JP4906045B2 - 自動変速機における圧油供給装置 - Google Patents

Description

本発明は、自動変速機を構成するクラッチの油圧サーボに圧油を供給する自動変速機における圧油供給装置に関するものである。

自動変速機において、特許文献１に示すようなドラム、ピストン、キャンセラ等によって構成されるクラッチがある。

また、クラッチは複数の変速段を達成するために、２つ以上有するのが一般的である。この際、自動変速機のコンパクト化を達成するための手段として、クラッチの多重構造がその方法の一つして考えられる。

多重構造をなす複数のクラッチを備えた自動変速機においては、通常内側のドラムは外側のドラムにスプライン係合等によって一体回転可能に組付けられるようになっており、内側のドラムに収納されたクラッチの油圧サーボには、外側のドラムおよび内側のドラムの２つに形成した油孔を介して圧油を供給するようになっている。

さらに、油圧サーボへ作動油を供給するためにドラムに形成される油孔は、円周上に等間隔に穿設されるのが一般的である。
特開平９−２１００８８号公報（図２）

この種の自動変速機においては、自動変速機の組み立て時、内側のドラムを外側のドラムに任意の角度でスプライン係合等によって組付けられる。その際、組付け時の位相ズレにより、１台ごとに第１および第２の油孔を介して内側のドラムに収納されたクラッチの油圧サーボに圧油を供給する供給経路（供給長さ）にバラツキを生じ、このバラツキによって油圧サーボへの圧油の供給時間に差が生じ、クラッチの係合時間にバラツキを生ずる問題がある。例えば、図１０（Ａ）に示すように、第１の油孔６５と第２の油孔６６を円周上に４つずつ設けたものにおいては、第１の油孔６５と第２の油孔６６の角度位相は最大４５度の位相ズレを生ずることになり、第１の油孔６５と第２の油孔６６の位相が合致（位相ズレ０）した場合に比べて、油圧サーボへの圧油の供給経路（供給長さ）が増加し、クラッチ係合時間に遅れを生ずることになる。

このようなクラッチ係合時間のバラツキをなくするためには、内側のドラムを外側のドラムに組付ける際に、第２の油孔６６が第１の油孔６５に合致するように回転方向に位置決めすることが考えられるが、位置決めのためにはドラムにマーキングを施すことが必要となるばかりか、組付けが面倒となり、コストアップの要因となる問題があった。

本発明は、上記した従来の問題点に鑑みてなされたもので、油孔の数をむやみに増加させることなく、第２ドラムを第１ドラムに任意に組付けた際の第１および第２の油孔の位相ズレを最小限に抑えることができる自動変速機における圧油供給装置を提供することを目的とするものである。

上記課題を解決するために、請求項１に記載の発明は、複数のクラッチおよびブレーキを係脱して複数段に変速する変速機構を備え、該変速機構は、第１ドラムと、該第１ドラムとともに第１シリンダ室を形成する第１ピストンとを有する第１油圧サーボと、前記第１ドラムのボス部の外周に配設されるとともに、前記第１ドラムと一体回転される第２ドラムと、該第２ドラムとともに第２シリンダ室を形成する第２ピストンとを有する第２油圧サーボと、 前記第１ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第１の油孔と、前記第２ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第２の油孔と、前記第１および第２ドラムの間に配設される一対のシールリングにより形成され前記第１の油孔と第２の油孔を互いに連通する環状油路からなる圧油供給通路とを備え、該圧油供給通路を介して前記第２シリンダ室に圧油を供給するとともに、前記第１および第２の油孔を、どちらか一方に形成される油孔の数に対して、他方の油孔の数を多くされることを特徴とするものである。

請求項２に記載の発明は、請求項１において、前記第１および第２の油孔を、倍数を除く複数で互いに異なる個数で構成したものである。

請求項３に記載の発明は、請求項２において、前記第１および第２の油孔のいずれか一方を４個とし、他方を６個としたものである。

請求項１に係る発明によれば、第１ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第１の油孔と、第２ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第２の油孔と、第１および第２ドラムの間に配設される一対のシールリングにより形成され第１の油孔と第２の油孔を互いに連通する環状油路からなる圧油供給通路とを備え、この圧油供給通路を介して第２シリンダ室に圧油を供給するとともに、第１および第２の油孔を、どちらか一方に形成される油孔の数に対して、他方の油孔の数を多くしたので、第２のドラムを第１のドラムに任意に組付けたときの第１および第２の油孔の位相ズレを、第１および第２の油孔の個数を同数とした場合に比較して、小さく抑えることができるようになり、組付け時の位相ズレによるクラッチへの油の供給経路（供給長さ）のバラツキを小さくできるようになる。

請求項２に係る発明によれば、第１および第２の油孔を、倍数を除く複数で互いに異なる個数で構成したので、油孔の個数を多くしなくても、第２のドラムを第１のドラムに任意に組付けたときの第１および第２の油孔の位相ズレを小さく抑えることができるようになる。

請求項３に係る発明によれば、第１および第２の油孔のいずれか一方を４個とし、他方を６個としたので、必要以上に油孔を穿設することなく、第２のドラムを第１のドラムに任意に組付けたときの第１および第２の油孔の位相ズレを、１５度以下と十分に小さい値に抑えることができる。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は、例えばフロントエンジンリヤドライブタイプの車両に用いて好適な自動変速機１０を示す。当該自動変速機１０は、車体に取付けられたミッションケース１１内にトルクコンバータ１２および変速機構１３を備えている。エンジンからの出力は、トルクコンバータ１２のポンプインペラおよびタービンライナーを介して自動変速機１０の入力軸１５に入力される。変速機構１３は入力軸１５より入力された回転を変速して駆動輪に連結された出力軸１６に出力する。トルクコンバータ１２には、ロックアップクラッチ１７が備えられている。尚、本実施例において、自動変速機の軸方向におけるトルクコンバータ側を「前方」、出力軸側を「後方」と呼称する。

変速機構１３は、ミッションケース１１内に同軸上に順次支承された入力軸１５、減速用プラネタリギヤ２０、複数のプラネタリギヤから構成されるプラネタリギヤセット２１、出力軸１６、第１ないし第４のクラッチＣ−１〜Ｃ−４ならびに第１および第２のブレーキＢ−１、Ｂ−２にて構成されている。

入力軸１５の回転を減速して減速回転部材に伝達する減速用プラネタリギヤ２０は、ミッションケース１１に常時固定されて回転を規制されたサンギヤＳ１、前記入力軸１５に直結されたキャリアＣ１、キャリアＣ１に支承されサンギヤＳ１と噛合する第１ピニオン２３Ａ、キャリアＣ１に支承され第１ピニオン２３Ａと噛合する第２ピニオン２３Ｂ、および第２ピニオン２３Ｂと噛合するリングギヤＲ１から構成されている。

プラネタリギヤセット２１は、一例として、シングルピニオンプラネタリギヤとダブルピニオンプラネタリギヤとを組み合わせたラビニヨ式のギヤセットで構成されている。

プラネタリギヤセット２１の小径の第１サンギヤＳ２は、第１のクラッチＣ−１により減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１に係脱可能に連結され、大径の第２サンギヤＳ３は、第３のクラッチＣ−３により減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１に係脱可能に連結されるとともに、第４のクラッチＣ−４により減速用プラネタリギヤ２０のキャリアＣ１を介して入力軸１５に係脱可能に連結される。ショートピニオン２５は、第１サンギヤＳ２と噛合される。またロングピニオン２６は第２サンギヤＳ３と噛合するとともに、ショートピニオン２５と噛合する。これらショートピニオン２５およびロングピニオン２６は直結構造のキャリアＣ２、Ｃ３にそれぞれ回転可能に支承されている。リングギヤＲ２はロングピニオン２６に噛合されるとともに、出力要素として出力軸１６に連結されている。

第２サンギヤＳ３は、第１のブレーキＢ−１によりミッションケース１１に係脱可能に連結される。キャリアＣ２（Ｃ３）は、第２のクラッチＣ−２により入力軸１５に係脱可能に連結される。また、キャリアＣ２（Ｃ３）は、第２のブレーキＢ−２によりミッションケース１１に係脱可能に連結されるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１によって係止可能とされている。

以上のように構成された自動変速機１０は、第１ないし第４のクラッチＣ−１〜Ｃ−４、第１および第２のブレーキＢ−１、Ｂ−２を選択的に係脱し、入力軸１５、出力軸１６、減速用プラネタリギヤ２０およびプラネタリギヤセット２１の各要素を選択的に連結、あるいは固定することにより、前進８段、後進２段のギヤ比を成立することができる。図２において、各ギヤ段に対応するクラッチ、ブレーキの欄に○が付されている場合、クラッチおよびブレーキの係合状態を示し、無印であれば、開放状態を示している。

以下、各ギヤ段の作動について説明する。シフトレンジがＰ（パーキング）レンジ及びＮ（ニュートラル）レンジである場合、全てのクラッチＣ−１〜Ｃ−４およびブレーキＢ−１、Ｂ−２は解放状態にあるので、入力軸１５と出力軸１６との動力伝達が切断されている。

前進１速の場合には、図２に示すように、第１のクラッチＣ−１が係合されるとともに、ワンウェイクラッチＦ−１が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が、第１のクラッチＣ−１を介してプラネタリギヤセット２１の第１サンギヤＳ２に入力される。そして、第１サンギヤＳ２の減速回転が、ワンウェイクラッチＦ−１により一方向の回転が規制されているキャリアＣ２（Ｃ３）を介してさらに減速されてリングギヤＲ２に入力され、出力軸１６は１速のギヤ比で減速して正回転される。なお、エンジンブレーキ時には、ワンウェイクラッチＦ−１に代わって第２のブレーキＢ−２が係合され、キャリアＣ２（Ｃ３）の回転が固定される。

前進２速の場合には、第１のクラッチＣ−１が係合され、第１のブレーキＢ−１が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が、第１のクラッチＣ−１を介して第１サンギヤＳ２に入力され、第２サンギヤＳ３が第１のブレーキＢ−１により固定されているので、リングギヤＲ２延いては出力軸1６は２速のギヤ比で減速して正回転される。

前進３速の場合には、第１および第３のクラッチＣ−１、Ｃ−３が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が、第１のクラッチＣ−１を介して第１サンギヤＳ２に入力されるとともに，第３のクラッチＣ−３を介して第２サンギヤＳ３に入力されるので、プラネタリギヤセット２１が一体回転され、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は、入力軸１５の回転が減速用プラネタリギヤ２０により減速された３速のギヤ比で減速して正回転される。

前進４速の場合には、第１および第４のクラッチＣ−１、Ｃ−４が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が、第１のクラッチＣ−１を介して第１サンギヤＳ２に入力されるとともに、減速用プラネタリギヤ２０のキャリアＣ１の回転が第４のクラッチＣ−４を介して第２サンギヤＳ３に入力され、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は、４速のギヤ比で正回転される。

前進５速の場合には、第１および第２のクラッチＣ−１，Ｃ−２が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が、第１のクラッチＣ−１を介して第１サンギヤＳ２に入力されるとともに、入力軸１５の回転が第２のクラッチＣ−２を介して直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３に入力されるので、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は５速のギヤ比で減速して正回転される。

前進６速の場合には、第２および第４のクラッチＣ−２、Ｃ−４が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のキャリアＣ１を介して入力軸１５の入力回転が、第４のクラッチＣ−４を介して第２サンギヤＳ３に入力されるとともに、入力軸１５の回転が第２のクラッチＣ−２を介して直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３に入力されるので、プラネタリギヤセット２１は入力軸１５と一体的に回転され、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は６速のギヤ比で正回転される。

前進７速の場合には、第２および第３のクラッチＣ−２、Ｃ−３が係合される。これにより、入力軸１５の回転が第２のクラッチＣ−２を介して直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３に入力されるとともに、減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１の減速回転が第３のクラッチＣ−３を介して第２サンギヤＳ３に入力されるので、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は７速のギヤ比で増速して正回転される。

前進８速の場合には、第２のクラッチＣ−２が係合され、第１のブレーキＢ−１が係合される。これにより、入力軸１５の回転が第２のクラッチＣ−２を介して直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３に入力され、また、第１のブレーキＢ−１によって第２サンギヤＳ３が固定されるので、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は８速のギヤ比で増速して正回転される。

また、後進１速の場合には、第３のクラッチＣ−３および第２のブレーキＢ−２が係合される。これにより、入力軸１５の回転が第３のクラッチＣ−３を介して第２サンギヤＳ３に入力されるとともに、直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３が第２のブレーキＢ−２によって固定されるので、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は後進１速のギヤ比で減速して逆回転される。

後進２速の場合には、第４のクラッチＣ−４および第２のブレーキＢ−２が係合される。これにより、減速用プラネタリギヤ２０のキャリアＣ１を介して入力軸の回転が第４のクラッチＣ−４を介して第２サンギヤＳ３に入力されるとともに、直結された第１および第２キャリアＣ２，Ｃ３が第２のブレーキＢ−２によって固定されるので、リングギヤＲ２延いては出力軸１６は後進２速のギヤ比で減速して逆回転される。

図３および図４は、減速用プラネタリギヤ２０と、第３および第４のクラッチＣ−３、Ｃ−４と、第１のブレーキＢ−１の具体的構成を示す機構図である。同図において、ミッションケース１１は、入力軸１５は、ミッションケース１１、ミッションケース１１に固定されたオイルポンプボディ２７およびステータシャフト３０に回転可能に支持されている。ステータシャフト３０は、オイルポンプボディ２７のボス部２７ａの内周に圧入固定されている。また、ステータシャフト３０の後方側端部の外周側には、減速用プラネタリギヤ２０が配置されるとともに、減速用プラネタリギヤ２０のサンギヤＳ１がスプライン係合により回転不能とされている。

ミッションケース１１内には、有底円筒状の第１ドラム３１を有する第３のクラッチＣ−３と、有底円筒状の第２ドラム３２を有する第４のクラッチＣ−４が収容されている。第４のクラッチＣ−４は、第１ドラム３１の内周側に収容されている。第１ドラム３１は、オイルポンプボディ２７のボス部２７ａの外周に圧入されたスリーブ部材３３の外周に回転可能に支持されている。また、第２ドラム３２は、第１ドラム３１の内周側に延設されているボス部３１ａに支持されているとともに、後述するスプライン係合部９５によって一体回転可能に係合されている。

第１ドラム３１のボス部３１ａの内周とスリーブ部材３３の外周との間には複数のシール部材が介在されている。第１ドラム３１のボス部３１ａの後方側一端は、オイルポンプボディ２７のボス部２７ａの後方側端部の外周に嵌着された固定スリーブ３５上に配設された主軸受３６によって回転可能に支持されている。主軸受３６はそれ単体で第１ドラム３１を回転支持するに十分な軸方向長さを有している。

なお、ボス部３１ａの前方側端部の内周には、主軸受３６と比べて軸方向長さが短い補助軸受３７が圧入されている。補助軸受３７はスリーブ部材３３の外周に隙間を存して遊嵌され、通常は軸受として機能しないようになっている。そして、補助軸受３７は、第１ドラム３１が軸方向に所定以上傾いた場合のみ、スリーブ部材３３の外周に当接して軸受として機能する。

第１ドラム３１の外周部３１ｂの開口側の一端は、第３のクラッチＣ−３を介して減速用プラネタリギヤ２０のリングギヤＲ１に係脱可能に連結されるようになっている。第３のクラッチＣ−３は、外周部３１ｂにスプライン係合されたセパレートプレートおよびリングギヤＲ１にスプライン係合されたフリクションプレートからなる摩擦係合要素と、第１油圧サーボとによって構成されている。第１油圧サーボは、第１ドラム３１の底部に形成された第１シリンダ室４３に摺動可能に収納された第１ピストン４４と、第１ドラム３１のボス部３１ａに配設されるキャンセラプレート９１と、第１ピストン４４を付勢するリターンスプリング４５とによって構成されている。

第１ドラム３１のボス部３１ａの外周にはスナップリング９０によってキャンセラプレート９１の内周部が軸方向の一方への移動を規制されて係止されており、キャンセラプレート９１の外周部は第１ピストン４４の内周面に液密的に嵌合され、キャンセラプレート９１と第１ピストン４４との間に第１キャンセル室９２を形成している。キャンセラプレート９１と第１ピストン４４との間には、第１ピストン４４を軸方向に第３のクラッチＣ−３を開放させるように付勢するリターンスプリング４５が配置されている。

第１キャンセル室９２は、オイルポンプボディ２７のボス部２７ａ、スリーブ部材３３および第１ドラム３１に半径方向に形成されたキャンセル油供給孔９３より、キャンセル油（潤滑油）が供給されるようになっている。また、第１キャンセル室９２に供給されたキャンセル油は、キャンセラプレート９１の内周部に形成されたキャンセル油排出溝９１ａより外部に排出されるようになっている。第１キャンセル室９２は、第１シリンダ室４３内の油によって発生する遠心油圧をキャンセルする働きを有する。

第１ピストン４４は第１ドラム３１の外周部３１ｂの内周に沿って延在され、その先端部は第３のクラッチＣ−３の摩擦係合要素の側方に対応して配置されている。油圧サーボの第１シリンダ室４３は、第１ドラム３１のボス部３１ａ、スリーブ部材３３にそれぞれ形成された油孔からなる供給通路４７を介してオイルポンプボディ２７のボス部２７ａに形成される油路に連通されている。ボス部２７ａに形成される油路は図略の油圧制御装置に接続され、油圧制御装置より供給される圧油により、第１ピストン４４がリターンスプリング４５のばね力に抗して摺動され、第３のクラッチＣ−３の摩擦係合要素を摩擦係合するようになっている。また、圧油の供給が停止されると、リターンスプリング４５のばね力によって摩擦係合要素の摩擦係合が解除されるようになっている。

第２ドラム３２は、第３のクラッチＣ−３の第１ピストン４４の内方に配設されている。第２ドラム３２の内周側には、第１ドラム３１のボス部３１ａに配設されるボス部３２ａが設けられ、外周側には外周部３２ｂが設けられている。第２ドラム３２のボス部３２ａの後方側端部の内周には、図４に示すように、内スプライン３２ｃが形成され、この内スプライン３２ｃは、第１ドラム３１のボス部３１ａの前方側端部の外周に形成された外スプライン３１ｃにスプライン係合されている。外スプライン３１ｃからなる第１スプライン歯と、内スプライン３２ｃからなる第２スプライン歯とによってスプライン係合部９５を構成している。

第２ドラム３２の外周部３２ｂの開口側（後方側）の端部は、第４のクラッチＣ−４を介して減速用プラネタリギヤ２０のキャリアＣ１に係脱可能に連結されるようになっている。第４のクラッチＣ−４は、外周部３２ｂの内周にスプライン係合されたセパレートプレート５１およびキャリアＣ１に結合されたクラッチハブ５６の外周にスプライン係合されたフリクションプレート５２とからなる摩擦係合要素と、第２油圧サーボとによって構成されている。第２油圧サーボは、第２ドラム３２の底部に形成された第２シリンダ室５３に摺動可能に収納された第２ピストン５４と、第１ドラム３１のボス部３１ａに配設されるキャンセラプレート９７と、第２ピストン５４を付勢するリターンスプリング５５によって構成されている。第２ピストン５４の一端は第２ドラム３２の外周部３２ｂの内周にスプライン係合されて、第４のクラッチＣ−３の摩擦係合要素の後方に配置されている。第２ピストン５４は、スプライン係合部９５を形成した第２ドラム３２のボス部３２ａの外周側に配置されている。

第１ドラム３１のボス部３１ａの後方側端部の外周にはスナップリング９６によってキャンセラプレート９７が軸方向の一方への移動を規制されて配設されており、キャンセラプレート９７の外径側は第２ピストン５４の内周面に嵌合され、キャンセラプレート９７と第２ピストン５４との間に第２キャンセル室９８を形成している。キャンセラプレート９７と第２ピストン５４との間には、第２ピストン５４を軸方向に第４のクラッチＣ−４を開放させるように付勢するリターンスプリング５５が配置されている。
油圧サーボの第２シリンダ室５３は、第１および第２ドラム３１、３２の各ボス部３１ａ、３２ａ間に形成された圧油供給通路６０、ならびに固定スリーブ３３に形成された環状油路６１、オイルポンプボディ２７のボス部２７ａにそれぞれ形成された油孔路６２を介して図略の油圧制御装置に接続されている。

圧油供給通路６０は、図５に示すように、第１ドラム３１のボス部３１ａに径方向に向けて穿設されるとともに周方向に等間隔に形成した複数の第１の油孔６５と、第２ドラム３２のボス部３２ａに径方向に向けて穿設されるとともに周方向に対して等間隔に形成した複数の第２の油孔６６と、両ボス部３１ａ、３２ａの間において、一対のシールリングによって形成した環状油路６７とによって構成され、第１および第２の油孔６５、６６は環状油路６７を介して互いに連通されている。

第１ドラム３１の外周部３１ｂの外周は、第１のブレーキＢ−１を介してミッションケース１１に係脱可能に連結されるようになっている。第１のブレーキＢ−１は、ミッションケース１１の内周にスプライン係合されたセパレートプレート７１および第１ドラム３１の外周部３１ｂの外周にスプライン係合されたフリクションプレート７２とからなる摩擦係合要素と、油圧サーボとによって構成されている。油圧サーボは、ミッションケース１１に形成されたシリンダ室７３に摺動可能に収納されたピストン７４と、ピストン７４を付勢するリターンスプリング７５によって構成されている。

ピストン７４の先端は第１のブレーキＢ−１の摩擦係合要素の側方まで延在されている。油圧サーボのシリンダ室７３は、ミッションケース１１に形成された図略の油路等を介して油圧制御装置に接続され、油圧制御装置より供給される圧油により、ピストン７４がリターンスプリング７５のばね力に抗して摺動され、第１のブレーキＢ−１の摩擦係合要素を摩擦係合するようになっている。また、圧油の供給が停止されると、リターンスプリング７５のばね力によって摩擦係合要素の摩擦係合が解除されるようになっている。

また、潤滑用の供給通路８１が形成され、図略のオイルポンプより吐出された潤滑油が油圧制御装置、及び供給孔８３を介して供給通路８１に供給されるようになっている。供給通路８１には複数列の供給孔８４、８５が連通され、これら供給孔８４、８５を介してミッションケース１１内の各部に潤滑油が供給されるようになっている。ミッションケース１１内に供給された潤滑油は遠心力作用によって半径方向外方に飛散され、減速用プラネタリギヤ２０、クラッチＣ−３、Ｃ−４およびブレーキＢ−１、軸受等の各部位に供給される。

図６は、上記した第１ドラム３１のボス部３１ａに形成された円周上複数の第１の油孔６５と、第２のドラム３２のボス部３２ａに形成された円周上複数の第２の油孔６６との位相関係を示すもので、理解しやすいように、第１の油孔６５は白丸で、第２の油孔６６は黒丸で示してある。同図に示すように、第１の油孔６５は円周上に等間隔に６個形成され、また、第２の油孔６６は円周上に等間隔に４個形成されている。

第２のドラム３２はその組付け時において第１のドラム３１に任意の角度位相でスプライン係合されるが、上記した第１および第２の油孔６５，６６の個数の組合せにより、最悪の組合せにおいても、少なくとも円周上２か所における両油孔６５、６６の位相差（位相ズレ）θ１を１５度以下にすることができる。

これにより、図略の油圧制御装置より入力軸１５に形成された供給孔６３、蓋状部材２７の円筒支持部２７ａに形成された油路６２およびを固定リング３３に形成された環状油路６１を介して円周上６個の第１の油路６５に圧油が分配され、第１の油路６５に分配された圧油は、第２ドラム３２の内周に形成された環状油路６７を介して円周上４個の第２の油路６６に分配され、第２油圧サーボの第２シリンダ室５４に供給される。

この際、第１の油路６５を通過した圧油は、最大の場合でも環状油路６７を円周方向にθ１（１５度）流れるだけで第２の油路６６に到達できるので、圧油の供給経路（供給長さ）のバラツキを小さくすることができる。

このように、第２のドラム３２を第１のドラム３１に任意に組付けたときの第１および第２の油孔６５、６６の位相ズレを最小限に抑えることができるので、組付け時の位相ズレによる第４のクラッチＣ−４の油圧サーボの第２シリンダ室５４への油の供給経路（供給長さ）のバラツキを小さくでき、組付け時の位相ズレによる摩擦係合要素の係合時間のバラツキを少なくできるようになる。

なお、少なくとも円周上２か所の第１および第２の油孔６５，６６の位相が合い、当該２か所の第１および第２の油孔６５、６６を介して油圧サーボの第２シリンダ５４に圧油を供給できるようにすれば、油圧サーボの応答遅れ等の問題を発生しないものであり、従って、円周上２か所以外の第１および第２の油孔６５，６６の位相ズレがたとえ大きくても特に問題となることはない。

図１０には、比較例として、第１および第２の油孔６５，６６の個数を同数の４個の場合（Ａ）と、６個の場合（Ｂ）を示しているが、４個ずつの場合には、最大で４５度の位相ズレを生じ、また、６個ずつの場合には、最大で３０度の位相ズレを生ずることになる。従って、組付け時の位相ズレによる油の供給経路（供給長さ）のバラツキが大きくなり、摩擦係合要素の係合時間にバラツキを生ずることになる。

勿論、図１０の４個の場合（Ａ）と６個の場合（Ｂ）を比較すると、第１及び第２の油孔６５、６６を６個ずつとした場合の方が位相ズレを小さくなり、第１および第２の油孔６５，６６の数を増やせば、位相ズレを小さくすることが可能となる。しかし、油孔の数をむやみに増加させることは加工コストの上昇を引き起こす。また、穿設される油孔が増えるにつれて、ドラムの強度が低下するので、強度の低下を補償する為にドラムの肉厚を厚くせざるを得なくなり、全体として重量の増加を引き起こす。よって、油孔の数をできるだけ増加させることなく、第１および第２の油孔６５，６６の位相ズレを小さくすることが肝要である。

図７〜図９は、本発明の他の実施の形態を示すもので、第１の油孔６５と第２の油孔６６の組合せを種々異ならせたものである。

図７に示す組合せは、第１および第２の油孔６５，６６の個数をそれぞれ８個と４個としたものであり、この場合には、第２のドラム３２を第１のドラム３１に任意に組付けたときの第１および第２の油孔６５，６６の位相差θ２を、少なくとも円周上２か所で最大２２．５度以下にすることができる。ただし、当実施例では、第１の油孔６５の数（８個）を第２の油孔６６（４個）の倍数としたため、第２の油孔６６の位相が、２つの第１の油孔６５の中間の位相とされた場合には、全ての第２の油孔６６の位相は各第１の油孔６５の位相の中間の位相となってしまい、図６に示す第１の油孔６５を４個、第２の油孔６６を６個とした場合と比して、第２の油孔が増えているが、位相差θが大きくなってしまう。よって、第１の油孔６５の数と第２の油孔６６の数の関係は、倍数の関係としないほうがより好適である。

また、図８に示す組合せは、第１および第２の油孔６５，６６を奇数個と偶数個としたもので、具体的には、第１の油孔６５を円周上等角度間隔に４個、第２の油孔６６を円周上等角度間隔に５個とした例を示すものである。

さらに、図９に示す組合せは、第１および第２の油孔６５，６６をそれぞれ奇数個としたもので、具体的には、第１の油孔６５を円周上等角度間隔に３個、第２の油孔６６を円周上等角度間隔に５個とした例を示すものである。

これら図８および図９の組合せにおいては、油孔の配置が点対称とならず、円周方向にアンバランスとなる点で、図６および図７で示す偶数ずつの油孔を設けた場合と異なるが、第２のドラム３２を第１のドラム３１に任意に組付けたときの第１および第２の油孔６５，６６の位相差θ３、θ４をそれぞれ小さくできる点で同様な効果がある。

上記した実施の形態によれば、第１ドラム３１に形成した第１の油孔６５および第２ドラム３２に形成した第２の油孔６６を介して、第４のクラッチＣ−４の油圧サーボに圧油を供給する場合に、第１および第２の油孔６５、６６を複数で互いに異なる個数、例えば、円周上等角度間隔に６つ形成した第１の油孔６５と、円周上等角度間隔に４つ形成した第２の油孔６６とによって構成したので、第２のドラム３２を第１のドラム３１に任意に組付けたときの第１および第２の油孔６５、６６の位相ズレを最小限に抑えることができる。これにより、組付け時の位相ズレによる第４のクラッチＣ−４の油圧サーボの第２シリンダ室５４への油の供給経路（供給長さ）のバラツキを小さくでき、組付け時の位相ズレによる摩擦係合要素の係合時間のバラツキを少なくできるようになる。

また、第１および第２の油孔６５、６６の個数は、８個と４個のように倍数の個数で組合わせたり、５個と４個のように奇数個と偶数個で組合わせたり、さらには、５個と３個のように奇数個同士で組合わせたりしても、第１および第２の油孔６５、６６の個数を同数とした場合に比較して、組付け時の位相ズレによる第４のクラッチＣ−４の油圧サーボの第２シリンダ室５４への油の供給経路（供給長さ）のバラツキを小さくすることが可能となる。

なお、上記した実施の形態においては、第１の油孔６５の個数を第２の油孔６６の個数より多くした例について述べたが、第１および第２の油孔６５、６６のいずれの個数を多くするかは、設計上の問題であって、効果上においては何ら差異を生ずるものではない。

上記した実施の形態においては、前進８段、後進２段のギヤ比を達成できる自動変速機について説明したが、本発明はそのようなものに限定されるものではなく、一つのクラッチを介して他のクラッチに潤滑油を供給する広範な自動変速機に適用できるものである。

また、上記した実施の形態においては、プラネタリギヤセット２１をシングルピニオンプラネタリギヤとダブルピニオンプラネタリギヤとを組み合わせたラビニヨ式ギヤセットを例にとって説明したが、本発明におけるプラネタリギヤセット２１は、ラビニヨ式ギヤセットに限定されるものではなく、複数（２つ以上）のプラネタリギヤを有するプラネタリギヤセットであれば、あらゆる構成のものを採り得るものである。

なお、ステータシャフト３０、オイルポンプボディ２７、スリーブ部材３３等は、ミッションケース１１に一体結合されるものであるので、これらステータシャフト３０、オイルポンプボディ２７、スリーブ部材３３等は、ミッションケース１１の一部を構成するものである。

斯様に、上記した実施の形態で述べた具体的構成は、本発明の一例を示したものにすぎず、本発明はこのような具体的構成に限定されることなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲で種々の態様を採り得ることは勿論である。

本発明に係る自動変速機を示すスケルトン図である。 図１における自動変速機の各ギヤ段におけるブレーキ及びクラッチの係合状態を示す図である。 本発明の実施の形態に係る自動変速機の潤滑装置を示す断面図である。 図３の一部を拡大して示した図である。 図４のＡ−Ａ線に沿って矢視した断面図である。 図５に示す第１の油孔と第２の油孔との関係を示す説明図である。 本発明の他の実施の形態に係る第１の油孔と第２の油孔との関係を示す説明図である。 本発明のさらに他の実施の形態に係る第１の油孔と第２の油孔との関係を示す説明図である。 本発明のさらに他の実施の形態に係る第１の油孔と第２の油孔との関係を示す説明図である。 比較例としての第１の油孔と第２の油孔との関係を示す説明図である。

符号の説明

１０・・・自動変速機、１１・・・ミッションケース、１３・・・変速機構、１５・・・入力軸、１６・・・出力軸、２０・・・減速用プラネタリギヤ、２１・・・プラネタリギヤセット、２７・・・オイルポンプカバー、２７ａ・・・ボス部、３１・・・第１ドラム、３１ａ・・・ボス部、３２・・・第２ドラム、３２ａ・・・ボス部、４３、５３、７３・・・シリンダ室、４４、５４、７４・・・ピストン、６０・・・圧油供給通路、６１・・・環状油路、６２、６３・・・油孔、６５・・・第１の油孔、６６・・・第２の油孔、６７・・・環状油路、Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３・・・サンギヤ、Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３・・・キャリア、Ｒ１、Ｒ２・・・リングギヤ、Ｃ−１・・・第１のクラッチ、Ｃ−２・・・第２のクラッチ、Ｃ−３・・・第３のクラッチ、Ｃ−４・・・第４のクラッチ、Ｂ−１・・・第１のブレーキ、Ｂ−２・・・第２のブレーキ。

Claims (3)

1. 複数のクラッチおよびブレーキを係脱して複数段に変速する変速機構を備え、
   該変速機構は、第１ドラムと、該第１ドラムとともに第１シリンダ室を形成する第１ピストンとを有する第１油圧サーボと、
   前記第１ドラムのボス部の外周に配設されるとともに、前記第１ドラムと一体回転される第２ドラムと、該第２ドラムとともに第２シリンダ室を形成する第２ピストンとを有する第２油圧サーボと、
   前記第１ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第１の油孔と、前記第２ドラムに形成した円周上等角度間隔の複数の第２の油孔と、前記第１および第２ドラムの間に配設される一対のシールリングにより形成され前記第１の油孔と第２の油孔を互いに連通する環状油路からなる圧油供給通路とを備え、
   該圧油供給通路を介して前記第２シリンダ室に圧油を供給するとともに、
   前記第１および第２の油孔を、どちらか一方に形成される油孔の数に対して、他方の油孔の数を多くされることを特徴とする自動変速機における圧油供給装置。
2. 請求項１において、前記第１および第２の油孔を、倍数を除く複数で互いに異なる個数で構成してなる自動変速機における圧油供給装置。
3. 請求項２において、前記第１および第２の油孔のいずれか一方を４個とし、他方を６個としてなる自動変速機における圧油供給装置。

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