JP4922224B2 - 多段自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、油圧クラッチ及びブレーキを用いて制御する自動変速機に関し、原動機に入力軸が直結する入力継ぎ手のない多段自動変速機に関する。

近年急速に高まった地球温暖化による自動車の省燃費の要求により、トルクコンバータと遊星歯車列及び油圧クラッチ、ブレーキを用いた現在主流を占める多段自動変速機である所謂ＡＴ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）は前進６速（６ＡＴ）への多段化が進められ、前進４速（４ＡＴ）と比べ５〜６％の燃費向上が報告されている。一方ＡＴに対し、燃費が最も良いとされる従来の手動変速機を自動化した所謂ＡＭＴ（Ａｕｔｏｍａｔｅｄ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）と呼ばれるものが実用化されているが、変速の際一旦クラッチで動力を断つため連続的な走行ができない問題があった。そこでクラッチを２個用い、一方のクラッチで動力が伝達されている時、他方のクラッチを次の変速段に切り換えて待機させ、２個のクラッチを繋ぎ換えることで連続的な走行が可能となる変速機が考案されている。前者の1個のクラッチを用いるＳＣＴ（Ｓｉｎｇｌｅ Ｃｌｕｔｃｈ ＡＭＴ）に対しＤＣＴ（Ｄｕａｌ Ｃｌｕｔｃｈ ＡＭＴ）と呼ばれ、２個の油圧クラッチを用いた前進６速後進１速、更に前進７速後進１速のＤＣＴが近年相次いで実用化された。これはＡＴにおける燃費悪化の最大の要因となるトルクコンバータを用いないことで燃費の向上を図ったものである。

歴史を辿ると、ＤＣＴは自動変速機の黎明期にあってＫｅｇｒｅｓｓｅが前進３速後進１速として実用化したものであり、機械的なギア切り換え準備を必要としない自動変速機も実用化されている。カウンターギア方式として４個のクラッチを用いたＣｏｎｔｅの自動変速機や、遊星歯車方式として特許文献１に示すＷｉｌｓｏｎの半自動変速機及び特許文献２に示すＨｏｂｂｓの自動変速機である。しかし、流体伝導装置を入力継ぎ手に用いた現在のＡＴに繋がる自動変速機の台頭により姿を消した。自動変速機には車両のスムースな発進及び変速の基本機能や寸動となるインチング機能が要求され、原動機である内燃機関と変速機の出力軸との間に滑りが必要となる。流体伝導装置はこの発進及びインチング状態で一定のクリープ力を持たせる耐久性に優れた滑り機能があり、クラッチやブレーキではこれに敵わなかったからである。又、車両の動力性能向上により手動変速機は多段化されるが、ＡＴは流体伝導装置にトルク増幅作用のあるトルクコンバータを用いて手動変速機より少ない変速段数で対応出来たことも現在のＡＴが発展した大きな要因である。

ＡＴでは、発進及びインチング状態でトルクコンバータを滑らせ、変速状態で油圧クラッチ又はブレーキを滑らせている。トルクコンバータは車両が停止しているストール状態で一定のクリープ力を出し車両が動き出すに連れてクリープ力が低下する、優れたクリープ特性を有している。但し、クリープ力は内燃機関の回転速度とトルクコンバータの容量により機械的に決められてしまうもので、状況によりクリープ力が不適切な場合が生じる。もしクラッチやブレーキの滑りを適切に制御出来たなら、クリープ力を変える事が可能となる。近年実用化されたＤＣＴではトルクコンバータのストールでパワー全開のような滑らせ方は出来ないが、内燃機関の回転及びトルクとクラッチの滑りをＥＣＵで統合制御することで適切なクリープ機能を実現している。むしろ、トルクコンバータのような大きな滑りがないためドライバビリティが良くなる利点がある。しかしながら、ＤＣＴでは待機させる変速段が1種類しかなく、特に飛び越し変速が必要となるキックダウン変速や手動操作での任意の変速、及び前後進の切り換え時においてスムースな変速が出来なく車両の使い勝手に問題が生じる。加えて、シンクロ装置の切り換え機構等がＡＴほどシンプルではなく、コスト安とはならない。尚、６ＡＴではクラッチ又はブレーキの1個のみの繋ぎ代えで変速可能な変速段が、増速と減速側の次段と次々段の合わせて4種類準備可能で、キックダウン変速や手動変速及び前後進の切り換えで問題を生じさせない。

このように変速特性に優れたＡＴであるが、現状の実用化された６ＡＴでは依然として４ＡＴで用いられている応答性とトルク伝達容量に難のあるトーラス内部圧で締結させるロックアップクラッチを装着したトルクコンバータが用いられており、トルクコンバータは滑りが大きくロックアップ前後に内燃機関の回転速度が大きく変化し違和感を与えることもあり、ロックアップは多用されていない。加えて、内燃機関の回転変動を吸収するダンパ特性も不十分なためロックアップ領域を大きく広げることが出来ずＤＣＴとの燃費の差を縮めることは出来ていない。ロックアップクラッチの改良も望まれるがロックアップ前後の違和感を完全に解消することは出来ず、高性能ダンパにより内燃機関の低回転域を利用することが出来ないことも手伝って燃費向上の妨げとなっている。尚、ギア変速装置の多段化はＣＶＴのような滑りよるひどい効率悪化はないにしても伝達効率の悪化を招き、多段化するに当たってはこの伝達効率に留意しなければならない。

そこで、トルクコンバータに代えてダンパを装着した湿式クラッチを入力継ぎ手に用いる提案がなされている。乗用車の手動変速機では一般的に前進の変速段は５、６速であり、６ＡＴではトルク増幅作用のあるトルクコンバータを使用しなくとも牽引力が確保できるからである。つまり、多段化はトルクコンバータを必要としなくなる。しかしながら、入力側に湿式クラッチを用いると変速機内部のロスが湿式クラッチに負荷され、クリープ制御のような湿式クラッチの摩擦部材を常時滑らさなければならない厳しい状態で余分な負荷がかかり耐久的に不利となる。又、最低限自動変速機としての機能を果たすには遊星歯車列とその構成要素を制御するクラッチ及びブレーキだけでよく、クリープ力を確保しスムースな発進をする入力継ぎ手の役目を内部のクラッチ又はブレーキに持たせれば入力継ぎ手は不要となる。現に前述した前進４速のＷｉｌｓｏｎ変速機や前進３速のＨｏｂｂｓの自動変速機はそういった構造となっている。しかしながら、摩擦部材の耐久性を維持しつつ摩擦部材を滑らせ適切なクリープ力とスムースな発進性能を得るには、内燃機関と変速機のＥＣＵによる統合制御があって初めて可能になるもので、ＷｉｌｓｏｎやＨｏｂｂｓの５０年以上も前の変速機では類似した構造であってもこのような制御はなされていなく、変速段数も足りないことから近代の車両には対応出来ない。当然入力継ぎ手をなくせばそれだけ回転ロスが少なくなり燃費の向上に役立つばかりではなく、ＬＣＡ（Ｌｉｆｅ Ｃｙｃｌｅ Ａｓｓｅｓｍｅｎｔ）の面でも環境負荷を低減するものとなる。近年進められてきたＡＴの５、６速あるいは７、８速への多段化及びＳＣＴのＤＣＴ化は燃費や走行性能の向上に繋がるが、逆に部品点数を増やし環境負荷を増大させる結果となっている。又、内燃機関をフロント側に横置きに配するＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車では変速機の軸方向の短縮化が要求される。それは衝突安全性確保のためフロント側車体のサイドメンバを直線に保ちたいからであり、現状の４気筒内燃機関と４ＡＴの組み合わせでは満足できるものは少なく、片方のサイドメンバを湾曲させて干渉を避けている状況にある。したがって入力継ぎ手をなくせば一段と軸方向の短縮化ができ安全上も寄与することになる。

近年実用化された６ＡＴは３種あり、４個の構成要素を持った２個の遊星歯車列の、３個の構成要素に選択的に非減速回転と減速回転を入力し、そのうちの２個の構成要素にブレーキを配し、残りの１個の構成要素を出力する方式が大部分を占め、減速回転の入力個数を１個とした特許文献３と２個とした特許文献４の２種類存在する。残りの１種は変速段により３個の遊星歯車列の組換えを行う特許文献５に示されたもので、何れも５個のクラッチ及びブレーキの２個を選択的に締結することにより変速段が決定され、発進段となる前進１速段と後進段では同じブレーキを締結する構造となっている。更に特許文献３と４の４個の構成要素を持った２個の遊星歯車列の、同一構成要素に非減速回転と減速回転を入力し前進８〜１０速を得るＡＴも提案されており、これらも発進段となる前進１速段と後進段では同じブレーキを締結する構造となっている。したがってクリープ力を確保しスムースな発進を行うには、この特定１個のブレーキの滑り制御を行えば入力継ぎ手は要らないことになる。加えて特許文献３及び４による６ＡＴの前進１速段では、締結しない他のクラッチ又はブレーキの連れ回りトルクが出力に付加され、特定１個のブレーキの滑りエネルギーを減少さす効果がある。本発明はこの特定１個のブレーキを滑らす利点に着目したものである。

一般的に湿式で用いられるクラッチやブレーキはペーパ材からなる摩擦部材を金属板の両面に貼った複数のドライブプレートと金属板からなる複数のドリブンプレートを押付けて摩擦力によるトルクの伝達を行うもので、摩擦熱による温度上昇は断熱材であるペーパ材が貼られたドライブプレートではなくドリブンプレートの金属板で発生する。通常ＡＴでは変速時においては一時的にクラッチ又はブレーキを滑らすだけでよいから、ドリブンプレートの板厚を大きくしヒートマスを上げて一時的な発熱を吸収させ、その後油で冷却することで対応してきた。しかしながら、トルクコンバータに代わり摩擦部材を常時滑らすクリープ状態では、油によるドリブンプレートの強制冷却を考えなければならない。

一般的な油による冷却方式はペーパ材からなる摩擦部材の摩擦面に油溝を設け、変速機室内に放出した油を複数のドライブプレートとドリブンプレートの内周部から遠心力で飛沫冷却する方式が採られているが、十分な冷却効果が得られない。尚、発進段で締結するブレーキではドライブプレートとドリブンプレートの内周側には別の潤滑すべき部材があり、非締結時もドライブプレートとドリブンプレートに油が飛沫されて連れ回りロスが大きくなる欠点が生じる。連れ回りロスの要因は種々あるが、油量及び油粘度が大きな要因を占める。特にこのブレーキは減速比が大きいため締結トルク容量を大きくしなければならず、ドライブプレートとドリブンプレートの径及び枚数も増え油による連れ回りロスを顕著に受ける。加えて、遠心力で油が排出され易いクラッチと違って、ブレーキのドリブンプレートが係止されるハウジングは油が排出され難いため非締結時に油を飛沫すると油が溜まり連れ回りロスは増大する。更に、ＡＴのパワートレンでは高速連続走となる最高速段において、発進段で締結するブレーキは被制動側の回転が入力軸と同じ回転となり大きな連れ回りロスを発生する。このように複数のクラッチ、ブレーキを有するＡＴでは発進段で締結するブレーキが一番大きな連れ回りロスを発生するが、非締結時において油の飛沫を止めることが出来ず燃費悪化の一要因ともなっている。

ところで、自動変速機の開発には膨大な費用が掛かり、入力継ぎ手（トルクコンバータ）も必要なため、ＡＴとの互換性を考えなければならない。一般的にＡＴでは発進段のブレーキにワンウェイクラッチを併用させており、この両スペース内でブレーキを滑らす構造とする必要がある。又、入力部の連結方法が変わるため入力軸の軸支方法や油圧を供給するチャージングポンプの駆動方法も変わり、ＡＴの変速機構成部品の配置と互換性が保てる構造が要求される。

ＵＳ１４０４６７５ ＵＳ２５０９８２０ 特開昭５２−１４９５６２ 特開平４−２１９５５３ 特開２００３−３５３４１

本発明の第１の課題は、複数の遊星歯車列と油圧クラッチ及びブレーキからなる多段自動変速機の、車両の適切なクリープ力とスムースな発進性能が可能となる原動機と変速機の出力軸との間の滑り機構を、トルクコンバータ等入力継ぎ手を使用しないシンプルでコンパクトな構造とし、燃費を向上させることである。

本発明の第２の課題は、原動機と変速機の出力軸との間の滑り機構の耐久性を確保することである。

本発明の第３の課題は、複数の遊星歯車列と油圧クラッチ及びブレーキからなる多段自動変速機の、大きなロスとなる非締結状態における発進段で締結するブレーキの連れ回りロスを低減し、燃費を向上させることである。

本発明の第４の課題は、トルクコンバータ等入力継ぎ手を用いる場合との互換性を考慮した配置構造とするとともに内燃機関の低回転領域を使用可能にし、コストを下げ燃費を向上させることである。

請求項１に係わる本発明は、原動機である内燃機関と変速機の出力軸との間に滑りが必要となる部位をブレーキＢ１とし、多段自動変速機のシンプルコンパクト化と燃費の向上及び適切なクリープ力とスムースな発進制御を行うもので、第１、第２及び第３の課題を解決するための手段であり、複数の遊星歯車列と遊星歯車列の構成要素を制御する複数の油圧クラッチ及びブレーキからなり、遊星歯車列の、少なくとも動力が出力される遊星歯車を構成する構成要素を制動するブレーキＢ１を締結することにより発進段となる前進１速段と後進段を得る多段自動変速機の、原動機を変速機の入力軸に回転変動吸収ダンパ１０を介して連結し、変速機の出力軸の回転が一定回転速度以下の発進段となる前進１速段と後進段において、ブレーキＢ１の締結油圧を電気的に任意に制御することによりブレーキＢ１の断接及び滑り制御をなすとともに、ブレーキＢ１の非締結状態を除く一定締結油圧範囲内においてのみブレーキＢ１の摩擦部材に調圧された冷却油を供給するようになした。

請求項２に係わる本発明は、ブレーキＢ１の具体的な制御と冷却に関するもので、第１と第２及び第３の課題を解決するための手段であり、ブレーキＢ１のピストン５５を押付ける締結油圧を、デューティソレノイドバルブ１６０とＢ１シフトバルブ１５０或いは電圧又は電流の大きさに比例して該締結油圧を変えることのできるリニアソレノイドバルブ等で電気的に任意の油圧に制御可能とするとともに、締結油圧で作動する第１及び第２のスプールと、スプールを締結油圧とは反対方向に押す第１及び第２のスプリングとで構成され、締結油圧がピストン５５のリターンスプリング５６の荷重相当油圧で第１のスプールを作動させ、リターンスプリング５６の荷重相当油圧より高い一定の油圧で第２のスプールを作動させるよう第１及び第２のスプリングを設定し、第１のスプールが作動し第２のスプールが非作動状態でのみＢ１潤滑調圧弁１３０で調圧された冷却油をブレーキＢ１の摩擦部材に供給するＢ１潤滑切り換弁１４０を設けた。

請求項３に係わる本発明は、ブレーキＢ１の摩擦部材の強制冷却に関し、第２の課題を解決するための手段であり、ブレーキＢ１の摩擦部材である交互に配された複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２の同一径円周部の摩擦面に複数の貫通穴Ｘ，Ｙを設け、複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２の重なりあった端部側面の少なくとも一方の側面に、Ｂ１潤滑調圧弁１３０により調圧された冷却油が供給される油通路を設け、油通路と貫通穴Ｘ，Ｙとを連通するようになした。

請求項４に係わる本発明は、ブレーキＢ１の冷却性を考えたドライブプレートとドリブンプレートの形状に関する実施例で、第２の課題を解決するための手段であり、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚のドリブンプレート５２の間に、貫通穴Ｙを含有し、ドリブンプレート５２の外周部より外周側に広がってドリブンプレート５２の外周部との間に小さな開口部を生じ、小さな開口部から貫通穴Ｙからの冷却油を制限して排出する貫通穴Ｚが設けられた間座５３を配するようになした。

請求項５に係わる本発明は、ブレーキＢ１の冷却性を考えたドライブプレートとドリブンプレートの形状に関する別の実施例で、第２の課題を解決するための手段であり、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、摩擦部材の摩擦面に貫通穴Ｘを含有し、貫通穴Ｘからの冷却油を制限して排出する円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗを形成し、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止するようになした。

請求項６に係わる本発明は、ブレーキＢ１の摩擦部材の強制冷却及び冷却性を考えたドライブプレートとドリブンプレートの形状に関する更に別の実施例で、第２の課題を解決するための手段であり、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚のドリブンプレート５２の間に貫通穴Ｙを含有しドリブンプレート５２の間で密閉された大きな貫通穴Ｚが設けられた間座５３を配し、複数のドライブプレー５１とドリブンプレート５２及び間座５３を挟み押圧する端部２箇所の側面に油通路を設け、一方の側面の油通路に冷却油を供給するとともに他方の側面の油通路から冷却油を排出するようになした。

請求項７に係わる本発明は、非締結時のブレーキＢ１の連れ回りロスに関するもので、第３の課題を解決するための手段であり、ブレーキＢ１の交互に配された複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２を遊星歯車列の外周径方向外側に配し、ドライブプレート５１を係止する遊星歯車列の構成要素となる回転部材の係止円筒部に内周から外周への油貫通穴を設けないようになした。

請求項８に係わる本発明は、原動機を低回転で使用可能とする回転変動吸収ダンパ１０の配置と連結に関するもので、第４の課題を解決するための手段であり、
原動機は内燃機関であって内燃機関の出力軸に爆発による回転変動を吸収する回転変動吸収ダンパ１０を装着し、入力軸１を変速機と内燃機関の隔壁となる隔壁２ｄの変速機側保持部材２ｅの内周に軸受け７ａで軸支し、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間に油圧制御に用いる駆動ロータ２１と被駆動ロータ２２からなるチャージングポンプ２０を配し、端部が蓋１２で密閉された回転変動吸収ダンパ１０の出力ハブ１１と入力軸１をスプライン連結するとともに出力ハブ１１の変速装置側ボス部外周を、隔壁２ｄに装着された回転シール２３でシールして変速機内部を密閉し、出力ハブ１１が連結される入力軸１の変速機側スプラインにチャージングポンプ２０の駆動ロータ２１を連結するようになした。

請求項１記載の構成では、複数の遊星歯車列と遊星歯車列の構成要素を制御する複数の油圧クラッチ及びブレーキからなり、遊星歯車列の、少なくとも動力が出力される遊星歯車を構成する構成要素を制動するブレーキＢ１を締結することにより発進段となる前進１速段と後進段を得る多段自動変速機の、原動機を変速機の入力軸に回転変動吸収ダンパ１０を介して連結し、変速機の出力軸の回転が一定回転速度以下の発進段となる前進１速段と後進段において、ブレーキＢ１の締結油圧を電気的に任意に制御することによりブレーキＢ１の断接及び滑り制御をなすとともに、ブレーキＢ１の非締結状態を除く一定締結油圧範囲内においてのみブレーキＢ１の摩擦部材に調圧された冷却油を供給するようになしたので、ブレーキＢ１の滑りと強制冷却制御が原動機となる内燃機関との統合制御により可能となり、適切なクリープ力とスムースな発進性能を得ることが出来る。又、多段自動変速機が入力継ぎ手を不必要とするシンプルコンパクトな構成になるとともに、トルクコンバータ等大きな滑りを伴う効率の悪い流体伝導装置を用いないため燃費を大幅に向上させることが出来る。更に、前進１速段で締結していない他のクラッチ又はブレーキの連れ回りトルクが出力軸に付加されるため、ブレーキＢ１の耐久性が増す。

請求項２記載の構成では、ブレーキＢ１のピストン５５を押付ける締結油圧を、デューティソレノイドバルブ１６０とＢ１シフトバルブ１５０或いは電圧又は電流の大きさに比例して該締結油圧を変えることのできるリニアソレノイドバルブ等で電気的に任意の油圧に制御可能とするとともに、締結油圧で作動する第１及び第２のスプールと、スプールを締結油圧とは反対方向に押す第１及び第２のスプリングとで構成され、締結油圧がピストン５５のリターンスプリング５６の荷重相当油圧で第１のスプールを作動させ、リターンスプリング５６の荷重相当油圧より高い一定の油圧で第２のスプールを作動させるよう第１及び第２のスプリングを設定し、第１のスプールが作動し第２のスプールが非作動状態でのみＢ１潤滑調圧弁１３０で調圧された冷却油をブレーキＢ１の摩擦部材に供給するＢ１潤滑切り換弁１４０を設けたので、ブレーキＢ１の冷却油による強制冷却を発熱状態でなすとともに、非締結状態で冷却油を供給しないことで油圧クラッチ、ブレーキの内最大となるブレーキＢ１の連れ回りロスを減少させることが出来る。又、ブレーキＢ１の締結圧と冷却油をシンプルに電子油圧制御することで内燃機関との統合制御が可能となり、適切なクリープ力とスムースな発進性能を得ることが出来る。

請求項３記載の構成では、ブレーキＢ１の摩擦部材である交互に配された複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２の同一径円周部の摩擦面に複数の貫通穴Ｘ，Ｙを設け、複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２の重なりあった端部側面の少なくとも一方の側面に、Ｂ１潤滑調圧弁１３０により調圧された冷却油が供給される油通路を設け、油通路と貫通穴Ｘ，Ｙとを連通するようになしたので、ブレーキＢ１の強制冷却が確実となり耐久性を確保することが出来る。

請求項４記載の構成では、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚のドリブンプレート５２の間に、貫通穴Ｙを含有し、ドリブンプレート５２の外周部より外周側に広がってドリブンプレート５２の外周部との間に小さな開口部を生じ、小さな開口部から貫通穴Ｙからの冷却油を制限して排出する貫通穴Ｚが設けられた間座５３を配するようになしたので、２枚のドリブンプレート５２の間から一様に冷却油が排出され、ドリブンプレート５２を摩擦面裏側の広い面積で効率よく冷却して耐久性を確保することが出来る。

請求項５記載の構成では、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、摩擦部材の摩擦面に貫通穴Ｘを含有し、貫通穴Ｘからの冷却油を制限して排出する円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗを形成し、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止するようになしたので、摩擦面の円周溝ＶとＷから一様に冷却油が排出され、ドリブンプレート５２を摩擦面で冷却して耐久性を確保することが出来る。

請求項６記載の構成では、ドライブプレート５１の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘを設け、遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２の金属板の貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙを設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、ドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚のドリブンプレート５２の間に貫通穴Ｙを含有しドリブンプレート５２の間で密閉された大きな貫通穴Ｚが設けられた間座５３を配し、複数のドライブプレー５１とドリブンプレート５２及び間座５３を挟み押圧する端部２箇所の側面に油通路を設け、一方の側面の油通路に冷却油を供給するとともに他方の側面の油通路から冷却油を排出するようになしたので、ドリブンプレート５２を摩擦面裏側から冷却した高温の油を循環し効率の良い油の冷却により耐久性を確保することが出来る。

請求項７記載の構成では、ブレーキＢ１の交互に配された複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２を遊星歯車列の外周径方向外側に配し、ドライブプレート５１を係止する遊星歯車列の構成要素となる回転部材の係止円筒部に内周から外周への油貫通穴を設けないようになしたので、非締結状態においてドライブプレート５１とドリブンプレート５２には軸受け及び遊星歯車を潤滑した油が供給されず、油圧クラッチ、ブレーキの内最大となるブレーキＢ１の連れ回りロスを減少させることが出来る。尚、本項は請求項２を補助するものである。

請求項８記載の構成では、原動機は内燃機関であって内燃機関の出力軸に爆発による回転変動を吸収する回転変動吸収ダンパ１０を装着し、入力軸１を変速機と内燃機関の隔壁となる隔壁２ｄの変速機側保持部材２ｅの内周に軸受け７ａで軸支し、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間に油圧制御に用いる駆動ロータ２１と被駆動ロータ２２からなるチャージングポンプ２０を配し、端部が蓋１２で密閉された回転変動吸収ダンパ１０の出力ハブ１１と入力軸１をスプライン連結するとともに出力ハブ１１の変速装置側ボス部外周を、隔壁２ｄに装着された回転シール２３でシールして変速機内部を密閉し、出力ハブ１１が連結される入力軸１の変速機側スプラインにチャージングポンプ２０の駆動ロータ２１を連結するようになしたので、入力軸１と隔壁２ｄ及び駆動ロータ２１の入力側連結部、及びブレーキＢ１構成部以外は入力継ぎ手を用いたＡＴと共通となり互換性を持たすことが出来るとともに、十分なスペースが確保出来る回転変動吸収ダンパ１０により内燃機関の低回転領域を使用して燃費を向上させることが出来る。

本発明は入力軸と出力軸が同一軸となるＲＷＤ（Ｒｅａｒ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車にも適用出来るが、実施例は本発明の特徴を活かしたコンパクトさが要求される前進６速以上の入力軸と出力軸がオフセットするＦＷＤ（Ｆｒｏｎｔ Ｗｈｅｅｌ Ｄｒｉｖｅ）車用の多段自動変速機とした。尚、海外向けとしては３５０ｍｍ前後のものもあるが国内のＦＷＤ普通乗用車に用いられる４ＡＴの軸長は３７０〜３９５ｍｍ（アイシンＡＷ社カタログ）であり、本発明の軸方向の短縮化を表す目安として、入力トルクを３００Ｎｍとしたコンセプト図には軸方向の寸法を記入した。

滑り制御がなされるブレーキＢ１が配され、相応しいギア比を有した本発明の原動機直結の多段自動変速機として、ブレーキＢ１の種々の配置及び構造を示すため、前進６速後進１速のＡ−１、Ｂ−１、Ｂ−２の３例、前進８速後進２速のＣ−１の１例を挙げる。現在最も多く実用化されている前進６速後進１速の変速形態はＡとＢタイプの２種であるが、実用化されている遊星歯車列はＢ−２のみである。Ａ、Ｂタイプの違いは、前進１速から４速段で入力される構成要素にクラッチＣ１を介して減速回転を入力するか非減速回転を入力するかだけの違いであり、非減速回転を入力するＡタイプの方が減速用遊星歯車列を介して減速回転を入力するＢタイプより減速用遊星歯車列の動力伝達のロスとクラッチＣ１のトルク容量アップによる摩擦部材の連れ回りトルクのロス分効率が良くなる。但しパワートレンにはそれぞれ特徴があるため、Ａタイプを１例、Ｂタイプを２例示した。図６、図７、図８に示したＡ−１は遊星歯車列も含めて最も伝達効率の良い代表例でありＦＷＤ車に適用するには入力軸が変速機の両端で軸支される必要もあることから、今まで提案されていない遊星歯車列と油圧サーボの配列を用いた。図９、図１０、図１１に示したＢ−１は大きな範囲の駆動力を確保出来る遊星歯車列の代表例で、図１２、図１３、図１４に示したＢ−２の遊星歯車列は変速段のギア比のステップがクロスとなる代表例である。実用化された６ＡＴには、高速連続走行となる最高速段で２個の遊星歯車を動力が通過する伝達効率上問題のあるものや、クラッチの外周ドラムをブレーキで制動し潤滑油排出不足による摩擦部材の連れ回りロスが増大するものが多く、実施例はこの点に留意し効率を向上させたものである。前進８速後進２速となる図１５、図１６、図１７に示したＣ−１は既に特開２００１−１８２７８５で提案されている方式でＲＷＤ車用として実用化されているが、ＦＷＤ車用としての油圧サーボの配列及び構造は本件出願人がＢ−１とともに特願２００６−３０６１６２で提案したものを用いた。

本発明のブレーキＢ１の制御回路を図１と図４に示す。図１の制御回路はＢ−１、Ｂ−２及びＣ−３のブレーキＢ1に適用するもので、図１に示した多段自動変速機はＢ−１であり、その摩擦部材の形状詳細を図２に示し、Ｂ−２及びＣ−３の摩擦部材の形状詳細を図３に示す。図４の制御回路はＡ−１のブレーキＢ１に適用するもので、その摩擦部材の形状詳細を図５に示す。本発明におけるブレーキＢ１の滑り状態の速度線図を図２４に示し、この状態で締結していないクラッチ及びブレーキの連れ回りトルクの出力に与える影響を説明する。入力継ぎ手が装着されたＡＴと比較し互換性を示すために、本発明のＢ−１に対するＢ−０を図１９と図２０に示し、本発明のＣ−１に対するＣ−０を図２１と図２３に示す。図２２はＢ−２、Ｃ−１、Ｃ−０に適用した大きな負荷がかかるラビニョー遊星歯車列の断面で特殊な構造となるので参考として記載した。尚、本発明の原動機直結の多段自動変速機は、内燃機関の出力軸に装着した回転変動吸収ダンパと連結し、Ａ−１、Ｂ−１、Ｂ−２、Ｃ−１共通の連結部詳細を図１８に示す。

現在実用化されている内燃機関の回転変動を吸収する主なダンパとしては、乾式、湿式及び油圧（ハイドロ）式があり、実施例ではＡ−１に乾式ダンパ、Ｂ−２に湿式ダンパ、Ｂ−１とＣ−１にハイドロダンパを用いた。いずれもＡＴのトルクコンバータのロックアップダンパよりスペースに余裕があるため回転変動吸収性能は良く、内燃機関の低回転を利用することにより燃費を向上させることが出来る。当然、実施例以外のものをどのタイプに使用しても良い。乾式ダンパは広角、低剛性でマルチステージのねじり特性を持ったトーションスプリングとクーロン摩擦による減衰機構を持たせたものであり、湿式ダンパはグリースを注入して音を遮断し、広角、低剛性となるアークスプリングを用い回転変動の増減に応じたアークスプリングの「セリヒス」による摩擦減衰特性を持たせたもので乾式ダンパより振動吸収特性が良い。ハイドロダンパはトーションスプリングで連結された２室に油（グリース）を注入してオリフィス（スキマ）で連通して回転変動速度の２乗に比例した減衰作用を持たせたもので湿式ダンパを上回る振動吸収特性を持っている。尚、回転変動吸収にはイナーシャとの組み合わせが効果的であり、変速機側の回転イナーシャが大きくなる本願構造は内燃機関の回転変動吸収に有利となり、ダンパには内燃機関側のみにイナーシャを付加した。内燃機関の爆発による出力軸の曲げ振動に関しては特別の配慮はしていないが、回転変動吸収ダンパの入出力部に薄板を用いて吸収させてもよい。

＜Ａ−１＞
本発明におけるＡ−１タイプの構造を表す図６と図６の模式図を示す図７において、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収の乾式ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部の変速機ケース２ｂと後部のリアケース２ｃとからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５及び出力軸を含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は保持部材２ｅに配された軸受け７ａとリアケース２ｃに配された軸受け７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機ケース２ｂを隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａを圧入した保持部材２ｅが隔壁２ｄにボルト締めされ、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

変速機ケース２ｂの軸方向中央部にはカウンターギア３の軸受け７ｃを軸支する側壁が設けられ、この側壁とリアケース２ｃの間に側壁側から順に第２及び第１遊星歯車列と減速用遊星歯車列が配され、これら遊星歯車列の外周径方向外側には側壁側から順にブレーキＢ１とＢ２及びクラッチＣ３が配され、側壁と隔壁２ｄ及び保持部材２ｅの間には側壁側から順にカウンターギア３とクラッチＣ１、Ｃ２が配される。

クラッチＣ１、Ｃ２はクラッチドラムを共有した２連クラッチであり、入力軸１に一体として溶着され保持部材２ｅの円筒外周部に延材されるクラッチドラムと、クラッチドラムの側壁の両側に保持され保持部材２ｅからクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインの中央部に固定されるエンドプレートを挟んでクラッチＣ２とＣ１の各一方の摩擦部材が係止されもう一方の各摩擦部材がクラッチＣ２とＣ１のクラッチハブに係止される。ここで、クラッチドラムの外周のピストンがクラッチＣ１の摩擦部材を図面左方向に押圧し、内周のピストンがクラッチＣ２の摩擦部材を図面右方向に押圧し、内周のピストンの右側には外周のピストンとスタッドピンで連結された遠心油圧キャンセラープレートが配され、遠心油圧キャンセラープレートと内周のピストンの間にはリターンスプリングが配され２つのピストンをクラッチドラムの側壁に戻す力が作用する。したがって、１個の遠心油圧キャンセラープレートとリターンスプリングが２個のピストンに作用するシンプルな２連クラッチとなり、本件出願人が特開２００７−５１６５１で提案したものである。

変速機後端のリアケース２ｃ側に配される減速用遊星歯車列は互いに噛合う遊星ピニオンギアを軸支する遊星キャリアＰ０と、一方の遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ０と、もう一方の遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲ０とからなるダブル遊星歯車であり、サンギアＳ０がリアケース２ｃの内周ボス部に固定され遊星キャリアＰ０の図左側サイド部材が入力軸１にスプライン連結される。

クラッチＣ３は軸方向が規制されリアケース２ｃの内周ボスの外周部で回転自在に軸支されるクラッチドラムと、クラッチドラムに保持されリアケース２ｃの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインにはリアケース２ｃ側から順にリングギアＲ０の逆Ｌ字型延材部がリティニングリングで固定されるとともに一方の摩擦部材が係止され、もう一方の摩擦部材がサンギアＳ１と一体のクラッチハブに係止される。リングギアＲ０のクラッチドラムへの延材部には円周方向に複数の貫通穴が明けられ、ピストンがこの貫通穴を通して摩擦部材を押圧する。

第１及び第２遊星歯車列はそれぞれ遊星ピニオンギアを軸支する遊星キャリアＰ１、Ｐ２と、遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ１、Ｓ２と、同じく遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲ１、Ｒ２とからなるシンプル遊星歯車であり、リングギアＲ１が遊星キャリアＰ２の図右側サイド部材に溶着され、リングギアＲ２がリングギアＲ１の外周径方向外側に延材され遊星キャリアＰ１の図右側サイド部材に連結される。遊星キャリアＰ１の図左側サイド部材は内周部で入力軸１の外周に軸支されクラッチＣ２のクラッチハブが溶着される円筒連結部材にスプライン連結されるとともにサンギアＳ１を軸支し、サンギアＳ２はクラッチＣ２のクラッチハブが溶着される円筒連結部材に軸支されクラッチＣ１のクラッチハブにスプライン連結される。遊星キャリアＰ２の図左側サイド部材は変速機ケース２ｂの軸方向中央部に設けられた側壁の内周部に軸受け７ｃで軸支されるカウンターギア３のスプラインに連結されるとともに回り止めが施されたナットで固定され、サンギアＳ１にはクラッチＣ３のクラッチハブが溶着されるとともにリングギアＲ１の外周径方向外側に延材されるブレーキＢ２のハブが溶着される。

ブレーキＢ２はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブからなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止されもう一方の摩擦部材が、サンギアＳ１と一体のブレーキハブに係止される。ブレーキＢ２のピストン及びリターンスプリングはリアケース２ｃに配されクラッチＣ３の外周径方向外側に延材され摩擦部材を押圧する。

ブレーキＢ１はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブとなるリングギアＲ２からなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止されもう一方の摩擦部材がリングギアＲ２の外周に係止される。ブレーキＢ１のピストン及びリターンスプリングは変速機ケース２ｂの軸方向中央部に設けられた側壁に配され摩擦部材を押圧する。後述する図４、５で詳細を説明するが、摩擦部材の摩擦面の同一円周部には貫通穴が明けられておりピストンとエンドプレートの摩擦部材の接触面にはこの貫通穴と連通し押圧時に接触面から油が飛散しない円周溝が設けられている。ピストンの円周溝はピストンの内部の油穴を通って変速機ケース２ｂとの間でシールされたピストンの外周溝を介し、ピストンの移動代範囲で変速機ケース２ｂの油通路と連通する。エンドプレートの円周溝は内部の円周方向油穴に装着され変速機ケース２ｂとの間でシールされたパイプを介し、変速機ケース２ｂの油通路と連通する。尚、通常のＡＴではリングギアＲ２の歯底から外周までブレーキＢ１の摩擦部材を冷却潤滑する複数の貫通油穴が明けられているが、本リングギアＲ２には貫通油穴を設けていない。

前進６速後進１速のＡタイプにおける２個の遊星歯車列の組み合わせのうち、Ａ−１は互いの遊星キャリアとリングギアを連結して４個の構成要素としたもので、４ＡＴで最も多く使われているギア効率の良い遊星歯車列の組み合わせである。図６、図７及び図８の模式図において、原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に導かれた動力は、チャージングポンプ２０とクラッチＣ１、Ｃ２のクラッチドラムと減速用遊星歯車列の遊星キャリアＰ０を駆動する。入力軸１の回転はクラッチＣ１とＣ２のクラッチドラムを介してサンギアＳ２と、リングギアＲ２に連結する遊星キャリアＰ１に入力され、減速用遊星歯車列の減速回転はリングギアＲ０と連結したクラッチＣ３のクラッチドラムを介してサンギアＳ１に入力される。サンギアＳ１はブレーキＢ２で制動され、遊星キャリアＰ１に連結するリングギアＲ２はブレーキＢ１で制動され、リングギアＲ１に連結する遊星キャリアＰ２はカウンターギア３と連結し動力が出力される。カウンターギア３の動力は中継軸５に連結されたカウンターギア４に減速して伝達され、中継軸５と一体のカウンターギアからディファレンシャルキャリアに連結されたカウンターギア６に減速して伝達され、ディファレンシャル装置３０のピニオンギアとサイドギアを介して出力軸８ａ、８ｂに伝達されて左右のタイヤを駆動する。

Ａ−１の特色は変速機ケース２ｂの軸方向中央部の側壁と隔壁２ｄの間にクラッチＣ１、Ｃ２とカウンターギア３しか配されないということである。カウンターギアの噛合いは歯数比が大き過ぎると効率が悪化し、特にモジュールを大きくしなければならない終減速歯車となる中継軸５とカウンターギア６の噛合いは効率が悪化する。本構造ではカウンターギア３と４及び中継軸５とカウンターギア６のスペースに余裕があるため、カウンターギア３と４の減速比を大きくし、中継軸５とカウンターギア６の減速比をその分小さくして効率悪化を押さえることが出来る。又減速用遊星歯車列のリングギアＲ０を直接クラッチＣ３のクラッチドラムの外周円筒部内側スプラインに連結させたので構造がコンパクトになると同時にクラッチドラムは常時減速回転をし、摩擦部材の冷却潤滑油は遠心力で吐き出され連れ回りロスが低減される。尚、変速機ケース２ｂの側壁と隔壁２ｄの間に余裕を持たせた分軸方向は長くなるが、入力継ぎ手を必要としないので入力トルク３００Ｎｍで既存の変速機では類のない軸長３３５ｍｍに押さえることが出来る。

速度線図とギア比を示す図８において、前進１速段から４速段では入力軸１の回転がクラッチＣ１を介してサンギアＳ２に入力され、前進５、６速段ではクラッチＣ２を介して連結された遊星キャリアＰ１とリングギアＲ２に入力される。このようにＡタイプは前進段で非減速回転が直接変速されるとともに前進４速段では直結の１：１となり、減速用遊星歯車列を一部の動力が通過するのは前進３速段と５速段のみであることより、ギアの噛合いロスが小さく効率の良い伝達となる。加えて４個の構成要素からなるＡ−１の２個の遊星歯車列の組み合わせにおいて、２個の遊星歯車列を動力が通過するのは前進２速段と３速段のみで、その他の前進段では１個の遊星歯車列しか動力が通過しない動力伝達上効率の良い組み合わせとなる。

変速段は５個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段及び前進１速段と後進段への変速が出来る。この時、締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させればスムースな変速が可能となる。発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換えれば良い。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３を滑らせて繋ぎ換えれば良い。

＜Ｂ−１＞
本発明におけるＢ−１タイプの構造を表す図９と図９の模式図を示す図１０において、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収のハイドロダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部の変速機ケース２ｂと後部のリアケース２ｃとからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５及び出力軸を含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａとリアケース２ｃに配された軸受け７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機ケース２ｂを隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａが圧入された円筒部材２ｆと一体の保持部材２ｅが隔壁２ｄにボルト締めされ、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

変速機ケース２ｂの軸方向中央部にはカウンターギア３の軸受け７ｃを軸支する側壁が設けられ、この側壁とリアケース２ｃの間に側壁側から順にカウンターギア３と第１及び第２遊星歯車列が配され、これら遊星歯車列の外周径方向外側には側壁側から順にブレーキＢ１とクラッチＣ２が配され、側壁と隔壁２ｄ及び保持部材２ｅの間には減速用遊星歯車列と減速用遊星歯車列の外周径方向外側には側壁側から順にクラッチＣ３、Ｃ１が、更に外周径方向外側にはブレーキＢ２が配される。

減速用遊星歯車列は遊星ピニオンギアを軸支する遊星キャリアＰ０と、遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ０と、同じく遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲ０とからなるシンプル遊星歯車であり、サンギアＳ０が保持部材２ｅに圧入された円筒部材２ｆに固定されリングギアＲ０に連結されたハブが入力軸１にスプライン連結される。

クラッチＣ１、Ｃ３はクラッチドラムを共有した２連クラッチであり、減速用遊星歯車列の遊星キャリアＰ０の図左側サイド部材にスプライン連結されるとともに保持部材２ｅの外周部に延材されて円筒部材２ｆの外周に軸支されるクラッチドラムと、クラッチドラムの側壁の両側に配され保持部材２ｅからクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインの中央部に固定されるエンドプレートを挟んでクラッチＣ１とＣ３の各一方の摩擦部材が係止されもう一方の各摩擦部材がクラッチＣ１とＣ３のクラッチハブに係止される。ここで、クラッチドラムの外周のピストンがクラッチＣ３の摩擦部材を図面左方向に押圧し、内周のピストンがクラッチＣ１の摩擦部材を図面右方向に押圧し、内周のピストンの右側には外周のピストンとスタッドピンで連結された遠心油圧キャンセラープレートが配され、遠心油圧キャンセラープレートと内周のピストンの間にはリターンスプリングが配され２つのピストンをクラッチドラムの側壁に戻す力が作用する。したがって、１個の遠心油圧キャンセラープレートとリターンスプリングが２個のピストンに作用するシンプルな２連クラッチとなり、Ａ−１で使用した２連クラッチＣ１、Ｃ２と同じ構造である。

ブレーキＢ２はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブからなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの軸方向中央部に設けられた側壁端の円筒部内側スプラインに係止され、もう一方の摩擦部材がクラッチＣ３のクラッチハブに連結され２連クラッチＣ１，Ｃ３の外周径方向外側に延材されたブレーキハブに係止される。ブレーキＢ２のピストン及びリターンスプリングは隔壁２ｄに配され、２連クラッチＣ１，Ｃ３の外周径方向外側に延材され摩擦部材を押圧する。

第１及び第２遊星歯車列はそれぞれ遊星ピニオンギアを軸支する遊星キャリアＰ１、Ｐ２と、遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ１、Ｓ２と、同じく遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲ１、Ｒ２とからなるシンプル遊星歯車であり、サンギアＳ１とリングギアＲ２がサンギアＳ１に溶着されたプレートで連結され、遊星キャリアＰ２の図右側サイド部材がリングギアＲ２の外周径方向外側を通りリングギアＲ１の外周径方向外側まで延材され遊星キャリアＰ１の図右側サイド部材に連結される。サンギアＳ２は入力軸１の外周に軸支されクラッチＣ１のクラッチハブが溶着される円筒連結部材にスプライン連結され、サンギアＳ１はサンギアＳ２の円筒連結部材に一端が軸支されてクラッチＣ３のクラッチハブにスプライン連結され、リングギアＲ１はカウンターギア３に連結される。尚、遊星キャリアＰ２の図左側サイド部材が筒状にサンギアＳ１の内周径方向内側に延材され入力軸１の外周に軸支されるとともにサンギアＳ１の一端を軸支する。

クラッチＣ２は入力軸１に溶着されリアケース２ｃの内周ボスの外周部に延材されるクラッチドラムと、クラッチドラムに保持されリアケース２ｃの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムはリングギアＲ２の外周径方向外側に延材される。クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインには一方の摩擦部材が係止され、もう一方の摩擦部材がクラッチハブとなる遊星キャリアＰ２の図右側サイド部材の外周スプラインに係止される。

ブレーキＢ１はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブからなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止されもう一方の摩擦部材が遊星キャリアＰ２のブレーキハブとなる筒状延材部の外周スプラインに係止される。ブレーキＢ１のピストン及びリターンスプリングはリアケース２ｃに配されクラッチＣ２の外周径方向外側に延材され摩擦部材を押圧する。後述する図１、２で詳細を説明するが、摩擦部材の摩擦面の同一円周部には摩擦部材の前端に位置しディッシュプレートを保持するＬ字型のフロントプレートまで貫通穴が明けられており、変速機ケース２ｂ側壁の摩擦部材の接触面にはこの貫通穴と連通し押圧時に接触面から油が飛散しない円周溝が設けられている。変速機ケース２ｂ側壁の円周溝は変速機ケース２ｂの油通路と連通する。尚、通常のＡＴでは遊星キャリアＰ２の筒状延材部には内周から外周までブレーキＢ１の摩擦部材を冷却潤滑する複数の貫通油穴が明けられているが、本構造は貫通油穴を設けていない。

前進６速後進１速のＢタイプにおける遊星歯車列の組み合わせのうち、Ｂ―１は前進１速段を前進６速段のギア比で除したギアレンジが大きくなる遊星歯車列の組み合わせである。図９、図１０及び図１１の模式図において、原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に導かれた動力は、チャージングポンプ２０と減速用遊星歯車列のリングギアＲ０とクラッチＣ２のクラッチドラムを駆動する。入力軸１の回転はクラッチＣ２のクラッチドラムを介して遊星キャリアＰ１、Ｐ２に入力され、減速用遊星歯車列の減速回転は遊星キャリアＰ０に連結した２連クラッチＣ１、Ｃ３のクラッチドラムを介してサンギアＳ２とＳ１に入力される。サンギアＳ１はブレーキＢ２で制動され、遊星キャリアＰ１、Ｐ２はブレーキＢ１で制動され、リングギアＲ１はカウンターギア３と連結し動力が出力される。カウンターギア３の動力は中継軸５に連結されたカウンターギア４に減速して伝達され、中継軸５と一体のカウンターギアからディファレンシャルキャリアに連結されたカウンターギア６に減速して伝達され、ディファレンシャル装置３０のピニオンギアとサイドギアを介して出力軸８ａ、８ｂに伝達されて左右のタイヤを駆動する。

Ｂ−１の特色は各クラッチ及びブレーキの摩擦部材が各遊星歯車列の外周径方向外側に配すことが出来てコンパクトになることと、効率の面では不利となるが前進の減速段で２個の遊星歯車列に動力が通るため減速比が大きく採れることである。又、次段へのステップもそれほど大きくはならない。尚、ブレーキＢ２はクラッチＣ３のクラッチハブを制動する構造としたので２連クラッチのクラッチドラムの冷却潤滑油は遠心力で吐き出され連れ回りロスが低減される。尚、軸長はＡ−１より一段と短くなり３００Ｎｍで３１０ｍｍとなる。

速度線図とギア比を示す図１１において、前進１速段から４速段では入力軸１の減速回転がクラッチＣ１を介してサンギアＳ２に入力され、前進３、５速及び後進段ではクラッチＣ３を介して連結されるサンギアＳ１とリングギアＲ２に入力される。このようにＢタイプは前進段で減速用遊星歯車列を介した減速回転が変速されるため減速用遊星歯車列を動力が通過しないＡタイプと比べ効率的に不利となるが、ギア比を大きく採ることが出来る。尚、高速連続走行となる前進６速段ではＡ−１と同じく、入力軸１の回転がクラッチＣ２を介して遊星キャリアＰ１に入力され、サンギアＳ１固定によりリングギアＲ１から出力される第１遊星歯車列しか動力が通過しない効率の良い伝達となる。

変速段は５個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段及び前進１速段と後進段への変速が出来る。各変速段で締結する２個のクラッチ又はブレーキはＡ−１と全く同じとなり制御方法も同じとなる。つまり、締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させればスムースな変速が可能となる。発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換えれば良い。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３を滑らせて繋ぎ換えれば良い。

＜Ｂ−２＞
本発明におけるＢ−２タイプの構造を表す図１２と図１２の模式図を示す図１３において、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収の湿式ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。Ｂ−２タイプはＢ−１タイプと４個の構成要素からなる２個の遊星歯車列の組み合わせが異なるのみであることより、説明は２個の遊星歯車列の組み合わせに留める。

第１及び第２遊星歯車列は遊星キャリアＰを共有し、第１遊星歯車列は遊星キャリアＰに軸支されるロング遊星ピニオンギアとロング遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ１と、同じくロング遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲとからなり、第２遊星歯車列は遊星キャリアＰに軸支されるロング遊星ピニオンギアとロング遊星ピニオンギアと噛合うショート遊星ピニオンギアとショート遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ２とからなる所謂ラビニョー遊星歯車列である。サンギアＳ２は入力軸１の外周に軸支されクラッチＣ１のクラッチハブが溶着される円筒連結部材にスプライン連結され、サンギアＳ１はサンギアＳ２の円筒連結部材に軸支されてクラッチＣ３のクラッチハブにスプライン連結され、リングギアＲはカウンターギア３に連結される。遊星キャリアＰは図左側サイド部材がクラッチＣ３のクラッチハブに軸支され、図右側サイド部材がロング遊星ピニオンギアの外周径方向外側を通りリングギアＲの外周径方向外側まで延材されクラッチＣ２とブレーキＢ１の一方の摩擦部材を係止する。

ブレーキＢ１に関し摩擦部材のみＢ−１と異なる実施例とした。詳細は後述する図３で説明する。尚、通常のＡＴでは遊星キャリアＰの筒状延材部には内周から外周までブレーキＢ１の摩擦部材を冷却潤滑する複数の貫通油穴が明けられているが、本構造は貫通油穴を設けていない。

前進６速後進１速のＢタイプにおける遊星歯車列の組み合わせのうち、Ｂ―２は、次段へのギア比のステップが小さくなる遊星歯車列の組み合わせである。図１２、図１３及び図１４の模式図において、原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に導かれた動力は、チャージングポンプ２０と減速用遊星歯車列のリングギアＲ０とクラッチＣ２のクラッチドラムを駆動する。入力軸１の回転はクラッチＣ２のクラッチドラムを介して遊星キャリアＰに入力され、減速用遊星歯車列の減速回転は遊星キャリアＰ０に連結した２連クラッチＣ１、Ｃ３のクラッチドラムを介してサンギアＳ２とＳ１に入力される。サンギアＳ１はブレーキＢ２で制動され、遊星キャリアＰはブレーキＢ１で制動され、リングギアＲ１はカウンターギア３と連結し動力が出力される。カウンターギア３の動力は中継軸５に連結されたカウンターギア４に減速して伝達され、中継軸５と一体のカウンターギアからディファレンシャルキャリアに連結されたカウンターギア６に減速して伝達され、ディファレンシャル装置３０のピニオンギアとサイドギアを介して出力軸８ａ、８ｂに伝達されて左右のタイヤを駆動する。

Ｂ−２の特色は基本的にＢ−１と同じであるが、ラビニョー遊星歯車列を使うことでギア比をクロスに出来ることである。但しダブル遊星歯車となるため、遊星ピニオンギアの数が限定されることやロング遊星ピニオンギアが第１及び第２遊星歯車列の両方で噛合う場合、噛合いベクトルの違いにより歯当たりが悪くなる問題があり、減速された大きなトルクが入力するサンギアＳ２はギア幅を大きくしなければならない。尚、ラビニョー遊星歯車列では通常３個用いる遊星ピニオンギアを本構造では図２２で示したように遊星ピニオンギアが４個の組み合わせで強度を増す構造とする。これはロングピニオンギアとショートピニオンギアを軸支するシャフトをスタッドピンの如く用いて遊星キャリアの左右のサイド部材を連結固定したものである。軸長はＢ−１と同じく、３００Ｎｍで３１０ｍｍとなる。

速度線図とギア比を示す図１４において、前進１速段から４速段では入力軸１の減速回転がクラッチＣ１を介してサンギアＳ２に入力され、前進３、５速及び後進段ではクラッチＣ３を介してサンギアＳ１に入力される。このようにＢタイプは前進段で減速用遊星歯車列を介した減速回転が変速されるため減速用遊星歯車列を動力が通過しないＡタイプと比べ効率的に不利となるが、ギア比を大きく採ることが出来る。但しＢ−２はＢ−１と異なり前進段で減速用遊星歯車列を介した減速回転がダブル遊星歯車を通過するためＢ−１程ギア比は大きくならない。尚、高速連続走行となる前進６速段ではＡ−１と同じく、入力軸１の回転がクラッチＣ２を介して遊星キャリアＰに入力され、サンギアＳ１固定によりリングギアＲから出力される第１遊星歯車列しか動力が通過しない効率の良い伝達となる。

変速段は５個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段及び前進１速段と後進段への変速が出来る。各変速段で締結する２個のクラッチ又はブレーキはＡ−１及びＢ−１と全く同じとなり制御方法も同じとなる。つまり、締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させればスムースな変速が可能となる。発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換えれば良い。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３を滑らせて繋ぎ換えれば良い。

＜Ｃ−１＞
本発明におけるＣ−１タイプの構造を表す図１５と図１５の模式図を示す図１６において、図の左側前方の図示しない原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収のハイドロダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に動力が導かれる。変速装置全体を収めるハウジングは前部のフロントケース２ａと中央部の変速機ケース２ｂと後部のリアケース２ｃとからなり、入力軸１と並行に配された中継軸５及び出力軸を含んだディファレンシャル装置３０とを軸支する母体となる。入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａとリアケース２ｃに配された軸受け７ｂで軸支される。隔壁２ｄは乾式の原動機側と湿式の変速機ケース２ｂを隔てる隔壁であり、隔壁２ｄがフロントケース２ａ及び変速機ケース２ｂにボルト締めされ、軸受け７ａが圧入された円筒部材２ｆと一体の保持部材２ｅが隔壁２ｄにボルト締めされ、隔壁２ｄと保持部材２ｅの間で変速装置のチャージングポンプ２０を保持する。中継軸５は一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｄで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｅで軸支され、入力軸１と同軸上の出力となるカウンターギア３と噛合うカウンターギア４がスプラインで連結されるとともに、出力軸８ａ、８ｂを含んだディファレンシャル装置３０に動力を伝達するカウンターギアが一体成形されている。又、ディファレンシャル装置３０のキャリアは一端がフロントケース２ａに配された軸受け７ｆで、もう一端が変速装機ケース２ｂに配された軸受け７ｇで軸支され、カウンターギアと一体の中継軸５と噛合うカウンターギア６がボルトで締結されている。そして、出力軸８ａ、８ｂはディファレンシャル装置３０のキャリアで軸支される。周知の如く、ディファレンシャル装置３０はピニオンギアとサイドギアからなり、サイドギアには自動変速装置の出力軸８ａ、８ｂが連結される。

変速機ケース２ｂの軸方向中央部にはカウンターギア３の軸受け７ｃを軸支する側壁が設けられ、この側壁と内周ボス部が側壁付近まで延材されたリアケース２ｃの間には減速用遊星歯車列と減速用遊星歯車列の外周径方向外側には側壁側から順にクラッチＣ１と摩擦材を２階建てに有した２連クラッチＣ３、Ｃ４が、更に外周径方向外側にはブレーキＢ２が配される。側壁と隔壁２ｄ及び保持部材２ｅの間には側壁側から順にカウンターギア３と第１及び第２遊星歯車列が配され、これら遊星歯車列の外周径方向外側には側壁側から順にブレーキＢ１とクラッチＣ２が配される。尚、側壁と隔壁２ｄ及び保持部材２ｅの間のカウンターギア３と第１及び第２遊星歯車列及びブレーキＢ１とクラッチＣ２の配置構造はＢ−１の側壁とリアケース２ｃの間の配置構造を側壁に対し対象としたものである。又、前進８速となる側壁とリアケース２ｃの間に配された減速用遊星歯車列とクラッチＣ１と２連クラッチＣ３、Ｃ４及びブレーキＢ２の配置構造は本件出願人が特願２００６−３０６１６２の図２４で提案したものである。

減速用遊星歯車列は互いに噛合う遊星ピニオンギアを軸支する遊星キャリアＰ０と、一方の遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ０と、もう一方の遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲ０とからなるダブル遊星歯車であり、サンギアＳ０がリアケース２ｃの内周ボスに固定され遊星キャリアＰ０の図左側サイド部材が入力軸１にスプライン連結される。入力軸１にスプライン連結する遊星キャリアＰ０のハブはリアケース２ｃの内周ボスの外周部に円筒状に配され、リアケース２ｃに通じる油路を有する。リングギアＲ０にはリングギアＲ０の軸方向移動を制限するとともに外周円筒部にスプラインが形成された保持部材が連結される。

クラッチＣ１は入力軸１と遊星キャリアＰ０のハブに軸支される円筒部材に溶着されリングギアＲ０の外周径方向外側に延材されたクラッチドラムと、クラッチドラムに保持されリアケース２ｃの内周ボスから遊星キャリアＰ０のハブを介してクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインに一方の摩擦部材が係止されもう一方の摩擦部材がクラッチハブとなるリングギアＲ０に連結された保持部材の外周スプラインに係止される。

摩擦材を２階建てに有した２連クラッチＣ３、Ｃ４はリアケース２ｃの内周ボスの外周部に軸支されクラッチＣ１のクラッチドラムの外周に延材されたクラッチＣ３のクラッチドラムと、クラッチＣ３のクラッチドラムの側壁に複数のスタッドピンで軸方向及び径方向が一定間隔に内包固定されたクラッチＣ４のクラッチドラムと、クラッチＣ３のクラッチドラムに保持されリアケース２ｃの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるクラッチＣ３のピストンと、クラッチＣ３のピストンに重なって配されリアケース２ｃの内周ボスからクラッチ作動油が供給されるクラッチＣ４のピストンと、クラッチＣ４のピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチＣ３のクラッチドラムの外周円筒部内側スプラインには一方の摩擦部材が係止されされもう一方の摩擦部材がクラッチＣ３のクラッチハブとなるリングギアＲ０に連結された保持部材の外周スプラインに係止され、クラッチＣ４のクラッチドラムの円筒部内側スプラインには一方の摩擦部材が係止されされもう一方の摩擦部材がクラッチＣ４のクラッチハブとなる遊星キャリアＰ０の図右側サイド部材の外周スプラインに係止される。ここで、クラッチＣ３のピストンはクラッチＣ３，Ｃ４のクラッチドラムの間に配され、クラッチＣ４のクラッチドラムを連結する複数のスタッドピン部に貫通穴を設けて外周まで延材されクラッチＣ３の摩擦部材を図面左方向に押圧し、クラッチＣ３のピストンに重なって配されたクラッチＣ４のピストンはクラッチＣ３の摩擦部材の内周径方向内側に配されたクラッチＣ４の摩擦部材を図面左方向に押圧し、遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングはクラッチＣ４及びＣ３の両ピストンに作用する。尚、この前進８速として用いた２連クラッチクラッチＣ３，Ｃ４の２重ピストン構造とその制御は本件出願人が特開２００８−８４３２の図１１と図２９で提案したものである。

ブレーキＢ２はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブからなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止され、もう一方の摩擦部材がブレーキハブとなるクラッチＣ３のクラッチドラムの外周スプラインに係止される。ブレーキＢ２のピストン及びリターンスプリングはリアケース２ｃに配され摩擦部材を押圧する。

第１及び第２遊星歯車列は遊星キャリアＰを共有し、第１遊星歯車列は遊星キャリアＰに軸支されるロング遊星ピニオンギアとロング遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ１と、同じくロング遊星ピニオンギアと噛合うリングギアＲとからなり、第２遊星歯車列は遊星キャリアＰに軸支されるロング遊星ピニオンギアとロング遊星ピニオンギアと噛合うショート遊星ピニオンギアとショート遊星ピニオンギアと噛合うサンギアＳ２とからなる所謂ラビニョー遊星歯車列である。サンギアＳ２は入力軸１と遊星キャリアＰ０のハブに軸支されるクラッチＣ１のクラッチドラムと一体の円筒部材にスプライン連結され、サンギアＳ１は２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチＣ３のクラッチドラムと連結する連結部材にスプライン連結され、リングギアＲはカウンターギア３に連結される。遊星キャリアＰは図右側サイド部材がサンギアＳ１の連結部材に軸支され、図左側サイド部材がロング遊星ピニオンギアの外周径方向外側を通りリングギアＲの外周径方向外側まで延材されクラッチＣ２とブレーキＢ１の一方の摩擦部材を係止する。

クラッチＣ２は入力軸１に溶着され保持部材２ｅの円筒外周部に延材されるクラッチドラムと、クラッチドラムに保持され保持部材２ｅからクラッチ作動油が供給されるピストンと、ピストンに作用する遠心油圧キャンセラープレート及びリターンスプリングと、摩擦部材及びクラッチハブからなり、クラッチドラムはリングギアＲ２の外周径方向外側に延材される。クラッチドラムの外周円筒部内側スプラインには一方の摩擦部材が係止され、もう一方の摩擦部材がクラッチハブとなる遊星キャリアＰの図左側サイド部材の外周スプラインに係止される。

ブレーキＢ１はピストンと、ピストンのリターンスプリングと、摩擦部材及びブレーキハブとからなり、一方の摩擦部材が変速機ケース２ｂの円筒部内側スプラインに係止されもう一方の摩擦部材がブレーキハブとなる遊星キャリアＰの筒状延材部の外周スプラインに係止される。ブレーキＢ１のピストン及びリターンスプリングは隔壁２ｄに配されクラッチＣ２の外周径方向外側に延材され摩擦部材を押圧する。摩擦部材の摩擦面の同一円周部には摩擦部材の前端に位置しディッシュプレートを保持する逆Ｌ字型のフロントプレートまで貫通穴が明けられており、エンドプレートの摩擦部材の接触面にはこの貫通穴と連通し押圧時に接触面から油が飛散しない円周溝が設けられている。エンドプレートの円周溝は内部の円周方向油穴に装着され変速機ケース２ｂとの間でシールされたパイプを介し、変速機ケース２ｂの油通路と連通する。この摩擦部材の貫通穴はＢ−２と同一であり詳細は後述する図３で説明する。尚、通常のＡＴでは遊星キャリアＰの筒状延材部には内周から外周までブレーキＢ１の摩擦部材を冷却潤滑する複数の貫通油穴が明けられているが、本構造は貫通油穴を設けていない。

前進８速後進２速のＣタイプにおける遊星歯車列の組み合わせは本件出願人が特願２００６−３０６１６２で提案したＢ−１と同じ組み合わせのものもあるが、Ｃ―１は次段へのギア比のステップがクロスに出来るＢ−２と同じ遊星歯車列の組み合わせである。図１５、図１６及び図１７の模式図において、原動機の出力軸９にボルトで固定されたの回転変動吸収ダンパ１０からスプライン連結により変速装置の入力軸１に導かれた動力は、チャージングポンプ２０と減速用遊星歯車列の遊星キャリアＰ０とクラッチＣ２のクラッチドラムを駆動する。入力軸１の回転はクラッチＣ２のクラッチドラムを介して遊星キャリアＰに入力されるとともに減速用遊星歯車列の遊星キャリアＰ０を通ってクラッチＣ４のクラッチドラムに入力され、減速用遊星歯車列の減速回転はリングギアＲ０の保持部材を介してクラッチＣ１とクラッチＣ３のクラッチドラムに連結したサンギアＳ２とＳ１に入力される。尚、クラッチＣ３のクラッチドラムとクラッチＣ４のクラッチドラムは連結されるため、サンギアＳ１には入力軸１の回転と入力軸１の減速回転がクラッチＣ４とクラッチＣ３を介して入力されることになる。サンギアＳ１と連結した２連クラッチＣ３、Ｃ４のクラッチドラムはブレーキＢ２で制動され、遊星キャリアＰはブレーキＢ１で制動され、リングギアＲはカウンターギア３と連結し動力が出力される。カウンターギア３の動力は中継軸５に連結されたカウンターギア４に減速して伝達され、中継軸５と一体のカウンターギアからディファレンシャルキャリアに連結されたカウンターギア６に減速して伝達され、ディファレンシャル装置３０のピニオンギアとサイドギアを介して出力軸８ａ、８ｂに伝達されて左右のタイヤを駆動する。

Ｃ−１の特色は各クラッチ及びブレーキの摩擦部材が各遊星歯車列の外周径方向外側に配すこと及び２連クラッチＣ３、Ｃ４を２階建で２重ピストンにすることでコンパクトになることと、ギアレンジが大きく採れるとともにギア比のステップが小さくなる理想的なギア比を採れることである。但し前進６速後進１速の変速機よりもクラッチＣ４が１個増えること及び前進８速段で２連クラッチＣ３，Ｃ４のクラッチドラムを制動することで冷却潤滑油が吐き出され難くなるため２連クラッチＣ３，Ｃ４の連れ回りロスが大きくなり、効率の面では不利となる。尚、クラッチが１個増えたのもかかわらず軸長はＡ−１とほぼ同じの３００Ｎｍで３４０ｍｍとなる。

速度線図とギア比を示す図１７において、前進１速段から５速段では入力軸１の減速回転がクラッチＣ１を介してサンギアＳ２に入力され、前進３、７速及び後進１速段ではクラッチＣ３を介してサンギアＳ１に入力される。又、サンギアＳ１にはクラッチＣ４を介して入力軸１の回転も入力されることより、前進６速後進１速の変速機より前進で２段、後進で１段変速段が増え前進８速後進２速の変速機となる。減速用遊星歯車列はＡ−１と同じダブル遊星歯車でＢ−１のよりも減速回転が大きく採れるためギア比を更に大きく採ることが出来ることに加え、Ｂ−２と同じ第１及び第２遊星歯車列を用いたので次段へのギア比のステップが小さくなり理想的なギア比を得ることが出来る。但し減速回転が大きくなることよりクラッチＣ１及びサンギアＳ２の強度的負担が大きくなりＢ−２と同じようにラビニョー遊星歯車列は図２２で示したように遊星ピニオンギアが４個の組み合わせで強度を増す構造とする。これはロングピニオンギアとショートピニオンギアを軸支するシャフトをスタッドピンの如く用いて遊星キャリアの左右のサイド部材を連結固定したものである。前進６速段で動力が遊星歯車列を通過しない１：１のギア比となる変速段が出来ることでＢ−１、Ｂ−２より伝達効率が良くなる面もあるが、クラッチＣ４が増えることで総合的にはＢ−１、Ｂ−２より伝達効率は悪化する。尚、高速連続走行となる前進８速段ではＡ−１と同じく、入力軸１の回転がクラッチＣ２を介して遊星キャリアＰに入力され、サンギアＳ１固定によりリングギアＲから出力される第１遊星歯車列しか動力が通過しない効率の良い伝達となる。

変速段は６個のクラッチ又はブレーキの２個を締結することにより決まり、その内の１個のみの繋ぎ換えで次段及び次々段及び前進１速段と後進１速及び２速段への変速が出来る。変速に際しては、締結側を滑らせて締結すると同時に開放側を滑らせて開放させればスムースな変速が可能となる。発進段となる前進１速段から前進２速段及び３速段への変速又はその逆の変速では、クラッチＣ１が締結状態のままブレーキＢ１とブレーキＢ２及びブレーキＢ１とクラッチＣ３を滑らせながら繋ぎ換えれば良い。又、クラッチＣ１とブレーキＢ１が締結する前進１速段と、クラッチＣ３とブレーキＢ１が締結する後進１速段の発進段では車両をクリープさせる機能が必要となり、それぞれクラッチＣ１及びＣ３を締結してブレーキＢ１を滑らせればその滑りトルクの反力がクリープ力となる。尚、前進１速段と後進１速及び２速段の変速はブレーキＢ１を滑らせた状態でクラッチＣ１とクラッチＣ３及びＣ４を滑らせて繋ぎ換えれば良い。

＜内燃機関との連結＞
内燃機関との回転変動吸収ダンパ１０を介した変速機の連結詳細を示す図１８において、変速機の入力軸１は保持部材２ｅに一体となり圧入された円筒部材２ｆに配された軸受け７ａで軸支され、軸支部から内燃機関側にスプラインが形成され、回転変動吸収ダンパ１０の出力ハブ１１がスプライン連結される。出力ハブ１１は隔壁２ｄに装着された回転シール２３及び出力ハブ１１に装着された蓋１２で入力軸１側が密閉される。隔壁２ｄと保持部材２ｅの間には駆動ロータ２１と被駆動ロータ２２からなるチャージングポンプ２０が装着され、出力ハブ１１が連結する入力軸１の変速機側スプラインにチャージングポンプ２０の駆動ロータ２１が連結される。この構造はＡ−１、Ｂ−１、Ｂ−２、Ｃ−１共通であり、回転変動吸収ダンパの種類が変わっても同一となる。

＜Ｂ−０、Ｃ−０＞
ここでＡＴとの互換性を示すために、本発明におけるＢ−１タイプに対抗したＢ−０タイプとしてフルードカップリングを装着した構造図と模式図を図１９と図２０に、同じくＣ−１タイプに対抗したＣ−０タイプとしてフルードカップリングを装着した構造図と模式図を図２１と図２３に参考例として示す。Ｂ−１とＢ−０及びＣ−１とＣ−０は遊星歯車列とクラッチ、ブレーキ及び出力カウンターギアの配列とギアの歯数が全く同じにしてあり、図１１と図２０及び図１７と図２３を対比させれば明らかなようにギア比は同じとなる。又、Ｂ−０、Ｃ−０とも、前進の最低速段を最高速段のギア比で除したギアレンジが７を越え十分大きな牽引力を得ることが出来るため、トルクコンバータの代わりにフルードカップリングを装着した。これは「背景技術」で述べた「多段化はトルクコンバータを必要としなくなる」と言う考えに基づくもので、このフルードカップリングのロックアップ装置は本件出願人が特願２００７−０３４９４１で提案した独立ピストン型の応答性の良いものであり、そこで示した図３と図４を本発明の図１９と図２０に用いた。又Ｂ−２同様、C−１、C−０においても減速回転が入力することよりラビニョー遊星歯車列は図２２で示したような遊星ピニオンギアが４個の組み合わせで強度を増す構造とする。これはロングピニオンギアとショートピニオンギアを軸支するシャフトをスタッドピンの如く用いて遊星キャリアの左右のサイド部材を連結固定したものである。

Ｂ−１とＢ−０及びＣ−１とＣ−０の基本的な違いは内燃機関と入力軸１との間を直結にするか流体伝導装置であるフルードカップリングを用いるかの違いであるが、それによりブレーキＢ１の構造が異なってくる。Ｂ−０とＣ−０はブレーキＢ１の制動部に入力回転とは逆の回転を阻止するワンウェイクラッチを併用したもので、ワンウェイクラッチは前進１速段から前進２速段への変速及びその逆の変速をスムースに行わせる役目と、ニュートラルから前進段への切り換えがクラッチＣ１の締結時間のみのため応答性を早くする役目を担う。特にクラッチやブレーキは締結時ピストンへの管路抵抗のためピストン移動抵抗より高い元圧が必要となり、内燃機関のパワーオフ変速状態でこの余計な元圧が締結時のショックとなり、本発明では一部ディッシュプレートで対応しているがワンウェイクラッチを使うと問題が出ない。本発明ではニュートラルから前進段への切り換えがクラッチＣ１とブレーキＢ１の締結となりワンウェイクラッチより締結時間が大きくなる可能性があり、ブレーキＢ１のピストンを２重構造にする等対策案はあるが本図面の構造では提案はしていない。ワンウェイクラッチを使った場合の欠点として当然コストやスペースが必要となる問題はあるが、前進１速段から後進段への切り換え時間が本発明のようにブレーキＢ１が締結していないので長くなる点と、後進段から前進１速段への切り換えも含めて本発明のようにブレーキＢ１の滑り制御がなくクラッチＣ１、Ｃ３の締結時にショックを招く可能性が高くなることである。

本発明のＢ−１とＣ−１はＢ−０とＣ−０のブレーキＢ１とワンウェイクラッチの配置スペース内にブレーキＢ１を収めたものである。図１９と図２１に示したように、ワンウェイクラッチはインナーレースとアウターレースを必要とするため、ブレーキＢ１の摩擦部材の内外径スペースより大きなスペースを必要とする。本発明の図９と図１５は摩擦部材の摩擦面に貫通穴Ｘ、Ｙを明け、摩擦部材の摩擦面積が縮小した分摩擦部材内径をワンウェイクラッチのインナーレース部まで下げたもので、軸方向は余裕があることよりドリブンプレート５２の板厚を大きくしたり、ドリブンプレート５２を２枚にしその間に間座５３を挿入したりしたもので、ブレーキＢ１とワンウェイクラッチの配置スペース内にブレーキＢ１を収めることが出来る。尚、トルクコンバータよりステータがない分軸長が短くなるフルードカップリングを装着したＢ−０とＣ−０は軸長がそれぞれ３５０ｍｍと３８０ｍｍで６ＡＴ、８ＡＴとしては極めて短いが、本発明では３１０ｍｍと３４０ｍｍとなり、現存の変速機では得られない軸長となる。

＜ブレーキＢ１の構造と制御＞
本発明におけるブレーキＢ１の構造とその制御の実施例を示す図１において変速機部は図９に示したＢ−１タイプであるが、制御部はＢ−２及びＣ−１タイプ共通のものである。図１の２点鎖線で囲ったコントロールバルブ１００の制御部はブレーキＢ１の締結をコントロールする主調圧弁（メインレギュレターバルブ）１１０と減圧弁（レデューシングバルブ）１２０とＢ１切り換弁（Ｂ１シフトバルブ）１５０及びＢ１ソレノイド弁１６０と、ブレーキＢ１の摩擦部材の潤滑（冷却）をコントロールするＢ１潤滑調圧弁（Ｂ１ルブリケーションレギュレターバルブ）１３０とＢ１潤滑切り換弁（Ｂ１ルブリケーションレシフトバルブ）１４０からなっており、その他の制御弁は記載していない。

図１のブレーキＢ１の締結制御に関し、チャージングポンプ２０から供給された油は図の２点鎖線に囲まれたコントロールバルブ１００のライン圧回路１０１に導かれ、主調圧弁１１０のスプールを負荷するスプリングで一定圧に保たれた後リリーフされ油は油路１０４に導かれる。この時ライン圧回路１０１のライン圧はクラッチ及びブレーキ締結の元圧となる。油路１０３の油圧は減圧弁１２０のスプールを負荷するスプリングで一定圧に保たれ、オリフィスを介して連通したライン圧回路１０１のライン圧は油路１０３で減圧される。減圧された油路１０３の油圧はオリフィスを介してＢ１ソレノイド弁１６０に導かれる。Ｂ１ソレノイド弁１６０はデューティ弁でありＯＮ、ＯＦＦのデューティ率により電気的に油路１０３の油圧を更に任意に減圧してＢ１切り換弁１５０に導く。Ｂ１切り換弁１５０のスプールはスプリングにより図右方向に押され、図左端の小面積部にはブレーキＢ１のピストン５５に通じる油路１０２の油圧が作用し、図右端の大面積部にはブレーキＢ１のピストン５５に通じる油路１０２の油圧が作用し、Ｂ１ソレノイド弁１６０からの油圧が作用する。ここで油路１０２の油圧はＢ１切り換弁１５０のスプール左右端の面積比分Ｂ１ソレノイド弁１６０からの油圧に対抗し一定に保たれる。ライン圧回路１０１のライン圧はＢ１ソレノイド弁１６０からの油圧で任意に減圧され油路１０２の油圧となる。尚、Ｂ１ソレノイド弁１６０からの油圧が０の時はＢ１切り換弁１５０のスプールはスプリングで図右方向に押し戻され油路１０２がドレン回路と連通し油路１０２の油圧は０となり、Ｂ１ソレノイド弁１６０はブレーキＢ１の作動圧を調圧するとともに切り換える役目をする。ここで、油路１０２の作動圧が図示しない油圧センサーにより検出され、Ｂ１ソレノイド弁１６０は図示しない変速機のＥＣＵによりフィードバック制御がなされる。変速機のＥＣＵには各クラッチ、ブレーキの作動圧、変速機の入出力軸の回転速度、油温、シフトタワーポジション及び車両のアクセルペタル開度や原動機からの情報が入力され、ブレーキＢ１を含めたクラッチ及びブレーキの作動圧の調圧及び切り換え制御を行う役目を担う。それと同時に原動機を制御するＥＣＵにも変速機のＥＣＵから情報が送られ、クラッチ、ブレーキの調圧及び切り換え制御の間は原動機の出力トルクを制限する等の原動機と変速機の統合制御がなされる。尚、図１では電気的に圧力制御をするＢ１ソレノイド弁をデューティ弁としたが、ダイレクトに制御が出来るリニアソレノイドを用いても良い。

ブレーキＢ１の摩擦部材の潤滑（冷却）制御に関し、チャージングポンプ２０から供給された油は主調圧弁１１０から油路１０４とコントロールバルブ１００の外に配されたクーラ６０と油路１０５を通り、コントロールバルブ１００の内部に配されたＢ１潤滑調圧弁１３０とＢ１潤滑切り換弁１４０に導かれる。油路１０５の油はオリフィスを通って直接油路１０７に導かれると同時に、Ｂ１潤滑調圧弁１３０のスプールを負荷するスプリングで一定圧に保たれた後リリーフされ油路１０７に導かれる。そして油路１０７から変速機の潤滑部に油が送られる。Ｂ１潤滑切り換弁１４０は２個のスプールと各スプールに作用するスプリングからなっており、ブレーキＢ１の作動圧となる油路１０２の油圧により油路１０５と油路１０６の連結と遮断を行う。油路１０２の油圧がブレーキＢ１のピストン５５を開放させるリターンスプリング５６のリターンスプリング力相当油圧以下の時第１スプールはスプリングで図左に押され油路１０５と油路１０６を遮断し、油路１０２の油圧がブレーキＢ１のリターンスプリング力相当油圧から一定圧力まで高くなる時第１スプールは図右に第２スプールに当接するまで移動し油路１０５と油路１０６を連通し、油路１０２の油圧が一定圧力以上になる時第１及び第２スプールが更に図右に移動し油路１０５と油路１０６を遮断する。この一定圧力はブレーキＢ１の摩擦部材を滑らす圧力を目安として第１及び第２スプールのスプリング力により選定される。又、このスプリングにより任意に調整可能でもある。油路１０６は変速機ケース２ｂの側壁に設けられた摩擦部材の貫通穴に通じる円周溝に導かれ、ピストン５５によりブレーキＢ１の摩擦部材が押圧され滑っている間のみ一定の圧力に保たれた油路１０５の冷却油を圧送して摩擦部材を強制冷却する。

図２は図１におけるブレーキＢ１の摩擦部材の詳細を示したもので、図９のＢ−１に用いた形態である。図１と図２において、摩擦部材は複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２及び間座５３からなり、ドライブプレート５１の間に間座５３を挟んでドライブプレート５１と摩擦接触するドリブンプレート５２が配され、ピストン５５側にはディッシュプレート５７を保持するＬ字型のフロントプレート５４が配される。ドライブプレート５１は金属板の両面に摩擦部材が貼られ径方向中央に位置する同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘが設けらており、遊星歯車列の発進段の制動構成要素となる回転部材のスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドリブンプレート５２は金属板で貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙが設けらており、変速機ケース２ｂのスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドライブプレート５１の間でドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに２枚のドリブンプレート５２の間に、貫通穴Ｙ部を含有し外周部のドライブプレート５２との間に小さな開口部を生じる大きな貫通穴Ｚが設けられた間座５３が配される。貫通穴Ｘ、Ｙは円周方向の長穴であり変速機ケース２ｂの側壁に設けられた円周溝に通じ、コントロールバルブ１００の油路１０６から供給される冷却油がドライブプレート５１とドリブンプレート５２の貫通穴Ｘ、Ｙを通過し間座５３の貫通穴Ｚを通りドリブンプレート５２との小さな開口部から排出される。この時、変速機ケース２ｂの側壁に設けられた円周溝とドリブンプレート５２の間とドリブンプレート５２とドライブプレート５１の間及びフロントプレート５４とドライブプレート５１の間は密着されるため、この間で冷却油が排出される量は極めて少なく冷却油にはＢ１潤滑調圧弁１３０により排出圧が発生し、複数のドリブンプレート５２は全域に亘りドライブプレート５１との摩擦面の裏側の広い面積で隈なく冷却油により冷却される。

図３は図１におけるブレーキＢ１の、別の形態をした摩擦部材の詳細を示したもので、図１２のＢ−２と図１５のＣ−１で用いた形態である。図１と図３において、摩擦部材は複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２からなり、ドライブプレート５１とドリブンプレート５２は交互に配されるとともにピストン５５側にはディッシュプレート５７を保持するＬ字型のフロントプレート５４が配される。ドライブプレート５１は金属板の両面に摩擦部材が貼られ径方向中央に位置する同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘが設けらており、摩擦部材の摩擦面には貫通穴Ｘを含有する円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗが形成され、遊星歯車列の発進段の制動構成要素となる回転部材のスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドリブンプレート５２は金属板で貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙが設けらており、変速機ケース２ｂのスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止される。貫通穴Ｘ、Ｙは円周方向の長穴であり変速機ケース２ｂの側壁に設けられた円周溝（Ｃ−１の場合はエンドプレートの円周溝）に通じ、コントロールバルブ１００の油路１０６から供給される冷却油がドライブプレート５１とドリブンプレート５２の貫通穴Ｘ、Ｙを通過し、ドライブプレート５１の摩擦面に設けられた円周溝Ｖと円周溝Ｖから外周に連通する溝Ｗから排出される。この時、変速機ケース２ｂの側壁に設けられた円周溝とドリブンプレート５２の間は密着されるため、この間で冷却油が排出される量は極めて少なく冷却油にはＢ１潤滑調圧弁１３０により排出圧が発生し、複数のドライブプレート５１の摩擦面は全域に亘り隈なく冷却油により冷却される。

図４は図１におけるブレーキＢ１の摩擦部材の潤滑（冷却）を循環型とした実施例で、変速機部は図６に示したＡ−１タイプである。コントロールバルブ１００の制御部は基本的に図１で用いたブレーキＢ１の締結をコントロールする主調圧弁（メインレギュレターバルブ）１１０と減圧弁（レデューシングバルブ）１２０とＢ１切り換弁（Ｂ１シフトバルブ）１５０及びＢ１ソレノイド弁１６０と、ブレーキＢ１の摩擦部材の潤滑（冷却）をコントロールするＢ１潤滑調圧弁（Ｂ１ルブリケーションレギュレターバルブ）１３０とＢ１潤滑切り換弁（Ｂ１ルブリケーションレシフトバルブ）１４０は同じものを使用しており、これらの説明は省略する。

図４のブレーキＢ１において、摩擦部材の両端面となるピストン５５とエンドプレート５４には摩擦部材との押圧面に円周溝が設けられ、変速機ケース２ｂとピストン５５の間はピストン５５の円周溝に連通する外周溝がＯリングでシールされピストン５５の移動代範囲で油路１０６と連通し、変速機ケース２ｂとエンドプレート５４の間は円周溝に連通するエンドプレート５４に挿入されたパイプ５８がＯリングでシールされ油路１０８に連通している。油路１０８は油路１０８方向からの油しか流さない逆止弁（ワンウェイフローバルブ）１７０を介して油路１０５に連通しクーラ６０を通って油路１０７から変速機の潤滑部に油が送られる。図１では主調圧弁１１０から油路１０４を通った油がクーラ６０に回されるが、ここでは油路１０４から直接Ｂ１潤滑調圧弁１３０とＢ１潤滑切り換弁１４０に導かれ、オリフィスを通って直接油路１０５に導かれると同時に、Ｂ１潤滑調圧弁１３０のスプールを負荷するスプリングで一定圧に保たれた後リリーフされ油路１０５に導かれる。油路１０６はピストン５５の摩擦部材との押圧円周溝から摩擦部材の貫通穴とエンドプレート５４の摩擦部材との押圧円周溝及びパイプを介して油路１０８と連通し、ピストン５５によりブレーキＢ１の摩擦部材が押圧され滑っている間のみ一定の圧力に保たれた油路１０４の冷却油を圧送して摩擦部材を強制冷却する。

図５は図４におけるブレーキＢ１の摩擦部材の詳細を示したもので、図６のＡ−１で用いた形態である。図４と図５において、摩擦部材は複数のドライブプレート５１とドリブンプレート５２及び間座５３からなり、ドライブプレート５１の間に間座５３を挟んでドライブプレート５１と摩擦接触するドリブンプレート５２が配され、ピストン５５の反対側にはエンドプレート５４がリティニングリング５９で移動が阻止され配される。ドライブプレート５１は金属板の両面に摩擦部材が貼られ径方向中央に位置する同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の貫通穴Ｘが設けらており、遊星歯車列の発進段の制動構成要素となる回転部材のスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドリブンプレート５２は金属板で貫通穴Ｘと同一径円周部の摩擦面に貫通穴Ｙが設けらており、変速機ケース２ｂのスプライン部に回り止めされるとともに軸方向に移動可能に係止され、ドライブプレート５１の間でドリブンプレート５２を軸方向に２枚重ねて配するとともに２枚のドリブンプレート５２の間に貫通穴Ｙ部を含有しドリブンプレート５２の間で密閉された大きな貫通穴Ｚが設けられた間座５３が配される。貫通穴Ｘ、Ｙは円周方向の長穴でありピストン５５とエンドプレート５４の摩擦部材との押圧面に設けられた円周溝に通じ、コントロールバルブ１００の油路１０６から供給される冷却油がピストン５５からドライブプレート５１とドリブンプレート５２の貫通穴Ｘ、Ｙと間座５３の貫通穴Ｚを通り、エンドプレート５４に装着されたパイプ５８から油路１０８に導かれる。この時、各接触面は密着されるため、大部分の冷却油が変速機内部に排出されることなくドリブンプレート５２の摩擦面裏側の熱を吸収してクーラに導かれるので、変速機の油圧系全体が効率の良い冷却システムとなる。

＜ブレーキＢ１の滑り＞
図２４は代表例としてＢ−１タイプの発進段におけるクリープと発進の状態を示した速度線図で、Ａ−１とＢ−２タイプ及びＣ−１タイプも同じ形態となる。本発明の実施例において、クラッチＣ１とブレーキＢ１を締結して得られる前進１速段とクラッチＣ３とブレーキＢ１を締結して得られる後進段では車両の停止からある一定速度まではブレーキＢ１のみを滑らせる制御がなされる。前進１速段と後進段を示す図２４の速度線図において、入力軸と一体の減速用遊星歯車列のリングギアＲ０に入力された動力は減速されて遊星キャリアＰ０から、前進１速段ではクラッチＣ１を介してサンギアＳ２に入力され、後進段ではクラッチＣ３を介してサンギアＳ１とリングギアＲ２の連結要素に入力される。この時、クラッチＣ１、Ｃ３は滑りのない締結となる。前進１速段において車両が停止となるリングギアＲ１の回転が０の状態では、ブレーキＢ１で制動される遊星キャリアＰ１、Ｐ２はＨ１だけ逆回転をし、遊星キャリアＰ１、Ｐ２の回転が０となりリングギアＲ１の回転がＨ１′となる間でブレーキＢ１を滑らせクリープと発進制御が行われる。同様に、後進段において車両が停止となるリングギアＲ１の回転が０の状態では、ブレーキＢ１で制動される遊星キャリアＰ１、Ｐ２はＨ２だけ正回転をし、遊星キャリアＰ１、Ｐ２の回転が０となりリングギアＲ１の回転がＨ２′となる間でブレーキＢ１を滑らせクリープと発進制御が行われる。

内燃機関のアイドル回転の設定はクリープ力を想定して決定され、内燃機関負荷状態でのアイドル回転速度を予め設定しておき、その回転範囲内でクリープ制御を行う。概算ではあるが、因みに車両のクリープ力を１０００Ｎ、タイア半径０．３ｍ、終減速比４とすると、図２４における出力構成要素となるリングギアＲ１のトルクは７５Ｎｍ（１０００×０．３／４）となり、前進１速段ではブレーキＢ１の滑りトルクは５０Ｎｍ（７５×１．９７１／２．９７１）、後進段では１１０Ｎｍ（７５×２．８４７／１．８４７）となる。内燃機関負荷状態でのアイドル回転速度から車両が停止時の前進１速段及び後進段のブレーキＢ１の滑り速度Ｈ１、Ｈ２が判明し、それぞれ５０Ｎｍ及び１１０Ｎｍの滑りトルクを掛ければブレーキＢ１の摩擦部材の仕事が判明する。これは摩擦部材の材質や枚数の決定及び冷却容量等エネルギー計算の基本となる。

ここで図２４から各クラッチ及びブレーキの連れ回りトルクが出力となるリングギアＲ１に及ぼす影響を考察する。
「前進１速段における連れ回り力」
車両が停止となるリングギアＲ１の回転が０の状態の速度線において、サンギアＳ１，リングギアＲ２に作用するクラッチＣ３及びブレーキＢ２の連れ回りトルクはクラッチＣ１が締結されるサンギアＳ２を支点として図上方向に働き、同じく遊星キャリアＰ１、Ｐ２に作用するクラッチＣ２とブレーキＢ１の連れ回りトルクも図上方向に働き、この速度線をサンギアＳ２のクラッチＣ１締結ポイントを支点として上に引っ張り揚げようとする。つまり、ブレーキＢ１の制動を助ける方向に働き、その分ブレーキＢ１の負荷が小さくなる。因みに連れ回りトルクにより出力されるサンギアＳ２のクラッチＣ１締結ポイント回りのモーメント力は、以下の如くなる。
［クラッチＣ３及びブレーキＢ２の連れ回りトルク］×４．８１８／１．９７１
［クラッチＣ２及びブレーキＢ１の連れ回りトルク］×２．９７１／１．９７１
通常１個のクラッチ又はブレーキの連れ回りトルクは０．６〜１．５Ｎｍであり、出力換算で約８Ｎｍとなり必要クリープトルク７５Ｎｍの１０％に相当する。前進のクリープが頻繁に使用されるためブレーキＢ１の摩擦材の耐久にとり有利に働く。
「後進段における連れ回り力」
車両が停止となるリングギアＲ１の回転が０の状態の速度線において、サンギアＳ２に作用するクラッチＣ１の連れ回りトルクと、遊星キャリアＰ１、Ｐ２に作用するクラッチＣ２の連れ回りトルクはクラッチＣ３が締結されるサンギアＳ１、リングギアＲ２を支点として図上方向に働き、同じく遊星キャリアＰ１、Ｐ２に作用するクラッチＣ２と連れ回りトルクも図上方向に働き、遊星キャリアＰ１、Ｐ２に作用するブレーキＢ１の連れ回りトルクだけが図下方向に働く。後進段の場合はこの速度線をサンギアＳＳ１、リングギアＲ２のクラッチＣ３締結ポイントを支点として下方向に押し下げなければならず、前進１速段とは逆にその分ブレーキＢ１の負荷が大きくなる。因みに連れ回りトルクにより出力されるサンギアＳＳ１、リングギアＲ２のクラッチＣ３締結ポイント回りのモーメント力は、以下の如くなる。
−［クラッチＣ１の連れ回りトルク］×４．８１８／２．８４７
−［クラッチＣ２−ブレーキＢ１の連れ回りトルク］×１．８４７／２．８４７
連れ回りトルクは出力換算で−２Ｎｍとなる。ブレーキＢ１の制動が−２Ｎｍ増えることになるが、必要クリープトルク７５Ｎｍの３％と小さく後進段の使用頻度も少ないことからブレーキＢ１の摩擦材の耐久にとり悪影響とはならない。

「クリープ制御」
クリープ制御は内燃機関のアクセルペタル開度及び変速機の入力軸と出力軸の回転速度、即ち内燃機関の回転速度と車速を検出し、ＥＣＵで車速に応じてブレーキＢ１を滑らせ制御を行う。ブレーキＢ１を滑らせる制御はＢ１ソレノイド弁１６０でブレーキＢ１のピストンに通じる油路１０２の油圧を任意に変化させ行う。したがって、車両の状況に応じたクリープ力を発生させることが出来、一定のクリープ力しか出せないトルクコンバータを用いたＡＴより利便性が増す。この状態で冷却油がブレーキＢ１の摩擦部材に供給され強制冷却が行われる。
「発進制御」
発進制御はクリープ制御と同じで、内燃機関のアクセルペタル開度における内燃機関負荷状態での回転速度を予め設定し、その回転速度をベースにＥＣＵでブレーキＢ１を滑らせ制御を行う。この状態で冷却油がブレーキＢ１の摩擦部材に供給され強制冷却が行われる。当然滑り終わりは内燃機関直結となり、滑り終わりが内燃機関直結とはならないトルクコンバータより内燃機関の回転と加速が一致し発進フィーリングが良くなる。但し、トルクコンバータを用いたＡＴのような全負荷発進は摩擦部材の耐久に問題が出るので、内燃機関のトルクを押さえる制御が必要となる。これらはアクセルペタルと内燃機関を切り離してＥＣＵで内燃機関を制御し、内燃機関のＥＣＵと変速機のＥＣＵを統合制御すれば可能となる。

本発明のブレーキＢ１の構造とその制御を示す第１実施例 図１におけるブレーキＢ１の第１摩擦部材詳細図 図１におけるブレーキＢ１の第２摩擦部材詳細図 本発明のブレーキＢ１の構造とその制御を示す第２実施例 図４におけるブレーキＢ１の摩擦部材詳細図 本発明の多段自動変速機Ａ−１の実施構造図 図６における模式図 図６におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 本発明の多段自動変速機Ｂ−１の実施構造図 図９における模式図 図９におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 本発明の多段自動変速機Ｂ−２の実施構造図 図１２における模式図 図１２におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 本発明の多段自動変速機Ｃ−１の実施構造図 図１５における模式図 図１５におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 本発明の入力部となる回転変動吸収ダンパを介した連結詳細図 Ｂ−１と比較した従来型多段自動変速機Ｂ−０の構造図 図１９におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 Ｃ−１と比較した従来型多段自動変速機Ｃ−０の構造図 図１２、図１５、図２１における遊星歯車列の断面図 図２１におけるパワートレン模式図と速度線図及びギア比 前進１速段と後進段におけるクリープ及び発進状態を示す速度線図

符号の説明

１ 入力軸
２ａ、２ｂ、２ｃ ケース
３、４、５，６ カウンターギア
７ 軸受け
８ 出力軸
１０ 回転変動吸収ダンパ
２０ チャージングポンプ
５１ ドライブプレート
５２ ドリブンプレート
５３ 間座
１００ コントロールバルブ
１１０ 主調圧弁
１２０ 減圧弁
１３０ Ｂ１潤滑調圧弁
１４０ Ｂ１潤滑切り換弁
１５０ Ｂ１切り換弁
１６０ Ｂ１ソレノイド弁
Ｓ０、Ｓ１、Ｓ２ サンギア
Ｐ０、Ｐ１、Ｐ２ 遊星キャリア
Ｒ０、Ｒ１、Ｒ２ リングギア
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３ クラッチ
Ｂ１、Ｂ２ ブレーキ

Claims (8)

1. 複数の遊星歯車列と該遊星歯車列の構成要素を制御する複数の油圧クラッチ及びブレーキからなり、該遊星歯車列の、少なくとも動力が出力される遊星歯車を構成する構成要素を制動するブレーキ（Ｂ１）を締結することにより発進段となる前進１速段と後進段を得る多段自動変速機であって、
   原動機を変速機の入力軸に回転変動吸収ダンパ（１０）を介して連結し、該変速機の出力軸の回転が一定回転速度以下の発進段となる前進１速段と後進段において、前記ブレーキ（Ｂ１）の締結油圧を電気的に任意に制御することにより前記ブレーキ（Ｂ１）の断接及び滑り制御をなすとともに、前記ブレーキ（Ｂ１）の非締結状態を除く一定締結油圧範囲内においてのみ前記ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材に調圧された冷却油を供給するようになした多段自動変速機。
2. 前記ブレーキ（Ｂ１）のピストン（５５）を押付ける締結油圧を、デューティソレノイドバルブ（１６０）とＢ１シフトバルブ（１５０）、或いは電圧又は電流の大きさに比例して該締結油圧を変えることのできるリニアソレノイドバルブで電気的に任意の油圧に制御可能とするとともに、
   該締結油圧で作動する第１及び第２のスプールと、該スプールを該締結油圧とは反対方向に押す第１及び第２のスプリングとで構成され、該締結油圧が前記ピストン（５５）のリターンスプリング（５６）の荷重相当油圧で前記第１のスプールを作動させ、前記リターンスプリング（５６）の荷重相当油圧より高い一定の油圧で前記第２のスプールを作動させるよう前記第１及び第２のスプリングを設定し、前記第１のスプールが作動し前記第２のスプールが非作動状態でのみＢ１潤滑調圧弁（１３０）で調圧された冷却油を前記ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材に供給するＢ１潤滑切り換弁（１４０）を設けた請求項1記載の多段自動変速機。
3. 前記ブレーキ（Ｂ１）の摩擦部材である交互に配された複数のドライブプレート（５１）とドリブンプレート（５２）の同一径円周部の摩擦面に複数の第１及び第２貫通穴（Ｘ）、（Ｙ）を設け、
   前記複数のドライブプレート（５１）とドリブンプレート（５２）の重なり合った端部側面の少なくとも一方の側面に、前記Ｂ１潤滑調圧弁（１３０）により調圧された冷却油が供給される油通路を設け、
   該油通路と前記第１及び第２貫通穴（Ｘ），（Ｙ）とを連通するようになした請求項1又は２記載の多段自動変速機。
4. 前記ドライブプレート（５１）の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の第１貫通穴（Ｘ）を設け、前記遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、
   前記ドリブンプレート（５２）の金属板の前記第１貫通穴（Ｘ）と同一径円周部の摩擦面に第２貫通穴（Ｙ）を設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、
   前記ドリブンプレート（５２）を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚の前記ドリブンプレート（５２）の間に、前記第２貫通穴（Ｙ）を含有し、前記ドリブンプレート（５２）の外周部より外周側に広がって前記ドリブンプレート（５２）の外周部との間に小さな開口部を生じ、該小さな開口部から前記第２貫通穴（Ｙ）からの冷却油を制限して排出する第３貫通穴（Ｚ）が設けられた間座（５３）を配するようになした請求項1〜３いずれか１項記載の多段自動変速機。
5. 前記ドライブプレート（５１）の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の第１貫通穴（Ｘ）を設け、該摩擦部材の摩擦面に前記第１貫通穴（Ｘ）を含有し、前記第１貫通穴（Ｘ）からの冷却油を制限して排出する円周溝（Ｖ）と該円周溝（Ｖ）から外周に連通する溝（Ｗ）を形成し、前記遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、
   前記ドリブンプレート（５２）の金属板の、前記第１貫通穴（Ｘ）と同一径円周部の摩擦面に第２貫通穴（Ｙ）を設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止するようになした請求項1〜３いずれか１項記載の多段自動変速機。
6. 前記ドライブプレート（５１）の金属板の両面に摩擦部材を貼るとともに同一径円周部の摩擦面に摩擦部材と金属板を貫通する複数の第１貫通穴（Ｘ）を設け、前記遊星歯車列の構成要素となる回転部材に回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、
   前記ドリブンプレート（５２）の金属板の、前記第１貫通穴（Ｘ）と同一径円周部の摩擦面に第２貫通穴（Ｙ）を設け、変速機ケースに回り止めするとともに軸方向に移動可能に係止し、
   前記ドリブンプレート（５２）を軸方向に２枚重ねて配するとともに、２枚の前記ドリブンプレート（５２）の間に前記第２貫通穴（Ｙ）を含有し前記ドリブンプレート（５２）の間で密閉された大きな第３貫通穴（Ｚ）が設けられた間座（５３）を配し、
   前記複数のドライブプレー（５１）とドリブンプレート（５２）及び間座（５３）を挟み押圧する端部２箇所の側面に油通路を設け、一方の側面の油通路に冷却油を供給するとともに他方の側面の油通路から冷却油を排出するようになした請求項1〜３いずれか１項記載の多段自動変速機。
7. 前記ブレーキ（Ｂ１）の交互に配された前記複数のドライブプレート（５１）とドリブンプレート（５２）を前記遊星歯車列の外周径方向外側に配し、前記ドライブプレート（５１）を係止する前記遊星歯車列の構成要素となる回転部材の係止円筒部に内周から外周への油貫通穴を設けないようになした請求項1〜３いずれか１項記載の多段自動変速機。
8. 前記原動機は内燃機関であって該内燃機関の出力軸に爆発による回転変動を吸収する回転変動吸収ダンパ（１０）を装着し、
   変速機の入力軸を変速機と該内燃機関の隔壁となる隔壁（２ｄ）の変速機側保持部材（２ｅ）の内周に軸受け（７ａ）で軸支し、
   前記隔壁（２ｄ）と保持部材（２ｅ）の間に油圧制御に用いる駆動ロータ（２１）と被駆動ロータ（２２）からなるチャージングポンプ（２０）を配し、
   端部が蓋（１２）で密閉された前記回転変動吸収ダンパ（１０）の出力ハブ（１１）と前記入力軸（１）をスプライン連結するとともに前記出力ハブ（１１）の変速装置側ボス部外周を、前記隔壁（２ｄ）に装着された回転シール（２３）でシールして変速機内部を密閉し、前記出力ハブ（１１）が連結される前記入力軸（１）の変速機側スプラインに前記チャージングポンプ（２０）の前記駆動ロータ（２１）を連結するようになした請求項1記載の多段自動変速機。

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