JP5384547B2 - Planetary gear type power transmission device - Google Patents
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Description
本発明は、駆動源からの動力伝達系に遊星歯車と多板摩擦要素が配置された遊星歯車式動力伝達装置に関する。 The present invention relates to a planetary gear type power transmission device in which a planetary gear and a multi-plate friction element are arranged in a power transmission system from a drive source.
従来、駆動源からの動力伝達系に遊星歯車と多板摩擦クラッチが配置され、遊星歯車のピニオンを支持するキャリアを、多板摩擦クラッチのクラッチドラムに向かって延長し、その延長端部をスナップリングの取り付け位置に結合させたキャリアプレートとする。そして、キャリアプレートに、多板摩擦クラッチの締結荷重を受けるリテーニングプレートの役割を兼務させた遊星歯車式動力伝達装置が知られている（例えば、特許文献１，２参照）。 Conventionally, a planetary gear and a multi-plate friction clutch are arranged in the power transmission system from the drive source, the carrier supporting the pinion of the planetary gear is extended toward the clutch drum of the multi-plate friction clutch, and the extension end is snapped. The carrier plate is connected to the mounting position of the ring. And the planetary gear type power transmission device which made the carrier plate also serve as the retaining plate which receives the fastening load of the multi-plate friction clutch is known (for example, refer to Patent Documents 1 and 2).
しかしながら、従来の遊星歯車式動力伝達装置のキャリアプレートは、ピニオン軸を保持していることや遊星歯車のはす歯形状に起因するスラスト荷重に耐えるため、ある程度の部品硬度が必要である。また、キャリアプレートがスプライン嵌合されるクラッチドラムについても、スナップリングを介して締結荷重を受けることや遠心力で開口部が外側に開くのを防止するため、ある程度の部品硬度が必要である。このため、互いにスプライン嵌合されるキャリアプレートとクラッチドラムが同程度の硬度を持つ部品となり、キャリアプレートとクラッチドラムが摩擦運動により接触したときに凝着摩耗が生じやすい、という問題があった。 However, the carrier plate of the conventional planetary gear type power transmission device needs a certain degree of component hardness in order to withstand the thrust load caused by holding the pinion shaft and the helical shape of the planetary gear. In addition, the clutch drum to which the carrier plate is spline-fitted also requires a certain degree of component hardness in order to receive a fastening load via the snap ring and to prevent the opening from being opened outward by centrifugal force. For this reason, the carrier plate and the clutch drum, which are spline-fitted with each other, are parts having the same hardness, and there is a problem that adhesive wear is likely to occur when the carrier plate and the clutch drum come into contact with each other by frictional motion.
一方、凝着摩耗を回避するには、互いに接触する２つの部品硬度に十分な硬度差を持たせる必要がある。このため、キャリアプレートに比べてより高い部品硬度が必要なクラッチドラムの部品硬度を、キャリアプレートの部品硬度よりも高く設定することになる。しかし、このように部品硬度を設定すると、クラッチドラムの部品硬度が、クラッチドラムにとって必要とされる部品硬度よりも高い過剰品質（オーバースペック）となってしまうし、クラッチドラムを過剰品質化することでコスト増を招く。 On the other hand, in order to avoid adhesive wear, it is necessary to have a sufficient hardness difference between the hardnesses of two parts in contact with each other. For this reason, the component hardness of the clutch drum, which requires a higher component hardness than the carrier plate, is set higher than the component hardness of the carrier plate. However, if the component hardness is set in this way, the component hardness of the clutch drum becomes excessive quality (over spec) higher than the component hardness required for the clutch drum, and the clutch drum is made excessively quality. Incurs an increase in cost.
ここで、「凝着摩耗」とは、２つの固体間の実接触面積を構成する凝着部分が、摩擦運動によりせん断剥離されることに基因して生ずる摩耗現象をいう。特に、２つの面の硬さが同じ場合や硬さの差が少ない場合には、様々な摩耗現象のうち、凝着摩耗がほとんど支配的に生じることが知られている。 Here, “adhesion wear” refers to a wear phenomenon that occurs due to the fact that an adhesion portion constituting an actual contact area between two solids is sheared and separated by frictional motion. In particular, when the hardness of the two surfaces is the same or when the difference in hardness is small, it is known that adhesive wear occurs almost dominantly among various wear phenomena.
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、コスト増を招く構成部品の過剰品質化を抑えながら、凝着摩耗の発生を防止することができる遊星歯車式動力伝達装置を提供することを目的とする。 The present invention has been made paying attention to the above problems, and provides a planetary gear type power transmission device capable of preventing the occurrence of adhesive wear while suppressing excessive quality of components that increase costs. With the goal.
上記目的を達成するため、本発明の遊星歯車式動力伝達装置は、駆動源からの動力伝達系に遊星歯車と多板摩擦要素が配置され、前記遊星歯車のピニオンを支持するキャリアを、前記多板摩擦要素の摩擦プレート支持部材に向かって延長し、その延長端部をスナップリングの取り付け位置に結合させたキャリアプレートとし、前記キャリアプレートに、前記多板摩擦要素の締結荷重を受けるリテーニングプレートの役割を兼務させている。
この遊星歯車式動力伝達装置において、前記キャリアプレートを、前記摩擦プレート支持部材に対し周方向に噛み合い結合されたリテーニングプレート部と、前記遊星歯車のピニオン軸に固定されたピニオンキャリア部と、に分割して２つの別部品にすると共に、前記リテーニングプレート部と前記ピニオンキャリア部を分割部分にて動力伝達可能に結合する。
そして、前記リテーニングプレート部の部品硬度を、前記摩擦プレート支持部材の部品硬度および前記ピニオンキャリア部の部品硬度より相対的に低く設定した。
In order to achieve the above object, a planetary gear type power transmission device of the present invention includes a planetary gear and a multi-plate friction element arranged in a power transmission system from a drive source, and a carrier for supporting a pinion of the planetary gear. A carrier plate that extends toward a friction plate support member of a plate friction element and has an extended end coupled to a mounting position of a snap ring. The retaining plate receives a fastening load of the multi-plate friction element on the carrier plate. The role of
In this planetary gear type power transmission device, the carrier plate is a retaining plate part meshed and coupled to the friction plate support member in the circumferential direction, and a pinion carrier part fixed to the pinion shaft of the planetary gear. The two parts are divided into two parts, and the retaining plate part and the pinion carrier part are coupled so that power can be transmitted at the divided part.
The component hardness of the retaining plate portion was set to be relatively lower than the component hardness of the friction plate support member and the component hardness of the pinion carrier portion.
よって、ピニオンキャリア部の必要部品硬度を例えば1.0とし、摩擦プレート支持部材の必要部品硬度を例えば1.1とした場合、リテーニングプレート部の部品硬度を例えば0.5にする。このとき、部品硬度比は、ピニオンキャリア部：リテーニングプレート部：摩擦プレート支持部材＝1.0：0.5：1.1となる。そして、互いに接触するピニオンキャリア部とリテーニングプレート部の部品硬度差は0.5（＝1.0−0.5）となり、また、摩擦プレート支持部材とリテーニングプレート部の部品硬度差は0.6（＝1.1−0.5）となる。
このように、リテーニングプレート部の部品硬度を、摩擦プレート支持部材の部品硬度およびピニオンキャリア部の部品硬度より相対的に低く設定することで、接触部品間の硬度差が十分に確保され、凝着摩耗の発生が有効に抑えられる。そして、ピニオンキャリア部と摩擦プレート支持部材とは、互いに接触することのない部品関係であり、独立した部品硬度の設定が許容されるため、それぞれの部品について必要とされる部品硬度に設定でき、コスト増を招く構成部品の過剰品質化が防止される。
この結果、コスト増を招く構成部品の過剰品質化を抑えながら、凝着摩耗の発生を防止することができる。加えて、３つの部品のうち、一番摩耗するのは、部品硬度を最も低く設定したリテーニングプレート部であるため、摩耗して取り替えるのは、小さな部品によるリテーニングプレート部だけで済む。その結果、低コストによりメインテナンスを行えるという効果も併せて奏する。
Therefore, when the required component hardness of the pinion carrier portion is set to 1.0, for example, and the required component hardness of the friction plate support member is set to 1.1, the component hardness of the retaining plate portion is set to 0.5, for example. At this time, the component hardness ratio is pinion carrier part: retaining plate part: friction plate support member = 1.0: 0.5: 1.1. Then, the difference in component hardness between the pinion carrier part and the retaining plate part in contact with each other is 0.5 (= 1.0-0.5), and the difference in component hardness between the friction plate support member and the retaining plate part is 0.6 (= 1.1-0.5). It becomes.
In this way, by setting the component hardness of the retaining plate part relatively lower than the part hardness of the friction plate support member and the part hardness of the pinion carrier part, a sufficient hardness difference between the contact parts is ensured, and agglomerated. The occurrence of wear is effectively suppressed. And the pinion carrier part and the friction plate support member are part relations that do not contact each other, and since setting of independent part hardness is allowed, it can be set to the part hardness required for each part, Excessive quality of components that increase costs is prevented.
As a result, it is possible to prevent the occurrence of adhesive wear while suppressing the excessive quality of the components that increase the cost. In addition, among the three parts, the most worn out part is the retaining plate part with the lowest part hardness, so that only the retaining plate part with small parts needs to be worn and replaced. As a result, there is an effect that maintenance can be performed at low cost.
以下、本発明の遊星歯車式動力伝達装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１および実施例２に基づいて説明する。 Hereinafter, the best mode for realizing the planetary gear type power transmission device of the present invention will be described based on Example 1 and Example 2 shown in the drawings.
まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の遊星歯車式動力伝達装置が適用されたベルト式無段変速機を搭載したエンジン車の駆動系を示す。以下、図１に基づき、駆動系全体構成を説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 1 shows a drive system of an engine vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission to which the planetary gear type power transmission device of the first embodiment is applied. Hereinafter, the overall structure of the drive system will be described with reference to FIG.
ベルト式無段変速機を搭載したエンジン車の駆動系は、図１に示すように、エンジン１と、トルクコンバータ２と、前後進切替機構３と、ベルト式無段変速機構４と、終減速機構５と、駆動輪６，６と、を備えている。 As shown in FIG. 1, the drive system of an engine vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission includes an engine 1, a torque converter 2, a forward / reverse switching mechanism 3, a belt type continuously variable transmission mechanism 4, and a final deceleration. A mechanism 5 and drive wheels 6 and 6 are provided.
前記エンジン１は、駆動源として設けられ、ドライバーのアクセル操作による出力トルクの制御以外に、外部からのエンジン制御信号によりエンジン回転数や燃料噴射量が制御可能である。 The engine 1 is provided as a drive source, and can control the engine speed and the fuel injection amount by an engine control signal from the outside, in addition to controlling the output torque by the driver's accelerator operation.
前記トルクコンバータ２は、トルク増大機能を有する流体伝動装置であり、トルク増大機能を必要としないとき、エンジン出力軸１１（＝トルクコンバータ入力軸）とトルクコンバータ出力軸２１を直結可能なロックアップクラッチ２０を有する。トルクコンバータ２は、エンジン出力軸１１にコンバータハウジング２２を介して連結されたタービンランナ２３と、トルクコンバータ出力軸２１に連結されたポンプインペラ２４と、ワンウェイクラッチ２５を介して設けられたステータ２６と、を構成要素とする。 The torque converter 2 is a fluid transmission device having a torque increasing function, and can lock the engine output shaft 11 (= torque converter input shaft) and the torque converter output shaft 21 directly when the torque increasing function is not required. 20 The torque converter 2 includes a turbine runner 23 connected to the engine output shaft 11 via a converter housing 22, a pump impeller 24 connected to the torque converter output shaft 21, and a stator 26 provided via a one-way clutch 25. , Is a component.
前記前後進切替機構３は、エンジン１からベルト式無段変速機構４へ入力される回転駆動力の入力回転方向を、前進走行時の正転方向と後退走行時の逆転方向で切り替える機構である。この前後進切替機構３は、シングルピニオン式遊星歯車３０と、前進クラッチ３１と、後退ブレーキ３２と、を有する。実施例１では、この前後進切替機構３に遊星歯車式動力伝達装置を適用している。 The forward / reverse switching mechanism 3 is a mechanism that switches the input rotation direction of the rotational driving force input from the engine 1 to the belt type continuously variable transmission mechanism 4 between a forward rotation direction during forward travel and a reverse rotation direction during reverse travel. . The forward / reverse switching mechanism 3 includes a single pinion planetary gear 30, a forward clutch 31, and a reverse brake 32. In the first embodiment, a planetary gear type power transmission device is applied to the forward / reverse switching mechanism 3.
前記ベルト式無段変速機構４は、ベルト接触径の変化により変速機入力軸４０の入力回転数と変速機出力軸４１の出力回転数の比である変速比を無段階に変化させる無段変速機能を有する。このベルト式無段変速機構４は、プライマリプーリ４２と、セカンダリプーリ４３と、ベルト４４と、を有する。前記プライマリプーリ４２は、固定プーリ４２ａとスライドプーリ４２ｂにより構成され、スライドプーリ４２ｂは、プライマリ圧室４５に導かれるプライマリ圧によりスライド動作する。前記セカンダリプーリ４３は、固定プーリ４３ａとスライドプーリ４３ｂにより構成され、スライドプーリ４３ｂは、セカンダリ圧室４６に導かれるセカンダリ圧によりスライド動作する。前記ベルト４４は、プライマリプーリ４２のＶ字形状をなす一対のシーブ面と、セカンダリプーリ４３のＶ字形状をなす一対のシーブ面に巻き掛けられている。 The belt-type continuously variable transmission mechanism 4 is a continuously variable transmission that continuously changes a gear ratio, which is a ratio of the input rotational speed of the transmission input shaft 40 and the output rotational speed of the transmission output shaft 41, by changing the belt contact diameter. It has a function. The belt type continuously variable transmission mechanism 4 includes a primary pulley 42, a secondary pulley 43, and a belt 44. The primary pulley 42 includes a fixed pulley 42 a and a slide pulley 42 b, and the slide pulley 42 b slides with a primary pressure guided to the primary pressure chamber 45. The secondary pulley 43 includes a fixed pulley 43 a and a slide pulley 43 b, and the slide pulley 43 b is slid by a secondary pressure guided to the secondary pressure chamber 46. The belt 44 is wound around a pair of sheave surfaces that form a V shape of the primary pulley 42 and a pair of sheave surfaces that form a V shape of the secondary pulley 43.
前記終減速機構５は、ベルト式無段変速機構４の変速機出力軸４１からの変速機出力回転を減速すると共に差動機能を与えて左右の駆動輪６，６に伝達する機構である。この終減速機構５は、変速機出力軸４１とアイドラ軸５０と左右のドライブ軸５１，５１に介装され、減速機能を持つ第１ギヤ５２と、第２ギヤ５３と、第３ギヤ５４と、第４ギヤ５５と、差動機能を持つディファレンシャルギヤ５６を有する。 The final reduction mechanism 5 is a mechanism that decelerates the transmission output rotation from the transmission output shaft 41 of the belt-type continuously variable transmission mechanism 4 and transmits it to the left and right drive wheels 6 and 6 while providing a differential function. The final reduction mechanism 5 is interposed in the transmission output shaft 41, the idler shaft 50, and the left and right drive shafts 51, 51, and has a first gear 52, a second gear 53, a third gear 54 having a reduction function. And a fourth gear 55 and a differential gear 56 having a differential function.
図２は、遊星歯車式動力伝達装置が適用されたベルト式無段変速機の前後進切替機構３を示す。以下、図２に基づき前後進切替機構３の構成を説明する。 FIG. 2 shows a forward / reverse switching mechanism 3 of a belt type continuously variable transmission to which a planetary gear type power transmission device is applied. Hereinafter, the configuration of the forward / reverse switching mechanism 3 will be described with reference to FIG.
前記前後進切替機構３は、図２に示すように、シングルピニオン式遊星歯車３０（遊星歯車）と、前進クラッチ３１（多板摩擦要素）と、後退ブレーキ３２と、ブレーキ/クラッチドラム３３（摩擦プレート支持部材）と、クラッチハブ３４と、変速機ケース３５と、キャリアプレート３６と、を備えている。 As shown in FIG. 2, the forward / reverse switching mechanism 3 includes a single pinion planetary gear 30 (planetary gear), a forward clutch 31 (multi-plate friction element), a reverse brake 32, and a brake / clutch drum 33 (friction). Plate support member), a clutch hub 34, a transmission case 35, and a carrier plate 36.
前記シングルピニオン式遊星歯車３０は、サンギヤ３０ａと、リングギヤ３０ｂと、サンギヤ３０ａとリングギヤ３０ｂに噛み合うピニオン３０ｃと、複数のピニオン３０ｃを支持するキャリア３０ｄと、を有する。前記サンギヤ３０ａは、トルクコンバータ出力軸２１に連結され、エンジン１およびトルクコンバータ２を経過した回転駆動力が入力される。前記リングギヤ３０ｂは、プライマリプーリ４２の固定プーリ４２ａに対しリングギヤプレート７０を介して連結され、前後進切替機構３を経過した正転方向または逆転方向の回転駆動力をベルト式無段変速機構４のプライマリプーリ４２へ出力する。なお、固定プーリ４２ａは、変速機ケース３５に対しボールベアリング７１により回転可能に支持されている。 The single pinion planetary gear 30 includes a sun gear 30a, a ring gear 30b, a pinion 30c that meshes with the sun gear 30a and the ring gear 30b, and a carrier 30d that supports the plurality of pinions 30c. The sun gear 30 a is connected to the torque converter output shaft 21 and receives the rotational driving force that has passed through the engine 1 and the torque converter 2. The ring gear 30b is connected to the fixed pulley 42a of the primary pulley 42 via a ring gear plate 70, and the rotational driving force in the forward or reverse direction passing through the forward / reverse switching mechanism 3 is applied to the belt-type continuously variable transmission mechanism 4. Output to the primary pulley 42. The fixed pulley 42a is rotatably supported by a ball bearing 71 with respect to the transmission case 35.
前記前進クラッチ３１は、前進走行時、ブレーキ/クラッチドラム３３とクラッチピストン７２の間に形成されるクラッチ圧室７３にクラッチ圧を導くことにより、クラッチピストン７２が図２の左方向にストロークして締結する湿式多板クラッチである。この前進クラッチ３１を締結すると、シングルピニオン式遊星歯車３０のサンギヤ３０ａとキャリア３０ｄを、前進クラッチ３１の締結力に応じて連結する。前進クラッチ３１は、クラッチハブ３４に対し軸方向移動可能にスプライン嵌合されたドライブプレート３１ａ（例えば、４枚）と、ブレーキ/クラッチドラム３３に対し軸方向移動可能にスプライン嵌合されたドリブンプレート３１ｂ（例えば、４枚）と、を交互に配置することで構成される。なお、クラッチピストン７２とスプリング支持プレート７５との間には、前進クラッチ３１の解放時、クラッチピストン７２に対し図２の右方向に付勢力を与えるリターンスプリング７６が介装されている。 The forward clutch 31 guides the clutch pressure to the clutch pressure chamber 73 formed between the brake / clutch drum 33 and the clutch piston 72 during forward travel, so that the clutch piston 72 strokes in the left direction in FIG. A wet multi-plate clutch to be fastened. When the forward clutch 31 is engaged, the sun gear 30 a and the carrier 30 d of the single pinion planetary gear 30 are connected according to the fastening force of the forward clutch 31. The forward clutch 31 includes a drive plate 31a (for example, four) that is spline-fitted to the clutch hub 34 and a driven plate that is spline-fitted to the brake / clutch drum 33 so as to be movable in the axial direction. 31b (for example, 4 sheets) are arranged alternately. A return spring 76 is provided between the clutch piston 72 and the spring support plate 75 to apply a biasing force to the clutch piston 72 in the right direction in FIG. 2 when the forward clutch 31 is released.
前記後退ブレーキ３２は、後退走行時、変速機ケース３５とブレーキピストン７７の間に形成されるブレーキ圧室７８にブレーキ圧を導くことにより、ブレーキピストン７７が図２の右方向にストロークして締結する湿式多板ブレーキである。この後退ブレーキ３２を締結すると、シングルピニオン式遊星歯車３０のキャリア３０ｄを、後退ブレーキ３２の締結力に応じて変速機ケース３６に固定する。この後退ブレーキ３２は、ブレーキ/クラッチドラム３３に対し軸方向移動可能にスプライン嵌合されたドライブプレート３２ａ（例えば、５枚）と、変速機ケース３５に対し軸方向移動可能にスプライン嵌合されたドリブンプレート３２ｂ（例えば、５枚）と、を交互に配置することで構成される。なお、ブレーキピストン７７とスプリング支持プレート７９との間には、後退ブレーキ３２の解放時、ブレーキピストン７７に対し図２の左方向に付勢力を与えるリターンスプリング８０が介装されている。 During reverse travel, the reverse brake 32 guides the brake pressure to a brake pressure chamber 78 formed between the transmission case 35 and the brake piston 77, whereby the brake piston 77 is stroked to the right in FIG. It is a wet multi-plate brake. When the reverse brake 32 is engaged, the carrier 30d of the single pinion planetary gear 30 is fixed to the transmission case 36 according to the engagement force of the reverse brake 32. The reverse brake 32 is spline-fitted with a drive plate 32a (for example, five) that is spline-fitted to the brake / clutch drum 33 so as to be movable in the axial direction, and is spline-fitted with respect to the transmission case 35. It is configured by alternately arranging driven plates 32b (for example, five plates). A return spring 80 is provided between the brake piston 77 and the spring support plate 79 to apply a biasing force to the brake piston 77 in the left direction in FIG. 2 when the reverse brake 32 is released.
前記キャリアプレート３６は、シングルピニオン式遊星歯車３０のピニオン３０ｃを支持するキャリアを、ブレーキ/クラッチドラム３３に向かって外径方向に延長し、その延長端部をスナップリング８１の取り付け位置にスプライン嵌合させたプレートである。つまり、キャリアプレート３６に対し、ピニオン３０ｃを支持するキャリアの役割と、前進クラッチ３１の締結荷重を受けるリテーニングプレートの役割と、を兼務させている。そして、本来ならば一体部品として構成されるキャリアプレート３６を、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂに分割して２つの別部品にすると共に、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂを分割部分にて動力伝達可能にスプライン結合している。 The carrier plate 36 extends the carrier supporting the pinion 30c of the single pinion planetary gear 30 toward the brake / clutch drum 33 in the outer diameter direction, and the extended end thereof is spline-fitted to the attachment position of the snap ring 81. It is a combined plate. That is, the carrier plate 36 has both the role of the carrier that supports the pinion 30 c and the role of the retaining plate that receives the fastening load of the forward clutch 31. Then, the carrier plate 36, which is originally configured as an integral part, is divided into a retaining plate part 36a and a pinion carrier part 36b to form two separate parts, and the retaining plate part 36a and the pinion carrier part 36b are divided. Splined to allow power transmission at the part.
図３〜図５は、実施例１の遊星歯車式動力伝達装置においてシングルピニオン式遊星歯車３０と前進クラッチ３１が配置された要部構成を示す。以下、図３〜図５に基づき、実施例１の遊星歯車式動力伝達装置の要部構成を詳しく説明する。 3 to 5 show a configuration of a main part in which the single pinion type planetary gear 30 and the forward clutch 31 are arranged in the planetary gear type power transmission device of the first embodiment. Hereinafter, based on FIGS. 3-5, the principal part structure of the planetary gear type power transmission device of Example 1 is demonstrated in detail.
前記シングルピニオン式遊星歯車３０のサンギヤ３０ａは、図３の左側面とリングギヤプレート７０との間に第１スラストベアリング８２が介装され、図３の右側面位置にクラッチハブ３４が固定される。サンギヤ内周面には、トルクコンバータ出力軸２１に結合するスプライン部３０ｅが形成される。 The sun gear 30a of the single pinion planetary gear 30 has a first thrust bearing 82 interposed between the left side surface of FIG. 3 and the ring gear plate 70, and the clutch hub 34 is fixed to the right side surface position of FIG. A spline portion 30e coupled to the torque converter output shaft 21 is formed on the inner peripheral surface of the sun gear.
前記シングルピニオン式遊星歯車３０のリングギヤ３０ｂは、図３の左側面位置にリングギヤプレート７０が固定され、このリングギヤプレート７０の内周面には、プライマリプーリ４２の固定プーリ４２ａに結合するスプライン部７０ａが形成される。 The ring gear 30b of the single pinion planetary gear 30 has a ring gear plate 70 fixed at the left side surface position in FIG. 3, and a spline portion 70a coupled to the fixed pulley 42a of the primary pulley 42 on the inner peripheral surface of the ring gear plate 70. Is formed.
前記シングルピニオン式遊星歯車３０のピニオン３０ｃは、ピニオン軸７４に対しニードルベアリング８３を介して回転可能に支持され、図３の左側面位置に第１スラストワッシャ８４が嵌装され、図３の右側面位置に第２スラストワッシャ８５が嵌装される。そして、図３の左側面側では第１スラストワッシャ８４を挟んでキャリア３０ｄをピニオン軸７４に固定し、図３の右側面側では第２スラストワッシャ８５を挟んでピニオンキャリア部３６ｂをピニオン軸７４に固定している。キャリア３０ｄは、ピニオン３０ｃを支持する役割のみを担うもので、このキャリア３０ｄとリングギヤプレート７０との間には、キャリアプレート３６を２分割したことに伴い、キャリア３０ｄの軸方向位置決めを行うために第２スラストベアリング８６が介装される。 The pinion 30c of the single pinion planetary gear 30 is rotatably supported by a pinion shaft 74 via a needle bearing 83, and a first thrust washer 84 is fitted to the left side surface position of FIG. A second thrust washer 85 is fitted at the surface position. 3, the carrier 30d is fixed to the pinion shaft 74 with the first thrust washer 84 sandwiched therebetween, and the pinion carrier portion 36b is pinned to the pinion shaft 74 with the second thrust washer 85 sandwiched therebetween on the right side of FIG. It is fixed to. The carrier 30d is only responsible for supporting the pinion 30c, and the carrier plate 36 is divided into two parts between the carrier 30d and the ring gear plate 70 in order to position the carrier 30d in the axial direction. A second thrust bearing 86 is interposed.
前記ブレーキ/クラッチドラム３３は、図４および図５に示すように、円筒状ドラムのうち、内面側に前進クラッチ３１のドリブンプレート３１ｂと嵌合するスプライン内歯３３ａを形成し、外面側に後退ブレーキ３２のドライブプレート３２ａと嵌合するスプライン外歯３３ｂを形成している。そして、図４および図５に示すように、スナップリング８１を取り付ける内面位置に環状のスナップリング溝３３ｃを形成すると共に、スナップリング８１側の円周上４箇所程度に、端面位置から軸方向内側に切り込んだプレート突き当て溝３３ｄを形成している。キャリアプレート３６のリテーニングプレート部３６ａは、全周のスプライン歯のうち、プレート突き当て溝３３ｄに対応する位置のスプライン歯の形成を省略している。すなわち、図５のハッチング領域Ｃにおいて、リテーニングプレート部３６ａをプレート突き当て溝３３ｄに突き当てることにより軸方向移動を規制している。このため、リテーニングプレート部３６ａは、図３に示すように、スナップリング８１への当接による軸方向移動規制位置から、プレート突き当て溝３３ｄへの突き当てによる軸方向移動規制位置までの範囲が、軸方向への移動許容範囲として決められている。 As shown in FIGS. 4 and 5, the brake / clutch drum 33 is formed with spline inner teeth 33a fitted to the driven plate 31b of the forward clutch 31 on the inner surface side of the cylindrical drum, and retreated on the outer surface side. Spline external teeth 33b that fit with the drive plate 32a of the brake 32 are formed. 4 and 5, an annular snap ring groove 33c is formed at the inner surface position to which the snap ring 81 is attached, and the inner side in the axial direction from the end surface position to about four locations on the circumference on the snap ring 81 side. A plate-abutting groove 33d cut into is formed. The retaining plate portion 36a of the carrier plate 36 omits the formation of spline teeth at positions corresponding to the plate abutting grooves 33d among the spline teeth on the entire circumference. That is, in the hatching region C of FIG. 5, the axial movement is restricted by causing the retaining plate portion 36a to abut against the plate abutting groove 33d. For this reason, as shown in FIG. 3, the retaining plate portion 36 a has a range from the axial movement restriction position due to contact with the snap ring 81 to the axial movement restriction position due to abutment against the plate abutment groove 33 d. Is determined as the allowable movement range in the axial direction.
前記キャリアプレート３６は、ブレーキ/クラッチドラム３３に対しスプライン嵌合により周方向に噛み合い結合されたリテーニングプレート部３６ａと、シングルピニオン式遊星歯車３０のピニオン軸７４に固定されたピニオンキャリア部３６ｂと、に分割して２つの別部品にしている。そして、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂを分割部分にてスプライン結合部３６ｃにより動力伝達可能に結合することでキャリアプレート３６を構成している。 The carrier plate 36 includes a retaining plate portion 36a that is engaged with the brake / clutch drum 33 in a circumferential direction by spline fitting, and a pinion carrier portion 36b that is fixed to the pinion shaft 74 of the single pinion planetary gear 30. Are divided into two separate parts. The retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b are coupled at the divided portions so that power can be transmitted by the spline coupling portion 36c, thereby constituting the carrier plate 36.
前記リテーニングプレート部３６ａと前記ピニオンキャリア部３６ｂは、図３に示すように、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂが互いに離れる軸方向側への移動を許容する。しかし、リテーニングプレート部３６ａがピニオンキャリア部３６ｂに向かう軸方向側への移動を規制するように互いに径方向に重なり合う径方向重合部３６ｄを有する形状設定としている。実施例１では、リテーニングプレート部３６ａの分割面形状を、スプライン結合部３６ｃと径方向重合部３６ｄを有する段差面形状に設定している。すなわち、前進クラッチ３１のクラッチプレート（ドライブプレート３１ａ、ドリブンプレート３１ｂ）からリテーニングプレート部３６ａが受けるクラッチ締結によるスラスト荷重Ｆを、ブレーキ/クラッチドラム３３に固定されたスナップリング８１と、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂの径方向重合部３６ｄと、に分けて支持する第１スラスト荷重支持構造を有する。 As shown in FIG. 3, the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b allow the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b to move in the axial direction away from each other. However, the retaining plate portion 36a is configured to have a radial overlapping portion 36d that overlaps each other in the radial direction so as to restrict the movement toward the pinion carrier portion 36b in the axial direction. In the first embodiment, the dividing surface shape of the retaining plate portion 36a is set to a stepped surface shape having a spline coupling portion 36c and a radial direction overlapping portion 36d. That is, a thrust load F generated by clutch engagement received by the retaining plate portion 36a from the clutch plate (drive plate 31a, driven plate 31b) of the forward clutch 31 and the retaining ring, the snap ring 81 fixed to the brake / clutch drum 33, and the retaining plate. The first thrust load support structure is supported by being divided into a portion 36a and a radial direction overlapping portion 36d of the pinion carrier portion 36b.
そして、リテーニングプレート部３６ａの部品硬度を、ブレーキ/クラッチドラム３３の部品硬度およびピニオンキャリア部３６ｂの部品硬度より相対的に低く設定している。具体的な部品硬度の設定を述べると、リテーニングプレート部３６ａの部品硬度は、凝着摩耗の回避を考慮し、ブレーキ/クラッチドラム３３の部品硬度およびピニオンキャリア部３６ｂの部品硬度に対し十分な硬度差を持たせるように設定している。一方、ブレーキ/クラッチドラム３３の部品硬度およびピニオンキャリア部３６ｂの部品硬度は、それぞれの硬度を部品必要硬度に設定している。 The component hardness of the retaining plate portion 36a is set to be relatively lower than the component hardness of the brake / clutch drum 33 and the component hardness of the pinion carrier portion 36b. The specific setting of the component hardness is described. The component hardness of the retaining plate portion 36a is sufficient with respect to the component hardness of the brake / clutch drum 33 and the component hardness of the pinion carrier portion 36b in consideration of avoidance of adhesive wear. It is set to have a hardness difference. On the other hand, the component hardness of the brake / clutch drum 33 and the component hardness of the pinion carrier portion 36b are set to the required component hardness.
次に、作用を説明する。
実施例１の遊星歯車式動力伝達装置における作用を、「前後進切り替え作用」、「凝着摩耗防止作用」、「スラスト荷重支持作用」に分けて説明する。
Next, the operation will be described.
The operation of the planetary gear type power transmission device according to the first embodiment will be described by dividing it into “forward / reverse switching operation”, “adhesion wear prevention operation”, and “thrust load support operation”.
［前後進切り替え作用］
実施例１の遊星歯車式動力伝達装置が適用された前後進切替機構３にて行われる、前進クラッチ３１の締結による前進走行と、後退ブレーキ３２の締結による後退走行と、の前後進切り替え作用を説明する。
[Forward / backward switching]
The forward / reverse switching operation between forward travel by fastening the forward clutch 31 and reverse travel by fastening the reverse brake 32, which is performed by the forward / backward switching mechanism 3 to which the planetary gear type power transmission device of the first embodiment is applied. explain.
Ｎ→Ｄセレクト操作による前進走行時には、クラッチ圧室７３にクラッチ圧を導くことによりクラッチピストン７２が、図２の左方向にストロークし、解放されている前進クラッチ３１が、クラッチ圧室７３へのクラッチ圧の大きさに応じて締結される。
この前進クラッチ３１を締結すると、シングルピニオン式遊星歯車３０のサンギヤ３０ａとキャリア３０ｄが、クラッチハブ３４→前進クラッチ３１→ブレーキ/クラッチドラム３３→キャリアプレート３６（リテーニングプレート部３６ａ、ピニオンキャリア部３６ｂ）→ピニオン軸７４を介し、前進クラッチ３１の締結力に応じて連結される。
このため、前進クラッチ３１を完全締結状態にすると、シングルピニオン式遊星歯車３０の３つの回転メンバ（サンギヤ３０ａ、リングギヤ３０ｂ、キャリア３０ｄ）が一体となって同一回転する。つまり、プライマリプーリ４２へ回転駆動力を伝達するリングギヤ３０ｂへの出力回転が、エンジン１とトルクコンバータ２を介してサンギヤ３０ａへ入力される入力回転と同一方向で同一回転数による正回転とされる。
At the time of forward traveling by the N → D selection operation, the clutch piston 72 strokes to the left in FIG. 2 by guiding the clutch pressure to the clutch pressure chamber 73, and the released forward clutch 31 is moved to the clutch pressure chamber 73. It is fastened according to the magnitude of the clutch pressure.
When the forward clutch 31 is engaged, the sun gear 30a and the carrier 30d of the single pinion planetary gear 30 are connected to the clutch hub 34 → the forward clutch 31 → the brake / clutch drum 33 → the carrier plate 36 (the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b). ) → It is connected via the pinion shaft 74 according to the fastening force of the forward clutch 31.
For this reason, when the forward clutch 31 is completely engaged, the three rotating members (the sun gear 30a, the ring gear 30b, and the carrier 30d) of the single pinion planetary gear 30 rotate together and rotate together. That is, the output rotation to the ring gear 30b that transmits the rotational driving force to the primary pulley 42 is the positive rotation at the same rotational speed in the same direction as the input rotation input to the sun gear 30a via the engine 1 and the torque converter 2. .
Ｎ→Ｒセレクト操作による後退走行時には、ブレーキ圧室７８にブレーキ圧を導くことによりブレーキピストン７７が、図２の右方向にストロークし、解放されている後退ブレーキ３２が、ブレーキ圧室７８へのブレーキ圧の大きさに応じて締結される。
この後退ブレーキ３２を締結すると、シングルピニオン式遊星歯車３０のキャリア３０ｄが、ピニオン軸７４→キャリアプレート３６（リテーニングプレート部３６ａ、ピニオンキャリア部３６ｂ）→ブレーキ/クラッチドラム３３→後退ブレーキ３２を介し、後退ブレーキ３２の締結力に応じて変速機ケース３６に固定される。
このため、後退ブレーキ３２を完全締結状態にすると、シングルピニオン式遊星歯車３０の３つの回転メンバ（サンギヤ３０ａ、リングギヤ３０ｂ、キャリア３０ｄ）のうち、キャリア３０ｄを固定することで、サンギヤ３０ａとリングギヤ３０ｂの回転方向を異ならせる。つまり、プライマリプーリ４２へ回転駆動力を伝達するリングギヤ３０ｂへの出力回転が、エンジン１とトルクコンバータ２を介してサンギヤ３０ａへ入力される入力回転と逆方向で異なる回転数による逆回転とされる。
At the time of reverse traveling by the N → R selection operation, the brake piston 77 strokes to the right in FIG. 2 by introducing the brake pressure to the brake pressure chamber 78, and the released reverse brake 32 is applied to the brake pressure chamber 78. It is fastened according to the magnitude of the brake pressure.
When the reverse brake 32 is engaged, the carrier 30d of the single pinion planetary gear 30 is moved via the pinion shaft 74 → the carrier plate 36 (retaining plate portion 36a, pinion carrier portion 36b) → the brake / clutch drum 33 → the reverse brake 32. The transmission case 36 is fixed according to the fastening force of the reverse brake 32.
For this reason, when the reverse brake 32 is completely engaged, among the three rotating members (sun gear 30a, ring gear 30b, carrier 30d) of the single pinion planetary gear 30, the carrier 30d is fixed, so that the sun gear 30a and the ring gear 30b are fixed. Different rotation directions. That is, the output rotation to the ring gear 30b that transmits the rotational driving force to the primary pulley 42 is the reverse rotation at a different rotational speed in the reverse direction to the input rotation input to the sun gear 30a via the engine 1 and the torque converter 2. .
［凝着摩耗防止作用］
上記のように、前進走行時と後退走行時の駆動力伝達経路には、何れもキャリアプレート３６とブレーキ/クラッチドラム３３を含む。このため、キャリアプレート３６とブレーキ/クラッチドラム３３が伝達駆動力の変動に伴う摩擦運動により互いに接触したときに生じやすい凝着摩耗を防止することが必要である。以下、これを反映する凝着摩耗防止作用を説明する。
[Adhesive wear prevention]
As described above, the driving force transmission path during forward travel and reverse travel includes both the carrier plate 36 and the brake / clutch drum 33. For this reason, it is necessary to prevent adhesive wear that is likely to occur when the carrier plate 36 and the brake / clutch drum 33 come into contact with each other due to frictional motion accompanying fluctuations in the transmission driving force. Hereinafter, the adhesive wear preventing action reflecting this will be described.
まず、２部品が摩擦運動により接触したときに生じる凝着摩耗は、２つの面の硬さが同じ場合や硬さの差が少ない場合に支配的に生じることが知られている。以下、１部品構成によるキャリアプレートと、キャリアプレートをスプライン嵌合するクラッチドラムと、の間で凝着摩耗が生じやすい原因を列挙する。
(a) キャリアプレートは、ピニオン軸を保持しているし、遊星歯車のはす歯形状に起因するスラスト荷重に耐える必要がある。このため、キャリアプレートは、ある程度の部品硬度を要する。
(b) クラッチドラムは、スナップリングを介して締結荷重を受けているし、遠心力で開口部が外側に開くのを防止する必要がある。このため、クラッチドラムは、ある程度の部品硬度を要する。
(c) キャリアプレートとクラッチドラムのスプライン嵌合部には、僅かな隙間が介在するため、この隙間により、キャリアプレートとクラッチドラムが互いに摺動する。
First, it is known that adhesive wear that occurs when two parts come into contact with each other by frictional motion occurs predominantly when the hardness of the two surfaces is the same or when the difference in hardness is small. Hereinafter, the reasons why adhesive wear is likely to occur between the carrier plate having a one-part configuration and the clutch drum that is spline-fitted with the carrier plate will be listed.
(a) The carrier plate holds the pinion shaft and needs to withstand the thrust load caused by the helical shape of the planetary gear. For this reason, the carrier plate requires a certain degree of component hardness.
(b) The clutch drum receives a fastening load via the snap ring, and it is necessary to prevent the opening from being opened outward by centrifugal force. For this reason, the clutch drum requires a certain degree of component hardness.
(c) Since there is a slight gap in the spline fitting portion between the carrier plate and the clutch drum, the carrier plate and the clutch drum slide with each other through this gap.
このように、原因(a),(b)によって互いにスプライン嵌合される１部品構成のキャリアプレートとクラッチドラムが同程度の硬度を持つ部品となる。したがって、キャリアプレートとクラッチドラムが、原因(c)により摩擦運動により接触したとき、「摺動→凝着→剥離」を繰り返しながら摩耗する凝着摩耗が生じやすい。 In this way, the carrier plate and the clutch drum, which are one-part components that are spline-fitted with each other due to the causes (a) and (b), are parts having the same degree of hardness. Therefore, when the carrier plate and the clutch drum come into contact with each other by the frictional motion due to the cause (c), adhesive wear is likely to occur while repeating “sliding → adhesion → separation”.
一方、凝着摩耗を回避するには、互いに接触する２つの部品硬度に十分な硬度差を持たせる必要がある。このため、１部品構成のキャリアプレートに比べてより高い部品硬度が必要なクラッチドラムの部品硬度を、キャリアプレートの部品硬度よりも高く設定することになる。しかし、このように部品硬度を設定すると、クラッチドラムの部品硬度が、クラッチドラムにとって必要とされる部品硬度よりも高い過剰品質（オーバースペック）となってしまうし、クラッチドラムを過剰品質化することでコスト増を招く。 On the other hand, in order to avoid adhesive wear, it is necessary to have a sufficient hardness difference between the hardnesses of two parts in contact with each other. For this reason, the component hardness of the clutch drum, which requires a higher component hardness than that of the one-component carrier plate, is set higher than the component hardness of the carrier plate. However, if the component hardness is set in this way, the component hardness of the clutch drum becomes excessive quality (over spec) higher than the component hardness required for the clutch drum, and the clutch drum is made excessively quality. Incurs an increase in cost.
これに対し、実施例１では、キャリアプレート３６を、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂとの２部品に分割した。そして、リテーニングプレート部３６ａの部品硬度を、ブレーキ/クラッチドラム３３の部品硬度およびピニオンキャリア部３６ｂの部品硬度より相対的に低く設定した。 On the other hand, in Example 1, the carrier plate 36 was divided into two parts, a retaining plate part 36a and a pinion carrier part 36b. The component hardness of the retaining plate portion 36a was set to be relatively lower than the component hardness of the brake / clutch drum 33 and the component hardness of the pinion carrier portion 36b.
このため、ピニオンキャリア部３６ｂの必要部品硬度を例えば1.0とし、ブレーキ/クラッチドラム３３の必要部品硬度を例えば1.1とした場合、リテーニングプレート部３６ａの部品硬度を例えば0.5にする。このとき、部品硬度比は、ピニオンキャリア部３６ｂ：リテーニングプレート部３６ａ：ブレーキ/クラッチドラム３３＝1.0：0.5：1.1となる。そして、互いにスプライン結合部３６ｄにより接触するピニオンキャリア部３６ｂとリテーニングプレート部３６ａの部品硬度差は0.5（＝1.0−0.5）となる。また、互いにスプライン嵌合により接触するブレーキ/クラッチドラム３３とリテーニングプレート部３６ａの部品硬度差は0.6（＝1.1−0.5）となる。 For this reason, when the required component hardness of the pinion carrier portion 36b is 1.0, for example, and the required component hardness of the brake / clutch drum 33 is 1.1, the component hardness of the retaining plate portion 36a is 0.5, for example. At this time, the component hardness ratio is pinion carrier portion 36b: retaining plate portion 36a: brake / clutch drum 33 = 1.0: 0.5: 1.1. And the component hardness difference of the pinion carrier part 36b and the retaining plate part 36a which mutually contact by the spline coupling part 36d becomes 0.5 (= 1.0-0.5). Further, the component hardness difference between the brake / clutch drum 33 and the retaining plate portion 36a that come into contact with each other by spline fitting is 0.6 (= 1.1−0.5).
したがって、接触部品であるピニオンキャリア部３６ｂとリテーニングプレート部３６ａの間での硬度差が十分に確保されると共に、接触部品であるブレーキ/クラッチドラム３３とリテーニングプレート部３６ａの間での硬度差が十分に確保され、凝着摩耗の発生が有効に抑えられる。 Accordingly, a sufficient difference in hardness between the pinion carrier portion 36b and the retaining plate portion 36a, which are contact parts, is ensured, and the hardness between the brake / clutch drum 33, which is a contact component, and the retaining plate portion 36a. The difference is sufficiently secured, and the occurrence of adhesive wear is effectively suppressed.
そして、ピニオンキャリア部３６ｂとブレーキ/クラッチドラム３３とは、リテーニングプレート部３６ａを介在することで、互いに接触することのない部品関係であり、独立した部品硬度の設定が許容される。このため、ピニオンキャリア部３６ｂとブレーキ/クラッチドラム３３については、それぞれの部品について必要部品硬度に設定でき、コスト増を招く構成部品の過剰品質化が防止される。 The pinion carrier portion 36b and the brake / clutch drum 33 are in a component relationship that does not come into contact with each other through the retaining plate portion 36a, and independent setting of the component hardness is allowed. For this reason, the pinion carrier portion 36b and the brake / clutch drum 33 can be set to the required component hardness for each component, and excessive quality of components that increase costs is prevented.
さらに、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂとブレーキ/クラッチドラム３３の３つの部品のうち、一番摩耗するのは、部品硬度を最も低く設定したリテーニングプレート部３６ａである。このため、長期間使用や高頻度使用等による摩耗して取り替えるのは、小さな部品によるリテーニングプレート部３６ａだけで済む。その結果、低コストによりメインテナンスを行える。 Further, among the three parts, that is, the retaining plate part 36a, the pinion carrier part 36b, and the brake / clutch drum 33, the retaining plate part 36a having the lowest part hardness is worn most. For this reason, it is only necessary to replace the retaining plate portion 36a made of small parts with wear due to long-term use or high-frequency use. As a result, maintenance can be performed at low cost.
［スラスト荷重支持作用］
上記のように、前進走行時には、前進クラッチ３１が締結されることに伴いキャリアプレート３６に大きなスラスト荷重が作用する。このため、駆動力伝達に影響を与えない剛性を保ってクラッチ締結によるスラスト荷重を支持することが必要である。以下、これを反映するスラスト荷重支持作用を説明する。
[Thrust load support function]
As described above, during forward traveling, a large thrust load acts on the carrier plate 36 as the forward clutch 31 is engaged. For this reason, it is necessary to support the thrust load due to clutch engagement while maintaining rigidity that does not affect driving force transmission. Hereinafter, the thrust load supporting action reflecting this will be described.
前進クラッチ３１の解放時には、スプライン結合部３６ｄにより結合されているリテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂは、図３に示すように、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂが互いに離れる軸方向側への移動が許容された状態にある。 When the forward clutch 31 is released, the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b coupled by the spline coupling portion 36d are arranged in the axial direction in which the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b are separated from each other as shown in FIG. The movement to the side is allowed.
しかし、前進クラッチ３１の締結時には、クラッチピストン７２が図３の左方向に移動するのに伴ってドライブプレート３１ａとドリブンプレート３１ｂも移動し、図３の左端部のドライブプレート３１ａがリテーニングプレート部３６ａに当接する。 However, when the forward clutch 31 is engaged, the drive plate 31a and the driven plate 31b move as the clutch piston 72 moves to the left in FIG. 3, and the drive plate 31a at the left end in FIG. Abuts 36a.
そして、前進クラッチ３１の軸方向移動により各プレート隙間が埋められると、クラッチピストン７２へのクラッチ圧の上昇に伴って前進クラッチ３１の締結荷重（＝スラスト荷重）が増していき、大きなスラスト荷重Ｆがリテーニングプレート部３６ａにより受けられる。 When each plate gap is filled by the axial movement of the forward clutch 31, the fastening load (= thrust load) of the forward clutch 31 increases as the clutch pressure to the clutch piston 72 increases, and a large thrust load F Is received by the retaining plate portion 36a.
そして、リテーニングプレート部３６ａにより受けられた大きなスラスト荷重Ｆは、ブレーキ/クラッチドラム３３に固定されたスナップリング８１（第１スラスト分担荷重F1）と、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂの径方向重合部３６ｄ（第２スラスト分担荷重F2）と、に分けて支持される。ここで、スナップリング８１により支持された第１スラスト分担荷重F1は、スナップリング８１を固定するブレーキ/クラッチドラム３３により受けられる。また、径方向重合部３６ｄにより支持された第２スラスト分担荷重F2は、ピニオンキャリア部３６ｂ→ピニオン軸７４→キャリア３０ｄ→第２スラストベアリング８６を介してリングギヤプレート７０により受けられる。 The large thrust load F received by the retaining plate portion 36a is generated by the snap ring 81 (first thrust sharing load F1) fixed to the brake / clutch drum 33, the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b. The radial overlapping portion 36d (second thrust shared load F2) is supported separately. Here, the first thrust shared load F <b> 1 supported by the snap ring 81 is received by the brake / clutch drum 33 that fixes the snap ring 81. Further, the second thrust sharing load F2 supported by the radial overlapping portion 36d is received by the ring gear plate 70 through the pinion carrier portion 36b → the pinion shaft 74 → the carrier 30d → the second thrust bearing 86.
このように、実施例１では、リテーニングプレート部３６ａの分割面形状を、スプライン結合部３６ｃと径方向重合部３６ｄを有する段差面形状に設定する。そして、リテーニングプレート部３６ａにより受けられたスラスト荷重Ｆを、スナップリング８１による第１スラスト分担荷重F1と、径方向重合部３６ｄによる第２スラスト分担荷重F2と、に分けて支持する第１スラスト荷重支持構造（Ｆ＝F1＋F2）を有する構成を採用した。 Thus, in Example 1, the dividing surface shape of the retaining plate portion 36a is set to a stepped surface shape having the spline coupling portion 36c and the radial direction overlapping portion 36d. The first thrust for supporting the thrust load F received by the retaining plate portion 36a by dividing it into a first thrust shared load F1 by the snap ring 81 and a second thrust shared load F2 by the radial overlapping portion 36d. A configuration having a load support structure (F = F1 + F2) was adopted.
例えば、１部品によるキャリアプレートとした場合、前進クラッチ３１により受けられたスラスト荷重を、スナップリング８１と、第２スラストワッシャ８５と、に分けて支持することになる。このため、スラスト荷重の入力位置に対し、スナップリング８１までの支持位置が近く、第２スラストワッシャ８５までの支持位置が遠く、支持荷重とスパンを掛け合わせたモーメントバランスをとるには、スナップリング８１により支持された第１スラスト分担荷重が大きくなる。したがって、スナップリング８１が固定されたブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を高くする必要がある。 For example, when a single carrier plate is used, the thrust load received by the forward clutch 31 is divided and supported by the snap ring 81 and the second thrust washer 85. Therefore, the support position to the snap ring 81 is close to the input position of the thrust load, the support position to the second thrust washer 85 is far, and the snap ring is used to balance the moment by multiplying the support load and the span. The first thrust sharing load supported by 81 increases. Therefore, it is necessary to increase the rigidity and component hardness of the brake / clutch drum 33 to which the snap ring 81 is fixed.
これに対し、実施例１では、リテーニングプレート部３６ａへのスラスト荷重Ｆの入力位置に対し、径方向重合部３６ｄによる支持位置が、第２スラストワッシャ８５までの支持位置より近くなる。このため、支持荷重とスパンを掛け合わせたモーメントバランスをとったとき、径方向重合部３６ｄにより支持される第２スラスト分担荷重F2が大きくなり、スナップリング８１により支持される第１スラスト分担荷重F1が小さくなる。
したがって、スナップリング８１が固定されたブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を低くすることが可能であり、ブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を変えない場合はスラスト荷重支持剛性が高められ、ブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を低くした場合はコストダウンに繋がる。
On the other hand, in the first embodiment, the support position by the radial overlap portion 36d is closer to the support position to the second thrust washer 85 than the input position of the thrust load F to the retaining plate portion 36a. For this reason, when the moment balance obtained by multiplying the support load and the span is obtained, the second thrust share load F2 supported by the radial overlap portion 36d becomes large and the first thrust share load F1 supported by the snap ring 81 is increased. Becomes smaller.
Accordingly, the rigidity and part hardness of the brake / clutch drum 33 to which the snap ring 81 is fixed can be lowered, and the thrust load support rigidity can be increased when the rigidity and part hardness of the brake / clutch drum 33 are not changed. If the rigidity and the component hardness of the brake / clutch drum 33 are lowered, the cost is reduced.
次に、効果を説明する。
実施例１の遊星歯車式動力伝達装置にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the planetary gear type power transmission device of the first embodiment, the effects listed below can be obtained.
(1) 駆動源（エンジン１）からの動力伝達系に遊星歯車（シングルピニオン式遊星歯車３０）と多板摩擦要素（前進クラッチ３１）が配置され、前記遊星歯車のピニオン３０ｃを支持するキャリア３０ｄを、前記多板摩擦要素の摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）に向かって延長し、その延長端部をスナップリング８１の取り付け位置に結合させたキャリアプレート３６とし、前記キャリアプレート３６に、前記多板摩擦要素の締結荷重を受けるリテーニングプレートの役割を兼務させた遊星歯車式動力伝達装置において、
前記キャリアプレート３６を、前記摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）に対し周方向に噛み合い結合されたリテーニングプレート部３６ａと、前記遊星歯車（シングルピニオン式遊星歯車３０）のピニオン軸７４に固定されたピニオンキャリア部３６ｂと、に分割して２つの別部品にすると共に、前記リテーニングプレート部３６ａと前記ピニオンキャリア部３６ｂを分割部分にて動力伝達可能に結合し、
前記リテーニングプレート部３６ａの部品硬度を、前記摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）の部品硬度および前記ピニオンキャリア部３６ｂの部品硬度より相対的に低く設定した。
このため、コスト増を招く構成部品の過剰品質化を抑えながら、凝着摩耗の発生を防止することができる。
(1) A planetary gear (single pinion type planetary gear 30) and a multi-plate friction element (forward clutch 31) are arranged in a power transmission system from a drive source (engine 1), and the carrier 30d supports the pinion 30c of the planetary gear. Is extended toward the friction plate support member (brake / clutch drum 33) of the multi-plate friction element, and the extended end portion is coupled to the attachment position of the snap ring 81, and the carrier plate 36 is attached to the carrier plate 36. In the planetary gear type power transmission device that also serves as a retaining plate that receives the fastening load of the multi-plate friction element,
The carrier plate 36 is connected to the friction plate support member (brake / clutch drum 33) in the circumferential direction and connected to the retaining plate portion 36a, and the pinion shaft 74 of the planetary gear (single pinion type planetary gear 30). A fixed pinion carrier part 36b is divided into two separate parts, and the retaining plate part 36a and the pinion carrier part 36b are coupled so that power can be transmitted at the divided part,
The component hardness of the retaining plate portion 36a was set to be relatively lower than the component hardness of the friction plate support member (brake / clutch drum 33) and the component hardness of the pinion carrier portion 36b.
For this reason, generation | occurrence | production of adhesive wear can be prevented, suppressing the excessive quality improvement of the component which causes a cost increase.
(2) 前記キャリアプレート３６のリテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂは、前記リテーニングプレート部３６ａが前記ピニオンキャリア部２６ｂに向かう軸方向側への移動を規制するように互いに径方向に重なり合う径方向重合部３６ｄを有する形状設定とし、
前記多板摩擦要素（前進クラッチ３１）の摩擦プレート（ドライブプレート３１ａ、ドリブンプレート３１ｂ）から前記リテーニングプレート部３６ａが受ける要素締結によるスラスト荷重Ｆを、前記摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）に固定されたスナップリング８１と、前記径方向重合部３６ｄと、に分けて支持する第１スラスト荷重支持構造を有する。
このため、(1)の効果に加え、スナップリング８１が固定された摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）の剛性や部品硬度を低くすることが可能であり、摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）の剛性や部品硬度を変えない場合はスラスト荷重支持剛性を高めることができ、摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）の剛性や部品硬度を低くした場合はコストダウンを図ることができる。
(2) The retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b of the carrier plate 36 overlap each other in a radial direction so that the retaining plate portion 36a restricts the movement of the retaining plate portion 36a toward the pinion carrier portion 26b in the axial direction. A shape setting having a radial overlapping portion 36d,
Thrust load F due to element fastening received by the retaining plate portion 36a from the friction plates (drive plate 31a, driven plate 31b) of the multi-plate friction element (forward clutch 31) is applied to the friction plate support member (brake / clutch drum 33). ) And a first thrust load support structure that supports the radial overlap portion 36d separately.
For this reason, in addition to the effect of (1), it is possible to reduce the rigidity and component hardness of the friction plate support member (brake / clutch drum 33) to which the snap ring 81 is fixed. Thrust load support rigidity can be increased when the rigidity and part hardness of the clutch drum 33) are not changed, and cost reduction is achieved when the rigidity and part hardness of the friction plate support member (brake / clutch drum 33) is lowered. Can do.
実施例２は、リテーニングプレート部３６ａが受けるスラスト荷重の支持構造を実施例１とは異ならせた例である。 The second embodiment is an example in which the support structure for the thrust load received by the retaining plate portion 36a is different from that of the first embodiment.
まず、構成を説明する。
図６は、実施例２の遊星歯車式動力伝達装置のシングルピニオン式遊星歯車と前進クラッチによる要部構成を示す。以下、図６に基づき、実施例２の遊星歯車式動力伝達装置のスラスト荷重支持構造を詳しく説明する。
First, the configuration will be described.
FIG. 6 shows a configuration of a main part of the planetary gear type power transmission device according to the second embodiment including a single pinion type planetary gear and a forward clutch. Hereinafter, the thrust load support structure of the planetary gear type power transmission device according to the second embodiment will be described in detail with reference to FIG.
前記キャリアプレート３６のリテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂは、図６に示すように、スプライン結合部３６ｅにより互いに軸方向に相対移動可能に結合している。 As shown in FIG. 6, the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b of the carrier plate 36 are coupled to each other by a spline coupling portion 36e so as to be relatively movable in the axial direction.
前記シングルピニオン式遊星歯車３０のピニオン３０ｃとキャリアプレート３６との間に、リテーニングプレート部３６ａと径方向に重なり合う位置まで径方向に拡大した拡径スラストワッシャ８７を介装している。
すなわち、前進クラッチ３１のドライブプレート３１ａおよびドリブンプレート３１ｂからリテーニングプレート部３６ａが受けるクラッチ締結によるスラスト荷重Ｆを、ブレーキ/クラッチドラム３３に固定されたスナップリング８１と、拡径スラストワッシャ８７と、に分けて支持する第２スラスト荷重支持構造を有する。
なお、他の構成は、実施例１と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
Between the pinion 30c of the single pinion planetary gear 30 and the carrier plate 36, a diameter-expanded thrust washer 87 that is radially expanded to a position that overlaps the retaining plate portion 36a in the radial direction is interposed.
That is, a thrust load F caused by clutch engagement received by the retaining plate portion 36a from the drive plate 31a and the driven plate 31b of the forward clutch 31 is divided into a snap ring 81 fixed to the brake / clutch drum 33, a diameter-enlarged thrust washer 87, The second thrust load support structure is supported by dividing into two.
Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the corresponding components are denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
次に、作用を説明する。
実施例２でのスラスト荷重支持作用を説明すると、リテーニングプレート部３６ａにより受けられた大きなスラスト荷重Ｆは、ブレーキ/クラッチドラム３３に固定されたスナップリング８１（第１スラスト分担荷重F1'）と、拡径スラストワッシャ８７（第２スラスト分担荷重F2'）と、に分けて支持される。ここで、スナップリング８１により支持された第１スラスト分担荷重F1'は、スナップリング８１を固定するブレーキ/クラッチドラム３３により受けられる。また、拡径スラストワッシャ８７により支持された第２スラスト分担荷重F2'は、ピニオン３０ｃ→第１スラストワッシャ８４→キャリア３０ｄ→第２スラストベアリング８６を介してリングギヤプレート７０により受けられる。
Next, the operation will be described.
Explaining the thrust load supporting action in the second embodiment, the large thrust load F received by the retaining plate portion 36a is the snap ring 81 (first thrust sharing load F1 ′) fixed to the brake / clutch drum 33. , And an expanded-diameter thrust washer 87 (second thrust shared load F2 ′). Here, the first thrust shared load F 1 ′ supported by the snap ring 81 is received by the brake / clutch drum 33 that fixes the snap ring 81. Further, the second thrust shared load F2 ′ supported by the diameter-expanded thrust washer 87 is received by the ring gear plate 70 through the pinion 30c → the first thrust washer 84 → the carrier 30d → the second thrust bearing 86.
このように、実施例２では、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂを互いに軸方向に相対移動可能に結合すると共に、ピニオン３０ｃとキャリアプレート３６との間に拡径スラストワッシャ８７を介装した。そして、リテーニングプレート部３６ａにより受けられたスラスト荷重Ｆを、スナップリング８１による第１スラスト分担荷重F1'と、拡径スラストワッシャ８７による第２スラスト分担荷重F2'と、に分けて支持する第２スラスト荷重支持構造（Ｆ＝F1'＋F2'）を有する構成を採用した。 As described above, in the second embodiment, the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b are coupled to each other so as to be relatively movable in the axial direction, and the diameter-enlarged thrust washer 87 is interposed between the pinion 30c and the carrier plate 36. did. Then, the thrust load F received by the retaining plate portion 36a is divided into a first thrust shared load F1 ′ by the snap ring 81 and a second thrust shared load F2 ′ by the enlarged diameter thrust washer 87, and is supported. A configuration having a two-thrust load support structure (F = F1 ′ + F2 ′) was adopted.
この実施例２では、実施例１と同様に、リテーニングプレート部３６ａへのスラスト荷重Ｆの入力位置に対し、拡径スラストワッシャ８７までの支持位置が、第２スラストワッシャ８５までの支持位置より近くなる。このため、支持荷重とスパンを掛け合わせたモーメントバランスをとったとき、第２スラストワッシャ８５により支持される第２スラスト分担荷重F2'が大きくなり、スナップリング８１により支持される第１スラスト分担荷重F1'が小さくなる。 In the second embodiment, as in the first embodiment, the support position up to the enlarged diameter thrust washer 87 is greater than the support position up to the second thrust washer 85 with respect to the input position of the thrust load F to the retaining plate portion 36a. Get closer. For this reason, when the moment balance obtained by multiplying the support load and the span is obtained, the second thrust share load F2 ′ supported by the second thrust washer 85 is increased, and the first thrust share load supported by the snap ring 81 is increased. F1 'becomes smaller.
したがって、スナップリング８１が固定されたブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を低くすることが可能であり、ブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を変えない場合はスラスト荷重支持剛性が高められ、ブレーキ/クラッチドラム３３の剛性や部品硬度を低くした場合はコストダウンに繋がる。 Accordingly, the rigidity and part hardness of the brake / clutch drum 33 to which the snap ring 81 is fixed can be lowered, and the thrust load support rigidity can be increased when the rigidity and part hardness of the brake / clutch drum 33 are not changed. If the rigidity and the component hardness of the brake / clutch drum 33 are lowered, the cost is reduced.
加えて、リテーニングプレート部３６ａへのスラスト荷重Ｆをピニオンキャリア部３６ｂが直接受けることのない支持構造である。このため、ピニオンキャリア部３６ｂが受けるスラスト荷重が、実施例１に比べ大幅に低減し、ピニオンキャリア部３６ｂの剛性や部品硬度を低くすることが可能である。
なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。
In addition, the pinion carrier portion 36b does not directly receive the thrust load F applied to the retaining plate portion 36a. For this reason, the thrust load received by the pinion carrier portion 36b is significantly reduced as compared with the first embodiment, and the rigidity and component hardness of the pinion carrier portion 36b can be lowered.
Since other operations are the same as those of the first embodiment, description thereof is omitted.
次に、効果を説明する。
実施例２の遊星歯車式動力伝達装置にあっては、下記の効果を得ることができる。
Next, the effect will be described.
In the planetary gear type power transmission device of the second embodiment, the following effects can be obtained.
(3) 前記キャリアプレート３６のリテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂは、スプライン結合部３６ｅにより互いに軸方向に相対移動可能に結合し、
前記遊星歯車（シングルピニオン式遊星歯車３０）のピニオン３０ｃと前記キャリアプレート３６との間に、前記リテーニングプレート部３６ａと径方向に重なり合う位置まで径方向に拡大した拡径スラストワッシャ８７を介装し、
前記多板摩擦要素（前進クラッチ３１）の摩擦プレート（ドライブプレート３１ａ、ドリブンプレート３１ｂ）から前記リテーニングプレート部３６ａが受ける要素締結によるスラスト荷重Ｆを、前記摩擦プレート支持部材（ブレーキ/クラッチドラム３３）に固定されたスナップリング８１と、前記拡径スラストワッシャ８７と、に分けて支持する第２スラスト荷重支持構造を有する。
このため、実施例１の(1),(2)の効果に加え、ピニオンキャリア部３６ｂの剛性や部品硬度を低くすることが可能であり、ピニオンキャリア部３６ｂの剛性や部品硬度を低くすることでコストダウンを図ることができる。
(3) The retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b of the carrier plate 36 are coupled to each other so as to be relatively movable in the axial direction by a spline coupling portion 36e.
Between the pinion 30c of the planetary gear (single pinion type planetary gear 30) and the carrier plate 36, a diameter-expanded thrust washer 87 that is radially expanded to a position overlapping the retaining plate portion 36a in the radial direction is interposed. And
Thrust load F due to element fastening received by the retaining plate portion 36a from the friction plates (drive plate 31a, driven plate 31b) of the multi-plate friction element (forward clutch 31) is applied to the friction plate support member (brake / clutch drum 33). ) And a second thrust load support structure for supporting the enlarged diameter thrust washer 87 separately.
For this reason, in addition to the effects (1) and (2) of the first embodiment, it is possible to reduce the rigidity and component hardness of the pinion carrier portion 36b, and to reduce the rigidity and component hardness of the pinion carrier portion 36b. The cost can be reduced.
以上、本発明の遊星歯車式動力伝達装置を実施例１および実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。 As described above, the planetary gear type power transmission device of the present invention has been described based on the first embodiment and the second embodiment, but the specific configuration is not limited to these embodiments, and each of the claims Design changes and additions are permitted without departing from the scope of the claimed invention.
実施例１，２では、多板摩擦要素を、多板構造による前進クラッチ３１とする例を示した。しかし、多板摩擦要素としては、多板構造による後退ブレーキや変速用クラッチや変速用ブレーキ等であっても良い。 In the first and second embodiments, the multi-plate friction element is the forward clutch 31 having a multi-plate structure. However, the multi-plate friction element may be a reverse brake having a multi-plate structure, a shift clutch, a shift brake, or the like.
実施例１，２では、摩擦プレート支持部材を、ブレーキドラムとクラッチドラムを兼用するブレーキ/クラッチドラム３３とする例を示した。しかし、摩擦プレート支持部材としては、摩擦プレートを支持するクラッチドラムやブレーキドラムやクラッチハブ等であっても良い。 In the first and second embodiments, an example in which the friction plate support member is the brake / clutch drum 33 that serves both as a brake drum and a clutch drum has been described. However, the friction plate support member may be a clutch drum, a brake drum, a clutch hub, or the like that supports the friction plate.
実施例１，２では、リテーニングプレート部３６ａとピニオンキャリア部３６ｂを分割部分にてスプライン結合３６ｃ，３６ｅにより動力伝達可能に結合する例を示した。しかし、リテーニングプレート部とピニオンキャリア部を分割部分にて櫛歯構造等の他の構造により動力伝達可能に結合する例としても良い。 In the first and second embodiments, the example in which the retaining plate portion 36a and the pinion carrier portion 36b are coupled so as to be able to transmit power by the spline couplings 36c and 36e at the divided portions is shown. However, an example in which the retaining plate portion and the pinion carrier portion are coupled to each other so as to be able to transmit power by another structure such as a comb tooth structure may be used.
実施例１，２では、本発明の遊星歯車式動力伝達装置をベルト式無段変速機の前後進切替機構に適用する例を示した。しかし、本発明の遊星歯車式動力伝達装置は、ベルト式無段変速機の副変速機や複数の変速段を有する自動変速機（ステップＡＴ）のギヤトレーン等に適用することもできる。要するに、遊星歯車と多板摩擦要素が配置された様々な動力伝達系に適用することができる。 In the first and second embodiments, the planetary gear type power transmission device of the present invention is applied to the forward / reverse switching mechanism of the belt type continuously variable transmission. However, the planetary gear type power transmission device of the present invention can also be applied to a sub-transmission of a belt-type continuously variable transmission, a gear train of an automatic transmission (step AT) having a plurality of shift stages, and the like. In short, the present invention can be applied to various power transmission systems in which planetary gears and multi-plate friction elements are arranged.
実施例１，２では、本発明の遊星歯車式動力伝達装置を駆動源にエンジンを備えたエンジン車に適用する例を示した。しかし、本発明の遊星歯車式動力伝達装置は、エンジン車に限らず、駆動源にエンジンとモータを備えたハイブリッド車、駆動源にモータを備えた電気自動車に対しても適用することができる。要するに、遊星歯車式動力伝達装置を備えた車両であれば適用することができる。 In the first and second embodiments, the planetary gear type power transmission device of the present invention is applied to an engine vehicle having an engine as a drive source. However, the planetary gear type power transmission device of the present invention can be applied not only to an engine vehicle but also to a hybrid vehicle having an engine and a motor as a drive source and an electric vehicle having a motor as a drive source. In short, any vehicle including a planetary gear type power transmission device can be applied.
１ エンジン（駆動源）
２ トルクコンバータ
３ 前後進切替機構
４ ベルト式無段変速機構
５ 終減速機構
６，６ 駆動輪
３０ シングルピニオン式遊星歯車（遊星歯車）
３０ａ サンギヤ
３０ｂ リングギヤ
３０ｃ ピニオン
３０ｄ キャリア
３１ 前進クラッチ（多板摩擦要素）
３１ａ ドライブプレート（摩擦プレート）
３１ｂ ドリブンプレート（摩擦プレート）
３２ 後退ブレーキ
３３ ブレーキ/クラッチドラム（摩擦プレート支持部材）
３４ クラッチハブ
３５ 変速機ケース
３６ キャリアプレート
３６ａ リテーニングプレート部
３６ｂ ピニオンキャリア部
３６ｃ スプライン結合部
３６ｄ 径方向重合部
３６ｅ スプライン結合部
７４ ピニオン軸
８１ スナップリング
８７ 拡径スラストワッシャ
1 Engine (drive source)
2 Torque converter 3 Forward / reverse switching mechanism 4 Belt type continuously variable transmission mechanism 5 Final reduction mechanism 6, 6 Drive wheel 30 Single pinion planetary gear (planetary gear)
30a Sun gear 30b Ring gear 30c Pinion 30d Carrier 31 Forward clutch (multi-plate friction element)
31a Drive plate (friction plate)
31b Driven plate (friction plate)
32 Reverse brake 33 Brake / clutch drum (friction plate support member)
34 Clutch hub 35 Transmission case 36 Carrier plate 36a Retaining plate portion 36b Pinion carrier portion 36c Spline coupling portion 36d Radial direction overlapping portion 36e Spline coupling portion 74 Pinion shaft 81 Snap ring 87 Expanded thrust washer
Claims (3)
前記キャリアプレートを、前記摩擦プレート支持部材に対し周方向に噛み合い結合されたリテーニングプレート部と、前記遊星歯車のピニオン軸に固定されたピニオンキャリア部と、に分割して２つの別部品にすると共に、前記リテーニングプレート部と前記ピニオンキャリア部を分割部分にて動力伝達可能に結合し、
前記リテーニングプレート部の部品硬度を、前記摩擦プレート支持部材の部品硬度および前記ピニオンキャリア部の部品硬度より相対的に低く設定した
ことを特徴とする遊星歯車式動力伝達装置。 A planetary gear and a multi-plate friction element are arranged in a power transmission system from a driving source, and a carrier that supports a pinion of the planetary gear extends toward a friction plate support member of the multi-plate friction element, and an extended end portion thereof In the planetary gear type power transmission device in which the carrier plate is coupled to the snap ring mounting position, and the carrier plate also serves as a retaining plate that receives the fastening load of the multi-plate friction element.
The carrier plate is divided into two separate parts, a retaining plate part meshed and coupled in the circumferential direction with the friction plate support member, and a pinion carrier part fixed to the pinion shaft of the planetary gear. In addition, the retaining plate portion and the pinion carrier portion are coupled so as to be able to transmit power at a divided portion,
The planetary gear type power transmission device characterized in that the component hardness of the retaining plate portion is set to be relatively lower than the component hardness of the friction plate support member and the component hardness of the pinion carrier portion.
前記キャリアプレートのリテーニングプレート部とピニオンキャリア部は、前記リテーニングプレート部が前記ピニオンキャリア部に向かう軸方向側への移動を規制するように互いに径方向に重なり合う径方向重合部を有する形状設定とし、
前記多板摩擦要素の摩擦プレートから前記リテーニングプレート部が受ける要素締結によるスラスト荷重を、前記摩擦プレート支持部材に固定されたスナップリングと、前記径方向重合部と、に分けて支持する第１スラスト荷重支持構造を有する
ことを特徴とする遊星歯車式動力伝達装置。 In the planetary gear type power transmission device according to claim 1,
The retaining plate portion and the pinion carrier portion of the carrier plate are configured to have a radial overlapping portion that overlaps each other in a radial direction so that the retaining plate portion restricts movement toward the axial direction toward the pinion carrier portion. age,
A first load that supports a thrust load caused by element fastening received by the retaining plate portion from a friction plate of the multi-plate friction element, divided into a snap ring fixed to the friction plate support member and the radial overlap portion. A planetary gear type power transmission device having a thrust load support structure.
前記キャリアプレートのリテーニングプレート部とピニオンキャリア部は、スプライン結合部により互いに軸方向に相対移動可能に結合し、
前記遊星歯車のピニオンと前記キャリアプレートとの間に、前記リテーニングプレート部と径方向に重なり合う位置まで径方向に拡大した拡径スラストワッシャを介装し、
前記多板摩擦要素のクラッチプレートから前記リテーニングプレート部が受ける要素締結によるスラスト荷重を、前記摩擦プレート支持部材に固定されたスナップリングと、前記拡径スラストワッシャと、に分けて支持する第２スラスト荷重支持構造を有する
ことを特徴とする遊星歯車式動力伝達装置。 In the planetary gear type power transmission device according to claim 1,
The retaining plate portion and the pinion carrier portion of the carrier plate are coupled to each other by a spline coupling portion so as to be relatively movable in the axial direction.
Between the pinion of the planetary gear and the carrier plate, an expansion thrust washer that is radially expanded to a position overlapping the retaining plate portion in the radial direction is interposed,
A second load that supports the thrust load received by the retaining plate portion received from the clutch plate of the multi-plate friction element by dividing it into a snap ring fixed to the friction plate support member and the enlarged-diameter thrust washer. A planetary gear type power transmission device having a thrust load support structure.
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