JPS6330544B2

JPS6330544B2 -

Info

Publication number: JPS6330544B2
Application number: JP60024155A
Authority: JP
Inventors: Susumu Kawano
Original assignee: Matsuda KK
Current assignee: Matsuda KK
Priority date: 1985-02-09
Filing date: 1985-02-09
Publication date: 1988-06-20
Also published as: JPS61184274A

Description

[Detailed description of the invention]

（産業上の利用分野）本発明は自動変速機の潤滑装置、特にオイルポ
ンプ装置が変速歯車装置の側壁に配設された自動
変速機の潤滑装置に関する。（従来技術）一般に、自動変速機には、コントロールバルブ
ユニツトを介してトルクコンバータや各潤滑部に
オイルを圧送するオイルポンプが備えられるが、
その場合、例えば特開昭55−14384号公報に示さ
れているように、オイルポンプを変速歯車装置の
端部（エンジンから遠い方の変速機ケース内壁
部）に配置し、該歯車装置の中央部に配設された
ポンプシヤフトを介して該ポンプとエンジン出力
軸とを直結することにより、該ポンプをエンジン
によつて駆動するようにしたものが存在する。と
ころで、この種の自動変速機における上記ポンプ
シヤフトは、基端がトルクコンバータのタービン
に連結され且つ先端が変速機ケース内の端部（上
記オイルポンプ側の壁部）に回動自在に支持され
た中空のタービンシヤフト内に貫通させて設けら
れ、該タービンシヤフトの先端部内周面に嵌挿さ
れた軸受ブツシユによつて該ポンプシヤフトの先
端側が軸受されるのが通例である。そして、両シ
ヤフトが同一中心軸の回りに（エンジン側からみ
て右回りに）相対的に異なる速さで、つまりポン
プシヤフトの方がタービンシヤフトよりも回転速
度が大きい状態で回転するように構成されると共
に、タービンシヤフトには、その内外を連通させ
る複数の連通孔が半径方向に形成され、上記オイ
ルポンプからコントロールバルブユニツトに圧送
されたオイルの一部がトルクコンバータ側から上
記両シヤフト間の間隙内に導入された上で、上記
連通孔から変速機ケース内の各潤滑部に供給され
るように構成される。しかし、このような構成によると、上記のよう
にオイルポンプからコントロールバルブユニツト
に圧送されたオイルの一部が潤滑用として使用さ
れるため、例えばポンプ容量が一定の場合は、コ
ントロールバルブユニツトから変速歯車装置にお
けるブレーキやクラツチの各アクチユエータに圧
送すべきオイル供給量が相対的に少なくなるとい
う問題がある。これに対しては、上記各潤滑部へ
のオイル供給量を削減して各アクチユエータへの
オイル供給量を相対的に増加させればよいが、こ
のようにした場合、各潤滑部の潤滑に支障を来た
す虞れが生じる。一方、容量の大きいオイルポン
プを備えれば、上記各アクチユエータ及び各潤滑
部のいずれに対しても十分なオイル供給量を確保
することが可能となるが、その反面、コストが増
加すると共に、当該装置が大型化することにな
る。更に、上記のような自動変速機においては、
トルクコンバータ側から上記両シヤフト間の間隙
内にオイルを導く構成とされているため、タービ
ンシヤフトの先端部に行くに従つてオイル量が少
なくなる傾向があり、これに伴つて該先端部にお
ける上記連通孔から各潤滑部に供給されるべきオ
イルの量が不足するといつた問題がある。（発明の目的）本発明は、従来の自動変速機の潤滑装置におけ
る上記のような実情に対処するもので、ポンプ容
量の増大や変速歯車装置の動力伝達経路切換用の
各アクチユエータへのオイル供給量不足といつた
問題を生じさせることなく各潤滑部に十分な量の
オイルが供給されるようにすることを目的とす
る。（発明の構成）上記目的達成のため、本発明は次のように構成
したことを特徴とする。即ち、基端がエンジンの
出力軸に固定され且つ先端が変速歯車装置の側壁
に配設されたオイルポンプ装置に連結される中央
軸と、この中央軸の外方に配置されて基端がトル
クコンバータのタービンに連結され且つ先端が変
速歯車装置の上記側壁まで延びて、該側壁に回動
自在に支持された中空のタービンシヤフトと、該
シヤフトと上記中央軸との間に配設され、そのい
ずれか一方の軸に固定された軸受ブツシユとを有
する構成において、該軸受ブツシユと他方の軸と
の摺動面にオイル圧送用の溝を形成する。該溝
は、軸方向に対して所定の方向に傾斜させて設け
られ（例えばラセン形状）、上記中央軸とタービ
ンシヤフトの回転差によつて軸受ブツシユより中
央軸先端側（オイルポンプ側）に位置するオイ
ル、つまりオイルポンプから漏出したオイルを基
端側（タービン側）に圧送する作用をする。（発明の効果）上記の構成によれば、オイルポンプ駆動用の中
央軸とタービンシヤフトとの回転差によつて軸受
ブツシユよりオイルポンプ側に位置するオイルが
上記溝を介して基端側（タービン側）に圧送され
るため、タービンシヤフト内から各潤滑部に供給
されるオイルの量、特に該シヤフト内の先端部側
から送出されるオイル量が増加することになる。
その場合、上記軸受けブツシユの溝を通つて中央
軸ないしタービンシヤフトの基端側に圧送される
オイルは、オイルポンプから漏出したものである
ため、該ポンプから変速歯車装置における各アク
チユエータに供給すべきオイル量を減少させ或い
はポンプ容量を増大させるといつた必要がないの
である。これにより、オイルポンプの容量を増大
させることなく各潤滑部へのオイル供給量を増加
することができ、しかも上記各アクチユエータへ
のオイル供給量不足を生じさせない潤滑装置が実
現されることになる。（実施例）以下、本発明の実施例について説明する。先ず、本発明が適用される自動変速機の一例の
骨子と作動の概略について説明する。第１図に示すように、この自動変速機１０は、
主たる構成要素として、トルクコンバータ２０
と、ラビニヨ型プラネタリギア装置３０と、該ギ
ア装置３０の動力伝達経路を切換える複数のクラ
ツチ及びブレーキとを有する。上記トルクコンバータ２０は、エンジン出力軸
１１に連結されたケース２１内に固設されたポン
プ２２と、該ポンプ２２に対向状に配置されて該
ポンプ２２によりオイルを介して駆動されるター
ビン２３と、該ポンプ２２とタービン２３との間
に介設され且つ変速機ケース１２にワンウエイク
ラツチ２４を介して支持されてトルク増大作用を
行うステータ２５と、上記ケース２１とタービン
２３との間に設けられ、該ケース２１を介してエ
ンジン出力軸１１とタービン２３とを直結するロ
ツクアツプクラツチ２６とで構成されている。そ
して、上記タービン２３の回転がタービンシヤフ
ト２７を介して上記プラネタリギア装置３０に入
力されるようになつている。ここで、上記エンジ
ン出力軸１１にはタービンシヤフト２７内を貫通
するポンプシヤフト１３が連結され、該シヤフト
１３により変速機側壁部に備えられたオイルポン
プ１４が駆動される。一方、上記プラネタリギア装置３０は、タービ
ンシヤフト２７上に遊嵌合された小径のスモール
サンギア３１と、図面上、該サンギア３１の側方
において同じくタービンシヤフト２７上に遊嵌合
された大径のラージサンギア３２と、上記スモー
ルサンギア３１に噛合された複数個のシヨートピ
ニオンギア３３と、図面上、右半部が該シヨート
ピニオンギア３３に噛合され且つ左半部が上記ラ
ージサンギア３２に噛合されたロングピニオンギ
ア３４と、該ロングピニオンギア３４及び上記シ
ヨートピニオンギア３３を回転自在に支持するキ
ヤリア３５と、ロングピニオンギア３４の右半部
に噛合されたリングギア３６とで構成されてい
る。そして、上記タービンシヤフト２７とスモー
ルサンギア３１との間にフオワードクラツチ４１
と第１ワンウエイクラツチ４２とが直列に介設さ
れ、またこれらのクラツチ４１，４２に並列にコ
ーステイングクラツチ４３が介設されていると共
に、タービンシヤフト２７とキヤリア３５との間
には３―４クラツチ４４が介設され、更に該ター
ビンシヤフト２７とラージサンギア３２との間に
リバースクラツチ４５が介設されている。更に、
上記ラージサンギア３２とリバースクラツチ４５
との間にはラージサンギア３２を固定する２―４
ブレーキ４６が設けられていると共に、上記キヤ
リア３５と変速機ケース１２との間には、該キヤ
リア３５の反力を受け止める第２ワンウエイクラ
ツチ４７とキヤリア３５を固定するローリバース
ブレーキ４８とが並列に設けられている。そし
て、上記リングギア３６が出力ギア５０に連結さ
れ、該出力ギア５０から差動装置（図示せず）を
介して左右の車軸５１，５１に回転が伝達される
ようになつている（第２図参照）。次に、上記各クラツチ及びブレーキ４１〜４８
の作動状態と変速段との関係を説明すると、先ず
１速においてはフオワードクラツチ４１が締結さ
れ且つ第１，第２ワンウエイクラツチ４２，４７
がロツク状態となる。そのため、トルクコンバー
タ２０の出力回転はタービンシヤフト２７から上
記フオワードクラツチ４１及び第１ワンウエイク
ラツチ４２を介してプラネタリギア装置３０のス
モールサンギア３１に入力される。この場合、第
２ワンウエイクラツチ４７の作用でキヤリア３５
が固定されるため、プラネタリギア装置３０は、
上記スモールサンギア３１からシヨートピニオン
ギア３３及びロングピニオンギア３４を介してリ
ングギア３６に回転を伝達する差動動作を行わな
い固定的なギア列として作動する。その結果、上
記スモールサンギア３１とリングギア３６との径
の比に対応する大きな減速比の１速状態が得られ
る。ここで、上記第２ワンウエイクラツチ４７は
コーステイング時に空転するので、エンジンブレ
ーキを作動させるための１レンジにおいては、該
第２ワンウエイクラツチ４７に並列のローリバー
スブレーキ４８が締結される。次に、２速においては、上記の１速の状態（ロ
ーリバースブレーキ４８は解放された状態）に加
えて２―４ブレーキ４６が作動し、プラネタリギ
ア装置３０におけるラージサンギア３２が固定さ
れると共に、第２ワンウエイクラツチ４７が空転
状態となる。そのため、上記タービンシヤフト２
７からスモールサンギア３１に伝達された回転が
シヨートピニオンギア３３を介してロングピニオ
ンギア３４に伝達されて該ロングピニオンギア３
４が回転する時に、これに噛合うラージサンギア
３２が固定されているため、該ロングピニオンギ
ア３４がラージサンギア３２上を公転し、これに
伴つてキヤリア３５が回転する。その結果、１速
の状態に比較してキヤリア３５の回転分（ロング
ピニオンギア３４の公転分）だけリングギア３６
の回転が増速され、１速時よりも減速比が小さい
２速状態が得られる。更に、３速においては、上記の２速の状態から
２―４ブレーキ４６が解放されると共に、３―４
クラツチ４４が締結される。そのため、タービン
シヤフト２７の回転は、上記フオワードクラツチ
４１及び第１ワンウエイクラツチ４２を介してス
モールサンギア３１に入力されると同時に３―４
クラツチ４４を介してキヤリア３５にも入力され
ることになる。その結果、プラネタリギア装置３
０の全体が一体回転し、リングギア３６がタービ
ンシヤフト２７と同じ速度で回転する３速状態が
得られる。また、４速においては、上記の３速状態からフ
オワードクラツチ４１が解放されると共に、上記
２―４ブレーキ４６が再び締結される。そのた
め、タービンシヤフト２７の回転は３―４クラツ
チ４４からプラネタリギア装置３０のキヤリア３
５に入力され、ロングピニオンギア３４が公転さ
れることになるが、該ロングピニオンギア３４が
噛合つたラージサンギア３２が上記２―４ブレー
キ４６によつて固定されているため、ロングピニ
オンギア３４はキヤリア３５と共に公転しながら
自転することになる。その結果、ロングピニオン
ギア３４に噛合うリングギア３６は、キヤリア３
５の回転（タービンシヤフト２７の回転）にロン
グピニオンギア３４の自転分だけ増速されて回転
されることになり、これによりオーバードライブ
状態の４速が得られる。更に、後退速においては、リバースクラツチ４
５とローリバースブレーキ４８とが締結され、タ
ービンシヤフト２７の回転がプラネタリギア装置
３０のラージサンギア３２に入力されると共に、
該ギア装置３０のキヤリア３５が固定される。そ
のため、上記ラージサンギア３２からロングピニ
オン３４を介してリングギア３６に至る固定的な
ギア列を介して回転が伝達されることになり、ラ
ージサンギア３４とリングギア３６との径の比に
対応した減速比が得られるが、その場合にリング
ギア３６の回転方向がタービンシヤフト２７ない
しラージサンギア３２の回転方向の反対となる。尚、１〜３速時に回転を伝達する第１ワンウエ
イクラツチ４２はコーステイング時には空転する
ことになるが、この場合、該第１ワンウエイクラ
ツチ４２の代りにコーステイングクラツチ４３が
締結される。以上のクラツチ及びブレーキの作動と変速段と
の関係をまとめると第１表の通りである。 (Field of Industrial Application) The present invention relates to a lubricating device for an automatic transmission, and more particularly to a lubricating device for an automatic transmission in which an oil pump device is disposed on a side wall of a speed change gear device. (Prior Art) Generally, automatic transmissions are equipped with an oil pump that pumps oil to the torque converter and various lubricating parts via a control valve unit.
In that case, for example, as shown in JP-A-55-14384, the oil pump is placed at the end of the gearbox (the inner wall of the gearbox farthest from the engine), and the oil pump is placed in the center of the gearbox. There is a pump in which the pump is driven by the engine by directly connecting the pump and the engine output shaft via a pump shaft disposed in the engine. Incidentally, the pump shaft in this type of automatic transmission has a base end connected to the turbine of the torque converter, and a distal end rotatably supported by an end inside the transmission case (the wall on the oil pump side). Typically, the tip side of the pump shaft is supported by a bearing bush that extends through the hollow turbine shaft and is fitted onto the inner circumferential surface of the tip of the turbine shaft. Both shafts are configured to rotate around the same central axis (clockwise as viewed from the engine side) at relatively different speeds, that is, the pump shaft rotates at a higher rotational speed than the turbine shaft. In addition, a plurality of communication holes are formed in the turbine shaft in the radial direction to communicate the inside and outside of the shaft, and a portion of the oil pumped from the oil pump to the control valve unit flows from the torque converter side to the gap between the two shafts. After being introduced into the transmission case, the lubricant is supplied from the communication hole to each lubricating part in the transmission case. However, with this configuration, a portion of the oil pumped from the oil pump to the control valve unit is used for lubrication as described above. There is a problem in that the amount of oil that must be pumped to each actuator of the brake and clutch in the gear system becomes relatively small. To deal with this, it would be possible to reduce the amount of oil supplied to each of the above-mentioned lubrication parts and relatively increase the amount of oil supplied to each actuator, but if this is done, the lubrication of each lubrication part will be affected. There is a risk that this will occur. On the other hand, if an oil pump with a large capacity is provided, it will be possible to ensure a sufficient amount of oil supply to each of the above-mentioned actuators and each lubricating part, but on the other hand, the cost will increase and the The device will become larger. Furthermore, in automatic transmissions such as those mentioned above,
Since the structure is such that oil is introduced from the torque converter side into the gap between the two shafts, the amount of oil tends to decrease toward the tip of the turbine shaft. There is a problem that the amount of oil that should be supplied to each lubricating part from the communication hole is insufficient. (Objective of the Invention) The present invention addresses the above-mentioned actual situation in conventional automatic transmission lubrication systems, and is intended to increase pump capacity and supply oil to each actuator for switching the power transmission path of a transmission gear. The purpose is to supply a sufficient amount of oil to each lubricating part without causing problems such as insufficient quantity. (Structure of the Invention) In order to achieve the above object, the present invention is characterized by the following structure. That is, there is a central shaft whose base end is fixed to the output shaft of the engine and whose distal end is connected to an oil pump device disposed on the side wall of the transmission gear device, and a base end located outside the central shaft that is connected to the oil pump device arranged on the side wall of the transmission gear device. a hollow turbine shaft connected to the turbine of the converter and having a tip extending to the side wall of the speed change gear apparatus and rotatably supported by the side wall; and a hollow turbine shaft disposed between the shaft and the central shaft; In a structure having a bearing bush fixed to one of the shafts, a groove for pumping oil is formed on the sliding surface between the bearing bush and the other shaft. The groove is provided so as to be inclined in a predetermined direction with respect to the axial direction (for example, in a spiral shape), and is located closer to the tip of the center shaft (on the oil pump side) than the bearing bush due to the rotation difference between the center shaft and the turbine shaft. The function is to forcefully send the oil that leaks from the oil pump to the base end (turbine side). (Effects of the Invention) According to the above configuration, due to the difference in rotation between the central shaft for driving the oil pump and the turbine shaft, the oil located closer to the oil pump than the bearing bushing passes through the groove to the base end side (turbine shaft). As a result, the amount of oil supplied from inside the turbine shaft to each lubricating section increases, particularly the amount of oil delivered from the tip end side of the shaft.
In that case, the oil that is pumped through the groove of the bearing bushing to the central shaft or the base end of the turbine shaft leaks from the oil pump, and should be supplied from the pump to each actuator in the transmission gear system. There is no need to reduce the amount of oil or increase the pump capacity. As a result, a lubricating device is realized in which the amount of oil supplied to each lubricating section can be increased without increasing the capacity of the oil pump, and in addition, the amount of oil supplied to each actuator is not insufficient. (Example) Examples of the present invention will be described below. First, the outline and operation of an example of an automatic transmission to which the present invention is applied will be explained. As shown in FIG. 1, this automatic transmission 10 includes:
As a main component, a torque converter 20
, a Ravigneaux-type planetary gear device 30 , and a plurality of clutches and brakes for switching the power transmission path of the gear device 30 . The torque converter 20 includes a pump 22 fixedly installed in a case 21 connected to the engine output shaft 11, and a turbine 23 disposed opposite to the pump 22 and driven by the pump 22 via oil. , a stator 25 that is interposed between the pump 22 and the turbine 23 and supported by the transmission case 12 via a one-way clutch 24 to increase torque; , and a lock-up clutch 26 that directly connects the engine output shaft 11 and the turbine 23 via the case 21. The rotation of the turbine 23 is input to the planetary gear device 30 via the turbine shaft 27. Here, a pump shaft 13 passing through a turbine shaft 27 is connected to the engine output shaft 11, and the shaft 13 drives an oil pump 14 provided on a side wall of the transmission. On the other hand, the planetary gear device 30 has a small diameter small sun gear 31 loosely fitted on the turbine shaft 27 and a large diameter small sun gear 31 loosely fitted on the turbine shaft 27 on the side of the sun gear 31 in the drawing. A large sun gear 32 and a plurality of short pinion gears 33 meshed with the small sun gear 31, the right half of which is meshed with the short pinion gear 33 and the left half of which is meshed with the large sun gear 32 in the drawing. A carrier 35 rotatably supports the long pinion gear 34 and the short pinion gear 33, and a ring gear 36 meshes with the right half of the long pinion gear 34. There is. A forward clutch 41 is connected between the turbine shaft 27 and the small sun gear 31.
and a first one-way clutch 42 are interposed in series, and a coasting clutch 43 is interposed in parallel with these clutches 41 and 42. A clutch 44 is interposed, and a reverse clutch 45 is further interposed between the turbine shaft 27 and the large sun gear 32. Furthermore,
The above large sun gear 32 and reverse clutch 45
2-4 to fix the large sun gear 32 between
A brake 46 is provided, and a second one-way clutch 47 that receives the reaction force of the carrier 35 and a low reverse brake 48 that fixes the carrier 35 are arranged in parallel between the carrier 35 and the transmission case 12. It is provided. The ring gear 36 is connected to an output gear 50, and rotation is transmitted from the output gear 50 to the left and right axles 51, 51 via a differential device (not shown). (see figure). Next, each of the above-mentioned clutches and brakes 41 to 48
To explain the relationship between the operating state and the gear position, first, in 1st gear, the forward clutch 41 is engaged and the first and second one-way clutches 42, 47 are engaged.
becomes locked. Therefore, the output rotation of the torque converter 20 is input from the turbine shaft 27 to the small sun gear 31 of the planetary gear device 30 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 42. In this case, by the action of the second one-way clutch 47, the carrier 35
is fixed, the planetary gear device 30 is
It operates as a fixed gear train without differential operation that transmits rotation from the small sun gear 31 to the ring gear 36 via the short pinion gear 33 and long pinion gear 34. As a result, a first speed state with a large reduction ratio corresponding to the ratio of the diameters of the small sun gear 31 and the ring gear 36 is obtained. Here, since the second one-way clutch 47 idles during coasting, the low reverse brake 48 parallel to the second one-way clutch 47 is engaged in the first range for operating the engine brake. Next, in 2nd speed, in addition to the above-mentioned 1st speed state (the low reverse brake 48 is released), the 2-4 brake 46 is activated, and the large sun gear 32 in the planetary gear device 30 is fixed. , the second one-way clutch 47 becomes idle. Therefore, the turbine shaft 2
7 to the small sun gear 31 is transmitted to the long pinion gear 34 via the short pinion gear 33.
Since the large sun gear 32 that meshes with the large sun gear 32 is fixed when the long pinion gear 4 rotates, the long pinion gear 34 revolves on the large sun gear 32, and the carrier 35 rotates accordingly. As a result, the ring gear 36 rotates by the rotation of the carrier 35 (the revolution of the long pinion gear 34) compared to the first speed state.
The rotation speed of the engine is increased, and a second speed state where the reduction ratio is smaller than that of the first speed is obtained. Furthermore, in 3rd gear, the 2-4 brake 46 is released from the 2nd gear state, and the 3-4 brake is released.
Clutch 44 is engaged. Therefore, the rotation of the turbine shaft 27 is input to the small sun gear 31 via the forward clutch 41 and the first one-way clutch 42, and at the same time the 3-4
It is also input to the carrier 35 via the clutch 44. As a result, the planetary gear device 3
A third speed state is obtained in which the entire gear 0 rotates integrally and the ring gear 36 rotates at the same speed as the turbine shaft 27. Further, in the fourth speed, the forward clutch 41 is released from the third speed state, and the 2-4 brake 46 is re-engaged. Therefore, the rotation of the turbine shaft 27 is transmitted from the 3-4 clutch 44 to the carrier 3 of the planetary gear device 30.
5 and the long pinion gear 34 will revolve, but since the large sun gear 32 with which the long pinion gear 34 meshes is fixed by the 2-4 brake 46, the long pinion gear 34 will rotate. It will rotate while revolving together with the carrier 35. As a result, the ring gear 36 that meshes with the long pinion gear 34 is connected to the carrier 3.
5 rotation (rotation of the turbine shaft 27), the rotation speed is increased by the amount of rotation of the long pinion gear 34, thereby obtaining the 4th speed in an overdrive state. Furthermore, at reverse speed, the reverse clutch 4
5 and the low reverse brake 48 are engaged, and the rotation of the turbine shaft 27 is input to the large sun gear 32 of the planetary gear device 30.
The carrier 35 of the gear device 30 is fixed. Therefore, rotation is transmitted through a fixed gear train from the large sun gear 32 to the ring gear 36 via the long pinion 34, and the rotation is transmitted through a fixed gear train that corresponds to the ratio of the diameters of the large sun gear 34 and the ring gear 36. A reduction ratio is obtained, but in this case the direction of rotation of the ring gear 36 is opposite to the direction of rotation of the turbine shaft 27 or large sun gear 32. The first one-way clutch 42, which transmits rotation during the first to third speeds, will idle during coasting, but in this case, the coasting clutch 43 is engaged instead of the first one-way clutch 42. Table 1 summarizes the relationship between the above-mentioned clutch and brake operations and gear positions.

【表】次に、本発明の特徴部分である潤滑装置の構成
部分について更に詳しく説明するが、この潤滑装
置の主たる構成要素は上記オイルポンプ１４とポ
ンプシヤフト１３とタービンシヤフト２７であ
る。第２図に示すように、上記タービンシヤフト２
７は中空とされ、その基端部２７ａが上記タービ
ン２３のハブ５２にスプラインによつて連結され
ていると共に、第３図に拡大して示すように、先
端部２７ｂが、図面上、変速機ケース１２の側壁
部１２ａの方向に延びて該側壁部１２ａに軸受５
３を介して回動自在に支持されている。そして、
このタービンシヤフト２７には、該シヤフトの内
外を連通させるオイル通路用の連通孔２７ｃ…２
７ｃが半径方向に多数形成されていると共に、上
記ポンプシヤフト１３が該シヤフト２７内に貫通
させて設けられている。また、該タービンシヤフ
ト２７の先端部２７ｂには、ポンプシヤフト１３
との間に軸受ブツシユ５４が介設されているが、
該ブツシユ５４はタービンシヤフト先端部２７ｂ
の内周面に固定されて該シヤフト２７と一体的に
エンジンから見て右回りに回転されるようになつ
ている。一方、上記ポンプシヤフト１３は、トルクコン
バータ２０の前面中央部に設けられたセンタリン
グ用のハブ５５を介してその基端部１３ａが上記
エンジン出力軸１１に固定されていると共に、先
端部１３ｂが上記オイルポンプ１４に連結されて
おり、エンジン回転と同期して上記タービンシヤ
フト２７よりも大きな回転速度で該シヤフト２７
と同方向に回転することにより、上記オイルポン
プ１４を駆動するようになつている。ここで、オ
イルポンプ１４は、変速機ケース１２の側壁部１
２ａに固着されたケースカバー５６内に配置され
ていると共に、この実施例においては、ベーン式
ポンプとされている。そして、該オイルポンプ１
４から吐出されたオイルが、変速機ケース１２内
に設けられた図示しないオイル通路を通つてコン
トロールバルブユニツトに送られ、更に該ユニツ
トから各クラツチ及びブレーキやトルクコンバー
タ２０に夫々圧送されると共に、タービンシヤフ
ト２７とポンプシヤフト１３との間に形成された
間隙ａ内にトルクコンバータ２０側から導入さ
れ、該タービンシヤフト２７における連通孔２７
ｃ…２７ｃを通つて上記ギア装置３０やクラツチ
等の各潤滑部に供給されるようになつている。然して、第４，５図に示すように、上記タービ
ンシヤフト先端部２７ｂ内に配設された軸受ブツ
シユ５４の内面５４ａには、該シヤフト先端部２
７ｂとオイルポンプ１４との間に形成された空間
ｂ（第３図参照）を上記両シヤフト１３，２７間
の間隙ａ内に連通させる溝（図例では２本）５４
ｂ，５４ｂが形成されている。これらの溝５４
ｂ，５４ｂは、ポンプシヤフト１３の回転速度
V₁とタービンシヤフト２７つまり軸受ブツシユ
５４の回転速度V₂との速度差（V₁―V₂＞０）に
よつて該ブツシユ５４がエンジン側からみて左回
りに回転速度Ｖで相対回転した時に、該ブツシユ
５４よりオイルポンプ１４側（Ａ側）に位置する
オイルをトルクコンバータ２０側（Ｂ側）に圧送
するように軸方向に対して所定の方向に傾斜させ
て設けられている。次に上記実施例の作用を説明する。先ず、エンジン出力軸１１に連結されたポンプ
シヤフト１３がエンジンの作動に伴つて該エンジ
ンから見て右回りに回転し、これに伴つて該シヤ
フト１３の先端部１３ｂ側に連結されたオイルポ
ンプ１４が駆動されることにより、該ポンプ１４
からコントロールバルブユニツト（図示せず）に
オイルが送出され、然る後、該バルブユニツトか
らトルクコンバータ２０と所定のクラツチ及びブ
レーキにおける各アクチユエータとに夫々圧送さ
れる。その場合、トルクコンバータ２０において
は、エンジンの回転に伴つてポンプ２２が回転す
るため、該トルクコンバータ２０内に圧送された
上記オイルを介してタービン２３が駆動され、こ
れに伴つて該タービン２３に連結されたタービン
シヤフト２７が上記ポンプシヤフト１３よりも小
さい回転速度で該シヤフト１３と同方向に回転さ
れることになる。そして、このトルクコンバータ
２０側からはタービンシヤフト２７とポンプシヤ
フト１３との間に形成された間隙ａ内に上記オイ
ルの一部が導入されて、該タービンシヤフト２７
におけるオイル通路用の連通孔２７ｃ…２７ｃを
通つてプラネタリギア装置３０や上記クラツチ等
の各潤滑部に供給されることにより、該潤滑部に
対する潤滑作用が行われる。然して、このようにしてオイルポンプ１４から
吐出されたオイルが上記トルクコンバータ２０と
クラツチ等に分配された上で圧送される場合、該
トルクコンバータ２０側からタービンシヤフト２
７内の上記間隙ａを介して各潤滑部に供給される
オイルには必然的に量的な制約が伴うため、各潤
滑部の潤滑が十分に行われない嫌いがある。しか
し、上記の構成によれば、オイルポンプ１４から
漏出して該ポンプ１４とタービンシヤフト先端部
２７ｂとの間の空間ｂ内に溜まつたオイルが、該
シヤフト先端部２７ｂ内に嵌着された軸受ブツシ
ユ５４の溝５４ｂ，５４ｂを介して該先端部２７
ｂ側からも上記間隙ａ内に次のようにして圧送さ
れ、潤滑用として利用されることになる。即ち、
上述したようにポンプシヤフト１３及びタービン
シヤフト２７は、第４図に示すようにエンジン側
（Ｂ側）から見て右回りに回転するのであるが、
この時、ポンプシヤフト２７の回転速度V₁の方
がタービンシヤフト２７の回転速度V₂よりも大
きいため、該タービンシヤフト２７と一体とされ
た上記軸受ブツシユ５４はエンジンから見て左回
りに回転速度Ｖで相対回転することになる。そし
て、この場合、上記軸受ブツシユ５４の内面５４
ａには同図に示すように軸方向に対して所定の方
向に傾斜させて２本の溝５４ｂ，５４ｂが形成さ
れているため、該溝５４ｂ，５４ｂ内に流入した
オイルには、上記ブツシユ５４の相対回転に伴つ
てエンジン方向への分力が作用するのである。そ
のため、オイルポンプ１４から漏出したオイルは
軸受ブツシユ５４の溝５４ｂ，５４ｂを介してタ
ービンシヤフト２７の先端部２７ｂ側からその基
端部２７ａ側に矢印Ｃ方向に圧送され、更に第３
図に示す連通孔２７ｃ…２７ｃを介して各潤滑部
に供給されることになる。これにより、オイルポ
ンプ１４の容量を増大させることなく、しかも上
記クラツチ等へのオイル供給量を十分に確保した
上で、各潤滑部へのオイル供給量の増加が図られ
ると共に、特にトルクコンバータ２０から離れた
所に位置する各潤滑部へのオイル供給も十分に行
われるようになる。[Table] Next, the components of the lubricating device, which is a characteristic part of the present invention, will be explained in more detail. The main components of this lubricating device are the oil pump 14, the pump shaft 13, and the turbine shaft 27. As shown in FIG. 2, the turbine shaft 2
7 is hollow, and its base end 27a is connected to the hub 52 of the turbine 23 by a spline, and as shown enlarged in FIG. The bearing 5 extends in the direction of the side wall 12a of the case 12 and is attached to the side wall 12a.
3, it is rotatably supported. and,
This turbine shaft 27 has communication holes 27c...2 for oil passages that communicate the inside and outside of the shaft.
A large number of pump shafts 7c are formed in the radial direction, and the pump shaft 13 is provided to penetrate inside the shaft 27. Further, the pump shaft 13 is attached to the tip end 27b of the turbine shaft 27.
A bearing bush 54 is interposed between the
The bush 54 is connected to the turbine shaft tip 27b.
The shaft 27 is fixed to the inner circumferential surface of the shaft 27 so that it can be rotated clockwise when viewed from the engine integrally with the shaft 27. On the other hand, the pump shaft 13 has a base end 13a fixed to the engine output shaft 11 via a centering hub 55 provided at the center of the front surface of the torque converter 20, and a distal end 13b fixed to the engine output shaft 11. The oil pump 14 is connected to the oil pump 14, and the shaft 27 is connected to the oil pump 14 at a rotation speed higher than that of the turbine shaft 27 in synchronization with the engine rotation.
By rotating in the same direction, the oil pump 14 is driven. Here, the oil pump 14 is connected to the side wall portion 1 of the transmission case 12.
The pump 2a is disposed within a case cover 56 fixed to the pump 2a, and is a vane type pump in this embodiment. And the oil pump 1
The oil discharged from the transmission case 12 is sent to the control valve unit through an oil passage (not shown) provided in the transmission case 12, and is then sent under pressure to each clutch, brake, and torque converter 20, respectively. The communication hole 27 in the turbine shaft 27 is introduced from the torque converter 20 side into the gap a formed between the turbine shaft 27 and the pump shaft 13 .
c... 27c, it is supplied to each lubricating part such as the gear device 30 and clutch. However, as shown in FIGS. 4 and 5, the shaft tip 2 is attached to the inner surface 54a of the bearing bush 54 disposed inside the turbine shaft tip 27b.
7b and the oil pump 14 (see FIG. 3) into the gap a between the two shafts 13, 27 (two grooves in the example shown) 54.
b, 54b are formed. These grooves 54
b, 54b is the rotation speed of the pump shaft 13
When the bush 54 rotates counterclockwise at a rotation speed V when viewed from the engine side due to the speed difference between V ₁ and the rotation speed V ₂ of the turbine shaft 27, that is, the bearing bush 54 (V ₁ - V ₂ > 0), , are provided so as to be inclined in a predetermined direction with respect to the axial direction so as to pressure-feed oil located on the oil pump 14 side (A side) from the bush 54 to the torque converter 20 side (B side). Next, the operation of the above embodiment will be explained. First, the pump shaft 13 connected to the engine output shaft 11 rotates clockwise when viewed from the engine as the engine operates, and as a result, the oil pump 14 connected to the tip 13b of the shaft 13 rotates clockwise as the engine operates. is driven, the pump 14
Oil is pumped from the control valve unit to a control valve unit (not shown) which then pumps the oil to the torque converter 20 and each actuator in a given clutch and brake, respectively. In that case, in the torque converter 20, the pump 22 rotates as the engine rotates, so the turbine 23 is driven via the oil pumped into the torque converter 20, and the turbine 23 is driven accordingly. The connected turbine shaft 27 is rotated in the same direction as the pump shaft 13 at a rotational speed lower than that of the pump shaft 13 . Then, a part of the oil is introduced from the torque converter 20 side into the gap a formed between the turbine shaft 27 and the pump shaft 13, and the oil is introduced into the gap a formed between the turbine shaft 27 and the pump shaft 13.
By being supplied to each lubricating part such as the planetary gear device 30 and the above-mentioned clutch through the communication holes 27c...27c for oil passages, a lubricating action is performed on the lubricating part. However, when the oil discharged from the oil pump 14 is distributed to the torque converter 20, the clutch, etc. and then pressure-fed, it is transferred from the torque converter 20 side to the turbine shaft 2.
Since oil supplied to each lubricating part through the gap a in 7 is necessarily limited in quantity, there is a tendency that each lubricating part is not sufficiently lubricated. However, according to the above configuration, the oil that leaked from the oil pump 14 and accumulated in the space b between the pump 14 and the turbine shaft tip 27b is fitted into the shaft tip 27b. The tip portion 27 is inserted through the grooves 54b, 54b of the bearing bush 54.
It is also forced into the gap a from the b side and used for lubrication in the following manner. That is,
As described above, the pump shaft 13 and the turbine shaft 27 rotate clockwise when viewed from the engine side (B side) as shown in FIG.
At this time, since the rotation speed V ₁ of the pump shaft 27 is greater than the rotation speed V ₂ of the turbine shaft 27, the bearing bush 54, which is integrated with the turbine shaft 27, rotates counterclockwise when viewed from the engine. It will rotate relative to V. In this case, the inner surface 54 of the bearing bush 54
As shown in the figure, two grooves 54b, 54b are formed at an angle in a predetermined direction with respect to the axial direction, so that the oil flowing into the grooves 54b, 54b is With the relative rotation of 54, a component force acts in the direction of the engine. Therefore, the oil leaking from the oil pump 14 is pumped through the grooves 54b, 54b of the bearing bush 54 from the distal end 27b side of the turbine shaft 27 to the base end 27a side in the direction of arrow C, and then to the third
The lubricant is supplied to each lubricating section through the communication holes 27c...27c shown in the figure. This makes it possible to increase the amount of oil supplied to each lubricating part without increasing the capacity of the oil pump 14, and without increasing the amount of oil supplied to the clutch etc. The oil supply to each lubricating part located far away from the engine is also ensured.

[Brief explanation of the drawing]

図面は本発明の実施例を示すもので、第１図は
該実施例に係る自動変速機の構成を示す骨子図、
第２図は該自動変速機の両端部の一部を破断した
側面図、第３図はその要部拡大断面図、第４図は
軸受ブツシユの一部を削除してその内面の溝を示
す単体斜視図、第５図は該軸受ブツシユの内面を
示す展開図である。１０……自動変速機、１１……エンジン出力
軸、１２ａ……側壁、１３……中央軸（ポンプシ
ヤフト）、１３ａ……中央軸先端、１３ｂ……中
央軸基端、１４……オイルポンプ装置、２０……
トルクコンバータ、２３……タービン、２７……
タービンシヤフト、２７ａ……タービンシヤフト
基端、２７ｂ……タービンシヤフト先端、５４…
…軸受ブツシユ、５４ａ……軸受ブツシユ内面、
５４ｂ……溝。 The drawings show an embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a schematic diagram showing the configuration of an automatic transmission according to the embodiment;
Fig. 2 is a partially cutaway side view of both ends of the automatic transmission, Fig. 3 is an enlarged cross-sectional view of its main parts, and Fig. 4 shows the inner groove of the bearing bush with a portion removed. FIG. 5 is an exploded view showing the inner surface of the bearing bush. DESCRIPTION OF SYMBOLS 10... Automatic transmission, 11... Engine output shaft, 12a... Side wall, 13... Central shaft (pump shaft), 13a... Central shaft tip, 13b... Central shaft base end, 14... Oil pump device , 20...
Torque converter, 23... Turbine, 27...
Turbine shaft, 27a...Turbine shaft base end, 27b...Turbine shaft tip, 54...
...bearing bush, 54a...bearing bush inner surface,
54b...Groove.

Claims

[Claims]

1. A central shaft whose base end is fixed to the output shaft of the engine and whose tip is connected to an oil pump device disposed on the side wall of the transmission gear device, and a torque converter located outside of this central shaft a hollow turbine shaft connected to the turbine of the transmission gear, whose tip extends to the side wall of the speed change gear apparatus, and is rotatably supported by the side wall; a bearing bush fixed to the shaft, and oil located on the sliding surface of the bearing bush and the other shaft, which is located closer to the front end of the central shaft due to the rotational difference between the central shaft and the turbine shaft. A lubricating device for an automatic transmission, characterized in that a groove is formed that is inclined with respect to the axial direction so as to forcefully feed the oil toward the base end of the central shaft.