、プラネタリギヤセットの変速要素としてのサンギヤ、キャリア及びリングギヤに入力軸の回転を伝達すべく３つのクラッチを備えている。これらクラッチの配置として種々のものがあるが、プラネタリギヤセットを挟んで、一方側に２つ、他方側に１つのクラッチを配置したコンパクトな４速のギヤトレイン構成を採るものとして、特開平５−１７２２２２号公報に開示のものがある。
【０００３】
他方、上記と同様のクラッチ配置において、他方側の１つのクラッチに隣接せて減速用のプラネタリギヤを配置し、その減速回転を該クラッチを介してプラネタリギヤセットの変速要素に入力する構成を採ることで、前進５速を達成する構成のものが特開平４−１２５３４５号公報に見られる。
【０００４】
更に、２つの減速回転をプラネタリギヤセットの２つの変速要素に入力する構成を採ることで、前進６速を達成する構成のものが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。このギヤトレインでは、３つのクラッチをプラネタリギヤセットの一方側にまとめて配置し、減速用のプラネタリギヤを経た減速回転を非減速回転の入力クラッチを跨いでプラネタリギヤセットに入力する構成が採られている。
【０００５】
このように、従来の自動変速機では、達成する変速段の数に応じてギヤトレイン構成も変更され、個々に合理性を追求したものとされている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、近時の自動変速機には、ドライバビリティの確保や省エネルギに不可欠な燃費の向上のために多段化の要求がある反面、軽量かつコスト低減の要求もある。こうした両面性を持つ要求に応えるには、重量やコスト面で有利な３速から多段の６速まで、車種毎に異なる要求に幅広く適応可能なギヤトレインを実現することができれば有効である。こうした面から従来の構成を見ると、共通して３つのクラッチを配置する構成を採りながら、減速プラネタリギヤの有無や、減速回転入力の数により異なるギヤトレイン配置を採っており、車種への適応性において改善すべき問題点を残している。
【０００７】
そこで、クラッチ配置と減速プラネタリギヤとの関連について考察するに、上記５速を達成する減速プラネタリギヤ配置を踏襲して２対１のクラッチ配置による２つの減速入力による６速化を図った場合、減速プラネタリギヤの一方の減速回転はそのまま近傍のクラッチに連結して伝達するとして、他方の減速回転については、一旦プラネタリギヤセットの内周側を通して反対側のクラッチに導き、更にクラッチを経た出力をプラネタリギヤセット側に戻す連結関係となり、減速により増幅されたトルクの伝達部材の引回しが長くなり、部材強度維持のために重量増加となる問題点を生じる。
【０００８】
本発明は、こうした事情に鑑みなされたものであり、不自然なトルク伝達部材の引回しを生じずに、減速プラネタリギヤを要しない４速から減速プラネタリギヤを要する５、６速まで実質上基本的なトレイン構成を変更せずに適宜対応可能な自動変速機を提供することを目的とする。
【０００９】
【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、４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、該プラネタリギヤセットの３つの異なる入力経路を係脱自在に連結する３つのクラッチと、少なくとも２つの係止要素とを備え、各クラッチの係脱による入力経路の選択と、係止要素の係脱の選択による適宜の変速要素の固定により多段の変速段を達成する車両用自動変速機であって、必要に応じて少なくともいずれかのクラッチへの入力を減速する減速プラネタリギヤが配設されるものにおいて、前記プラネタリギヤセットの一方側に２つのクラッチが配置され、前記プラネタリギヤセットの他方側に１つのクラッチが配置され、前記減速プラネタリギヤは、前記２つのクラッチが配置された側に、変速機ケース側のボス部先端に１つの要素を固定させて配置され、少なくとも前記２つのクラッチのいずれか一方に連結され、前記２つのクラッチの一方の油圧サーボは、前記減速プラネタリギヤの一方側で前記ボス部上に配置され、前記２つのクラッチの他方の油圧サーボは、前記減速プラネタリギヤの他方側で入力軸上に配置されることを特徴とする。
【００１０】
次に、互換性を向上させる意味で、前記プラネタリギヤセットと前記２つのクラッチの内周側を通る入力軸を備え、該入力軸と、前記２つのクラッチを経た入力経路を構成する部材は、前記プラネタリギヤセットと前記２つのクラッチとの間で、軸方向に着脱自在に連結された構成とするのが有効である。
【００１２】
次に、軸長の短縮の意味から、前記２つのクラッチの一方の摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側に配置され、前記２つのクラッチの他方の摩擦部材は、該他方のクラッチの油圧サーボの外周側に配置された構成とするのが有効である。
【００１３】
次に、径方向のコンパクト化の意味で、前記係止要素は、バンドブレーキを包含し、該バンドブレーキのバンドは、前記２つのクラッチの一方のドラムの外周に係合するものとされ、該ドラムは、変速機ケース側のボス部で支持された構成とするのが有効である。
【００１４】
更に、軸長短縮の意味で、前記変速機ケース側のボス部は、変速ケース自体のボス部と、該ボス部を超えて延在するステータシャフトからなり、前記減速プラネタリギヤは、そのサンギヤを前記ステータシャフトの先端部に固定され、前記２つのクラッチの一方のドラムは、前記サンギヤと径方向に重なる位置で前記変速機ケース自体のボス部に支持された構成とするのが有効である。
【００１５】
次に、変速段数の変更に伴う２つのクラッチの変更を最小限に抑える意味で、前記プラネタリギヤセットは、その各変速要素の位置をギヤ比に対応させた横軸方向の間隔で縦軸として表すとともに、該縦軸上に各変速要素の回転数比を表した速度線図に基づき横軸方向にその一端から順次各要素を第１〜第４変速要素と称したときに、第１変速要素は、前記２つのクラッチのうちの他方のクラッチにより入力経路を連結され、第２変速要素は、出力部材に連結され、第３変速要素は、プラネタリギヤセットの他方側に配置された前記１つのクラッチにより入力経路を連結されるとともに、第２係止要素により係止可能とされ、第４変速要素は、前記２つのクラッチのうちの一方のクラッチにより入力経路を連結されるとともに、第１係止要素により係止可能とされた構成とするのが有効である。
【００１６】
特に、６速構成とする場合、前記２つのクラッチは、共に前記減速プラネタリギヤの出力要素に連結された構成とするのが有効である。
【００１７】
また、５速構成とする場合、前記２つのクラッチの一方は、減速プラネタリギヤの出力要素に連結され、前記２つのクラッチの他方は、入力軸に連結された構成とするのが有効である。
【００１８】
次に、コンパクト化する意味で、前記２つのクラッチの他方の油圧サーボは、該他方のクラッチのドラムをプラネタリギヤセットの変速要素に連結する動力伝達部材で構成するのが有効である。
【００１９】
同様の意味で、前記２つのクラッチは共通のハブを有し、該ハブは前記減速プラネタリギヤの出力要素に連結された構成とするのが有効である。
【００２０】
また、変速段数に応じて変速機外形をコンパクト化する場合、変速機ケースの後端部にリアケースが設けられ、前記２つのクラッチと、前記減速プラネタリギヤは、前記リアケース内に配置された構成とするのが有効である。
【００２１】
【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の配設側を２つのクラッチの配設側とすることで、機構のコンパクト化のために３つの要素の関連配置を工夫することができるため、１つのクラッチの配設側において２つの要素の関連配置を工夫する場合に比べて工夫の自由度が増すため、変速機ケースやギヤトレインの大幅な変更なしに、減速プラネタリギヤの配設・非配設と、それに伴う２つのクラッチの部分的な変更で変速段数の増減への対応が可能となる。また、減速プラネタリギヤの配設により増幅されたトルクを伝達することになる入力経路を短く構成することができ、それにより入力経路を構成する部材の強度保持のための厚肉化を防いで、変速段数の増加による重量増加を抑えることができる。さらに、他方のクラッチの油圧サーボについて、その入力軸上への配置により内径方向への寸法を確保することができるため、油圧サーボの受圧面積を大きく採ることができ、それに合わせて摩擦部材の構成枚数を減らすことができるため、軸長を短縮することができる。また、特に減速プラネタリギヤ配設に伴い、他方のクラッチを減速トルクの入力クラッチとする場合、上記の理由で油圧サーボの受圧面積を大きく採ることができることから、クラッチの容量の確保が容易となる。
【００２２】
次に、請求項２記載の構成では、減速プラネタリギヤの配設・非配設に伴い変更される部分と、変更を要しない部分とのユニット化が可能となり、組立の作業性を向上させることができる。
【００２４】
次に、請求項３記載の構成では、２つのクラッチの摩擦部材を減速プラネタリギヤと他のクラッチの油圧サーボとの重合配置にすることにより、軸方向寸法の短縮が可能となる。
【００２５】
次に、請求項４記載の構成では、係止要素をバンドブレーキ化することで、その径方向寸法を殆ど増加させない配置が可能となり、変速機を小径化することができる。また、バンドブレーキ化に伴うドラムに係る荷重の支持を確実に行うことができる。
【００２６】
次に、請求項５記載の構成では、通常アルミ製とされる変速機ケースに対して強度の高い鋼製とされるステータシャフトでサンギヤを固定することにより、固定部の嵌合長さを短くできるので、サンギヤの内周側に空間を設けることができ、該空間を利用して２つのクラッチの一方のドラムを支持することで、バンドブレーキによるドラム締結部の内径側により近い位置でブレーキ締結時の荷重を支持して、ドラムに係るモーメントを減らすことができ、しかも、軸方向寸法の短縮も可能となる。
【００２７】
次に、請求項６記載の構成では、２つのクラッチの出力側の連結関係を変更することなく、ギヤトレイン構成を変更することができるため、２つのクラッチの構成の変更を最小限に抑えることができる。
【００２８】
次に、請求項７記載の構成では、プラネタリギヤセットに減速プラネタリギヤ経由の２つの減速入力を行うことができるため、６速構成の自動変速機を実現することができる。
【００２９】
一方、請求項８記載の構成では、プラネタリギヤセットに減速プラネタリギヤ経由の１つの減速入力を行うことができるため、５速構成の自動変速機を実現することができる。
【００３０】
次に、請求項９記載の構成では、２つのクラッチの他方の油圧サーボを、該クラッチの摩擦部材とプラネタリギヤセットとを連結する動力伝達部材を利用して構成することができるため、油圧サーボを軸方向に短縮することができ、減速プラネタリギヤを配設した場合の軸長の伸びを最小限に抑えることができる。したがって、逆に変速段数を減らした場合のデッドスペースの発生を少なく抑えることができる。
【００３１】
次に、請求項１０記載の構成では、２つのクラッチのハブの共通化により径方向横断部材の数を減らすことができ、それによる軸長の短縮が可能となる。また、減速トルクの伝達経路の共通化により、軽量、コンパクト化も可能となる。
【００３２】
次に、請求項１１記載の構成では、リアケース部を変更することで、変速段数の変更への対応が可能となるため、各変速段数に対して変速機の外形を最小限に抑えるコンパクト化が可能となる。
【００３３】
【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〜図１８は本発明を具体化した第１実施形態を示す。図１〜図４に６〜３速のギヤトレイン構成をスケルトンで示すように、この自動変速機は、主軸Ｘ、カウンタ軸Ｙ、デフ軸Ｚが互いに並行に配置された３軸構成のトランスアクスルの形態で具体化されている。
【００３４】
この変速機は、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセットＧを構成する各要素、すなわち、サンギヤＳ２，Ｓ３、キャリアＣ２（Ｃ３）、リングギヤＲ２（Ｒ３）を変速要素とし、それらのうちの３つの変速要素に３つのクラッチＣ−１，Ｃ−２，Ｃ−３を介してそれぞれ適宜の回転を入力し、１つの要素Ｒ２から変速回転を出力させる構成とされ、そのために２つの係止要素Ｂ−１，Ｂ−２（Ｆ−１）の係脱により２つの変速要素に反力を取る構成とされている。
【００３５】
この形態では、プラネタリギヤセットＧは、入力要素となる小径のサンギヤＳ３と、入力要素兼反力要素となる大径のサンギヤＳ２と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合し、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合するロングピニオンＰ２及びショートピニオンＰ３と、それらを支持する入力要素兼反力要素となるキャリアＣ２（Ｃ３）と、ロングピニオンＰ２に噛合して出力要素となるリングギヤＲ２（Ｒ３）とで構成されている。
【００３６】
このプラネタリギヤセットＧを挟んで、その一方側（本形態においてエンジンの動力がトルクコンバータを介して入力される側、本明細書を通じてこの側を前側という）には、２つの入力クラッチＣ−１，Ｃ−３が配置され、他方側（同じく後側という）には、１つの入力クラッチＣ−２が配置されている。そして、これら各クラッチは、その入力側をプラネタリギヤセットＧの内周を通る入力軸１１に直接又は間接的に連結され、出力側を各変速要素に連結されている。周知のように、入力軸１１は、図示しないエンジンの動力をポンプインペラ４１からタービンランナ４２に伝達するロックアップクラッチ４３付のトルクコンバータ４のタービンランナ４２に連結されている。
【００３７】
他方、プラネタリギヤセットＧの出力要素としてのリングギヤＲ２（Ｒ３）は、カンタドライブギヤ１９に連結され、その出力は、カンタドライブギヤ１９に噛合する大径のカウンタドリブンギヤ２１、カウンタ軸２０、小径のデフドライブピニオンギヤ２２により減速され、デフリングギヤ３１を経てデフケース３２に伝達され、その内部の差動ギヤからデフ軸３０を経て車輪に伝達される構成とされている。
【００３８】
プラネタリギヤセットＧの反力要素をケース１０に必要に応じて固定する係止合要素は、この形態では、大径サンギヤＳ２を固定するバンド・ドラム構成のブレーキＢ−１と、キャリアＣ２（Ｃ３）をケース１０に固定する多板構成のブレーキＢ−２と、それに並列するワンウェイクラッチＦ−１とで構成されている。
【００３９】
こうした配列を基本とするギヤトレインにおいて、図１に示す６速構成の場合、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に隣接させてシングルピニオン構成の減速プラネタリギヤＧ１が配置される。この場合、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１は反力要素としてケース１０に固定され、リングギヤＲ１が入力要素として入力軸１１に連結され、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１に噛合するピニオンＰ１のキャリアＣ１が減速回転の出力要素としてクラッチＣ−１の入力側とクラッチＣ−３の入力側に連結されている。したがって、このトレインでは、両クラッチＣ−１，Ｃ−３が共に減速回転を入力するクラッチを構成している。
【００４０】
次に、５速構成の場合、図２に示すように、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に隣接させてダブルピニオン構成の減速プラネタリギヤＧ１が配置される。この場合、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１は反力要素としてケース１０に固定され、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Ｐ１，Ｐ１’のキャリアＣ１が入力軸１１に連結され、一方のピニオンＰ１’に噛合するリングギヤＲ１が、減速回転の出力要素としてクラッチＣ−３の入力側に連結される。したがって、このトレインでは、クラッチＣ−３が減速回転を入力するクラッチを構成している。また、非減速回転の入力要素としてのクラッチＣ−１は入力軸１１に連結される。両クラッチの出力側の連結関係は６速構成の場合と同様である。
【００４１】
更に、４速構成の場合、図３に示すように、減速プタネタリギヤは配置されず、クラッチＣ−１とクラッチＣ−３の入力側は共に入力軸１１に連結され、クラッチＣ−１の出力側は、６速、５速構成の場合と同様で、サンギヤＳ３に連結され、同様にクラッチＣ−３の出力側もサンギヤＳ２に連結される。
【００４２】
また、例外的ではあるが、３速構成とする場合、図４に示すように、更に１つのクラッチＣ−２を除去した構成が採られる。
【００４３】
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５〜図８は、上記各変速段構成に対するクラッチ及びブレーキ（又はワンウェイクラッチ）の係合と、それにより達成される変速段の関係を図表化して示す。図の○印は係合を表し、括弧付の○印は、エンジンブレーキ達成のための係合を表す。なお、図５に示す５速構成の係合図表に関して、第５速達成のための係合要素は、クラッチＣ―３に代えてブレーキＢ―１とすることができるし、６速構成の係合図表における第４速を抜く形態での５速構成とすることもできる。
【００４４】
ここで、本発明の主題とは若干離れるが、ワンウェイクラッチＦ−１の配設理由について説明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキＢ−１，Ｂ−２の係合・解放関係に見るように、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、一方の解放と他方の係合が同時に行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦係合要素となる。こうした摩擦係合要素の掴み替えは、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６〜図８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、単に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。
【００４５】
図９〜図１２は、上記各ギヤトレインの作動をプラネタリギヤセットの各変速要素の位置をギヤ比に対応させた横軸方向の間隔で縦軸として表すとともに、該縦軸上に各変速要素の回転数比を表した速度線図で示す。図の●印は各クラッチ及びブレーキの係合表し、○印は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示す。図９に示す６速構成の場合、まず、第１速は、図５の係合図表に示すクラッチＣ−１とブレーキＢ−２の係合により達成される。これにより図１に示す入力軸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。その後の動力伝達については、先にスケルトンを参照して説明した通りである。
【００４６】
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５にみるように、第１速（１ＳＴ）より小さくなる。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
このようにして達成される各変速段は、図９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５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。
【００５３】
次に、図１０に示す５速構成の場合、前進段である第１〜５速（１ＳＴ〜５ＴＨ）及び後進段（ＲＥＶ）について、６速構成の場合のそれらと入出力関係は同様となるが、クラッチＣ−１の係合による入力が入力軸１１からの非減速回転となり、クラッチＣ−３の係合による入力が減速プラネタリギヤＧ１を経た減速回転となるため、減速比は異なってくる。すなわち、第１速（１ＳＴ）と第２速（２ＮＤ）では減速比が小さくなる。また、第３速（３ＲＤ）は、クラッチＣ−１経由の非減速入力に対してクラッチＣ−３経由の減速入力により直結とはならず、減速比の最も小さな減速段となる。そして、クラッチＣ−１とクラッチＣ−２の同時係合による第４速（４ＴＨ）が直結段となる。更に、オーバドライブの第５速（５ＴＨ）では、減速プラネタリギヤＧ１の減速比が６速構成の場合より大きいため、増速比は大きくなる。一方、後進（ＲＥＶ）については、減速プラネタリギヤＧ１の減速比が大きいことから、６速構成の場合より大きくなる。
【００５４】
更に、図１１に示す４速構成の場合、第１速（１ＳＴ）と第２速（２ＮＤ）については、５速構成の第１、第２速と入出力関係、減速比とも同じとなる。また、この場合、クラッチＣ−１とクラッチＣ−２の同時係合による入力時が直結段となる。そして、オーバドライブの第４速（４ＴＨ）については、６速構成のときの第６速と入出力関係、増速比ともに同じとなる。また、後進（ＲＥＶ）については、前２者と入出力関係については同様であるが、クラッチＣ−３経由の入力が非減速回転であることから、この場合の減速比は最も小さくなる。
【００５５】
そして、図１２に示す３速構成の場合、第１〜３速（１ＳＴ〜３ＲＤ）及び後進（ＲＥＶ）全ての変速段が４速構成の場合と同じ入出力関係、減速比となる。ただし、この場合の直結段の第３速（３ＲＤ）は、４速構成の場合と異なり、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。
【００５６】
次に、図１３〜図１６は、６〜３速を達成する各ギヤトレインを共通のケースに組み込んだ場合の実際の構成を断面で示す。以下、スケルトンに現れない細部について説明する。なお、本明細書を通じて、クラッチという用語は、摩擦部材と、それを支持してトルクを伝達するハブ及びドラムと、更にドラム内にそれをシリンダとして組み込まれる油圧サーボとを総称するものとし、ブレーキについても、摩擦部材、それを支持してケースにトルクを伝達するハブ及びケースをシリンダとして組み込まれる油圧サーボを総称するものとする。
【００５７】
変速機構を収容するケース１０は、後端壁部１０ｅから前方に向かってテーパ状に拡径する周壁部１０ｆを備えるケース本体１０Ｂと、前端の開口を閉じるオイルポンプボディ１０ｐと、それに固定のオイルポンプカバー１０ｑからなり、ケース本体１０Ｂにボルト止め固定される前端壁１０Ａとから構成されている。そして、本体１０Ｂの周壁部１０ｆ内面には、前端の開口からほぼ後端壁部１０ｅに達するスプライン１０ｇが形成され、後端壁部１０ｅには、入力軸１１の後端を支持すべく、後端壁部から前方に突出する後側ボス部１０ｂと、後に詳記するブレーキＢ−２の油圧サーボのシリンダの内周壁を構成する環状壁１０ｅ’が形成されている。ケース本体１０Ｂの軸方向中央部には段差が形成され、この段差部にケース本体前側から別部材で構成されるセンタサポート１０Ｄがボルト止め固定されている。センタサポート１０Ｄには、その内周側で後方に延びるボス部１０ｄが設けられ、カウンタドライブギヤ１９をベアリングを介して支持する支持部を構成している。また、前端壁１０Ａには、オイルポンプカバー１０ｑから後方に突出する前側ボス部１０ａが形成されている。
【００５８】
入力軸１１は、加工及び組付性の便宜上から前後２軸１１Ａ，１１Ｂに分割され、スプライン係合で相互に連結一体化され、軸前半部１１Ａの軸内には、潤滑圧の供給油路１１ｒとサーボ圧の供給油路１１ｐが形成され、軸後半部１１Ｂの軸内には、潤滑圧油路１１ｓが形成されている。また、軸前半部１１Ａの後端寄りの外周には、フランジ１１ａが形成され、軸後半部１１Ｂの後端寄りの外周には、フランジ１１ｂが形成されている。そして、軸前半部１１Ａは、オイルポンプ配設位置の内周側と、フランジ１１ａの直前部で、それぞれブッシュを介して前側ボス部１０ａの内周に嵌挿されたスリーブ軸（ステータシャフト）１３に支持され、軸後半部１１Ｂは、前端を軸前半部１１Ａとのスプライン係合で、また後端をケース１０の後側ボス部１０ｂにベアリングを介して径方向支持され、支持部に隣接させて形成されたそれぞれのフランジ１１ａ，１１ｂと両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。
【００５９】
こうしたケース構成と、その全長に渡って延びる入力軸に対して、センタサポート１０Ｄの前側には２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３が配置され、後側にはプラネタリギヤセットＧと１つのクラッチＣ−２が配置されている。次に、６速〜３速構成について共通の構成を採る（ただし、３速構成においては、クラッチＣ−２の除去に伴う若干の変更がなされる）センタサポート１０Ｄより後側のトレイン構成について先に説明する。
【００６０】
図１４に拡大して詳細を示すように、プラネタリギヤセットＧは、入力軸１１の軸後半部１１Ｂの外周に配置され、サンギヤＳ３は、そのギヤ部と延長軸部をそれぞれブッシュを介して軸後半部１１Ｂに両端支持され、サンギヤＳ２は、そのギヤ部と延長軸部をそれぞれブッシュを介してサンギヤＳ３の延長軸部に両端支持されている。キャリアＣ２（Ｃ３）は、その前端側をブッシュを介してサンギヤＳ２の延長軸部に片持ち支持され、リングギヤＲ２は、フランジ部材を介するスプライン連結で、カウンタドライブギヤ１９に支持されている。そして、プラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ２は、その延長軸部をスプライン係合で動力伝達部材１４に連結され、動力伝達部材１４は、クラッチＣ−３のドラム７２に端面噛み合いで連結されている。また、サンギヤＳ３は、その延長軸部をクラッチＣ−１の油圧サーボのシリンダ６０の延長部にスプライン係合で連結されている。そして、キャリアＣ２（Ｃ３）は、その後端に固定されてプラネタリギヤセットＧの外周側を前方に向かって延びるクラッチＣ−２のハブ５４とブレーキＢ−２のハブとワンウェイクラッチＦ−１のインナレースとを一体化した部材９４に連結されている。
【００６１】
並列配置のブレーキＢ−２とワンウェイクラッチＦ−１は、キャリアＣ３から軸方向に延長され、途中に段差を有する前記ハブ５４の延長部９４をブレーキハブ及びインナレースとする構成とされている。ワンウェイクラッチＦ−１のアウタレースは、ケース本体１０Ｂの周壁内周に形成されたスプライン１０ｇに係合支持されている。
【００６２】
ブレーキＢ−２は、多板構成とされ、その摩擦部材９３は、プラネタリギヤセットＧの外周側における前方に配置され、ブレーキＢ−２の油圧サーボ９は、クラッチＣ−２の油圧サーボ５の外周側におけるケース１０の後端壁部１０ｅに配置され、クラッチＣ−２の摩擦部材５３の外側を通してブレーキＢ−２の摩擦部材９３を係合可能とされ、ワンウェイクラッチＦ−１と並べて配置されている。そして、ブレーキＢ−２の油圧サーボ９は、変速機ケース１０の後端壁部１０ｅに、ピストン９１を内包するシリンダを内蔵させた形態で設けられている。更に詳しくは、摩擦部材９３のセパレータプレートが、それらの外周をスプライン係合でケース１０の周壁部１０ｆに回り止め支持され、摩擦材ディスクが、それらの外周をスプライン係合でブレーキハブ９４に回り止め支持されている。また、油圧サーボ９は、ケース１０の周壁部１０ｆと、後端壁部１０ｅと、後端壁部１０ｅから軸方向に延びる環状壁１０ｅ’とで画定されるシリンダに環状のピストン９１を嵌挿した構成とされ、ピストン９１の延長部がクラッチＣ−２のドラム５２の外周を通って摩擦部材９３に対峙する配置とされている。ブレーキＢ−２の油圧サーボ９のリターンスプリング９６とその受け部９６’は、ブレーキＢ−２の摩擦部材９３を支持するスプライン１０ｇの凹部に配置されている。このように、ブレーキＢ−２の油圧サーボ９のリターンスプリング９６とその受け部９６’を、ケース１０のスプラインの凹部に配置することで、リターンスプリング９６について、実質上配設スペースを要しない配置を実現でき、その分だけ変速機のケース外径が小さくなっている。
【００６３】
プラネタリギヤセットＧの一方側の１つのクラッチとしてのクラッチＣ−２は、入力側をクラッチドラム５２とし、出力側をクラッチハブ５４とする構成とされ、クラッチドラム５２内周側がスリーブ状のシリンダ部材を介して入力軸１１のフランジ部１１ｂに連結支持されている。クラッチドラム５２の径方向中央部はシリンダ部材と協働して後方に突出し、その内側がシリンダとされ、油圧サーボ５を構成している。クラッチドラム５２の外周側の軸方向延長部内周には、セパレータプレートがスプライン係合支持され、摩擦材ディスクは、キャリアＣ３と一体のクラッチハブ５４の外周にスプライン係合支持されている。
【００６４】
クラッチＣ−２の油圧サーボ５は、プラネタリギヤセットＧの後側、すなわち変速機構の最後部に配置され、内周側を入力軸後半部１１Ｂ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、リターンスプリング５６とで構成されている。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に形成されたケース内油路１０ｔを介して行われる。
【００６５】
クラッチＣ−２の摩擦部材５３は、プラネタリギヤセットＧの外周側における後方で、かつ、リングギヤのない部位に、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ディスク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。
【００６６】
このように、クラッチＣ−２及びブレーキＢ−２に関して、減速されないトルクを伝達することでクラッチＣ−１，Ｃ−３に比べてトルク容量の小さなクラッチＣ−２の摩擦部材５３を、プラネタリギヤセットＧの外周側に配置することで大径化して摩擦部材側で容量を稼ぎ、その分だけ小径化したクラッチＣ−２の油圧サーボ５の外周側にブレーキＢ−２の油圧サーボ９を径方向に重ねた配置となるため、径方向スペースを有効に利用した両油圧サーボの配置により、更なる変速機軸長の短縮がなされている。
【００６７】
次に、カウンタドライブギヤ１９の支持に関しては、該ギヤ１９は、その支持部材を構成するサポート１０Ｄの内周を後方に延びるボス部１０ｄの外周にベアリング１２を介して支持されている。このサポート１０Ｄは、ケース本体１０Ｂのほぼ中間部を若干拡径して形成される段差部におけるスプラインの凸部の端面に外周側をボルト止めしてケース本体１０Ｂに固定されている。
【００６８】
こうした共通の構成を採る後部に対して、前側は変速段数に応じて変更される。以下、６速構成の場合から順次説明する。
【００６９】
図１５に示す６速構成の場合、減速プラネタリギヤＧ１はシングルプラネタリギヤとされる。減速プラネタリギヤＧ１は、前側ボス部１０ａの内周に嵌合固定されて前端部でトルクコンバータのステータをワンウェイクラッチを介してオイルポンプカバーに固定するステータシャフト１３の後端部に反力要素としてのサンギヤＳ１をスプライン係合で固定し、入力要素としてのリングギヤＲ１を入力軸１１のフランジ１１ａの外周にフレンジ部材を介して連結させて、変速機構の前側に配置されている。そして、出力要素としてのキャリアＣ１は、その前端側を、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に共通のハブ７４と一体化されている。
【００７０】
次に、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の油圧サーボ６，７は、減速プラネタリギヤＧ１を挟んでその両側に、前後に向かい合わせに配置されている。そして、クラッチＣ−１の油圧サーボ６は、入力軸の軸前半部１１Ａの後端部外周に回転自在に支持され、外周側にドラム６２を固定されたシリンダ６０と、シリンダ６０に摺動自在に嵌挿されたピストン６１と、ピストン６１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６５と、リターンスプリング６６とから構成されている。この油圧サーボに対するサーボ圧の給排は、軸前半部１１Ａの軸内油路１１ｐを介して行われる。
【００７１】
このクラッチＣ−１の油圧サーボ６は、該クラッチの摩擦部材６３の内周側に配置され、プラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３にシリンダ６０の延長軸部でスプライン連結させて、クラッチＣ−１のドラム６２からプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３に動力を伝達する構成とされている。そして、プラネタリギヤセットＧのリングギヤＲ３からの出力をカウンタ軸２０に伝達するカウンタドライブギヤ１９の支持部材としてのサポート１０Ｃの内周側で入力軸前半部１０Ａに支持されている。
【００７２】
こうした構成により、クラッチＣ−１からプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３への動力伝達を、クラッチＣ−１の油圧サーボ６を利用して、動力伝達のための格別の部材を軸方向に介在させることなく行うことができ、それによる一層の軸長の短縮がなされている。また、クラッチＣ−１の油圧サーボ６を介するドラム６２の支持部６２ａを、実質的な軸方向スペースを要しないように、動力伝達部材１４の内周側に配置することで、油圧サーボ６の軸方向長を、該油圧サーボへのサーボ圧の供給路を軸方向両側で漏れ止めするシールリングの配置間隔に対応する軸方向長まで薄くして、クラッチドラム６２を確実に支持しながら変速機構の軸長の短縮がなされている。
【００７３】
クラッチＣ−３の油圧サーボ７は、前側ボス部１０ａの外周にブッシュを介して回転自在に支持され、外周側を拡径してドラム７２とされたシリンダ７０と、シリンダ７０に摺動自在に嵌挿されたピストン７１と、ピストン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７５と、リターンスプリング７６とから構成されている。この油圧サーボ７に対するサーボ圧の給排は、前側ボス部１０ａに形成されたケース内油路１０ｑを介して行われる。
【００７４】
クラッチＣ−１の摩擦部材６３とクラッチＣ−３の摩擦部材７３は、減速プラネタリギヤＧ１の外周側に並べて配置されている。そして、クラッチＣ−１の摩擦部材６３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６２にスプライン係合させた多板の摩擦材ディスク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、ハブ７４からドラム６２にトルクを伝達する構成とされている。
【００７５】
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ディスク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７０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、ハブ７４からドラム７２にトルクを伝達する構成とされている。
【００７６】
このように、減速プラネタリギヤＧ１から出力される減速トルクをプラネタリギヤセットＧに伝達する２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３を減速プラネタリギヤＧ１の直近に、しかも減速プラネタリギヤＧ１の外周側の摩擦部材６３，７３及び前後の油圧サーボ６，７で取り囲む構成となるため、減速プラネタリギヤＧ１から両クラッチＣ−１，Ｃ−３への動力伝達を取り囲まれた内部のみで、キャリアＣ１から両クラッチに共通のハブ７４へ、格別の部材を配することなく直接行い、２つのクラッチを経た一方の動力のプラネタリギヤセットＧへの伝達を油圧サーボ６を介して行うことができるようにし、動力伝達のために軸への支持を必要とし軸方向に重ねられる部材の数を、減速プラネタリギヤＧ１から両クラッチＣ−１，Ｃ−３への直接の動力伝達と、クラッチＣ−１の油圧サーボ６を利用した動力伝達により削減している。したがって、この構成により、変速機構の軸長が短縮されている。また、減速トルクの伝達経路を集約化し、プラネタリギヤセットＧへの減速トルクの入力経路と非減速トルクの入力経路の錯綜によりプラネタリギヤセットＧの内周側に動力伝達のための軸を通すような多軸構造をなくしているため、変速機の軽量、コンパクト化がなされている。
【００７７】
また、入力軸１１の前後分割に伴うそれら相互の連結部と、入力軸１１の外周とカウンタドライブギヤ内周との間を通してのクラッチＣ−１及びクラッチＣ−３のプラネタリギヤＧとの連結に関して、入力軸前半部１１Ａと後半部１１Ｂのスプライン連結部、サンギヤＳ３の延長軸部とシリンダ６０の延長軸部とのスプライン連結部、及びサンギヤＳ２の延長軸部と動力伝達部材１４とのスプライン連結部が、相互に軸方向にずらされているので、それら３つの連結部の径方向の重なりによる大径化が防がれ、コンパクトな構成となっている。
【００７８】
次に、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８３は、クラッチＣ−３のドラム７２を締めつける構成とされている。これにより、ブレーキＢ−１は、軸方向スペースを要せず、しかも径方向寸法をほとんど増加させずに配置されていることになる。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８３と同じ軸方向位置で、ドラム７２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。このように、減速プラネラリギヤＧ１の外周側に配置されたクラッチＣ−３の摩擦部材７３を支持するクラッチドラム７２をブレーキＢ−１のドラムとし、しかも該ドラムの支持部を減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１と重なる位置に配置したため、ブレーキドラム配設のめの径方向スペースと、ドラム支持のための軸方向スペースを共に削減して、変速機構の外径と軸長の短縮がなされている。しかも、バンド８３で締結されるドラムを締結部の内周側でケースの前側ボス部１０ａに支持した構成となるため、クラッチドラム７２を利用しながら、安定したブレーキ性能を得ることができる。
【００７９】
次に、図１６に示す５速構成の場合、６速構成に対して減速プラネタリギヤＧ１がダブルピニオンタイプに変更されるため、入力軸１１と２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に対する連結関係が変更されるが、図１５と図１７を対比して一見明らかなように、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の構成と配置自体は６速構成の場合と同様とすることができる。したがって、以下変更点を主に説明する。
【００８０】
減速プラネタリギヤＧ１は、キャリアＣ１が入力軸１１と一体の径方向フランジ部１１ａに連結支持され、リングギヤＲ１が浮動状態に支持された配置とされている。クラッチＣ−１のハブ６４はキャリアＣ１の外周の軸方向延長部とされ、その外周側に摩擦材ディスクをスプライン係合支持する構成とされ、内周にセパレータプレートをスプライン係合支持するドラム６２は、６速構成の場合と同様の手法でサンギヤＳ３に連結されている。このクラッチＣ−１の油圧サーボ６についても、前記６速構成の場合と同様である。一方、減速回転の入力手段を構成するクラッチＣ−３は、リングギヤＲ１の外周をクラッチハブとして、その外周にスプライン係合で摩擦部材の摩擦材ディスクを連結支持する構成とされ、セパレータプレートを内周側にスプライン係合支持するクラッチドラム７２と、油圧サーボ７の構成は６速構成の場合と同様である。また、ブレーキＢ−１については、６速構成の場合と実質同様であるので説明を省略する。
【００８１】
更に、図１７に示す４速構成の場合、減速プラネタリギヤＧ１の除去に伴い、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の入力軸１１に対する連結関係は更に単純化される。この場合も２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３及びブレーキＢ−１の構成と配置は６、５速構成の場合と同様とすることができる。この４速構成の場合、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３のハブは１部材として共通化され、入力軸１１の径方向フランジ部の外周に連結固定される。この連結位置がハブ内周側の軸方向中央位置とされているのは、ハブに係る荷重をバランス良く支持するためである。
【００８２】
また、図１８に示す３速構成の場合、４速構成に対して、オーバドライブ段用のクラッチＣ−２を除去することになるので、変速機構後部側の変更となる。この場合、単にクラッチＣ−２の組み込みをなくすことで対応可能である。なお、３速及び４速構成の場合、減速プラネタリギヤＧ１により増幅されたトルクがクラッチＣ−１，Ｃ−３に作用しないため、５速及び６速構成に較べ、変速機に入力されるトルクが減速プラネタリギヤＧ１のギヤ比倍の高トルク容量の変速機とすることができる。
【００８３】
以上詳記したように、第１実施形態によれば、多段化時の減速プラネタリギヤＧ１の配設側を２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の配設側とすることで、機構のコンパクト化のために３つの要素Ｃ−１，Ｃ−３，Ｇ１の関連配置を工夫することができるため、１つのクラッチＣ−２の配設側において２つの要素Ｃ−２，Ｇ１の関連配置を工夫する場合に比べて工夫の自由度が増すため、変速機ケース１０やギヤトレインの大幅な変更なしに、減速プラネタリギヤＧ１の配設・非配設と、それに伴う２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の部分的な変更で変速段数の増減への対応が可能となる。また、減速プラネタリギヤＧ１の配設により増幅されたトルクを伝達することになる入力経路を短く構成することができ、それにより入力経路を構成する部材の強度保持のための厚肉化を防いで、変速段数の増加による重量増加を抑えることができる。
【００８４】
次に、図１９〜図２３は、プラネタリギヤセットＧの構成と、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の構成を若干変更した第２実施形態を示す。まず、図１９にスケルトンで示すように、この形態のプラネタリギヤセットＧは、第１実施形態のものと異なり、ロングピニオンＰ３がサンギヤＳ３に対する噛合部とショートピニオンＰ２に対する噛合部で径の異なる段付ピニオンとされている。そして、この場合、ショートピニオンＰ２は、段付ピニオンＰ３の小径部に噛合するとともに、更に大径サンギヤＳ２とリングギヤＲ２にも噛合する構成とされている。その余の後部構成は第１実施形態と同様であり、各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合に対して達成される変速段、更に、速度線図についても第１実施形態の場合と同様となるので、説明を省略する。
【００８５】
この場合も共通の構成を採る後部に対して、前側は変速段数に応じて変更される。この形態においても６速構成の場合、図２０にスケルトン、図２２に断面で示すように、減速プラネタリギヤＧ１はシンプルプラネタリギヤとされ、そのサンギヤＳ１を前壁１０Ａを通して導入されているステータシャフト１３の先端外周にスプライン嵌合支持され、入力要素としてのリングギヤＲ１を入力軸１１と一体の径方向フランジ部１１ａに連結支持され、ピニオンＰ１を支持するキャリアＣ１がクラッチＣ−３のハブ７４に連結されている。
【００８６】
クラッチＣ−１のドラム６２は、入力軸１１の外周にブッシュを介して回転自在に支持されたシリンダ部材６０の外周端部に固定され、その内周側にセパレータプレートをスプライン係合支持する構成とされ、外周に摩擦材ディスクをスプライン係合支持するクラッチハブ６４は、サンギヤＳ３から延びる動力伝達部材にスプライン係合支持されている。このクラッチＣ−１の油圧サーボ６は、上記シリンダ部材６０の一側をシリンダとし、それに外嵌するピストン６１を備える構成とされ、ピストン６１の外周側はクラッチドラム６２と摩擦部材６３の間まで径方向外方に延長されている。
【００８７】
一方、クラッチＣ−３のハブ７４は、一端側を減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結され、他端側をクラッチＣ−１のドラム６２に連結されてシリンダ部材６０を介して入力軸１１に支持され、その外周にスプライン係合で摩擦部材の摩擦材ディスクを支持する構成とされ、セパレータプレートを内周側にスプライン係合支持するドラム７４は、軸方向後方に延長されて、その先端部に櫛歯状の噛み合い部で連結する板状の連結部材を介してサンギヤＳ２の延長軸部にスプライン係合支持されている。クラッチドラム７４の前側は若干縮径された段差部を経て径方向に延長され、内周側で軸方向後方に折り返されて減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１の裏側まで延び、そこでステータシャフト１３の先端部外周にブッシュを介して支持されている。クラッチＣ−３の油圧サーボ７は、ドラム７４の段差部と折り返し部との間に形成されたシリンダ７０と、そこに嵌挿されたピストン７１で構成されている。なお、クラッチＣ−３のドラム７４は、バンド構成のブレーキＢ−１のドラムも兼ねており、ブレーキＢ−１の油圧サーボは、他の油圧サーボと異なりバンドに対して接線方向に延びる配置となるため、図示されていない。
【００８８】
次に、図２３に示す５速構成の場合、減速プラネタリギヤＧ１は、ダブルピニオン構成とされ、キャリアＣ１が入力軸１１と一体の径方向フランジ部１１ａに連結支持され、リングギヤＲ１が浮動状態に支持された配置とされている。この場合の非減速回転の入力クラッチとなるクラッチＣ−１のドラム６２は、径方向フランジ部１１ａの外周端部に固定され、その内周側にセパレータプレートをスプライン係合支持する構成とされ、外周に摩擦材ディスクをスプライン係合支持するクラッチハブ６４は、サンギヤＳ３から延びる動力伝達部材にスプライン係合支持されている。このクラッチＣ−１の油圧サーボ６は、入力軸１１と一体の径方向フランジ部１１ａの一側をシリンダ６０とし、径方向フランジ部１１ａに外嵌するピストン６１を備える構成とされている。
【００８９】
一方、減速回転の入力手段を構成するクラッチＣ−３は、リングギヤＲ１の外周をハブとして、その外周にスプライン係合で摩擦部材の摩擦材ディスクを支持する構成とされている。この場合のクラッチドラム７２側の構成は、油圧サーボ７の構成も含めて、６速構成の場合と同様である。
【００９０】
最後に、図２４及び図２５は、本発明の第３実施形態を示す。この形態は、前２形態のギヤトレイン配置とは逆に、１つのクラッチＣ−２が前側、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３が後側に配置された例である。こうした配置を採る場合の６速構成時の全体構成は、図２４にスケルトンで示すようになる。このトレインを構成する各要素の機能は、前記第１実施形態における６速構成のものと全く同様となるので、各要素に同様の参照符号を付して対応関係を示し、係合図表、速度線図及びそれに基づくギヤ比、変速段の説明については、それらの参照を以て説明に代え、以下、具体的な構成について、相違点を主として図２５の断面図に基づき説明する。
【００９１】
まず、キャリアＣ２（Ｃ３）に入力軸１１の回転を直接入力するクラッチＣ−２は、前記の説明から明らかなように、前進１速（１ＳＴ）〜３速（３ＲＤ）及び後進（ＲＥＶ）時に係合されないクラッチである。そのため、このクラッチＣ−２は、車両停止時のようなトルクコンバータ４からのエンジントルクを増幅したストールトルクを受けることはなく、また、図９の速度線図を参照して、他の２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３との対比でわかるように、減速による増幅トルクを負担することはない。したがって、このクラッチＣ−２は、他のクラッチに比してトルク容量（この容量は、クラッチ径と摩擦部材の枚数により決まる）の小さなクラッチとすることができる。したがって、このクラッチ径を小さくすることで、図２４に示す軸位置関係から、主軸Ｘとデフ軸Ｚの軸間距離に対して、クラッチ径を小さくした分だけデフリングギヤ３１のギヤ径を大きくすることができる。
【００９２】
また、本実施形態のクラッチＣ−２は、上記理由から他の２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３に比べてコンパクトにすることができる関係を利用して、カウンタドライブギヤ１９の一方側に配置されることで、結果的にギヤトレインの端部に位置させ、その摩擦部材と油圧サーボの間に障害物のない配置とすることができる。そこで、本形態では、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のトルクコンバータハウジング側の隔壁（オイルポンプボディを兼ねる）１０ａのカバー１０ｂ側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５７を介してプレッシャプレート５８を押圧する構成とされ、入力軸１１に一体化されたフランジ５９との間でクラッチ摩擦部材（ディスクとセパレータプレート）５３を挟持して、フランジ５９側のハブからの入力回転をドラム５２を介してキャリアＣ２，Ｃ３に入力することになる。
【００９３】
ところで、こうした静止シリンダ型の油圧サーボ構成を採ると、一般的なドラム内配置の油圧サーボのようにサーボドラム内でサーボ力を閉ループさせることで、軸方向の不平衡力を相殺することができなくなるが、本形態では、減速プラネタリギヤＧ１を、その反力要素としてのサンギヤＳ１が変速機ケース１０に固定され、その入力要素としてのリングギヤＲ１がフランジ１６を介して入力軸１１に連結されており、フランジ１６とサンギヤＳ１との間にベアリング１７が配設された構成により、静止シリンダ型油圧サーボ５のサーボ力は、入力軸１１、フランジ１６及びベアリング１７を介してサンギヤＳ１に伝達されて、変速機ケース１０のリアカバー１０Ｃに支持されるようにしている。
【００９４】
他方、クラッチＣ−１の摩擦部材６３は、減速プラネタリギヤＧ１の外周側に配置されている。そして、クラッチＣ−３の摩擦部材７３は、プラネタリギヤセットＧの外周側に配置されている。このように、これらクラッチをそれぞれ減速プラネタリギヤＧ１及びプラネタリギヤセットＧに対して外径側にオーバラップさせているのは、これらのクラッチが、エンジントルクを減速して増幅されたトルクを伝達することと、前記ストールトルク負荷の関係で、前記クラッチＣ−２より大容量のものであることから、減速プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧに対して軸方向に並べた場合の小径化に伴う摩擦部材枚数の増加による軸方向寸法の増加を避ける意味合いを持っている。
【００９５】
このように配置した両クラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３に対して、減速プラネタリギヤＧ１の軸方向他方側に、クラッチＣ−１及びクラッチＣ−３を操作する油圧サーボ６及び油圧サーボ７が設けられている。これら油圧サーボ６，７は、それらの個々のピストン６１，７１を一方のドラム６０の内側及び外側に嵌合させて個々に作動可能に配置されている。更に詳しくは、クラッチＣ−１を構成する摩擦部材６３の外周を支持するドラム６２の内周側がピストン６１のシリンダとされ、ドラム６２の外周側に被さるクラッチＣ−３のドラムが、ピストン７１とされている。
【００９６】
この配列の油圧サーボ構成では、ピストン６１がクラッチＣ−１の摩擦部材６３をドラム６２との間で挟持し、それによりキャリアＣ１の減速回転をハブ６４を介して小径のサンギヤＳ３に入力する作動を行う。このときのサーボ力は、ピストン６１から摩擦部材６３を経てドラム６２に戻り、ドラム６２にかかる油圧反力と相殺する閉ループを構成する。一方、ピストン７１は、クラッチＣ−３の摩擦部材７３をドラム６２との間で挟持し、それによりキャリアＣ１の減速回転をハブ７４を介して大径のサンギヤＳ２に入力する作動を行う。このときのサーボ力も、ピストン７１から摩擦部材７３を経てドラム６２に戻り、ドラム６２にかかる油圧反力と相殺する閉ループを構成する。
【００９７】
このように、両クラッチＣ−１，Ｃ−３の摩擦部材６３，７３の位置を自動変速機の外端から離れた配置とし、比較的設計自由度が大きなそれらの操作用の油圧サーボ６，７を外端に配置することにより、搭載する車両との干渉が問題となる変速機端部の形状に自由度を与え、車両搭載性を向上させている。しかも、一方のクラッチＣ−１のドラム６２の内側と外側をシリンダとして、それぞれのピストン６１，７１を内外位置関係に置いて、個々に作動可能とすることで、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３の掴み替え操作（こうした操作は、跳び変速時に必要となる）を可能としながら、両クラッチ油圧サーボ６，７のシリンダの共通化により、両油圧サーボの専有スペースをコンパクト化している。
【００９８】
この第３実施形態のように１つのクラッチＣ−２を前側にし、２つのクラッチＣ−１，Ｃ−３をプラネタリギヤセットの後側に配置した構成を基本とする場合でも、前記２形態と同様に減速プラネタリギヤＧ１の有無と、それに応じた両クラッチＣ−１，Ｃ−３の入力側の連結構成の変更で変速段数の変更への対応が可能である。そして、特にこのトレイン配置を基本とする場合、リアケース１０Ｃ部を変更することで、変速段数の変更への対応が可能となるため、各変速段数に対して変速機の外形を最小限に抑えるコンパクト化が可能となる。
【００９９】
以上、本発明をプラネタリギヤセットを良好なギヤ比ステップが得られるラビニヨ式のギヤセットとした一実施形態を基に詳説したが、同様の良好なギヤ比ステップが得られるギヤセットは、これに限るものではなく、各変速要素の連結関係と入出力関係の工夫により、シンプルプラネタリギヤとダブルプラネタリギヤの組み合わせ、ダブルプラネタリギヤ同士の組み合わせによっても、同様の比較的良好なギヤ比ステップを実現できる。したがって、本発明は、こうした異なる形式のギヤセットにより同様のクラッチ数とブレーキ数により多段を達成するギヤトレインにも適用可能なものであり、例示した実施形態に限定されるものではない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の自動変速機の第１実施形態における６速ギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２】第１実施形態における５速ギヤトレインの一部を示すスケルトン図である。
【図３】第１実施形態における４速ギヤトレインの一部を示すスケルトン図である。
【図４】第１実施形態における３速ギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図５】上記６速ギヤトレインの作動を表す係合図表である。
【図６】上記５速ギヤトレインの作動を表す係合図表である。
【図７】上記４速ギヤトレインの作動を表す係合図表である。
【図８】上記３速ギヤトレインの作動を表す係合図表である。
【図９】上記６速ギヤトレインの速度線図である。
【図１０】上記５速ギヤトレインの速度線図である。
【図１１】上記４速ギヤトレインの速度線図である。
【図１２】上記３速ギヤトレインの速度線図である。
【図１３】上記６速ギヤトレインを具体化した断面図である。
【図１４】図１３の部分拡大図である。
【図１５】図１３の他部の部分拡大図である。
【図１６】上記５速ギヤトレインを具体化した部分断面図である。
【図１７】上記４速ギヤトレインを具体化した部分断面図である。
【図１８】上記３速ギヤトレインを具体化した断面図である。
【図１９】本発明の自動変速機の第２実施形態における６速ギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２０】第２実施形態における５速ギヤトレインの一部を示すスケルトン図である。
【図２１】第２実施形態における４速ギヤトレインの一部を示すスケルトン図である。
【図２２】第２実施形態の６速ギヤトレインを具体化した断面図である。
【図２３】第２実施形態の５速ギヤトレインを具体化した断面図である。
【図２４】本発明の自動変速機の第３実施形態における６速ギヤトレインを展開して示すスケルトン図である。
【図２５】第３実施形態における６速ギヤトレインを具体化した断面図である。
【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
Ｃ−３ 一方のクラッチ
Ｃ−１ 他方のクラッチ
Ｃ−２ １つのクラッチ
Ｂ−１ バンドブレーキ（第１係止要素）
Ｂ−２ ブレーキ（第２係止要素）
Ｆ−１ ワンウェイクラッチ（第２係止要素）
Ｓ１ サンギヤ（要素）
Ｃ１ 出力要素
Ｓ３ サンギヤ（第１変速要素）
Ｒ２（Ｒ３） リングギヤ（第２変速要素）
Ｃ２（Ｃ３） キャリア（第３変速要素）
Ｓ２ サンギヤ（第４変速要素）
５，６，７ 油圧サーボ
１０ 変速機ケース
１０ａ 変速ケース自体のボス部
１０Ｃ リアケース
１１ 入力軸
１３ ステータシャフト
１９ カウンタドライブギヤ（出力部材）
５２，６２，７２ ドラム
５３，６３，７３ 摩擦部材
５４，６４，７４ ハブ
６０ シリンダ（動力伝達部材）
８３ バンド[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an automatic transmission mounted on a vehicle, and more particularly to an arrangement of each transmission component in the gear train.
[0002]
[Prior art]
Many automatic transmissions for vehicles are provided with three clutches for transmitting the rotation of the input shaft to the sun gear, the carrier and the ring gear as the transmission elements of the planetary gear set. There are various types of arrangements of these clutches, but it is assumed that a compact four-speed gear train configuration is adopted in which two clutches are arranged on one side and one clutch on the other side with a planetary gear set interposed therebetween. There is one disclosed in Japanese Patent No. 172222.
[0003]
On the other hand, in the same clutch arrangement as described above, a planetary gear for reduction is arranged adjacent to one clutch on the other side, and the reduced rotation is input to the transmission element of the planetary gear set via the clutch. Japanese Patent Laid-Open No. 4-125345 discloses a configuration that achieves the fifth forward speed.
[0004]
Further, Japanese Patent Laid-Open No. 4-219553 proposes a configuration that achieves six forward speeds by adopting a configuration in which two speed reduction rotations are input to two speed change elements of a planetary gear set. In this gear train, a configuration is adopted in which three clutches are collectively arranged on one side of the planetary gear set, and the decelerated rotation via the deceleration planetary gear is input to the planetary gear set across the non-decelerated rotation input clutch.
[0005]
As described above, in the conventional automatic transmission, the gear train configuration is changed according to the number of shift stages to be achieved, and the rationality is individually pursued.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, recent automatic transmissions are required to be multi-staged in order to ensure drivability and improve fuel consumption, which is indispensable for energy saving, but there are also requirements for light weight and cost reduction. In order to meet such a demand with both sides, it is effective if a gear train that can be widely adapted to different requirements for each vehicle type, from the 3rd speed, which is advantageous in terms of weight and cost, to the 6th speed in multiple stages is effective. Looking at the conventional configuration from this point of view, while adopting a configuration in which three clutches are arranged in common, the gear train arrangement that varies depending on the presence of reduction planetary gears and the number of reduction rotation inputs is adopted, and it is adaptable to the vehicle type There are still problems to be improved.
[0007]
Therefore, in order to consider the relationship between the clutch arrangement and the reduction planetary gear, when the reduction planetary gear arrangement that achieves the fifth speed is followed and the six-speed is achieved by two reduction inputs by the two-to-one clutch arrangement, the reduction planetary gear is used. One speed reduction rotation is connected to a nearby clutch and transmitted as it is, and the other speed reduction rotation is once guided to the opposite clutch through the inner peripheral side of the planetary gear set, and the output through the clutch is further transferred to the planetary gear set side. As a result, the connection of the torque is increased, and the transmission of the torque transmission member amplified by the deceleration becomes longer, resulting in a problem of an increase in weight in order to maintain the strength of the member.
[0008]
The present invention has been made in view of such circumstances, and is substantially fundamental from the fourth speed that does not require a reduction planetary gear to the fifth and sixth speeds that require a reduction planetary gear without causing unnatural torque transmission member routing. An object of the present invention is to provide an automatic transmission that can be appropriately handled without changing the train configuration.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  To achieve the above object, the present invention provides a planetary gear set having four speed change elements, three clutches that detachably connect three different input paths of the planetary gear set, and at least two locking elements. An automatic transmission for a vehicle that achieves multiple speeds by selecting an input path by engaging / disengaging each clutch and fixing an appropriate speed-changing element by selecting whether to engage / disengage a locking element. A reduction planetary gear that decelerates the input to at least one of the clutches, two clutches are arranged on one side of the planetary gear set,SaidOne clutch is arranged on the other side of the planetary gear set, and the reduction planetary gear isSaidOn the side where the two clutches are located, Arranged with one element fixed to the tip of the boss on the transmission case side,at leastSaidConnected to one of the two clutchesOne hydraulic servo of the two clutches is disposed on the boss portion on one side of the reduction planetary gear, and the other hydraulic servo of the two clutches is disposed on the input shaft on the other side of the reduction planetary gear. Be doneIt is characterized by that.
[0010]
  Next, in order to improve compatibility, the planetary gear set andSaidAn input shaft passing through the inner peripheral side of the two clutches, the input shaft;SaidThe members that make up the input path through the two clutches are:SaidWith planetary gear setSaidIt is effective to connect the two clutches so as to be detachable in the axial direction.
[0012]
  Next, from the meaning of shortening the axial length,One of the two clutchesThe friction member is disposed on the outer peripheral side of the speed reduction planetary gear,The other of the two clutchesThe friction member isTheIt is effective to adopt a configuration in which the other clutch is disposed on the outer peripheral side of the hydraulic servo.
[0013]
  Next, in the sense of radial compaction, the locking element includes a band brake, and the band of the band brake isOne of the two clutchesIt is effective that the drum is engaged with the outer periphery of the drum, and the drum is supported by a boss portion on the transmission case side.
[0014]
  Further, in terms of shortening the axial length, the boss portion on the transmission case side is composed of a boss portion of the transmission case itself and a stator shaft extending beyond the boss portion, and the reduction planetary gear has its sun gear asSaidFixed to the tip of the stator shaft,One of the two clutchesDrumSaidAt a position that overlaps the sun gear in the radial directionSaidIt is effective to support the transmission case itself by a boss.
[0015]
Next, in order to minimize the change of the two clutches accompanying the change of the number of gears, the planetary gear set is expressed as a vertical axis at a horizontal axis interval corresponding to the gear ratio of the position of each transmission element. In addition, when each element is referred to as the first to fourth transmission elements in order from the one end in the horizontal axis direction based on the speed diagram representing the rotation speed ratio of each transmission element on the vertical axis, the first transmission element Is connected to the input path by the other of the two clutches, the second speed change element is connected to the output member, and the third speed change element is arranged on the other side of the planetary gear set. The input path is coupled by the second latching element and can be latched by the second latching element, and the fourth transmission element is coupled to the input path by one of the two clutches and the first latching element It is effective to more lockable and configurations.
[0016]
  In particular, in the case of a 6-speed configuration, the two clutches are bothSaidIt is effective to have a configuration connected to the output element of the reduction planetary gear.
[0017]
  In the case of a 5-speed configuration,One of the two clutchesIs connected to the output element of the reduction planetary gear,The other of the two clutchesIt is effective to adopt a configuration connected to the input shaft.
[0018]
  Next, in the sense of compacting,The other of the two clutchesThe hydraulic servoTheIt is effective to configure the drum of the other clutch with a power transmission member that connects the transmission element of the planetary gear set.
[0019]
  In a similar sense, the two clutches have a common hub, which isSaidIt is effective to have a configuration connected to the output element of the reduction planetary gear.
[0020]
  Further, in the case of downsizing the outer shape of the transmission according to the number of shift stages, a rear case is provided at the rear end of the transmission case, the two clutches,SaidDeceleration planetary gearSaidIt is effective to have a configuration arranged in the rear case.
[0021]
[Action and effect of the invention]
  In the configuration of the first aspect, since the arrangement side of the reduction planetary gear is the arrangement side of the two clutches, the related arrangement of the three elements can be devised to make the mechanism compact. Since the degree of freedom of contrivance is increased compared to devising the related arrangement of the two elements on the arrangement side of the two clutches, the reduction planetary gear is arranged / not arranged without significant changes in the transmission case and gear train. Thus, it is possible to cope with an increase or decrease in the number of gears by partially changing the two clutches. In addition, the input path that transmits the amplified torque can be shortened by the provision of the speed reduction planetary gear, thereby preventing the thickness of the members constituting the input path from being increased in thickness and preventing shifting. An increase in weight due to an increase in the number of stages can be suppressed.Furthermore, because the dimension of the hydraulic servo of the other clutch can be secured in the inner diameter direction by arranging it on the input shaft, the pressure receiving area of the hydraulic servo can be increased, and the configuration of the friction member accordingly Since the number of sheets can be reduced, the shaft length can be shortened. Further, particularly when the other clutch is used as an input clutch for deceleration torque due to the provision of the reduction planetary gear, the pressure receiving area of the hydraulic servo can be increased for the above reason, and therefore it is easy to secure the capacity of the clutch.
[0022]
Next, according to the second aspect of the present invention, it is possible to unitize a portion that is changed in accordance with the arrangement / non-arrangement of the reduction planetary gear and a portion that does not need to be changed, thereby improving the assembling workability. it can.
[0024]
  Next, the claim3In the described configuration, the friction members of the two clutchesTheFor superposed arrangement of reduction planetary gears and hydraulic servos of other clutchesTo doThus, the axial dimension can be shortened.
[0025]
  Next, the claim4In the described configuration, by disposing the locking element as a band brake, an arrangement can be made in which the radial dimension is hardly increased, and the transmission can be reduced in diameter. Further, it is possible to reliably support the load related to the drum accompanying the band braking.
[0026]
  Next, the claim5In the configuration described above, the fitting length of the fixed portion can be shortened by fixing the sun gear with a stator shaft that is made of high-strength steel to a transmission case that is usually made of aluminum. A space can be provided on the circumference side, and using this spaceOne of the two clutchesBy supporting the drum, the load at the time of brake engagement can be supported at a position closer to the inner diameter side of the drum fastening portion by the band brake, and the moment related to the drum can be reduced, and the axial dimension can also be shortened. It becomes.
[0027]
  Next, the claim6In the described configuration, the gear train configuration can be changed without changing the connection relationship on the output side of the two clutches, so that the change in the configuration of the two clutches can be minimized.
[0028]
  Next, the claim7With the described configuration, two speed reduction inputs via the speed reduction planetary gear can be made to the planetary gear set, so that an automatic transmission having a 6-speed configuration can be realized.
[0029]
  Meanwhile, claims8With the described configuration, one speed reduction input via the speed reduction planetary gear can be made to the planetary gear set, so that an automatic transmission having a five-speed configuration can be realized.
[0030]
  Next, the claim9In the configuration described,The other of the two clutchesSince the hydraulic servo can be configured by using a power transmission member that connects the friction member of the clutch and the planetary gear set, the hydraulic servo can be shortened in the axial direction, and a reduction planetary gear is provided. The elongation of the shaft length can be minimized. Therefore, conversely, the occurrence of dead space when the number of gears is reduced can be reduced.
[0031]
  Next, the claim10In the described configuration, the number of the radial cross members can be reduced by sharing the hub of the two clutches, thereby shortening the axial length. Further, the transmission path for the deceleration torque can be made common, so that the weight and size can be reduced.
[0032]
  Next, the claim11In the configuration described above, the rear case portion can be changed to cope with the change in the number of shift stages, so that the size of the transmission can be reduced to the minimum with respect to each shift stage number.
[0033]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 to 18 show a first embodiment embodying the present invention. As shown in FIG. 1 to FIG. 4, the automatic transmission is a three-axis transaxle in which a main shaft X, a counter shaft Y, and a differential shaft Z are arranged in parallel to each other, as shown by a skeleton. It is embodied in the form of.
[0034]
This transmission uses the elements constituting the Ravigneaux type planetary gear set G, that is, the sun gears S2 and S3, the carrier C2 (C3), and the ring gear R2 (R3) as transmission elements. Appropriate rotations are input through the clutches C-1, C-2, and C-3, respectively, and a variable speed rotation is output from one element R2. For this purpose, two locking elements B-1, B- are used. 2 (F-1) is configured to take reaction force against the two speed change elements.
[0035]
In this configuration, the planetary gear set G includes a small-diameter sun gear S3 that serves as an input element, and a large-diameter sun gear S2 that serves as an input element and a reaction force element, and one meshes with the large-diameter sun gear S2. Is engaged with the small-diameter sun gear S3, the long pinion P2 and the short pinion P3, the carrier C2 (C3) serving as an input element / reaction element for supporting them, and the ring gear R2 (as an output element meshing with the long pinion P2). R3).
[0036]
On one side of this planetary gear set G (in this embodiment, the side where engine power is input via a torque converter, this side is referred to as the front side throughout this specification), two input clutches C-1, C-3 is disposed, and one input clutch C-2 is disposed on the other side (also referred to as the rear side). Each clutch has an input side directly or indirectly connected to an input shaft 11 passing through the inner periphery of the planetary gear set G, and an output side connected to each speed change element. As is well known, the input shaft 11 is connected to the turbine runner 42 of the torque converter 4 with a lock-up clutch 43 that transmits engine power (not shown) from the pump impeller 41 to the turbine runner 42.
[0037]
On the other hand, a ring gear R2 (R3) as an output element of the planetary gear set G is connected to a canter drive gear 19, and its output is a large-diameter counter-driven gear 21, a countershaft 20, a small-diameter differential gear meshing with the canter drive gear 19. It is decelerated by the drive pinion gear 22, is transmitted to the differential case 32 via the differential ring gear 31, and is transmitted from the internal differential gear to the wheels via the differential shaft 30.
[0038]
In this embodiment, the engaging element for fixing the reaction force element of the planetary gear set G to the case 10 as necessary is a brake B-1 having a band-drum configuration for fixing the large-diameter sun gear S2, and a carrier C2 (C3). The brake B-2 having a multi-plate structure that fixes the motor to the case 10 and a one-way clutch F-1 in parallel thereto.
[0039]
In the gear train based on such an arrangement, a reduction planetary gear G1 having a single pinion configuration is arranged adjacent to the two clutches C-1 and C-3 in the case of the six-speed configuration shown in FIG. In this case, the sun gear S1 of the reduction planetary gear G1 is fixed to the case 10 as a reaction force element, the ring gear R1 is connected to the input shaft 11 as an input element, and the carrier C1 of the pinion P1 that meshes with the sun gear S1 and the ring gear R1 is reduced and rotated. The output element is connected to the input side of the clutch C-1 and the input side of the clutch C-3. Therefore, in this train, both the clutches C-1 and C-3 constitute a clutch that inputs a reduced speed rotation.
[0040]
Next, in the case of the fifth speed configuration, as shown in FIG. 2, a reduction planetary gear G1 having a double pinion configuration is disposed adjacent to the two clutches C-1 and C-3. In this case, the sun gear S1 of the speed reduction planetary gear G1 is fixed to the case 10 as a reaction force element, and a carrier C1 of a pair of pinions P1, P1 ′ meshing with each other and meshing with the sun gear S1 and the other meshing with the ring gear R1. A ring gear R1 connected to the input shaft 11 and meshing with one pinion P1 ′ is connected to the input side of the clutch C-3 as an output element for reduced speed rotation. Therefore, in this train, the clutch C-3 constitutes a clutch that inputs a reduced speed rotation. The clutch C-1 as an input element for non-decelerated rotation is coupled to the input shaft 11. The connection relationship on the output side of both clutches is the same as in the case of the 6-speed configuration.
[0041]
Further, in the case of the 4-speed configuration, as shown in FIG. 3, no reduction planetary gear is arranged, and the input sides of the clutch C-1 and the clutch C-3 are both connected to the input shaft 11, and the output side of the clutch C-1 Is connected to the sun gear S3 in the same manner as in the 6-speed and 5-speed configurations, and the output side of the clutch C-3 is also connected to the sun gear S2.
[0042]
Moreover, although it is exceptional, when it is set as a 3rd speed structure, as shown in FIG. 4, the structure which removed one clutch C-2 further is taken.
[0043]
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). FIGS. 5 to 8 graphically illustrate the relationship between the engagement of the clutch and brake (or one-way clutch) and the shift speed achieved thereby for each of the shift speed configurations described above. Circles in the figure represent engagement, and circles with parentheses represent engagement for achieving engine braking. Regarding the engagement chart of the fifth speed configuration shown in FIG. 5, the engagement element for achieving the fifth speed can be the brake B-1 instead of the clutch C-3, It is also possible to adopt a five-speed configuration in which the fourth speed in the signal table is omitted.
[0044]
Here, although somewhat different from the subject of the present invention, the reason for disposing the one-way clutch F-1 will be described. As can be seen from the engagement / release relationship between the brakes B-1 and B-2 at the time of the first speed and the second speed, the two brakes are released at the time of up-downshifting between both gears. The other engagement is performed at the same time, so that a so-called re-engaged friction engagement element is obtained. Such gripping of frictional engagement 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 the complexity of the hydraulic circuit are required. It will lead to the conversion. Therefore, in this embodiment, the reaction force torque applied to the carrier C3 is reversed between the first speed and the second speed, and the engagement direction of the one-way clutch F-1 is changed to the reaction force torque at the first speed. By setting according to the support direction, the one-way clutch F-1 can function substantially the same as the engagement of the brake B-2, and instead of the engagement of the brake B-2 at the first speed. (However, since the direction of the reaction torque applied to the carrier C3 is reversed with respect to the engine driving state in the vehicle coasting state of the wheel driving, in order to obtain the engine braking effect, parentheses in FIGS. As shown by the mark, the engagement of the brake B-2 is required), and the carrier C2 (C3) is locked. Therefore, in order to simply 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.
[0045]
9 to 12 show the operation of each of the gear trains as a vertical axis with a horizontal axis interval corresponding to the gear ratio of the position of each transmission element of the planetary gear set. A speed diagram showing the rotation speed ratio is shown. In the figure, ● represents the engagement of each clutch and brake, and ○ represents the relationship between the achieved shift speed and the rotation speed ratio of each shift element at that time. In the case of the 6-speed configuration shown in FIG. 9, first, the first speed is achieved by the engagement of the clutch C-1 and the brake B-2 shown in the engagement chart of FIG. Thereby, the rotation decelerated from the input shaft 11 shown in FIG. 1 through the reduction planetary gear G1 is input to the small-diameter sun gear S3 via the clutch C-1, and counteracts against the carrier C3 locked by the engagement of the one-way clutch F-1. Taking the force, the reduced speed rotation of the ring gear R3 with the maximum reduction ratio is output to the counter drive gear 19. Subsequent power transmission is as described above with reference to the skeleton.
[0046]
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 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.
[0047]
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 speed 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 directly connected. 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.
[0048]
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 C-2 on the other hand. The rotation that is input to the carrier C3 and is intermediate between the two input rotations is output to the counter drive gear 19 as the rotation of the ring gear R3 that is slightly decelerated with respect to the rotation of the input shaft 11.
[0049]
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 C-2 on the other hand. The rotation input to the carrier C2 and slightly increased from the rotation of the input shaft 11 of the ring gear R2 is output to the counter drive gear 19.
[0050]
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 C-2 only to the carrier C2, and the ring gear R2 taking the reaction force against the sun gear S2 locked by the engagement of the brake B-1 is further accelerated. The rotation is output to the counter drive gear 19.
[0051]
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 speed 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.
[0052]
The shift speeds achieved in this way are shown in the speed diagram of FIG. 9 as can be understood qualitatively by referring to the vertical intervals indicated by the circles 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. 5 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 = 44/78, and the gear ratio of the sun gear S2 and the ring gear R2 (R3) on the large-diameter sun gear side of the planetary gear set G is λ2 = 36. / 78, setting the gear ratio λ3 = 30/78 between the sun gear S3 on the small-diameter sun gear side and the ring gear R3, the input / output gear ratio is
First speed (1ST): (1 + λ1) /λ3=4.067
Second speed (2ND): (1 + λ1) (λ2 + λ3) / λ3 (1 + λ2) = 2.354
3rd speed (3RD): 1 + λ1 = 1.564
Fourth speed (4TH): (1 + λ1) / (1 + λ1−λ1 · λ3) = 1.161
5th speed (5TH): (1 + λ1) / (1 + λ1 + λ1 · λ2) = 0.857
6th speed (6TH): 1 / (1 + λ2) = 0.684
Reverse (REV):-(1 + λ1) /λ2=−3.389
It becomes. And the step between these gear ratios is
Between 1st and 2nd speed: 1.73
Between 2nd and 3rd speed: 1.51
Between 3rd and 4th speed: 1.35
Between 4th and 5th speed: 1.35
Between 5th and 6th speed: 1.25
It becomes.
[0053]
Next, in the case of the 5-speed configuration shown in FIG. 10, the input / output relationship is the same as that in the case of the 6-speed configuration for the first to fifth speeds (1ST to 5TH) and the reverse speed (REV) as the forward speed. However, since the input due to the engagement of the clutch C-1 is non-decelerated rotation from the input shaft 11, and the input due to the engagement of the clutch C-3 is decelerated rotation through the reduction planetary gear G1, the reduction ratio is different. That is, the reduction ratio becomes small at the first speed (1ST) and the second speed (2ND). In addition, the third speed (3RD) is not directly coupled to the non-deceleration input via the clutch C-1 by the deceleration input via the clutch C-3, and becomes the speed reduction stage with the smallest reduction ratio. And the 4th speed (4TH) by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-2 becomes a direct connection stage. Further, at the fifth overdrive speed (5TH), the reduction ratio of the reduction planetary gear G1 is larger than that in the case of the six-speed configuration, so the speed increase ratio becomes large. On the other hand, the reverse speed (REV) is larger than that in the case of the 6-speed configuration because the reduction ratio of the reduction planetary gear G1 is large.
[0054]
Further, in the case of the 4-speed configuration shown in FIG. 11, the first speed (1ST) and the second speed (2ND) are the same as the first and second speeds of the 5-speed configuration and the input / output relationship and the reduction ratio. Further, in this case, the time of input by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-2 is a direct coupling stage. The fourth speed (4TH) of the overdrive is the same as the sixth speed in the case of the six-speed configuration, in terms of input / output relationship and speed increase ratio. For reverse (REV), the input / output relationship is the same as that of the former two, but since the input via the clutch C-3 is non-decelerated rotation, the reduction ratio in this case is the smallest.
[0055]
In the case of the three-speed configuration shown in FIG. 12, all the first to third speeds (1ST to 3RD) and the reverse speed (REV) have the same input / output relationship and reduction ratio as in the case of the 4-speed configuration. However, the third speed (3RD) of the direct connection stage in this case is achieved by simultaneous engagement of the clutch C-1 and the clutch C-3, unlike the case of the 4-speed configuration.
[0056]
Next, FIGS. 13 to 16 show cross-sections of actual configurations when the gear trains that achieve the sixth to third speeds are incorporated in a common case. Hereinafter, details that do not appear in the skeleton will be described. Throughout this specification, the term clutch is a generic term for a friction member, a hub and a drum for supporting the friction member and transmitting torque, and a hydraulic servo incorporated in the drum as a cylinder. In addition, a friction member, a hub that supports the friction member and transmits torque to the case, and a hydraulic servo that incorporates the case as a cylinder are collectively referred to.
[0057]
The case 10 that houses the speed change mechanism includes a case main body 10B that includes a peripheral wall portion 10f that expands in a taper shape from the rear end wall portion 10e toward the front, an oil pump body 10p that closes an opening at the front end, and oil that is fixed thereto. It is composed of a pump cover 10q and a front end wall 10A that is bolted to the case body 10B. A spline 10g is formed on the inner surface of the peripheral wall portion 10f of the main body 10B so as to reach the rear end wall portion 10e from the opening at the front end. The rear end wall portion 10e has a rear end to support the rear end of the input shaft 11. A rear boss portion 10b protruding forward from the end wall portion and an annular wall 10e ′ constituting an inner peripheral wall of a hydraulic servo cylinder of the brake B-2, which will be described in detail later, are formed. A step is formed at the axially central portion of the case main body 10B, and a center support 10D made of a separate member is fixed to the step with a bolt from the front side of the case main body. The center support 10D is provided with a boss portion 10d extending rearward on the inner peripheral side thereof, and constitutes a support portion that supports the counter drive gear 19 via a bearing. Further, a front boss portion 10a that protrudes rearward from the oil pump cover 10q is formed on the front end wall 10A.
[0058]
The input shaft 11 is divided into two front and rear shafts 11A and 11B for convenience of processing and assembling, and is connected and integrated with each other by spline engagement. In the shaft of the shaft front half portion 11A, a lubricating oil supply oil passage is provided. 11r and servo pressure supply oil passage 11p are formed, and a lubricating pressure oil passage 11s is formed in the shaft of shaft rear half portion 11B. Further, a flange 11a is formed on the outer periphery near the rear end of the shaft front half part 11A, and a flange 11b is formed on the outer periphery near the rear end of the shaft rear half part 11B. The shaft front half 11A is a sleeve shaft (stator shaft) 13 that is inserted into the inner periphery of the front boss portion 10a via a bush at the inner peripheral side of the oil pump installation position and the front portion of the flange 11a. The shaft rear half part 11B is supported at the front end by spline engagement with the shaft front half part 11A and the rear end is radially supported by the rear boss part 10b of the case 10 via a bearing so as to be adjacent to the support part. Are supported in the axial direction by thrust bearings interposed between the flanges 11a and 11b and the tip ends of both bosses.
[0059]
Two clutches C-1 and C-3 are arranged on the front side of the center support 10D with respect to such a case configuration and an input shaft extending over the entire length, and a planetary gear set G and one clutch C are arranged on the rear side. -2 is arranged. Next, a common configuration is adopted for the 6th to 3rd speed configurations (however, in the 3rd speed configuration, a slight change is made due to the removal of the clutch C-2), the train configuration behind the center support 10D is the first. Explained.
[0060]
As shown in detail in FIG. 14, the planetary gear set G is disposed on the outer periphery of the shaft rear half part 11B of the input shaft 11, and the sun gear S3 has its gear part and extension shaft part respectively connected to the rear half of the shaft via bushes. The sun gear S2 is supported at both ends by the portion 11B, and the sun gear S2 is supported at both ends by the extension shaft portion of the sun gear S3 through bushes. The front end of the carrier C2 (C3) is cantilevered by an extension shaft portion of the sun gear S2 via a bush, and the ring gear R2 is supported by the counter drive gear 19 by spline connection via a flange member. The sun gear S2 of the planetary gear set G is connected to the power transmission member 14 by spline engagement of its extension shaft portion, and the power transmission member 14 is connected to the drum 72 of the clutch C-3 by end face meshing. The sun gear S3 has an extension shaft portion connected to an extension portion of the hydraulic servo cylinder 60 of the clutch C-1 by spline engagement. The carrier C2 (C3) is fixed to the rear end thereof and extends forward on the outer peripheral side of the planetary gear set G, the hub 54 of the clutch C-2, the hub of the brake B-2, and the inner race of the one-way clutch F-1. Are connected to a member 94 that is integrated.
[0061]
The brake B-2 and the one-way clutch F-1 arranged in parallel are extended from the carrier C3 in the axial direction, and the extension portion 94 of the hub 54 having a step in the middle is used as a brake hub and an inner race. The outer race of the one-way clutch F-1 is engaged and supported by a spline 10g formed on the inner periphery of the peripheral wall of the case body 10B.
[0062]
The brake B-2 has a multi-plate configuration, and the friction member 93 is disposed in front of the outer periphery of the planetary gear set G. The hydraulic servo 9 of the brake B-2 is the outer periphery of the hydraulic servo 5 of the clutch C-2. The friction member 93 of the brake B-2 can be engaged through the outside of the friction member 53 of the clutch C-2, and is arranged side by side with the one-way clutch F-1. Yes. The hydraulic servo 9 of the brake B-2 is provided in a form in which a cylinder containing the piston 91 is built in the rear end wall portion 10e of the transmission case 10. More specifically, the separator plate of the friction member 93 is supported by the spline engagement of the separator plate on the peripheral wall portion 10f of the case 10, and the friction material disk rotates around the perimeter of the brake hub 94 by the spline engagement. Stopped and supported. Further, the hydraulic servo 9 inserts an annular piston 91 into a cylinder defined by a peripheral wall portion 10f of the case 10, a rear end wall portion 10e, and an annular wall 10e 'extending in the axial direction from the rear end wall portion 10e. The extended portion of the piston 91 is disposed so as to face the friction member 93 through the outer periphery of the drum 52 of the clutch C-2. The return spring 96 of the hydraulic servo 9 of the brake B-2 and the receiving portion 96 'thereof are disposed in the recess of the spline 10g that supports the friction member 93 of the brake B-2. As described above, the return spring 96 of the hydraulic servo 9 of the brake B-2 and the receiving portion 96 ′ thereof are arranged in the concave portion of the spline of the case 10, so that the return spring 96 does not require a substantial installation space. The outer diameter of the case of the transmission is reduced accordingly.
[0063]
The clutch C-2 as one clutch on one side of the planetary gear set G is configured such that the input side is the clutch drum 52 and the output side is the clutch hub 54, and the inner peripheral side of the clutch drum 52 is a sleeve-like cylinder member. It is connected to and supported by the flange portion 11b of the input shaft 11. The central portion of the clutch drum 52 in the radial direction protrudes rearward in cooperation with the cylinder member, and the inside of the clutch drum 52 forms a cylinder to constitute the hydraulic servo 5. A separator plate is supported by spline engagement on the inner periphery of the axially extending portion on the outer periphery side of the clutch drum 52, and the friction material disk is supported by spline engagement on the outer periphery of the clutch hub 54 integrated with the carrier C3.
[0064]
The hydraulic servo 5 of the clutch C-2 is disposed at the rear side of the planetary gear set G, that is, at the rearmost part of the speed change mechanism, the inner peripheral side is connected to the flange part 11b of the input shaft rear half part 11B, and the outer peripheral side is expanded in diameter. The cylinder 50 is a drum 52, a piston 51 included in the cylinder 50, a centrifugal hydraulic pressure cancel plate 55, and a return spring 56. The hydraulic servo 5 is supplied and discharged through an in-case oil passage 10t formed in the rear boss 10b of the transmission case.
[0065]
The friction member 53 of the clutch C-2 is spline-engaged with the hub 54 on the inner peripheral side and spline-engaged with the drum 52 on the outer peripheral side at the rear side on the outer peripheral side of the planetary gear set G and without the ring gear. A clutch plate sandwiched between a backing plate fixed to the tip of the drum 52 and a piston 51 pushed out from the cylinder 50 by the supply of hydraulic pressure into the hydraulic servo 5. A torque is transmitted from the drum 52 to the hub 54 by the combined operation.
[0066]
In this way, the friction member 53 of the clutch C-2 having a smaller torque capacity than the clutches C-1 and C-3 is transmitted to the planetary gear set by transmitting torque that is not decelerated with respect to the clutch C-2 and the brake B-2. The hydraulic servo 9 of the brake B-2 is arranged in the radial direction on the outer peripheral side of the hydraulic servo 5 of the clutch C-2 whose diameter is increased by increasing the diameter by arranging it on the outer peripheral side of the G and gaining capacity on the friction member side, and correspondingly reduced in diameter. Therefore, the transmission shaft length is further shortened by the arrangement of both hydraulic servos that effectively use the radial space.
[0067]
Next, with respect to the support of the counter drive gear 19, the gear 19 is supported via the bearing 12 on the outer periphery of the boss portion 10d extending rearward on the inner periphery of the support 10D constituting the support member. The support 10D is fixed to the case main body 10B by bolting the outer peripheral side to the end face of the convex portion of the spline in the step portion formed by slightly expanding the diameter of the middle part of the case main body 10B.
[0068]
With respect to the rear portion having such a common configuration, the front side is changed according to the number of shift stages. Hereinafter, the description will be made sequentially from the case of the 6-speed configuration.
[0069]
In the case of the 6-speed configuration shown in FIG. 15, the reduction planetary gear G1 is a single planetary gear. The reduction planetary gear G1 is fitted and fixed to the inner periphery of the front boss portion 10a, and the front end portion fixes the torque converter stator to the oil pump cover via the one-way clutch. The sun gear S1 is fixed by spline engagement, and a ring gear R1 as an input element is connected to the outer periphery of the flange 11a of the input shaft 11 via a flange member, and is arranged on the front side of the speed change mechanism. The front end of the carrier C1 as an output element is integrated with a hub 74 common to the two clutches C-1 and C-3.
[0070]
Next, the hydraulic servos 6 and 7 of the two clutches C-1 and C-3 are arranged on both sides of the reduction planetary gear G1 so as to face each other in the front-rear direction. The hydraulic servo 6 of the clutch C-1 is rotatably supported on the outer periphery of the rear end portion of the shaft front half portion 11A of the input shaft, and the drum 60 is fixed to the outer peripheral side. , A cancel plate 65 that cancels centrifugal hydraulic pressure applied to the back surface of the piston 61, and a return spring 66. The servo pressure is supplied to and discharged from the hydraulic servo through the in-shaft oil passage 11p of the front shaft half 11A.
[0071]
The hydraulic servo 6 of the clutch C-1 is disposed on the inner peripheral side of the friction member 63 of the clutch, and is connected to the sun gear S3 of the planetary gear set G by a spline at the extension shaft portion of the cylinder 60, thereby The power is transmitted from 62 to the sun gear S3 of the planetary gear set G. And it is supported by the input shaft front half 10A on the inner peripheral side of the support 10C as a support member of the counter drive gear 19 that transmits the output from the ring gear R3 of the planetary gear set G to the counter shaft 20.
[0072]
With such a configuration, power transmission from the clutch C-1 to the sun gear S3 of the planetary gear set G can be performed without using a special member for power transmission in the axial direction by using the hydraulic servo 6 of the clutch C-1. This can be done, thereby further reducing the axial length. Further, by arranging the support portion 62a of the drum 62 via the hydraulic servo 6 of the clutch C-1 on the inner peripheral side of the power transmission member 14 so as not to require a substantial axial space, the hydraulic servo 6 The speed change mechanism while securely supporting the clutch drum 62 by thinning the axial length to the axial length corresponding to the arrangement interval of the seal ring that prevents leakage of the servo pressure supply path to the hydraulic servo on both sides in the axial direction The shaft length has been shortened.
[0073]
The hydraulic servo 7 of the clutch C-3 is rotatably supported on the outer periphery of the front boss portion 10a via a bush, and the outer peripheral side is enlarged to form a drum 72, and the cylinder 70 is slidable. The piston 71 includes an inserted piston 71, a cancel plate 75 that cancels centrifugal hydraulic pressure applied to the back surface of the piston 71, and a return spring 76. The servo pressure is supplied to and discharged from the hydraulic servo 7 through an in-case oil passage 10q formed in the front boss portion 10a.
[0074]
The friction member 63 of the clutch C-1 and the friction member 73 of the clutch C-3 are arranged side by side on the outer peripheral side of the reduction planetary gear G1. The friction member 63 of the clutch C- 1 is composed of a multi-plate friction material disk having a spline engaged with the hub 74 on the inner peripheral side and a spline engaged with the drum 62 on the outer peripheral side, and a separator plate. A configuration in which torque is transmitted from the hub 74 to the drum 62 by a clutch engagement operation sandwiched between a backing plate fixed to the tip of the cylinder and a piston 61 pushed out from the cylinder 60 by supplying hydraulic pressure into the hydraulic servo 6. Has been.
[0075]
The friction member 73 of the clutch C-3 is composed of a multi-plate friction material disk having a spline engaged with the hub 74 on the inner peripheral side and a spline engaged with the drum 72 on the outer peripheral side, and a separator plate. Torque is transmitted from the hub 74 to the drum 72 by a clutch engagement operation sandwiched between a backing plate fixed to the cylinder and a piston 71 pushed out from the cylinder 70 by supplying hydraulic pressure into the hydraulic servo 7. Yes.
[0076]
In this way, the two clutches C-1 and C-3 that transmit the deceleration torque output from the reduction planetary gear G1 to the planetary gear set G are placed in the immediate vicinity of the reduction planetary gear G1, and the friction members 63 on the outer peripheral side of the reduction planetary gear G1. 73 and the front and rear hydraulic servos 6 and 7, so that the hub common to both clutches from the carrier C1 is only inside the power transmission from the speed reduction planetary gear G1 to both clutches C-1 and C-3. It is possible to directly transfer the power of one of the two clutches to the planetary gear set G via the hydraulic servo 6 to the shaft for power transmission. The number of members that need to be supported in the axial direction is directly changed from the reduction planetary gear G1 to both clutches C-1 and C-3. And a power transmission, is reduced by the power transmission using the hydraulic servo 6 of the clutch C-1. Therefore, with this configuration, the shaft length of the speed change mechanism is shortened. In addition, the transmission path of the deceleration torque is consolidated, and a shaft for transmitting power is passed through the inner peripheral side of the planetary gear set G due to the complexity of the input path of the deceleration torque and the non-deceleration torque input path to the planetary gear set G. Since the shaft structure is eliminated, the transmission is lighter and more compact.
[0077]
Further, regarding the connection between the input shaft 11 and the mutual connection portion associated with the front and rear division, and the clutch C-1 and the planetary gear G of the clutch C-3 passing between the outer periphery of the input shaft 11 and the inner periphery of the counter drive gear, Spline connecting portion between input shaft front half portion 11A and rear half portion 11B, spline connecting portion between extension shaft portion of sun gear S3 and extension shaft portion of cylinder 60, and spline connecting portion between extension shaft portion of sun gear S2 and power transmission member 14 However, since the three connecting portions are displaced in the axial direction, an increase in diameter due to the overlap in the radial direction of the three connecting portions is prevented, resulting in a compact configuration.
[0078]
Next, the first brake B-1 is a band brake, and the brake band 83 is configured to fasten the drum 72 of the clutch C-3. As a result, the brake B-1 does not require an axial space, and is disposed with almost no increase in radial dimension. Note that the hydraulic servo of this band brake is omitted from illustration because it extends in the tangential direction with respect to the drum 72 at the same axial position as the brake band 83. Thus, the clutch drum 72 that supports the friction member 73 of the clutch C-3 disposed on the outer peripheral side of the reduction planetary gear G1 is used as the drum of the brake B-1, and the support portion of the drum is the sun gear S1 of the reduction planetary gear G1. Therefore, both the radial space for installing the brake drum and the axial space for supporting the drum are reduced, and the outer diameter and the axial length of the speed change mechanism are shortened. In addition, since the drum fastened by the band 83 is supported by the front boss portion 10a of the case on the inner peripheral side of the fastening portion, stable braking performance can be obtained while using the clutch drum 72.
[0079]
Next, in the case of the 5-speed configuration shown in FIG. 16, the reduction planetary gear G1 is changed to a double pinion type with respect to the 6-speed configuration, so that the connection relationship between the input shaft 11 and the two clutches C-1, C-3 is Although changed, as apparent from a comparison between FIG. 15 and FIG. 17, the configurations and arrangements of the two clutches C- 1 and C- 3 can be the same as in the case of the 6-speed configuration. Therefore, the changes will be mainly described below.
[0080]
The reduction planetary gear G1 is arranged such that the carrier C1 is connected and supported by a radial flange portion 11a integrated with the input shaft 11, and the ring gear R1 is supported in a floating state. The hub 64 of the clutch C-1 is an axially extending portion of the outer periphery of the carrier C1, and is configured to support the friction material disk by spline engagement on the outer periphery thereof, and the drum 62 for supporting the separator plate by spline engagement on the inner periphery. Is connected to the sun gear S3 in the same manner as in the case of the 6-speed configuration. The hydraulic servo 6 of the clutch C-1 is the same as in the case of the 6-speed configuration. On the other hand, the clutch C-3 constituting the input means for the reduced speed rotation has a configuration in which the outer periphery of the ring gear R1 is used as a clutch hub, and the friction material disk of the friction member is connected and supported on the outer periphery by spline engagement. The configurations of the clutch drum 72 that supports and engages the spline on the circumferential side and the hydraulic servo 7 are the same as those of the 6-speed configuration. Further, the brake B-1 is substantially the same as that in the case of the 6-speed configuration, and therefore the description thereof is omitted.
[0081]
Further, in the case of the four-speed configuration shown in FIG. 17, the connection relationship between the two clutches C-1 and C-3 with respect to the input shaft 11 is further simplified with the removal of the reduction planetary gear G1. Also in this case, the configurations and arrangements of the two clutches C-1, C-3 and the brake B-1 can be the same as those in the sixth and fifth gear configurations. In the case of this 4-speed configuration, the hubs of the two clutches C-1 and C-3 are shared as one member, and are connected and fixed to the outer periphery of the radial flange portion of the input shaft 11. The reason why this connecting position is the axial center position on the inner peripheral side of the hub is to support the load on the hub in a well-balanced manner.
[0082]
In the case of the three-speed configuration shown in FIG. 18, the clutch C-2 for the overdrive stage is removed from the four-speed configuration, which is a change on the rear side of the speed change mechanism. In this case, it can be dealt with by simply eliminating the incorporation of the clutch C-2. In the case of the 3rd and 4th speed configurations, the torque amplified by the reduction planetary gear G1 does not act on the clutches C-1 and C-3, so that the torque input to the transmission is lower than that in the 5th and 6th speed configurations. The transmission can have a high torque capacity that is twice the gear ratio of the speed reduction planetary gear G1.
[0083]
As described in detail above, according to the first embodiment, the arrangement side of the reduction planetary gear G1 at the time of multi-stage is made the arrangement side of the two clutches C-1 and C-3, thereby making the mechanism compact. Because of this, the related arrangement of the three elements C-1, C-3, G1 can be devised, so the related arrangement of the two elements C-2, G1 is devised on the arrangement side of the one clutch C-2. Since the degree of freedom of the device is increased as compared with the case where the transmission is performed, the arrangement and non-arrangement of the speed reduction planetary gear G1 and the two clutches C-1 and C- associated therewith can be performed without significant changes in the transmission case 10 and the gear train. It is possible to cope with increase / decrease in the number of gears by partially changing 3. Further, the input path that transmits the torque amplified by the provision of the reduction planetary gear G1 can be configured to be short, thereby preventing the increase in thickness for maintaining the strength of the members constituting the input path, An increase in weight due to an increase in the number of gears can be suppressed.
[0084]
Next, FIGS. 19 to 23 show a second embodiment in which the configuration of the planetary gear set G and the configurations of the two clutches C-1 and C-3 are slightly changed. First, as shown by a skeleton in FIG. 19, the planetary gear set G of this embodiment is different from that of the first embodiment in that the long pinion P3 is stepped with different diameters at the meshing portion for the sun gear S3 and the meshing portion for the short pinion P2. It is a pinion. In this case, the short pinion P2 is configured to mesh with the small diameter portion of the stepped pinion P3 and further mesh with the large diameter sun gear S2 and the ring gear R2. The rest of the rear structure is the same as that of the first embodiment, and the shift stage achieved for the engagement of each clutch, brake and one-way clutch, and the speed diagram are the same as in the case of the first embodiment. Therefore, the description is omitted.
[0085]
Also in this case, the front side is changed in accordance with the number of shift stages with respect to the rear portion having a common configuration. Also in this configuration, in the case of the 6-speed configuration, as shown in the skeleton in FIG. 20 and the cross section in FIG. 22, the speed reduction planetary gear G1 is a simple planetary gear, and the tip of the stator shaft 13 introduced through the front wall 10A is the sun gear S1. A ring gear R1 as an input element is connected and supported by a radial flange portion 11a integral with the input shaft 11, and a carrier C1 supporting the pinion P1 is connected to a hub 74 of a clutch C-3. Yes.
[0086]
The drum 62 of the clutch C-1 is fixed to the outer peripheral end of a cylinder member 60 rotatably supported on the outer periphery of the input shaft 11 via a bush, and the separator plate is supported on the inner peripheral side by spline engagement. The clutch hub 64 that supports the friction material disk on the outer periphery by spline engagement is supported by the power transmission member extending from the sun gear S3. The hydraulic servo 6 of the clutch C-1 includes a cylinder 61 on one side of the cylinder member 60 and a piston 61 that is fitted on the cylinder. The outer periphery of the piston 61 extends between the clutch drum 62 and the friction member 63. It is extended radially outward.
[0087]
On the other hand, the hub 74 of the clutch C-3 is connected to the carrier C1 of the speed reduction planetary gear G1 at one end and is connected to the drum 62 of the clutch C-1 and supported by the input shaft 11 via the cylinder member 60. The drum 74 that supports the friction material disk of the friction member by spline engagement on the outer periphery thereof, and the separator plate that supports the separator plate by spline engagement on the inner periphery side is extended rearward in the axial direction and is attached to the tip portion thereof. Spline engagement is supported on the extension shaft portion of the sun gear S2 via a plate-like connecting member connected by a comb-like engagement portion. The front side of the clutch drum 74 is extended in the radial direction through a step portion having a slightly reduced diameter, is folded back axially on the inner peripheral side, and extends to the back side of the sun gear S1 of the speed reduction planetary gear G1. It is supported on the outer periphery via a bush. The hydraulic servo 7 of the clutch C-3 includes a cylinder 70 formed between the stepped portion and the folded portion of the drum 74, and a piston 71 fitted therein. The drum 74 of the clutch C-3 also serves as a drum of the brake B-1 having a band configuration, and the hydraulic servo of the brake B-1 is arranged so as to extend in the tangential direction with respect to the band unlike the other hydraulic servos. Therefore, it is not illustrated.
[0088]
Next, in the case of the 5-speed configuration shown in FIG. 23, the reduction planetary gear G1 has a double pinion configuration, the carrier C1 is connected and supported by the radial flange portion 11a integral with the input shaft 11, and the ring gear R1 is supported in a floating state. It has been arranged. In this case, the drum 62 of the clutch C-1 serving as an input clutch for non-decelerated rotation is fixed to the outer peripheral end portion of the radial flange portion 11a, and the separator plate is supported by spline engagement on the inner peripheral side thereof. The clutch hub 64 that supports the friction material disk on the outer periphery by spline engagement is supported by the power transmission member extending from the sun gear S3. The hydraulic servo 6 of the clutch C-1 has a configuration in which one side of the radial flange portion 11a integrated with the input shaft 11 is a cylinder 60 and includes a piston 61 that is externally fitted to the radial flange portion 11a.
[0089]
On the other hand, the clutch C-3 constituting the input means for the reduced speed rotation is configured such that the outer periphery of the ring gear R1 is used as a hub and the friction material disk of the friction member is supported on the outer periphery by spline engagement. The configuration on the clutch drum 72 side in this case is the same as that of the 6-speed configuration including the configuration of the hydraulic servo 7.
[0090]
Finally, FIG. 24 and FIG. 25 show a third embodiment of the present invention. This form is an example in which one clutch C-2 is arranged on the front side and two clutches C-1 and C-3 are arranged on the rear side, contrary to the gear train arrangement of the two previous forms. The overall configuration at the time of the 6-speed configuration when such an arrangement is adopted is as shown by a skeleton in FIG. Since the function of each element constituting this train is exactly the same as that of the six-speed structure in the first embodiment, the same reference numerals are assigned to each element to indicate the correspondence, the engagement chart, the speed The description of the diagram and the gear ratio and gear position based thereon will be described with reference to them, and the specific configuration will be described below mainly with reference to the cross-sectional view of FIG.
[0091]
First, as is clear from the above description, the clutch C-2 that directly inputs the rotation of the input shaft 11 to the carrier C2 (C3) is in forward 1st speed (1ST) to 3rd speed (3RD) and reverse (REV). The clutch is not engaged. Therefore, the clutch C-2 does not receive a stall torque obtained by amplifying the engine torque from the torque converter 4 when the vehicle is stopped. Further, referring to the speed diagram of FIG. As can be seen from the comparison with the clutches C-1 and C-3, the amplified torque due to deceleration is not borne. Therefore, the clutch C-2 can be a clutch having a smaller torque capacity (this capacity is determined by the clutch diameter and the number of friction members) than other clutches. Therefore, by reducing the clutch diameter, the gear diameter of the diff ring gear 31 is increased by the amount that the clutch diameter is reduced with respect to the distance between the main shaft X and the differential shaft Z from the shaft positional relationship shown in FIG. be able to.
[0092]
In addition, the clutch C-2 of the present embodiment is arranged on one side of the counter drive gear 19 by utilizing a relationship that can be made compact compared to the other two clutches C-1 and C-3 for the above reason. As a result, it can be positioned at the end portion of the gear train, and there can be no obstacle between the friction member and the hydraulic servo. Therefore, in this embodiment, the hydraulic servo 5 for operating the clutch C-2 is a stationary cylinder type hydraulic servo in which a cylinder and a piston are built in the transmission case 10. Specifically, the cylinder 50 is formed as an annular groove on the cover 10b side of a partition wall (also serving as an oil pump body) 10a on the torque converter housing side of the transmission case 10, and an annular plate-like piston 51 is also formed therein. Are configured to be slidable in the axial direction. The piston 51 is configured to press the pressure plate 58 via a thrust bearing 57, and holds the clutch friction member (disk and separator plate) 53 between the piston 51 and the flange 59 integrated with the input shaft 11. Thus, the input rotation from the hub on the flange 59 side is input to the carriers C2 and C3 via the drum 52.
[0093]
By the way, when such a stationary cylinder type hydraulic servo configuration is adopted, the axial unbalance force can be canceled by closing the servo force in the servo drum like a general hydraulic servo in the drum. However, in this embodiment, the reduction planetary gear G1 has a sun gear S1 as a reaction force element fixed to the transmission case 10, and a ring gear R1 as an input element is connected to the input shaft 11 via a flange 16. With the configuration in which the bearing 17 is disposed between the flange 16 and the sun gear S1, the servo force of the stationary cylinder type hydraulic servo 5 is transmitted to the sun gear S1 via the input shaft 11, the flange 16 and the bearing 17, The rear case 10 </ b> C of the transmission case 10 is supported.
[0094]
On the other hand, the friction member 63 of the clutch C-1 is disposed on the outer peripheral side of the reduction planetary gear G1. The friction member 73 of the clutch C-3 is disposed on the outer peripheral side of the planetary gear set G. Thus, these clutches are overlapped on the outer diameter side with respect to the reduction planetary gear G1 and the planetary gear set G, respectively, because these clutches reduce the engine torque and transmit the amplified torque. Since the capacity is larger than that of the clutch C-2 in relation to the stall torque load, the number of friction members increases with the reduction in diameter when arranged in the axial direction with respect to the reduction planetary gear G1 and the planetary gear set G. It has the meaning of avoiding an increase in the axial dimension due to.
[0095]
The hydraulic servo 6 for operating the clutch C-1 and the clutch C-3 on the other side in the axial direction of the reduction planetary gear G1 with respect to the friction members 63, 73 of the both clutches C-1, C-3 arranged in this way A hydraulic servo 7 is provided. These hydraulic servos 6 and 7 are arranged to be individually operable by fitting their individual pistons 61 and 71 to the inside and outside of one drum 60. More specifically, the inner peripheral side of the drum 62 that supports the outer periphery of the friction member 63 that constitutes the clutch C-1 is the cylinder of the piston 61, and the drum of the clutch C-3 that covers the outer peripheral side of the drum 62 is the piston 71. Has been.
[0096]
In the hydraulic servo configuration of this arrangement, the piston 61 clamps the friction member 63 of the clutch C-1 with the drum 62, and thereby operates to input the reduced rotation of the carrier C1 to the small-diameter sun gear S3 via the hub 64. I do. The servo force at this time returns from the piston 61 to the drum 62 through the friction member 63 and forms a closed loop that cancels out the hydraulic reaction force applied to the drum 62. On the other hand, the piston 71 sandwiches the friction member 73 of the clutch C-3 with the drum 62, and thereby operates to input the decelerated rotation of the carrier C1 to the large-diameter sun gear S2 via the hub 74. The servo force at this time also returns from the piston 71 to the drum 62 via the friction member 73 and constitutes a closed loop that cancels out the hydraulic reaction force applied to the drum 62.
[0097]
Thus, the positions of the friction members 63 and 73 of both clutches C-1 and C-3 are arranged away from the outer end of the automatic transmission, and the hydraulic servos 6 for those operations having a relatively large design freedom. By disposing 7 at the outer end, a degree of freedom is given to the shape of the end portion of the transmission where interference with the mounted vehicle becomes a problem, and the vehicle mounting property is improved. Moreover, the inside and outside of the drum 62 of one clutch C-1 are used as cylinders, and the respective pistons 61 and 71 are placed in an inner and outer positional relationship so as to be individually operable, whereby the two clutches C-1 and C -3 gripping operation (this operation is necessary at the time of jump shifting), and the common use of the cylinders of both clutch hydraulic servos 6 and 7 makes the space occupied by both hydraulic servos compact.
[0098]
Even in the case where the basic configuration is such that one clutch C-2 is disposed on the front side and two clutches C-1 and C-3 are disposed on the rear side of the planetary gear set as in the third embodiment, In addition, it is possible to cope with the change in the number of gears by changing the connection configuration on the input side of both the clutches C-1 and C-3 according to the presence or absence of the reduction planetary gear G1. In particular, when this train arrangement is used as a basis, it is possible to cope with changes in the number of gears by changing the rear case 10C, and therefore the outer shape of the transmission is minimized with respect to each gear. Compactness is possible.
[0099]
The present invention has been described in detail on the basis of an embodiment in which the planetary gear set is a Ravigneaux type gear set capable of obtaining a good gear ratio step. However, a gear set capable of obtaining a similar good gear ratio step is not limited thereto. In addition, the same relatively good gear ratio step can be achieved by combining the simple planetary gear and the double planetary gear, or by combining the double planetary gears by devising the connection relationship and input / output relationship of each speed change element. Therefore, the present invention can be applied to a gear train that achieves multiple stages with the same number of clutches and brakes by using different types of gear sets, and is not limited to the illustrated embodiment.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing an unfolded six-speed gear train in a first embodiment of an automatic transmission according to the present invention.
FIG. 2 is a skeleton diagram showing a part of a fifth speed gear train in the first embodiment.
FIG. 3 is a skeleton diagram showing a part of the fourth-speed gear train in the first embodiment.
FIG. 4 is a skeleton diagram showing a developed third-speed gear train in the first embodiment.
FIG. 5 is an engagement diagram representing the operation of the 6th gear train.
FIG. 6 is an engagement chart showing the operation of the fifth speed gear train.
FIG. 7 is an engagement diagram showing the operation of the fourth speed gear train.
FIG. 8 is an engagement chart showing the operation of the third speed gear train.
FIG. 9 is a velocity diagram of the 6-speed gear train.
FIG. 10 is a velocity diagram of the 5-speed gear train.
FIG. 11 is a velocity diagram of the 4-speed gear train.
FIG. 12 is a velocity diagram of the third speed gear train.
FIG. 13 is a cross-sectional view that embodies the 6-speed gear train.
14 is a partially enlarged view of FIG. 13;
15 is a partially enlarged view of the other part of FIG. 13;
FIG. 16 is a partial cross-sectional view that embodies the fifth-speed gear train.
FIG. 17 is a partial cross-sectional view that embodies the 4-speed gear train.
FIG. 18 is a cross-sectional view that embodies the third-speed gear train.
FIG. 19 is a skeleton diagram showing an unfolded six-speed gear train in the second embodiment of the automatic transmission of the present invention.
FIG. 20 is a skeleton diagram showing a part of a fifth-speed gear train in the second embodiment.
FIG. 21 is a skeleton diagram showing a part of a fourth-speed gear train in the second embodiment.
FIG. 22 is a cross-sectional view of a sixth speed gear train according to the second embodiment.
FIG. 23 is a sectional view embodying a fifth speed gear train of the second embodiment.
FIG. 24 is a skeleton diagram showing an unfolded six-speed gear train in the third embodiment of the automatic transmission according to the present invention.
FIG. 25 is a sectional view embodying a 6-speed gear train in the third embodiment.
[Explanation of symbols]
G planetary gear set
G1 Reduction planetary gear
C-3 One clutch
C-1 The other clutch
C-2 One clutch
B-1 Band brake (first locking element)
B-2 Brake (second locking element)
F-1 One-way clutch (second locking element)
S1 Sun gear (element)
C1 output element
S3 Sun gear (first shift element)
R2 (R3) Ring gear (second speed change element)
C2 (C3) Carrier (third speed change element)
S2 Sun gear (fourth speed change element)
5, 6, 7 Hydraulic servo
10 Transmission case
10a Boss part of transmission case itself
10C rear case
11 Input shaft
13 Stator shaft
19 Counter drive gear (output member)
52, 62, 72 drums
53, 63, 73 Friction member
54, 64, 74 hub
60 cylinder (power transmission member)
83 bands

Claims (11)

４つの変速要素を有するプラネタリギヤセットと、該プラネタリギヤセットの３つの異なる入力経路を係脱自在に連結する３つのクラッチと、少なくとも２つの係止要素とを備え、各クラッチの係脱による入力経路の選択と、係止要素の係脱の選択による適宜の変速要素の固定により多段の変速段を達成する車両用自動変速機であって、必要に応じて少なくともいずれかのクラッチへの入力を減速する減速プラネタリギヤが配設されるものにおいて、
前記プラネタリギヤセットの一方側に２つのクラッチが配置され、
前記プラネタリギヤセットの他方側に１つのクラッチが配置され、
前記減速プラネタリギヤは、前記２つのクラッチが配置された側に、変速機ケース側のボス部先端に１つの要素を固定させて配置され、少なくとも前記２つのクラッチのいずれか一方に連結され、
前記２つのクラッチの一方の油圧サーボは、前記減速プラネタリギヤの一方側で前記ボス部上に配置され、
前記２つのクラッチの他方の油圧サーボは、前記減速プラネタリギヤの他方側で入力軸上に配置されることを特徴とする車両用自動変速機。A planetary gear set having four speed change elements, three clutches for detachably connecting three different input paths of the planetary gear set, and at least two locking elements, An automatic transmission for a vehicle that achieves multiple speeds by selecting and fixing an appropriate speed change element by selecting engagement / disengagement of a locking element, and decelerates input to at least one of the clutches as necessary In the one where the reduction planetary gear is arranged,
Two clutches are arranged on one side of the planetary gear set,
One clutch on the other side of the planetary gear set is disposed,
The reduction planetary gear, the two sides of the clutch is arranged, it is arranged to be fixed to one element in the boss tip of the transmission case side is connected to one of at least the two clutches,
One hydraulic servo of the two clutches is disposed on the boss portion on one side of the reduction planetary gear,
2. The vehicle automatic transmission according to claim 1, wherein the other hydraulic servo of the two clutches is disposed on the input shaft on the other side of the reduction planetary gear . 前記プラネタリギヤセットと前記２つのクラッチの内周側を通る入力軸を備え、
該入力軸と、前記２つのクラッチを経た入力経路を構成する部材は、前記プラネタリギヤセットと前記２つのクラッチとの間で、軸方向に着脱自在に連結された、請求項１記載の車両用自動変速機。An input shaft passing through the inner peripheral side of the planetary gear set wherein the two clutches,
And input shaft, the members constituting the input path through said two clutch between the planetary gear set and the two clutches, which is detachably connected in the axial direction, the automatic vehicle of claim 1, wherein transmission. 前記２つのクラッチの一方の摩擦部材は、減速プラネタリギヤの外周側に配置され、
前記２つのクラッチの他方の摩擦部材は、該他方のクラッチの油圧サーボの外周側に配置された、請求項１又は２記載の車両用自動変速機。 One friction member of the two clutches is disposed on the outer peripheral side of the speed reduction planetary gear,
The other friction member of the two clutches, disposed on the outer peripheral side of the hydraulic servo of the other clutch, the automatic transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein. 前記係止要素は、バンドブレーキを包含し、該バンドブレーキのバンドは、前記２つのクラッチの一方のドラムの外周に係合するものとされ、
該ドラムは、変速機ケース側のボス部で支持された、請求項１〜３のいずれか１項記載の車両用自動変速機。The locking element includes a band brake, and the band of the band brake is engaged with an outer periphery of one drum of the two clutches ;
The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 3, wherein the drum is supported by a boss portion on a transmission case side. 前記変速機ケース側のボス部は、変速ケース自体のボス部と、該ボス部を超えて延在するステータシャフトからなり、
前記減速プラネタリギヤは、そのサンギヤを前記ステータシャフトの先端部に固定され、
前記２つのクラッチの一方のドラムは、前記サンギヤと径方向に重なる位置で前記変速機ケース自体のボス部に支持された、請求項４記載の車両用自動変速機。The boss part on the transmission case side is composed of a boss part of the transmission case itself and a stator shaft extending beyond the boss part,
The reduction planetary gear is fixed to the sun gear to the front end portion of the stator shaft,
It said one drum of the two clutches, the supported on the boss portion of the transmission case itself in a position overlapping the sun gear in a radial direction, an automatic transmission for a vehicle according to claim 4. 前記プラネタリギヤセットは、その各変速要素の位置をギヤ比に対応させた横軸方向の間隔で縦軸として表すとともに、該縦軸上に各変速要素の回転数比を表した速度線図に基づき横軸方向にその一端から順次各要素を第１〜第４変速要素と称したときに、
第１変速要素は、前記２つのクラッチのうちの他方のクラッチにより入力経路を連結され、
第２変速要素は、出力部材に連結され、
第３変速要素は、プラネタリギヤセットの他方側に配置された前記１つのクラッチにより入力経路を連結されるとともに、第２係止要素により係止可能とされ、
第４変速要素は、前記２つのクラッチのうちの一方のクラッチにより入力経路を連結されるとともに、第１係止要素により係止可能とされた、請求項１〜５のいずれか１項記載の車両用自動変速機。The planetary gear set is based on a speed diagram in which the position of each speed change element is represented as a vertical axis at intervals in the horizontal axis direction corresponding to the gear ratio, and the rotation speed ratio of each speed change element is represented on the vertical axis. When each element is referred to as the first to fourth shift elements sequentially from one end in the horizontal axis direction,
The first speed change element is connected to the input path by the other of the two clutches,
The second speed change element is coupled to the output member;
The third speed change element is connected to the input path by the one clutch arranged on the other side of the planetary gear set, and can be locked by the second locking element.
The fourth speed change element according to any one of claims 1 to 5 , wherein the input path is connected by one of the two clutches and can be locked by the first locking element. Automatic transmission for vehicles. 前記２つのクラッチは、共に前記減速プラネタリギヤの出力要素に連結された、請求項１〜６のいずれか１項記載の車両用自動変速機。The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 6 , wherein both of the two clutches are coupled to an output element of the reduction planetary gear. 前記２つのクラッチの一方は、減速プラネタリギヤの出力要素に連結され、
前記２つのクラッチの他方は、入力軸に連結された、請求項１〜６のいずれか１項記載の車両用自動変速機。 One of the two clutches is connected to the output element of the reduction planetary gear,
The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 6, wherein the other of the two clutches is connected to an input shaft. 前記２つのクラッチの他方の油圧サーボは、該他方のクラッチのドラムをプラネタリギヤセットの変速要素に連結する動力伝達部材で構成された、請求項１〜８のいずれか１項記載の車両用自動変速機。 Other hydraulic servo of the two clutches, the drum of the other clutch is constituted by a power transmission member for connecting the transmission elements of the planetary gear set, the vehicle automatic transmission according to any one of claims 1 to 8 Machine. 前記２つのクラッチは共通のハブを有し、
該ハブは前記減速プラネタリギヤの出力要素に連結された、請求項９記載の車両用自動変速機。The two clutches have a common hub;
The hub is coupled to an output element of the reduction planetary gear, the automatic transmission for a vehicle according to claim 9. 変速機ケースの後端部にリアケースが設けられ、
前記２つのクラッチと、前記減速プラネタリギヤは、前記リアケース内に配置された、請求項１〜１０のいずれか１項記載の車両用自動変速機。A rear case is provided at the rear end of the transmission case,
The automatic transmission for a vehicle according to any one of claims 1 to 10 , wherein the two clutches and the reduction planetary gear are disposed in the rear case.
JP05949399A 1998-06-05 1999-03-05 Automatic transmission for vehicles Expired - Lifetime JP4206551B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP05949399A JP4206551B2 (en) 1998-06-05 1999-03-05 Automatic transmission for vehicles

Applications Claiming Priority (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP17389998 1998-06-05
JP10-353907 1998-11-27
JP10-173899 1998-11-27
JP35390798 1998-11-27
JP05949399A JP4206551B2 (en) 1998-06-05 1999-03-05 Automatic transmission for vehicles

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2000220703A JP2000220703A (en) 2000-08-08
JP4206551B2 true JP4206551B2 (en) 2009-01-14

Family

ID=27296900

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP05949399A Expired - Lifetime JP4206551B2 (en) 1998-06-05 1999-03-05 Automatic transmission for vehicles

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP4206551B2 (en)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6802795B2 (en) * 2002-05-20 2004-10-12 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Automatic transmission of motor vehicle
JP2004052813A (en) * 2002-07-16 2004-02-19 Jatco Ltd Geared transmission device for automatic transmission
JP3855966B2 (en) 2003-05-28 2006-12-13 トヨタ自動車株式会社 Neutral control device for automatic transmission for vehicles
JP4842097B2 (en) * 2006-11-13 2011-12-21 正博 大窪 Multistage automatic transmission
CN108167415A (en) * 2018-01-16 2018-06-15 吉孚汽车技术(浙江)有限公司 Automatic transmission
JP2020143780A (en) * 2019-03-10 2020-09-10 ジヤトコ株式会社 Power transmission device

Also Published As

Publication number Publication date
JP2000220703A (en) 2000-08-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4096448B2 (en) Automatic transmission
JP4051814B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4636026B2 (en) Automatic transmission
JP5303003B2 (en) Automatic transmission
JP2000199549A (en) Vehicle automatic transmission
JP4770427B2 (en) Starting clutch device and automatic transmission
EP1857709B1 (en) Automatic transmission for vehicle
EP1710471B1 (en) Vehicle automatic transmission
JP3906578B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4206551B2 (en) Automatic transmission for vehicles
US5470284A (en) Automatic transmission
JP3909622B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4842097B2 (en) Multistage automatic transmission
JP4114250B2 (en) Automatic transmission
JP3906576B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP3831334B2 (en) Gear transmission for automatic transmission
JP2000136854A (en) Automatic transmission for vehicle
JP4038903B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP3817919B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4038905B2 (en) Automatic transmission for vehicles
JP4161445B2 (en) Automatic transmission
JP4885786B2 (en) Multistage automatic transmission
JP2005233392A (en) Automatic transmission
JPH0874951A (en) Automatic transmission
JPH0979326A (en) Automatic transmission

Legal Events

Date Code Title Description
RD02 Notification of acceptance of power of attorney

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7422

Effective date: 20041224

A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20051114

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20080515

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20080527

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20080728

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20080924

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20081007

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111031

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111031

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121031

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131031

Year of fee payment: 5

EXPY Cancellation because of completion of term