JP4137483B2 - Brake device for automatic transmission - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の変速用ブレーキ装置に関し、特に、変速性能の安定性の点で不利なバンドブレーキを、軸線方向のスペース効率の低下なしに多板ブレーキに置換し得るようにする技術に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
自動変速機の歯車変速機構としては従来、例えば特開2000−220703号公報や特開2000−199548号公報に記載のごとく、入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組と、これからの減速回転を変速して出力するラビニョオ型プラネタリギヤセットとにより多段変速を可能にした歯車変速機構が知られている。
【0003】
この種の歯車変速機構においては特に、複数の単純遊星歯車組を組み合わせて構成した歯車変速機構も時としてそうであるが、変速用ブレーキを複数個具え、これらブレーキを含む変速用摩擦要素の締結、解放により伝動経路を切り替えて所定の変速が行われるよう構成するのが常套である。
【0004】
一方、変速用のブレーキとしては湿式のバンドブレーキと多板ブレーキが多く用いられ、前者のバンドブレーキはその締結時における締結容量がバラツキ易く、変速性能の経時変化や温度による変速性能の変化が時として問題になることがある。
かといってバンドブレーキを多板ブレーキに置換しようとすると、この多板ブレーキが、変速機ケースの内周に回転係合させる非回転プレートと制動すべき回転メンバに結合させる回転プレートとの交互配置になるブレーキパックに対しサーボピストンを軸線方向に並べて設置するため、軸線方向のスペース効率の低下を生じて自動変速機が軸線方向に長くなるという懸念がある。
【0005】
そこで一般的には、上記両文献に記載されているように、できるだけ多板ブレーキを用いるようにするが、必要に応じて1つのブレーキをバンドブレーキで構成する手法を採用しているのが実情であった。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
ところでバンドブレーキは、ブレーキバンドの摩擦係数にバラツキがあること、そして当該摩擦係数の経時変化が比較的大きく、また温度による摩擦係数の変化も比較的大きいため、バンドブレーキの締結容量を厳密に管理するのが難しく、従って上記したごとく変速性能が不安定で、常時良好な変速品質を維持することが難しい。
【0007】
この意味合いにおいてバンドブレーキは多板ブレーキに置換するのが好ましいが、この場合、上記した軸線方向スペース効率に関する問題を生ずる。
本発明は、この観点から当該スペース効率の低下を招くことなくバンドブレーキを多板ブレーキに置換し得るようにし、もって自動変速機の軸線方向寸法を増大させることなく、若しくは少なくとも当該増大を抑制しつつ、変速品質の安定化を実現した自動変速機の変速用ブレーキ装置を提案することを目的とする。
【0008】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明による自動変速機の変速用ブレーキ装置は、請求項1に記載のごとく、
入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組と、該遊星歯車組からの減速回転を変速して出力するラビニョオ型プラネタリギヤセットとにより多段変速を可能にし、該変速が、少なくとも2個のブレーキを含む変速用摩擦要素の締結、解放により制御されるようにした自動変速機において、
前記2個のブレーキを共に多板ブレーキにより構成し、これら多板ブレーキの回転プレートおよび非回転プレートよりなるブレーキパックを変速機ケースの内周に軸線方向隣り合わせに、且つ、軸線方向同じ側からのスラストにより締結されるよう配置し、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、一方のブレーキから遠い他方のブレーキの側に同軸に配置し、前記一方のブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に前記他方のブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
前記両ブレーキパックの非回転プレートを変速機ケースの内周におけるスプラインに回転係合させ、該スプラインの溝内に沿うよう前記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該一方のブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成したことを特徴とするものである。
【0009】
【発明の効果】
かかる本発明の構成によれば、上記2個のブレーキを共に多板ブレーキにより構成したから、バンドブレーキを用いる場合における変速性能の不安定を回避して変速品質を常時高く保つことができる。
【0010】
加えて本発明によれば、両多板ブレーキのブレーキパックを変速機ケースの内周に軸線方向隣り合わせに、且つ、軸線方向同じ側からのスラストにより締結されるよう配置し、ブレーキ作動用のサーボピストンをそれぞれ、一方のブレーキから遠い他方のブレーキの側に同軸に配置し、上記一方のブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に上記他方のブレーキに係わるサーボピストンを配置したため、つまり両サーボピストンを相互に嵌合させたことにより、上記2個のブレーキを共に多板ブレーキにより構成しても軸線方向スペース効率が大幅に悪くなることがなく、自動変速機の軸線方向寸法の増大なしに、若しくはこの増大を抑制しつつ上記変速性能の安定化を実現することができる。
【0011】
また、本発明のごとく、前記両ブレーキパックの非回転プレートを変速機ケースの内周における共通なスプラインに回転係合させ、当該スプラインの溝内に沿うよう前記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて対応するブレーキパックに当接させ、また、請求項2に記載の発明の如く、変速用摩擦要素にワンウエイクラッチが含まれ、このワンウエイクラッチのアウタレースが変速機ケースの内周に係着されている自動変速機の場合には、前記ワンウエイクラッチのアウタレースを変速機ケースの内周における前記スプラインに回転係合させ、該スプラインの溝内に沿うよう前記サーボピストンの櫛状先端を貫通させて該一方のブレーキに係わるブレーキパックに当接させる。
この場合、前記一方のブレーキに係わるサーボピストンが前記した配置であってもその櫛状先端により当該ブレーキを容易に作動させることができ、さらに当該櫛状先端とスプラインの側壁との衝合によりブレーキ作動時のトルクを受け止めることができてサーボピストンによるトルク受け能力が向上する。
【0012】
また請求項3に記載のごとく、前記ワンウエイクラッチのアウタレースを両ブレーキパック間に配置すると共に前記他方のブレーキに係わるブレーキパックのスラスト反力受けとして利用するのが良く、
この場合、当該他方のブレーキに係わるブレーキパックの専用のスラスト反力受けを省略することができ、コスト的にまた組み立て性の点においても有利である。
【0013】
なお、一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を上記のごとく上記共通なスプラインの溝内に沿うよう貫通させるに当たっては、請求項4に記載のごとく、変速機ケースの内周に設けたスプラインの溝底と、該スプラインに回転係合するよう少なくとも前記非回転プレートの歯先との間における隙間に、上記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させたり、
或いは請求項5に記載のごとく、変速機ケースの内周にスプライン係合するよう少なくとも前記非回転プレートの歯を間引いてできた、変速機ケースの内周におけるスプラインの溝の内部空間に、上記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させることができる。
前者の構成では、少なくとも前記非回転プレートの歯数が減少しないためスプライン係合強度を高く保つことができ、後者の構成では、サーボピストンの櫛状先端の上記貫通を容易に行うことができて組立作業性が向上する。
【0014】
なお、自動変速機が前記文献のうち特開2000−220703号公報に記載のごときものである場合、つまり、
入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組と、該遊星歯車組からの減速回転を変速して出力するラビニョオ型プラネタリギヤセットとにより多段変速が可能で、該変速を可能にするために、減速用遊星歯車組からの減速回転を第1クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第1回転メンバに伝達し得るようにし、減速用遊星歯車組からの減速回転を第2クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第2回転メンバに伝達し得るようにすると共にこの第2回転メンバを第1ブレーキにより固定可能とし、減速用遊星歯車組への入力回転を第3クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第3回転メンバに伝達可能にすると共にこの第3回転メンバをワンウエイクラッチにより前記入力回転と逆方向に、また第2ブレーキにより両方向に固定可能とし、ラビニョオ型プラネタリギヤセットの第4回転メンバを変速機出力回転メンバとした自動変速機である場合は、請求項6に記載のごとく、
変速機ケースの内周に形成した共通なスプラインに前記ワンウエイクラッチのアウタレースと、該ワンウエイクラッチの軸線方向両側に配置した前記第1ブレーキおよび第2ブレーキのブレーキパックを成す非回転プレートとを回転係合させ、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、第1ブレーキから遠い第2ブレーキの側に同軸に配置し、第1ブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に第2ブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
変速機ケースの内周における前記共通なスプラインの溝内に沿うよう前記第1ブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該第1ブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成することで前記したと同様の作用効果を得ることができる。
【0015】
なお、自動変速機が前記文献のうち特開2000−199548号公報に記載のごときものである場合、つまり、
入力回転を減速して出力する減速用遊星歯車組と、該遊星歯車組からの減速回転を変速して出力するラビニョオ型プラネタリギヤセットとにより多段変速が可能で、該変速を可能にするために、減速用遊星歯車組からの減速回転を第1クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第1回転メンバに伝達し得るようにし、減速用遊星歯車組からの減速回転を第2クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第2回転メンバに伝達し得るようにすると共にこの第2回転メンバを第1ワンウエイクラッチおよび第1ブレーキにより前記入力回転と逆方向に、また第2ブレーキにより両方向に固定可能とし、減速用遊星歯車組への入力回転を第3クラッチによりラビニョオ型プラネタリギヤセットの第3回転メンバに伝達可能にすると共にこの第3回転メンバを第2ワンウエイクラッチにより前記入力回転と逆方向に、また第3ブレーキにより両方向に固定可能とし、ラビニョオ型プラネタリギヤセットの第4回転メンバを変速機出力回転メンバとした自動変速機である場合は、請求項7に記載のごとく、
変速機ケースの内周に形成した共通なスプラインに、軸線方向隣り合わせに配置した前記第1ブレーキおよび第2ブレーキのブレーキパックを成す非回転プレートとを回転係合させ、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、第2ブレーキから遠い第1ブレーキの側に同軸に配置し、第2ブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に第1ブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
変速機ケースの内周における前記共通なスプラインの溝内に沿うよう前記第2ブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該第2ブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成することで前記したと同様の作用効果を得ることができる。
【0016】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図1は、本発明の一実施の形態になる変速用ブレーキ装置を具えた自動変速機の歯車変速機構を示し、図2は、その選択変速段と変速用摩擦要素の締結論理との関係を示す図面である。
本実施の形態になる歯車変速機構は図1に示すように、入力軸1およびこれを取り巻くよう同軸に配置した中空の出力軸2を具え、入力軸1には図の右端から図示せざるエンジンの回転を入力する。
そして、入出力軸1,2に同軸に配置してエンジンに近い側から順次ラビニョオ型プラネタリギヤセット3および減速用遊星歯車組4を設ける。
【0017】
減速用遊星歯車組4はサンギヤS1、リングギヤR1、およびこれらギヤに噛合したピニオンP1を回転自在に支持するキャリアC1とよりなる単純遊星歯車組とし、
ラビニョオ型プラネタリギヤセット3は、相互に噛合したロングピニオンP2およびショートピニオンP3と、ロングピニオンP2に噛合したサンギヤS2およびショートピニオンP3に噛合したサンギヤS3と、ロングピニオンP2に噛合したリングギヤR3と、ロングピニオンP2を回転自在に支持したキャリアC2と、ロングピニオンP2およびショートピニオンP3を回転自在に支持したキャリアC3とで構成する。
ここで、キャリアC2およびキャリアC3は一体物とする。
【0018】
入力軸1から減速用遊星歯車組4およびラビニョオ型プラネタリギヤセット3を経由して出力軸2に至る伝動経路(選択変速段)を決定する変速用摩擦要素を以下に説明するに、入力軸1はリングギヤR1に結合し、出力軸2は一端をリングギヤR3に結合すると共に他端を出力歯車5に結合する。
そして、サンギヤS1は変速機ケース6に常時固定し、キャリアC1をロークラッチL/CによりサンギヤS3に結合可能にすると共に3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CによりサンギヤS2に結合可能にするほか、サンギヤS2を2速、6速ブレーキ2・6/Bにより変速機ケース6に固定可能とする。
キャリアC2,C3はローワンウエイクラッチL/OWCによりエンジンと逆向きの回転を阻止すると共にローリバースブレーキLR/Bにより適宜に固定可能とし、更にハイクラッチH/Cにより適宜入力軸1に結合可能にする。
【0019】
上記の構成になる歯車変速機構においては、減速用遊星歯車組4が、エンジンからの入力回転を減速してキャリアC1に出力し、ラビニョオ型プラネタリギヤセット3が減速用遊星歯車組4(キャリアC1)からの減速回転を変速してリングギヤR3へ出力することにより多段変速が可能である。
この変速を可能にするために先ず、減速用遊星歯車組4からの減速回転をロークラッチL/OWC(第1クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット3のサンギヤS3(第1回転メンバ)に伝達し得るようにし、
減速用遊星歯車組4からの減速回転を更に、3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/C(第2クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット3のサンギヤS2(第2回転メンバ)に伝達し得るようにすると共にこのサンギヤS2(第2回転メンバ)を2速、6速ブレーキ2・6/B(第1ブレーキ)により固定可能とする。
そして、減速用遊星歯車組4への入力回転をハイクラッチH/C(第3クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット3のキャリアC2,C3(第3回転メンバ)に伝達可能にすると共にこのキャリアC2,C3(第3回転メンバ)をローワンウエイクラッチL/OWC(ワンウエイクラッチ)により入力回転と逆方向に、またローリバースブレーキLR/B(第2ブレーキ)により両方向に固定可能とし、
ラビニョオ型プラネタリギヤセット3のリングギヤR3(第4回転メンバ)を変速機出力回転メンバとして出力軸2に結合する。
【0020】
上記変速用摩擦要素、つまりロークラッチL/Cと、3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cと、2速、6速ブレーキ2・6/Bと、ローワンウエイクラッチL/OWCと、ローリバースブレーキLR/Bと、ハイクラッチH/Cは、図2に示す締結(○で示す)の組み合わせにより前進第1速〜第6速および後退の変速段を、以下に概略説明するごとくに選択することができる。
【0021】
第1速の選択に際しては、図2に示すごとくロークラッチL/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち入力軸1の回転はリングギヤR1に伝達され、リングギヤR1は固定のサンギヤS1を反力受けとしてキャリアC1を入力回転と同じ方向へ減速下に回転させ、この減速回転をロークラッチL/CによりサンギヤS3に伝達する。
【0022】
サンギヤS3は、キャリアC2がローワンウエイクラッチL/OWCの係合によりエンジン回転と逆方向の回転を阻止されていて反力受けの用をなすため、ショートピニオンP3およびロングピニオンP2を介してリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にエンジン回転と同じ方向へ減速下に回転させ、前進第1速選択状態を実現することができる。
【0023】
この第1速選択状態では、エンジンブレーキを作用させるべき走行時にキャリアC2がエンジン回転と同じ方向に回転されて反力受けの用をなさなくなるためエンジンブレーキを作用させることができない。
そこで第1速選択状態においてエンジンブレーキが必要な時は、図2に(○)で示すようにローリバースブレーキLR/Bを締結させてキャリアC2がエンジン回転と同じ方向にも回転しないようにし、これにより第1速でのエンジンブレーキが得られるようにする。
【0024】
第2速の選択に際しては、図2に示すごとくロークラッチL/Cおよび2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸1への入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組4により減速され、ロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に達する。
【0025】
サンギヤS3は、サンギヤS2が2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結により回転を阻止されていて反力受けの用をなすため、ショートピニオンP3およびロングピニオンP2を介してリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にエンジン回転と同じ方向へ減速下に、しかし第1速選択時よりも高速で回転させ、前進第2速選択状態を実現することができる。
【0026】
第3速の選択に際しては、図2に示すごとくロークラッチL/Cおよび3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸1の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組4により減速され、この減速回転はロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に、また3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2にも達する。
【0027】
従ってサンギヤS2およびサンギヤS3は一体回転されることとなり、ラビニョオ型プラネタリギヤセット3はリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にサンギヤS2およびサンギヤS3と同じ速度で、しかし第2速選択時よりも高速で回転させ、前進第3速選択状態を実現することができる。
【0028】
第4速の選択に際しては、図2に示すごとくロークラッチL/CおよびハイクラッチH/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸1の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組4により減速され、これからの減速回転はロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に達する。
【0029】
一方でハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC3がエンジン回転と同速で回転されるため、サンギヤS3への減速回転とによりラビニョオ型プラネタリギヤセット3はリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第3速選択時よりも高速で回転させ、前進第4速選択状態を実現することができる。
【0030】
第5速の選択に際しては、図2に示すごとく3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CおよびハイクラッチH/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸1の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組4により減速され、これからの減速回転は3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2に達する。
【0031】
一方でハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC3がエンジン回転と同速で回転されるため、サンギヤS2への減速回転とによりラビニョオ型プラネタリギヤセット3はリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第4速選択時よりも高速で回転させ、前進第5速選択状態を実現することができる。
【0032】
第6速の選択に際しては、図2に示すごとくハイクラッチH/Cおよび2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、ハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC3がエンジン回転と同速で回転され、2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結によりサンギヤS2が回転を阻止され反力要素として機能するため、ラビニョオ型プラネタリギヤセット3はリングギヤR3を出力軸2および出力歯車5と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第5速選択時よりも更に高速で回転させ、前進第6速選択状態を実現することができる。
【0033】
後退の選択に際しては、図2に示すごとく3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CおよびローリバースブレーキLR/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸1の入力回転は遊星歯車組4により減速され、これからの減速回転は3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2に達する。
【0034】
一方でローリバースブレーキLR/Bの締結によりキャリアC2が回転を阻止され、反力要素として機能するため、サンギヤS2への減速回転がロングピニオンP2により反転されてリングギヤR3に達し、この逆回転を出力軸2および出力歯車5から取り出すことができ、後退選択状態を実現することができる。
【0035】
図1に示す歯車変速機構の実体構成は、その要部のみにつき図3に示すごとく前記した特開2000−220703号公報に記載の構成と基本的に同じものとするが、本実施の形態においては特に、ローリバースブレーキLR/Bだけでなく2速、6速ブレーキ2・6/Bをも多板ブレーキにより構成する。
【0036】
詳しくは、先ずローワンウエイクラッチL/OWCのアウタレース11を変速機ケース6の内周にスプライン嵌合してこれに回転係合させる。これがため変速機ケース6の内周に図6のごとくスプライン溝6aを形成し、これに回転係合するスプライン歯11aをアウタレース11の外周に設ける。
アウタレース11は更に、その両側において変速機ケース6の内周に係着したスナップリング12,13により軸線方向に位置決めする。
【0037】
ローリバースブレーキLR/Bは、キャリアC2と共に回転するブレーキハブ14に回転係合させた回転プレートおよび変速機ケース6の内周にスプライン嵌合させた非回転プレートの軸線方向交互配置になるブレーキパック15を具え、このブレーキパック15を図3においてアウタレース11の右隣に配置すると共にアウタレース11により図の左方向変位を制限する。
2速、6速ブレーキ2・6/Bも、サンギヤS2と共に回転するブレーキハブ16に回転係合させた回転プレートおよび変速機ケース6の内周にスプライン嵌合させた非回転プレートの軸線方向交互配置になるブレーキパック17を具え、このブレーキパック17を図3においてアウタレース11の左隣に配置すると共に変速機ケース6の内周に係着したスナップリング18により図の左方向変位を制限する。
【0038】
ところで、ブレーキパック15,17の非回転プレートを変速機ケース6の内周にスプライン嵌合するに際しては、アウタレース11用に変速機ケース6の内周に形成するスプライン溝6a(図6参照)を、図3に示すようにアウタレース11の両側へ軸線方向に延長して、共通なスプライン溝6aに対してブレーキパック15,17の非回転プレート(詳しくは外周におけるスプライン歯)を係合させることにより当該スプライン嵌合を行う。
【0039】
ブレーキパック17を図3の左方へ押して2速、6速ブレーキ2・6/Bを締結させるためのサーボピストン19は、図4に明示するように全体としてカップ状に成形し、その小径基端部19aを変速機ケース6に摺動自在に嵌合してシリンダ室20を画成する。
サーボピストン19の先端19bは図4に示すように櫛状とし、この櫛状先端19bを図3および図6に示すごとくスプライン溝6aの底面と、アウタレース11のスプライン歯11aおよびブレーキパック15,17の非回転プレートにおける同様なスプライン歯との間の隙間に貫通させ、これによりサーボピストン19の櫛状先端19bをブレーキパック17に当接させる。
【0040】
ブレーキパック15を図3の左方へ押してローリバースブレーキLR/Bを締結させるためのサーボピストン21は、図3に示すようにサーボピストン19の基端部内に摺動自在に嵌合してシリンダ室22を画成する。
本実施の形態になる2速、6速ブレーキ2・6/BおよびローリバースブレーキLR/Bの構成においては、それぞれのシリンダ室20,22に作動油圧を供給することでこれらブレーキを個々に締結させることができる。
【0041】
ところで本実施の形態においては、ローリバースブレーキLR/Bだけでなく2速、6速ブレーキ2・6/Bをも多板ブレーキにより構成したから、バンドブレーキを用いる場合における変速性能の不安定を回避して変速品質を常時高く保つことができる。
そして、これら多板ブレーキの回転プレートおよび非回転プレートよりなるブレーキパック15,17を変速機ケース6の内周に軸線方向隣り合わせに配置すると共に軸線方向同じ側(図3の右側)からのスラストにより締結されるよう配置し、これらブレーキパック15,17を締結状態にするためのサーボピストン21,19をそれぞれ、2速、6速ブレーキ2・6/Bから遠いローリバースブレーキLR/Bの側に同軸に配置し、2速、6速ブレーキ2・6/Bに係わるサーボピストン19を変速機ケース6に摺動自在に嵌合し、このサーボピストン19に摺動自在に嵌合してローリバースブレーキLR/Bに係わるサーボピストン21を配置したため、つまり両サーボピストン19,21を相互に嵌合させたため、ローリバースブレーキLR/Bおよび2速、6速ブレーキ2・6/Bを共に多板ブレーキにより構成しても軸線方向スペース効率が大幅に悪くなることがなく、自動変速機の軸線方向寸法の増大なしに、若しくはこの増大を抑制しつつ、上記変速性能の安定化による変速品質の向上を実現することができる。
【0042】
更に本実施の形態においては、ローワンウエイクラッチL/OWCのアウタレース11をローリバースブレーキLR/Bのブレーキパック15および2速、6速ブレーキ2・6/Bのブレーキパック17間に配置して変速機ケース6の内周にスプライン係合させ、アウタレース11をローリバースブレーキLR/Bに係わるブレーキパック15のスラスト反力受けとして利用する構成にしたから、ローリバースブレーキLR/Bに係わるブレーキパック15の専用のスラスト反力受けを省略することができ、コスト的にまた組み立て性の点においても有利である。
【0043】
また、両ブレーキパック15,17の非回転プレートおよびローワンウエイクラッチL/OWCのアウタレース11を変速機ケース6の内周における共通なスプライン溝6aに回転係合させ、このスプライン溝6a内に沿うよう2速、6速ブレーキ2・6/Bに係わるサーボピストン19の櫛状先端19bを貫通させて対応するブレーキパック17に当接させるから、
2速、6速ブレーキ2・6/Bに係わるサーボピストン19が前記の配置であってもその櫛状先端19bにより2速、6速ブレーキ2・6/Bを容易に作動させることができ、さらに加えて、櫛状先端19bとスプライン溝6aの側壁との衝合によりブレーキ作動時のトルクを受け止めることができてサーボピストン19によるトルク受け能力が向上する。
【0044】
なお、サーボピストン19の櫛状先端19bを上記のごとく共通なスプライン溝6a内に沿うよう貫通させるに当たり本実施の形態においては、スプライン溝6aの底面と、これに回転係合するようブレーキパック15,17の非回転プレートおよびアウタレース11に設けたスプラインの歯先との間における隙間に櫛状先端19bを貫通させたから、ブレーキパック15,17の非回転プレートおよびアウタレースのスプライン歯の歯数が減少しないこととなりスプライン係合強度を高く保つことができる。
【0045】
なおサーボピストン19の櫛状先端19bを共通なスプライン溝6a内に沿うよう貫通させるに当たっては、上記の代わりに以下の構成を採用することができる。
つまり図7に示すように、変速機ケース6の内周にスプライン係合するようブレーキパック15,17の非回転プレートおよびアウタレース11に設けるべきスプラインの歯を間引いてできた、変速機ケース6の内周におけるスプライン溝6aの内部空間に、サーボピストン19の櫛状先端19bを貫通させることができる。
この場合、サーボピストン19の櫛状先端19bの上記貫通を容易に行うことができて組立作業性が向上する。
【0046】
図8は、本発明の他の実施の形態になる変速用ブレーキ装置を具えた自動変速機の歯車変速機構を示し、図9は、その選択変速段と変速用摩擦要素の締結論理との関係を示す図面である。
本実施の形態になる歯車変速機構は図8に示すように、入力軸31およびこれに同軸に配置した出力軸32を具え、入力軸31には図の左端から図示せざるエンジンの回転を入力する。
そして、入出力軸31,32に同軸に配置してエンジンと反対の後端側から順次ラビニョオ型プラネタリギヤセット33および減速用遊星歯車組34を設ける。
【0047】
減速用遊星歯車組34はサンギヤS1、リングギヤR1、およびこれらギヤに噛合したピニオンP1を回転自在に支持するキャリアC1とよりなる単純遊星歯車組とし、
ラビニョオ型プラネタリギヤセット33は、相互に噛合したロングピニオンP2およびショートピニオンP3と、ロングピニオンP2に噛合したサンギヤS2およびショートピニオンP3に噛合したサンギヤS3と、ロングピニオンP2に噛合したリングギヤR3と、ロングピニオンP2を回転自在に支持したキャリアC2と、ロングピニオンP2およびショートピニオンP3を回転自在に支持したキャリアC3とで構成する。
ここで、キャリアC2およびキャリアC3は一体物とする。
【0048】
入力軸31から減速用遊星歯車組34およびラビニョオ型プラネタリギヤセット33を経由して出力軸32に至る伝動経路(選択変速段)を決定する変速用摩擦要素を以下に説明するに、入力軸31はリングギヤR1に結合し、出力軸32はリングギヤR3に結合する。
そして、サンギヤS1は変速機ケース36に常時固定し、キャリアC1をロークラッチL/CによりサンギヤS3に結合可能にすると共に3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CによりサンギヤS2に結合可能にする。
【0049】
サンギヤS2は2速、6速ブレーキ2・6/Bにより変速機ケース36に固定可能とするほか、2速ワンウエイクラッチ2/OWCおよび2速ブレーキ2Bによりエンジンと逆向きの回転を阻止され得るようにする。
キャリアC2,C3は1速ワンウエイクラッチ1/OWCによりエンジンと逆向きの回転を阻止すると共にローリバースブレーキLR/Bにより適宜に固定可能とし、更にハイクラッチH/Cにより適宜入力軸31に結合可能にする。
【0050】
上記の構成になる歯車変速機構においては、減速用遊星歯車組34が、エンジンからの入力回転を減速してキャリアC1に出力し、ラビニョオ型プラネタリギヤセット33が減速用遊星歯車組34(キャリアC1)からの減速回転を変速してリングギヤR3へ出力することにより多段変速が可能である。
この変速を可能にするために先ず、減速用遊星歯車組34からの減速回転をロークラッチL/OWC(第1クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット33のサンギヤS3(第1回転メンバ)に伝達し得るようにし、
減速用遊星歯車組34からの減速回転を更に、3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/C(第2クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット33のサンギヤS2(第2回転メンバ)に伝達し得るようにすると共にこのサンギヤS2(第2回転メンバ)を1速ワンウエイクラッチ1/OWC(第1ワンウエイクラッチ)および2速ブレーキ2/B(第1ブレーキ)により入力回転と逆方向に、また2速、6速ブレーキ2・6/B(第2ブレーキ)により両方向に固定可能とし、
更に、減速用遊星歯車組34への入力回転をハイクラッチH/C(第3クラッチ)によりラビニョオ型プラネタリギヤセット33のキャリアC2,C3(第3回転メンバ)に伝達可能にすると共に、このキャリアC2,C3(第3回転メンバ)を1速ワンウエイクラッチ1/OWC(第2ワンウエイクラッチ)により入力回転と逆方向に、またローリバースブレーキLR/B(第3ブレーキ)により両方向に固定可能とし、
ラビニョオ型プラネタリギヤセット33のリングギヤR3(第4回転メンバ)を変速機出力回転メンバとして出力軸32に結合する。
【0051】
上記変速用摩擦要素、つまりロークラッチL/Cと、3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cと、2速、6速ブレーキ2・6/Bと、ローリバースブレーキLR/Bと、ハイクラッチH/Cと、2速ブレーキ2/Bと、1速ワンウエイクラッチ1/OWCと、2速ワンウエイクラッチ2/OWCとは、図9に示す締結(○で示す)の組み合わせにより前進第1速〜第6速および後退の変速段を、以下に概略説明するごとくに選択することができる。
【0052】
第1速の選択に際しては、図9に示すごとくロークラッチL/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち入力軸31の回転はリングギヤR1に伝達され、リングギヤR1は固定のサンギヤS1を反力受けとしてキャリアC1を入力回転と同じ方向へ減速下に回転させ、この減速回転をロークラッチL/CによりサンギヤS3に伝達する。
【0053】
サンギヤS3は、キャリアC2が1速ワンウエイクラッチ1/OWCの係合によりエンジン回転と逆方向の回転を阻止されていて反力受けの用をなすため、ショートピニオン(図面では見えていない)およびロングピニオンP2を介してリングギヤR3を出力軸32と共にエンジン回転と同じ方向へ減速下に回転させ、前進第1速選択状態を実現することができる。
【0054】
この第1速選択状態では、エンジンブレーキを作用させるべき走行時にキャリアC2がエンジン回転と同じ方向に回転されて反力受けの用をなさなくなるためエンジンブレーキを作用させることができない。
そこで第1速選択状態においてエンジンブレーキが必要な時は、図9に(○)で示すようにローリバースブレーキLR/Bを締結させてキャリアC2がエンジン回転と同じ方向にも回転しないようにし、これにより第1速でのエンジンブレーキが得られるようにする。
【0055】
第2速の選択に際しては、図9に示すごとくロークラッチL/Cおよび2速ブレーキ2/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸31への入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組34により減速され、ロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に達する。
【0056】
サンギヤS3は、サンギヤS2が2速ブレーキ2/Bの締結および2速ワンウエイクラッチ2/OWCの係合により入力回転と逆方向の回転を阻止されていて反力受けの用をなすため、ショートピニオンP3およびロングピニオンP2を介してリングギヤR3を出力軸32と共にエンジン回転と同じ方向へ減速下に、しかし第1速選択時よりも高速で回転させ、前進第2速選択状態を実現することができる。
【0057】
この第2速選択状態では、エンジンブレーキを作用させるべき走行時に2速ワンウエイクラッチ2/OWCのフリーランニングによりサンギヤS2がエンジン回転と同じ方向に回転されて反力受けの用をなさなくなるためエンジンブレーキを作用させることができない。
そこで第2速選択状態においてエンジンブレーキが必要な時は、図9に(○)で示すように2速、6速ブレーキ2・6/Bを締結させてサンギヤS2がエンジン回転と同じ方向にも回転しないようにし、これにより第2速でのエンジンブレーキが得られるようにする。
【0058】
第3速の選択に際しては、図9に示すごとくロークラッチL/Cおよび3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸31の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組34により減速され、この減速回転はロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に、また3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2にも達する。
【0059】
従ってサンギヤS2およびサンギヤS3は一体回転されることとなり、ラビニョオ型プラネタリギヤセット33はリングギヤR3を出力軸32と共にサンギヤS2およびサンギヤS3と同じ速度で、しかし第2速選択時よりも高速で回転させ、前進第3速選択状態を実現することができる。
【0060】
第4速の選択に際しては、図9に示すごとくロークラッチL/CおよびハイクラッチH/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸31の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組34により減速され、これからの減速回転はロークラッチL/Cを経てサンギヤS3に達する。
【0061】
一方でハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC2,C3がエンジン回転と同速で回転されるため、サンギヤS3への減速回転とによりラビニョオ型プラネタリギヤセット33はリングギヤR3を出力軸32と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第3速選択時よりも高速で回転させ、前進第4速選択状態を実現することができる。
【0062】
第5速の選択に際しては、図9に示すごとく3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CおよびハイクラッチH/Cの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸31の入力回転は第1速選択時と同様にして遊星歯車組34により減速され、これからの減速回転は3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2に達する。
【0063】
一方でハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC2,C3がエンジン回転と同速で回転されるため、サンギヤS2への減速回転とによりラビニョオ型プラネタリギヤセット33はリングギヤR3を出力軸32と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第4速選択時よりも高速で回転させ、前進第5速選択状態を実現することができる。
【0064】
第6速の選択に際しては、図9に示すごとくハイクラッチH/Cおよび2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、ハイクラッチH/Cの締結によりキャリアC2,C3がエンジン回転と同速で回転され、2速、6速ブレーキ2・6/Bの締結によりサンギヤS2が回転を阻止され反力要素として機能するため、ラビニョオ型プラネタリギヤセット33はリングギヤR3を出力軸32と共にエンジン回転と同じ方向へ、しかし第5速選択時よりも更に高速で回転させ、前進第6速選択状態を実現することができる。
【0065】
後退の選択に際しては、図9に示すごとく3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/CおよびローリバースブレーキLR/Bの締結により以下の伝動経路に沿い動力伝達を行わせる。
すなわち、軸31の入力回転は遊星歯車組34により減速され、これからの減速回転は3速、5速、後退用クラッチ3・5・R/Cを経てサンギヤS2に達する。
【0066】
一方でローリバースブレーキLR/Bの締結によりキャリアC2,C3が回転を阻止され、反力要素として機能するため、サンギヤS2への減速回転がロングピニオンP2により反転されてリングギヤR3に達し、この逆回転を出力軸32から取り出すことができ、後退選択状態を実現することができる。
【0067】
図8に示す歯車変速機構の実体構成は、その要部のみにつき図10に示すごとく前記した特開2000−199548号公報に記載の構成と基本的に同じものとするが、本実施の形態においては特に、2速ブレーキ2/Bだけでなく2速、6速ブレーキ2・6/Bをも多板ブレーキにより構成する。
【0068】
2速ブレーキ2/Bは上記公報にも記載されている通り、サンギヤS2と共に回転するドラム41の前端に2速ワンウエイクラッチ2/OWCを介して結合されたブレーキハブ42に回転係合させた回転プレートおよび変速機ケース36の内周にスプライン嵌合させた非回転プレートの軸線方向交互配置になるブレーキパック43を具えるが、当該非回転プレートをスプライン嵌合させるため変速機ケース36の内周に形成するスプライン溝36a(図6および図7の6aと同様なもの)を2速、6速ブレーキ2・6/Bの方向(後方)に延長させる。
【0069】
2速、6速ブレーキ2・6/Bは、当該延長させたスプライン溝36aに回転係合する非回転プレートと、上記回転ドラム41の外周にスプライン嵌合させた回転プレートとの軸線方向交互配置になるブレーキパック44を具え、このブレーキパック44を図10においてブレーキパック43の右隣に配置すると共に変速機ケース36の内周に係着したスナップリング45により図の右方向変位を制限する。
【0070】
2速、6速ブレーキ2・6/Bのブレーキパック44を図10の右方へ押して2速、6速ブレーキ2・6/Bを締結させるためのサーボピストン46は、図4につき前述したサーボピストン19と同様に全体としてカップ状に成形し、その小径基端部46aを変速機ケース36に摺動自在に嵌合してシリンダ室47を画成する。
サーボピストン46の先端46bは図4につき前述したサーボピストン19と同様に櫛状とし、この櫛状先端46bを図6または図7につき前述したごとくにしてスプライン溝36a内に貫通させ、これによりサーボピストン46の櫛状先端46bをブレーキパック44に当接させる。
【0071】
2速ブレーキ2/Bのブレーキパック43を図10の右方へ押して2速ブレーキ2/Bを締結させるためのサーボピストン48はサーボピストン46の基端部内に摺動自在に嵌合してシリンダ室49を画成する。
本実施の形態になる2速、6速ブレーキ2・6/Bおよび2速ブレーキ2/Bの構成においては、それぞれのシリンダ室47,49に作動油圧を供給することでこれらブレーキを個々に締結させることができる。
【0072】
ところで本実施の形態においては、2速ブレーキ2/Bだけでなく2速、6速ブレーキ2・6/Bをも多板ブレーキにより構成したから、バンドブレーキを用いる場合における変速性能の不安定を回避して変速品質を常時高く保つことができる。
そして、これら多板ブレーキの回転プレートおよび非回転プレートよりなるブレーキパック43,44を変速機ケース36の内周に軸線方向隣り合わせに配置すると共に軸線方向同じ側(図10の左側)からのスラストにより締結されるよう配置し、これらブレーキパック43,44を締結状態にするためのサーボピストン46,48をそれぞれ、2速、6速ブレーキ2・6/Bから遠い2速ブレーキ2/Bの側に同軸に配置し、2速、6速ブレーキ2・6/Bに係わるサーボピストン46を変速機ケース36に摺動自在に嵌合し、このサーボピストン46に摺動自在に嵌合して2速ブレーキ2/Bに係わるサーボピストン48を配置したため、つまり両サーボピストン46,48を相互に嵌合させたため、
2速ブレーキ2/Bおよび2速、6速ブレーキ2・6/Bの双方を多板ブレーキにより構成しても軸線方向スペース効率が大幅に悪くなることがなく、自動変速機の軸線方向寸法の増大なしに、若しくはこの増大を抑制しつつ、上記変速性能の安定化による変速品質の向上を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】 本発明の一実施の形態になる変速用ブレーキ装置を具えた自動変速機の変速歯車機構を模式的に示す略線図である。
【図2】 同歯車変速機構における変速用摩擦要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図3】 同実施の形態になる変速用ブレーキ装置に係わる要旨部分を拡大して示す、同歯車変速機構の実体構成図である。
【図4】 同変速用ブレーキ装置のサーボピストンを示す斜視図である。
【図5】 同サーボピストンの基端部を詳細に示す断面図である。
【図6】 同サーボピストンの櫛状先端を変速機ケース内周のスプライン溝に貫通させる要領の一手法を示す断面図である。
【図7】 同サーボピストンの櫛状先端を変速機ケース内周のスプライン溝に貫通させる要領の他の方法を示す断面図である。
【図8】 本発明の他の実施の形態になる変速用ブレーキ装置を具えた自動変速機の変速歯車機構を模式的に示す略線図である。
【図9】 同歯車変速機構における変速用摩擦要素の締結と選択変速段との関係を示す締結論理説明図である。
【図10】 同実施の形態になる変速用ブレーキ装置に係わる要旨部分を拡大して示す、同歯車変速機構の実体構成図である。
【符号の説明】
1 入力軸
2 出力軸
3 ラビニョオ型プラネタリギヤセット
4 減速用遊星歯車組
S1 サンギヤ
R1 リングギヤ
P1 ピニオン
C1 キャリア
P2 ロングピニオン
P3 ショートピニオン
S2 サンギヤ
S3 サンギヤ
R3 リングギヤ
C2 キャリア
C3 キャリア
5 出力歯車
6 変速機ケース
6a スプライン溝
11 アウタレース
11a スプライン歯
14 ブレーキハブ
15 ブレーキパック
16 ブレーキハブ
17 ブレーキパック
19 サーボピストン
19a サーボピストン基端部
19b サーボピストン櫛状先端
L/C ロークラッチ
3・5・R/C 3速、5速、後退用クラッチ
2・6/B 2速、6速ブレーキ
L/OWC ローワンウエイクラッチ
LR/B ローリバースブレーキ
H/C ハイクラッチ
31 入力軸
32 出力軸
33 ラビニョオ型プラネタリギヤセット
34 減速用遊星歯車組
36 変速機ケース
36a スプライン溝
1/OWC 1速ワンウエイクラッチ
2/OWC 2速ワンウエイクラッチ
2/B 2速ブレーキ
41 回転ドラム
42 ブレーキハブ
43 ブレーキパック
44 ブレーキパック
46 サーボピストン
46a サーボピストン基端部
46 サーボピストン櫛状先端
48 サーボピストン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a brake device for shifting an automatic transmission, and in particular, a technique for replacing a band brake, which is disadvantageous in terms of stability of shifting performance, with a multi-plate brake without a reduction in axial space efficiency. It is about.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a gear transmission mechanism of an automatic transmission, as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-220703 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-199548, a reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation, and a future reduction gear There is known a gear transmission mechanism that enables multi-stage transmission by means of a Ravigneaux type planetary gear set that outputs rotation after shifting.
[0003]
In this type of gear transmission mechanism, in particular, a gear transmission mechanism constituted by combining a plurality of simple planetary gear sets is sometimes the case, but a plurality of transmission brakes are provided, and a transmission friction element including these brakes is fastened. In general, the transmission is switched so that a predetermined shift is performed by releasing.
[0004]
On the other hand, wet band brakes and multi-plate brakes are often used as shifting brakes, and the former band brakes tend to have different fastening capacities at the time of fastening, and changes in shifting performance over time and changes in shifting performance due to temperature As a problem.
However, when replacing the band brake with a multi-plate brake, the multi-plate brake is alternately arranged with a non-rotating plate that is rotationally engaged with the inner periphery of the transmission case and a rotating plate that is coupled to a rotating member to be braked. Since the servo pistons are installed side by side in the axial direction with respect to the brake pack, the space efficiency in the axial direction is reduced, and there is a concern that the automatic transmission becomes longer in the axial direction.
[0005]
Therefore, in general, as described in both of the above-mentioned documents, a multi-plate brake is used as much as possible. However, the actual situation is that one brake is configured as a band brake if necessary. Met.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the band brake, the friction coefficient of the brake band varies, the change of the friction coefficient with time is relatively large, and the change of the friction coefficient with temperature is also relatively large. Therefore, as described above, the speed change performance is unstable, and it is difficult to always maintain a good speed change quality.
[0007]
In this sense, it is preferable to replace the band brake with a multi-plate brake. However, in this case, the above-described problem concerning the axial space efficiency is caused.
From this point of view, the present invention makes it possible to replace the band brake with a multi-plate brake without causing a decrease in the space efficiency, and thereby, without increasing the axial dimension of the automatic transmission, or at least suppressing the increase. Meanwhile, an object of the present invention is to propose a speed change brake device for an automatic transmission that realizes stabilization of speed change quality.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
For this purpose, the automatic brake device for automatic transmission according to the present invention is as described in
A reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs the reduced rotation from the planetary gear set enables a multi-stage shift, and the shift includes at least two brakes. In an automatic transmission controlled by engagement and release of a friction element for shifting including
Both of the two brakes are constituted by a multi-plate brake, and a brake pack made up of a rotating plate and a non-rotating plate of the multi-plate brake is adjacent to the inner periphery of the transmission case in the axial direction and from the same side in the axial direction. Arranged to be fastened by thrust,
Servo pistons for fastening these brake packs are arranged coaxially on the side of the other brake far from one brake, and the servo piston related to the one brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the other brake is arranged on the inner peripheral side of this servo piston.And
The non-rotating plates of the two brake packs are rotationally engaged with splines on the inner periphery of the transmission case, and the comb-like tip of the servo piston related to the one brake is passed through the spline groove so that the one Configuration to abut against the brake pack related to the brakeIt is characterized by that.
[0009]
【The invention's effect】
According to such a configuration of the present invention, since the two brakes are both constituted by multi-plate brakes, it is possible to avoid the instability of the shift performance when the band brake is used and to keep the shift quality constantly high.
[0010]
In addition, according to the present invention, the brake packs of both multi-plate brakes are arranged adjacent to the inner periphery of the transmission case in the axial direction so as to be fastened by thrust from the same side in the axial direction, and the brake operating servo The pistons are coaxially arranged on the side of the other brake far from one brake, the servo piston related to the one brake is slidably fitted to the transmission case, and the servo piston is slidably connected to the inner peripheral side of the servo piston. Because the servo piston related to the other brake is arranged, that is, the two servo pistons are fitted to each other, even if both of the above two brakes are configured by multi-plate brakes, the axial space efficiency is greatly deteriorated. No stabilization of the speed change performance without increasing the axial dimension of the automatic transmission or while suppressing this increase It can be.
[0011]
In addition, the present inventionLike,The non-rotating plates of the two brake packs are rotationally engaged with a common spline on the inner periphery of the transmission case, and the servo piston related to the one brake is penetrated through the comb-shaped tip so as to follow the groove of the spline. Further, as in the second aspect of the invention, the one-way clutch is included in the friction element for shifting, and the outer race of the one-way clutch is engaged with the inner periphery of the transmission case. In the case of a transmission, the outer race of the one-way clutch is rotationally engaged with the spline on the inner periphery of the transmission case, and the comb piston tip of the servo piston is passed through the groove of the spline so that the one of the outer races Contact the brake pack related to the brake.
In this case, even if the servo piston related to the one brake has the above-described arrangement, the brake can be easily operated by the comb-shaped tip, and further, the brake is caused by the abutment between the comb-shaped tip and the side wall of the spline. The torque at the time of operation can be received and the torque receiving capability by the servo piston is improved.
[0012]
As described in
In this case, the dedicated thrust reaction force receiving of the brake pack related to the other brake can be omitted, which is advantageous in terms of cost and assembly.
[0013]
In order to penetrate the comb-shaped tip of the servo piston related to one brake along the groove of the common spline as described above, the spline provided on the inner periphery of the transmission case as described in
Alternatively, as described in claim 5, the spline is engaged with the inner periphery of the transmission case.At least the teeth of the non-rotating plateThe comb-shaped tip of the servo piston related to the one brake can be penetrated into the inner space of the spline groove on the inner periphery of the transmission case.
In the former configuration,At least of the non-rotating plateSince the number of teeth does not decrease, the spline engagement strength can be kept high. With the latter configuration, the above-described penetration of the comb-shaped tip of the servo piston can be easily performed, and the assembly workability is improved.
[0014]
In the case where the automatic transmission is as described in JP 2000-220703 A among the above documents, that is,
In order to enable the speed change, a multi-speed change is possible by a reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation, and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs a reduction rotation from the planetary gear set. Reduced rotation from the planetary gear set for reduction can be transmitted to the first rotating member of the Ravigneaux planetary gear set by the first clutch, and reduced rotation from the planetary gear set for reduction is transmitted to the first of the Ravigneaux planetary gear set by the second clutch. The second rotation member can be transmitted to the two-rotation member and can be fixed by the first brake, and the input rotation to the reduction planetary gear set is transmitted to the third rotation member of the Ravigneaux planetary gear set by the third clutch. This third rotation member is made possible by a one-way clutch in the direction opposite to the input rotation and the second rotation member. And fixable in both directions by the rake, if the fourth rotary members of Ravigneaux planetary gear set is an automatic transmission that the transmission output rotation member, as described in
An outer race of the one-way clutch and a non-rotating plate constituting a brake pack of the first brake and the second brake arranged on both sides in the axial direction of the one-way clutch are rotated on a common spline formed on the inner periphery of the transmission case. Combined
Servo pistons for putting these brake packs in a fastening state are coaxially arranged on the side of the second brake far from the first brake, and the servo piston related to the first brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the second brake is arranged on the inner peripheral side of this servo piston,
By being configured to penetrate the comb-shaped tip of the servo piston related to the first brake so as to be in contact with the brake pack related to the first brake along the common spline groove on the inner periphery of the transmission case. The same effects as described above can be obtained.
[0015]
In the case where the automatic transmission is as described in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-199548 among the above documents, that is,
In order to enable the speed change, a multi-speed change is possible by a reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation, and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs a reduction rotation from the planetary gear set. Reduced rotation from the planetary gear set for reduction can be transmitted to the first rotating member of the Ravigneaux planetary gear set by the first clutch, and reduced rotation from the planetary gear set for reduction is transmitted to the first of the Ravigneaux planetary gear set by the second clutch. The second rotating member can be transmitted to the two rotating members, and the second rotating member can be fixed in the opposite direction to the input rotation by the first one-way clutch and the first brake and in both directions by the second brake. The input rotation to the gear can be transmitted to the third rotating member of the Ravigneaux type planetary gear set by the third clutch. Both the third rotating member can be fixed in the opposite direction to the input rotation by the second one-way clutch and in both directions by the third brake, and the fourth rotating member of the Ravigneaux type planetary gear set is used as the transmission output rotating member. If it is a machine, as described in claim 7,
A common spline formed on the inner periphery of the transmission case is rotationally engaged with a non-rotating plate forming a brake pack of the first brake and the second brake arranged adjacent to each other in the axial direction,
Servo pistons for putting these brake packs in the fastening state are coaxially arranged on the side of the first brake far from the second brake, and the servo piston related to the second brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the first brake is arranged on the inner peripheral side of this servo piston,
By configuring the comb-shaped tip of the servo piston related to the second brake to pass along the groove of the common spline on the inner periphery of the transmission case, and contacting the brake pack related to the second brake. The same effects as described above can be obtained.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 shows a gear transmission mechanism of an automatic transmission having a shift brake device according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 shows the relationship between the selected shift stage and the engagement logic of a shift friction element. FIG.
As shown in FIG. 1, the gear transmission mechanism according to the present embodiment includes an
Then, a Ravigneaux type planetary gear set 3 and a reduction planetary gear set 4 are provided in order from the side close to the engine by being arranged coaxially with the input /
[0017]
The reduction planetary gear set 4 is a simple planetary gear set comprising a sun gear S1, a ring gear R1, and a carrier C1 that rotatably supports a pinion P1 meshed with these gears.
The Ravigneaux type planetary gear set 3 includes a long pinion P2 and a short pinion P3 meshed with each other, a sun gear S2 meshed with the long pinion P2, a sun gear S3 meshed with the short pinion P3, and a ring gear R3 meshed with the long pinion P2. The carrier C2 that rotatably supports the pinion P2 and the carrier C3 that rotatably supports the long pinion P2 and the short pinion P3.
Here, the carrier C2 and the carrier C3 are integrated.
[0018]
The speed change friction element that determines the transmission path (selected shift speed) from the
The sun gear S1 is always fixed to the
Carriers C2 and C3 are prevented from rotating in the opposite direction to the engine by a low one-way clutch L / OWC, and can be appropriately fixed by a low reverse brake LR / B, and can be appropriately coupled to the
[0019]
In the gear transmission mechanism configured as described above, the reduction planetary gear set 4 decelerates the input rotation from the engine and outputs it to the carrier C1, and the Ravigneaux planetary gear set 3 reduces the planetary gear set 4 for reduction (carrier C1). Multi-speed shifting is possible by shifting the speed reduction rotation from the gear and outputting it to the ring gear R3.
In order to enable this speed change, first, the reduced speed rotation from the reduction planetary gear set 4 can be transmitted to the sun gear S3 (first rotating member) of the Ravigneaux planetary gear set 3 by the low clutch L / OWC (first clutch). And
Reduced rotation from the planetary gear set 4 for reduction is further shifted to the sun gear S2 (second rotating member) of the Ravigneaux type planetary gear set 3 by the third speed, the fifth speed, and the
Then, the input rotation to the reduction planetary gear set 4 can be transmitted to the carriers C2, C3 (third rotation member) of the Ravigneaux planetary gear set 3 by the high clutch H / C (third clutch) and the carrier C2, C3 (third rotation member) can be fixed in the opposite direction to the input rotation by low one-way clutch L / OWC (one-way clutch) and in both directions by low reverse brake LR / B (second brake)
The ring gear R3 (fourth rotating member) of the Ravigneaux planetary gear set 3 is coupled to the
[0020]
Friction elements for shifting, that is, low clutch L / C, 3rd speed, 5th speed,
[0021]
When the first speed is selected, power is transmitted along the following transmission path by engaging the low clutch L / C as shown in FIG.
That is, the rotation of the
[0022]
The sun gear S3 is used for receiving a reaction force because the carrier C2 is prevented from rotating in the direction opposite to the engine rotation due to the engagement of the low one-way clutch L / OWC. Therefore, the ring gear R3 is connected via the short pinion P3 and the long pinion P2. Can be rotated together with the
[0023]
In this first speed selection state, the carrier C2 is rotated in the same direction as the engine rotation during traveling to which the engine brake is to be applied, and the reaction force is not received, so the engine brake cannot be applied.
Therefore, when the engine brake is necessary in the first speed selection state, the low reverse brake LR / B is engaged as shown by (O) in FIG. 2 so that the carrier C2 does not rotate in the same direction as the engine rotation. Thus, engine braking at the first speed is obtained.
[0024]
When selecting the second speed, as shown in FIG. 2, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the low clutch L / C and the second and
That is, the input rotation to the
[0025]
The sun gear S3 outputs the ring gear R3 via the short pinion P3 and the long pinion P2 because the sun gear S2 is prevented from rotating by the engagement of the 2nd speed and
[0026]
When the third speed is selected, power is transmitted along the following transmission path by engaging the low clutch L / C, the third speed, the fifth speed, and the
That is, the input rotation of the
[0027]
Therefore, the sun gear S2 and the sun gear S3 are integrally rotated, and the Ravigneaux type planetary gear set 3 has the ring gear R3 together with the
[0028]
When selecting the fourth speed, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the low clutch L / C and the high clutch H / C as shown in FIG.
That is, the input rotation of the
[0029]
On the other hand, since the carrier C3 is rotated at the same speed as the engine rotation when the high clutch H / C is engaged, the Ravigneaux type planetary gear set 3 together with the
[0030]
When selecting the fifth speed, as shown in FIG. 2, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the third speed, the fifth speed, the
That is, the input rotation of the
[0031]
On the other hand, since the carrier C3 is rotated at the same speed as the engine rotation when the high clutch H / C is engaged, the Ravigneaux type planetary gear set 3 uses the ring gear R3 together with the
[0032]
When selecting the sixth speed, as shown in FIG. 2, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the high clutch H / C and the second and
That is, the carrier C3 rotates at the same speed as the engine rotation when the high clutch H / C is engaged, and the sun gear S2 is prevented from rotating and functions as a reaction force element when the second and
[0033]
When selecting the reverse, as shown in FIG. 2, the transmission of power along the following transmission path is performed by engaging the third speed, the fifth speed, the
That is, the input rotation of the
[0034]
On the other hand, since the carrier C2 is prevented from rotating by engaging the low reverse brake LR / B and functions as a reaction force element, the decelerated rotation to the sun gear S2 is reversed by the long pinion P2 and reaches the ring gear R3. It can be taken out from the
[0035]
The substantial structure of the gear transmission mechanism shown in FIG. 1 is basically the same as that described in Japanese Patent Laid-Open No. 2000-220703 as shown in FIG. In particular, not only the low reverse brake LR / B but also the 2-speed and 6-
[0036]
Specifically, first, the
The
[0037]
The low reverse brake LR / B is a brake pack in which the rotating plate rotationally engaged with the
The second-speed and sixth-
[0038]
Incidentally, when the non-rotating plates of the brake packs 15 and 17 are spline-fitted to the inner periphery of the
[0039]
A
The
[0040]
The
In the configuration of the second speed, the
[0041]
By the way, in the present embodiment, not only the low reverse brake LR / B but also the second and
Then, the brake packs 15 and 17 comprising the rotating plate and the non-rotating plate of these multi-plate brakes are arranged adjacent to each other in the axial direction on the inner periphery of the
[0042]
Further, in this embodiment, the
[0043]
Further, the non-rotating plates of the brake packs 15 and 17 and the
Even if the
[0044]
In the present embodiment, when the comb-shaped
[0045]
In order to penetrate the comb-shaped
That is, as shown in FIG. 7, the non-rotating plates of the brake packs 15 and 17 and the spline teeth to be provided on the
In this case, the penetration of the comb-shaped
[0046]
FIG. 8 shows a gear transmission mechanism of an automatic transmission having a shift brake device according to another embodiment of the present invention, and FIG. 9 shows the relationship between the selected shift stage and the engagement logic of the shift friction element. It is drawing which shows.
As shown in FIG. 8, the gear speed change mechanism according to the present embodiment includes an
Then, a Ravigneaux type planetary gear set 33 and a planetary gear set 34 for reduction are provided in order from the rear end side opposite to the engine, coaxially arranged on the input /
[0047]
The reduction planetary gear set 34 is a simple planetary gear set comprising a sun gear S1, a ring gear R1, and a carrier C1 that rotatably supports a pinion P1 engaged with these gears.
The Ravigneaux type planetary gear set 33 includes a long pinion P2 and a short pinion P3 meshed with each other, a sun gear S2 meshed with the long pinion P2, a sun gear S3 meshed with the short pinion P3, a ring gear R3 meshed with the long pinion P2, and a long gear The carrier C2 that rotatably supports the pinion P2 and the carrier C3 that rotatably supports the long pinion P2 and the short pinion P3.
Here, the carrier C2 and the carrier C3 are integrated.
[0048]
In the following, a frictional element for shifting that determines a transmission path (selected shift speed) from the
The sun gear S1 is always fixed to the
[0049]
The sun gear S2 can be fixed to the
Carriers C2 and C3 are prevented from rotating in the reverse direction of the engine by the 1-speed one-
[0050]
In the gear transmission mechanism configured as described above, the reduction planetary gear set 34 reduces the input rotation from the engine and outputs it to the carrier C1, and the Ravigneaux planetary gear set 33 reduces the planetary gear set 34 for reduction (carrier C1). Multi-speed shifting is possible by shifting the speed reduction rotation from the gear and outputting it to the ring gear R3.
In order to enable this speed change, first, the reduced speed rotation from the reduction planetary gear set 34 can be transmitted to the sun gear S3 (first rotating member) of the Ravigneaux type planetary gear set 33 by the low clutch L / OWC (first clutch). And
Reduced rotation from the planetary gear set 34 for speed reduction is further transferred to the sun gear S2 (second rotating member) of the Ravigneaux type planetary gear set 33 by the third speed, fifth speed,
Further, the input rotation to the planetary gear set 34 for reduction can be transmitted to the carriers C2 and C3 (third rotating member) of the Ravigneaux type planetary gear set 33 by the high clutch H / C (third clutch), and this carrier C2 , C3 (third rotation member) can be fixed in the opposite direction to the input rotation by 1-speed one-
The ring gear R3 (fourth rotating member) of the Ravigneaux planetary gear set 33 is coupled to the
[0051]
Friction elements for shifting, that is, low clutch L / C, 3rd speed, 5th speed,
[0052]
When the first speed is selected, power is transmitted along the following transmission path by engaging the low clutch L / C as shown in FIG.
That is, the rotation of the
[0053]
The sun gear S3 has a short pinion (not visible in the drawing) and a long pin because the carrier C2 is used for receiving a reaction force because the carrier C2 is prevented from rotating in the direction opposite to the engine rotation by the engagement of the first-speed one-
[0054]
In this first speed selection state, the carrier C2 is rotated in the same direction as the engine rotation during traveling to which the engine brake is to be applied, and the reaction force is not received, so the engine brake cannot be applied.
Therefore, when the engine brake is necessary in the first speed selection state, the low reverse brake LR / B is engaged as shown by (O) in FIG. 9 so that the carrier C2 does not rotate in the same direction as the engine rotation. Thus, engine braking at the first speed is obtained.
[0055]
When selecting the second speed, as shown in FIG. 9, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the low clutch L / C and the
That is, the input rotation to the
[0056]
The sun gear S3 is a short pinion because the sun gear S2 is prevented from rotating in the reverse direction to the input rotation by the engagement of the
[0057]
In this second speed selected state, the engine brake is not used because the sun gear S2 is rotated in the same direction as the engine rotation due to the free running of the second speed one-
Therefore, when the engine brake is necessary in the second speed selection state, the second gear and the
[0058]
When selecting the third speed, as shown in FIG. 9, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the low clutch L / C, the third speed, the fifth speed, and the
That is, the input rotation of the
[0059]
Accordingly, the sun gear S2 and the sun gear S3 are integrally rotated, and the Ravigneaux type planetary gear set 33 rotates the ring gear R3 together with the
[0060]
When the fourth speed is selected, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the low clutch L / C and the high clutch H / C as shown in FIG.
That is, the input rotation of the
[0061]
On the other hand, since the carriers C2 and C3 are rotated at the same speed as the engine rotation by the engagement of the high clutch H / C, the Ravigneaux type planetary gear set 33 rotates the ring gear R3 together with the
[0062]
When the fifth speed is selected, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the third speed, the fifth speed, the
That is, the input rotation of the
[0063]
On the other hand, since the carriers C2 and C3 are rotated at the same speed as the engine rotation by the engagement of the high clutch H / C, the Ravigneaux type planetary gear set 33 rotates the ring gear R3 together with the
[0064]
When selecting the sixth speed, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the high clutch H / C and the second and
That is, the carrier C2 and C3 rotate at the same speed as the engine rotation when the high clutch H / C is engaged, and the sun gear S2 is prevented from rotating by the engagement of the 2nd and
[0065]
When selecting the reverse, as shown in FIG. 9, power transmission is performed along the following transmission path by engaging the third speed, the fifth speed, the
That is, the input rotation of the
[0066]
On the other hand, since the carriers C2 and C3 are prevented from rotating by engaging the low reverse brake LR / B and function as a reaction force element, the decelerated rotation to the sun gear S2 is reversed by the long pinion P2 and reaches the ring gear R3. The rotation can be extracted from the
[0067]
The substantial structure of the gear transmission mechanism shown in FIG. 8 is basically the same as that described in JP 2000-199548 A, as shown in FIG. In particular, not only the 2-
[0068]
As described in the above publication, the second-
[0069]
The second-speed and sixth-
[0070]
The
The
[0071]
The
In the configuration of the second speed, the
[0072]
By the way, in the present embodiment, not only the 2-
The brake packs 43 and 44 made up of the rotating plates and the non-rotating plates of the multi-plate brakes are arranged adjacent to each other in the axial direction on the inner periphery of the
Even if both the 2-
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram schematically showing a transmission gear mechanism of an automatic transmission including a shifting brake device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an engagement logic explanatory diagram showing a relationship between engagement of a shift friction element and a selected shift stage in the gear transmission mechanism.
FIG. 3 is a substantial configuration diagram of the gear transmission mechanism, showing an enlarged view of a gist portion related to the transmission brake device according to the embodiment;
FIG. 4 is a perspective view showing a servo piston of the shifting brake device.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing in detail a base end portion of the servo piston.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing one method for making the comb-shaped tip of the servo piston pass through a spline groove on the inner periphery of the transmission case.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing another method of passing the comb-shaped tip of the servo piston through the spline groove on the inner periphery of the transmission case.
FIG. 8 is a schematic diagram schematically showing a transmission gear mechanism of an automatic transmission including a speed change brake device according to another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is an engagement logic explanatory diagram showing a relationship between engagement of a shift friction element and a selected shift stage in the gear transmission mechanism.
FIG. 10 is an actual configuration diagram of the gear transmission mechanism, showing an enlarged view of a gist portion related to the speed change brake device according to the embodiment;
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2 Output shaft
3 Ravigneaux type planetary gear set
4 Planetary gear set for reduction
S1 sun gear
R1 ring gear
P1 pinion
C1 career
P2 Long pinion
P3 short pinion
S2 sun gear
S3 sun gear
R3 ring gear
C2 career
C3 career
5 Output gear
6 Transmission case
6a Spline groove
11 Outer race
11a spline teeth
14 Brake hub
15 Brake pack
16 Brake hub
17 Brake pack
19 Servo piston
19a Base end of servo piston
19b Servo piston comb tip
L / C low clutch
3,5, R / C 3-speed, 5-speed, reverse clutch
2 ・ 6 / B 2-speed, 6-speed brake
L / OWC Rowan Way Clutch
LR / B low reverse brake
H / C high clutch
31 Input shaft
32 Output shaft
33 Ravigneaux type planetary gear set
34 Planetary gear set for reduction
36 Transmission case
36a Spline groove
1 / OWC 1-speed one-way clutch
2 / OWC 2-speed one-way clutch
2 / B 2-speed brake
41 Rotating drum
42 Brake hub
43 Brake pack
44 Brake pack
46 Servo piston
46a Servo piston base end
46 Servo piston comb tip
48 Servo piston
Claims (7)
前記2個のブレーキを共に多板ブレーキにより構成し、これら多板ブレーキの回転プレートおよび非回転プレートよりなるブレーキパックを変速機ケースの内周に軸線方向隣り合わせに、且つ、軸線方向同じ側からのスラストにより締結されるよう配置し、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、一方のブレーキから遠い他方のブレーキの側に同軸に配置し、前記一方のブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に前記他方のブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
前記両ブレーキパックの非回転プレートを変速機ケースの内周におけるスプラインに回転係合させ、該スプラインの溝内に沿うよう前記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該一方のブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成したことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。A reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs the reduced rotation from the planetary gear set enables a multi-stage shift, and the shift includes at least two brakes. In an automatic transmission controlled by engagement and release of a friction element for shifting including
Both of the two brakes are constituted by a multi-plate brake, and a brake pack made up of a rotating plate and a non-rotating plate of the multi-plate brake is adjacent to the inner periphery of the transmission case in the axial direction and from the same side in the axial direction. Arranged to be fastened by thrust,
Servo pistons for fastening these brake packs are arranged coaxially on the side of the other brake far from one brake, and the servo piston related to the one brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the other brake is arranged on the inner peripheral side of the servo piston ,
The non-rotating plates of the two brake packs are rotationally engaged with splines on the inner periphery of the transmission case, and the comb-like tip of the servo piston related to the one brake is passed through the spline groove so that the one A brake device for a shift in an automatic transmission, wherein the brake device is configured to contact a brake pack related to a brake.
前記ワンウエイクラッチのアウタレースを変速機ケースの内周における前記スプラインに回転係合させ、該スプラインの溝内に沿うよう前記サーボピストンの櫛状先端を貫通させて前記一方のブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成したことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the speed change friction element includes a one-way clutch, and an outer race of the one-way clutch is engaged with an inner periphery of the transmission case.
The outer race of the one-way clutch is rotationally engaged with the spline on the inner periphery of the transmission case, and the comb-shaped tip of the servo piston is passed through the groove of the spline to contact the brake pack related to the one brake. A speed change brake device for an automatic transmission, characterized by being configured to contact .
前記ワンウエイクラッチのアウタレースを前記両ブレーキパック間に配置すると共に前記他方のブレーキに係わるブレーキパックのスラスト反力受けとして利用する構成にしたことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。The shift brake device for an automatic transmission according to claim 2 ,
An automatic transmission shifting brake device characterized in that an outer race of the one-way clutch is disposed between the two brake packs and used as a thrust reaction force receiver for a brake pack related to the other brake.
前記変速機ケースの内周に設けたスプラインの溝底と、該スプラインに回転係合するよう少なくとも前記非回転プレートの歯先との間における隙間に、前記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させたことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。In the automatic transmission gearshift brake device according to any one of claims 1 to 3 ,
A comb-like shape of a servo piston related to the one brake is formed in a gap between a groove bottom of a spline provided on the inner periphery of the transmission case and at least a tooth tip of the non-rotating plate so as to be rotationally engaged with the spline. A speed change brake device for an automatic transmission, characterized in that a tip is penetrated.
前記変速機ケースの内周にスプライン係合するよう少なくとも前記非回転プレートの歯を間引いてできた前記変速機ケースの内周におけるスプラインの溝の内部空間に、前記一方のブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させたことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。In the automatic transmission gearshift brake device according to any one of claims 1 to 3 ,
In the inner space of the spline groove on the inner periphery of the transmission case formed by thinning out the teeth of the non-rotating plate so as to engage with the inner periphery of the transmission case, the servo piston related to the one brake is A speed change brake device for an automatic transmission, characterized in that a comb-shaped tip is passed therethrough.
変速機ケースの内周に形成した共通なスプラインに前記ワンウエイクラッチのアウタレースと、該ワンウエイクラッチの軸線方向両側に配置した前記第1ブレーキおよび第2ブレーキのブレーキパックを成す非回転プレートとを回転係合させ、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、第1ブレーキから遠い第2ブレーキの側に同軸に配置し、第1ブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に第2ブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
変速機ケースの内周における前記共通なスプラインの溝内に沿うよう前記第1ブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該第1ブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成したことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。In order to enable the speed change, a multi-speed change is possible by a reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation, and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs a reduction rotation from the planetary gear set. Reduced rotation from the planetary gear set for reduction can be transmitted to the first rotating member of the Ravigneaux planetary gear set by the first clutch, and reduced rotation from the planetary gear set for reduction is transmitted to the first of the Ravigneaux planetary gear set by the second clutch. The second rotation member can be transmitted to the two-rotation member and can be fixed by the first brake, and the input rotation to the reduction planetary gear set is transmitted to the third rotation member of the Ravigneaux planetary gear set by the third clutch. This third rotation member is made possible by a one-way clutch in the direction opposite to the input rotation and the second rotation member. And fixable in both directions by the rake, in the automatic transmission according to claim 1, the fourth rotating member of the Ravigneaux planetary gear set and a transmission output rotation member,
An outer race of the one-way clutch and a non-rotating plate constituting a brake pack of the first brake and the second brake arranged on both sides in the axial direction of the one-way clutch are rotated on a common spline formed on the inner periphery of the transmission case. Combine
Servo pistons for putting these brake packs in a fastening state are coaxially arranged on the side of the second brake far from the first brake, and the servo piston related to the first brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the second brake is arranged on the inner peripheral side of this servo piston,
The configuration is such that the comb-shaped tip of the servo piston related to the first brake is passed through the groove of the common spline on the inner periphery of the transmission case so as to contact the brake pack related to the first brake. Brake device for shift of automatic transmission characterized as above.
変速機ケースの内周に形成した共通なスプラインに、軸線方向隣り合わせに配置した前記第1ブレーキおよび第2ブレーキのブレーキパックを成す非回転プレートとを回転係合させ、
これらブレーキパックを締結状態にするためのサーボピストンをそれぞれ、第2ブレーキから遠い第1ブレーキの側に同軸に配置し、第2ブレーキに係わるサーボピストンを変速機ケースに摺動自在に嵌合し、このサーボピストンの内周側に第1ブレーキに係わるサーボピストンを配置し、
変速機ケースの内周における前記共通なスプラインの溝内に沿うよう前記第2ブレーキに係わるサーボピストンの櫛状先端を貫通させて該第2ブレーキに係わるブレーキパックに当接させるよう構成したことを特徴とする自動変速機の変速用ブレーキ装置。In order to enable the speed change, a multi-speed change is possible by a reduction planetary gear set that decelerates and outputs an input rotation, and a Ravigneaux type planetary gear set that changes and outputs a reduction rotation from the planetary gear set. Reduced rotation from the planetary gear set for reduction can be transmitted to the first rotating member of the Ravigneaux planetary gear set by the first clutch, and reduced rotation from the planetary gear set for reduction is transmitted to the first of the Ravigneaux planetary gear set by the second clutch. The second rotating member can be transmitted to the two rotating members, and the second rotating member can be fixed in the opposite direction to the input rotation by the first one-way clutch and the first brake and in both directions by the second brake. The input rotation to the gear can be transmitted to the third rotating member of the Ravigneaux type planetary gear set by the third clutch. The third rotating member can be fixed in the opposite direction to the input rotation by a second one-way clutch and in both directions by a third brake, and the fourth rotating member of the Ravigneaux planetary gear set is a transmission output rotating member. In the automatic transmission according to 1,
A common spline formed on the inner periphery of the transmission case is rotationally engaged with a non-rotating plate forming a brake pack of the first brake and the second brake arranged adjacent to each other in the axial direction,
Servo pistons for putting these brake packs in the fastening state are coaxially arranged on the side of the first brake far from the second brake, and the servo piston related to the second brake is slidably fitted to the transmission case. The servo piston related to the first brake is arranged on the inner peripheral side of this servo piston,
The configuration is such that the comb-shaped tip of the servo piston related to the second brake is made to pass through the groove of the common spline on the inner periphery of the transmission case to contact the brake pack related to the second brake. Brake device for shift of automatic transmission characterized as above.
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