JP4957766B2 - 自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、自動変速機に関し、特に、そのギヤトレインにおいて動力伝達により変速要素に生じるスラスト力を支持する技術に関する。

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。そして、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、変速段当たりの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り、そのギヤトレイン構成に苦心を要するところであるが、こうしたなかで、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、前進６速・後進１速を達成するギヤトレインが特許文献１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、減速用プラネタリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を入力として変速回転を出力するプラネタリギヤセットとの組み合わせにより多段変速を達成する点を特徴とするものである。

特開平４−２１９５５３号公報

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原理的には合理性をもつものであるが、実用面での改善すべき問題点を残している。特に、乗用車用の自動変速機においては、ギヤノイズ低減のために、プラネタリギヤを構成するサンギヤ、ピニオン及びリングギヤに、はすば歯車を使用するのが通例であり、こうした構成の利点は、はすば歯車によりそれぞれのギヤのかみ合い率が上がり、ギヤノイズを低減することができるところにあるが、その反面、リングギヤ及びサンギヤにそれぞれ相反するスラスト力が発生する問題点も含んでいる。

こうしたスラスト力への対応について、上記公報には特に解決手段が開示されていないが、従来の自動変速機において用いられている通常の技術の延長線上での考え方を、上記提案のギヤトレインに当てはめれば、減速用プラネタリギヤ（単式遊星歯車組）とプラネタリギヤセット（複式遊星歯車組）との間にセンタサポートを配置して、動力伝達によりそれぞれの遊星歯車組に生じるスラスト力を別途にセンタサポートとケースで受けて互いに干渉させないようにする方法を採ることになるが、こうした構成を採ると、センタサポートの配設分だけ変速機の軸方向寸法が増大し、ただでさえ多段化に伴いそれなりの機構の大型化が避けられない多段自動変速機での対策としては、特に車両への搭載性を損なう点で問題点がある。

そこで、本発明は、上記問題点を解消し、減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットとにそれぞれ作用するスラスト力を、変速機の軸方向寸法を増大させることなく支持することができる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、入力軸に連結されて反力要素がケースに固定されることにより出力要素から減速回転が出力される減速用プラネタリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を入力として変速段に応じた変速回転を出力するプラネタリギヤセットと、により多段変速段を達成する自動変速機において、前記多段変速段のうちの少なくとも１つの変速段で、前記減速用プラネタリギヤの一要素と、前記プラネタリギヤセットの一要素とにそれぞれ発生するスラスト力が伝達される伝達経路を有し、該伝達経路における減速用プラネタリギヤの前記一要素のスラスト力の方向と、プラネタリギヤセットの前記一要素のスラスト力の方向が、前記多段変速段のうちの少なくとも１つの変速段で互いに異なる方向となるように、それぞれの要素のはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とする。

上記の構成において、それぞれの要素のはす歯のねじり方向は、第１速駆動時で互いに異なる方向となるように設定されるのが有効である。

また、前記の構成において、前記ねじり方向は、減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素に発生するスラスト力が、前記第１速駆動時に互いに向き合う方向とされ、前記伝達経路の外に配置され、プラネタリギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力との差分のスラスト力を受けるベアリングを有するものとするのが有効である。

また、前記の構成において、前記ねじり方向は、減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素に発生するスラスト力が、前記第１速駆動時に互いに離れ合う方向とされ、プラネタリギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングと減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングとを有するものとするのが有効である。

また、前記の構成において、前記ベアリングが受ける差分のスラスト力は、前記反力要素を介してケースに伝達されるものとするのが有効である。

また、前記の構成において、前記プラネタリギヤセットは、その一要素である第２サンギヤと、該第２サンギヤとは別体の第１サンギヤを有し、前記第１及び第２サンギヤの間にベアリングが配設された構成とするのが有効である。

また、前記の構成において、前記減速用プラネタリギヤの反力要素は、オイルポンプケースに固定され、減速用プラネタリギヤの前記一要素に発生するスラスト力は、前記ベアリングを介してオイルポンプケースに伝達される構成とするのも有効である。

また、前記減速用プラネタリギヤは、前記反力要素であるサンギヤと、該サンギヤに噛合するピニオンを支持してプラネタリギヤセットの前記一要素に連結されたキャリアと、該キャリアに支持したピニオンに噛合し、前記入力軸に連結部材を介して連結する減速用プラネタリギヤの前記一要素であるリングギヤとからなり、前記ベアリングは、サンギヤと連結部材との間に配設された構成とするのが有効である。

そして、前記プラネタリギヤセットの前記一要素はサンギヤであり、前記連結部材は、前記減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配設され、前記連結部材と前記プラネタリギヤセットの前記一要素であるサンギヤとの間に、第２ベアリングが配設された構成とするのが有効である。

また、前記減速用プラネタリギヤは、前記反力要素であるサンギヤと、該サンギヤに噛合するピニオンを支持してプラネタリギヤセットの前記一要素に連結されたキャリアと、該キャリアに支持したピニオンに噛合し、前記入力軸に連結部材を介して連結する減速用プラネタリギヤの前記一要素であるリングギヤとからなり、前記減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングは、前記サンギヤと前記連結部材との間に配設された構成とするのが有効である。

そして、前記プラネタリギヤセットは、キャリアに支持されて互いに噛合するロングピニオン及びショートピニオンと、ロングピニオンに噛合する第１サンギヤと、ショートピニオンに噛合する第２サンギヤと、ロングピニオンとショートピニオンのいずれかに噛合するリングギヤとからなるラビニヨタイプのプラネタリギヤセットである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、最も駆動力が大きく、スラスト力による負荷がかかる多段変速段のうちの少なくとも１つの変速段で、減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットそれぞれのスラスト力が変速要素のはす歯のねじり方向の組み合わせにより互いに異なる方向に設定されているため、この方向が互いに向き合う方向のときには、伝達経路には、一方向からプラネタリギヤセットの一要素のスラスト力が、また他方向からは減速用プラネタリギヤの一要素のスラスト力が作用し、結果として差し引いたスラスト力を前記伝達経路の外で受けるように構成される。また、上記の方向が互いに離れ合う方向のときには、伝達経路にはスラスト力が作用しないため、結果としてそれぞれのスラスト力は、独立して該伝達経路の外で受けるように構成される。したがって、前記スラスト力を受ける部材の耐久性の低下を防止することができる。また、減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットのそれぞれに発生するスラスト力を対向させて互いに緩衝させる構成であるため、スラスト力を受けるためのセンタサポートを設ける必要がなく、その分に対応するだけ変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

次に、請求項３記載の構成では、プラネタリギヤセットの一要素に作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの一要素に作用するスラスト力を対向させて相殺することで、前記伝達経路の外に配置したベアリングに掛かるスラスト力を低減することができるため、ベアリングをコンパクトに構成でき、更に変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

また、請求項４記載の構成では、最も駆動力が大きく、スラスト力による負荷がかかる第１速駆動時に、プラネタリギヤセットの一要素に作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの一要素に作用するスラスト力とを互いに緩衝させずに独立させることで、前記伝達経路の外に配置したベアリングにかかるスラスト力を低減するとができるため、その分ベアリングをコンパクトに構成でき、更に変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

また、減速用プラネタリギヤの反力要素がケースに固定されていない場合には、適宜の固定手段により固定される減速用プラネタリギヤの反力要素とケースとの間にもう一つのスラストベアリングを必要とするため、その分の変速機の軸方向寸法の増大が避けられないのに対して、請求項５記載の構成では、サンギヤをケースに固定して一体化にすることで、前記差分のスラスト力を反力要素で受けることができるので、更に軸方向寸法の短縮を図ることができる。

また、請求項６記載の構成では、プラネタリギヤセットの第２のサンギヤには前記伝達経路のスラスト力が作用するのに対して、第１サンギヤには、前記伝達経路を伝わる第２のサンギヤや減速用プラネタリギヤのスラスト力が作用しないようにすることができる。したがって、第１サンギヤに生じるスラスト力を受けるベアリングを、前記伝達経路外で専ら第１サンギヤのスラスト力のみを受けるためのコンパクトなものとすることができる。

また、請求項７記載の構成では、オイルポンプケースにかかるスラスト力を低減することができるので、オイルポンプケースの耐久性の低下を防止することができる。

そして、請求項８記載の構成では、上記スラスト力の軽減により、減速用プラネタリギヤのサンギヤに当接させるスラストベアリングの大型化を防止することができるため、ベアリングをサンギヤの歯底に当接させる構成を採る場合には、当接面を確保するためにサンギヤの歯底径を大きく取る必要がなくなり、減速用プラネタリギヤの径方向寸法の増大を防止することができる。また、ベアリングをサンギヤの歯端部に当接させる構成を採る場合でも、強度確保のためにベアリングレースを厚くする必要がないため、その分、伝達経路の軸方向寸法の増大を防止することができる。

また、請求項９記載の構成では、プラネタリギヤセットのサンギヤのスラスト力が減速用プラネタリギヤのリングギヤのスラスト力より大きい場合には、サンギヤからのスラスト力は、第２ベアリングを介して第１ベアリングヘ伝達され、減速用プラネタリギヤのリングギヤのスラスト力は、前記サンギヤのスラスト力に対向して第２ベアリングヘ伝達される。したがって、前記伝達経路で相殺されたスラスト力を第１ベアリングで受けるようになるため、該ベアリングをコンパクトに構成できる。

また、請求項１０記載の構成では、上記スラスト力の軽減により、減速用プラネタリギヤのサンギヤに当接させるスラストベアリングの大型化を防止することができるため、ベアリングをサンギヤの歯底に当接させる構成を採る場合には、当接面を確保するためにサンギヤの歯底径を大きく取る必要がなくなり、減速用プラネタリギヤの径方向寸法の増大を防止することができる。また、ベアリングをサンギヤの歯端部に当接させる構成を採る場合でも、強度確保のためにベアリングレースを厚くする必要がないため、その分、伝達経路の軸方向寸法の増大を防止することができる。

更に、請求項１１記載の構成では、プラネタリギヤセットをラビニヨタイプとすることで、キャリアの共通化によりプラネタリギヤセットの軸方向寸法の短縮を図ることができる。

本発明を適用した自動変速機の第１実施形態を示すスケルトン図である。 上記自動変速機のギヤトレインの作動図表である。 上記ギヤトレインの速度線図である。 上記ギヤトレインをより具体的に示す模式断面図である。 上記ギヤトレインの駆動力伝達時のスラスト力を各変速段ごとに第１〜４速までについて示す模式断面図である。 上記スラスト力を第５、６速及び後進について示す模式断面図である。 上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるスラスト力を係数で表す図表である。 第２実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 第３実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 第４実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 第４実施形態における第１速駆動時のスラスト力を示す模式断面図である。 第５実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 第５実施形態のギヤトレインの駆動力伝達時のスラスト力を各変速段ごとに第１〜４速までについて示す模式断面図である。 上記スラスト力を第５、６速及び後進について示す模式断面図である。 上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるスラスト力を係数で表す図表である。 第６実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 本発明を適用した自動変速機の第７実施形態を示すスケルトン図である。 上記自動変速機の実際の軸位置関係を示す配置図である。 第７実施形態のギヤトレインの作動図表である。 第７実施形態のギヤトレインをより具体的に示す模式断面図である。 第７実施形態のギヤトレインの駆動力伝達時のスラスト力を各変速段ごとに第１〜４速までについて示す模式断面図である。 上記スラスト力を第５、６速及び後進について示す模式断面図である。 上記ギヤトレインの各ベアリングに掛かるスラスト力を表す図表である。 第８実施形態のギヤトレインの模式断面図である。 第９実施形態のギヤトレインの模式断面図である。

以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。図１は本発明をフロントエンジン・リヤドライブ（ＦＲ）車用の縦置式の自動変速機に適用した第１実施形態をスケルトンで示す。この自動変速機は、入力軸１１に連結されて反力要素であるサンギヤＳ１を固定することにより出力要素であるキャリアＣ１に減速回転を出力する減速用プラネタリギヤＧ１と、減速用プラネタリギヤＧ１からの減速回転を入力として変速回転を出力するプラネタリギヤセットＧ２とにより多段の前進６速・後進１速の変速を達成する自動変速機とされている。

更に各部について詳述すると、この自動変速機では、その機構の最前部に、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。

減速用プラネタリギヤＧ１は、シンプルプラネタリギヤで構成され、その一要素である入力要素としてのリングギヤＲ１を入力軸１１に連結され、減速回転の出力要素としてのキャリアＣ１を多板クラッチＣ−１を介してプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３に連結されるとともに、多板クラッチＣ−３を介して同じくプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２に連結され、反力を取る固定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。

変速機構の主体をなすプラネタリギヤセットＧ２は、大小径の異なる一対のサンギヤＳ２，Ｓ３と、互いに噛合して一方が大径のサンギヤＳ２に噛合するとともにリングギヤＲ３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を支持するキャリアＣ２（Ｃ３）からなるラビニヨタイプのギヤセットで構成されている。そして、大径のサンギヤＳ２は、バンドブレーキからなるブレーキＢ−１と、それに並列するワンウェイクラッチＦ−１とその係合を有効にする多板ブレーキＢ−２によりケース１０に係止可能とされ、キャリアＣ２（Ｃ３）は、並列するワンウェイクラッチＦ−２と多板ブレーキＢ−３によりケース１０に係止可能とされている。プラネタリギヤセットＧ２の非減速回転の入力要素としてのキャリアＣ２（Ｃ３）は、多板クラッチＣ−２を介して入力軸１１に連結され、変速回転の出力要素としてのリングギヤＲ３は、出力軸１９に連結されている。

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と車速に基づき、変速を行う。図２は各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合及び解放（○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３は各クラッチ、ブレーキ及びワンウェイクラッチの係合（●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。この場合、図１を参照して、入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤ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Ｃ２（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。この場合、入力軸１１から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤ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のサンギヤ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３に見るように、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から減速用プラネタリギヤ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経由で同時にプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２と小径のサンギヤＳ３に入力され、プラネタリギヤセットＧ２が直結状態となるため、両サンギヤＳ２，Ｓ３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から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−１経由でプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤ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Ｃ２（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から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤ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（Ｃ３）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プラネタリギヤセットＧ２のキャリアＣ２（Ｃ３）にのみ入力され、ブレーキＢ−１の係合により係止された大径のサンギヤ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から減速用プラネタリギヤＧ１を経て減速された回転がクラッチＣ−３経由でプラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤ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（Ｃ３）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３の速度線図上で、リングギヤＲ３（このリングギヤは、大径のサンギヤＳ２に対しては理論上別個のリングギヤＲ２を構成する）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（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−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（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２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（Ｃ３）の係止を行っているわけである。したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラッチを設けることなく、ブレーキＢ−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大径のサンギヤ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、この大径のサンギヤＳ２は、キャリアＣ２（Ｃ３）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、大径のサンギヤＳ２は、図３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具体化した模式断面で示す。本発明の基本的特徴に従い、自動変速機は、少なくとも上記第１速駆動時に、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１と、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３とにそれぞれ発生するスラスト力Ｆ１，Ｆ３が伝達される伝達経路を有する。そして、この伝達経路における減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１の方向と、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３の方向が、第１速駆動時に互いに異なる方向となるように、それぞれの要素のはす歯のねじり方向を設定している。この形態の場合、ねじり方向は、上記互いに異なる方向のうち、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１と、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３に発生するスラスト力が、第１速駆動時に互いに向き合う方向が選択されている。具体的には、入力軸１１の回転方向を、その前側から見て、図示のように時計回りとした場合、はす歯のねじり方向を、減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１については、同じ時計回り方向、プラネタリギヤセットＧ２のロングピニオンＰ２については、反時計回り方向のねじりを設定している。当然ながら、ピニオンＰ１に噛合するリングギヤＲ１とロングピニオンＰ２にショートピニオンＰ３を介して噛合するリングギヤＲ３も含めて、他の要素のはす歯のねじり方向は、これに見合った方向とされる。

このギヤトレインは、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２に生じるスラスト力を伝達する伝達経路に多数のベアリングを有する。これらベアリングのうち、第１ベアリング３１は、減速用プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１と、リングギヤＲ１に入力回転を伝達する連結部材１２との間に配置されている。また、一対の第２ベアリング３２，３３は、連結部材１２とプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３の延長部との間に配置されている。更に、一対の第３ベアリング３６，３７は、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３と、キャリアＣ２（Ｃ３）に入力回転を伝達する他の連結部材１３との間に配置されている。そして、同じく一対の第４ベアリング３８，３９は、他の連結部材１３とケース１０との間に配設されている。したがって、これらのベアリングのうち、第１ベアリング３１は、共通の伝達経路においてプラネタリギヤセットＧ２の一要素である小径のサンギヤＳ３に作用するスラスト力Ｆ３と減速用プラネタリギヤＧ１の一要素であるリングギヤＲ１に作用するスラスト力Ｆ１との差分のスラスト力を受ける。更に、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３の延長部とクラッチＣ−１のハブ側部材とワンウェイクラッチＦ−２との間には、大径のサンギヤＳ２の両方向のスラスト力を受ける一対のベアリング３４，３５が配設されている。

本形態では、減速用プラネタリギヤＧ１の反力要素であるサンギヤＳ１は、ケース１０に固定されている。この構成は、サンギヤＳ１を他の固定手段を介してケースに固定する場合のように、サンギヤとケースとの間にもう一つのスラストベアリングを配設する必要性を排除し、その分の変速機の軸方向寸法の増大を避けるものである。この構成により、共通の伝達経路に伝達されるスラスト力は、ベアリング３１を介してケース１０に伝達される。

また、本形態では、プラネタリギヤセットＧ２は、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセットとされ、そのリングギヤＲ３は、ロングピニオンＰ２に噛合し、ロングピニオンＰ２は、その一方端で大径の第１サンギヤＳ２に噛合し、リングギヤＲ３は、ロングピニオンＰ２の他方端に噛合する構成が採られている。この構成は、キャリアＣ２（Ｃ３）の共通化によりプラネタリギヤセットＧ２の軸方向寸法の短縮に役立っている。

また、入力軸１１は、他の連結部材１３及びクラッチＣ−２を介してプラネタリギヤセットＧ２のキャリアＣ３（Ｃ２）に連結され、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３と他の連結部材１３との間に第３ベアリング３６，３７が配設されて、ケース１０と他の連結部材１３との間に第４ベアリング３８，３９が配設されている。これにより、後進駆動時、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１は、第２ベアリング３２，３３、第３ベアリング３６，３７及び第４ベアリング３８，３９を介してケース１０に伝達される。

図５及び図６は、前記した各変速段におけるスラスト力の変化を模式断面上で示す。図５を参照（ただし、各部材を表す符号については、図４を参照）して、第１速（１ｓｔ）駆動時は、動力伝達が、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１、ピニオンＰ１及びキャリアＣ１、クラッチＣ−１（係合状態を図上で○印を付して示す。他の係合要素について同じ）、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３、ショートピニオンＰ３及びロングピニオンＰ２、リングギヤＲ３を経て行われる。したがって、前記したはす歯のねじり方向の関係から、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１については、サンギヤＳ１に生じる前方へのスラスト力（図に左向き矢印で方向を示す）がケース１０により支承され、その反力としての後方へのスラスト力（図に右向き矢印で示す）Ｆ１が、図に太線を付して経路示すように、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結する連結部材１２に伝達される。一方、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３については、リングギヤＲ３の後方へのスラスト力（図に右向き矢印で示す）が、図に●印を付して経路を示すように、ベアリング３９を介して直近のケース１０で支持され、その反力としての前方へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ３が、同様に図に●印を付して経路を示すように、サンギヤＳ３の延長部から第２ベアリング３３，３２を経て連結部材１２に伝達される。こうして連結部材１２には、両スラスト力が互いに打ち消し合う方向にかかり、結果として、ベアリング３１には軽減された前向きのスラスト力Ｆ３−Ｆ１が掛かることになる。ここで、前記第１速駆動時の駆動とは、エンジンによって変速機が回され、車両が増速しようとする状態をさす。逆に、コーストとは、車両（詳しくは車輪）によって変速機が回され、車両が減速しようとする状態をさす。

図７は、各変速段での駆動時に各ベアリングに掛かるスラスト力を図表化して示す。この図表に見るように、各ベアリング３２，３３にはプラネタリギヤセットＧ２のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かるのに対して、ベアリング３１には上記スラスト力から減速プラネタリギヤＧ１のスラスト力Ｆ１を差し引いたスラスト力Ｆ３−Ｆ１が掛かることが解かる。なお、この図表における数値は、減速プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２共に、はす歯のねじり角度を２５°とした場合のスラスト力係数を表す。この値は、減速プラネタリギヤＧ１、プラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２、小径のサンギヤＳ３及びリングギヤＲ３（Ｒ２）それぞれの分担トルクから求めたものである。

次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、動力伝達は第１速時と同様に、プラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３、ショートピニオンＰ３及びロングピニオンＰ２、リングギヤＲ３を経て行われ、この場合は、ワンウェイクラッチＦ−１とブレーキＢ−２の係合による係止で、大径のサンギヤＳ２も反力トルクを分担することになるので、スラスト力Ｆ２が作用することにより、図に○印と■印で経路を示すように、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４とサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２がベアリング３９に掛かる。また、図に●印を付して経路を示すベアリング３１に掛かるスラスト力についても、図７に示すように第１速時と同様となる。

次に、第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝達が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転している点のみ相違し、トルク伝達に関与する要素のトルク分担上で特に異なるところがないため、スラスト力の関係は、図７を参照して解かるように、その値が減速比の減少に伴って小さくなることを除いては、第２速駆動時と全く同様となる。

更に、第４速（４ｔｈ）駆動時は、動力伝達が、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からのトルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、図に●印を付して示す共通の伝達経路を経て前方に伝わるスラスト力の関係は、その値が減速比が小さくなった分だけ小さい点を除いて、第３速駆動時と同様である。また、後方に伝わるスラスト力については、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２分がなくなった関係となる。

次に、図６に示す第５速（５ｔｈ）駆動時は、動力伝達の様相が異なり、プラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２に減速回転、キャリヤＣ２（Ｃ３）に非減速回転が入力される結果、大径のサンギヤＳ２は、リングギヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ２を介する駆動トルクを受ける状態となる。この結果、大径のサンギヤＳ２に掛かるスラスト力Ｆ２は逆向きとなり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベアリング３４及び共通の伝達経路の各ベアリング３３，３２を経て第１ベアリング３１に掛かる。そして、第１ベアリング３１には、減速プラネタリギヤＧ１による同方向のスラスト力Ｆ１も作用するので、両者を加えたスラスト力Ｆ１＋Ｆ２が掛かることになる。しかしながら、この変速段では、増速により伝達トルクが小さく、図７を参照して明らかなように、スラスト力Ｆ２自体が第１速や第２速のときと比較して極めて小さいため、ベアリング負荷は、それらの変速段のときより小さく、第１ベアリング３１でのスラスト力の重なりは特に問題とはならない。

更に、第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝達が、プラネタリギヤセットＧ２側のみで、ロングピニオンＰ２とリングギヤＲ３間で成されるようになり、大径のサンギヤＳ２が反力トルクを支持する関係になる。このときにリングギヤＲ３と大径のサンギヤＳ２に掛かるトルクは入力回転に対する増速により更に小さくなるため、スラスト力も小さくなる。この場合、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、図示●印の経路でベアリング３９を介してケース１０に支持され、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２は、図示●印の経路で３つのベアリング３４，３３，３２、連結部材１２及び第１ベアリング３１を介してケース１０に支持される。

一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達が、減速用プラネタリギヤＧ１を経て、プラネタリギヤセットＧ２の大径のサンギヤＳ２と、リングギヤＲ３の間で、ロングピニオンＰ２を介して行われる。この場合、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２と対向する関係になって相殺され、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１だけが、共通の伝達経路の第２ベアリング以降の各ベアリング３２，３３，３６〜３９を経てケース１０に伝達される。ただし、途中の両ベアリング３７，３８については、スラスト力Ｆ４とスラスト力Ｆ２が相殺される図示●印の経路ループ中にあるため、スラスト力Ｆ２とスラスト力Ｆ１とが加算された力を受けることになる。

ところで、前記各変速段におけるスラスト力は、駆動時とコースト時とで反転するため、前記のスラスト力の関係がコースト時には成立しなくなるが、一般にコースト時の伝達トルクは、駆動時の１／３〜１／５程度であり、その結果としてのスラスト力も極めて小さくなるため、これをベアリング負荷の点から見ると、駆動時に比べてほとんど無視できる程度の小さな値となる。したがって、ベアリングの耐久性を確保する上では、前記のように駆動時のスラスト力の関係が重要な意味を持つ。

また、上記実施形態において、各ベアリングのうち、特に第１ベアリング３１に掛かるスラスト力の軽減に重点を置いているのは、このベアリングが固定のサンギヤＳ１と入力回転数と同速で回転する連結部材１２との間に配設され、相対的な回転速度が大きいことから、ベアリング負荷が最も大きいことによる。ちなみに、図７に示すスラスト力のみの単純な比較では、本発明の適用により第１ベアリング３１のスラスト力が低減された結果、低速段側ではむしろ第２ベアリング３２，３３及び第４ベアリング３９に掛かるスラスト力の方が大きくなるが、第２ベアリング３２，３３は、本来相対回転数差が小さい回転部材間に配設され、第４ベアリング３９は、変速により減速回転する出力部材とケース１０との間に配設されているため、スラスト力と回転速度双方できまるベアリングの耐久負荷では、第１ベアリング３１の負荷より小さいことになる。

このように、上記第１実施形態の構成によれば、最も駆動力が大きく、スラスト力による負荷がかかる１速駆動時に、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２それぞれのスラスト力Ｆ１，Ｆ３が互いに向き合う方向に設定されているため、共通の伝達経路には、一方向からプラネタリギヤセットＧ２のサンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３が、また他方向からは減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１が作用し、結果として差し引いたスラスト力Ｆ３−Ｆ１を共通の伝達経路の外で受けることになる。したがって、スラスト力を受けるベアリング３１の耐久性の低下を防止することができる。また、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２のそれぞれに発生するスラスト力Ｆ１，Ｆ３を対向させて互いに緩衝させる構成であるため、スラスト力を受けるためのセンタサポートを設ける必要がなく、その分に対応するだけ変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

更に、上記のようにスラスト力を対向させて相殺することで、共通の伝達経路の外に配置したベアリング３１に掛かるスラスト力を低減することができるため、ベアリング３１をコンパクトに構成でき、この面でも変速機の軸方向寸法の短縮を図ることができる。

また、上記スラスト力の軽減により、減速用プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１に当接させるスラストベアリング３１の大型化を防止することができるため、ベアリング３１をサンギヤＳ１の歯底に当接させる構成を採る場合には、当接面を確保するためにサンギヤＳ１の歯底径を大きく取る必要がなくなり、減速用プラネタリギヤＧ１の径方向寸法の増大を防止することができる。また、ベアリング３１をサンギヤＳ１の歯端部に当接させる構成を採る場合でも、強度確保のためにベアリングレースを厚くする必要がないため、その分、伝達経路の軸方向寸法の増大を防止することができる。

また、連結部材１２は、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤセットＧ２の間に配設され、連結部材１２とサンギヤＳ３との間に、第２ベアリング３２，３３が配設された構成により、トルク増幅により減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１より大きいプラネタリギヤセットＧ２のサンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３が、第２ベアリング３３，３２を介して第１ベアリング３１ヘ伝達され、減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１は、サンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３に対向して第２ベアリング３２，３３ヘ伝達される。したがって、共通の伝達経路で相殺されたスラスト力Ｆ３−Ｆ１を第１ベアリング３１で受けるようになるため、該ベアリングをコンパクトに構成できる。

更に、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセットＧ２のロングピニオンＰ２は、その一方端で第１サンギヤＳ２に噛合し、リングギヤＲ３は、ロングピニオンＰ２の他方端に噛合する関係から、プラネタリギヤセットＧ２のサンギヤＳ３に発生するスラスト力Ｆ３の方向が減速用プラネタリギヤＧ１のリングギヤＲ１に発生するスラスト力Ｆ１の方向と向き合う方向となるようにサンギヤＳ３のねじれ角が設定されているため、結果としてプラネタリギヤセットＧ２のリングギヤＲ３には、サンギヤＳ３とは相異なるスラスト力Ｆ４が発生し、結果、サンギヤＳ２にリングギヤＲ３に対して離れ合うスラスト力が作用する第５速、６速時にモーメントを打ち消す方向に作用する。したがって、ロングピニオンＰ２の支持部にかかる負荷を低減することができる。

ところで、前記第１実施形態では、プラネタリギヤセットＧ２の構成に関して、リングギヤＲ３が小径のサンギヤＳ３の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置としたが、リングギヤＲ３は、大径のサンギヤＳ２の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置を採ることもできる。図８は、こうした配置を採る第２実施形態のギヤトレインを模式断面で示す。こうした構成を採っても、当然ながら前記第１実施形態の場合と同様のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

次に、図９はプラネタリギヤセットＧ２の構成に関して、第２実施形態に対して第１サンギヤ及び第２サンギヤの径の大小関係を逆転させ、ショートピニオンＰ２を小径のサンギヤＳ２とリングギヤＲ２に噛合させ、ロングピニオンＰ３を大径のサンギヤＳ３に噛合させた第３実施形態を模式断面で示す。この場合もロングピニオンＰ３における回転モーメントの発生を防止することができるため、その回転支持部にかかる負荷を低減することができる。こうした構成を採っても、当然ながら前記第１、第２実施形態の場合と同様のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

前記各実施形態は、いずれもプラネタリギヤセットＧ２をラビニヨタイプとしたものであるが、本発明の基本的概念は、通常の２つのプラネタリギヤを組み合わせたプラネタリギヤセットにも適用することができる。こうした例として、最後に、ラビニヨタイプに代えてシンプルプラネタリギヤＧ２ａとダブルプラネタリギヤＧ２ｂとを組み合わせた構成とした第４実施形態を図１０に模式断面で示す。

この実施形態では、ラビニヨタイプのプラネタリギヤセットを用いた場合と同様に、各変速段に対して得られる速度比と速度ステップを良好にする意味で、両プラネタリギヤＧ２ａ，Ｇ２ｂの大径のサンギヤＳ２と小径のサンギヤＳ３を連結してクラッチＣ−１経由の減速回転の入力要素とし、シンプルプラネタリギヤＧ２ａのリングギヤＲ２をクラッチＣ−３経由の減速回転の入力要素としている。また、ダブルプラネタリギヤＧ２ｂについては、リングギヤＲ３に噛合する側のピニオンＰ３ａに前記各実施形態の場合と同様のはす歯のねじりを設定している。この構成の場合、リングギヤＲ２を減速回転の入力要素とすべくクラッチＣ−３に連結しているため、ピニオンＰ２のキャリアＣ２とダブルピニオンＰ３ａ，Ｐ３ｂのキャリアＣ３の連結部をブレーキＢ−３及びワンウェイクラッチＦ−２に連結する構成となり、キャリアＣ２の一端が両サンギヤの延長部に支持されている。この関係で、更にベアリング４０が追加されている。

こうしたプラネタリギヤセットＧ２を用いる場合、両サンギヤＳ２，Ｓ３が連結されているため、各ベアリング３２，３３，３４，３５，４０が共通の伝達経路中に介挿された配置となるが、第１速駆動時のスラスト力の関係は、前記各実施形態の場合と同様となる。ちなみに、図１１はベアリング負荷が最も大きくなる第１速時のスラスト力を示すもので、減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１のはす歯のねじり方向と、ダブルプラネタリギヤＧ２ｂのリングギヤＲ３側に噛合するピニオンＰ３ａのはす歯のねじり方向を前記各実施形態の場合と同様の方向に設定することで、図に太点線で示すように、同様のスラスト力の支持が可能である。

以上の各実施形態は、本発明の基本とする、はす歯のねじり方向を互いに異なる方向とする概念のうち、向き合う方向を選択することで、主としてベアリングに掛かる荷重を軽減することを狙ったものであるが、上記互いに異なる方向を、離れ合う方向とすることで、主としてケースに伝達される荷重の軽減に利用することもできる。次に、この概念に基づく実施形態を説明する。

図１２は、第５実施形態によるギヤトレインの構成を模式断面で示す。この形態では、入力軸１１の回転方向を、その前側から見て時計回りとして、第１実施形態を示す図４のはす歯のねじり方向とは相互に逆向きとし、減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１については、反時計回り方向、プラネタリギヤセットＧ２のロングピニオンＰ２については、時計回り方向のねじりとしている。当然ながら、これらに噛合する他の要素のはす歯のねじり方向は、これに見合った方向とされる。

図１３及び図１４は、上記の関係のねじりを設定した場合の各変速段におけるスラスト力の変化を模式断面上で示す。図１３を参照（ただし、各部材を示す符号については、図１２を参照）して、第１速（１ｓｔ）駆動時は、前記したはす歯のねじり方向の関係から、減速用プラネタリギヤＧ１では、そのリングギヤＲ１に前方へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ１が作用するのに対して、サンギヤＳ１には、それと同等の後方へのスラスト力（図に右向き矢印で方向を示す）が作用するが、これらのスラスト力は、連結部材１２と伝達経路内の第１ベアリング３１を介して相互に伝達されることでバランスするため、伝達経路の他のベアリングやケースの前壁を構成するオイルポンプケース１０ｐにはスラスト力が作用しない。一方、プラネタリギヤセットＧ２では、その小径の第２サンギヤＳ３に後方へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）Ｆ３が作用し、リングギヤＲ３には、これと同等の前方へのスラスト力（図に左向き矢印で示す）が作用するが、これらのスラスト力も、リングギヤＲ３と出力軸１９との連結部材１４と、伝達経路内の第３ベアリング３６，３７及び一方の第４ベアリング３８を介して相互に伝達されることでバランスするため、伝達経路の他のベアリングに掛かることはない。したがって、第１速（１ｓｔ）駆動時は、減速用プラネタリギヤＧ１とプラネタリギヤＧ２に生じるスラスト力は、ともにケース１０には伝達されない。

図１５は、各変速段での駆動時に各ベアリングに掛かるスラスト力を図表化して示す（図表における数値は、図７の場合と同じ条件で求めたものである）。この図表に見るように、第１ベアリング３１にかかるスラスト力Ｆ１は、第１実施形態の場合より更に軽減され、しかもその力がケース１０の前壁に伝達されることがないので、通常オイルポンプケース１０ｐで構成されることで他の壁に較べて強度的に不利なケース前壁への負荷をなくすことができる。一方第３ベアリング３６，３７及び一方の第４ベアリング３８にはプラネタリギヤセットＧ２のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かるが、前記のように、これらのベアリングは相対回転差の小さなベアリングであるため、ベアリング負荷としては小さなものとなる。

次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、先に第１実施形態の動力伝達で述べた理由で、大径の第１サンギヤＳ２も動力伝達のための反力トルクを分担することになるので、スラスト力Ｆ２が作用する。このスラスト力は、ベアリング３４及び第２ベアリング３３，３２を介して連結部材１２に伝達され、結果として、第１速時にバランスしていた減速用プラネタリギヤＧ１側に不平衡力を生じさせることになり、この力が第１ベアリング３１及びサンギヤＳ１を介してケース１０の前壁に負荷として掛かることになるが、図１５に示すようにこの力は小さいことが解かる。この場合に、第１ベアリング３１にかかるスラスト力はＦ１＋Ｆ２となる。一方、プラネタリギヤセットＧ２側では、小径サンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３に対して、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４が大径のサンギヤＳ２のトルク分担分だけ小さくなるため、不平衡力が生じ、この力が一方の第４ベアリング３９を介してケース後壁に伝達される。当然ながら、この力は、ケース前壁にかかる力と同じになる。この場合に、他の３つのベアリング３６，３７，３８に掛かるスラスト力は、第１速駆動時と同等である。

次の第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝達が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転している点が相違するのみで、トルク伝達に関与する要素のトルク分担上で特に異なるところがないため、スラスト力の関係は、図１５を参照して解かるように、その値が減速比の減少に伴うトルク増幅率の減少で小さくなることを除いては、第２速駆動時と全く同様となる。

更に、第４速（４ｔｈ）駆動時の動力伝達は、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からのトルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、この場合のスラスト力の関係は、減速用プラネタリギヤＧ１、プラネタリギヤセットＧ２ともに第１速駆動時と同様の閉ループとなり、ケース１０への力の伝達はなく、各ベアリング３１，３６，３７，３８に掛かるスラスト力もトルク増幅率の減少に伴って低減される。

次に、図１４に示す第５速（５ｔｈ）駆動時は、先の第１実施形態の動力伝達で述べたように動力伝達の様相が異なり、大径のサンギヤＳ２は、リングギヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ２を介する駆動トルクを受ける状態となる。この結果、大径のサンギヤＳ２に掛かるスラスト力Ｆ２は、第３速駆動時とは逆向きとなり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベアリング３５、ワンウェイクラッチのインナレース、キャリアＣ２、両ベアリング３７，３８及び出力連結部材１４を経てリングギヤＲ３に伝達され、リングギヤＲ３の逆向きのスラスト力Ｆ３とバランスする。したがって、プラネタリギヤセットＧ２側のスラスト力は閉ループとなり、外部に不平衡力を及ぼすことはない。これに対して、減速用プラネタリギヤＧ１側では、リングギヤＲ１とサンギヤＳ１のスラスト力が第１〜第４速駆動時に対して逆転するため、サンギヤＳ１のスラスト力は、そのままケース前壁に伝達され、リングギヤＲ１のスラスト力Ｆ１は、第２ベアリング３２，３３、小径のサンギヤＳ３、第３及び第４ベアリング３６，３７，３８，３９を経てケース後壁に伝達される。したがって、ケース１０の前後壁には、ともにスラスト力Ｆ１が負荷として掛かることになる。しかしながら、この変速段では、増速により伝達トルクが小さく、図１５を参照して明らかなように、スラスト力Ｆ１自体が第２速や第３速のときと比較して極めて小さいため、ケースに掛かる負荷、ベアリング負荷ともに、それらの変速段のときより小さくなる。

次の第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝達が、減速用プラネタリギヤＧ１側のトルク伝達がなくなるので、第５速駆動時に対してサンギヤＳ１とリングギヤＲ１によるスラスト力はなくなり、プラネタリギヤセットＧ２側のスラスト力はバランスしているので、ケースに掛かる負荷はなくなる。

一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達が、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２に対して離れる関係になる。この場合のリングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、出力連結部材１４からベアリング３９を経てケース後壁に伝達される。また、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２は、前側４つのベアリング３４〜３１を介してサンギヤＳ１経由でケース１０の前壁に伝達される。なお、減速用プラネタリギヤＧ１側のスラスト力Ｆ１は、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１間でバランスしている。したがって、この後進駆動時は、ケース１０の前後壁にともにスラスト力Ｆ４＝Ｆ２が伝達される。この場合に、ベアリング３１とベアリング３９は、ともにケース１０と回転部材１２，１４間で比較的大きなスラスト力を受けることになるが、ベアリング３９は減速回転側であるため、負荷としてはそれほど大きくないのに対して、ベアリング３１は入力側であるため、相対回転数差が大きいので、他の変速段の駆動時に比べてベアリング負荷としては大きくなる。したがって、ベアリング３１は、この後進駆動時に見合った容量のものする必要があるが、車両走行において、後進駆動自体ごく短時間生じるものであるため、それが直ちにベアリング耐久性確保のための格別極端な容量の確保を必要とすることには結びつかない。

次に、図１６は、上記第５実施形態に対して、スラストベアリング配置を変更した第６実施形態を同様に模式断面で示す。この形態は、ベアリング数の削減を意図するもので、第５実施形態において、ワンウェイクラッチＦ−２とサンギヤＳ２の延長部との間に配置されているベアリング３５を、プラネタリギヤセットＧ２の両サンギヤＳ２，Ｓ３の間にベアリング３５’として配した構成を採るものである。この構成によると、大径のサンギヤＳ２に生じる後方へのスラスト力をベアリング３５’を介して小径のサンギヤＳ３に直接伝達することができるため、これまでのキャリアＣ２経由のスラスト力伝達とは異なり、キャリアＣ２から後方にスラスト力を伝える役目をするベアリング３７が不要となるため、その分のベアリング数の削減がなされる。

上記各実施形態では、本発明をＦＲ車用の縦置式変速機として具体化したため、軸長増加の要因となるサポート壁を設けない配置を前提とするベアリング配置を採ったが、本発明の思想を、フロントエンジン・フロントドライブ（ＦＦ）車やリヤエンジン・リヤドライブ（ＲＲ）車用の横置式の変速機の形態で具体化する場合、並行軸出力のために通常変速機構中に出力ギヤを支持するサポートを必要とすることに合わせて、一層ベアリング数を削減した構成を採ることもできる。以下、この形式の実施形態を例示する。

図１７〜図２３は、３軸構成のトランスアクスルの形態を採る第７実施形態を示す。図１７に全体構成を軸間を展開してスケルトンで示し、図１８に実際の軸配置関係を軸線方向に見て示すように、この変速機では、互いに並列的に配置された主軸Ｘ、カウンタ軸Ｙ、デフ軸Ｚの各軸上に各要素が配設された３軸構成とされている。そして、主軸Ｘ上にはトルクコンバータ２と前記第６実施形態のものと実質同様のギヤトレイン構成の変速機構が配置され、カウンタ軸Ｙ上には減速機構を兼ねるカウンタギヤ機構４が配置され、デフ軸Ｚ上にはディファレンシャル装置５が配置されている。なお、この形態では、主軸Ｘ上の並行軸出力部材は、プラネタリギヤセットＧ２の出力要素としてリングギヤＲ３に連結されるカウンタドライブギヤ１９’とされている。また、横置化に伴う軸長の制約から、大径の第１サンギヤＳ２を係止する係合要素は、バンドブレーキＢ−１のみとされている。したがって、ブレーキＢ−２及びワンウェイクラッチＦ−１は呼称が繰り上がっているが、前記各実施形態におけるブレーキＢ−３及びワンウェイクラッチＦ−２に対応する。

カウンタ軸Ｙ上のカウンタギヤ機構４は、カウンタ軸４０に固定され、主軸Ｘ上の出力部材としてのカウンタドライブギヤ１９’に噛合する大径のカウンタドリブンギヤ４１と、同じくカウンタ軸４０に固定され、カウンタ軸Ｙ上の出力要素としての小径のデフドライブピニオンギヤ４２とが配設されており、これらにより主軸Ｘ側からの出力を並行軸で減速するとともに、反転させてディファレンシャル装置５に伝達することで、適宜の最終減速比を得るとともに、入力軸１１の回転方向とディファレンシャル装置５からの出力の回転方向を合わせる機能を果たす。デフ軸Ｚ上のディファレンシャル装置５は、デフケース５２に固定されたデフリングギヤ５１をデフドライブピニオンギヤ４２に噛合させてカウンタ軸４０に連結され、デフケース５２内に配置された差動歯車の差動回転が左右軸５０に出力される構成とされ、この出力が最終的なホイール駆動力とされる。

この自動変速機においても、図１９に係合図表を示すように、各クラッチ及びブレーキの係合及び解放（○印で係合、無印で解放を表す）と、それにより達成される変速段の関係は、前記各実施形態の場合と同様（ただし、前記のように、ブレーキＢ−２及びワンウェイクラッチＦ−１は、前記各実施形態のブレーキＢ−３及びワンウェイクラッチＦ−２に相当する）となる。なお、図において括弧付の○印はエンジンブレーキ時の係合を表す。

図２０は、主軸Ｘ上の変速機構のみを模式化した断面上で示すもので、この変速機構においても、変速機構をトルクコンバータ側（図示右側）から見て、入力軸１１が時計回りに回転するとして、減速用プラネタリギヤＧ１のピニオンＰ１については反時計回り方向、プラネタリギヤセットＧ２のロングピニオンＰ２にていては時計回り方向のねじりが付されている。この変速機構において、先の各実施形態と異なる点は、ケース１０に固定又は一体のサポート壁１０ｓが設けられている点にある。カウンタドライブギヤ１９’は、スラスト力も支持可能なラジアルボールベアリング１８を介してこのサポート壁１０ｓに支持されている。

そして、伝達経路の各ベアリングは、第１ベアリング３１が減速用プラネタリギヤＧ１のサンギヤＳ１と、リングギヤＲ１を入力軸１１に連結する連結部材１２との間に、また、一方の第２ベアリング３２が該連結部材１２とプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３の延長部との間に、他方の第２ベアリング３４が小径のサンギヤＳ３の延長部と大径のサンギヤＳ２の延長部の間に、そして、ベアリング３５’が両サンギヤＳ２，Ｓ３の間に、更に、一方の第４ベアリング３６が小径のサンギヤＳ３と他方の連結部材１３との間に、他方の第４ベアリング３８が他方の連結部材１３とケース左壁との間にそれぞれ配設されている。

図２１及び図２２は、上記の関係のねじりを設定した場合の各変速段におけるスラスト力の変化を模式断面上で示す。図２１を参照（ただし、各部材を示す符号については、図２０を参照）して、第１速（１ｓｔ）駆動時は、前記したはす歯のねじり方向の関係から、減速用プラネタリギヤＧ１では、そのリングギヤＲ１に図示右方へのスラスト力Ｆ１が作用するのに対して、サンギヤＳ１には、それと同等の図示左方へのスラスト力が作用するが、これらのスラスト力は、連結部材１２と伝達経路内のベアリング３１を介して相互に伝達されることでバランスするため、他のベアリングやケース前壁としてのオイルポンプカバー１０ｐにはスラスト力が作用しない。一方、プラネタリギヤセットＧ２では、その小径のサンギヤＳ３に図示左方へのスラスト力Ｆ３が作用し、リングギヤＲ３には、これと同等の図示右方へのスラスト力が作用する。この場合、小径のサンギヤＳ３のスラスト力は、伝達経路のベアリング３６とベアリング３８を介してケース１０の左壁に伝達され、リングギヤＲ３のスラスト力は、ベアリング１８を介してサポート１０ｓに伝達される。したがって、第１速（１ｓｔ）駆動時は、オイルポンプケース１０ｐで構成されることで強度的に不利な右壁にはスラスト荷重が負荷されず、プラネタリギヤセットＧ２にのみ生じるスラスト力が、ケース１０の左壁とサポート壁１０ｓに負荷される。

図２３は、各変速段での駆動時に各ベアリングに掛かるスラスト力を図表化して示す（この図表では、数値の表記は省略されているが、各スラスト力Ｆ１〜Ｆ３の値は、図１５に示す値と同等である。）。この図表に見るように、ベアリング３１にかかるスラスト力Ｆ１は、第５実施形態の場合と同等である。一方、両ベアリング３６，３８にはプラネタリギヤセットＧ２の小径のサンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３がそのまま掛かる。この場合、ベアリング３６は相対回転差が小さのに対してベアリング３８は相対回転差が大きいため、ベアリング負荷としては大きくなる。

次に、第２速（２ｎｄ）駆動時は、先に第１実施形態の動力伝達で述べた理由で、大径のサンギヤＳ２も動力伝達のための反力トルクを分担することになるので、スラスト力Ｆ２が作用する。このスラスト力は、第２ベアリング３４，３２を介して連結部材１２に伝達され、結果として、第１速時にバランスしていた減速用プラネタリギヤＧ１側に不平衡力を生じさせることになり、このスラスト力Ｆ２がケース右壁に負荷として掛かることになるが、図１５に示すようにこの力は小さいことが解かる。この場合に、ベアリング３１にかかるスラスト力はＦ１＋Ｆ２となる。一方、プラネタリギヤセットＧ２側では、小径サンギヤＳ３のスラスト力Ｆ３がベアリング３６，３８を介してケース左壁に伝達される。当然ながら、この力は、ケース右壁に掛かるスラスト力Ｆ２とサポート壁１０ｐに掛かるスラスト力Ｆ４との和と同じになる。この場合に、他の３つのベアリング３６，３７，３８に掛かるスラスト力は、第１速駆動時と同等である。

次の第３速（３ｒｄ）駆動時は、動力伝達が、第２速に対して大径のサンギヤＳ２が回転している点が相違するのみで、トルク伝達に関与する要素のトルク分担上で特に異なるところがないため、スラスト力の関係は、図１５を参照して解かるように、その値が減速比の減少に伴うトルク増幅率の減少で小さくなることを除いては、第２速駆動時と全く同様となる。

更に、第４速（４ｔｈ）駆動時の動力伝達は、前記第３速に対して、大径のサンギヤＳ２からのトルク伝達がなくなった状態で行われる。したがって、この場合のスラスト力の関係は、減速用プラネタリギヤＧ１、プラネタリギヤセットＧ２ともに第１速駆動時と同様の閉ループとなり、ケースへの力の伝達はなく、各ベアリング３１，３６，３７，３８に掛かるスラスト力もトルク増幅率の減少に伴って低減される。

次に、図２２に示す第５速（５ｔｈ）駆動時は、先の第１実施形態の動力伝達で述べたように動力伝達の様相が異なり、大径のサンギヤＳ２は、リングギヤＲ３の出力に対してロングピニオンＰ２を介する駆動トルクを受ける状態となる。この結果、大径のサンギヤＳ２に掛かるスラスト力Ｆ２は、第３速駆動時とは逆向きとなり、このスラスト力Ｆ２が、図示●印の経路でベアリング３５，３６，３８を経てケース左壁に伝達され。これに対して、減速用プラネタリギヤＧ１側では、リングギヤＲ１とサンギヤＳ１のスラスト力Ｆ１が第１〜第４速駆動時に対して逆転するため、サンギヤＳ１のスラスト力は、そのままケース前壁に伝達され、リングギヤＲ１のスラスト力は、ベアリング３２、小径のサンギヤＳ３、２つのベアリング３６，３８を経てケース左壁に伝達される。したがって、ケースの右壁には、スラスト力Ｆ１、左壁にはスラスト力Ｆ１＋Ｆ２、サポート壁１０ｓにはスラスト力Ｆ４が負荷として掛かることになる。しかしながら、この変速段では増速により伝達トルクが小さく、図１５を参照して明らかなように、スラスト力自体が第２速や第３速のときと比較して極めて小さいため、ケースに掛かる負荷、ベアリング負荷ともに、それらの変速段のときより小さくなる。

次の第６速（６ｔｈ）駆動時は、動力伝達が、減速用プラネタリギヤＧ１側のトルク伝達がなくなるので、第５速駆動時に対してサンギヤＳ１とリングギヤＲ１によるスラスト力はなくなり、プラネタリギヤセットＧ２側のスラスト力は第５速駆動時と同様である。

一方、後進（Ｒｅｖ）駆動時は、動力伝達が、大径のサンギヤＳ２入力に対してリングギヤＲ３出力が逆回転となるため、リングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２に対して離れる関係になる。この場合のリングギヤＲ３のスラスト力Ｆ４は、ベアリング１８を介してサポート壁１０ｓで支持される。また、大径のサンギヤＳ２のスラスト力Ｆ２は、右側３つのベアリング３４，３２，３１を介してサンギヤＳ１経由でケース１０の右壁に伝達される。なお、減速用プラネタリギヤＧ１側のスラスト力Ｆ１は、サンギヤＳ１とリングギヤＲ１間でバランスしている。したがって、この後進駆動時は、ケース１０の左壁にはスラスト荷重は負荷されず、スラスト荷重Ｆ２が右壁に負荷され、スラスト荷重Ｆ４がサポート壁１０ｓに支持されることになる。この場合に、ベアリング３１は、ケース１０と連結部材１２間で比較的大きなスラスト力を受けることになる。したがって、ベアリング３１は、この後進駆動時に見合った容量のものする必要があるが、車両走行において、後進駆動自体ごく短時間生じるものであるため、それが直ちにベアリング耐久性確保のための格別極端な容量の確保を必要とすることには結びつかない。

ところで、前記第７実施形態では、プラネタリギヤセットＧ２の構成に関して、リングギヤＲ３が大径のサンギヤＳ２の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置としたが、リングギヤＲ３は、小径のサンギヤＳ３の外周側でロングピニオンＰ２に噛合する配置を採ることもできる。図２４は、こうした配置を採る第８実施形態のギヤトレインを模式断面で示す。こうした構成を採っても、当然ながら前記第７実施形態の場合と同様のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

最後に、図２５はプラネタリギヤセットＧ２の構成に関して、第７実施形態に対しショートピニオンＰ３とリングギヤＲ３を大径化し、ショートピニオンＰ３を小径のサンギヤＳ３とリングギヤＲ３に噛合させ、ロングピニオンＰ２を大径のサンギヤＳ２に噛合させた第９実施形態を模式断面で示す。この場合もロングピニオンＰ２における回転モーメントの発生を防止することができるため、その回転支持部にかかる負荷を低減することができる。こうした構成を採っても、当然ながら前記第７、第８実施形態の場合と同様のスラスト力の関係が成り立ち、同様の効果が得られる。

以上、本発明を９つ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。

Ｇ１ 減速用プラネタリギヤ
Ｇ２ プラネタリギヤセット
Ｓ１ サンギヤ（反力要素）
Ｐ１ ピニオン
Ｃ１ キャリア（出力要素）
Ｒ１ リングギヤ（減速用プラネタリギヤの一要素）
Ｓ２ サンギヤ（第１サンギヤ）
Ｓ３ サンギヤ（プラネタリギヤセットの一要素、第２サンギヤ）
Ｐ２ ロングピニオン
Ｐ３ ショートピニオン
Ｃ２，Ｃ３ キャリア
Ｒ３，Ｒ２ リングギヤ
１０ ケース
１０ｐ オイルポンプケース
１１ 入力軸
１２ 連結部材
１３ 他の連結部材
３１ 第１ベアリング
３２，３３ 第２ベアリング
３６，３７ 第３ベアリング
３８，３９ 第４ベアリング

Claims (11)

1. 入力軸に連結されて反力要素がケースに固定されることにより出力要素から減速回転が出力される減速用プラネタリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を入力として変速段に応じた変速回転を出力するプラネタリギヤセットと、により多段変速段を達成する自動変速機において、
   前記多段変速段のうちの少なくとも１つの変速段で、前記減速用プラネタリギヤの一要素と、前記プラネタリギヤセットの一要素とにそれぞれ発生するスラスト力が伝達される伝達経路を有し、
   該伝達経路における減速用プラネタリギヤの前記一要素のスラスト力の方向と、プラネタリギヤセットの前記一要素のスラスト力の方向が、前記多段変速段のうちの少なくとも１つの変速段で互いに異なる方向となるように、それぞれの要素のはす歯のねじり方向を設定したことを特徴とする自動変速機。
2. それぞれの要素のはす歯のねじり方向は、第１速駆動時で互いに異なる方向となるように設定されたことを特徴とする請求項１記載の自動変速機。
3. 前記ねじり方向は、減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素に発生するスラスト力が、前記第１速駆動時に互いに向き合う方向とされ、
   前記伝達経路の外に配置され、プラネタリギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力と減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力との差分のスラスト力を受けるベアリングを有する、請求項２記載の自動変速機。
4. 前記ねじり方向は、減速用プラネタリギヤの前記一要素と、プラネタリギヤセットの前記一要素に発生するスラスト力が、前記第１速駆動時に互いに離れ合う方向とされ、
   プラネタリギヤセットの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングと減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングとを有する、請求項２記載の自動変速機。
5. 前記ベアリングが受ける差分のスラスト力は、前記反力要素を介してケースに伝達される、請求項３記載の自動変速機。
6. 前記プラネタリギヤセットは、その一要素である第２サンギヤと、該第２サンギヤとは別体の第１サンギヤを有し、
   前記第１及び第２サンギヤの間にベアリングが配設された、請求項４記載の自動変速機。
7. 前記減速用プラネタリギヤの反力要素は、オイルポンプケースに固定され、
   減速用プラネタリギヤの前記一要素に発生するスラスト力は、前記ベアリングを介してオイルポンプケースに伝達される、請求項５記載の自動変速機。
8. 前記減速用プラネタリギヤは、
   前記反力要素であるサンギヤと、
   該サンギヤに噛合するピニオンを支持してプラネタリギヤセットの前記一要素に連結されたキャリアと、
   該キャリアに支持したピニオンに噛合し、前記入力軸に連結部材を介して連結する減速用プラネタリギヤの前記一要素であるリングギヤとからなり、
   前記ベアリングは、前記サンギヤと前記連結部材との間に配設された、請求項３、５、又は７記載の自動変速機。
9. 前記プラネタリギヤセットの前記一要素はサンギヤであり、
   前記連結部材は、前記減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットの間に配設され、
   前記連結部材と前記プラネタリギヤセットの前記一要素であるサンギヤとの間に、第２ベアリングが配設された、請求項８記載の自動変速機。
10. 前記減速用プラネタリギヤは、
    前記反力要素であるサンギヤと、
    該サンギヤに噛合するピニオンを支持してプラネタリギヤセットの前記一要素に連結されたキャリアと、
    該キャリアに支持したピニオンに噛合し、前記入力軸に連結部材を介して連結する減速用プラネタリギヤの前記一要素であるリングギヤとからなり、
    前記減速用プラネタリギヤの前記一要素に作用するスラスト力を受けるベアリングは、前記サンギヤと前記連結部材との間に配設された、請求項４記載の自動変速機。
11. 前記プラネタリギヤセットは、キャリアに支持されて互いに噛合するロングピニオン及びショートピニオンと、ロングピニオンに噛合する第１サンギヤと、ショートピニオンに噛合する第２サンギヤと、ロングピニオンとショートピニオンのいずれかに噛合するリングギヤとからなるラビニヨタイプのプラネタリギヤセットである、請求項１〜１０のいずれか１項記載の自動変速機。

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