JP3439315B2 - Automatic transmission - Google Patents
Automatic transmissionInfo
- Publication number
- JP3439315B2 JP3439315B2 JP08662797A JP8662797A JP3439315B2 JP 3439315 B2 JP3439315 B2 JP 3439315B2 JP 08662797 A JP08662797 A JP 08662797A JP 8662797 A JP8662797 A JP 8662797A JP 3439315 B2 JP3439315 B2 JP 3439315B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- input shaft
- automatic transmission
- clutch
- gear
- thrust bearing
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Landscapes
- General Details Of Gearings (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、車両の自動変速機
の技術分野に属し、特に、入力軸に作用するスラストを
軽減することができるようにした自動変速機の技術分野
に属するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to the technical field of automatic transmissions for vehicles, and more particularly to the technical field of automatic transmissions capable of reducing thrust acting on an input shaft. .
【０００２】[0002]
【従来の技術】例えば自動車等の自動変速機において
は、複数の回転要素を有する歯車組およびこの歯車組の
いずれかの回転要素をそれぞれ係合または係止させるク
ラッチやブレーキからなる複数の摩擦係合要素および一
方向の回転のみを係合させるワンウェイクラッチを有す
る自動変速機構を備えた自動変速機が種々開発されてい
る。この自動変速機は、複数の摩擦係合要素の係合およ
び非係合を適宜制御して入力軸から伝達される歯車組の
回転要素の回転を制御することにより、入力軸の回転を
自動変速制御するようになっている。2. Description of the Related Art For example, in an automatic transmission such as an automobile, a plurality of friction members including a gear set having a plurality of rotating elements and a clutch or a brake for engaging or locking any one of the rotating elements of the gear set. Various automatic transmissions having an automatic transmission having a coupling element and a one-way clutch that engages only one-direction rotation have been developed. This automatic transmission automatically controls the rotation of the input shaft by controlling the engagement and disengagement of a plurality of friction engagement elements to control the rotation of the rotating elements of the gear set transmitted from the input shaft. It is designed to be controlled.
【０００３】ところで、このような自動変速機において
は、歯車組の回転要素の１つである歯車には、伝動がき
わめて円滑であるとともに振動音が少なく、しかも大き
なトルクを伝えることができることから、一般に、はす
ば歯車が用いられている。しかし、このはすば歯車どう
しの噛合により、歯車組が回転すると、この回転に伴
い、はすば歯車には自動変速機の前後方向のいずれかの
方向にスラスト力が発生する。このスラスト力は、はす
ば歯車から自動変速機の入力軸に伝達されるので、この
スラスト力を支持するために、従来から、例えば特開平
４ー１２６６３４号公報等に開示されているように、ス
ラストベアリングが必要な箇所に配設されている。By the way, in such an automatic transmission, the gear, which is one of the rotating elements of the gear set, is extremely smooth in transmission, has less vibration noise, and can transmit a large torque. Generally, helical gears are used. However, when the gear set rotates due to the meshing of the helical gears, a thrust force is generated in the helical gears in either the front-back direction of the automatic transmission due to this rotation. Since this thrust force is transmitted from the helical gear to the input shaft of the automatic transmission, in order to support this thrust force, it has been conventionally disclosed, for example, in Japanese Patent Laid-Open No. 4-126634. , Thrust bearings are arranged where necessary.
【０００４】図６は、このようなスラストベアリングが
配設されたこの公報の自動変速機を部分的に示す断面図
である。図６に示すように、自動変速機のケース６１の
軸方向突出部６１ａに、入力軸６２の後端部６２ａが回
転自在に支持されており、この後端部６２ａに設けられ
たフランジ部６２ｂが、スラストベアリング６３を介し
てケース６１に軸方向にかつ回転自在に支持されてい
る。また、入力軸６２の外周に中空軸６４が入力軸６２
と相対回転自在に支持されており、この中空軸６４に設
けられた多板摩擦係合要素である第１のクラッチ６５の
内径側クラッチハブ６５ａが、スラストベアリング６６
を介してフランジ部６２ｂに軸方向にかつ回転自在に支
持されている。更に、内径側クラッチハブ６５ａには、
リングギヤ６７の径方向回転部材６７ａがスラストベア
リング６８を介して軸方向にかつ相対回転自在に支持さ
れているとともに、この径方向回転部材６７ａにキャリ
ヤ６９がスラストベアリング７０を介して軸方向にかつ
相対回転自在に支持されている。更に、中空軸６４には
サンギヤ７１が設けられているとともに、このサンギヤ
７１およびリングギヤ６７にともに噛合しかつキャリヤ
６９に支持されたプラネタリギヤ７２が設けられてお
り、これらギヤ６７,７１,７２は、この公報には開示さ
れていないが、一般にはそれぞれ、はすば歯車で形成さ
れている。更に、入力軸６２の後端には、入力軸６２の
中心に穿設された軸方向孔６２ｃを通して、低圧の潤滑
油が導入されるようになっている。FIG. 6 is a sectional view partially showing the automatic transmission of this publication in which such a thrust bearing is arranged. As shown in FIG. 6, a rear end portion 62a of an input shaft 62 is rotatably supported by an axially protruding portion 61a of a case 61 of an automatic transmission, and a flange portion 62b provided at the rear end portion 62a. Is rotatably supported by the case 61 in the axial direction via a thrust bearing 63. Further, the hollow shaft 64 is provided around the input shaft 62.
The inner diameter side clutch hub 65a of the first clutch 65, which is a multi-plate friction engagement element provided on the hollow shaft 64, is rotatably supported relative to the thrust bearing 66.
Is rotatably supported in the axial direction by the flange portion 62b. Furthermore, the inner diameter side clutch hub 65a has
The radial rotating member 67a of the ring gear 67 is supported rotatably in the axial direction via a thrust bearing 68, and the carrier 69 is axially and relatively opposed to the radial rotating member 67a via a thrust bearing 70. It is rotatably supported. Further, the hollow shaft 64 is provided with a sun gear 71, and a planetary gear 72 that is meshed with the sun gear 71 and the ring gear 67 and is supported by the carrier 69 is provided. These gears 67, 71, 72 are Although not disclosed in this publication, they are generally formed by helical gears. Further, low-pressure lubricating oil is introduced into the rear end of the input shaft 62 through an axial hole 62c formed in the center of the input shaft 62.
【０００５】一方、入力軸６２のフランジ部６２ｂに多
板摩擦係合要素である第２のクラッチ７３の外形側クラ
ッチハブ７３ａが入力軸６２と一体に回転可能に連結さ
れているとともに、ケース６１の軸方向突出部６１ａに
回転可能に支持されている。また、第２のクラッチ７３
の油圧サーボのサーボピストン７３ｂが外形側クラッチ
ハブ７３ａに、液密におよび外形側クラッチハブ７３ａ
に対し軸方向に相対移動可能にかつ相対回転不能に嵌合
されている。更に、このサーボピストン７３ｂと外形側
クラッチハブ７３ａとには、第１のクラッチ６５の油圧
サーボのサーボピストン６５ｂが、液密におよびこれら
のサーボピストン７３ｂと外形側クラッチハブ７３ａに
対し軸方向に相対移動可能にかつ相対回転不能に嵌合さ
れている。更に、ケース６１の突出部６１ａには、サー
ボピストン６５ｂを作動する高圧の作動油を導入するた
めの軸方向油路７４と径方向油路７５、およびサーボピ
ストン７３ｂを作動する高圧の作動油を導入するための
軸方向油路（不図示）と径方向油路７６がそれぞれ形成
されているとともに、各径方向油路７５,７６の開口端
を挟んで３本のシールリング７７,７８,７９がそれぞれ
設けられている。On the other hand, the outer side clutch hub 73a of the second clutch 73, which is a multi-plate friction engagement element, is rotatably connected to the flange 62b of the input shaft 62 integrally with the input shaft 62, and the case 61 is also provided. Is rotatably supported by the axial protruding portion 61a. In addition, the second clutch 73
The hydraulic servo servo piston 73b is liquid-tightly connected to the outer-side clutch hub 73a, and the outer-side clutch hub 73a
It is fitted so as to be relatively movable in the axial direction but not relatively rotatable. Further, the servo piston 73b and the outer shape side clutch hub 73a are provided with a hydraulic servo servo piston 65b of the first clutch 65 in a liquid-tight manner and axially with respect to the servo piston 73b and the outer shape side clutch hub 73a. They are fitted so that they can move relative to each other and cannot rotate relative to each other. Further, the projecting portion 61a of the case 61 is provided with an axial oil passage 74 and a radial oil passage 75 for introducing high-pressure hydraulic oil for operating the servo piston 65b, and high-pressure hydraulic oil for operating the servo piston 73b. An axial oil passage (not shown) for introduction and a radial oil passage 76 are respectively formed, and three seal rings 77, 78, 79 sandwiching the open ends of the radial oil passages 75, 76. Are provided respectively.
【０００６】このような構成の従来の自動変速機におい
ては、はすば歯車の噛合により、入力トルクの伝達によ
るそれらの回転に伴ってサンギヤ７１、プラネタリギヤ
７２、およびリングギヤ６７に前後方向のスラスト力が
発生する。そして、サンギヤ７１に発生した後方へのス
ラスト力は、中空軸６４、スラストベアリング６６、フ
ランジ部６２ｂ、およびスラストベアリング６３を介し
てケース６１に伝えられて、このケース６１で支持され
る。また、リングギヤ６７に発生した後方へのスラスト
力は、径方向回転部材６７ａおよびスラストベアリング
６８を介してクラッチハブ６５ａに伝えられ、更に前述
のサンギヤ７１のスラスト力と同様にしてケース６１で
支持される。更に、プラネタリギヤ７２に発生した後方
へのスラスト力は、キャリヤ６９、スラストベアリング
７０を介して径方向回転部材６７ａに伝えられ、更に前
述のリングギヤ６７のスラスト力と同様にしてケース６
１で支持される。更に、潤滑油の低圧が入力軸６２の後
端に前方に向かって作用するようになる。In the conventional automatic transmission having such a structure, the helical gears are meshed with each other, so that the sun gear 71, the planetary gear 72, and the ring gear 67 are thrust in the front-rear direction as the input torque is transmitted to rotate them. Occurs. The rearward thrust force generated in the sun gear 71 is transmitted to the case 61 via the hollow shaft 64, the thrust bearing 66, the flange portion 62b, and the thrust bearing 63, and is supported by the case 61. The rearward thrust force generated in the ring gear 67 is transmitted to the clutch hub 65a via the radial direction rotating member 67a and the thrust bearing 68, and is further supported by the case 61 in the same manner as the thrust force of the sun gear 71 described above. It Further, the rearward thrust force generated in the planetary gear 72 is transmitted to the radial direction rotating member 67a via the carrier 69 and the thrust bearing 70, and further, similarly to the thrust force of the ring gear 67, the case 6 is rotated.
Supported by 1. Further, the low pressure of the lubricating oil acts on the rear end of the input shaft 62 toward the front.
【０００７】一方、作動油が軸方向油路および径方向油
路７５,７６を通して各油圧サーボに導入されることに
より、各サーボピストン６５ｂ,７３ｂが同時にまたは
選択的に作動されるようになる。なお、図６に示されて
いるスラストベアリングは、いずれも後方へのスラスト
力を支持するものであるが、自動変速機には、前方への
スラスト力を支持するスラストベアリングも設けられて
いる。On the other hand, the hydraulic oil is introduced into the hydraulic servos through the axial oil passages and the radial oil passages 75 and 76, so that the servo pistons 65b and 73b are actuated simultaneously or selectively. It should be noted that the thrust bearings shown in FIG. 6 all support backward thrust force, but the automatic transmission is also provided with a thrust bearing that supports forward thrust force.
【０００８】[0008]
【発明が解決しようとする課題】ところで、自動変速機
が収容されるエンジンルームは限られた狭い空間であ
り、この空間内に、自動変速機の他にエンジンを始め、
種々の装置や部品が多く収容されているため、できるだ
けこれらの装置や部品をコンパクトに形成することが望
まれている。このようなことから、自動変速機に対して
も、可能な限り小型にしてコンパクトでかつ軽量に形成
することが、近年ますます厳しく求められており、そこ
で自動変速機の部品であるスラストベアリングやシール
構造も、よりコンパクトに形成することが、自動変速機
の開発上、重要な課題となっている。By the way, the engine room accommodating the automatic transmission is a limited and narrow space, and in this space, in addition to the automatic transmission, the engine and
Since various devices and parts are housed in large numbers, it is desired to make these devices and parts as compact as possible. For this reason, it has been increasingly demanded in recent years to make automatic transmissions as small, compact and lightweight as possible. Forming a more compact seal structure has become an important issue in the development of automatic transmissions.
【０００９】ところが、前述の歯車組の回転に伴うスラ
スト力は、自動変速機の変速段によりその大きさと方向
とが変化する。このため、軸方向の前後両方向に設けら
れるスラストベアリングは、スラスト力の最大値に対応
させて設定する必要があり、その分大型化せざるを得な
いものとなっている。その場合、図６に示す従来例の自
動変速機においても、このようにスラスト力の最大値に
対応させて大型のスラストベアリングが設定されている
と考えられるが、このスラストベアリングを小型化する
ことについては何らの対策も講じられていない。したが
って、前述の公報の自動変速機では、スラストベアリン
グの大型化のため、前述のように厳しく求められている
自動変速機のコンパクト化が妨げられているという問題
がある。However, the magnitude and direction of the thrust force that accompanies the rotation of the above-described gear set changes depending on the gear position of the automatic transmission. Therefore, it is necessary to set the thrust bearings provided in both the front and rear directions in the axial direction so as to correspond to the maximum value of the thrust force, and the size must be increased accordingly. In that case, it is considered that the large-sized thrust bearing is set corresponding to the maximum value of the thrust force in the conventional automatic transmission shown in FIG. 6 as well. No measures have been taken against. Therefore, the automatic transmission disclosed in the above publication has a problem in that the size of the thrust bearing is increased, which prevents the downsizing of the automatic transmission from being strictly required as described above.
【００１０】更に、この従来の自動変速機では、入力軸
６２に作用するスラスト力が大きいことから、入力軸６
２の損失トルクが大きくなるため、自動変速機の機械効
率が必ずしも良好であるとは言えない。Further, in this conventional automatic transmission, since the thrust force acting on the input shaft 62 is large, the input shaft 6
Since the loss torque of No. 2 becomes large, the mechanical efficiency of the automatic transmission is not necessarily good.
【００１１】また、油圧サーボに高圧の作動油を導入す
るための径方向油路の開口端の前後両側をシールしなけ
ればならないため、一般に２本のシールリングが必要と
なり、その分自動変速機の軸方向の長さを長大化せざる
を得ないものとなる。この図６に示す従来例では、２つ
の径方向の油路７５,７６に対して本来４本のシールリ
ングが必要になるのにもかかわらず、３本のシールリン
グ７７,７８,７９しか設けられていないが、これは、２
つの油路７５,７６が隣接して設けられていて、１本の
シールリングが両油路７５,７６に対して共通とされて
いるために、シールリングが１本省略されていることは
言うまでもない。したがって、図６の自動変速機におい
ては、シールリングが１本省略されている分、自動変速
機の軸方向の長さが短くなるが、それでもなお、３本の
シールリング７７,７８,７９が設けられていることか
ら、自動変速機の軸方向の長さが長くなっている。した
がって、前述の公報の自動変速機では、シールリングに
よる軸方向長さの長大化のため、前述のように厳しく求
められている自動変速機のコンパクト化がさらに一層妨
げられている。Further, since it is necessary to seal the front and rear sides of the opening end of the radial oil passage for introducing the high-pressure hydraulic oil to the hydraulic servo, generally two seal rings are required, and the automatic transmission is correspondingly required. The length in the axial direction of will have to be increased. In the conventional example shown in FIG. 6, although only four seal rings are originally required for the two radial oil passages 75, 76, only three seal rings 77, 78, 79 are provided. It's not, but this is 2
Needless to say, one seal ring is omitted because two oil passages 75 and 76 are provided adjacent to each other and one seal ring is common to both oil passages 75 and 76. Yes. Therefore, in the automatic transmission of FIG. 6, the length of the automatic transmission in the axial direction is shortened by the amount of one seal ring omitted, but nonetheless, the three seal rings 77, 78, 79 are not provided. Since it is provided, the axial length of the automatic transmission is long. Therefore, in the automatic transmission of the above-mentioned publication, the axial length of the seal ring is increased, which further hinders the strict demand for compactness of the automatic transmission as described above.
【００１２】しかも、前述の従来の自動変速機では、シ
ールリングが多く設けられることから、入力軸等の回転
に対してこれらのシールリングの引きずりトルクが大き
いものとなる。このため、自動変速機の機械効率が更に
良好ではないものとなっている。Moreover, in the above-described conventional automatic transmission, since many seal rings are provided, the drag torque of these seal rings becomes large with respect to the rotation of the input shaft and the like. For this reason, the mechanical efficiency of the automatic transmission is less favorable.
【００１３】本発明は、このような事情に鑑みてなされ
たものであって、その目的は、入力軸に作用するスラス
ト力を軽減できるようにして、他のスラストベアリング
に過剰な負荷をかけることなく、特定のスラストベアリ
ングに作用するスラスト力を軽減するとともに、更にシ
ールリングの数を削減できるようにして、シールリング
による引きずりトルクを小さくすることにより、自動変
速機のより一層のコンパクト化を図るとともに、機械効
率を向上することのできる自動変速機を提供することで
ある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to reduce the thrust force acting on the input shaft and to apply an excessive load to another thrust bearing. Instead, the thrust force acting on a specific thrust bearing is reduced, and the number of seal rings can be further reduced to reduce the drag torque due to the seal rings, thereby making the automatic transmission more compact. At the same time, it is to provide an automatic transmission capable of improving mechanical efficiency.
【００１４】[0014]
【課題を解決するための手段】前述の課題を解決するた
めに、請求項１の発明は、はすば歯車を有する一組以上
の歯車組と、作動油の給排により係合または解放するこ
とにより、前記歯車組のいずれかの構成要素への入力軸
からの入力トルクの伝達を制御するかまたは前記歯車組
のいずれかの構成要素の固定部材への固定を制御する一
以上の摩擦係合要素と、前記入力軸の内部に設けられ、
前記摩擦係合要素の一つの摩擦係合要素に対して作動油
を給排するための油路と、前記一つの摩擦係合要素の係
合による前記入力トルクの伝達時に前記歯車組で発生し
たスラスト力が前記入力軸を介して支持されるスラスト
ベアリングとを備えている自動変速機において、作動油
が前記油路を通じて前記一つの摩擦係合要素へ供給され
たとき、この作動油の油圧が前記入力軸の端面に作用す
ることによりこの入力軸に発生する力の方向が、前記歯
車組で発生したスラスト力の方向と対向するように設定
されていることを特徴としている。In order to solve the above-mentioned problems, the invention of claim 1 engages or disengages with one or more gear sets having helical gears by supplying and discharging hydraulic oil. One or more friction members that control the transmission of the input torque from the input shaft to any of the components of the gear set or the locking of any of the components of the gear set to the stationary member. A coupling element and provided inside the input shaft,
An oil passage for supplying / discharging hydraulic oil to / from one of the friction engagement elements, and the gear set generated when the input torque is transmitted by engagement of the one friction engagement element In an automatic transmission including a thrust bearing in which a thrust force is supported via the input shaft, when hydraulic oil is supplied to the one frictional engagement element through the oil passage, the hydraulic pressure of the hydraulic oil is increased. It is characterized in that the direction of the force generated on the input shaft by acting on the end surface of the input shaft is set to oppose the direction of the thrust force generated by the gear set.
【００１５】また請求項２の発明は、前記油路は前記入
力軸の端面に開口するようにして設けられており、作動
油が前記入力軸の端面から前記油路を通じて前記一つの
摩擦係合要素へ供給されるとき、この作動油の油圧が前
記入力軸の端面に作用するようになっていることを特徴
としている。According to a second aspect of the present invention, the oil passage is provided so as to open to the end face of the input shaft, and the hydraulic oil is applied to the one frictional engagement from the end face of the input shaft through the oil passage. When supplied to the element, the hydraulic pressure of this hydraulic oil acts on the end surface of the input shaft.
【００１６】更に請求項３の発明は、前記油路が開口す
る前記入力軸の端面側の端部に、前記入力軸の端面から
供給される作動油をシールするシールリングが１本設け
られていることを特徴としている。Further, according to a third aspect of the present invention, a seal ring is provided at an end portion of the input shaft where the oil passage is open, the end portion being closer to the end surface of the input shaft so as to seal the working oil supplied from the end surface of the input shaft. It is characterized by being.
【００１７】更に請求項４の発明は、前記入力軸に作用
する作動油が供給される前記一つの摩擦係合要素が、前
記入力トルクが伝達される前記歯車組の構成要素と前記
入力軸とを連結制御するクラッチであり、前記スラスト
ベアリングが、このクラッチのハブと自動変速機のケー
スとの間に介設されていることを特徴としている。Further, the invention of claim 4 is characterized in that the one frictional engagement element to which hydraulic oil acting on the input shaft is supplied is the component of the gear set to which the input torque is transmitted and the input shaft. Is a clutch for connecting and controlling the clutch, and the thrust bearing is interposed between the hub of the clutch and the case of the automatic transmission.
【００１８】更に請求項５の発明は、前記入力トルクの
伝達時に前記入力軸を介して前記スラストベアリングに
支持されるスラスト力と、作動油が前記油路を通じて前
記一つの摩擦係合要素へ供給されたとき、前記入力軸の
端面に作用することにより前記入力軸に発生する力と
が、同一方向でかつ同時に発生することがないように設
定されていることことを特徴としている。更に請求項６
の発明は、前記一つの摩擦係合要素は前進最高速段以外
の変速段で係合するクラッチであることを特徴としてい
る。Further, in the invention of claim 5, when the input torque is transmitted, the thrust force supported by the thrust bearing via the input shaft and the hydraulic oil are supplied to the one friction engagement element through the oil passage. In this case, the force generated on the input shaft by acting on the end surface of the input shaft is set so as not to be generated in the same direction and at the same time. Further claim 6
The invention of (1) is characterized in that the one frictional engagement element is a clutch that engages at a shift speed other than the forward maximum speed.
【００１９】更に請求項７の発明は、前記歯車組が、第
１サンギヤと、この第１サンギヤに噛合するショートピ
ニオンおよびこのショートピニオンに噛合するロングピ
ニオンをそれぞれ回転自在に支持するキャリヤと、前記
ロングピニオンに噛合するリングギヤと、前記ロングピ
ニオンに噛合する第２サンギヤとからなり、前記第１サ
ンギヤは第１クラッチを介して入力軸に連結可能であ
り、前記キャリヤは第２クラッチを介して入力軸に連結
可能であるとともに、前記第２係止手段により自動変速
機のケースに係止可能であり、前記リングギヤは自動変
速機の出力部材に連結されており、前記第２サンギヤが
第３クラッチを介して入力軸に連結可能であるととも
に、前記第１係止手段により前記ケースに係止可能であ
り、前記一つの摩擦係合要素が前記第１クラッチである
ことを特徴としている。According to a seventh aspect of the invention, the gear set includes a first sun gear, a carrier that rotatably supports a short pinion that meshes with the first sun gear, and a long pinion that meshes with the short pinion, and It comprises a ring gear meshing with a long pinion and a second sun gear meshing with the long pinion, the first sun gear is connectable to an input shaft via a first clutch, and the carrier is input via a second clutch. The ring gear is connectable to the shaft and the case of the automatic transmission by the second engaging means, the ring gear is connected to an output member of the automatic transmission, and the second sun gear is the third clutch. Via the first shaft, and can be locked to the case by the first locking means. It is characterized in that the element is in the first clutch.
【００２０】[0020]
【作用および効果】このように構成された本発明の自動
変速機においては、作動油が一つの摩擦係合要素に入力
軸内に設けられた油路を介して供給されことでこの一つ
の摩擦係合要素が係合するが、この係合時に、はすば歯
車を有する歯車組にスラスト力が発生し、このスラスト
力は入力軸を介してスラストベアリングで支持される。
このとき、一つの摩擦係合要素に供給される作動油の油
圧が入力軸の端面に作用して、この入力軸にスラストベ
アリングで支持されるスラスト力と対向する力が発生す
るようになる。したがって、スラストベアリングで支持
されるスラスト力はこの入力軸の端面に作用する油圧に
よる力によって低減され、スラストベアリングの負荷が
軽減されるようになる。In the automatic transmission according to the present invention having the above-described structure, the hydraulic oil is supplied to one friction engagement element through the oil passage provided in the input shaft, so that one friction The engaging element engages, but at the time of this engaging, a thrust force is generated in the gear set having the helical gear, and the thrust force is supported by the thrust bearing via the input shaft.
At this time, the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to one friction engagement element acts on the end surface of the input shaft, and a force opposing the thrust force supported by the thrust bearing is generated on the input shaft. Therefore, the thrust force supported by the thrust bearing is reduced by the hydraulic force acting on the end surface of the input shaft, and the load on the thrust bearing is reduced.
【００２１】これにより、スラストベアリングを従来の
自動変速機に比べて小型にでき、自動変速機のコンパク
ト化を一段と図ることができるようになるとともに、ス
ラストベアリングの耐久性を向上させることができる。
特に、前進変速段時に係合する摩擦係合要素に供給され
る作動油の油圧によって入力軸に生じる力の方向とその
前進変速段時に入力軸に作用するスラスト力の方向とを
対向させるようにすることにより、使用頻度が高くかつ
高速回転をする前進変速段においてスラストベアリング
の負荷を効果的に軽減することができ、スラストベアリ
ングの耐久性を向上させることができる。As a result, the thrust bearing can be made smaller than the conventional automatic transmission, the automatic transmission can be made more compact, and the durability of the thrust bearing can be improved.
In particular, the direction of the force generated on the input shaft by the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the friction engagement element that is engaged during the forward shift stage and the direction of the thrust force acting on the input shaft during the forward shift stage are opposed to each other. By doing so, it is possible to effectively reduce the load on the thrust bearing in the forward shift stage that is frequently used and rotates at high speed, and it is possible to improve the durability of the thrust bearing.
【００２２】また、スラストベアリングの負荷を効果的
に軽減できることから、スラストベアリングにおける損
失トルクを小さくできるので、自動変速機の機械効率を
向上させることができ、その結果、燃費の低減や駆動輪
の駆動トルクの増大等のエネルギの消費を無駄なく有効
に行うことができる。Further, since the load on the thrust bearing can be effectively reduced, the loss torque in the thrust bearing can be reduced, so that the mechanical efficiency of the automatic transmission can be improved, and as a result, the fuel consumption can be reduced and the drive wheels can be reduced. Energy consumption such as an increase in driving torque can be effectively performed without waste.
【００２３】特に、これらの作用効果に加えて、請求項
２の発明においては、摩擦係合要素への作動油の供給
を、入力軸の端面からこの入力軸内の油路を通じて直接
行うことができるようになる。これにより、シール構造
が簡単になる。その場合、請求項３の発明においては、
入力軸の端面側の端部に１本のシールリングを設けるだ
けで済ませることができる。これにより、一つの摩擦係
合要素への供給油路の前後に２本のシールリングを必要
としなく、シールリングの１本化を図ることができ、そ
の分、自動変速機の全長をコンパクトにできる。In particular, in addition to these effects, in the invention of claim 2, the working oil is supplied to the friction engagement element directly from the end face of the input shaft through the oil passage in the input shaft. become able to. This simplifies the seal structure. In that case, in the invention of claim 3,
It suffices to provide only one seal ring at the end portion on the end face side of the input shaft. As a result, two seal rings are not required before and after the oil passage to one friction engagement element, and a single seal ring can be achieved, and the total length of the automatic transmission can be reduced accordingly. it can.
【００２４】更に、請求項４の発明においては、スラス
トベアリングがケースとクラッチハブとの間に設けられ
ているが、その場合ケースは常に停止状態にあり、入力
軸の回転がそのままこのスラストベアリングのアウタレ
ースとインナーレースとの間の相対速度となるため、こ
の相対速度はきわめて大きな速度となる。このため、ス
ラストベアリングは常に過酷な条件で使用されることに
なり、このような過酷な条件で使用されるスラストベア
リングの負荷を前述のように低減することは、スラスト
ベアリングの耐久性および自動変速機の機械効率を、と
もに更に一層効果的に向上させることができる。Further, in the invention of claim 4, the thrust bearing is provided between the case and the clutch hub, but in that case, the case is always in a stopped state, and the rotation of the input shaft is kept unchanged. Since this is the relative speed between the outer race and the inner race, this relative speed is extremely large. For this reason, the thrust bearing is always used under severe conditions, and reducing the load of the thrust bearing used under such severe conditions as described above is effective for durability of the thrust bearing and automatic transmission. The mechanical efficiency of the machine can both be further effectively improved.
【００２５】更に、請求項５の発明においては、油圧に
より入力軸に発生する力とスラストベアリングに支持さ
れるスラスト力とが同一方向にかつ同時に発生しないた
め、一部のスラストベアリングに過剰な負荷が加えられ
ることを防止できる。これにより、油圧による力とスラ
スト力との同一方向、同時発生のための対策を講じる必
要がないので、自動変速機のコンパクト化をより確実に
行うことができるようになる。更に、請求項６の発明に
おいては、前進最高速段以外の変速段時に入力軸に大き
なスラスト力が発生するが、この前進最高速段以外の変
速段では摩擦係合要素であるクラッチが係合するので、
このクラッチに供給される作動油の高圧の油圧が入力軸
の端面に前述のスラスト力に対向するようにして作用す
る。これにより、入力軸に加えられるスラスト力がより
効果的に低減できるようになる。その場合、前進最高速
段では、スラスト力の低減効果は小さくなるが、他の前
進変速段の場合に比較してスラスト力が最小であるた
め、低速段よりはスラスト力の低減を必要としないの
で、スラスト力の低減効果が小さくても支障はない。Further, in the invention of claim 5, the force generated on the input shaft by the hydraulic pressure and the thrust force supported by the thrust bearing do not occur in the same direction and at the same time, so that an excessive load is applied to some thrust bearings. Can be prevented from being added. As a result, it is not necessary to take measures to generate the hydraulic force and the thrust force in the same direction and at the same time, so that the automatic transmission can be made more compact. Further, in the invention of claim 6, a large thrust force is generated in the input shaft at a shift stage other than the forward maximum speed stage, but at a shift stage other than the forward maximum speed stage, the clutch which is a friction engagement element is engaged. Because
The high hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the clutch acts on the end surface of the input shaft so as to oppose the thrust force. As a result, the thrust force applied to the input shaft can be reduced more effectively. In that case, the effect of reducing the thrust force is smaller at the highest forward speed, but the thrust force is smaller than that at the other forward speeds, so the thrust force need not be reduced as compared to the lower speed. Therefore, there is no problem even if the effect of reducing the thrust force is small.
【００２６】更に、請求項７の発明においては、自動変
速機がいわゆるラビニヨ型自動変速機となっている。こ
の自動変速機では、前進最高速段以外の変速段で係合す
る第１クラッチを介して入力軸と第１サンギヤとが連結
されるので、スラスト力の大きい前進低速段では、第１
クラッチに供給される作動油の高圧の油圧によりスラス
トベアリングに係る負荷をより効果的に軽減できるよう
になる。その場合、請求項６の発明と同様に、前進最高
速段ではスラスト力の低減効果は小さいが、他の前進変
速段よりはスラスト力の低減を必要としないので、この
ようにスラスト力の低減効果が小さくても支障はない。Further, in the invention of claim 7, the automatic transmission is a so-called Ravigneaux type automatic transmission. In this automatic transmission, since the input shaft and the first sun gear are connected via the first clutch that engages at a shift speed other than the maximum forward speed, the first forward speed at the low forward speed having a large thrust force.
The high pressure of the hydraulic oil supplied to the clutch can more effectively reduce the load on the thrust bearing. In that case, similarly to the invention of claim 6, the effect of reducing the thrust force is small at the maximum forward speed, but the thrust force is not required to be reduced as compared to the other forward speeds, and thus the thrust force is reduced in this way. Even if the effect is small, there is no problem.
【００２７】このように、前進最高速段以外の、スラス
ト力の大きい低速段では、スラスト力が低減され、スラ
スト力の小さい前進最高速段ではスラスト力が低減され
ないので、前進時にはスラスト力の変動幅が小さくな
る。したがって、前進時の全変速段を通じて、スラスト
ベアリングにかかる負荷を安定化でき、その結果、従来
のようにスラストベアリングの容量を、発生する最大ス
ラスト力に対応させて大きく設定する必要はなく、より
小さな適切な容量のスラストベアリングを選択すること
ができる。こうして、ラビニヨ型自動変速機の特徴であ
る軽量コンパクト性を効果的に活かすことができるよう
になる。As described above, the thrust force is reduced in the low speed stages having large thrust force other than the highest forward speed stage, and the thrust force is not reduced in the highest forward speed stage having small thrust force. The width becomes smaller. Therefore, the load applied to the thrust bearing can be stabilized throughout all the shift speeds when moving forward, and as a result, it is not necessary to set the thrust bearing capacity to a large value corresponding to the maximum thrust force generated as in the conventional case. It is possible to choose a thrust bearing of small appropriate capacity. In this way, it is possible to effectively utilize the lightweight and compactness that is a feature of the Ravigneaux type automatic transmission.
【００２８】[0028]
【発明の実施の形態】以下、図面を用いて本発明の実施
の形態を説明する。図１は、本発明の自動変速機の実施
の形態の一例を示す断面図、図２はこの自動変速機を模
式的に示すスケルトン図、図３はこの自動変速機の各要
素の各レンジでの作動状態を示す図である。なお、図３
において、○は係合を表し、×は非係合を表している。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. FIG. 1 is a sectional view showing an example of an embodiment of an automatic transmission of the present invention, FIG. 2 is a skeleton diagram schematically showing this automatic transmission, and FIG. 3 is a range of each element of this automatic transmission. It is a figure which shows the operating state of. Note that FIG.
In the table, ◯ represents engagement, and x represents non-engagement.
【００２９】図１および図２に示すように、本例の自動
変速機Ａは、エンジンクランク軸１に整列する第１軸の
入力軸２、第２軸のカウンタ軸３および第３軸のアクス
ル軸４ａ,４ｂの３軸を有しており、入力軸２上にはロ
ックアップクラッチ（Ｌ／Ｃ）５を有するトルクコンバ
ータ６および自動変速機構７が配設され、またカウンタ
軸３上にはカウンタ機構８が配設され、更にアクスル軸
４ａ,４ｂ上にはディファレンシャル装置９が配設され
ている。As shown in FIGS. 1 and 2, the automatic transmission A of this embodiment has a first shaft input shaft 2, a second shaft counter shaft 3, and a third shaft axle which are aligned with an engine crankshaft 1. The input shaft 2 is provided with a torque converter 6 having a lock-up clutch (L / C) 5 and an automatic transmission mechanism 7, and the counter shaft 3 is provided with three shafts 4a and 4b. A counter mechanism 8 is provided, and a differential device 9 is provided on the axle shafts 4a and 4b.
【００３０】自動変速機構７は、本発明の歯車組の１つ
を構成する遊星歯車機構を備えており、この遊星歯車機
構はシングルプラネタリギヤ１０およびデュアルプラネ
タリギヤ１１とを組み合わせたラビニヨタイプのプラネ
タリギヤユニット１２を備えている。このプラネタリギ
ヤユニット１２においては、シングルプラネタリギヤ１
０の第２サンギヤＳ２に噛合するピニオンとデュアルプ
ラネタリギヤ１１のリングギヤＲ１およびデュアルプラ
ネタリギヤ１１のショートピニオンＰ１にそれぞれ噛合
するデュアルプラネタリギヤ１１のピニオンとが、共通
のロングピニオンＰとして一体に構成されている。ま
た、ショートピニオンＰ１はデュアルプラネタリギヤ１
１の第１サンギヤＳ１に噛合されている。更に、ロング
ピニオンＰおよびショートピニオンＰ１を回転自在に支
持するキャリヤが両プラネタリギヤ１０,１１の共通の
キャリヤＣＲとして一体に構成されている。更に、デュ
アルプラネタリギヤ１１の第１サンギヤ１は入力軸２の
外周に相対回転可能に支持される第１中空軸１３に一体
に形成されているとともに、シングルプラネタリギヤ１
０の第２サンギヤＳ２は第１中空軸１３の外周に支持さ
れる第２中空軸１４に一体に形成されている。The automatic transmission mechanism 7 is provided with a planetary gear mechanism that constitutes one of the gear sets of the present invention. This planetary gear mechanism includes a Ravigneaux type planetary gear unit 12 in which a single planetary gear 10 and a dual planetary gear 11 are combined. I have it. In this planetary gear unit 12, the single planetary gear 1
The pinion that meshes with the second sun gear S2 of 0 and the pinion of the dual planetary gear 11 that meshes with the ring gear R1 of the dual planetary gear 11 and the short pinion P1 of the dual planetary gear 11 are integrally configured as a common long pinion P. The short pinion P1 is the dual planetary gear 1
It is meshed with the first sun gear S1. Further, a carrier that rotatably supports the long pinion P and the short pinion P1 is integrally configured as a common carrier CR for both planetary gears 10 and 11. Further, the first sun gear 1 of the dual planetary gear 11 is integrally formed with the first hollow shaft 13 which is rotatably supported on the outer periphery of the input shaft 2, and the single planetary gear 1
The second sun gear S2 of 0 is integrally formed with the second hollow shaft 14 supported on the outer periphery of the first hollow shaft 13.
【００３１】そして、入力軸２と第１中空軸１３すなわ
ちデュアルプラネタリギヤ１１の第１サンギヤＳ１とが
第１の（フォワード）クラッチＣ１を介して連結されて
おり、また入力軸２と第２中空軸１４すなわちシングル
プラネタリギヤ１０の第２サンギヤＳ２とが第３の（リ
バース）クラッチＣ３を介して連結されている。また、
第２サンギヤＳ２が第１のブレーキＢ１によりケース１
５に係止可能にされているとともに、その一方向回転時
に、第１のワンウェイクラッチＦ１およびこのワンウェ
イクラッチＦ１に直列的に配設された第２のブレーキＢ
２によりケース１５に係止されるようになっている。The input shaft 2 and the first hollow shaft 13, that is, the first sun gear S1 of the dual planetary gear 11 are connected via the first (forward) clutch C1, and the input shaft 2 and the second hollow shaft are connected. 14, that is, the second sun gear S2 of the single planetary gear 10 is connected via a third (reverse) clutch C3. Also,
The second sun gear S2 has the case 1 by the first brake B1.
The first one-way clutch F1 and the second brake B arranged in series with the one-way clutch F1 while being capable of being locked to the first direction clutch F5.
It is adapted to be locked to the case 15 by 2.
【００３２】更に、キャリヤＣＲが第２のクラッチＣ２
を介して入力軸２に連結されているとともに、第３のブ
レーキＢ３によりケース１５に係止可能にされており、
しかもその一方向回転時に、第３のブレーキＢ３に並列
的に配設された第２のワンウェイクラッチＦ２によりケ
ース１５に係止されるようになっている。そして、デュ
アルプラネタリギヤ１１のリングギヤＲ１がケース１５
に回転可能に支持されているカウンタドライブギヤ１６
に連結されており、このカウンタドライブギヤ１６が自
動変速機構７の出力部材となっている。Further, the carrier CR has a second clutch C2.
Is connected to the input shaft 2 via a third brake B3, and can be locked to the case 15 by the third brake B3.
Moreover, when it is rotated in one direction, it is locked to the case 15 by the second one-way clutch F2 arranged in parallel with the third brake B3. Then, the ring gear R1 of the dual planetary gear 11 is the case 15
Counter drive gear 16 rotatably supported by
The counter drive gear 16 serves as an output member of the automatic transmission mechanism 7.
【００３３】以上のことから明らかなように、本発明の
固定部材は自動変速機のケース１５に対応し、また第１
係止手段は第１のブレーキＢ１に対応し、更に第２係止
手段は第３のブレーキＢ３に対応している。As is apparent from the above, the fixing member of the present invention corresponds to the case 15 of the automatic transmission, and the first member
The locking means corresponds to the first brake B1, and the second locking means corresponds to the third brake B3.
【００３４】また、カウンタ機構８は、カウンタ軸３に
支持された、カウンタドライブギヤ１６に噛合するカウ
ンタドリブンギヤ１７および同じくカウンタ軸３に支持
された、このカウンタ機構８の出力部材となる減速ギヤ
１８を備えている。The counter mechanism 8 has a counter driven gear 17 which is supported by the counter shaft 3 and meshes with the counter drive gear 16, and a reduction gear 18 which is also supported by the counter shaft 3 and serves as an output member of the counter mechanism 8. Is equipped with.
【００３５】また、ディファレンシャル装置９はギヤマ
ウントケースとなるデフキャリヤ１９および左右サイド
ギヤ２０ａ,２０ｂを備えている。このデフキャリヤ１
９にはリングギヤ２１が固定されており、このリングギ
ヤ２１がカウンタ機構８の減速ギヤ１８と噛合して最終
減速機構を構成している。また、左右サイドギヤ２０
ａ,２０ｂがそれぞれ左右アクスル軸４ａ,４ｂに連結さ
れている。そして、前述の各ギヤＳ１,Ｓ２,Ｐ,Ｐ１,Ｒ
１,１６,１７,１８,２１は、いずれも、はすば歯車から
形成されている。The differential device 9 also includes a differential carrier 19 which serves as a gear mount case and left and right side gears 20a and 20b. This differential carrier 1
A ring gear 21 is fixed to 9, and the ring gear 21 meshes with the reduction gear 18 of the counter mechanism 8 to form a final reduction mechanism. Also, the left and right side gears 20
a and 20b are connected to the left and right axle shafts 4a and 4b, respectively. Then, the above-mentioned respective gears S1, S2, P, P1, R
Each of 1, 16, 17, 18, and 21 is formed of a helical gear.
【００３６】このように構成された自動変速機Ａは、図
示しないマニュアルシフト弁による設定されるＰ,Ｒ,
Ｎ,Ｄ,２,Ｌの各レンジにて、図示しない油圧制御回路
における各ソレノイドバルブのオン・オフ信号の組み合
わせにより、図３に示すように各クラッチＣ１〜Ｃ３、
各ブレーキＢ１〜Ｂ３および各ワンウェイクラッチＦ１
〜Ｆ２の各レンジに対応するものが係合して、それぞれ
各レンジＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄレンジにおける各変速段１ＳＴ
〜４ＴＨ、２レンジにおける各変速段１ＳＴ〜３ＲＤ、
およびＬレンジにおける各変速段１ＳＴ〜（３ＲＤ）が
得られるようになっている。The automatic transmission A thus constructed has P, R, and P set by a manual shift valve (not shown).
In each range of N, D, 2 and L, each clutch C1 to C3, as shown in FIG. 3, is obtained by a combination of ON / OFF signals of solenoid valves in a hydraulic control circuit (not shown).
Each brake B1 to B3 and each one-way clutch F1
~ F2 corresponding to each range is engaged, and each shift stage 1ST in each range P, R, N, D range
~ 4TH, each shift stage 1ST ~ 3RD in 2 ranges,
And each shift speed 1ST to (3RD) in the L range can be obtained.
【００３７】以下にその動作について説明する。
Ｉ. ドライブレンジ（Ｄレンジ）
Ｎ→Ｄシフトを行うために、マニュアルシフト弁がドラ
イブレンジ（Ｄレンジ）の位置に設定される。Ｄレンジ
における１速状態においては、第１のクラッチＣ１が係
合されるとともに、第２のワンウェイクラッチＦ２が係
合される。この状態では、入力軸２の回転が第１のクラ
ッチＣ１を介して第１サンギヤＳ１に伝達されるととも
に、更にショートピニオンＰ１に伝達され、更にこのシ
ョートピニオンＰ１の回転がロングピニオンＰに伝達さ
れる。このとき、ロングピニオンＰは第２サンギヤＳ２
を空転させながら正方向に回転する。また、ロングピニ
オンＰの回転により、共通のキャリヤＣＲが逆方向に回
転しようとするが、第２のワンウェイクラッチＦ２がキ
ャリヤＣＲをその逆方向回転に対してケース１５に係止
させるので、キャリヤＣＲは回転を阻止される。このた
め、リングギヤＲ１が正方向に大きく減速回転され、こ
の回転がカウンタドライブギヤ１６から取り出されて、
カウンタ機構８のカウンタドリブンギヤ１７に伝達され
る。これにより、Ｄレンジの１速が達成される。The operation will be described below. I. Drive range (D range) In order to perform N → D shift, the manual shift valve is set to the drive range (D range) position. In the 1st speed state in the D range, the first clutch C1 is engaged and the second one-way clutch F2 is engaged. In this state, the rotation of the input shaft 2 is transmitted to the first sun gear S1 via the first clutch C1, further transmitted to the short pinion P1, and the rotation of the short pinion P1 is transmitted to the long pinion P. It At this time, the long pinion P is connected to the second sun gear S2.
Rotate in the positive direction while spinning. Also, due to the rotation of the long pinion P, the common carrier CR tries to rotate in the reverse direction, but the second one-way clutch F2 locks the carrier CR in the case 15 against the reverse rotation, so that the carrier CR is rotated. Is prevented from rotating. Therefore, the ring gear R1 is greatly decelerated and rotated in the positive direction, and this rotation is taken out from the counter drive gear 16,
It is transmitted to the counter driven gear 17 of the counter mechanism 8. As a result, the first speed in the D range is achieved.
【００３８】更にカウンタ機構８において、カウンタド
リブンギヤ１７の回転がカウンタ軸３を介して減速ギヤ
１８に伝達され、更にリングギヤ２１を介してディファ
レンシャル装置９のデフキャリヤ１９に減速されて伝達
される。そして、最後にこのデフキャリヤ１９の回転が
左右サイドギヤ２０ａ,２０ｂを介してそれぞれ左右ア
クスル軸４ａ,４ｂに伝達される。Further, in the counter mechanism 8, the rotation of the counter driven gear 17 is transmitted to the reduction gear 18 via the counter shaft 3 and further reduced to the differential carrier 19 of the differential device 9 via the ring gear 21. Finally, the rotation of the diff carrier 19 is transmitted to the left and right axle shafts 4a and 4b via the left and right side gears 20a and 20b, respectively.
【００３９】Ｄレンジにおける２速状態においては、第
１のクラッチＣ１の係合状態が保持される。また、第２
のブレーキＢ２が係合されるとともに、第１のワンウェ
イクラッチＦ１が係合される。この状態では、前述の１
速と同様に入力軸２の回転が、第１のクラッチＣ１、第
１サンギヤＳ１、およびショートピニオンＰ１を介して
ロングピニオンＰに伝達される。このロングピニオンＰ
の回転により、第２サンギヤＳ２が逆方向に回転しよう
とするが、第２のブレーキＢ２が係合されているととも
に、第１のワンウェイクラッチＦ１が逆方向の回転に対
して係合するので、第２サンギヤＳ２は回転を阻止され
る。このため、キャリヤＣＲが正方向に回転するととも
に、リングギヤＲ１が正方向に回転し、このリングギヤ
Ｒ１の回転がカウンタドライブギヤ１６から取り出され
ることにより、２速が達成される。In the second speed state in the D range, the engagement state of the first clutch C1 is maintained. Also, the second
The brake B2 is engaged and the first one-way clutch F1 is engaged. In this state,
Similarly to the speed, the rotation of the input shaft 2 is transmitted to the long pinion P via the first clutch C1, the first sun gear S1, and the short pinion P1. This long pinion P
The second sun gear S2 tends to rotate in the reverse direction due to the rotation of the second rotation gear B. However, since the second brake B2 is engaged and the first one-way clutch F1 is engaged in the reverse rotation, The second sun gear S2 is prevented from rotating. Therefore, the carrier CR rotates in the positive direction, the ring gear R1 rotates in the positive direction, and the rotation of the ring gear R1 is taken out from the counter drive gear 16, whereby the second speed is achieved.
【００４０】Ｄレンジにおける３速状態においては、第
１のクラッチＣ１の係合状態および第２のブレーキＢ２
の係合状態がそれぞれ保持される。更に、第２のクラッ
チＣ２が係合される。この状態では、入力軸２の回転が
第１のクラッチＣ１を介して第２サンギヤＳ２に伝達さ
れるだけでなく、第２のクラッチＣ２を介してキャリヤ
ＣＲに伝達される。このため、第１サンギヤＳ１とキャ
リヤＣＲとが正方向に一体に回転するので、ショートピ
ニオンＰ１およびロングピニオンＰがともにキャリヤＣ
Ｒ、第１サンギヤＳ１、および入力軸２と一体的に回転
するが、それぞれ自転はしない。このとき、第２のブレ
ーキＢ２が係合していても第１のワンウェイクラッチＦ
１が正方向回転に対して係合しないので、ロングピニオ
ンＰが入力軸２まわりに回転しかつ自転をしないことか
ら、第２サンギヤＳ２が正方向にロングピニオンＰと一
体に回転するとともに、リングギヤＲ１もロングピニオ
ンＰと一体に正方向に回転する。すなわち、リングギヤ
Ｒ１は入力軸２と一体に直結回転する。このリングギヤ
Ｒ１の回転がカウンタドライブギヤ１６から取り出され
ることにより、３速が達成される。In the third speed state in the D range, the engagement state of the first clutch C1 and the second brake B2 are set.
The respective engaged states are maintained. Further, the second clutch C2 is engaged. In this state, the rotation of the input shaft 2 is transmitted not only to the second sun gear S2 via the first clutch C1 but also to the carrier CR via the second clutch C2. Therefore, since the first sun gear S1 and the carrier CR rotate integrally in the positive direction, both the short pinion P1 and the long pinion P are in the carrier C.
The R, the first sun gear S1, and the input shaft 2 rotate integrally with each other, but do not rotate. At this time, even if the second brake B2 is engaged, the first one-way clutch F
Since 1 does not engage with the forward rotation, the long pinion P rotates about the input shaft 2 and does not rotate, so that the second sun gear S2 rotates in the forward direction together with the long pinion P and the ring gear. R1 also rotates in the forward direction together with the long pinion P. That is, the ring gear R1 directly rotates together with the input shaft 2. By extracting the rotation of the ring gear R1 from the counter drive gear 16, the third speed is achieved.
【００４１】前進最高速段であるＤレンジにおける４速
状態においては、第２のクラッチＣ２の係合状態および
第２のブレーキＢ２の係合状態がそれぞれ保持される。
また、第１のクラッチＣ１が解放されるとともに、第１
のブレーキＢ１が係合される。この状態では、入力軸２
の回転が第２のクラッチＣ２を介してキャリヤＣＲに伝
達されるが、第１サンギヤＳ１が入力軸２から遮断され
るので、入力軸２の回転は第１サンギヤＳ１には伝達さ
れない。したがって、キャリヤＣＲが入力軸２と一体に
回転するとともに、このキャリヤＣＲの回転により、ロ
ングピニオンＰおよびショートピニオンＰ１がともに入
力軸２まわりに回転する。このとき、第１のブレーキＢ
１が係合していて第２サンギヤＳ２が回転しなく、更に
第１サンギヤＳ１が入力軸２から遮断されてフリーとな
っているので、ロングピニオンＰおよびショートピニオ
ンＰ１がともに自転し、第１サンギヤＳ１が空転する。
ロングピニオンＰの入力軸２まわりの回転および自転に
より、リングギヤＲ１が入力軸２より高速度で正方向に
回転する。このリングギヤＲ１の回転がカウンタドライ
ブギヤ１６から取り出されることにより、入力軸２の回
転をオーバードライブした高速回転の４速が達成され
る。In the fourth speed state in the D range, which is the highest forward speed, the engagement state of the second clutch C2 and the engagement state of the second brake B2 are maintained.
Further, the first clutch C1 is released and the first clutch C1 is released.
Brake B1 is engaged. In this state, the input shaft 2
Is transmitted to the carrier CR via the second clutch C2, but the rotation of the input shaft 2 is not transmitted to the first sun gear S1 because the first sun gear S1 is disconnected from the input shaft 2. Therefore, the carrier CR rotates together with the input shaft 2, and the rotation of the carrier CR causes both the long pinion P and the short pinion P1 to rotate around the input shaft 2. At this time, the first brake B
1 is engaged, the second sun gear S2 does not rotate, and the first sun gear S1 is cut off from the input shaft 2 to be free, so that the long pinion P and the short pinion P1 both rotate, The sun gear S1 idles.
Due to the rotation and rotation of the long pinion P about the input shaft 2, the ring gear R1 rotates in the positive direction at a higher speed than the input shaft 2. By extracting the rotation of the ring gear R1 from the counter drive gear 16, the fourth speed, which is a high-speed rotation overdriving the rotation of the input shaft 2, is achieved.
【００４２】II. リバースレンジ（Ｒレンジ）
Ｎ→Ｒシフトを行うために、マニュアルシフト弁がリバ
ースレンジ（Ｒレンジ）の位置に設定される。II. Reverse range (R range) In order to perform the N → R shift, the manual shift valve is set to the reverse range (R range) position.
【００４３】Ｒレンジでは、第３のクラッチＣ３が係合
されるとともに、第３のブレーキＢ３がともに係合され
る。この状態では、キャリヤＣＲが第３のブレーキＢ３
の係合により固定されている。また、入力軸２の回転が
第３のクラッチＣ３を介して第２サンギヤＳ２に伝達さ
れる。この第２サンギヤＳ２の回転により、ロングピニ
オンＰが逆方向に回転するとともに、キャリヤＣＲが回
転しないのでリングギヤＲ１が逆方向に減速回転する。
このリングギヤＲ１の逆回転がカウンタドライブギヤ１
６に取り出される。In the R range, the third clutch C3 is engaged and the third brake B3 is also engaged. In this state, the carrier CR has the third brake B3.
It is fixed by the engagement of. Further, the rotation of the input shaft 2 is transmitted to the second sun gear S2 via the third clutch C3. Due to the rotation of the second sun gear S2, the long pinion P rotates in the opposite direction, and the ring gear R1 decelerates in the opposite direction because the carrier CR does not rotate.
Reverse rotation of this ring gear R1 causes counter drive gear 1
6 is taken out.
【００４４】III. パーキングレンジ（Ｐレンジ）およ
びニュートラルレンジ（Ｎレンジ）
マニュアルシフト弁がパーキングレンジ（Ｐレンジ）ま
たはニュートラルレンジ（Ｎレンジ）の位置にそれぞれ
設定される。III. Parking Range (P Range) and Neutral Range (N Range) The manual shift valve is set to the parking range (P range) or neutral range (N range) position, respectively.
【００４５】ＰレンジまたはＮレンジでは、いずれのク
ラッチ、いずれのブレーキ、およびいずれのワンウェイ
クラッチも係合されない。この状態では、入力軸２の回
転はカウンタギヤ１６には伝達されなく、アクスル軸４
ａ,４ｂは回転しない。In the P range or N range, neither clutch, any brake, nor any one-way clutch is engaged. In this state, the rotation of the input shaft 2 is not transmitted to the counter gear 16 and the axle shaft 4
a and 4b do not rotate.
【００４６】IV. セカンドレンジ（２レンジ）
マニュアルシフト弁がセカンドレンジ（２レンジ）の位
置に設定される。２レンジにおける１速状態において
は、前述のＤレンジの１速の場合とまったく同じであ
り、Ｄレンジの１速と同様の、２レンジでの１速が達成
される。また２レンジの２速状態においては、前述のＤ
レンジの２速の場合に更に第１のブレーキＢ１が係合さ
れる。この状態では、前述のＤレンジの２速の場合に対
して第２サンギヤＳ２が正、逆いずれの方向にも回転を
阻止される。これにより、２レンジでの２速が達成さ
れ、エンジンブレーキが作動するようになる。２レンジ
の３速状態においては、前述のＤレンジの３速の場合と
同じであり、Ｄレンジの３速と同様の、２レンジでの３
速が達成される。IV. Second range (2 range) The manual shift valve is set to the position of the second range (2 range). In the first speed state in the two ranges, it is exactly the same as the first speed in the D range, and the first speed in the two ranges is achieved like the first speed in the D range. Further, in the 2nd speed 2 range state, the above-mentioned D
In the case of the second speed in the range, the first brake B1 is further engaged. In this state, the second sun gear S2 is prevented from rotating in either the forward or reverse direction as compared with the case of the second speed in the D range. As a result, the second speed in the two ranges is achieved, and the engine brake is activated. The 3rd speed state of the 2nd range is the same as the 3rd speed of the D range, and the 3rd speed of the 2nd range is the same as the 3rd speed of the D range.
Speed is achieved.
【００４７】V. ローレンジ（Ｌレンジ）
マニュアルシフト弁がローレンジ（Ｌレンジ）の位置に
設定される。Ｌレンジにおける１速状態においては、前
述のＤレンジの１速の場合に更に第３のブレーキＢ３が
係合される。これにより、比較的大きなブレーキ力のエ
ンジンブレーキが作動するようになっている。またＬレ
ンジの２速状態においては、前述の２レンジの２速の場
合とまったく同じであり、２レンジの２速と同様の、Ｌ
レンジでの２速が達成され、エンジンブレーキが作動す
るようになっている。このエンジンブレーキのブレーキ
力はＬレンジの１速時のエンジンブレーキより小さい。
更にＬレンジの３速状態においては、前述の２レンジの
３速の場合とまったく同じであり、２レンジの３速と同
様の、Ｌレンジでの３速が達成される。V. Low Range (L Range) The manual shift valve is set to the low range (L range) position. In the first speed state in the L range, the third brake B3 is further engaged in the above-described first speed in the D range. As a result, the engine brake with a relatively large braking force is activated. Also, in the second speed state of the L range, it is exactly the same as the second speed of the two ranges described above, and the same L speed as the second speed of the two ranges is used.
The second speed in the range has been achieved and the engine brake is activated. The braking force of this engine brake is smaller than the engine brake at the first speed in the L range.
Further, in the 3rd speed state of the L range, it is exactly the same as the 3rd speed of the 2nd range, and the 3rd speed of the L range, which is the same as the 3rd speed of the 2nd range, is achieved.
【００４８】ところで、この例の自動変速機Ａにおいて
は、図４に示すように、自動変速機Ａのケース１５の軸
方向突出部１５ａに、入力軸２の後端部２ａが２個のベ
アリング２２,２３により回転自在に支持されている。
また、入力軸２の後端部２ａに設けられたフランジ部１
５ｂには、第３のクラッチＣ３の外径側クラッチハブ２
４が入力軸２と一体回転するように連結されている。こ
の外径側クラッチハブ２４はスラストベアリング２５を
介してケース１５に軸方向にかつ回転自在に支持されて
いるとともに、このスラストベアリング２５により、入
力軸２からの後方へのスラスト力が外径側クラッチハブ
２４を介して支持されるようになっている。By the way, in the automatic transmission A of this example, as shown in FIG. 4, the rear end portion 2a of the input shaft 2 has two bearings on the axial protruding portion 15a of the case 15 of the automatic transmission A. It is rotatably supported by 22 and 23.
Further, the flange portion 1 provided at the rear end portion 2a of the input shaft 2
5b includes an outer diameter side clutch hub 2 of the third clutch C3.
4 is connected to the input shaft 2 so as to rotate integrally therewith. The outer diameter side clutch hub 24 is axially and rotatably supported by the case 15 via a thrust bearing 25, and the thrust bearing 25 causes a rearward thrust force from the input shaft 2 to the outer diameter side. It is supported via the clutch hub 24.
【００４９】また第１中空軸１３には、第１のクラッチ
Ｃ１の内径側クラッチハブ２６が一体回転するように連
結されている。この第１中空軸１３と内径側クラッチハ
ブ２６との連結部は、スラストベアリング２７を介して
入力軸２のフランジ部２ｂの段部２ｃに軸方向にかつ入
力軸２と相対回転自在に支持されているとともに、この
スラストベアリング２７により、第１サンギヤＳ１から
の後方へのスラスト力が第１中空軸１３を介して支持さ
れるようになっている。The inner diameter side clutch hub 26 of the first clutch C1 is connected to the first hollow shaft 13 so as to rotate integrally therewith. The connecting portion between the first hollow shaft 13 and the inner diameter side clutch hub 26 is supported by a step portion 2c of the flange portion 2b of the input shaft 2 via a thrust bearing 27 so as to be rotatable in the axial direction and relative to the input shaft 2. In addition, the thrust bearing 27 supports the rearward thrust force from the first sun gear S1 via the first hollow shaft 13.
【００５０】更に第２中空軸１４には、第１のワンウェ
イクラッチＦ１のインナーレース２８が一体に設けられ
ており、このインナーレース２８は、スラストベアリン
グ２９を介して内径側クラッチハブ２６に軸方向にかつ
この内径側クラッチハブ２６と相対回転自在に支持され
ているとともに、このスラストベアリング２９により、
第２サンギヤＳ２からの後方へのスラスト力が第２中空
軸１４を介して支持されるようになっている。Further, an inner race 28 of the first one-way clutch F1 is integrally provided on the second hollow shaft 14, and the inner race 28 is axially attached to the inner diameter side clutch hub 26 via a thrust bearing 29. And is supported so as to be rotatable relative to the inner diameter side clutch hub 26, and by the thrust bearing 29,
The rearward thrust force from the second sun gear S2 is supported via the second hollow shaft 14.
【００５１】更にキャリヤＣＲが、スラストベアリング
３０を介してインナーレース２８に軸方向にかつこのイ
ンナーレース２８と相対回転自在に支持されているとと
もに、このスラストベアリング３０により、ショートピ
ニオンＰ１およびロングピニオンＰからの後方へのスラ
スト力がキャリヤＣＲを介して支持されるようになって
いる。Further, the carrier CR is axially supported by the inner race 28 via a thrust bearing 30 so as to be rotatable relative to the inner race 28, and by the thrust bearing 30, the short pinion P1 and the long pinion P. The rearward thrust force from the carrier is supported via the carrier CR.
【００５２】一方、入力軸２の後端部２ａには、この入
力軸２の後端から軸方向孔３１が穿設されているととも
に、この軸方向孔３１と第１のクラッチＣ１の油圧サー
ボ３２の油室３３とを連通する径方向孔３４が穿設され
ている。軸方向孔３１は、ケース１５に設けられた油路
３５を介して図示しない自動変速機の油圧制御装置に接
続されている。これらの軸方向孔３１と径方向孔３４と
は、油圧サーボ３２の油室３３に、油圧制御装置によっ
て制御された高圧の作動油を導入するための油路の一部
を形成している。また、入力軸２の後端部２ａの外周面
には、この外周面とベアリング２２との間をシールする
シールリング３６が設けられている。On the other hand, the rear end portion 2a of the input shaft 2 is provided with an axial hole 31 from the rear end of the input shaft 2, and the hydraulic servo of the axial hole 31 and the first clutch C1 is provided. A radial hole 34 that communicates with the oil chamber 33 of 32 is provided. The axial hole 31 is connected to an unillustrated hydraulic control device for an automatic transmission via an oil passage 35 provided in the case 15. The axial hole 31 and the radial hole 34 form part of an oil passage for introducing high-pressure hydraulic oil controlled by the hydraulic control device into the oil chamber 33 of the hydraulic servo 32. A seal ring 36 is provided on the outer peripheral surface of the rear end portion 2a of the input shaft 2 to seal between the outer peripheral surface and the bearing 22.
【００５３】更に、ケース１５の軸方向突出部１５ａに
は、軸方向孔３７が穿設されているとともに、この軸方
向孔３７と第３のクラッチＣ３の油圧サーボ３８の油室
３９とを連通する径方向孔４０が穿設されている。軸方
向孔３７は、ケース１５に設けられた油路４１を介して
同様に油圧制御装置に接続されている。これらの軸方向
孔３７と径方向孔４０とは、油圧サーボ３８の油室３９
に、油圧制御装置によって制御された高圧の作動油を導
入するための油路の一部を形成している。Further, the axial projecting portion 15a of the case 15 is provided with an axial hole 37, and the axial hole 37 communicates with the oil chamber 39 of the hydraulic servo 38 of the third clutch C3. A radial hole 40 is formed. The axial hole 37 is similarly connected to the hydraulic control device via an oil passage 41 provided in the case 15. The axial hole 37 and the radial hole 40 form an oil chamber 39 of the hydraulic servo 38.
Further, a part of an oil passage for introducing the high-pressure hydraulic oil controlled by the hydraulic control device is formed therein.
【００５４】また、軸方向突出部１５ａの外周面には、
径方向孔４０の開口端を挟んで前後に、この外周面と外
周側クラッチハブ２４との間をシールする２本のシール
リング４２,４３が設けられている。Further, on the outer peripheral surface of the axial protruding portion 15a,
Two seal rings 42 and 43 for sealing between the outer peripheral surface and the outer peripheral side clutch hub 24 are provided in front of and behind the opening end of the radial hole 40.
【００５５】このように構成された自動変速機Ａにおい
ては、Ｄレンジ１速ないし４速および後進の変速状態の
とき、各ギヤには図５に矢印で示すようなスラスト力が
発生する。すなわち、図５において１速状態では、第１
のクラッチＣ１と第２のワンウェイクラッチＦ２が係合
することから、第１サンギヤＳ１には太い矢印で示すよ
うに後方へのスラスト力ｆ1が発生する。このスラスト
力ｆ1は、前述のように第１中空軸１３、スラストベア
リング２７、入力軸２、および外周側クラッチハブ２４
を介して、スラストベアリング２５で支持される。しか
し、この１速状態では、第１のクラッチＣ１が係合され
ることから、第１のクラッチＣ１の油圧サーボ３２の油
室３３には、作動油が導入されている。この作動油の油
圧は、第１のクラッチＣ１が１速時係合することから高
圧に制御されている。そして、この作動油の高圧が入力
軸２の後端２ｄの端面に前方に向けて作用するようにな
り、その結果入力軸２には、シールリング３６によって
定まる有効受圧面積にこの作動油の油圧を乗じた力
ｆ1′が前方に向けて、すなわちスラスト力ｆ1に対向し
て作用することになる。その場合、力ｆ1′が力ｆ1より
小さくなるように、作動油の油圧および前述の有効受圧
面積が設定されている。In the automatic transmission A having the above-described structure, the thrust force as indicated by the arrow in FIG. That is, in FIG. 5, in the first speed state, the first
Since the first clutch C1 and the second one-way clutch F2 are engaged, a backward thrust force f 1 is generated in the first sun gear S1 as indicated by a thick arrow. This thrust force f 1 is applied to the first hollow shaft 13, the thrust bearing 27, the input shaft 2, and the outer peripheral side clutch hub 24 as described above.
Supported by the thrust bearing 25. However, in the first speed state, the first clutch C1 is engaged, so that the hydraulic oil is introduced into the oil chamber 33 of the hydraulic servo 32 of the first clutch C1. The hydraulic pressure of this hydraulic oil is controlled to a high pressure because the first clutch C1 is engaged at the first speed. Then, the high pressure of this hydraulic oil acts on the end surface of the rear end 2d of the input shaft 2 toward the front, and as a result, the hydraulic pressure of this hydraulic oil is applied to the input shaft 2 within the effective pressure receiving area determined by the seal ring 36. The force f 1 ′ multiplied by acts toward the front, that is, in opposition to the thrust force f 1 . In that case, the hydraulic pressure of the hydraulic oil and the above-mentioned effective pressure receiving area are set so that the force f 1 ′ becomes smaller than the force f 1 .
【００５６】したがって、入力軸２に作用する第１サン
ギヤＳ１からのスラスト力ｆ1は、この油圧による力
ｆ1′の分だけ相殺されるようになり、結局、スラスト
ベアリング２５が支持するスラスト力は（ｆ1−ｆ1′）
となって、大きく軽減される。Therefore, the thrust force f 1 from the first sun gear S1 acting on the input shaft 2 is offset by the hydraulic pressure force f 1 ′, and in the end, the thrust force supported by the thrust bearing 25. Is (f 1 −f 1 ′)
Will be greatly reduced.
【００５７】また同図において、２速状態では、第１の
クラッチＣ１、第２のブレーキＢ２、および第１のワン
ウェイクラッチＦ１が係合することから、第１サンギヤ
Ｓ１には、太い矢印で示すように後方へのスラスト力ｆ
2が発生する。このスラスト力ｆ2は、前述のようにスラ
ストベアリング２５で支持されるが、このとき１速と同
様に入力軸２の後端２ｄの端面に前方に向けて作用する
ので、油圧サーボ３２への作動油の油圧による力ｆ1′
の分だけ相殺されるようになり、結局、スラストベアリ
ング２５が支持するスラスト力は（ｆ2−ｆ1′）となっ
て、大きく軽減される。Further, in the figure, in the second speed state, the first clutch C1, the second brake B2, and the first one-way clutch F1 are engaged, so that the first sun gear S1 is indicated by a thick arrow. Thrust force f to the rear
2 occurs. This thrust force f 2 is supported by the thrust bearing 25 as described above. At this time, since it acts forward on the end face of the rear end 2d of the input shaft 2 as in the first speed, it acts on the hydraulic servo 32. Force f 1 ′ due to hydraulic pressure of hydraulic oil
The thrust force supported by the thrust bearing 25 is (f 2 −f 1 ′), which is greatly reduced.
【００５８】更に、３速状態では、第１のクラッチＣ１
および第２のクラッチｃ２が係合することから、第１サ
ンギヤＳ１には、太い矢印で示すように後方へのスラス
ト力ｆ3が発生する。このスラスト力ｆ3は、前述のよう
にスラストベアリング２５で支持されるが、このときも
１速と同様となり、結局、スラストベアリング２５が支
持するスラスト力は（ｆ3−ｆ1′）となって、大きく軽
減される。Further, in the third speed state, the first clutch C1
And since the second clutch c2 is engaged, the first sun gear S1, the thrust force f 3 backward is generated as indicated by a thick arrow. The thrust force f 3 is supported by the thrust bearing 25 as described above, but at this time, the thrust force f 3 is the same as in the first speed, and as a result, the thrust force supported by the thrust bearing 25 is (f 3 −f 1 ′). Greatly reduced.
【００５９】更に、前進最高速段である４速状態では、
第１のクラッチＣ１が解放され、また第２のクラッチＣ
２および第１のブレーキＢ１が係合することから、第２
サンギヤＳ２には、太い矢印で示すように後方へのスラ
スト力ｆ4が発生する。このスラスト力ｆ4は、第２中空
軸１４、インナーレース２８、スラストベアリング２
９、内周側クラッチハブ２６、スラストベアリング２
７、入力軸２、および外周側クラッチハブ２４を介して
スラストベアリング２５で支持される。この４速状態で
は、第１のクラッチＣ１が解放されることから、油圧サ
ーボ３２には高圧の作動油が導入されない。したがっ
て、入力軸２の端面に作用する前述の油圧による力
ｆ1′は入力軸２に発生しない。しかし、この４速時に
発生する第２サンギヤＳ２からのスラスト力ｆ4は、伝
達トルクが小さいため、比較的小さい値となっており、
結局、スラストベアリング２５が支持するスラスト力は
小さい。Further, in the forward fourth highest speed stage,
The first clutch C1 is released and the second clutch C
2 and the first brake B1 are engaged, the second
A backward thrust force f 4 is generated in the sun gear S2 as indicated by a thick arrow. The thrust force f 4 is applied to the second hollow shaft 14, the inner race 28, and the thrust bearing 2
9, inner circumference side clutch hub 26, thrust bearing 2
It is supported by the thrust bearing 25 via the 7, the input shaft 2, and the outer peripheral side clutch hub 24. In the fourth speed state, the first clutch C1 is released, so that high-pressure hydraulic oil is not introduced into the hydraulic servo 32. Therefore, the above-mentioned hydraulic force f 1 ′ acting on the end surface of the input shaft 2 is not generated on the input shaft 2. However, the thrust force f 4 from the second sun gear S2 generated at the 4th speed has a relatively small value because the transmission torque is small.
After all, the thrust force supported by the thrust bearing 25 is small.
【００６０】更に、後進時では、第３のクラッチＣ３お
よび第３のブレーキＢ３が係合することから、第２サン
ギヤＳ２には、太い矢印で示すように前方へのスラスト
力ｆrが発生する。このスラスト力ｆrは、第２中空軸１
４、インナーレース２８、およびスラストベアリング３
０を介してキャリヤＣＲに伝えられ、その後最終的に
は、図１に示す入力軸２の、第２のクラッチＣ２の外周
側クラッチハブ４４が連結されるフランジ部２ｅを介し
てスラストベアリング４５によって支持される。この後
進時は、第１のクラッチＣ１が係合されないことから、
入力軸２の後端２ｄに作用する油圧による力ｆ1′は発
生しないので、この後進時にスラストベアリング４５が
支持する前方へのスラスト力が助長されることはない。Further, when the vehicle is moving backward, the third clutch C3 and the third brake B3 are engaged, so that a forward thrust force fr is generated in the second sun gear S2 as indicated by a thick arrow. . This thrust force fr is applied to the second hollow shaft 1
4, inner race 28, and thrust bearing 3
0 to the carrier CR, and finally by the thrust bearing 45 via the flange portion 2e of the input shaft 2 shown in FIG. 1 to which the outer peripheral side clutch hub 44 of the second clutch C2 is coupled. Supported. During this reverse drive, the first clutch C1 is not engaged,
Since the hydraulic force f 1 ′ acting on the rear end 2d of the input shaft 2 is not generated, the forward thrust force supported by the thrust bearing 45 is not promoted during the reverse drive.
【００６１】なお、詳細な説明は省略するが、２レンジ
およびＬレンジでも、常に第１のクラッチＣ１が係合さ
れることから、入力軸２の後端２ｄに作用する高圧の油
圧による力ｆ1′が発生するので、その分、スラストベ
アリング２５が支持する後方へのスラスト力は軽減され
る。Although not described in detail, since the first clutch C1 is always engaged even in the 2 range and the L range, the force f due to the high hydraulic pressure acting on the rear end 2d of the input shaft 2 is generated. since 1 'is generated, correspondingly, thrust force of rearward thrust bearing 25 is supported is reduced.
【００６２】このように、スラストベアリング２５によ
って支持される後方へのスラスト力のうち、前進最高速
段以外の変速段である、Ｄレンジ１速ないし３速、２レ
ンジ、およびＬレンジにおいて発生する大きなスラスト
力が、入力軸２の後端２ｄに作用する高圧の油圧による
力ｆ1′によって常に軽減されるので、スラストベアリ
ング２５に作用する負荷を効果的に低減できる。これに
より、スラストベアリング２５を従来の自動変速機に比
べて小型にでき、自動変速機Ａのコンパクト化を一段と
図ることができるようになるとともに、スラストベアリ
ング２５の耐久性を向上させることができる。その場
合、自動変速機Ａはいわゆるラビニヨ型の自動変速機で
あるので、このラビニヨ型自動変速機の特徴の１つであ
る軽量コンパクト性を効果的に活かすことができるよう
になる。As described above, the rearward thrust force supported by the thrust bearing 25 is generated in the D range, the first to third speeds, the second range, and the L range, which are gear stages other than the forward maximum speed stage. Since the large thrust force is constantly reduced by the high pressure hydraulic force f 1 ′ acting on the rear end 2d of the input shaft 2, the load acting on the thrust bearing 25 can be effectively reduced. As a result, the thrust bearing 25 can be made smaller than the conventional automatic transmission, the automatic transmission A can be made more compact, and the durability of the thrust bearing 25 can be improved. In that case, since the automatic transmission A is a so-called Ravigneaux type automatic transmission, it is possible to effectively utilize the lightweight and compactness which is one of the features of the Ravigneaux type automatic transmission.
【００６３】また、スラストベアリング２５の負荷を低
減できることから、損失トルクを小さくできるので、自
動変速機Ａの機械効率を向上させることができ、その結
果燃費の低減や駆動輪の駆動トルクの増大等のエネルギ
の消費を無駄なく有効に行うことができる。Further, since the load on the thrust bearing 25 can be reduced, the loss torque can be reduced, so that the mechanical efficiency of the automatic transmission A can be improved, and as a result, the fuel consumption can be reduced and the drive torque of the drive wheels can be increased. The energy consumption can be effectively performed without waste.
【００６４】特に、前進最高速段であるＤレンジ４速段
以外の、後方へのスラスト力の大きい低速段ではスラス
ト力が低減され、後方へのスラスト力の小さい前進最高
速段ではスラスト力が低減されないので、前進時には後
方へのスラスト力の変動幅が小さくなる。したがって、
前進時の全変速段を通じて、スラストベアリング２５に
かかる負荷を安定化でき、その結果、従来のようにスラ
ストベアリングの容量を発生する最大スラスト力に対応
させて大きく設定する必要はなく、より小さな適切な容
量のスラストベアリングを選択することができる。In particular, except for the fourth forward speed of the D range, which is the highest forward speed, the thrust force is reduced at low speeds with large rearward thrust, and the thrust force is reduced at the highest forward speed with small rearward thrust. Since it is not reduced, the fluctuation range of the thrust force in the backward direction becomes small when moving forward. Therefore,
The load applied to the thrust bearing 25 can be stabilized through all the shift speeds during forward movement, and as a result, it is not necessary to set the thrust bearing capacity to a large value corresponding to the maximum thrust force generated as in the conventional case, but a smaller appropriate value. Thrust bearings with various capacities can be selected.
【００６５】しかも、スラストベアリング２５はケース
１５と外周側クラッチハブ２４との間に設けられている
が、その場合ケース１５は常に停止状態にあり、入力軸
２の回転がそのままこのスラストベアリング２５のアウ
タレースとインナーレースとの間の相対速度となるた
め、相対速度はきわめて大きな速度となる。このため、
スラストベアリング２５は常に過酷な条件で使用される
ことになり、このような過酷な条件で使用されるスラス
トベアリング２５の負荷を前述のように低減すること
は、スラストベアリング２５の耐久性および自動変速機
Ａの機械効率を、ともに更に一層効果的に向上させるこ
とができる。Further, the thrust bearing 25 is provided between the case 15 and the outer peripheral side clutch hub 24, but in that case, the case 15 is always in a stopped state, and the rotation of the input shaft 2 remains unchanged. Since the relative speed is between the outer race and the inner race, the relative speed is extremely high. For this reason,
The thrust bearing 25 is always used under severe conditions, and reducing the load of the thrust bearing 25 used under such severe conditions as described above is to improve the durability of the thrust bearing 25 and the automatic transmission. Both the mechanical efficiency of the machine A can be further effectively improved.
【００６６】また、第１のクラッチＣ１の油圧サーボ３
２への作動油の供給を、入力軸２の後端２ｄからこの入
力軸２内の軸方向孔３１および径方向孔３４とを通じて
直接行うことができるので、入力軸２の後端部２ａに１
本のシールリング３６を設けるだけで済ませることがで
きる。これにより、油圧サーボへの供給油路の前後に２
本のシールリングを必要としなく、シールリングの１本
化を図ることができ、その分、自動変速機Ａの全長をコ
ンパクトにできる。しかも、１本のシールリング３６が
径の比較的小さな入力軸２の後端部２ａに設けられてい
るので、シールリング３６における引きずりトルクが小
さくなる。したがって、これによっても損失トルクを小
さくできるので、自動変速機Ａの機械効率を更に向上さ
せることができる。Further, the hydraulic servo 3 of the first clutch C1
The hydraulic oil can be supplied to the rear end 2a of the input shaft 2 directly from the rear end 2d of the input shaft 2 through the axial hole 31 and the radial hole 34 in the input shaft 2. 1
All that is required is to provide the book seal ring 36. As a result, two lines are provided before and after the oil passage to the hydraulic servo.
A single seal ring can be achieved without the need for a book seal ring, and the entire length of the automatic transmission A can be made compact accordingly. Moreover, since one seal ring 36 is provided at the rear end portion 2a of the input shaft 2 having a relatively small diameter, the drag torque in the seal ring 36 becomes small. Therefore, the torque loss can be reduced also by this, and the mechanical efficiency of the automatic transmission A can be further improved.
【００６７】更に、後進時にはスラストベアリング４５
が支持する前方へのスラスト力が、入力軸２の後端２ｄ
に作用する油圧による力ｆ1′によって助長されないの
で、Ｄレンジ１ないし３速、２レンジ、およびＬレンジ
において、入力軸２の後端２ｄに、作動油の高圧を作用
させるようにしても、スラストベアリング４５に過剰な
負荷が加えられることを防止できる。これにより、油圧
による力とスラスト力との同一方向、同時発生のための
対策を講じる必要がないので、自動変速機Ａのコンパク
ト化をより確実に行うことができるようになる。Furthermore, the thrust bearing 45 is used during reverse travel.
The forward thrust force supported by the
Because it is not facilitated by the force f 1 'by the hydraulic pressure acting on, D range 1 to 3-speed, the 2-range and L-range, the rear end 2d of the input shaft 2, be caused to act on the high pressure hydraulic fluid, It is possible to prevent an excessive load from being applied to the thrust bearing 45. As a result, it is not necessary to take measures to generate the hydraulic force and the thrust force in the same direction and at the same time, so that the automatic transmission A can be made more compact.
【００６８】なお、前述の例では、前進最高速段以外の
変速段で係合する摩擦係合要素として、前進最高速段で
あるＤレンジ４速以外の前進時にはすべて係合する第１
のクラッチＣ１を用いているが、前進最高速段以外の変
速段で係合する摩擦係合要素は、前進最高速段以外の変
速段であれば、１つの変速段でのみ係合または係止する
クラッチあるいはブレーキを用いることもできる。In the above example, as the frictional engagement elements engaged at the shift speeds other than the forward maximum speed, the first engaging elements are all engaged at the forward speed except the D range fourth speed which is the maximum forward speed.
Although the clutch C1 of No. 1 is used, the frictional engagement element engaged at a shift speed other than the forward maximum speed is engaged or locked at only one shift speed as long as it is a shift speed other than the forward maximum speed. It is also possible to use a clutch or brake that operates.
【００６９】また、前述の例では本発明をラビニヨ型の
プラネタリギヤを有する自動変速機に適用して説明して
いるが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の
タイプのプラネタリギヤを有する自動変速機や、プラネ
タリギヤを有さない自動変速機等、はすば歯車を有しか
つ入力トルク伝達時に入力軸にスラスト力が作用するよ
うな自動変速機であれば、どのような自動変速機にも適
用することができる。Further, in the above-mentioned example, the present invention is described by being applied to an automatic transmission having a Ravigneaux type planetary gear, but the present invention is not limited to this and has other types of planetary gears. What kind of automatic transmission is an automatic transmission or an automatic transmission that does not have a planetary gear, as long as it has a helical gear and a thrust force acts on the input shaft during input torque transmission? Can also be applied to.
【図１】 本発明にかかる自動変速機の実施の形態の一
例を示す断面図である。FIG. 1 is a sectional view showing an example of an embodiment of an automatic transmission according to the present invention.
【図２】 図１に示す自動変速機を模式的に示すスケル
トン図である。FIG. 2 is a skeleton diagram schematically showing the automatic transmission shown in FIG.
【図３】 図１に示す自動変速機の各クラッチ、各ブレ
ーキ、および各ワンウェイクラッチの各レンジでの作動
状態を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing an operating state of each clutch, each brake, and each one-way clutch in each range of the automatic transmission shown in FIG.
【図４】 図１に示す自動変速機の後端部を詳細に示す
拡大断面図である。FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view showing in detail a rear end portion of the automatic transmission shown in FIG.
【図５】 図１に示す自動変速機の各変速段時に発生す
るスラスト力を説明する図である。5 is a diagram for explaining thrust forces generated at each shift speed of the automatic transmission shown in FIG.
【図６】 従来の自動変速機の一例の後端部を詳細に示
す拡大断面図である。FIG. 6 is an enlarged cross-sectional view showing in detail a rear end portion of an example of a conventional automatic transmission.
１…エンジンクランク軸、２…入力軸、２ａ…入力軸２
の後端部、２ｂ,２ｅ…入力軸２のフランジ部、２ｃ…
入力軸２の段部、２ｄ…入力軸２の後端面、３…カウン
タ軸、４ａ,４ｂ…アクスル軸、５…ロックアップクラ
ッチ（Ｌ／Ｃ）、６…トルクコンバータ、７…自動変速
機構、８…カウンタ機構、９…ディファレンシャル装
置、１０…シングルプラネタリギヤ、１１…デュアルプ
ラネタリギヤ、１２…プラネタリギヤユニット、１５…
ケース、１５ａ…軸方向突出部、１６…カウンタドライ
ブギヤ、１７…カウンタドリブンギヤ、２４…第３のク
ラッチＣ３の外径側クラッチハブ、２５,２７,２９,３
０…スラストベアリング、２６…第１のクラッチＣ１の
内径側クラッチハブ、３１,３７…軸方向孔、３２…第
１のクラッチＣ１の油圧サーボ、３３…第１のクラッチ
Ｃ１の油室、３４,４０…径方向孔、３６,４２,４３,４
５…シールリング、３８…第３のクラッチＣ３の油圧サ
ーボ、３９…第３のクラッチＣ３の油室、Ｃ１…第１の
（フォワード）クラッチ、Ｃ２…第２のクラッチ、Ｃ３
…第３の（リバース）クラッチ、Ｂ１…第１のブレー
キ、Ｂ２…第２のブレーキ、Ｂ３…第３のブレーキ、Ｆ
１…第１のワンウェイクラッチ、Ｆ２…第２のワンウェ
イクラッチ1 ... Engine crankshaft, 2 ... Input shaft, 2a ... Input shaft 2
Rear end portion, 2b, 2e ... Flange portion of input shaft 2, 2c ...
Step portion of the input shaft 2, 2d ... Rear end surface of the input shaft 2, 3 ... Counter shaft, 4a, 4b ... Axle shaft, 5 ... Lockup clutch (L / C), 6 ... Torque converter, 7 ... Automatic transmission mechanism, 8 ... Counter mechanism, 9 ... Differential device, 10 ... Single planetary gear, 11 ... Dual planetary gear, 12 ... Planetary gear unit, 15 ...
Case, 15a ... Axial protrusion, 16 ... Counter drive gear, 17 ... Counter driven gear, 24 ... Outer diameter side clutch hub of third clutch C3, 25, 27, 29, 3
0 ... Thrust bearing, 26 ... Clutch hub on inner diameter side of first clutch C1, 31, 37 ... Axial hole, 32 ... Hydraulic servo of first clutch C1, 33 ... Oil chamber of first clutch C1, 34, 40 ... Radial holes, 36, 42, 43, 4
5 ... Seal ring, 38 ... Hydraulic servo of third clutch C3, 39 ... Oil chamber of third clutch C3, C1 ... First (forward) clutch, C2 ... Second clutch, C3
... third (reverse) clutch, B1 ... first brake, B2 ... second brake, B3 ... third brake, F
1 ... 1st one-way clutch, F2 ... 2nd one-way clutch
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 荻野拓也 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 森篤 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 加藤明利 愛知県安城市藤井町高根10番地 アイシ ン・エィ・ダブリュ株式会社内 (72)発明者 高橋徳行 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自 動車株式会社内 (72)発明者 木下雅文 愛知県豊田市トヨタ町１番地 トヨタ自 動車株式会社内 (56)参考文献 特開 昭61−136023（ＪＰ，Ａ) 特開 昭61−286621（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−157553（ＪＰ，Ａ) 実開 平２−103559（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16H 57/00 - 57/04 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Takuya Ogino, 10 Takane, Fujii-cho, Anjo City, Aichi Prefecture, Aisin AW Co., Ltd.・ In AW Co., Ltd. (72) Inventor Akitoshi Kato 10 Takane, Fujii-cho, Anjo City, Aichi Prefecture In AY W Co., Ltd. (72) Inventor Noriyuki Takahashi 1st Toyota-cho, Toyota-shi, Aichi Toyota Automobile Co., Ltd. (72) Inventor Masafumi Kinoshita 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Toyota Motor Co., Ltd. (56) References JP 61-136023 (JP, A) JP 61-286621 (JP, A) ) Japanese Unexamined Patent Publication No. 157553 (JP, A) Actual Development No. 2-103559 (JP, U) (58) Fields investigated (Int.Cl. 7 , DB name) F16H 57/00-57/04
Claims (7)
と、 作動油の給排により係合または解放することにより、前
記歯車組のいずれかの構成要素への入力軸からの入力ト
ルクの伝達を制御するかまたは前記歯車組のいずれかの
構成要素の固定部材への固定を制御する一以上の摩擦係
合要素と、 前記入力軸の内部に設けられ、前記摩擦係合要素の一つ
の摩擦係合要素に対して作動油を給排するための油路
と、前記一つの摩擦係合要素の係合による 前記入力トルクの
伝達時に前記歯車組で発生したスラスト力が前記入力軸
を介して支持されるスラストベアリングとを備えている
自動変速機において、 作動油が前記油路を通じて前記一つの摩擦係合要素へ供
給されたとき、この作動油の油圧が前記入力軸の端面に
作用することによりこの入力軸に発生する力の方向が、
前記歯車組で発生したスラスト力の方向と対向するよう
に設定されていることを特徴とする自動変速機。1. An input torque from an input shaft to any component of the gear set by engaging or disengaging with one or more gear sets having helical gears by supplying and discharging hydraulic oil. One or more friction engagement elements that control the transmission of the frictional force or control the fixation of any of the components of the gear set to a fixed member, and one of the friction engagement elements that is provided inside the input shaft. An oil passage for supplying / discharging hydraulic oil to / from one friction engagement element, and a thrust force generated in the gear set when the input torque is transmitted by the engagement of the one friction engagement element is the input shaft.
In automatic transmission and a thrust bearing that will be supported through a when the hydraulic oil is supplied to the frictional engagement element of the one through the oil passage, the hydraulic pressure of the hydraulic fluid to the end face of the input shaft The direction of the force generated on this input shaft by acting is
An automatic transmission characterized in that it is set so as to face the direction of the thrust force generated in the gear set .
ようにして設けられており、作動油が前記入力軸の端面
から前記油路を通じて前記一つの摩擦係合要素へ供給さ
れるとき、この作動油の油圧が前記入力軸の端面に作用
するようになっていることを特徴とする請求項１記載の
自動変速機。2. The oil passage is provided so as to open to an end face of the input shaft, and hydraulic oil is passed from the end face of the input shaft to the one friction engagement element through the oil passage. The automatic transmission according to claim 1, wherein, when supplied, the hydraulic pressure of the hydraulic oil acts on the end surface of the input shaft.
の端部に、前記入力軸の端面から供給される作動油をシ
ールするシールリングが１本設けられていることを特徴
とする請求項２記載の自動変速機。3. A seal ring for sealing hydraulic oil supplied from the end surface of the input shaft is provided at the end portion on the end surface side of the input shaft where the oil passage opens. The automatic transmission according to claim 2.
る前記一つの摩擦係合要素は、前記入力トルクが伝達さ
れる前記歯車組の構成要素と前記入力軸とを連結制御す
るクラッチであり、 前記スラストベアリングは、このクラッチのハブと自動
変速機のケースとの間に介設されていることを特徴とす
る請求項１ないし３のいずれか１記載の自動変速機。 4. The one frictional engagement element, to which the hydraulic oil acting on the input shaft is supplied, is a clutch for connecting and controlling the constituent element of the gear set to which the input torque is transmitted and the input shaft. The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3, wherein the thrust bearing is provided between the hub of the clutch and the case of the automatic transmission.
介して前記スラストベアリングに支持されるスラスト力
と、作動油が前記油路を通じて前記一つの摩擦係合要素
へ供給されたとき、前記入力軸の端面に作用することに
より前記入力軸に発生する力とが、同一方向でかつ同時
に発生することがないように設定されていることを特徴
とする請求項１または２記載の自動変速機。5. The input shaft is moved when the input torque is transmitted.
A thrust force is supported by the thrust bearing through, when the hydraulic oil is supplied to the frictional engagement element of the one through the oil passage, in particular acting on the end face of the input shaft
3. The automatic transmission according to claim 1, wherein the force generated on the input shaft is set so as not to be generated in the same direction and at the same time.
以外の変速段で係合するクラッチであることを特徴とす
る請求項１ないし５のいずれか１記載の自動変速機。 6. The one frictional engagement element is a forward maximum speed stage.
It is a clutch that engages at gears other than
The automatic transmission according to any one of claims 1 to 5, wherein:
のショートピニオンに噛合するロングピニオンをそれぞ
れ回転自在に支持するキャリヤと、 前記ロングピニオンに噛合するリングギヤと、 前記ロングピニオンに噛合する第２サンギヤとからな
り、 前記第１サンギヤは第１クラッチを介して入力軸に連結
可能であり、 前記キャリヤは第２クラッチを介して入力軸に連結可能
であるとともに、前記第２係止手段により自動変速機の
ケースに係止可能であり、 前記リングギヤは自動変速機の出力部材に連結されてお
り、 前記第２サンギヤは第３クラッチを介して入力軸に連結
可能であるとともに、前記第１係止手段により前記ケー
スに係止可能であり、 前記一つの摩擦係合要素は前記第１クラッチであること
を特徴とする請求項６記載の自動変速機。7. The gear set includes a first sun gear, a short pinion meshing with the first sun gear, a carrier rotatably supporting a long pinion meshing with the short pinion, and a ring gear meshing with the long pinion. And a second sun gear that meshes with the long pinion, the first sun gear is connectable to the input shaft via a first clutch, and the carrier is connectable to the input shaft via a second clutch. At the same time, it can be locked to the case of the automatic transmission by the second locking means, the ring gear is connected to the output member of the automatic transmission, and the second sun gear is connected to the input shaft via the third clutch. together is connectable, and be locked in the casing by said first locking means, the frictional engagement element of the one first Automatic transmission according to claim 6, characterized in that the latch.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP08662797A JP3439315B2 (en) | 1997-04-04 | 1997-04-04 | Automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP08662797A JP3439315B2 (en) | 1997-04-04 | 1997-04-04 | Automatic transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10281239A JPH10281239A (en) | 1998-10-23 |
| JP3439315B2 true JP3439315B2 (en) | 2003-08-25 |
Family
ID=13892273
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP08662797A Expired - Lifetime JP3439315B2 (en) | 1997-04-04 | 1997-04-04 | Automatic transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3439315B2 (en) |
Families Citing this family (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1900564A4 (en) * | 2005-06-24 | 2009-01-07 | Toyota Motor Co Ltd | Drive device for vehicle |
| US7955214B2 (en) | 2006-03-29 | 2011-06-07 | Aisin Aw Co., Ltd. | Automatic transmission |
| JP4900693B2 (en) | 2006-11-27 | 2012-03-21 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | Hybrid drive unit |
| JP5303003B2 (en) * | 2011-06-07 | 2013-10-02 | ジヤトコ株式会社 | Automatic transmission |
| JP5303004B2 (en) * | 2011-06-07 | 2013-10-02 | ジヤトコ株式会社 | Automatic transmission |
| JP5961641B2 (en) * | 2014-01-23 | 2016-08-02 | 本田技研工業株式会社 | transmission |
| CN110671487B (en) * | 2019-09-30 | 2023-03-14 | 重庆长安汽车股份有限公司 | Well even board and car of hybrid transmission |
-
1997
- 1997-04-04 JP JP08662797A patent/JP3439315B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH10281239A (en) | 1998-10-23 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4957195A (en) | Hydraulic device for an automatic transmission | |
| US6139463A (en) | Automatic transmission for vehicle | |
| EP0962680B1 (en) | Planetary transmission for vehicle | |
| EP0984204B1 (en) | Automatic transmission for vehicles | |
| EP0762014B1 (en) | Automatic transmission | |
| US20040248684A1 (en) | Automatic transmission | |
| US6835158B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP3108642B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP2614217B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP2000304107A (en) | Automatic transmission | |
| US4938096A (en) | Automatic transmission for vehicle having forward clutch and counter drive gear positioned between torque converter and gear mechanism | |
| JP2510172B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP3439315B2 (en) | Automatic transmission | |
| US5584775A (en) | Automatic transmission for transverse engine vehicle | |
| JP3496238B2 (en) | Automatic transmission | |
| US5700218A (en) | Two-speed planetary gearset having locking plantetary pinions | |
| US5853344A (en) | Automatic transmission | |
| JP3407487B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP3814870B2 (en) | Hydraulic servo device for vehicle power transmission device | |
| JP3608912B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP3794102B2 (en) | Automatic transmission mechanism | |
| JP3304847B2 (en) | Automatic transmission | |
| JP3083999B2 (en) | Support device for one-way clutch in automatic transmission | |
| JPS63243551A (en) | Planetary gear transmission | |
| JPH0743010B2 (en) | Brake one-way clutch device for automatic transmission |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080613 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090613 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100613 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100613 Year of fee payment: 7 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110613 Year of fee payment: 8 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120613 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120613 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130613 Year of fee payment: 10 |
|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |