JP4424426B2 - 車両用自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、車両用自動変速機に関し、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。

車両のドライバビリティの確保のみならず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、車両用自動変速機には多段化の要求があり、こうした要求から、変速機構は従来の前進４速のものから５速のものへと移行しつつある。こうしたなかで、限られた車両搭載スペース内で更なる多段化を実現するには、ギヤトレインの一層の小要素化、機構の簡素化が必要となる。そこで、最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用いて前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特開平４−２１９５５３号公報において提案されている。この提案に係るギヤトレインは、変速機構への入力回転と、それを減速した２つの減速回転とを適宜変速機構の４つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ２つの速度の異なる入力として入力させて多段の前進６速を達成するものである。

上記提案に係るギヤトレイン構成は、変速段当たりの変速要素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非常に合理的なものであるが、実用面での改善すべき問題点を含んでいる。特に、上記ギヤトレインの特徴として、減速プラネタリギヤからの減速回転をプラネタリギヤセットの異なる２つの要素にそれぞれ入力するクラッチとして、２つの減速回転伝達クラッチを必要とするが、これらのクラッチは、減速により増幅されたトルクを伝達するところから、通常の非減速回転を入力するクラッチより大きなトルク容量の確保を必要とする。この点に関して、上記従来の技術では、減速プラネタリギヤの一方側に２つの減速回転伝達クラッチを配置しているため、一方のクラッチの外周側に他方のクラッチとプラネタリギヤセットの１要素とを連結する連結部材が通る配置となり、一方のクラッチの外径側のスペースが制約されるため、その外径の拡大による容量確保が難しく、一般に摩擦部材の外径と構成枚数とにより決まる多板クラッチ係合部の摩擦部材の構成枚数を増やすことによる容量の確保を要するため、軸方向寸法の増大による変速機の大型化や重量増加を招く問題点がある。

そこで、本発明は、プラネタリギヤセットに２つの減速回転を入力することで多段変速を達成する変速機構において、減速入力用の２つのクラッチのトルク容量を変速機構の大型化を避けながら確保した車両用自動変速機を提供することを目的とする。

上記の目的を達成するため、本発明は、減速プラネタリギヤと、少なくとも該減速プラネタリギヤを経た減速回転を伝達する２つのクラッチと、それら２つのクラッチを経た減速回転が入力されるプラネタリギヤセットとにより多段の変速段を達成する車両用自動変速機において、前記減速プラネタリギヤは、変速機ケースから延びるボス部に１要素を固定され、前記プラネタリギヤセットの一方側に、前記減速プラネタリギヤと、該減速プラネタリギヤを経た減速回転をそれぞれ前記プラネタリギヤセットの異なる２つの要素へ入力する第１及び第３のクラッチとが、前記第３のクラッチを前記第１のクラッチより前記プラネタリギヤセット側にして配置され、前記第１のクラッチの入力側部材は、油圧サーボを内包するクラッチドラムを有し、該油圧サーボのシリンダは、前記ボス部上に配置されると共に、前記減速プラネタリギヤ側に開口する向きに向けて配置され、前記第３のクラッチの出力側部材は、油圧サーボを内包するクラッチドラムを有し、該油圧サーボのシリンダは、前記減速プラネタリギヤ側に開口する向きに向けて配置され、前記第１のクラッチの入力側部材は、前記減速プラネタリギヤの出力要素と前記第３のクラッチの入力側部材に連結され、前記第１のクラッチの出力側部材は、前記第３のクラッチの内周を通して前記プラネタリギヤセットの前記２つの要素の一方に連結され、前記第３のクラッチの出力側部材は、前記プラネタリギヤセットの前記２つの要素の他方に連結されたことを特徴とする。

そして、上記変速機を前進６速の変速機とする場合、前記プラネタリギヤセットは、その第１の要素が前記第１のクラッチの出力側部材に連結され、第２の要素が前記第３のクラッチの出力側部材に連結されるとともに、第１の係止手段により前記変速機ケースに係止可能とされ、第３の要素が非減速回転を入力する第２のクラッチの出力側部材に連結されるとともに、第２の係止手段により前記変速機ケースに係止可能とされ、第４の要素が出力部材に連結された構成とするのが有効である。

更に、前記第１の係止手段は、バンドブレーキで構成され、前記第３のクラッチのクラッチドラムの外周面をバンドの係合面とされた構成とするのが有効である。

更に、前記第２のクラッチは、前記減速プラネタリギヤに隣接して配置された構成とするのが有効である。

更に、前記第２のクラッチの入力側部材は、クラッチドラムとされ、該クラッチドラムは、前記減速プラネタリギヤへの入力部材とされた構成とするのが有効である。

上記請求項１記載の構成では、第３のクラッチの入力側部材は、第１のクラッチの入力側部材を介して減速プラネタリギヤの出力要素に連結され、さらに、第１のクラッチの内周側を通ってプラネタリギヤセットに連結されているので、減速プラネタリギヤの出力回転を第１及び第３のクラッチを介してプラネタリギヤセットに伝達する部材が両クラッチの外周を通ることをなくすことができる。そのため、減速プラネタリギヤを経て増幅されたトルクを伝達する第１及び第３のクラッチの大径化が可能となり、トルク増大に伴い、摩擦部材の構成枚数の増加による軸方向寸法の増加を抑えながら、伝達トルクに見合ったトルク伝達容量の確保が容易となり、変速機をコンパクトに構成することができる。
また、減速プラネタリギヤの１要素を変速機ケースを用いて固定することができるため、固定のための専用の支持手段としてのサポートの配設を不要とすることができる。
また、第１のクラッチの入力側部材及び第３のクラッチの出力側部材をクラッチドラムとすることで、該ドラムを変速機構の最外周に露出させることができる。また、油圧サーボを減速プラネタリギヤ側に向けることで、クラッチ摩擦部材を減速プラネタリギヤの外周スペースを利用して配置する場合の複雑な連結部材の引回しを避けることができる。

次に、請求項２記載の構成では、上記の効果を達成可能なコンパクトかつ良好な６速のギヤ比の変速機構を実現することができる。

また、請求項３記載の構成では、第１の係止手段を径方向配設スペースを極めて小さくすることができるバンドブレーキとすることで、共にプラネタリギヤセットの第２の要素に連結される第１の係止手段と第３のクラッチを径方向に重ねた配置としながら第３のクラッチの外径方向のスペースを確保して、該クラッチの大径化を図ることができ、それによるトルク伝達容量の確保で、クラッチの軸長を短縮することができる。

また、請求項４記載の構成では、トルク伝達容量の異なる第２のクラッチと第１及び第３のクラッチを減速プラネタリギヤに隣接してまとめて配置した構成となるため、トルク伝達容量が小さいことで小径に構成することが可能な第２のクラッチの構成要素としての摩擦部材を、他のクラッチの摩擦部材に対して径方向内側に重ねた集約配置を採ることができ、それによる配設スペースの削減が可能となり、変速機構全体のコンパクト化が可能となる。

また、請求項５記載の構成では、第２のクラッチの入力側部材を減速プラネタリギヤへの連結部材と共通化することができるので、変速機構を径方向に横断する動力伝達部材を減らして、変速機構の軸長を短縮することができる。

以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明を適用した車両用自動変速機の第１実施形態のギヤトレインをスケルトンで示す。この自動変速機は、フロントエンジン・リヤドライブ（ＦＲ）車用の縦置式の形態を採っており、減速プラネタリギヤＧ１と、減速プラネタリギヤＧ１を経た減速回転を伝達する２つのクラッチを含む３つのクラッチ（Ｃ−１〜Ｃ−３）と、そのうちの第１及び第３の２つのクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）を経た減速回転が入力されるプラネタリギヤセットＧとにより多段の変速段を達成するものとされている。

そして、プラネタリギヤセットＧは、その第１の要素Ｓ３が第１のクラッチ（Ｃ−１）の出力側部材に連結され、第２の要素Ｓ２が第３のクラッチ（Ｃ−３）の出力側部材に連結されるとともに、第１の係止手段（Ｂ−１，Ｆ−１，Ｂ−２）により変速機ケース１０に係止可能とされ、第３の要素Ｃ２（Ｃ３）が非減速回転を入力する第２のクラッチ（Ｃ−２）の入力側部材に連結されるとともに、第２の係止手段（Ｂ−３，Ｆ−２）により変速機ケース１０に係止可能とされ、第４の要素Ｒ３（Ｒ２）が出力部材としての出力軸１９に連結されている。このギヤトレイン構成により、この自動変速機では、各クラッチ及び係止手段が、図示しない油圧制御装置によるそれらクラッチ及び係止手段の各油圧サーボの油圧の給排により選択的に係合解放されて、前進６速・後進１速の変速段が達成可能とされている。

以下、この実施形態のギヤトレインを更に詳細に説明する。図１を参照して、この自動変速機では、その変速機構の最前部に、図示しないエンジンに連結されるロックアップクラッチ２０付のトルクコンバータ２が配置され、その後部に変速機構が配置された構成が採られている。トルクコンバータ２は、ポンプインペラ２１と、タービンランナ２２と、それらの間に配置されたステータ２３と、ステータ２３を変速機ケース１０に一方向回転係合させるワンウェイクラッチ２４と、ワンウェイクラッチのインナレースを変速機ケース１０に固定するステータシャフト２５とを備える。

変速機構の主体をなすプラネタリギヤセットＧは、第１の要素としての小径のサンギヤＳ３と、第２の要素としての大径のサンギヤＳ２と、互いに噛合するピニオンであって、その一方が大径のサンギヤＳ２に噛合するとともに第４の要素としてのリングギヤＲ３（Ｒ２）に噛合するロングピニオンＰ２と、他方が小径のサンギヤＳ３に噛合するショートピニオンＰ３とからなる一対のピニオンＰ２，Ｐ３を支持する第３の要素としての一体化されたキャリアＣ２，Ｃ３とからなるラビニヨ式のギヤセットとされている。なお、上記要素のうち、リングギヤＲ３（Ｒ２）とキャリアＣ２，Ｃ３は、理論的には、それぞれ異なる２つの要素と捉えられるが、前者は実際に１つの要素であり、後者は一体化により回転要素として見れば１つの要素といえるので、以後の説明において、前者についてはサンギヤＳ２，Ｓ３との位置関係に応じて、サンギヤＳ２の外周側にある場合に符号Ｒ２、サンギヤＳ３の外周側にある場合に符号Ｒ３を付し、後者については一方の符号の併記を省略する。

減速プラネタリギヤＧ１は、シンプルプラネタリギヤで構成され、その入力要素としてのリングギヤＲ１を前記トルクコンバータのタービンランナに連なる入力軸１１に連結され、出力要素としてのキャリアＣ１を第１のクラッチ（Ｃ−１）の入力側部材に連結されるとともに、該入力側部材を介して、第３のクラッチ（Ｃ−３）の入力側部材に連結され、反力を取る１要素としてのサンギヤＳ１を変速機ケース１０に固定されている。

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に基づき、変速を行う。図３は各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放、△印でエンジンブレーキ時のみの係合、●印で変速段の達成に直接作用しない係合を表す）で達成される変速段を図表化して示す。また、図２は各クラッチ及びブレーキの係合（●印でそれらの係合を表す）により達成される変速段と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。

図２及び図３を併せ参照してわかるように、第１速（１ＳＴ）は、クラッチ（Ｃ−1 ）とブレーキ（Ｂ−３）の係合（本形態において、作動表を参照してわかるように、このブレーキ（Ｂ−３）の係合に代えてワンウェイクラッチ（Ｆ−２）の自動係合が用いられているが、この係合を用いている理由及びこの係合がブレーキ（Ｂ−３）の係合に相当する理由については後に詳述する。）により達成される。この変速段では、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−２）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出力軸１９に出力される。

次に、第２速（２ＮＤ）は、クラッチ（Ｃ−1 ）とブレーキ（Ｂ−１）の係合に相当するワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合とそれを有効にするブレーキ（Ｂ−２）の係合（これらの係合がブレーキ（Ｂ−１）の係合に相当する理由についても後に詳述する。）により達成される。この変速段では、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−２）及びワンウェイクラッチ（Ｆ−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の減速回転が出力軸１９に出力される。このときの減速比は、図２にみるように、第１速（１ＳＴ）より小さくなる。

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、それぞれクラッチ（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、出力軸１９に出力される。

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の回転として出力軸１９に出力される。

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Ｒ３の入力軸１１の回転より僅かに増速された回転が出力軸１９に出力される。

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に反力を取り、リングギヤＲ３の更に増速された回転が出力軸１９に出力される。

なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチ（Ｃ−３）とブレーキ（Ｂ−３）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−３）の係合により係止されたキャリアＣ２に反力を取り、リングギヤＲ３の逆転が出力軸１９に出力される。

このようにして達成される各変速段は、図２の速度線図上で、リングギヤＲ２，Ｒ３の速度比を示す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるように、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステップとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的に表すと、図３に示すギヤ比及びギヤ比間のステップとなる。この場合のギヤ比は、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１とリングギヤＲ１の歯数比λ１＝０．５５６、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Ｒ３の歯数比λ２＝０．４５８、小径サンギヤ側のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３の歯数比λ３＝０．３７５に設定した場合であり、ギヤ比幅は６．０４９となる。

ここで、先に触れたワンウェイクラッチ（Ｆ−２）とブレーキ（Ｂ−３）との関係及びワンウェイクラッチ（Ｆ−１）と両ブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−２）との関係について説明する。上記の第１速と第２速時の両ブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−３）の係合・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコントロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くこととなる。そこで、本形態では、第１速と第２速とで、キャリアＣ２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−２）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−２）に実質上ブレーキ（Ｂ−３）の係合と同等の係止機能と、該ブレーキでは得られない自動解放機能を発揮させて、第１速時のブレーキ（Ｂ−３）の係合に代えて（ただし、ホイール駆動の車両コースト状態ではキャリアＣ２にかかる反力トルクの方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エンジンブレーキ効果を得るためには、図３に△印で示すようにブレーキ（Ｂ−３）の係合を必要とする）、キャリアＣ２の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキ（Ｂ−３）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。

上記と同様の関係がサンギヤＳ２の場合について成り立ち、この場合は、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の係合方向を第２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−１）の係合と同等の機能を発揮させることができる。ただし、このサンギヤＳ２は、キャリアＣ２とは異なり、第２速時のエンジンブレーキ効果を得るために係合するだけでなく、第６速達成のためにも係止される変速要素であるため、ブレーキ（Ｂ−１）が必要となる。また、サンギヤＳ２は、図２の速度線図でも分かるように、第１速達成時には入力回転方向に対して逆方向に回転するが、第３速以上の変速段の場合は、入力回転方向と同じ方向に回転する。したがって、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）は、直接固定部材に連結することができないため、ブレーキ（Ｂ−２）との直列配置により係合状態の有効性を制御可能な構成としている。

次に、図４は上記ギヤトレインの変速機構部を更に詳細に模式化した断面で示す。先にスケルトンを参照して説明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部について、次に説明する。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、その支持部材兼動力伝達部材としてのドラム及びハブと、更に摩擦部材を係合操作する操作手段としての油圧サーボを総称するものとし、また、ブレーキについては、それがクラッチを同様の多板構成である場合は、その摩擦部材と、その支持部材兼トルク伝達部材としてのハブと、摩擦部材を係合操作する手段としての油圧サーボを総称するものとし、バンドブレーキ構成の場合は、ブレーキバンドと、その係合面を構成するドラムと、ブレーキバンドを締結させる油圧サーボを総称するものとする。

まず、変速機ケース１０は、その前端壁部１０ａから内部に向かって延ばされた円筒ボス部１０ｂと、後端壁部１０ｃから内部に向かって延ばされた円筒ボス部１０ｄとを有する筒状に構成され、変速機ケース１０のほぼ中央に固定してサポート壁１０Ａが設けられている。サポート壁１０Ａは、変速機ケース１０に連結された径方向壁部１０ｅと、径方向壁部１０ｅの内周側で軸方向に前方に延びる前側円筒部１０ｆ’とを有する。なお、符号Ｓｎは、変速制御のために変速機構の入力回転を検出する入力回転センサを示す。

次に、変速機構にトルクコンバータ経由の動力を入力する入力軸１１は、この形態では、主として加工上の便宜のために前側部分１１Ａと後側部分１１Ｂとに分割されているが、互いにスプライン等で緊密に嵌合させて実質上一体化させた構成とされている。入力軸１１の前側部分１１Ａは、トルクコンバータ２のタービンランナ２２に連結され、変速機ケース１０内において、前端部をベアリングを介して変速機ケースの前端壁部１０ａの内周に支持され、後端部をベアリングを介して円筒ボス部１０ｂの先端内周に支持され、変速機ケース１０に対して回転自在とされている。入力軸後側部分１１Ｂの後端部は、出力軸１９の凹部にベアリングを介して嵌挿支持され、出力軸１９を介して変速機ケース１０の円筒ボス部１０ｄに回転自在に支持されている。そして、減速プラネタリギヤＧ１への入力部は、前側部分１１Ａの後端部付近に形成されたフランジとされ、このフランジがリングギヤＲ１に連結されている。また、第２のクラッチ（Ｃ−２）への連結は、後側部分１１Ｂの後端部付近に不動に固定され、第２のクラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボ５０の内周側を構成するスリーブ部材１１Ｃのフランジとされ、該フランジにクラッチドラム５１を固定することでなされている。

出力軸１９は、その前端部をベアリングを介して変速機ケースの円筒ボス部１０ｄの内周に回転自在に支持され、後端部をベアリングを介して変速機ケース１０の最後部に固定されたエクステンションハウジングに回転自在に支持されている。そして、プラネタリギヤセットＧのリングギヤＲ３への連結部は、出力軸１９先端のフランジとされ、それに固定されたドラム状部材がリングギヤＲ３に連結した構成とされている。

プラネタリギヤセットＧは、入力軸の後側部分１１Ｂの軸方向ほぼ中央部分の外周側に配置され、後側部分１１Ｂの外周に小径サンギヤＳ３が回転自在に支持され、更にその外周に大径サンギヤＳ２が回転自在に支持されている。ロングピニオンＰ２とショートピニオンＰ３を支持するキャリアＣ２，Ｃ３は一体化され、その前端部はサンギヤＳ２から前方に延びる軸部１１Ｅに回転自在に支持され、後端部は後側部分１１Ｂに回転自在に支持されている。このプラネタリギヤセットＧは、その一方の第１のプラネタリギヤＧ２側の外周にリングギヤがないことから、リングギヤＲ３のある第２のプラネタリギヤＧ３側とは互いに外径が異なっている。

減速プラネタリギヤＧ１は、変速機ケースの円筒ボス部１０ｂの先端外周に配置され、その固定要素としてのサンギヤＳ１は、円筒ボス部１０ｂにスプライン嵌合等で固定されている。減速プラネタリギヤＧ１の出力要素を構成するキャリアＣ１は、円筒ボス部１０ｂの外周にベアリングを介して片持支持されている。

本発明の基本的特徴に従い、プラネタリギヤセットＧの一方側すなわち本形態において前側に、減速プラネタリギヤＧ１と、それを経た減速回転をそれぞれプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３とサンギヤＳ２へ入力する第１及び第３のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）が、第３のクラッチ（Ｃ−３）を第１のクラッチ（Ｃ−１）よりプラネタリギヤセット側にして配置されている。そして、第１のクラッチ（Ｃ−１）の入力側部材としてのクラッチドラム３１は、減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１と第３のクラッチ（Ｃ−３）の入力側部材４６に連結されている。また、第１のクラッチ（Ｃ−１）の出力側部材としてのクラッチハブ３６は、第３のクラッチ（Ｃ−３）の内周を通してプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３に連結されている。

第１のクラッチ（Ｃ−１）は、多板構成の摩擦材とセパレータプレートからなる摩擦部材３５と、摩擦部材にトルクを伝達する入力側部材としてのクラッチドラム３１と、摩擦部材３５の係合により伝達されたトルクを出力する出力側部材としてのクラッチハブ３６と、摩擦部材を係合させる油圧サーボ３０とから構成されている。クラッチドラム３１は、その内外周に筒状部を有し、内周側の筒状部と外周側の小径の筒状部との間に油圧サーボ３０のシリンダを画定して油圧サーボ３０を内包する構成とされ、拡径された大径の筒状部を摩擦部材３５の支持部としている。摩擦部材３５は、そのセパレータプレートの外周側をスプライン係合でクラッチドラム３１の大径円筒部の内周に支持され、摩擦材の内周側をスプライン係合でクラッチハブ３６の外周に支持されて、クラッチドラム３１とクラッチハブ３６との間に配置されている。油圧サーボ３０は、クラッチドラム３１の内側をシリンダとし、それに軸方向摺動自在に嵌挿されたピストン３２と、クラッチドラム３１の内周部に軸方向止めされたキャンセルプレートと、ピストン３２とキャンセルプレートとの間に配設されたリターンスプリングとを備えた構成とされている。

こうした構成からなる第１のクラッチ（Ｃ−１）は、その油圧サーボ３０が、減速プラネタリギヤＧ１の前方で、円筒ボス部１０ｂの外周に配置され、摩擦部材３５が、減速プラネタリギヤＧ１の外周に配置されている。この第１のクラッチ（Ｃ−１）のクラッチドラム３１は、それに内包された油圧サーボ３０のシリンダが減速プラネタリギヤＧ１側に開口する向きに向けて配置され、クラッチドラム３１の内周側の筒状部を減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結されている。そして、クラッチハブ３６は、入力軸の前側部分１１Ａの外周にベアリングを介して支持された動力伝達部材１１Ｄに連結され、該動力伝達部材を介してプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ３に連結されている。

第３のクラッチ（Ｃ−３）は、多板構成の摩擦材とセパレータプレートからなる摩擦部材４５と、摩擦部材にトルクを伝達する入力側部材としてのクラッチハブ４６と、摩擦部材４５の係合により伝達されたトルクを出力する出力側部材としてのクラッチドラム４１と、摩擦部材を係合させる油圧サーボ４０とから構成されている。クラッチドラム４１は、その内外周に筒状部を有し、内周側の筒状部と外周側の小径の筒状部との間に油圧サーボ４０のシリンダを画定して油圧サーボ４０を内包する構成とされ、拡径された大径の筒状部を摩擦部材４５の支持部としている。摩擦部材４５は、そのセパレータプレートの外周側をスプライン係合でクラッチドラム４１の大径円筒部の内周に支持され、摩擦材の内周側をスプライン係合でクラッチハブ４６の外周に支持されて、クラッチドラム４１とクラッチハブ４６との間に配置されている。油圧サーボ４０は、クラッチドラム４１の内側をシリンダとし、それに軸方向摺動自在に嵌挿されたピストン４２と、クラッチドラム４１の内周部に軸方向止めされたキャンセルプレートと、ピストン４２とキャンセルプレートとの間に配設されたリターンスプリングとを備えた構成とされている。

こうした構成からなる第３のクラッチ（Ｃ−３）は、その油圧サーボ４０が、減速プラネタリギヤＧ１の後方で、サポート壁１０Ａの前側円筒部１０ｆ’の外周にベアリングを介して支持され、摩擦部材４５が、減速プラネタリギヤＧ１の外周に、前記第１のクラッチ（Ｃ−１）の摩擦部材３５と並べて、その後方に配置されている。この第１のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチドラム４１は、それに内包された油圧サーボ４０のシリンダが減速プラネタリギヤＧ１側に開口する向きに向けて配置され、クラッチドラム４１の内周側の筒状部を動力伝達部材１１Ｄの外周に嵌挿された動力伝達部材１１Ｅを介してプラネタリギヤセットＧの大径サンギヤＳ２に連結されている。そして、クラッチハブ４６は、第１のクラッチ（Ｃ−１）のクラッチドラム３１に連結されている。

第２のクラッチ（Ｃ−２）も同様に、多板構成の摩擦材とセパレータプレートからなる摩擦部材５５と、摩擦部材にトルクを伝達する入力側部材としてのクラッチドラム５１と、摩擦部材５５の係合により伝達されたトルクを出力する出力側部材としてのクラッチハブ５６と、摩擦部材を係合させる油圧サーボ５０とから構成されている。クラッチドラム５１は、その外周に筒状部を有し、内周側の前記スリーブ部材１１Ｃと外周側の小径の筒状部との間に油圧サーボ５０のシリンダを画定して油圧サーボ５０を内包する構成とされ、拡径された大径の筒状部を摩擦部材５５の支持部としている。摩擦部材５５は、そのセパレータプレートの外周側をスプライン係合でクラッチドラム５１の大径円筒部の内周に支持され、摩擦材の内周側をスプライン係合でクラッチハブ５６の外周に支持されて、クラッチドラム５１とクラッチハブ５６との間に配置されている。油圧サーボ５０は、クラッチドラム５１の内側をシリンダとし、それに軸方向摺動自在に嵌挿されたピストン５２と、クラッチドラム５１の内周部に軸方向止めされたキャンセルプレートと、ピストン５２とキャンセルプレートとの間に配設されたリターンスプリングとを備えた構成とされている。

この第２のクラッチ（Ｃ−２）は、その油圧サーボ５０が、プラネタリギヤセットＧの後方で、入力軸１１に固定して支持され、摩擦部材５５が、油圧サーボ５０の前方に配置されている。そして、クラッチハブ５６は、プラネタリギヤセットＧのキャリアＣ２に連結支持されている。

第１の係止手段の一方を構成するブレーキ（Ｂ−１）は、第３のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチドラム４１の外周面に係合するバンド６を備え、クラッチドラム４１をブレーキドラムとするバンドブレーキとされている。このように、ブレーキをバンドブレーキ構成とした場合、ブレーキ締結時の径方向負荷でドラムの振れ回りによりドラム軸を傾斜させるモーメントが作用するが、この形態では、前記のようにサポート壁１０Ａの前側円筒部１０ｆ’に支持された第３のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチドラム４１をブレーキドラムとすることで、バンド締結部の径方向内側において、ドラムを変速機ケースに支持した構造となるため、他の部材にブレーキ締結時の負荷を及ぼすことがない構成となっている。なお、このブレーキ（Ｂ−１）の油圧サーボについては、図示を省略されている。

第１の係止手段の他方を構成するワンウェイクラッチ（Ｆ−１）は、そのインナレースを第３のクラッチ（Ｃ−３）のドラム４１に連結され、アウタレースをブレーキ（Ｂ−２）のハブ８６と一体化された構成とされ、第１のクラッチ（Ｃ−１）の前方、すなわち変速機構の最前部に配置されている。アウタレースを変速機ケース１０に係止するブレーキ（Ｂ−２）は、ハブ８６に係合支持された摩擦材と、変速機ケース１０の内周スプラインに係合支持されたセパレータプレートを摩擦部材８５とする多板構成のブレーキとされている。ブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボ８０は、変速機ケース１０の前端壁部１０ａをシリンダとし、それに摺動自在に嵌挿されたピストン８２と、変速機ケース１０の前端壁部１０ａに軸方向止めされてピストン８２に当接するリターンスプリングとを備えた構成とされている。

第２の係止手段の一方を構成するブレーキ（Ｂ−３）は、多板の摩擦材とセパレータプレートを摩擦部材７５とする多板ブレーキとされ、セパレータプレートが変速機ケース１０内周のスプラインに係止支持され、摩擦材がキャリアＣ２に固定されたハブ７６に係合支持されて、プラネタリギヤセットＧのリングギヤのないプラネタリギヤＧ２側の外周側スペースに径方向に重合させて配置されている。ブレーキ（Ｂ−３）の油圧サーボ７０は、変速機ケース１０の後端壁部１０ｃと円筒ボス部１０ｄをシリンダとし、それに摺動自在に嵌挿されたピストン７２と、変速機ケース１０の円筒ボス部１０ｄに軸方向止めされてピストン７２に当接するリターンスプリングとを備えた構成とされている。ピストン７２の変速機ケース１０の周壁に沿って延長されて摩擦部材７５の後端に至る延長部は、その外周を変速機ケース１０周壁のスプラインに嵌合させて回り止めされている。

そして、第２の係止手段の他方を構成するブレーキ（Ｂ−３）と並列なワンウェイクラッチ（Ｆ−２）は、そのインナレースをキャリアＣ２の前端部に連結され、アウタレースを変速機ケース１０の内周に係合させて、サポート壁１０ＡとプラネタリギヤセットＧとの間に配置されている。

このように、第１実施形態の構成では、変速機構にラビニヨ式のプラネタリギヤセットＧを用い、その２つの要素Ｓ３，Ｓ２に２つのクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）を介する減速プラネタリギヤＧ１の減速回転を入力することで、コンパクトかつ良好な６速のギヤ比の変速機構を実現している。そして、減速プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１を変速機ケース１０を用いて固定しているため、固定のための専用の支持手段としてのサポートの配設が不要とされている。更に、減速プラネタリギヤＧ１前方の円筒ボス部１０ｂ外周に第１のクラッチＣ−１の油圧サーボ３０を配置し、減速プラネタリギヤＧ１後方のサポート壁１０Ａの前側円筒部１０ｆ’外周に第３のクラッチＣ−３の油圧サーボ４０を配置する構造としているので、両クラッチの油圧サーボの油圧供給油路を、他の軸を経ることなく、円筒ボス部１０ｂと前側円筒部１０ｆ’に直接接続することができ、それにより油を充満させなければならない空間としての油路容積を小さくし、油圧供給に対する応答性をよくしている。また、第３のクラッチ（Ｃ−３）の油圧サーボ４０へ、サポート壁１０Ａの円筒部１０ｆ’から、他の回転部材を経ることなく直接油圧供給できるため、供給油路の漏れ止めのためのシールリング数を少なくして、シールリングにより生じる摺動抵抗が低減されている。また、第１の係止手段を径方向配設スペースを極めて小さくすることができるバンドブレーキとすることで、共にプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ２に連結されるブレーキ（Ｂ−１）と第３のクラッチ（Ｃ−３）を径方向に重ねた配置としながら第３のクラッチ（Ｃ−３）の外径方向のスペースを確保して、該クラッチの大径化を図っており、それによるトルク伝達容量の確保で、摩擦部材４５の構成枚数を減らして、クラッチの軸長を短縮している。

ところで、前記第１実施形態では、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）を第１のクラッチ（Ｃ−１）の前方、すなわち変速機構の最前部に配置したが、これらの配設位置は適宜変更することができる。図５は、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）をサポート壁１０Ａの前方、すなわち第３のクラッチ（Ｃ−３）の後方に配置した第２実施形態の自動変速機の断面構造を模式化して示す。以下、重複を避ける意味で、この形態における前記第１実施形態との相違点のみ説明する。

この第２実施形態では、上記のように、第１実施形態に対してワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）の配置が変更されているため、それに伴って、ブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボ８０もサポート壁１０Ａに内包される形態で設けられている。この構成の利点は、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）のインナレースを第１のクラッチ（Ｃ−１）の外周側を引き回して第１のクラッチ（Ｃ−１）のドラム３１に連結することなく、第３のクラッチ（Ｃ−３）のドラム４１の内周部に最短距離で連結することができるため、減速プラネタリギヤＧ１の出力回転を伝達する第１のクラッチ（Ｃ−１）のドラム３１の外周側が開放される点にあり、それにより第１のクラッチ（Ｃ−１）のドラム３１外周部での入力回転の検出が可能となる点にある。したがって、この形態では、入力回転センサＳｎは、変速機ケース１０の外周壁部に設けられている。

特にこの形態の構成では、第３のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチハブ４６を第１のクラッチ（Ｃ−１）のクラッチドラム３１を介して減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結することで、第１及び第３のクラッチへ減速プラネタリギヤＧ１の出力回転を伝達するために両クラッチの外周を通る部材をなくした利点が生かされ、減速プラネタリギヤＧ１を経て増幅されたトルクを伝達する第１及び第３のクラッチの大径化が可能となり、トルク増大に伴う軸方向寸法の増加を抑えながら、伝達トルクに見合ったトルク伝達容量の確保が容易となり、変速機をコンパクトに構成することができる。また、第１のクラッチのクラッチドラム３１を減速プラネタリギヤＧ１のキャリアＣ１に連結しているので、常時回転する第１のクラッチのドラムを変速機構の最外周に露出させることができ、それにより変速機制御のために必須の入力回転の検出を、センサＳｎを変速機ケース１０の奥部に埋め込むことなく容易に行うことができるようになるとともに、前端壁部１０ａをセンサＳｎを埋め込むために厚肉とする必要がないので、軸長を短縮できる。また、サポート壁１０Ａの配設により軸長が伸びる分を、第１及び第３のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）の外周を通る部材をなくすことで、両クラッチの大径化によりトルク伝達容量を確保した分だけ両クラッチの軸長を短縮することにより相殺することができるため、変速機の軸長の伸びを最小限に抑えることができる。

そして、更にこの形態では、１→２変速時のクラッチ係合ショック軽減のために配置されたワンウェイクラッチ（Ｆ−１）とそれに直列配置の第２のブレーキ（Ｂ−２）について、第２のブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボ８０が、サポート壁１０Ａを利用して、それに包含させる形態で配置されているので、第２のブレーキ（Ｂ−２）の配設に伴う油圧サーボシリンダの配設が不要となっており、それにより部品点数の増加が抑えられている。

次に、図６は、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）をサポート壁１０Ａの後方、すなわち第２のワンウェイクラッチ（Ｆ−２）の前方に配置した第３実施形態を模式化した断面で示す。この第３実施形態の場合の変更点は、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）の連結部と、ブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボの向きの点である。この場合、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）のインナレースは、第３のクラッチ（Ｃ−３）のドラム３１とプラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ２とを連結する動力伝達部材１１Ｅの途中に連結され、ブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボ８０は、その後方に配置された摩擦部材８５に向けて後ろ向きにサポート壁１０Ａに内包されている。これにより、第３のクラッチ（Ｃ−３）の油圧サーボ４０と径方向壁部１０ｅとの間にワンウェイクラッチ（Ｆ−１）、ブレーキ（Ｂ−２）やその油圧サーボ８０が配置されないので、前側円筒部１０ｆ’内の油路を短くすることができる。

次に、図７は、これまでの変形と異なり、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）をなくした第４実施形態を示す。こうした形態は、ブレーキ（Ｂ−１）の係合制御に関して、特にそれがバンドブレーキである場合の油圧サーボの制御が複雑になる点は否めないが、変速機の軸長の短縮には極めて有効である。

こうしたブレーキ（Ｂ−１）の制御性の意味から、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）の併設をなくした場合、ブレーキ（Ｂ−１）をバンドブレーキより制御の容易な多板ブレーキとするのも有効である。図８は、この趣旨から、第４実施形態に対して、ブレーキ（Ｂ−１）を多板構成に変更した第５実施形態を示す。この形態の場合、第１及び第３のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）の摩擦部材３５，４５と、ブレーキ（Ｂ−１）の摩擦部材６５が軸方向に並ぶ配置となるため、第１及び第３のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）の摩擦部材３５，４５は相対的に前方に寄せられ、第１のクラッチ（Ｃ−１）の摩擦部材３５が、その油圧サーボ３０の外周、第３のクラッチ（Ｃ−３）の摩擦部材４５が、減速プラネタリギヤＧ１の外周に位置する配置となる。そして、ブレーキ（Ｂ−１）の油圧サーボ６０は、サポート壁１０Ａの径方向壁部１０ｅに内包させて、摩擦部材６５に向けて前向きに配置される。この場合、摩擦部材６５は、そのセパレータプレートを変速機ケース１０の周壁の内周に形成されたスプラインに係合支持され、摩擦材を第３のクラッチ（Ｃ−３）のドラム４１に、それをハブとして支持された配置となる。

次に、図９は第４実施形態に対して、サポート壁１０Ａの円筒部をなくした第６実施形態を示す。この形態の場合、第３のクラッチ（Ｃ−３）の油圧サーボ４０への油圧の供給油路Ｌ_R は、動力伝達部材１１Ｄ，１１Ｅ及びブッシュ１１Ｆ，１１Ｇにより形成される空間１１Ｈを油路とすることで、サポート壁１０Ａと動力伝達部材１１Ｅとの相対回転部の前後一対のシールリングのみで、漏止め連結は可能である。この構成の利点は、第３のクラッチ（Ｃ−３）の油圧サーボ４０への油圧供給において、円筒部を介する場合に比して油路接続部の径を小さくすることができるため、油圧供給時の遠心力の影響を小さくすることができ、それにより第３のクラッチの制御性が向上する点にある。

以上の各実施形態では、いずれも第２のクラッチ（Ｃ−２）をプラネタリギヤセットＧの後方に配置しているが、第２のクラッチ（Ｃ−２）は、減速プラネタリギヤＧ１の直後に隣接されて配置することもできる。図１０は、こうした形態を採る第７実施形態をスケルトンで示し、図１１は、より具体的な断面構造を模式的に示す。図１０のスケルトンに見るように、この形態の場合も、第２のクラッチ（Ｃ−２）の位置を除いて各要素の配置は、第１実施形態の場合と同様となるので、対応する要素に同様の略号を付して、この場合の各要素配置の説明に代える。

この形態の場合、図１１に示すように、入力軸１１の構成が大幅に異なるものとなる。すなわち、これまでの実施形態と異なり、入力軸１１は、その全長の大部分がクラッチ（Ｃ−２）を経た入力回転を伝達する中間軸となるため、前側部分１１Ａに対して、中間軸としての後側部分１１Ｂは相対回転可能とされ、後側部分１１Ｂ前端の前側部分１１Ａへの嵌合部はベアリングを介して支持されている。そして、減速プラネタリギヤＧ１の直後に配置された第２のクラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボ５０は、入力軸の前側部分１１Ａの後端部と、それに固定されたクラッチドラム５１とに内包される構成とされ、クラッチハブ５６は、入力軸の後側部分１１Ｂの前端に連結されている。

サポート壁１０Ａは、この場合、円筒部１０ｆが径方向壁部１０ｅに対して軸方向前後に延びる形態とされ、前側円筒部１０ｆ’に第３のクラッチ（Ｃ−３）の油圧サーボ４０とワンウェイクラッチ（Ｆ−１）のインナレースが回転自在に支持され、後側円筒部１０ｆ”にワンウェイクラッチ（Ｆ−２）のインナレースが固定されている。サポート壁１０Ａの径方向壁部１０ｅには、ブレーキ（Ｂ−２）の油圧サーボ８０とブレーキ（Ｂ−３）の油圧サーボ７０が、背中合わせに内包されている。この配置の利点は、非減速回転を伝達する第２のクラッチ（Ｃ−２）のトルク伝達容量が相対的に小さくて済むことから、その外径の小さな摩擦部材５５と、トルク容量を大径化により確保したい第３のクラッチ（Ｃ−３）の摩擦部材４５との径方向への重合により、変速機構の軸方向寸法の大幅な短縮が可能となる点にある。

また、この形態の利点は、第２のクラッチ（Ｃ−２）のクラッチドラム５１を減速プラネタリギヤＧ１への連結部材と共通化できる点にもあり、これにより変速機構を径方向に横断する動力伝達部材を減らして、変速機構の軸長を短縮できる。

次に、図１２は、上記第７実施形態において、ブレーキ（Ｂ−３）の油圧サーボ７０を第１〜第６実施形態の場合と同様に変速機構の最後部に配置した第８実施形態の構成を示す。

次に、図１３に示す例は、第８実施形態におけるワンウェイクラッチ（Ｆ−１）とブレーキ（Ｂ−２）をなくした場合の第９実施形態の配置を示す。この場合の利点は、同一寸法比で示す図１２の第８実施形態との対比で明らかなように、大幅な軸長の短縮が可能となる点にある。

次に、図１４は、当初の第１実施形態に対して、第１及び第３のクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−３）と減速プラネタリギヤＧ１の配置順序はそのままで、ワンウェイクラッチ（Ｆ−１）及びブレーキ（Ｂ−２）を減速プラネタリギヤＧ１と第３のクラッチ（Ｃ−３）との間に移設した第１参考例を示す。この場合、第３のクラッチ（Ｃ−３）は、その出力側部材を構成するクラッチドラム４１に内包された油圧サーボ４０のシリンダがサポート壁１０Ａと反対方向に開口する向きに向けて、プラネタリギヤセットＧのサンギヤＳ２に連結させた配置が採られる。詳しくは、サポート壁１０Ａは軸方向後ろ向きに延びる円筒部１０ｆ”を有する構成とされ、その外周に第３のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチドラム４１に内包された油圧サーボ４０が支持された構成とされる。この配置による利害得失は、第１実施形態に対する第２実施形態の関係と同様であるが、第１のブレーキ（Ｂ−１）のブレーキドラムを兼ねる第３のクラッチ（Ｃ−３）のクラッチドラム４１を油圧サーボ４０とサンギヤＳ２とで両持ち支持できるため、ブレーキ締結時のドラムの振れを一層確実に防ぐことができるようになる利点が得られる。

次に、図１５は、上記第１参考例に対して第１のクラッチ（Ｃ−１）と減速プラネタリギヤＧ１の位置関係を逆にし、それに伴って第１のクラッチ（Ｃ−１）の向きも逆向きとした第２参考例を示す。この場合、減速プラネタリギヤＧ１は、変速機ケース１０の前端壁部から延びるボス部１０ｂの外周に、そのサンギヤＳ１を固定して配置され、代わって第１のクラッチ（Ｃ−１）の油圧サーボ３０を内包するクラッチドラム３１がサポート壁１０Ａから軸方向前方に延びる前側円筒部１０ｆ’の外周に支持される。この配置の前記各実施形態に対する本質的に異なる利点は、変速ケースの前端壁部１０ａを専ら減速プラネタリギヤＧ１の支持に用いることになるため、通常オイルポンプボディで構成されることで油路が錯綜する変速機ケースの前端壁部１０ａに油圧サーボ３０用の供給油路を設ける必要がなくなる点にある。また、第１及び第３のクラッチの油圧サーボ３０，４０への油圧の供給を、共に両クラッチに隣接するサポート壁１０Ａから行うことができるため、両クラッチの油圧サーボ３０，４０への油圧の供給路を短くし、しかも油路の長さをほぼ均等化することができるため、油圧供給に対する個々のクラッチの応答性をよくし、かつ制御特性を合わせることができる。

次に、図１６は、前記第１参考例に対して第２のクラッチ（Ｃ−２）を減速プラネタリギヤＧ１の直後に配置した第３参考例を示す。この場合の利点は、前記第７実施形態の場合と同様に、第２のクラッチ（Ｃ−２）のクラッチドラム５１を減速プラネタリギヤＧ１への連結部材と共通化できる点にある。

次に、図１７は、前記第３参考例に対して第１のクラッチ（Ｃ−１）の位置を変更した第４参考例を示す。この場合、第１のクラッチ（Ｃ−１）は、サポート壁１０Ａ側に移され、その円筒部１０ｆ’上に油圧サーボ３０が支持される。この配置の利点は、第２参考例の利点と同様である。

以上の各実施形態は、ＦＲ車用の縦置式の形態で本発明を具体化したものであるが、最後に、本発明をフロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）又はリヤエンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式トランスアクスルの形態で具体化した２つの実施形態を例示する。

図１８及び図１９は、第１０実施形態を示す。この形態では、先に図１に示した第１実施形態のギヤトレインのスケルトンと、図１８に示す本形態のギヤトレインのスケルトンの比較で明らかなように、実質上同様の構成が採られているが、横置化に伴い、変速機構１Ａを第１軸上に配置し、カウンタギヤ機構１Ｂを第２軸、ディファレンシャ装置１Ｃを第３軸上に配置した３軸構成が採られている。そして、第１軸上には、リングギヤＲ２の出力部材として出力軸に代えてカウンタドライブギヤ１９Ａが設けられている。

カウンタギヤ機構１Ｂは、カウンタ軸１２上にそれに固定してカウンタドリブンギヤ１３と、デフドライブピニオンギヤ１４を有する構成とされ、カウンタドリブンギヤ１３が、入力軸１１のほぼ中央部でカウンタドライブギヤ１９Ａに噛合し、デフドライブピニオンギヤ１４が、変速機構の最前部でディファレンシャ装置１Ｃのデフリングギヤ１５に噛合する配置とされている。ディファレンシャ装置１Ｃは、デフリングギヤ１５に固定され、内部に差動ギヤが配設されたデフケース１６を備えるものとされ、差動ギヤの両出力軸１７が車輪に連結される構成とされている。

図１９により具体的な構成を模式化した断面で示すように、この形態では、カウンタドライブギヤ１９Ａは、第３のクラッチ（Ｃ−３）に対してサポート壁１０Ａの他方側に配置され、サポート壁１０Ａは、カウンタギヤドライブギヤ１９Ａを支持する円筒部１０ｆ”を有するものとされ、その外周にベアリングを介してカウンタギヤドライブギヤ１９Ａが回転自在に支持されている。

そして、この形態では、前記各形態に比べて変速機機構の軸長が車両搭載性との関係で著しく制約されることから、前記第４実施形態の構成と同様に第１の係止手段としてのブレーキ（Ｂ−１）と並列配置のワンウェイクラッチとブレーキの組み合わせはなくされている。この形態におけるプラネタリギヤセットＧ、減速プラネタリギヤＧ１、第１〜第３のクラッチ（Ｃ−１〜Ｃ−３）並びに第１及び第２の係止手段としてのブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−３）とワンウェイクラッチ（Ｆ−２）の配置関係と相互の連結関係は、実質上前記第４実施形態の場合と同様である。

ただし、細部の構成として、第２のクラッチ（Ｃ−２）は、その油圧サーボ５０への入力軸１１を介しない油圧供給を可能とすべく、変速ケース１０のボス部１０ｄの外周に配置され、これに伴い第２のクラッチ（Ｃ−２）の摩擦部材５５は前方に寄せて、プラネタリギヤセットＧの外周に配置されている。また、ブレーキ（Ｂ−３）の油圧サーボ７０は、第２のクラッチ（Ｃ−２）の油圧サーボ５０の外周に、それに径方向に重ねた形態で、変速機ケース１０の後端壁部１０ｃに内蔵させた構成とされている。

次に、図２０は、上記第１０実施形態に対して変速機構全体の前後を逆にした第１１実施形態を模式化して示す。こうした配置を採る場合、通常オイルポンプボディで構成される変速機ケース１０の前端壁部１０ａに油圧サーボ７０を内蔵させることは油路配置の関係で困難なことから、ブレーキ（Ｂ−３）の油圧サーボ７０は、変速機ケース１０の周壁に別付けとされ、プラネタリギヤセットＧの外周に配置されている。これに伴い、プラネタリギヤセットＧの外周から前方に寄せられた第２のクラッチ（Ｃ−２）の摩擦部材５５は、その径方向外方のスペースの余裕を利用して油圧サーボ５０の大径化と、摩擦部材５５の大径化により、摩擦部材５５の構成枚数を削減して軸方向寸法を小さくし、変速機軸長の増大を回避している。

以上、本発明を想定される多数の実施形態を挙げて詳説したが、これら各実施形態はいずれも例示のためのものであり、本発明は、特許請求の範囲の個々の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を変更して実施することができるものである。

本発明を適用した自動変速機の第１実施形態のギヤトレインを示すスケルトン図である。 上記ギヤトレインの速度線図である。 上記ギヤトレインの作動及び達成されるギヤ比並びにギヤ比ステップを示す図表である。 上記ギヤトレインの変速機構部を模式化して示す軸方向断面図である。 変速機構部を変更した第２実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第３実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第４実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第５実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第６実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第７実施形態のスケルトン図である。 第７実施形態の変速機構部を模式化して示す軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第８実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第９実施形態の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第１参考例の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第２参考例の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第３参考例の模式化軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第４参考例の模式化軸方向断面図である。 本発明を適用した自動変速機の第１０実施形態のギヤトレインを示すスケルトン図である。 第１０実施形態の変速機構部を模式化して示す軸方向断面図である。 変速機構部を更に変更した第１１実施形態の模式化軸方向断面図である。

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−１ 第１のクラッチ
Ｃ−２ 第２のクラッチ
Ｃ−３ 第３のクラッチ
Ｂ−１ ブレーキ（第１の係止手段）
Ｂ−２ ブレーキ（第１の係止手段）
Ｂ−３ ブレーキ（第２の係止手段）
Ｆ−１ ワンウェイクラッチ（第１の係止手段）
Ｆ−２ ワンウェイクラッチ（第２の係止手段）
Ｓ１ サンギヤ（１要素）
Ｃ１ キャリア（出力要素）
Ｒ１ リングギヤ（入力部材）
Ｓ３ サンギヤ（第１の要素）
Ｓ２ サンギヤ（第２の要素）
Ｃ２，Ｃ３ キャリア（第３の要素）
Ｒ２，Ｒ３ リングギヤ（第４の要素）
１０ 変速機ケース
１０Ａ サポート壁
１０ｂ，１０ｄ ボス部
１０ｆ’ 前側円筒部
１０ｆ” 後側円筒部
１１Ｂ 後側軸部（中間軸）
１９ 出力軸（出力部材）
１９Ａ カウンタドライブギヤ（出力部材）
３０，４０，５０，７０，８０ 油圧サーボ
３１，４１，５１ クラッチドラム（入力側部材）
３５，４５，５５ 摩擦部材
３６，４６，５６ クラッチハブ（出力側部材）
６ バンド

Claims (5)

1. 減速プラネタリギヤと、少なくとも該減速プラネタリギヤを経た減速回転を伝達する２つのクラッチと、それら２つのクラッチを経た減速回転が入力されるプラネタリギヤセットとにより多段の変速段を達成する車両用自動変速機において、
   前記減速プラネタリギヤは、変速機ケースから延びるボス部に１要素を固定され、
   前記プラネタリギヤセットの一方側に、前記減速プラネタリギヤと、該減速プラネタリギヤを経た減速回転をそれぞれ前記プラネタリギヤセットの異なる２つの要素へ入力する第１及び第３のクラッチとが、前記第３のクラッチを前記第１のクラッチより前記プラネタリギヤセット側にして配置され、
   前記第１のクラッチの入力側部材は、油圧サーボを内包するクラッチドラムを有し、該油圧サーボのシリンダは、前記ボス部上に配置されると共に、前記減速プラネタリギヤ側に開口する向きに向けて配置され、
   前記第３のクラッチの出力側部材は、油圧サーボを内包するクラッチドラムを有し、該油圧サーボのシリンダは、前記減速プラネタリギヤ側に開口する向きに向けて配置され、
   前記第１のクラッチの入力側部材は、前記減速プラネタリギヤの出力要素と第３のクラッチの入力側部材に連結され、
   前記第１のクラッチの出力側部材は、前記第３のクラッチの内周を通して前記プラネタリギヤセットの前記２つの要素の一方に連結され、
   前記第３のクラッチの出力側部材は、前記プラネタリギヤセットの前記２つの要素の他方に連結されたことを特徴とする車両用自動変速機。
2. 前記プラネタリギヤセットは、
   その第１の要素が前記第１のクラッチの出力側部材に連結され、
   第２の要素が前記第３のクラッチの出力側部材に連結されるとともに、第１の係止手段により前記変速機ケースに係止可能とされ、
   第３の要素が非減速回転を入力する第２のクラッチの出力側部材に連結されるとともに、第２の係止手段により前記変速機ケースに係止可能とされ、
   第４の要素が出力部材に連結された、請求項１記載の車両用自動変速機。
3. 前記第１の係止手段は、バンドブレーキで構成され、前記第３のクラッチのクラッチドラムの外周面をバンドの係合面とされた、請求項２記載の車両用自動変速機。
4. 前記第２のクラッチは、前記減速プラネタリギヤに隣接して配置された、請求項２記載の車両用自動変速機。
5. 前記第２のクラッチの入力側部材は、クラッチドラムとされ、該クラッチドラムは、前記減速プラネタリギヤへの入力部材とされた、請求項４記載の車両用自動変速機。

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