JP2000046129A - 車両用自動変速機 - Google Patents
車両用自動変速機Info
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- 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
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Abstract
上で6速を達成するギヤトレインの主軸とデフ軸の軸間
距離に対して大きなデフリングギヤ径を確保しながら軸
方向寸法と、変速機端部外径の小径化を図る。 【解決手段】 車両用自動変速機は、主軸X上に、4つ
の変速要素S2,S3,C2(C3),R3(R2)を
有するプラネタリギヤセットG、減速プラネタリギヤG
1、カウンタドライブギヤ19、2つのブレーキB−
1,B−2、3つのクラッチC−1,C−2,C−3を
備え、デフ軸Z上にデフリングギヤ31を備える。主軸
Xとデフ軸Z間とで相対的にデフリングギヤ径を大きく
すべく、外径を小さくできるクラッチC−2と、径方向
に薄肉にできるバンドブレーキ構成のブレーキB−2を
径方向に重ねて、デフリングギヤ31と同様の軸方向位
置に外接する場合でも干渉しないようにした。
Description
横置式の自動変速機に関し、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。
ントエンジン・フロントドライブ(FF)車又はリヤエ
ンジン・リヤドライブ(RR)車用の横置式の自動変速
機がある。こうした形式の自動変速機では、エンジンの
出力軸と同軸の主軸と、これと並行する車軸と同軸のデ
フ軸との間に、カウンタ軸を配した3軸構成が採られ
る。横置式の自動変速機では、車両の左右ホイールの間
にエンジンと自動変速機を直列に並べて搭載する配置と
なるため、自動変速機の軸長が著しく制限されるばかり
でなく、配設スペースの制約や最低地上高の確保のため
に、上記3軸の軸間距離も制約される。そこで、こうし
た自動変速機のギヤトレインは、主として軸長を延ばす
要素となる多数の変速要素をもつプラネタリギヤセット
の使用を避け、また、主として軸間距離を広げる要素と
なるクラッチやブレーキの数を可能な限り少なくした構
成のものとしなければならない。
ず、省エネルギに不可欠な燃費の向上のために、自動変
速機の多段化の要求があり、こうした要求に応えるに
は、ギヤトレインの変速段数当たりの変速要素数とクラ
ッチやブレーキ数の一層の削減が必要となる。そこで、
最小限の変速要素からなるプラネタリギヤセットを用
い、それを操作する3つのクラッチと2つのブレーキと
で、前進6速・後進1速を達成するギヤトレインが特開
平4−219553号公報において提案されている。こ
の提案に係るギヤトレインは、エンジン出力回転と、そ
れを減速した回転とを3つのクラッチを用いて適宜変速
機の4つの変速要素からなるプラネタリギヤセットへ2
つの速度の異なる入力として入力させ、2つのブレーキ
で2つの変速要素を係止制御することで多段の6速を達
成するものである。
案に係るギヤトレイン構成は、変速段数当たりの変速要
素数、必要とするクラッチ及びブレーキの数において非
常に合理的なものであるが、実用面での問題がないわけ
ではない。横置式の自動変速機の場合、車両の幅方向の
中心に対して外側、すなわち主軸上で後端(本明細書を
通じて、動力が入力される側を前として軸上の位置関係
を規定する)側に配置される変速機構成部材と車両側の
メンバーとの干渉を避けるために、変速機全長の短縮と
併せて、特に変速機後端部の小径化必要である。この点
に関して上記構成では、プラネタリギヤセットの軸方向
前側にまとめてクラッチ及びブレーキを配置し、後端部
に主軸からの変速出力をカウンタ軸に伝達するカウンタ
ギヤ列を配したレイアウトを採っているが、こうした配
置では、変速機後端部の小径化は困難である。
よって異なる主軸とデフ軸との軸間距離に適宜対応可能
なように、できるだけ大きなギヤ径のデフリングギヤの
配設を可能としておき、車両に応じて軸間距離を詰める
方向で、異なる車種への対応を取ることが通常行われ
る。したがって、この面で、可能な限り大きなデフリン
グギヤを配設可能とし、カウンタ軸とデフ軸との間で大
きな減速比を得られるようにしておき、変速機全体とし
てのギヤ比の選択の自由度を増加させることが望ましい
が、上記のように制限された軸間距離の中では、デフリ
ングギヤのギヤ径を大きくすることは、デフリングギヤ
と主軸側の要素との干渉が問題となってくる。こうした
点からみると、上記提案の構成では、デフリングギヤを
トルクコンバータと変速機構の間の主軸側の要素のない
軸方向位置に配置しており、主軸側の要素との干渉を避
けることができるが、反面、こうした構成では、デフリ
ングギヤを主軸側に入り込ませる分だけ主軸側の軸長が
長くなり、しかもそれに関連してカウンタ軸長も長くな
るため、変速機の質量増加を招くことになる。
に、カウンタドライブギヤを変速機の後端部より前方に
配置し、後端部以外の部位で構成部材をできるだけ径方
向に重ねる等の配置が想起される。しかしながら、単に
構成部材を径方向に重ねた配置にすると、径方向寸法が
増大してしまう。特に、変速機前端部は、デフリングギ
ヤとの干渉が問題となる部位であり、この部位で主軸側
の構成部材の径方向寸法が増大すると、主軸とデフ軸と
の制限された軸間距離の中で、デフリングギヤが小径化
してしまい、十分なデフ比が得られず、変速機全体とし
てのギヤ比の選択の自由度が低下してしまう。
フリングギヤの相対的大径化を維持しつつ、多段自動変
速機の軽量・コンパクト化を図り、車両への搭載性を向
上させることは、変速機を構成するギヤ、摩擦要素等の
緻密なレイアウトの工夫なくしては、簡単に解決できな
い問題である。
のであり、軸長の短縮と所要部位の小径化により車両搭
載性を向上させながら、変速機全体としてのギヤ比の選
択の自由度を確保することを可能とする自動変速機のレ
イアウトを提供することを目的とする。
め、本発明は、主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備
え、主軸上に、少なくとも4つの変速要素を有するプラ
ネタリギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタ
ドライブギヤと、少なくとも2つのブレーキと、3つの
クラッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配
置された車両用自動変速機であって、第1〜第3のクラ
ッチの選択的係合と、第1及び第2のブレーキの必要に
応じた択一的係合とにより、主軸上の入力軸の回転が、
一方で減速プラネタリギヤを介する減速回転としてプラ
ネタリギヤセットの第1の変速要素及び第2の変速要素
に入力され、他方で非減速回転を第3の変速要素に入力
され、必要に応じて1つの変速要素が係止されること
で、第4の変速要素の変速回転となってカウンタドライ
ブギヤに出力されるものにおいて、少なくとも第2のブ
レーキがバンドブレーキで構成され、主軸上の前端側に
第3の変速要素に非減速回転を入力する第2のクラッチ
が、またその外周側に前記バンドブレーキが、互いに軸
方向位置が重なるように配置され、デフ軸上のデフリン
グギヤが、第2のクラッチとバンドブレーキの軸方向位
置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配置された
ことを構成上の主たる特徴とする。
の関連で、前記デフリングギヤは、第2のクラッチとバ
ンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配置さ
れた構成とするのが有効である。
で、前記カウンタドライブギヤは、主軸上で第2のクラ
ッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置に配置され
た構成とするのが有効である。
えでは、前記カウンタドライブギヤの一方側に、順次、
プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第1の変
速要素に入力する第1のクラッチの油圧サーボ及び第2
の変速要素に入力する第3のクラッチの油圧サーボが配
置され、プラネタリギヤセットの外周側に、第1のクラ
ッチと第3のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置
された構成を採るのが有効である。
ウンタドライブギヤの一方側に、順次、プラネタリギヤ
セット、減速プラネタリギヤ及び第1の変速要素に入力
する第1のクラッチの油圧サーボが配置され、プラネタ
リギヤセットの外周側に、第1のクラッチと第3のクラ
ッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第1のクラ
ッチの油圧サーボの外周側に第3のクラッチの油圧サー
ボが配置された構成とするのが有効である。
えでは、前記第1のクラッチの油圧サーボと第3のクラ
ッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外側に嵌
挿されたピストンを備える構成を採るのが有効である。
記第1のブレーキはバンドブレーキで構成され、軸方向
に並んで配置された第1のクラッチ及び第3のクラッチ
の摩擦部材の外周側に配置された構成とするのが有効で
ある。
ては、前記カウンタドライブギヤは、自動変速機ケース
に設けられたサポートの軸方向延長部の外周にベアリン
グを介して支持された構成とするのが有利である。
る変速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッ
チを備える場合、カウンタドライブギヤは、その内周部
に、軸方向前方に延びる筒状部を有し、該筒状部は、自
動変速機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の
内周側に支持され、ワンウェイクラッチは、サポートの
軸方向延長部の外周側に配置された構成とするのが有効
である。
必要とされる3つのクラッチのうち、他の2つのクラッ
チに比べて、減速プラネタリギヤを介する減速による増
幅されたトルクが入力されないだけ軸方向寸法を増大さ
せることなく径方向にコンパクトに構成できる第2のク
ラッチの外周に径方向寸法の増大を最小限に抑えうるバ
ンドブレーキを配置することにより、この部位がデフリ
ングギヤと軸方向位置同士でオーバラップする位置関係
とした場合でも、オーバラップによる干渉が問題となる
部位の径方向寸法の増大を抑えることができ、限られた
軸間距離でのデフリングギヤ径の大径化への支障を防ぐ
ことができる。したがって、この構成によれば、自動変
速機構成要素の重合配置により軸方向寸法の短縮を可能
にしながら、デフ比設定の自由度も確保できる。
バラップによる干渉を避けながらデフリングギヤをギヤ
トレインの中央寄りに配置することになるので、カウン
タドライブギヤとデフリングギヤ双方の軸方向位置の接
近によりカウンタ軸の軸長が短縮される。
タドライブギヤとデフリングギヤの軸方向位置が最も接
近した配置となるため、それに噛合する歯車を支持する
カウンタ軸の軸長が最短に短縮され、カウンタ軸の質量
の低減により自動変速機の軽量化が可能となる。
前端部及び後端部は、デフリングギヤ及び車両メンバと
の干渉の関係から、径方向寸法の制約があるのに対し
て、それらの間の部位では、こうした制約が比較的制約
が小さいことを利用して、この径方向寸法の制約が小さ
い部位に位置するプラネタリギヤセットの外周側に、減
速トルクが入力されることで大容量が必要とされる第1
のクラッチ及び第2のクラッチの摩擦部材を配置するこ
とにより、それらの大径化によりクラッチ容量を確保す
ることができる。しかも、それにより、両クラッチを作
動させる油圧サーボの受圧面積を小さくすることができ
るため、油圧サーボの径方向寸法を小さくすることがで
き、結果的に後端部の干渉に対して有利な構造となる。
また、大容量となるクラッチの摩擦部材を、プラネタリ
ギヤセットと重合配置することにより、軸方向寸法の短
縮を図ることができる。
様の理由で、第1のクラッチ及び第2のクラッチの摩擦
部材の大径化によりクラッチ容量を確保することがで
き、それにより、両クラッチを作動させる油圧サーボの
受圧面積を小さくすることができるため、油圧サーボを
重合構造としても、径方向寸法の増大を抑えることがで
き、軸長の一層の短縮が可能となる。
び第3のクラッチの油圧サーボ自体のコンパクト化が可
能となるため、変速機全体の一層のコンパクト化が可能
となり、車両への搭載性に対して更に有利となる。
の他の軸上の部材との干渉の少ない部位に、ブレーキを
更に重合配置することになるため、一層の軸方向寸法の
短縮が可能となり、車両への搭載性の面で更に有利とな
る。
ドライブギヤの噛合部がギヤを支持するベアリングの外
周に、すなわち、ベアリングに対してカウンタドライブ
ギヤの噛合部が軸方向にオフセットなしに設けられてい
るので、ベアリングに対して大きなモーメント力が作用
せず、ベアリングをコンパクトな構成にすることができ
る結果、カウンタドライブギヤの小径化が可能となり、
デフリングギヤ部での減速に加え、カウンタギヤ部での
減速が可能となり、ギヤ比の選択の自由度が更に向上す
る。
タドライブギヤの支持構造の外周側に、ワンウェイクラ
ッチを重合配置することにより、その分の軸方向寸法の
短縮が可能となり、車両への搭載性が更に向上する。
形態を説明する。図1は本発明を具体化した車両用自動
変速機の第1実施形態のギヤトレインを、軸間を共通平
面内に展開してスケルトンで示す。また、図2は上記自
動変速機を端面からみて実際の軸位置関係を示す。この
自動変速機は、互いに並行する主軸Xと、カウンタ軸Y
と、デフ軸Zとを備える3軸構成とされている。主軸X
上には、4つの変速要素S2,S3,C2(C3),R
2(R3)を有するプラネタリギヤセットGと、減速プ
ラネタリギヤG1と、カウンタドライブギヤ19と、2
つのブレーキB−1,B−2と、3つのクラッチC−
1,C−2,C−3とが配置され、デフ軸Z上には、デ
フリングギヤ31が配置されている。
チC−1,C−2,C−3の選択的係合と、必要に応じ
た第1及び第2のブレーキB−1,B−2の択一的係合
とにより、主軸X上の入力軸11の回転が、一方で減速
プラネタリギヤG1を介する減速回転として第1の変速
要素S3及び第2の変速要素S2に入力され、他方で非
減速回転が第3の変速要素C2(C3)に入力され、必
要に応じて1つの変速要素S2又は変速要素C2(C
3)が係止されることで、第4の変速要素R2(R3)
の変速回転となってカウンタドライブギヤ19に出力さ
れる動力伝達経路が各変速段に応じて形成される。な
お、図に示すギヤトレインでは、ブレーキB−2に並列
させてワンウェイクラッチF−1を配しているが、これ
は、後に詳記する1→2変速時のブレーキB−2とブレ
ーキB−1の掴み替えのための複雑な油圧制御を避け、
ブレーキB−2の解放制御を単純化すべく、ブレーキB
−2の係合に伴って自ずと係合力を解放するワンウェイ
クラッチF−1を用いたものであり、ブレーキB−2と
同等のものである。
レーキB−2がバンドブレーキで構成され、変速機構の
前端側に第3の変速要素C2(C3)に入力軸11の回
転を非減速のまま直接入力する第2のクラッチC−2
が、そしてその外周側にバンドブレーキB−2が、互い
に軸方向位置が重なるように配置され、デフリングギヤ
31が第2のクラッチC−2とバンドブレーキB−2の
軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれより前方に配
置されている。
詳細に説明する。主軸X上には、図示しないエンジンの
回転を入力軸11に伝達するロックアップクラッチ付の
トルクコンバータ4が配置されている。カウンタ軸Y上
には、カンタギヤ2が配置されている。カンタギヤ2
は、カウンタ軸20に固定され、カウンタドライブギヤ
19に噛合する大径のカンタドリブンギヤ21と、同じ
くカウンタ軸20に固定され、デフリングギヤ31に噛
合する小径のデフドライブピニオンギヤ22とが配設さ
れており、これらにより主軸X側からの出力を減速する
とともに、反転させてディファレンシャル装置3に伝達
する機能を果たす。デフ軸Z上には、ディファレンシャ
ル装置3が配設されている。ディファレンシャル装置3
は、デフリングギヤ31に固定してデフケース32が設
けられ、その中に配置された差動歯車の差動回転が左右
軸30に出力され、最終的なホイール駆動力とされる。
る一対のサンギヤS2,S3と、互いに噛合して一方が
大径のサンギヤS2に噛合するとともにリングギヤR2
(R3)に噛合し、他方が小径のサンギヤS3に噛合す
る一対のピニオンギヤP2,P3を支持するキャリアC
2(C3)からなるラビニヨ式のギヤセットで構成され
ている。そして、この形態では、小径のサンギヤS3が
第1の変速要素、大径のサンギヤS2が第2の変速要
素、キャリアC2(C3)が第3の変速要素とされ、リ
ングギヤR2(R3)が第4の変速要素とされている。
S1を変速機ケース10に固定され、リングギヤR1を
入力軸11に連結され、キャリアC1を第1のクラッチ
C−1及び第3のクラッチC−3を介してプラネタリギ
ヤセットGに連結されている。プラネタリギヤセットG
の第1の変速要素すなわち小径のサンギヤS3は、第1
のクラッチC−1に連結され、第2の変速要素すなわち
大径のサンギヤS2は、第3のクラッチC−3に連結さ
れるとともに、バンドブレーキで構成される第1のブレ
ーキB−1により自動変速機ケース10に係止可能とさ
れている。また、第3の変速要素であるキャリアC2
(C3)は、第2のクラッチC−2を介して入力軸11
に連結され、かつ、バンドブレーキで構成される第2の
ブレーキB−2により変速機ケース10に係止可能とさ
れるとともに、ワンウェイクラッチF−1により変速機
ケース10に一方向回転係止可能とされている。そし
て、第4の変速要素すなわちリングギヤR2(R3)が
カウンタドライブギヤ19に連結されている。
しない電子制御装置と油圧制御装置とによる制御で、運
転者により選択されたレンジに応じた変速段の範囲で車
両負荷と車速に基づき、変速を行う。図3は各クラッチ
及びブレーキの係合及び解放(○印で係合、無印で解放
を表す)で達成される変速段を図表化して示す。また、
図4は各クラッチ及びブレーキの係合(●印でそれらの
係合を表す)により達成される変速段と、そのときの各
変速要素の回転数比との関係を速度線図で示す。
(1ST)は、クラッチC−1 とブレーキB−2の係合
(本形態において、作動表を参照してわかるように、こ
のブレーキB−2の係合に代えてワンウェイクラッチF
−1の自動係合が用いられているが、この係合を用いて
いる理由及びこの係合がブレーキB−2の係合に相当す
る理由については後に詳述する。)により達成される。
この場合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経
て減速された回転がクラッチC−1経由で小径サンギヤ
S3に入力され、ワンウェイクラッチF−1の係合によ
り係止されたキャリアC3に反力を取って、リングギヤ
R3の最大減速比の減速回転がカウンタドライブギヤ1
9に出力される。
1 とブレーキB−1の係合により達成される。この場
合、入力軸11から減速プラネタリギヤG1を経て減速
された回転がクラッチC−1経由で小径サンギヤS3に
入力され、ブレーキB−1の係合により係止された大径
サンギヤS2に反力を取って、リングギヤR2(R3)
の減速回転がカウンタドライブギヤ19に出力される。
このときの減速比は、図4にみるように、第1速(1S
T)より小さくなる。
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。
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S
3に入力され、他方で入力軸11からクラッチクラッチ
C−2経由で入力された非減速回転がキャリアC3に入
力され、2つの入力回転の中間の回転が、入力軸11の
回転に対しては僅かに減速されたリングギヤR3の回転
としてカウンタドライブギヤ19に出力される。
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S
2に入力され、他方で入力軸11からクラッチクラッチ
C−2経由で入力された非減速回転がキャリアC2に入
力され、リングギヤ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。
−2とブレーキB−1の係合により達成される。この場
合、入力軸11からクラッチクラッチC−2経由で非減
速回転がキャリアC2にのみ入力され、ブレーキB−1
の係合により係止されたサンギヤS2に反力を取るリン
グギヤ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。
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C
2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。
−1とブレーキB−2との関係について説明する。上記
の第1速と第2速時の両ブレーキB−1,B−2の係合
・解放関係にみるように、これら両ブレーキは、両変速
段間でのアップダウンシフト時に、一方の解放と同時に
他方の係合が行われる、いわゆる掴み替えされる摩擦要
素となる。こうした摩擦要素の掴み替えは、それらを操
作する油圧サーボの係合圧と解放圧の精密な同時制御を
必要とし、こうした制御を行うには、そのためのコント
ロールバルブの付加や油圧回路の複雑化等を招くことと
なる。そこで、本形態では、第1速と第2速とで、キャ
リアC2(C3)にかかる反力トルクが逆転するのを利
用して、ワンウェイクラッチF−1の係合方向を第1速
時の反力トルク支持方向に合わせた設定とすることで、
ワンウェイクラッチF−1に実質上ブレーキB−2の係
合と同等の機能を発揮させて、第1速時のブレーキB−
2の係合に代えて(ただし、ホイール駆動の車両コース
ト状態ではキャリアC2(C3)にかかる反力トルクの
方向がエンジン駆動の状態に対して逆転するので、エン
ジンブレーキ効果を得るためには、図3に括弧付きの○
印で示すようにブレーキB−2の係合を必要とする)、
キャリアC2(C3)の係止を行っているわけである。
したがって、変速段を達成する上では、ワンウェイクラ
ッチを設けることなく、ブレーキB−2の係合により第
1速を達成する構成を採ることもできる。
4の速度線図上で、リングギヤR2,R3の速度比を示
す○印の上下方向の間隔を参照して定性的にわかるよう
に、各変速段に対して比較的等間隔の良好な速度ステッ
プとなる。この関係を具体的に数値を設定して、定量的
に表すと、図3に示すギヤ比となる。この場合のギヤ比
は、減速プラネタリギヤG1のサンギヤS1とリングギ
ヤR1の歯数比λ1=44/78、プラネタリギヤセッ
トGの大径サンギヤ側のサンギヤS2とリングギヤR2
(R3)の歯数比λ2=36/78、小径サンギヤ側の
サンギヤS3とリングギヤR3の歯数比λ3=30/7
8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。
化した模式的断面で示す。先にスケルトンを参照して説
明した各構成要素については、同じ参照符号を付して説
明に代えるが、スケルトンから参照し得ない細部につい
て、ここで説明する。なお、本明細書を通じて、各クラ
ッチ及びブレーキという用語は、摩擦部材と油圧サーボ
を総称するものとする。したがって、第1のクラッチC
−1は摩擦部材63と油圧サーボ6で、同様に第2のク
ラッチC−2は摩擦部材55と油圧サーボ5で、第3の
クラッチC−3は摩擦部材73と油圧サーボ7で構成さ
れている。また、バンドブレーキB−1,B−2は、そ
れぞれバンド80,90と図示しない油圧サーボで構成
されている。
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
4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摩擦材の枚数により決まる)の
小さなクラッチで足りる。そこで、このクラッチ径が小
さいことを利用して、同様に径方向厚みを取らないバン
ドブレーキ構成のブレーキB−2を外周側に重合させる
ことで、ブレーキB−2配設分の軸方向寸法を削減して
いるのである。
実際の断面で示すもので、図に示すように、カウンタド
ライブギヤ19は、主軸X上で第2のクラッチC−2と
バンドブレーキB−2に隣接する軸方向位置に配置され
ている。この配置関係から、デフリングギヤ31とカウ
ンタドライブギヤ19は軸方向位置上で極めて接近した
外接位置に置かれることになり、両ギヤ31,19に噛
合するカウンタドリブンギヤ21とデフドライブピニオ
ンギヤ22もカンタ軸Y上で極めて接近した位置関係と
なるため、それらを支持するカウンタ軸20は極めて軸
長の短いものとなり、その質量の削減により変速機重量
の軽量化がなされている。
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、前記の
ように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、図5に示すようにク
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)10cのカバー
10d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52を介してプレッシャプレート5
3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54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)55を挟持して、フランジ54側のハ
ブからの入力回転をドラム56を介してキャリアC2,
C3に入力することになる。
ブギヤ19の一方側には、順次、プラネタリギヤセット
G、減速プラネタリギヤG1及び第1の変速要素S3に
入力する第1のクラッチC−1の油圧サーボ6が配置さ
れている。そして、プラネタリギヤセットGの外周側
に、第1のクラッチC−1と第3のクラッチC−3の摩
擦部材63,73が軸方向に並べて配置されている。こ
のように、これら摩擦部材を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、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の摩擦材の枚数の増加による
軸方向寸法の増加を避ける意味合いを持っている。ま
た、この形態では、第1のクラッチC−1の油圧サーボ
6の外周側に第3のクラッチC−3の油圧サーボ7が配
置されている。
ボ6,7は、減速プラネタリギヤG1のキャリアC1に
連結された共通のシリンダ60の内側と外側に嵌挿され
たピストン61,71を備える構成とされている。詳し
くは、シリンダ60から延長されてクラッチC−1の摩
擦部材63の外周を支持するドラム62の内側がピスト
ン61のシリンダとされ、このドラム62の外側に被さ
るクラッチC−3のピストン71が、クラッチC−1の
ドラム62とのスプライン係合により共回りするクラッ
チC−3のドラム72とされ、このドラム72に摩擦部
材73の外周が支持されている。この配置により、シリ
ンダ60に入る減速回転は、常時クラッチC−1のドラ
ム62とクラッチC−3のドラム72に伝達される。し
たがって、油圧サーボ6の作動でピストン61がシリン
ダ60から押し出されたときに、ドラム62とピストン
60との間で摩擦部材63が挟持されて、減速回転がハ
ブ64を経てサンギヤS3へ伝達される。一方、油圧サ
ーボ7の作動でピストン71がシリンダ60に対して押
し戻されたときに、ドラム72とドラム62との間で摩
擦部材73が挟持されて、減速回転がハブ74を経てサ
ンギヤS2へ伝達される。なお、図5において、符号6
5は油圧サーボ6の遠心油圧を相殺するキャンセルプレ
ート、同じく符号75は油圧サーボ7の遠心油圧を相殺
するキャンセルプレートを示す。そして、特にこの形態
では、両油圧サーボ6,7は同じ軸方向位置で径方向に
オーバラップした配置とされ、軸方向寸法の短縮がなさ
れている。
1は、第2のブレーキB−2と同様に径方向厚みを取ら
ないバンドブレーキで構成され、軸方向に並んで配置さ
れた第1のクラッチC−1及び第3のクラッチC−3の
摩擦部材63,73の外周側に配置され、ブレーキ配置
分の軸方向寸法の短縮が図られている。
に関しては、カウンタドライブギヤ19は、自動変速機
ケース10に設けられたサポート10aの軸方向延長部
10bの外周にベアリング12を介して支持されてい
る。こうした配置と採ることにより、カウンタドライブ
ギヤ19の噛合部をギヤを支持するベアリング12の外
周に、ベアリング12に対してオフセットなしに位置さ
せることができる。その結果、ベアリング12に対して
大きなモーメント力が作用せず、ベアリング12をコン
パクトな構成にすることができるため、カウンタドライ
ブギヤ19の小径化が可能となり、カウンタギヤ部での
減速比を大きく取ることができる。
ッチC−2の摩擦部材と油圧サーボに対して薄厚のバン
ドブレーキB−2を径方向に重ねてデフリングギヤ31
と同じ軸方向位置に配置することで、主軸Xの軸長を短
縮しながら、軸間距離の広げることなくデフリングギヤ
31のギヤ径の確保を可能とし、これらの軸方向位置に
隣接させてカウンタドライブギヤ19を配置すること
で、カウンタ軸の軸長を短縮し、両クラッチC−1,C
−3の摩擦部材63,73をプラネタリギヤGの外周側
に並べて配置し、しかもそれらの油圧サーボ6,7を一
部共通化することでコンパクト化しながら、径方向に重
ねて配置することで、主軸Xの軸長を短縮して、総合的
に自動変速機の軸方向寸法のコンパクト化と軽量化を達
成している。
タ軸の軸長を短縮すべくカウンタドライブギヤ19側に
寄せる意味から、クラッチC−2とバンドブレーキB−
2と同じ軸方向位置にデフリングギヤ31を位置させて
いるが、クラッチC−2をギヤトレインの前端側に配置
したこの実施形態の構成において、クラッチC−2より
前方には、該クラッチより小径のオイルポンプが位置す
るだけなので、パーキング機構の配置等、他の条件を優
先させる場合には、デフリングギヤ31を更に前方にず
らした配置を採ることもできる。
油圧サーボ6に対して第2の油圧サーボ7が外周側に重
なる配置としが、上記の共通のシリンダ60に対する両
ピストン61,71の関係を維持したまま、両油圧サー
ボを軸方向に並べた配置とすることもできる。図7はこ
うした配置を採る第2実施形態を示す。この場合、減速
プラネタリギヤG1の軸方向後方に第1の油圧サーボ6
を配置し、その後方に第2の油圧サーボ7を配してい
る。こうし配置は、前記第1実施形態の配置に比して軸
方向寸法は長くなるが、変速機後端部の小径化には有効
であり、図に細線で示すように、車両の構成メンバーB
が変速機の後端部と干渉する可能性のある場合に有利な
形態となる。なお、この形態におけるその余の部分につ
いては、前記第1実施形態のものと同様であるので、説
明の冗長と、図面の錯綜を避ける意味で、それらの説明
と図面の符号の付与を省略する(後続の各実施形態につ
いても同様である)。
ラネタリギヤセットGをラビニヨ式としたが、比較的良
好なギヤ比とステップを取りうるギヤセットGは、これ
に限るものではない。そこで、プラネタリギヤセットG
を他の形式のものに変更した実施形態について、次に説
明する。
ヤセットGの部分だけを一部変更した第3実施形態を示
す。この形態では、プラネタリギヤセットGは、相互に
噛合する一対のピニオンギヤP2,P2’の一方をサン
ギヤS2に噛合させ、他方をリングギヤR2に噛合させ
たダブルピニオン式のプラネタリギヤG2と、サンギヤ
S3とピニオンギヤP3を支持するキャリアC3とリン
グギヤR3とからなるシンプルプラネタリギヤG3を組
み合わせた構成とされている。こうしたプラネタリギヤ
セットGの場合、第1のクラッチC−1経由の減速入力
がサンギヤS2に入力され、第3のクラッチC−3経由
の減速入力がキャリアC2とサンギヤS3に入力され、
第2のクラッチC−2経由の入力がキャリアC3とリン
グギヤR2に入力され、リングギヤR3の変速出力がカ
ンタドライブギヤ19に伝達される連結関係とされる。
そして、この場合の第1のブレーキB−1はキャリアC
2とサンギヤS3を係止するものとされ、第2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と
リングギヤR2を係止するものとされる。こうしたギヤ
トレインの場合、例えば下記の表1に示すようなギヤ比
とステップが得られる。
λ1=0.556、ダブルプラネタリギヤG2の歯数比
λ2=0.447、シンプルプラネタリギヤG3の歯数
比λ3=0.444であり、ギヤ比幅は6.245とな
る。
つのダブルピニオン式のプラネタリギヤG2,G3の組
み合わせで構成した第4実施形態を示す。こうしたプラ
ネタリギヤセットGの場合、第1のクラッチC−1経由
の減速入力が互いに連結したサンギヤS2,S3に入力
され、第3のクラッチC−3経由の減速入力がダブルピ
ニオンのキャリアC2に入力され、第2のクラッチC−
2経由の入力が互いに連結されたキャリアC3とリング
ギヤR2に入力され、リングギヤR3が変速出力となる
連結関係とされる。そして、第1のブレーキB−1はキ
ャリアC2を係止し、ブレーキB−2とワンウェイクラ
ッチF−1はキャリアC3とリングギヤR2を係止する
ものとされる。このギヤトレインの場合、例えば下記の
表2に示すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.444、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.3
61であり、ギヤ比幅は6.252となる。
態に対してプラネタリギヤセットの形態を変更したもの
であるが、ワンウェイクラッチの配設を前提とする場
合、その配設位置の工夫によっても軸方向寸法の短縮が
可能である。以下にこの関連の実施形態を説明する。
してワンウェイクラッチの配設位置を変更した第5実施
形態をスケルトンで全体構成を、また模式化した断面図
で主軸部分の構成を示す。この形態では、第2のブレー
キB−2により係止される変速要素の一方向の回転を阻
止するワンウェイクラッチF−1が設けられることを前
提とし、カウンタドライブギヤ19は、その内周部に、
図11に示すように軸方向前方に延びる筒状部19aを
有するものとされる。そして、筒状部19aは、自動変
速機ケース10に設けられたサポート10aの軸方向延
長部10bの内周側に支持され、ワンウェイクラッチF
−1は、サポート10aの軸方向延長部10bの外周側
に配置されている。
各クラッチ及びブレーキ並びにワンウェイクラッチF−
1の連結関係を第1及び第2実施形態の場合と同様とし
ても実現可能であるが、本形態では、この連結関係につ
いても若干変更している。すなわち、キャリアC2(C
3)を出力要素としてカウンタドライブギヤ19に連結
し、リングギヤR3(R2)を変速要素として第2のク
ラッチC−2に連結するとともに、並列するブレーキB
−2とワンウェイクラッチF−1で係止可能としてい
る。こうした形態を採った場合、例えば下記の表3に示
すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤGの小径サンギヤS
2側の歯数比λ2=0.306、大径サンギヤS3側の
歯数比λ3=0.579であり、ギヤ比幅は6.109
となる。
のについても、比較的良好なギヤ比とステップを取りう
るギヤセットGは、これに限るものではない。そこで、
プラネタリギヤセットGを他の形式のものに変更した実
施形態について、次に説明する。
けを一部変更した第6実施形態を示す。この形態では、
プラネタリギヤセットGは、ダブルピニオン式のプラネ
タリギヤG2と、シンプルプラネタリギヤG3を組み合
わせた構成とされている。このプラネタリギヤセットG
の場合、第1のクラッチC−1が2つのサンギヤS2,
S3に連結され、第3のクラッチC−3がダブルピニオ
ンのキャリアC2に連結され、第2のクラッチC−2が
リングギヤR3に連結され、リングギヤR2とキャリア
C3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そ
して、ブレーキB−1はダブルピニオンのキャリアC2
を係止するものとされ、ブレーキB−2とワンウェイク
ラッチF−1はリングギヤR3を係止するものとされ
る。こうした場合、例えば下記の表4に示すようなギヤ
比とステップが得られる。
λ1=0.556、ダブルプラネタリギヤG2の歯数比
λ2=0.636、シンプルプラネタリギヤG3の歯数
比λ3=0.568であり、ギヤ比幅は6.357とな
る。
2つのダブルピニオン式のプラネタリギヤG2,G3の
組み合わせで構成した第7実施形態を示す。こうしたプ
ラネタリギヤセットGの場合、第1のクラッチC−1は
サンギヤS2とキャリアC3に連結され、第3のクラッ
チC−3はキャリアC2に連結され、第2のクラッチC
−2はサンギヤS3に連結され、双方のリングギヤR
2,R3がカウンタドライブギヤ19に連結されてい
る。そして、第1のブレーキB−1はキャリアC2を係
止し、第2のブレーキB−2とワンウェイクラッチF−
1はサンギヤS3を係止するものとされる。この連結関
係の場合、例えば下記の表5に示すようなギヤ比とステ
ップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.636、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.6
36であり、ギヤ比幅は6.352となる。
2つのラビリヨ式プラネタリギヤを1つのピニオンギヤ
を共通として相互に組み合わせた構成とした第8実施形
態を示す。このプラネタリギヤセットGの場合、第1の
クラッチC−1はサンギヤS2とサンギヤS3に連結さ
れ、第3のクラッチC−3は共通のキャリアC2(C
3)に連結され、第2のクラッチC−2は小径のリング
ギヤR3に連結され、大径のリングギヤR2がカウンタ
ドライブギヤ19に連結されている。そして、第1のブ
レーキB−1はキャリアC2(C3)を、また第2のブ
レーキB−2とワンウェイクラッチF−1は小径のリン
グギヤR3を係止するものとされる。この連結関係の場
合、例えば下記の表6に示すようなギヤ比とステップが
得られる。
λ1=0.556、大径サンギヤ側の歯数比λ2=0.
636、小径サンギヤ側の歯数比λ3=0.432であ
り、ギヤ比幅は6.368となる。
2つのダブルピニオン式のプラネタリギヤG2,G3の
組み合わせで構成した第9実施形態を示す。このプラネ
タリギヤセットGの場合、第1のクラッチC−1はサン
ギヤS3に連結され、第3のクラッチC−3はサンギヤ
S2に連結され、第2のクラッチC−2はキャリアC3
とリングギヤR2に連結され、キャリアC2とリングギ
ヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。
そして、第1のブレーキB−1はサンギヤS2を、第2
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とリングギヤR2を係止するものとされる。この
連結関係では、例えば下記の表7に示すようなギヤ比と
ステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.306、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.3
61であり、ギヤ比幅は6.203となる。
トGを2つのダブルピニオン式のプラネタリギヤG2,
G3の組み合わせで構成し、連結関係を変更した第10
実施形態を示す。このプラネタリギヤセットGの場合、
第1のクラッチC−1は双方のサンギヤS2,S3に連
結され、第3のクラッチC−3はキャリアC2に連結さ
れ、第2のクラッチC−2はキャリアC3に連結され、
双方のリングギヤR2,R3がカウンタドライブギヤ1
9に連結されている。そして、第1のブレーキB−1は
キャリアC2を、また第2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を係止するものとされ
る。この連結関係の場合、例えば下記の表8に示すよう
なギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.636、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.3
61であり、ギヤ比幅は6.363となる。
トGを2つのシンプルプラネタリギヤG2,G3の組み
合わせで構成した第11実施形態を示す。このプラネタ
リギヤセットGの場合、第1のクラッチC−1はリング
ギヤR2とサンギヤS3に連結され、第3のクラッチC
−3はサンギヤS2に連結され、第2のクラッチC−2
はリングギヤR3に連結され、双方のキャリアC2,C
3がカウンタドライブギヤ19に連結されている。そし
て、ブレーキB−1はサンギヤS2を、ブレーキB−2
とワンウェイクラッチF−1はリングギヤR3を係止す
るものとされる。この連結関係では、例えば下記の表9
に示すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.636、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.523、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.5
38であり、ギヤ比幅は6.507となる。
トGをサンギヤ側を共通とし、リングギヤ径を異ならせ
たラビニヨ式ギヤセットの変形形式とした第12実施形
態を示す。こうしたプラネタリギヤセットGの場合、第
1のクラッチC−1は小径のリングギヤR3に連結さ
れ、第3のクラッチC−3は共通のサンギヤS2(S
3)に連結され、第2のクラッチC−2は大径のリング
ギヤR2に連結され、キャリアC2(C3)がカウンタ
ドライブギヤ19に連結されている。そして、第1のブ
レーキB−1はサンギヤS2(S3)を係止し、第2の
ブレーキB−2とワンウェイクラッチF−1は大径のリ
ングギヤR2を係止するものとされる。この場合、ギヤ
比とステップは例えば下記の表10に示すようになる。
λ1=0.556、大径リングギヤ側の歯数比λ2=
0.528、小径リングギヤ側の歯数比λ3=0.30
6であり、ギヤ比幅は6.109となる。
ブルピニオン式のプラネタリギヤG2とシンプルプラネ
タリギヤG3の組み合わで構成した第13実施形態を示
す。この形態では、第1のクラッチがキャリアC2とサ
ンギヤS3に連結され、第3のクラッチがサンギヤS2
に連結され、第2のクラッチがリングギヤR3に連結さ
れ、リングギヤR2とキャリアC3がカウンタドライブ
ギヤ19に連結されている。そして、第1のブレーキB
−1はサンギヤS2を係止し、第2のブレーキB−2と
ワンウェイクラッチF−1はリングギヤR3を係止する
ものとされる。こうした場合、例えば下記の表11に示
すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、ダブルプラネタリギヤG2の歯数比
λ2=0.417、シンプルプラネタリギヤG3の歯数
比λ3=0.579であり、ギヤ比幅は5.974とな
る。
つのダブルピニオン式のプラネタリギヤG2,G3の組
み合わで構成した第14実施形態を示す。この形態で
は、第1のクラッチがキャリアC2とサンギヤS3に連
結され、第3のクラッチがサンギヤS2に連結され、第
2のクラッチがリングギヤR2とキャリアC3に連結さ
れ、リングギヤR3がカウンタドライブギヤ19に連結
されている。そして、第1のブレーキB−1はサンギヤ
S2を係止し、第2のブレーキB−2とワンウェイクラ
ッチF−1はリングギヤR2とキャリアC3を係止する
ものとされる。こうした場合、例えば下記の表12に示
すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.556、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.3
61であり、ギヤ比幅は6.252となる。
いて、連結関係のみを変更した第15実施形態を示す。
この形態では、第1のクラッチC−1がキャリアC3に
連結され、第3のクラッチC−3が両サンギヤS2,S
3に連結され、第2のクラッチC−2が両リングギヤR
2,R3に連結され、キャリアC2がカウンタドライブ
ギヤ19に連結されている。そして、第1のブレーキB
−1は両サンギヤS2,S3を係止し、第2のブレーキ
B−2とワンウェイクラッチF−1は両リングギヤR
2,R3を係止するものとされる。こうした場合、例え
ば次表13に示すようなギヤ比とステップが得られる。
λ1=0.556、プラネタリギヤG2の歯数比λ2=
0.306、プラネタリギヤG3の歯数比λ3=0.5
56であり、ギヤ比幅は6.364となる。
びに連結関係を変更した実施形態を挙げて詳説したが、
これらは、比較的良好なギヤ比ステップが得られるもの
に絞って例示したものであって、本発明は、これら実施
形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲の個々
の請求項に記載の事項の範囲内で種々に具体的な構成を
変更して実施することができるものである。
形態のギヤトレインを展開して示すスケルトン図であ
る。
軸方向端面図である。
並びにギヤ比ステップを示す図表である。
方向部分断面図である。
断面図である。
した第2実施形態の主軸部分のみを模式化した断面図で
ある。
の構成を変更した第3実施形態の主軸部分のみを模式化
した断面図である。
の構成を他の形態に変更した第4実施形態の主軸部分の
みを模式化した断面図である。
置を変更した第5実施形態のギヤトレインを展開して示
すスケルトン図である。
のみを模式化した断面図である。
分の構成を変更した第6実施形態の主軸部分のみを模式
化した断面図である。
分の構成を更に変更した第7実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第8実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第9実施形態の主軸部分のみを
模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第10実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第11実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第12実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第13実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第14実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
分の構成を更に変更した第15実施形態の主軸部分のみ
を模式化した断面図である。
Claims (9)
- 【請求項1】 主軸と、カウンタ軸と、デフ軸とを備
え、 主軸上に、少なくとも4つの変速要素を有するプラネタ
リギヤセットと、減速プラネタリギヤと、カウンタドラ
イブギヤと、少なくとも2つのブレーキと、3つのクラ
ッチとが配置され、デフ軸上にデフリングギヤが配置さ
れた車両用自動変速機であって、 第1〜第3のクラッチの選択的係合と、第1及び第2の
ブレーキの必要に応じた択一的係合とにより、主軸上の
入力軸の回転が、一方で減速プラネタリギヤを介する減
速回転としてプラネタリギヤセットの第1の変速要素及
び第2の変速要素に入力され、他方で非減速回転を第3
の変速要素に入力され、必要に応じて1つの変速要素が
係止されることで、第4の変速要素の変速回転となって
カウンタドライブギヤに出力されるものにおいて、 少なくとも第2のブレーキがバンドブレーキで構成さ
れ、 主軸上の前端側に第3の変速要素に非減速回転を入力す
る第2のクラッチが、またその外周側に前記バンドブレ
ーキが、互いに軸方向位置が重なるように配置され、 デフ軸上のデフリングギヤが、第2のクラッチとバンド
ブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置を含むそれよ
り前方に配置されたことを特徴とする車両用自動変速
機。 - 【請求項2】 前記デフリングギヤは、第2のクラッチ
とバンドブレーキの軸方向位置と重なる軸方向位置に配
置された、請求項1記載の車両用自動変速機。 - 【請求項3】 前記カウンタドライブギヤは、主軸上で
第2のクラッチとバンドブレーキに隣接する軸方向位置
に配置された、請求項1記載の車両用自動変速機。 - 【請求項4】 前記カウンタドライブギヤの一方側に、
順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ、第
1の変速要素に入力する第1のクラッチの油圧サーボ及
び第2の変速要素に入力する第3のクラッチの油圧サー
ボが配置され、 プラネタリギヤセットの外周側に、第1のクラッチと第
3のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置された、
請求項3記載の車両用自動変速機。 - 【請求項5】 前記カウンタドライブギヤの一方側に、
順次、プラネタリギヤセット、減速プラネタリギヤ及び
第1の変速要素に入力する第1のクラッチの油圧サーボ
が配置され、 プラネタリギヤセットの外周側に、第1のクラッチと第
3のクラッチの摩擦部材が軸方向に並べて配置され、第
1のクラッチの油圧サーボの外周側に第3のクラッチの
油圧サーボが配置された、請求項3記載の車両用自動変
速機。 - 【請求項6】 前記第1のクラッチの油圧サーボと第3
のクラッチの油圧サーボは、共通のシリンダの内側と外
側に嵌挿されたピストンを備える、請求項4又は5記載
の車両用自動変速機。 - 【請求項7】 前記第1のブレーキはバンドブレーキで
構成され、軸方向に並んで配置された第1のクラッチ及
び第3のクラッチの摩擦部材の外周側に配置された、請
求項4又は5記載の車両用自動変速機。 - 【請求項8】 前記カウンタドライブギヤは、自動変速
機ケースに設けられたサポートの軸方向延長部の外周に
ベアリングを介して支持された、請求項3記載の車両用
自動変速機。 - 【請求項9】 前記第2のブレーキにより係止される変
速要素の一方向の回転を阻止するワンウェイクラッチを
備え、 カウンタドライブギヤは、その内周部に、軸方向前方に
延びる筒状部を有し、該筒状部は、自動変速機ケースに
設けられたサポートの軸方向延長部の内周側に支持さ
れ、 ワンウェイクラッチは、サポートの軸方向延長部の外周
側に配置された、請求項3記載の車両用自動変速機。
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