JP5722374B2 - Automatic transmission - Google Patents
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Description
本発明は、入力軸の軸線上に配置した複数の遊星歯車機構を変速機ケースの内部に収納し、前記複数の遊星歯車機構の各要素、前記入力軸および前記変速機ケース間の結合関係を複数のクラッチおよび複数のブレーキで制御することで所定の変速段を確立する自動変速機に関する。 In the present invention, a plurality of planetary gear mechanisms arranged on the axis of the input shaft are housed in a transmission case, and each element of the plurality of planetary gear mechanisms, the input shaft and the transmission case are connected. The present invention relates to an automatic transmission that establishes a predetermined gear stage by controlling with a plurality of clutches and a plurality of brakes.
かかる自動変速機において、入力軸の軸線まわりに相対回転する複数の回転部材間に複数のスラストベアリングを配置することで差回転を吸収するものが、下記特許文献１により公知である。
In such an automatic transmission, a device that absorbs differential rotation by disposing a plurality of thrust bearings between a plurality of rotating members that rotate relative to each other around the axis of an input shaft is known from
ところで、かかる自動変速機は複数の回転部材が複数のスラストベアリングを挟んで軸方向に積み重ねられるため、それらの回転部材の寸法公差が積算されて大きな隙間が発生するのを防止するために、所定の位置にシムを配置して前記隙間を埋める必要がある。しかしながら、例えば遊星歯車機構の各要素間にシムを配置すると、各要素の位置関係が変化するためにギヤの噛合幅が減少してしまう可能性があり、またクラッチのクラッチドラムおよびクラッチハブ間にシムを配置すると、クラッチドラムやクラッチハブの位置関係が変化するために摩擦係合要素がスプラインから脱落してしまう可能性がある。 By the way, in such an automatic transmission, a plurality of rotating members are stacked in the axial direction with a plurality of thrust bearings sandwiched therebetween. It is necessary to fill the gap by placing a shim at the position. However, for example, if a shim is disposed between the elements of the planetary gear mechanism, the positional relationship between the elements may change, and the meshing width of the gear may decrease, and between the clutch drum and the clutch hub of the clutch. When the shim is disposed, the positional relationship between the clutch drum and the clutch hub changes, so that the friction engagement element may fall off the spline.
かかる問題を回避するには、遊星歯車機構やクラッチの各部材の軸方向寸法を充分に確保すれば良いが、そのようにすると自動変速機の軸方向寸法が大型化してしまう可能性がある。 In order to avoid such a problem, it is only necessary to sufficiently secure the axial dimension of each member of the planetary gear mechanism and the clutch. However, in this case, the axial dimension of the automatic transmission may be increased.
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、自動変速機の軸方向寸法の大型化を回避しながら、各部材の寸法公差の集積により発生した隙間をシムにより調整可能にすることを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to make it possible to adjust a gap generated by accumulation of dimensional tolerance of each member by a shim while avoiding an increase in the axial dimension of an automatic transmission. And
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、入力軸の軸線上に配置した複数の遊星歯車機構を変速機ケースの内部に収納し、前記複数の遊星歯車機構の各要素、前記入力軸および前記変速機ケース間の結合関係を複数のクラッチおよび複数のブレーキで制御することで所定の変速段を確立する自動変速機において、前記入力軸に一体に結合されたサンギヤを有する遊星歯車機構Ａと、前記遊星歯車機構Ａに対して隣接して配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｂと、前記遊星歯車機構Ａを挟んで前記遊星歯車機構Ｂの反対側に配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｃと、前記遊星歯車機構Ｃのリングギヤを前記入力軸に結合可能なクラッチＡと、前記遊星歯車機構Ａのサンギヤおよび前記遊星歯車機構Ｂのサンギヤ間に配置されたスラストベアリングＡと、前記クラッチＡに前記入力軸からの駆動力を伝達する伝達部材および前記変速機ケース間に配置されたスラストベアリングＢと、前記遊星歯車機構Ｃのリングギヤから径方向内向きに延びる第１部材と、前記入力軸に固設されてスラストベアリングＣを支持する第２部材とを備え、前記遊星歯車機構Ｂのサンギヤが前記スラストベアリングＡにスラスト荷重を伝達する荷重伝達面から前記第２部材が前記スラストベアリングＣからスラスト荷重を受ける荷重受け面までの距離は、前記荷重伝達面および前記荷重受け面間に配置される複数の部品の軸方向長さの合計値よりも大きく設定され、前記遊星歯車機構Ａのリングギヤおよび前記遊星歯車機構Ｃのサンギヤを結合可能なクラッチＢの第２伝達部材と、前記遊星歯車機構Ｃのサンギヤとの間にシムを配置したことを特徴とする自動変速機が提案される。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a plurality of planetary gear mechanisms arranged on the axis of the input shaft are housed in a transmission case, and the plurality of planetary gear mechanisms are arranged. A sun gear integrally coupled to the input shaft in an automatic transmission that establishes a predetermined gear position by controlling a coupling relationship between each element, the input shaft, and the transmission case with a plurality of clutches and a plurality of brakes. , A planetary gear mechanism B disposed adjacent to the planetary gear mechanism A and capable of rotating relative to each other, and the opposite of the planetary gear mechanism B across the planetary gear mechanism A A planetary gear mechanism C disposed on the side and capable of rotating relative to each other, a clutch A capable of coupling a ring gear of the planetary gear mechanism C to the input shaft, a sun gear of the planetary gear mechanism A, and the planetary gear A thrust bearing A disposed between the sun gear of the structure B, a thrust bearing B, which is disposed between the transmission member and the transmission case for transmitting a driving force from the input shaft to the clutch A, the planetary gear mechanism C A first member extending radially inward from the ring gear and a second member fixed to the input shaft and supporting a thrust bearing C, and the sun gear of the planetary gear mechanism B applies a thrust load to the thrust bearing A. The distance from the load transmitting surface transmitting the load to the load receiving surface where the second member receives the thrust load from the thrust bearing C is the axial length of a plurality of components disposed between the load transmitting surface and the load receiving surface. A clutch that is set to be larger than the total value and that can couple the ring gear of the planetary gear mechanism A and the sun gear of the planetary gear mechanism C. A second transmission member B, the automatic transmission, characterized in that a shim between the sun gear of the planetary gear mechanism C is proposed.
なお、実施の形態の第２遊星歯車機構ＰＧＳｂは本発明の遊星歯車機構Ｂに対応し、実施の形態の第３遊星歯車機構ＰＧＳｃは本発明の遊星歯車機構Ａに対応し、実施の形態の第４遊星歯車機構ＰＧＳｄは本発明の遊星歯車機構Ｃに対応し、実施の形態の第２クラッチＣ２は本発明のクラッチＢに対応し、実施の形態の第３クラッチＣ３は本発明のクラッチＡに対応し、実施の形態の第７スラストベアリングＴ７および第８スラストベアリングＴ８は本発明のスラストベアリングＡに対応し、実施の形態の第１２スラストベアリングＴ１２は本発明のスラストベアリングＣに対応し、実施の形態の第１３スラストベアリングＴ１３は本発明のスラストベアリングＢに対応し、実施の形態のクラッチドラム３１は本発明の第２伝達部材に対応し、実施の形態のクラッチドラム３９は本発明の第１部材に対応し、実施の形態のクラッチハブ４０は本発明の第１伝達部材に対応し、実施の形態のスラストプレート４９は本発明の第２部材に対応する。
The second planetary gear mechanism PGSb of the embodiment corresponds to the planetary gear mechanism B of the present invention, and the third planetary gear mechanism PGSc of the embodiment corresponds to the planetary gear mechanism A of the present invention. The fourth planetary gear mechanism PGSd corresponds to the planetary gear mechanism C of the present invention, the second clutch C2 of the embodiment corresponds to the clutch B of the present invention, and the third clutch C3 of the embodiment corresponds to the clutch A of the present invention. The seventh thrust bearing T7 and the eighth thrust bearing T8 of the embodiment correspond to the thrust bearing A of the present invention, and the twelfth thrust bearing T12 of the embodiment corresponds to the thrust bearing C of the present invention, The thirteenth thrust bearing T13 of the embodiment corresponds to the thrust bearing B of the present invention, and the
請求項１の構成によれば、自動変速機は、入力軸に一体に結合されたサンギヤを有する遊星歯車機構Ａと、遊星歯車機構Ａに対して隣接して配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｂと、遊星歯車機構Ａを挟んで遊星歯車機構Ｂの反対側に配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｃと、遊星歯車機構Ｃのリングギヤを入力軸に結合可能なクラッチＡとを備える。遊星歯車機構Ａのサンギヤおよび遊星歯車機構Ｂのサンギヤ間に配置されたスラストベアリングＡを備えるので、遊星歯車機構Ｂのサンギヤに作用するスラスト荷重をスラストベアリングＡから遊星歯車機構Ａのサンギヤを介して入力軸に伝達することで、前記スラスト荷重が遊星歯車機構Ａから遊星歯車機構Ｃを経由して入力軸に伝達されることを極力回避し、遊星歯車機構Ａおよび遊星歯車機構Ｃの各要素間等に介在する複数のスラストベアリングのフリクションロスを低減することができる。しかも、クラッチＡのクラッチハブおよび変速機ケース間に配置されたスラストベアリングＢを備えるので、入力軸に伝達されたスラスト荷重をスラストベアリングＢを介して変速機ケースで支持することができる。 According to the configuration of the first aspect, the automatic transmission is arranged adjacent to the planetary gear mechanism A having the sun gear integrally coupled to the input shaft and the planetary gear mechanism A, and each element is relatively rotatable. The planetary gear mechanism B, the planetary gear mechanism C that is arranged on the opposite side of the planetary gear mechanism B across the planetary gear mechanism A, and each element can rotate relative to each other, and the ring gear of the planetary gear mechanism C can be coupled to the input shaft Clutch A. Since the thrust bearing A disposed between the sun gear of the planetary gear mechanism A and the sun gear of the planetary gear mechanism B is provided, the thrust load acting on the sun gear of the planetary gear mechanism B is transmitted from the thrust bearing A via the sun gear of the planetary gear mechanism A. By transmitting to the input shaft, it is avoided as much as possible that the thrust load is transmitted from the planetary gear mechanism A to the input shaft via the planetary gear mechanism C, and between the elements of the planetary gear mechanism A and the planetary gear mechanism C. The friction loss of a plurality of thrust bearings interposed in the In addition, since the thrust bearing B disposed between the clutch hub of the clutch A and the transmission case is provided, the thrust load transmitted to the input shaft can be supported by the transmission case via the thrust bearing B.
また遊星歯車機構ＢのサンギヤがスラストベアリングＡにスラスト荷重を伝達する荷重伝達面から第２部材がスラストベアリングＣからスラスト荷重を受ける荷重受け面までの距離は、荷重伝達面および荷重受け面間に配置される複数の部品の軸方向長さの合計値よりも大きいので、遊星歯車機構Ｂのサンギヤのスラスト荷重が前記複数の部品を通って入力軸に伝達される事態を回避してフリクションを確実に低減することができる。 The distance from the load transmission surface where the sun gear of the planetary gear mechanism B transmits the thrust load to the thrust bearing A to the load receiving surface where the second member receives the thrust load from the thrust bearing C is between the load transmitting surface and the load receiving surface. Since it is larger than the total value of the axial lengths of a plurality of parts to be arranged, it is possible to avoid the situation where the thrust load of the sun gear of the planetary gear mechanism B is transmitted to the input shaft through the plurality of parts, thereby ensuring friction. Can be reduced.
しかも遊星歯車機構Ａのリングギヤおよび遊星歯車機構Ｃのサンギヤを結合可能なクラッチＢの第２伝達部材と、遊星歯車機構Ｃのサンギヤとの間にシムを配置したので、シムの挿入により遊星歯車機構Ｃの各要素間の相対距離あるいは第２クラッチの各要素間の距離が影響を受けることがないだけでなく、遊星歯車機構ＣおよびクラッチＢ間のデッドスペースを利用してシムを配置することができるので、自動変速機の軸方向寸法の増加を最小限に抑えることができる。 In addition, since the shim is disposed between the second transmission member of the clutch B that can couple the ring gear of the planetary gear mechanism A and the sun gear of the planetary gear mechanism C and the sun gear of the planetary gear mechanism C, the planetary gear mechanism is inserted by the insertion of the shim. The relative distance between the elements of C or the distance between the elements of the second clutch is not affected, and the shim can be arranged using the dead space between the planetary gear mechanism C and the clutch B. As a result, an increase in the axial dimension of the automatic transmission can be minimized.
以下、図１〜図１５に基づいて本発明の実施の形態を説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
先ず、図１のスケルトン図と、図２および図３の詳細図とに基づいて、前進１０速、後進１速の自動変速機Ｔの構造を説明する。 First, the structure of the automatic transmission T having 10 forward speeds and 1 reverse speed will be described with reference to the skeleton diagram of FIG. 1 and the detailed views of FIG. 2 and FIG.
エンジンＥのクランクシャフト１１はトルクコンバータＴＣを介して自動変速機Ｔの入力軸１２に接続される。入力軸１２の外周には、エンジンＥに近い側（図中右側）から遠い側（図中左側）に向かって第１遊星歯車機構ＰＧＳａ、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂ、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄが順番に配置される。また第１〜第４遊星歯車機構ＰＧＳａ，ＰＧＳｂ，ＰＧＳｃ，ＰＧＳｄの各要素の結合関係を切り換えて各変速段を確立するために、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第３クラッチＣ３、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、第３ブレーキＢ３および第４ブレーキＢ４が設けられる。第２ブレーキＢ２は２ウェイクラッチで構成されており、それが係合する相対回転の方向を任意に切り換えることが可能である。その他のクラッチおよびブレーキは湿式多板型のもので構成される。
The
シングルピニオン型の第１遊星歯車機構ＰＧＳａは、第１サンギヤＳａ、第１キャリヤＣａ、第１リングギヤＲａおよび複数の第１ピニオンＰａ…を備えており、第１キャリヤＣａに回転自在に支持された第１ピニオンＰａ…は、第１サンギヤＳａおよび第１リングギヤＲａに同時に噛合する。 The single-pinion type first planetary gear mechanism PGSa includes a first sun gear Sa, a first carrier Ca, a first ring gear Ra, and a plurality of first pinions Pa, and is rotatably supported by the first carrier Ca. The first pinions Pa ... mesh with the first sun gear Sa and the first ring gear Ra at the same time.
第１サンギヤＳａは第１ブレーキＢ１を介して変速機ケース１３に結合可能である。すなわち、第１ブレーキＢ１は第１サンギヤＳａと一体のブレーキハブ１４と、ブレーキハブ１４および変速機ケース１３間に配置された複数の摩擦係合要素１５…と、変速機ケース１３に軸方向摺動可能に配置されたブレーキピストン１６とを備えており、油室１７に供給される油圧でブレーキピストン１６を駆動して摩擦係合要素１５…を相互に係合させると、第１サンギヤＳａが変速機ケース１３に結合される。
The first sun gear Sa can be coupled to the
なお、変速機ケース１３は実際には複数の部材で構成されるが、図面では便宜的に一部材として記載している。また本明細書では、トルクコンバータケース１８に固定されたステータシャフト１９も変速機ケース１３の一部としている。
The
第１キャリヤＣａから径方向外側に延びる連結部材２０は、第２ブレーキＢ２を介して変速機ケース１３に結合可能である。また第１キャリヤＣａは、第１クラッチＣ１を介して入力軸１２に結合可能である。すなわち、第１クラッチＣ１は、連結部材２１を介して第１キャリヤＣａの径方向内端に接続されたクラッチハブ２２と、入力軸１２に固定されたクラッチドラム２３と、クラッチハブ２２およびクラッチドラム２３間に配置された複数の摩擦係合要素２４…と、クラッチドラム２３の内部に摺動自在に配置されたクラッチピストン２５とを備えており、油室２６に供給される油圧でクラッチピストン２５を駆動して摩擦係合要素２４…を相互に係合させると、第１キャリヤＣａが入力軸１２に結合される。
The connecting
第１リングギヤＲａは、連結部材２７を介して後述する第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃに接続される。
The first ring gear Ra is connected to a third carrier Cc of a third planetary gear mechanism PGSc, which will be described later, via a connecting
シングルピニオン型の第２遊星歯車機構ＰＧＳｂは、第２サンギヤＳｂ、第２キャリヤＣｂ、第２リングギヤＲｂおよび複数の第２ピニオンＰｂ…を備えており、第２キャリヤＣｂに回転自在に支持された第２ピニオンＰｂ…は、第２サンギヤＳｂおよび第２リングギヤＲｂに同時に噛合する。 The single pinion type second planetary gear mechanism PGSb includes a second sun gear Sb, a second carrier Cb, a second ring gear Rb, and a plurality of second pinions Pb... And is rotatably supported by the second carrier Cb. The second pinions Pb... Mesh with the second sun gear Sb and the second ring gear Rb at the same time.
第２サンギヤＳｂは、連結部材２８を介して後述する第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３リングギヤＲｃに接続される。第２キャリヤＣｂは前記連結部材２０を介して第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａに一体に接続され、かつ前記第２ブレーキＢ２を介して変速機ケース１３に結合可能である。第２リングギヤＲｂには出力ギヤ２９が一体に形成されており、出力ギヤ２９は一対のボールベアリング３０，３０を介して変速機ケース１３に回転自在に支持される。
The second sun gear Sb is connected to a third ring gear Rc of a third planetary gear mechanism PGSc, which will be described later, via a connecting
シングルピニオン型の第３遊星歯車機構ＰＧＳｃは、第３サンギヤＳｃ、第３キャリヤＣｃ、第３リングギヤＲｃおよび複数の第３ピニオンＰｃ…を備えており、第３キャリヤＣｃに回転自在に支持された第３ピニオンＰｃ…は、第３サンギヤＳｃおよび第３リングギヤＲｃに同時に噛合する。 The single pinion type third planetary gear mechanism PGSc includes a third sun gear Sc, a third carrier Cc, a third ring gear Rc, and a plurality of third pinions Pc, and is rotatably supported by the third carrier Cc. The third pinions Pc... Mesh with the third sun gear Sc and the third ring gear Rc simultaneously.
第３サンギヤＳｃは入力軸１２に一体に結合される。第３キャリヤＣｃは、前記連結部材２７を介して第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１リングギヤＲａに接続される。第３リングギヤＲｃは、第２クラッチＣ２を介して後述する第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄに接続されたクラッチドラム３１に結合可能である。すなわち、第２クラッチＣ２は、第３リングギヤＲｃおよびクラッチドラム３１間に配置された複数の摩擦係合要素３２…と、クラッチドラム３１の内部に摺動自在に配置されたクラッチピストン３３とを備えており、油室３４に供給される油圧でクラッチピストン３３を駆動して摩擦係合要素３２…を相互に係合させると、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３リングギヤＲｃが第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄに結合される。
Third sun gear Sc is integrally coupled to input
シングルピニオン型の第４遊星歯車機構ＰＧＳｄは、第４サンギヤＳｄ、第４キャリヤＣｄ、第４リングギヤＲｄおよび複数の第４ピニオンＰｄ…を備えており、第４キャリヤＣｄに回転自在に支持された第４ピニオンＰｄ…は、第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄに同時に噛合する。 The single pinion type fourth planetary gear mechanism PGSd includes a fourth sun gear Sd, a fourth carrier Cd, a fourth ring gear Rd, and a plurality of fourth pinions Pd, and is rotatably supported by the fourth carrier Cd. The fourth pinions Pd... Mesh with the fourth sun gear Sd and the fourth ring gear Rd simultaneously.
第４サンギヤＳｄに接続された前記クラッチドラム３１は、第３ブレーキＢ３を介して変速機ケース１３に結合可能である。すなわち、第３ブレーキＢ３は、クラッチドラム３１および変速機ケース１３間に配置された複数の摩擦係合要素３５…と、変速機ケース１３の内部に摺動自在に配置されたブレーキピストン３６とを備えており、油室３７に供給される油圧でブレーキピストン３６を駆動して摩擦係合要素３５…を相互に係合させると、第４サンギヤＳｄが変速機ケース１３に結合される。
The
第４キャリヤＣｄは、連結部材３８を介して第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃに接続される。第４リングギヤＲｄは、第３クラッチＣ３を介して入力軸１２に結合可能である。すなわち、第３クラッチＣ３は、第４リングギヤＲｄに一体に接続されたクラッチドラム３９と、入力軸１２に一体に接続されたクラッチハブ４０と、クラッチドラム３９およびクラッチハブ４０間に配置された複数の摩擦係合要素４１…と、クラッチドラム３９の内部に摺動自在に配置されたクラッチピストン４２とを備えており、油室４３に供給される油圧でクラッチピストン４２を駆動して摩擦係合要素４１…を相互に係合させると、第４リングギヤＲｄが入力軸１２に結合される。
The fourth carrier Cd is connected to the third carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGSc via the connecting
さらに、第４リングギヤＲｄは、第４ブレーキＢ４を介して変速機ケース１３に結合可能である。すなわち、第４ブレーキＢ４は、前記クラッチドラム３９および変速機ケース１３間に配置された複数の摩擦係合要素４４…と、変速機ケース１３の内部に摺動自在に配置されたブレーキピストン４５とを備えており、油室４６に供給される油圧でブレーキピストン４５を駆動して摩擦係合要素４４…を相互に係合させると、第４リングギヤＲｄが変速機ケース１３に結合される。
Further, the fourth ring gear Rd can be coupled to the
入力軸１２のエンジンＥ側の軸端は変速機ケース１３の一部を構成するステータシャフト１９にボールベアリング４７を介して直接支持され、入力軸１２のエンジンＥと反対側の軸端は、そこに固定されたクラッチハブ４０が変速機ケース１３にボールベアリング４８を介して支持される。
The shaft end of the
第１遊星歯車機構ＰＧＳａ、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂ、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの各ギヤは伝達トルクの変動を減らすべくヘリカルギヤで構成されるが、ヘリカルギヤには噛合反力により軸方向のスラスト力が作用するため、相対回転する部材間に１３個のスラストベアリングが配置される。 Each gear of the first planetary gear mechanism PGSa, the second planetary gear mechanism PGSb, the third planetary gear mechanism PGSc, and the fourth planetary gear mechanism PGSd is composed of a helical gear to reduce the variation in transmission torque, Since the axial thrust force acts by the force, 13 thrust bearings are arranged between the relatively rotating members.
第１スラストベアリングＴ１は、変速機ケース１３の一部を構成するステータシャフト１９と第１クラッチＣ１のクラッチドラム２３との間に配置される。第２スラストベアリングＴ２は、前記クラッチドラム２３と第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２との間に配置される。第３スラストベアリングＴ３は、前記クラッチハブ２２と第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａとの間に配置される。第４スラストベアリングＴ４は、前記第１サンギヤＳａと第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａとの間に配置される。第５スラストベアリングＴ５は、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１リングギヤＲａに接続された連結部材２７と第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂとの間に配置される。第６スラストベアリングＴ６は、前記連結部材２７と第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａとの間に配置される。
The first thrust bearing T1 is disposed between the
第７スラストベアリングＴ７は、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂと第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃとの間に配置される。第８スラストベアリングＴ８は、前記第３キャリヤＣｃと第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃとの間に配置される。第９スラストベアリングＴ９は、前記第３キャリヤＣｃと第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１との間に配置される。第１０スラストベアリングＴ１０は、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄと第４キャリヤＣｄとの間に配置される。第１１スラストベアリングＴ１１は、前記第４キャリヤＣｄと第３クラッチＣ３のクラッチドラム３９との間に配置される。第１２スラストベアリングＴ１２は、前記クラッチドラム３９と入力軸１２に固定したスラストプレート４９との間に配置される。第１３スラストベアリングＴ１３は、第３クラッチＣ３のクラッチハブ４０と変速機ケース１３との間に配置される。
The seventh thrust bearing T7 is disposed between the second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb and the third carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGSc. The eighth thrust bearing T8 is disposed between the third carrier Cc and the third sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGSc. The ninth thrust bearing T9 is disposed between the third carrier Cc and the
第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄと、第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１との間にはシム５０（図３参照）が配置される。第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａと、第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２から図中左側に延びる連結部材２１とが突き当て部５１（図２参照）で突き当てられる。そして第１スラストベアリングＴ１と、第１クラッチＣ１のクラッチドラム２３との間には、入力軸１２上に積み重ねられる各部品の寸法誤差を調整するためのシム５２（図２参照）が配置される。
A shim 50 (see FIG. 3) is disposed between the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd and the
第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂが第７スラストベアリングＴ７にスラスト荷重を伝達する荷重伝達面Ｐ１から、スラストプレート４９が第１２スラストベアリングＴ１２からスラスト荷重を受ける荷重受け面Ｐ２までの距離Ｌ１は、荷重伝達面Ｐ１および荷重受け面Ｐ２間に配置される複数の部品、つまり第７スラストベアリングＴ７、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃ、第９スラストベアリングＴ９、第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１、シム５０、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄ、第１０スラストベアリングＴ１０、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４キャリヤＣｄ、第１１スラストベアリングＴ１１、第３クラッチＣ３のクラッチドラム３９および第１２スラストベアリングＴ１２の軸方向長さの合計値よりも大きく設定されている（図３参照）。
The distance from the load transmitting surface P1 where the second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb transmits the thrust load to the seventh thrust bearing T7 and the load receiving surface P2 where the thrust plate 49 receives the thrust load from the twelfth thrust bearing T12. L1 is a plurality of components arranged between the load transmission surface P1 and the load receiving surface P2, that is, the seventh thrust bearing T7, the third carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGSc, the ninth thrust bearing T9, and the second clutch C2.
第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４キャリヤＣｄに連結された連結部材３８の図中右端外周面に形成された外周スプラインＳＰｏと、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃの図中左端内周面に形成された内周スプラインＳＰｉとが噛合する（図６参照）。第３キャリヤＣｃの内周スプラインＳＰｉの内径ｒ１は第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃの外径ｒ２よりも大きく設定される。
An outer peripheral spline SPo formed on the outer peripheral surface of the right end in the drawing of the connecting
第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａが第４スラストベアリングＴ４にスラスト荷重を伝達する荷重伝達面Ｐ３から、第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２が第３スラストベアリングＴ３からスラスト荷重を受ける荷重受け面Ｐ４までの距離Ｌ２は、第４スラストベアリングＴ４、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａおよび第３スラストベアリングＴ３の軸方向長さの合計値よりも大きく設定される（図２参照）。
The first carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGSa receives a load from the load transmission surface P3 that transmits the thrust load to the fourth thrust bearing T4, and the
図４は第１〜第４遊星歯車機構ＰＧＳａ，ＰＧＳｂ，ＰＧＳｃ，ＰＧＳｄの共線図であり、上から下に順番に第４遊星歯車機構ＰＧＳｄ、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃ、第１遊星歯車機構ＰＧＳａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳｂに対応する。 FIG. 4 is a collinear diagram of the first to fourth planetary gear mechanisms PGSa, PGSb, PGSc, and PGSd. The fourth planetary gear mechanism PGSd, the third planetary gear mechanism PGSc, and the first planetary gear mechanism are sequentially arranged from top to bottom. This corresponds to PGSa and the second planetary gear mechanism PGSb.
例えば、上から３段目に示される第１遊星歯車機構ＰＧＳａのギヤ比はｈであり、第１サンギヤＳａおよび第１キャリヤＣａ間の距離と、第１キャリヤＣａおよび第１リングギヤＲａ間の距離との比は、ｈ：１に設定される。同様に第２遊星歯車機構ＰＧＳｂのギヤ比はｉであり、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃのギヤ比はｊであり、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄのギヤ比はｋである。 For example, the gear ratio of the first planetary gear mechanism PGSa shown in the third stage from the top is h, the distance between the first sun gear Sa and the first carrier Ca, and the distance between the first carrier Ca and the first ring gear Ra. Is set to h: 1. Similarly, the gear ratio of the second planetary gear mechanism PGSb is i, the gear ratio of the third planetary gear mechanism PGSc is j, and the gear ratio of the fourth planetary gear mechanism PGSd is k.
各共線図における２本の平行な横線のうち、上側の横線は回転速度が「１」（入力軸１２と同一回転速度）であることを意味し、下側の横線は回転速度が「０」（停止）であることを意味している。また破線で示す速度線は、第１〜第４遊星歯車機構ＰＧＳａ，ＰＧＳｂ，ＰＧＳｃ，ＰＧＳｄのうち、動力伝達する遊星歯車機構に追従して他の遊星歯車機構が空転することを示している。 Of the two parallel horizontal lines in each collinear diagram, the upper horizontal line means that the rotational speed is “1” (the same rotational speed as the input shaft 12), and the lower horizontal line indicates that the rotational speed is “0”. ”(Stop). A speed line indicated by a broken line indicates that, among the first to fourth planetary gear mechanisms PGSa, PGSb, PGSc, and PGSd, other planetary gear mechanisms are idled following the planetary gear mechanism that transmits power.
図７は第１遊星歯車機構ＰＧＳａ、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂ、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第１〜第４サンギヤＳａ，Ｓｂ，Ｓｃ，Ｓｄに作用するトルクの向きを示すもので、「＋」はエンジンＥのトルクの向きと同じであることを示し、「−」はエンジンＥのトルクの向きと逆であることを示している。ヘリカルギヤよりなる第１〜第４サンギヤＳａ，Ｓｂ，Ｓｃ，Ｓｄに作用するスラスト荷重の方向は、トルクの方向に応じて決定される。 FIG. 7 shows the directions of torque acting on the first to fourth sun gears Sa, Sb, Sc, Sd of the first planetary gear mechanism PGSa, the second planetary gear mechanism PGSb, the third planetary gear mechanism PGSc, and the fourth planetary gear mechanism PGSd. “+” Indicates that the torque direction of the engine E is the same, and “−” indicates that the torque direction of the engine E is opposite. The direction of the thrust load acting on the first to fourth sun gears Sa, Sb, Sc, Sd made of helical gears is determined according to the direction of torque.
図１１から図１５に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａには、１速変速段〜５速変速段で図中左向きのスラスト荷重が作用し、その他の変速段ではスラスト荷重が作用しない。第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂには、全ての前進変速段で図中左向きのスラスト荷重が作用し、リバース変速段で図中右向きのスラスト荷重が作用する。第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃには、８速変速段を除く前進変速段で図中左向きのスラスト荷重が作用し、リバース変速段で図中右向きのスラスト荷重が作用する。第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄには、６速変速段、７速変速段、９速変速段および１０速変速段で図中左向きのスラスト荷重が作用し、３速変速段、４速変速段およびリバース変速段で図中右向きのスラスト荷重が作用する。 As shown in FIGS. 11 to 15, the first sun gear Sa of the first planetary gear mechanism PGSa is subjected to a leftward thrust load in the drawings at the first to fifth gears, and at the other gears, the thrust load is applied. The load does not work. On the second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb, a leftward thrust load in the drawing acts on all the forward gears, and a rightward thrust load on the reverse gears acts. On the third sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGSc, a leftward thrust load acts in the forward shift speed except the 8-speed shift speed, and a rightward thrust load acts in the reverse speed speed. The fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is subjected to a leftward thrust load in the figure at the sixth speed, the seventh speed, the ninth speed and the tenth speed, and the third speed, A rightward thrust load acts in the speed shift stage and the reverse shift stage.
図８は各変速段における第１〜第１３スラストベアリングＴ１〜Ｔ１３の差回転の一例を示すもので、１，０００ｒｐｍは入力軸１２および変速機ケース１３間の差回転に相当する。例えば、入力軸１２および変速機ケース１３間に配置された第１スラストベアリングＴ１および第１３スラストベアリングＴ１３の差回転は１，０００ｒｐｍである。
FIG. 8 shows an example of differential rotation of the first to thirteenth thrust bearings T <b> 1 to T <b> 13 at each gear stage, and 1,000 rpm corresponds to differential rotation between the
図９は各変速段における第１〜第１３スラストベアリングＴ１〜Ｔ１３に作用するスラスト荷重の一例を示すものである。第１〜第１３スラストベアリングＴ１〜Ｔ１３に作用するスラスト荷重はギヤのねじれ角により変化するため、図９にはその一例が示されている。 FIG. 9 shows an example of the thrust load acting on the first to thirteenth thrust bearings T1 to T13 at each shift stage. Since the thrust load acting on the first to thirteenth thrust bearings T1 to T13 varies depending on the torsion angle of the gear, an example thereof is shown in FIG.
シングルピニオン型の遊星歯車機構のサンギヤおよびリングギヤは共通のピニオンに噛合するため、サンギヤおよびリングギヤが受けるスラスト荷重は同じ大きさで相互に逆向きになる。図１０は第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａおよび第１リングギヤＲａのスラスト荷重Ｆ１と、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂおよび第２リングギヤＲｂのスラスト荷重Ｆ２と、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃおよび第３リングギヤＲｃのスラスト荷重Ｆ３と、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄのスラスト荷重Ｆ４とを、各変速段について示すものである。なお、図１０におけるＦ１〜Ｆ４の数値は、それらの間の相対的な大きさを示している。 Since the sun gear and the ring gear of the single pinion type planetary gear mechanism mesh with the common pinion, the thrust loads received by the sun gear and the ring gear are the same and opposite to each other. FIG. 10 shows the thrust load F1 of the first sun gear Sa and the first ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGSa, the thrust load F2 of the second sun gear Sb and the second ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGSb, and the third planetary gear. The thrust load F3 of the third sun gear Sc and the third ring gear Rc of the gear mechanism PGSc, and the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd and the fourth ring gear Rd of the fourth planetary gear mechanism PGSd are shown for each shift stage. . In addition, the numerical value of F1-F4 in FIG. 10 has shown the relative magnitude | size between them.
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態を説明する。 Next, an embodiment of the present invention having the above configuration will be described.
先ず、図１のスケルトン図、図４の共線図および図５の係合表に基づいて各変速段のトルクフローを説明する。図５の係合表における○印はクラッチあるいはブレーキが係合状態にあることを示している。また第２ブレーキＢ２は２ウェイクラッチで構成されるため、正転阻止状態Ｆと、逆転阻止状態Ｒとに切り換えられる。アンダーラインを施したＦおよびＲは、第２ブレーキＢ２の作用で第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が「０」になることを示している。 First, the torque flow of each gear stage will be described based on the skeleton diagram of FIG. 1, the alignment chart of FIG. 4, and the engagement table of FIG. In the engagement table of FIG. 5, the circles indicate that the clutch or brake is in an engaged state. Further, since the second brake B2 is constituted by a two-way clutch, the second brake B2 is switched between the forward rotation prevention state F and the reverse rotation prevention state R. Underlined F and R indicate that the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “0” by the action of the second brake B2.
１速変速段の確立時には、第１ブレーキＢ１を係合し、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの逆転が阻止される。第１ブレーキＢ１を係合することで、第１サンギヤＳａの回転速度が「０」になる。これにより、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの三つの要素が相対回転不能なロック状態になり、第１リングギヤＲａ、第３キャリヤＣｃおよび第４キャリヤＣｄの回転速度も「０」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「１ｓｔ」になり、１速変速段が確立する。
When the first gear is established, the first brake B1 is engaged, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, and the third brake B3 is engaged. By setting the second brake B2 to the reverse rotation prevention state, the reverse rotation of the first carrier Ca and the second carrier Cb is prevented. By engaging the first brake B1, the rotation speed of the first sun gear Sa becomes “0”. As a result, the three elements of the first planetary gear mechanism PGSa enter a locked state in which relative rotation is impossible, and the rotational speeds of the first ring gear Ra, the third carrier Cc, and the fourth carrier Cd also become “0”. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
なお、１速変速段を確立するには第３ブレーキＢ３を係合する必要はないが、１速変速段を確立中に予め第３ブレーキＢ３を係合しておけば、１速変速段から２速変速段への移行をスムーズに行うことができる。また１速変速段でエンジンブレーキを作動させる必要がある場合には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態から正転阻止状態に切り換えれば良い。 It is not necessary to engage the third brake B3 in order to establish the first gear, but if the third brake B3 is engaged in advance while the first gear is established, the first gear is changed. The transition to the second gear can be smoothly performed. If it is necessary to operate the engine brake at the first gear, the second brake B2 may be switched from the reverse rotation prevention state to the forward rotation prevention state.
２速変速段の確立時には、第１ブレーキＢ１を係合し、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第２クラッチＣ２を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第１ブレーキＢ１を係合することで、第１サンギヤＳａの回転速度が「０」になる。第３ブレーキＢ３を係合することで、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になる。第２クラッチＣ２を係合することで、第３リングギヤＲｃおよび第２サンギヤＳｂの回転速度が、第４サンギヤＳｄの回転速度と同一の「０」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「２ｎｄ」になり、２速変速段が確立する。
When the second gear is established, the first brake B1 is engaged, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the third brake B3 is engaged, and the second clutch C2 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the first brake B1, the rotation speed of the first sun gear Sa becomes “0”. By engaging the third brake B3, the rotational speed of the fourth sun gear Sd becomes “0”. By engaging the second clutch C2, the rotation speeds of the third ring gear Rc and the second sun gear Sb become “0”, which is the same as the rotation speed of the fourth sun gear Sd. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
３速変速段の確立時には、第１ブレーキＢ１を係合し、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第１ブレーキＢ１を係合することで、第１サンギヤＳａの回転速度が「０」になる。第３ブレーキＢ３を係合することで、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になる。第３クラッチＣ３を係合することで、第４リングギヤＲｄの回転速度が、入力軸１２に接続された第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」となる。このようにして、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になり、第４リングギヤＲｄの回転速度が「１」になるため、第４キャリヤＣｄの回転速度、つまり第４キャリヤＣｄ、第３キャリヤＣｃおよび第１リングギヤＲａの回転速度はｋ／（ｋ＋１）となる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「３ｒｄ」になり、３速変速段が確立する。
When the third speed is established, the first brake B1 is engaged, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the third brake B3 is engaged, and the third clutch C3 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the first brake B1, the rotation speed of the first sun gear Sa becomes “0”. By engaging the third brake B3, the rotational speed of the fourth sun gear Sd becomes “0”. By engaging the third clutch C <b> 3, the rotational speed of the fourth ring gear Rd becomes “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc connected to the
４速変速段の確立時には、第１ブレーキＢ１を係合し、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第２クラッチＣ２を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第１ブレーキＢ１を係合することで、第１サンギヤＳａの回転速度が「０」になる。第２クラッチＣ２を係合することで、第４サンギヤＳｄ、第３リングギヤＲｃおよび第２サンギヤＳｂが同一速度で回転する。これにより第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄ間で、第３キャリヤＣｃと第４キャリヤＣｄとが連結され、第３リングギヤＲｃと第４サンギヤＳｄとが連結されることになり、第２クラッチＣ２を係合する４速変速段においては、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳｄとで四つの要素からなる一つの共線図を描くことができる。 When the 4th speed is established, the first brake B1 is engaged, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the second clutch C2 is engaged, and the third clutch C3 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the first brake B1, the rotation speed of the first sun gear Sa becomes “0”. By engaging the second clutch C2, the fourth sun gear Sd, the third ring gear Rc, and the second sun gear Sb rotate at the same speed. As a result, the third carrier Cc and the fourth carrier Cd are connected between the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd, and the third ring gear Rc and the fourth sun gear Sd are connected. In the fourth speed gear stage that engages the second clutch C2, the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd can draw one collinear diagram composed of four elements.
そして第３クラッチＣ３を係合することで、第４リングギヤＲｄの回転速度が第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になり、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳｄとを構成する四つの要素のうちの二つの要素の回転速度が同一速度の「１」になる。その結果、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄは各要素が相対回転不能なロック状態になり、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの全ての要素の回転速度が「１」になる。そして第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度がｈ／（ｈ＋１）になり、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「４ｔｈ」になり、４速変速段が確立する。
By engaging the third clutch C3, the rotation speed of the fourth ring gear Rd becomes “1”, which is the same as the rotation speed of the third sun gear Sc, and the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd. The rotational speeds of two of the four elements constituting the same are “1” of the same speed. As a result, the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd are in a locked state where the respective elements cannot rotate relative to each other, and the rotational speeds of all the elements of the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd are It becomes “1”. Then, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become h / (h + 1), and the rotational speed of the second ring gear Rb to which the
５速変速段の確立時には、第１ブレーキＢ１を係合し、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第１クラッチＣ１を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第１ブレーキＢ１を係合することで、第１サンギヤＳａの回転速度が「０」になる。第１クラッチＣ１を係合することで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「５ｔｈ」になり、５速変速段が確立する。
When the fifth gear is established, the first brake B1 is engaged, the second brake B2 is in the reverse rotation prevention state, the first clutch C1 is engaged, and the third clutch C3 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the first brake B1, the rotation speed of the first sun gear Sa becomes “0”. By engaging the first clutch C1, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
なお、５速変速段を確立する際に第３クラッチＣ３を係合する必要はないが、５速変速段に隣接する４速変速段および６速変速段では第３クラッチＣ３を係合する必要があるため、５速変速段を確立中に第３クラッチＣ３を係合しておくことで４速変速段あるいは６速変速段へのシフトチェンジをスムーズに行うことができる。 It is not necessary to engage the third clutch C3 when establishing the fifth gear, but the third clutch C3 needs to be engaged at the fourth and sixth gears adjacent to the fifth gear. Therefore, by engaging the third clutch C3 while establishing the fifth gear, the shift change to the fourth gear or the sixth gear can be performed smoothly.
６速変速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第１クラッチＣ１を係合し、第２クラッチＣ２を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第２クラッチＣ２および第３クラッチＣ３を係合することで、４速変速段において説明したように、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃと第４遊星歯車機構ＰＧＳｄとがロック状態になり、第３リングギヤＲｃおよび第２サンギヤＳｂの回転速度が「１」になる。第１クラッチＣ１を係合することで第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が「１」になる。 When the sixth speed is established, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the first clutch C1, the second clutch C2, and the third clutch C3 are engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the second clutch C2 and the third clutch C3, the third planetary gear mechanism PGSc and the fourth planetary gear mechanism PGSd are brought into the locked state as described in the fourth speed, and the third ring gear Rc. The rotational speed of the second sun gear Sb is “1”. By engaging the first clutch C1, the rotation speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”.
これにより、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂは、第２キャリヤＣｂおよび第２サンギヤＳｂの回転速度が同一速度の「１」になり、各要素が相対回転不能なロック状態になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「６ｔｈ」の「１」になり、６速変速段が確立する。
Thereby, in the second planetary gear mechanism PGSb, the rotation speeds of the second carrier Cb and the second sun gear Sb become “1” of the same speed, and each element is in a locked state in which the relative rotation is impossible. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
７速変速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第１クラッチＣ１を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第３ブレーキＢ３を係合することで、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になる。第３クラッチＣ３を係合することで、第４リングギヤＲｄの回転速度が第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になり、第３キャリヤＣｃ、第１リングギヤＲａおよび第４キャリヤＣｄの回転速度がｋ／（ｋ＋１）になる。第１クラッチＣ１を係合することで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が、入力軸１２に接続された第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「７ｔｈ」になり、７速変速段が確立する。
When the seventh speed is established, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the third brake B3 is engaged, the first clutch C1 is engaged, and the third clutch C3 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the third brake B3, the rotational speed of the fourth sun gear Sd becomes “0”. By engaging the third clutch C3, the rotational speed of the fourth ring gear Rd becomes “1”, which is the same as the rotational speed of the third sun gear Sc, and the third carrier Cc, the first ring gear Ra, and the fourth carrier Cd. Becomes the rotation speed k / (k + 1). By engaging the first clutch C1, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc connected to the
８速変速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第１クラッチＣ１を係合し、第２クラッチＣ２を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第３ブレーキＢ３を係合することで、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になる。第２クラッチＣ２を係合することで、第３リングギヤＲｃおよび第２サンギヤＳｂの回転速度が第４サンギヤＳｄの回転速度と同一速度の「０」になる。第１クラッチＣ１を係合することで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「８ｔｈ」になり、８速変速段が確立する。
At the time of establishment of the eighth gear, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the third brake B3 is engaged, the first clutch C1 is engaged, and the second clutch C2 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the third brake B3, the rotational speed of the fourth sun gear Sd becomes “0”. By engaging the second clutch C2, the rotational speeds of the third ring gear Rc and the second sun gear Sb become “0”, which is the same speed as the rotational speed of the fourth sun gear Sd. By engaging the first clutch C1, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
９速変速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第４ブレーキＢ４を係合し、第１クラッチＣ１を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第３ブレーキＢ３を係合することで、第４サンギヤＳｄの回転速度が「０」になる。第４ブレーキＢ４を係合することで、第４リングギヤＲｄの回転速度も「０」になる。これにより、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄがロック状態になり、第４キャリヤＣｄ、第３キャリヤＣｃおよび第１リングギヤＲａの回転速度も「０」になる。 When the ninth gear is established, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the third brake B3 is engaged, the fourth brake B4 is engaged, and the first clutch C1 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the third brake B3, the rotational speed of the fourth sun gear Sd becomes “0”. By engaging the fourth brake B4, the rotational speed of the fourth ring gear Rd is also "0". As a result, the fourth planetary gear mechanism PGSd is locked, and the rotational speeds of the fourth carrier Cd, the third carrier Cc, and the first ring gear Ra are also “0”.
第１クラッチＣ１を係合することで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度は第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「９ｔｈ」になり、９速変速段が確立する。
By engaging the first clutch C1, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
１０速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にし、第４ブレーキＢ４を係合し、第１クラッチＣ１を係合し、第２クラッチＣ２を係合する。第２ブレーキＢ２を逆転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が許容される。第２クラッチＣ２を係合することで、第３リングギヤＲｃおよび第２サンギヤＳｂが第４サンギヤＳｄと同一速度で回転する。第４ブレーキＢ４を係合することで、第４リングギヤＲｄの回転速度が「０」になる。第１クラッチＣ１を係合することで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が第３サンギヤＳｃの回転速度と同一速度の「１」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「１０ｔｈ」になり、１０速変速段が確立する。
When the tenth speed is established, the second brake B2 is set in the reverse rotation prevention state, the fourth brake B4 is engaged, the first clutch C1 is engaged, and the second clutch C2 is engaged. The first carrier Ca and the second carrier Cb are allowed to rotate forward by setting the second brake B2 to the reverse rotation preventing state. By engaging the second clutch C2, the third ring gear Rc and the second sun gear Sb rotate at the same speed as the fourth sun gear Sd. By engaging the fourth brake B4, the rotational speed of the fourth ring gear Rd becomes “0”. By engaging the first clutch C1, the rotational speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “1”, which is the same speed as the rotational speed of the third sun gear Sc. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
リバース変速段の確立時には、第２ブレーキＢ２を正転阻止状態にし、第３ブレーキＢ３を係合し、第３クラッチＣ３を係合する。第３ブレーキＢ３および第３クラッチＣ３を係合することで、第３キャリヤＣｃ、第１リングギヤＲａおよび第４キャリヤＣｄの回転速度がｋ／（ｋ＋１）になる。第２ブレーキＢ２を正転阻止状態にすることで、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの正転が阻止され、第１キャリヤＣａおよび第２キャリヤＣｂの回転速度が「０」になる。その結果、出力ギヤ２９が接続された第２リングギヤＲｂの回転速度が図４に示す「Ｒｖｓ」になり、リバース変速段が確立する。
At the time of establishment of the reverse gear, the second brake B2 is set in the forward rotation blocking state, the third brake B3 is engaged, and the third clutch C3 is engaged. By engaging the third brake B3 and the third clutch C3, the rotational speeds of the third carrier Cc, the first ring gear Ra, and the fourth carrier Cd become k / (k + 1). By setting the second brake B2 in the forward rotation blocking state, the forward rotation of the first carrier Ca and the second carrier Cb is blocked, and the rotation speeds of the first carrier Ca and the second carrier Cb become “0”. As a result, the rotation speed of the second ring gear Rb to which the
次に、スラストベアリングのフリクションの低減について説明する。 Next, reduction of thrust bearing friction will be described.
第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂには、全ての前進変速段において図中左向きのスラスト荷重Ｆ２が作用する（図７および図１１参照）。スラスト荷重Ｆ２は第７スラストベアリングＴ７、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃ、第８スラストベアリングＴ８および第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃを介して入力軸１２に伝達され、入力軸１２から第３クラッチＣ３のクラッチハブ４０および第１３スラストベアリングＴ１３を介して変速機ケース１３に伝達される。
The second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb is subjected to a leftward thrust load F2 in the drawing at all forward speeds (see FIGS. 7 and 11). The thrust load F2 is transmitted to the
その際に、図３に示すように、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂが第７スラストベアリングＴ７にスラスト荷重を伝達する荷重伝達面Ｐ１から、スラストプレート４９が第１２スラストベアリングＴ１２からスラスト荷重を受ける荷重受け面Ｐ２までの距離Ｌ１は、荷重伝達面Ｐ１および荷重受け面Ｐ２間に配置される第７スラストベアリングＴ７、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３キャリヤＣｃ、第９スラストベアリングＴ９、第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１、シム５０、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄ、第１０スラストベアリングＴ１０、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４キャリヤＣｄ、第１１スラストベアリングＴ１１、第３クラッチＣ３のクラッチドラム３９および第１２スラストベアリングＴ１２の軸方向長さの合計値よりも大きく設定されているので、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂのスラスト荷重Ｆ２は入力軸１２を介して最短経路で変速機ケース１３に伝達されることになる。その結果、前記スラスト荷重Ｆ２が第４遊星歯車機構ＰＧＳｄ、スラストベアリングＴ９〜Ｔ１２等の多くの部品を経由することが防止され、フリクションの低減や部品の薄肉化が可能になる。
At that time, as shown in FIG. 3, the second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb transmits the thrust load to the seventh thrust bearing T7, and the thrust plate 49 extends from the twelfth thrust bearing T12. The distance L1 to the load receiving surface P2 that receives the thrust load is the seventh thrust bearing T7 disposed between the load transmitting surface P1 and the load receiving surface P2, the third carrier Cc of the third planetary gear mechanism PGSc, and the ninth thrust bearing. T9,
また３速変速段および４速変速段では、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄに図中左向きのスラスト荷重Ｆ４（図７および図１５参照）が作用するが、そのスラスト荷重Ｆ４は第４リングギヤＲｄからクラッチドラム３９、第１２スラストベアリングＴ１２およびスラストプレート４９を介して入力軸１２に伝達し、そこから第１３スラストベアリングＴ１３を介して変速機ケース１３で支持することができる。
Further, at the third speed gear stage and the fourth speed gear stage, a leftward thrust load F4 (see FIGS. 7 and 15) acts on the fourth ring gear Rd of the fourth planetary gear mechanism PGSd. The transmission can be transmitted from the 4-ring gear Rd to the
図６は前記シム５０（図３参照）の厚さを決定する手順を示すものである。先ず、入力軸１２の外周に第３クラッチＣ３、第４ブレーキＢ４、第３ブレーキＢ３および第４遊星歯車機構ＰＧＳｄ等を組み付けておく。この状態で、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄのシム５０に当接する面から、予め入力軸１２にスプライン結合された第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃの図中右端までの距離Ｘを測定する。
FIG. 6 shows a procedure for determining the thickness of the shim 50 (see FIG. 3). First, the third clutch C3, the fourth brake B4, the third brake B3, the fourth planetary gear mechanism PGSd, and the like are assembled on the outer periphery of the
次に、予めサブアセンブリとして組み立てた第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１の図中左端（シム５０に当接する面）から図中右端（第９スラストベアリングＴ９に当接する面）までの距離Ｙを測定する。また第３キャリヤＣｃ、第３ピニオンＰｃ、第８スラストベアリングＴ８および第９スラストベアリングＴ９をサブアセンブリとして予め組み立てておき、第９スラストベアリングＴ９の図中左端および第８スラストベアリングＴ８の図中左端までの距離Ｚを測定する。そしてＸ−（Ｙ＋Ｚ）よりも僅かに小さい値をシム５０の厚さとし、予め用意した複数種類の厚さのシム５０の中から、上記厚さに対応するシム５０を選択して使用すれば良い。
Next, the distance Y from the left end (surface contacting the shim 50) of the
上述のようにして、予め組み付けられた第３キャリヤＣｃのサブアセンブリを入力軸１２の外周に嵌合するように組み付ける際に、第３キャリヤＣｃの内周スプラインＳＰｉは第３サンギヤＳｃの外周を図中右側から左側に通過するが、第３キャリヤＣｃの内周スプラインＳＰｉの半径ｒ１は第３サンギヤＳｃの半径ｒ２よりも大きく設定されているため、第３サンギヤＳｃと干渉することなく第３遊星歯車機構ＰＧＳｃのサブアセンブリを組み付けることができる。
As described above, when the pre-assembled sub-assembly of the third carrier Cc is assembled so as to be fitted to the outer periphery of the
以上のように、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３リングギヤＲｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄを結合可能な第２クラッチＣ２のクラッチドラム３１と、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄとの間にシム５０を配置したので、シム５０の挿入により第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの各要素間の相対距離あるいは第２クラッチＣ２の各要素間の距離が影響を受けることがないだけでなく、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄおよび第２クラッチＣ２間のデッドスペースを利用してシム５０を配置することができるので、自動変速機Ｔの軸方向寸法の増加を最小限に抑えることができる。
As described above, the
図２に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａの図中左側の端部と、第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２から延びる連結部材２１の図中左側の端部とが突き当て部５１において突き当てられるので、車両の減速走行時（エンジンブレーキ作動時）や車両の後進走行時に第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂに作用する図中右向きのスラスト荷重は、第５スラストベアリングＴ５→連結部材２７→第６スラストベアリングＴ６→第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａ→突き当て部５１→連結部材２１→第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２→第２スラストベアリングＴ２→第１クラッチＣ１のクラッチドラム２３→シム５２→第１スラストベアリングＴ１の経路でステータシャフト１９（変速機ケース１３）に伝達される。
As shown in FIG. 2, the left end portion of the first carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGSa in the drawing and the left end portion of the connecting
このとき、仮に突き当て部５１が存在しないとすると、第６スラストベアリングＴ６から第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａに入力した荷重は、連結部材２１を経由することなく、第４スラストベアリングＴ４→第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａ→第３スラストベアリングＴ３の経路で第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２→第２スラストベアリングＴ２に伝達されてしまい、高速回転する第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａの両側の第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３に大きなフリクションが発生してしまうことになる。しかもスラスト荷重が第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３を経由すると、第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３の寸法公差分を補償するためにシム５２の厚さの種類が増加してしまう問題がある。
At this time, assuming that the
一方、本実施の形態によれば、突き当て部５１を設けたことにより前記スラスト荷重が第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａを挟む第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３を迂回するため、第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３のフリクションが低減するだけでなく、それら寸法公差分を考慮する必要がなくなってシム５２の厚さの種類を減らすことができる。
On the other hand, according to the present embodiment, by providing the
このとき、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａが第４スラストベアリングＴ４にスラスト荷重を伝達する荷重伝達面Ｐ３から、第１クラッチＣ１のクラッチハブ２２が第３スラストベアリングＴ３からスラスト荷重を受ける荷重受け面Ｐ４までの距離Ｌ２は、第４スラストベアリングＴ４、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａおよび第３スラストベアリングＴ３の軸方向長さの合計値よりも大きいので、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂから入力される図中右向きのスラスト荷重が第４スラストベアリングＴ４および第３スラストベアリングＴ３を経由して変速機ケース１３に伝達される事態を回避してフリクションを確実に低減することができる。
At this time, the first carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGSa transmits a thrust load from the third thrust bearing T3 to the
なお、前記突き当て部５１が設けられた第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１キャリヤＣａの端部は、第６スラストベアリングＴ６の保持部を兼ねている。
The end portion of the first carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGSa provided with the abutting
次に、第１遊星歯車機構ＰＧＳａ、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂ、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄのヘリカルギヤのねじれ角の方向の設定について説明する。 Next, the setting of the direction of the helical angle of the helical gears of the first planetary gear mechanism PGSa, the second planetary gear mechanism PGSb, the third planetary gear mechanism PGSc, and the fourth planetary gear mechanism PGSd will be described.
第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２リングギヤＲｂは出力ギヤ２９と一体に形成されているため、第２リングギヤＲｂが発生する図中右向きのスラスト荷重Ｆ２は出力ギヤ２９およびボールベアリング３０，３０を介して変速機ケース１３に伝達される。従って、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂが発生する図中左向きのスラスト荷重Ｆ２を、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２リングギヤＲｂが発生する図中右向きのスラスト荷重Ｆ２と直接相殺することはできず、何れかの経路で変速機ケース１３に伝達して支持する必要がある。このとき、第２サンギヤＳｂの図中左向きのスラスト荷重Ｆ２を他の遊星歯車機構が発生するスラスト荷重と相殺することができれば、それが変速機ケース１３に伝達される経路に存在するスラストベアリングのフリクションを低減することができる。
Since the second ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGSb is formed integrally with the
このような観点から、本実施例では、図１１に示すように、第２遊星歯車機構ＰＧＳｂの第２サンギヤＳｂが発生する図中左向きのスラスト荷重Ｆ２を、それに隣接する第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３リングギヤＲｃが発生する図中右向きのスラスト荷重Ｆ３と連結部材２８上で直ちに相殺し、その差分であるスラスト荷重Ｆ２−Ｆ３だけを第８スラストベアリングＴ８、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃ、入力軸１２および第１３スラストベアリングＴ１３を介して変速機ケース１３に伝達している。
From this point of view, in the present embodiment, as shown in FIG. 11, the leftward thrust load F2 generated by the second sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGSb is applied to the third planetary gear mechanism PGSc adjacent thereto. The rightward thrust load F3 generated by the third ring gear Rc and the connecting
図１０から明らかなように、本実施の形態では、全ての前進変速段において、第２サンギヤＳｂの図中左向きのスラスト荷重Ｆ２は第３リングギヤＲｃの図中右向きのスラスト荷重Ｆ３よりも大きくなり、その差分であるスラスト荷重Ｆ２−Ｆ３は常に図中左向きになっている。しかしながら、上記したＦ２＞Ｆ３の関係が常に成り立つ必要はなく、低速変速段（例えば、１速変速段や２速変速段）においてＦ２＜Ｆ３となるようにギヤの捩じれ角を設定しても良い。なぜならば、発進や低速走行に使用される低速変速段ではもともと動力伝達の損失が大きいため、Ｆ２＞Ｆ３の関係が成り立っても得られるフリクション低減効果が小さいからである。 As is apparent from FIG. 10, in this embodiment, the thrust load F2 facing left in the drawing of the second sun gear Sb is larger than the thrust load F3 facing right in the drawing of the third ring gear Rc in all forward speeds. The thrust load F2-F3 that is the difference is always leftward in the figure. However, the above-described relationship of F2> F3 does not always hold, and the gear twist angle may be set so that F2 <F3 at a low speed gear (for example, the first gear or the second gear). . This is because, at low speed gears used for starting and running at low speed, the loss of power transmission is originally large, so that the effect of reducing friction obtained is small even if the relationship of F2> F3 is established.
また第２サンギヤＳｂの図中左向きのスラスト荷重Ｆ２は第７スラストベアリングＴ７および第８スラストベアリングＴ８に入力されるが、そのスラスト荷重Ｆ２の一部を第３リングギヤＲｃの図中右向きのスラスト荷重Ｆ３で相殺することで、第７スラストベアリングＴ７および第８スラストベアリングＴ８の負荷を低減することができる。 A leftward thrust load F2 of the second sun gear Sb in the figure is input to the seventh thrust bearing T7 and the eighth thrust bearing T8, and a part of the thrust load F2 is a rightward thrust load of the third ring gear Rc in the figure. By canceling with F3, the load on the seventh thrust bearing T7 and the eighth thrust bearing T8 can be reduced.
なお、図１１では、第１遊星歯車機構ＰＧＳａおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄは無負荷であると仮定している。 In FIG. 11, it is assumed that the first planetary gear mechanism PGSa and the fourth planetary gear mechanism PGSd are unloaded.
図７および図１２に示すように、第１遊星歯車機構ＰＧＳａの第１サンギヤＳａおよび第１リングギヤＲａには、１速変速段〜５速変速段だけにスラスト荷重Ｆ１が作用し、しかも第１サンギヤＳａの図中左向きのスラスト荷重Ｆ１と第１リングギヤＲａの図中右向きのスラスト荷重Ｆ１とは等しくなる。そして第１サンギヤＳａの図中左向きのスラスト荷重Ｆ１は、第４スラストベアリングＴ４→第１キャリヤＣａ→第６スラストベアリングＴ６→連結部材２７の経路で第１リングギヤＲａに伝達され、第１リングギヤＲａの図中右向きのスラスト荷重Ｆ１と完全に相殺されるため、そのスラスト荷重Ｆ１が他の遊星歯車機構に影響を及ぼすことがない。
As shown in FIGS. 7 and 12, the thrust load F1 acts on the first sun gear Sa and the first ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGSa only in the first gear to the fifth gear, and the first The leftward thrust load F1 of the sun gear Sa in the drawing is equal to the rightward thrust load F1 of the first ring gear Ra in the drawing. Then, the leftward thrust load F1 of the first sun gear Sa in the drawing is transmitted to the first ring gear Ra through the path of the fourth thrust bearing T4 → the first carrier Ca → the sixth thrust bearing T6 → the connecting
遊星歯車機構のサンギヤに作用するスラスト荷重の向きは、そのサンギヤの回転方向（トルクの方向）と歯面の捩じれ角の方向とにより決定されるが、捩じれ角の方向は変化しないため、回転方向の変化に応じてスラスト荷重の方向が変化することになる。またシングルピニオン型の遊星歯車機構では、サンギヤに作用するスラスト荷重とリングギヤに作用するスラスト荷重とは相互に逆方向を向くことになる。 The direction of the thrust load acting on the sun gear of the planetary gear mechanism is determined by the rotation direction (torque direction) of the sun gear and the direction of the torsion angle of the tooth surface, but the direction of the torsion angle does not change. The direction of thrust load changes according to the change of. In the single pinion type planetary gear mechanism, the thrust load acting on the sun gear and the thrust load acting on the ring gear are directed in opposite directions.
本実施の形態では、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄの回転方向（トルクの方向）が図７に示すようになるため、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄのスラスト荷重Ｆ４は、３速変速段、４速変速段およびリバース変速段では、それぞれ図中右向きおよび図中左向きであるが、６速変速段、７速変速段、９速変速段および１０速変速段では、それぞれ図中左向きおよび図中右向きに変化する。第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄのスラスト荷重Ｆ４の向きを上記のように設定することで、次のような作用効果を得ることができる。 In the present embodiment, since the rotation direction (torque direction) of the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is as shown in FIG. 7, the fourth sun gear Sd and the fourth ring gear of the fourth planetary gear mechanism PGSd. The thrust load F4 of Rd is rightward in the drawing and leftward in the drawing at the third gear, the fourth gear, and the reverse gear, respectively, but the sixth gear, the seventh gear, the ninth gear, and the tenth gear. At the speed shift stage, they change to the left in the figure and to the right in the figure, respectively. By setting the direction of the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd and the fourth ring gear Rd as described above, the following operational effects can be obtained.
図８に示すように、高速変速段である９速変速段および１０速変速段では、第１２スラストベアリングＴ１２の差回転が最大の１０００ｒｐｍになってフリクションが増大する問題があるが、第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄのスラスト荷重Ｆ４の向きを上記のように設定することで、図１３に示すように、９速変速段および１０速変速段において、第４サンギヤＳｄおよび第４リングギヤＲｄのスラスト荷重Ｆ４が第１０スラストベアリングＴ１０および第１１スラストベアリングＴ１１において相殺され、差回転が大きい第１２スラストベアリングＴ１２に伝達されなくなり、第１２スラストベアリングＴ１２のフリクションを効果的に低減することができる。 As shown in FIG. 8, in the 9th speed stage and the 10th speed stage, which are the high speed speed stages, there is a problem that the differential rotation of the 12th thrust bearing T12 reaches 1000 rpm at the maximum and the friction increases. By setting the direction of the thrust load F4 of Sd and the fourth ring gear Rd as described above, the fourth sun gear Sd and the fourth ring gear Rd of the ninth speed gear and the tenth speed gear as shown in FIG. The thrust load F4 is canceled by the tenth thrust bearing T10 and the eleventh thrust bearing T11, and is not transmitted to the twelfth thrust bearing T12 having a large differential rotation, and the friction of the twelfth thrust bearing T12 can be effectively reduced.
ところで、６速変速段では第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄに作用する図中右向きのスラスト荷重Ｆ４が大きくなる（図１０参照）。従って、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄおよび第４サンギヤＳｄに作用するスラスト荷重Ｆ４の方向を、図１３で説明した実施の形態と逆に設定したと仮定すると、図１４に示すように、第７スラストベアリングＴ７には図中左向きのスラスト荷重Ｆ２−Ｆ３と、第４サンギヤＳｄから第９スラストベアリングＴ９を介して伝達される図中右向きのスラスト荷重Ｆ４とが入力する。６速変速段では図中右向きのスラスト荷重Ｆ４が大きくなるため、その合力であるＦ２−Ｆ３−Ｆ４が負値になり、第７スラストベアリングＴ７を図中右向き付勢してしまう可能性がある。 By the way, at the sixth speed, the rightward thrust load F4 acting on the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd increases (see FIG. 10). Accordingly, assuming that the direction of the thrust load F4 acting on the fourth ring gear Rd and the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is set opposite to the embodiment described in FIG. 13, as shown in FIG. Furthermore, the left thrust load F2-F3 in the drawing and the right thrust load F4 in the drawing transmitted from the fourth sun gear Sd through the ninth thrust bearing T9 are input to the seventh thrust bearing T7. At the sixth speed, the rightward thrust load F4 in the figure increases, so the resultant force F2-F3-F4 has a negative value, and the seventh thrust bearing T7 may be urged to the right in the figure. .
このような事態になると、第７スラストベアリングＴ７を図中右向き付勢するスラスト荷重は、第７スラストベアリングＴ７→第５スラストベアリングＴ５→第６スラストベアリングＴ６→第２スラストベアリングＴ２→第１スラストベアリングＴ１の経路でステータシャフト１９（変速機ケース１３）まで伝達され、その経路に存在する前記５個のスラストベアリングＴ７〜Ｔ５，Ｔ２，Ｔ１のフリクションが増加してしまう。 In such a situation, the thrust load for urging the seventh thrust bearing T7 in the right direction in the figure is the seventh thrust bearing T7 → the fifth thrust bearing T5 → the sixth thrust bearing T6 → the second thrust bearing T2 → the first thrust. This is transmitted to the stator shaft 19 (transmission case 13) through the path of the bearing T1, and the friction of the five thrust bearings T7 to T5, T2, and T1 existing in the path increases.
以上のことから、６速変速段、７速変速段、９速変速段および１０速変速段において、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄのスラスト荷重Ｆ４が図中左向きになるように、ヘリカルギヤのねじれ角を設定する必要がある。 From the above, at the sixth speed, the seventh speed, the ninth speed and the tenth speed, the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is directed leftward in the figure. It is necessary to set the helix angle of the helical gear.
ところで、上述したように、６速変速段、７速変速段、９速変速段および１０速変速段で第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄのスラスト荷重Ｆ４が図中左向きになるようにヘリカルギヤのねじれ角を設定すると、３速変速段および４速変速段では第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４サンギヤＳｄのスラスト荷重Ｆ４の向きが逆転して図中右向きになるため（図７参照）、図１４で説明したように、第４サンギヤＳｄのスラスト荷重Ｆ４が５個のスラストベアリングＴ７〜Ｔ５，Ｔ２，Ｔ１に伝達されてしまう可能性がある。 By the way, as described above, the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is directed leftward in the drawing at the sixth speed, the seventh speed, the ninth speed, and the tenth speed. When the helical gear torsion angle is set, the direction of the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is reversed at the third speed gear stage and the fourth speed gear stage and becomes rightward in the figure (see FIG. 7). As described in FIG. 14, the thrust load F4 of the fourth sun gear Sd may be transmitted to the five thrust bearings T7 to T5, T2, and T1.
しかしながら、３速変速段および４速変速段における第４サンギヤＳｄの図中右向きのスラスト荷重Ｆ４は、６速変速段における第４サンギヤＳｄの図中右向きのスラスト荷重Ｆ４に比べて小さいため（図１０参照）、その合力であるＦ２−Ｆ３−Ｆ４が負値になることはなく、スラスト荷重Ｆ４が５個のスラストベアリングＴ７〜Ｔ５，Ｔ２，Ｔ１を介してステータシャフト１９（変速機ケース１３）に伝達されてしまう事態を回避することができる（図１５参照）。
However, the rightward thrust load F4 of the fourth sun gear Sd in the drawing at the third and fourth gears is smaller than the rightward thrust load F4 of the fourth sun gear Sd in the sixth gear (see the figure). 10), the resultant force F2-F3-F4 does not become negative, and the thrust load F4 is transmitted to the stator shaft 19 (transmission case 13) via five thrust bearings T7 to T5, T2, T1. Can be avoided (see FIG. 15).
また３速変速段および４速変速段では第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄの図中左向きのスラスト荷重Ｆ４が第１２スラストベアリングＴ１２に伝達されてしまうが、３速変速段および４速変速段では第１２スラストベアリングＴ１２の差回転がゼロであるため（図８参照）、スラスト荷重Ｆ４が入力しても第１２スラストベアリングＴ１２のフリクションが増加する問題は発生しない。 Further, in the third gear and the fourth gear, the leftward thrust load F4 of the fourth ring gear Rd of the fourth planetary gear mechanism PGSd is transmitted to the twelfth thrust bearing T12, but the third gear and the fourth gear. Since the differential rotation of the twelfth thrust bearing T12 is zero at the shift speed (see FIG. 8), there is no problem that the friction of the twelfth thrust bearing T12 increases even if the thrust load F4 is input.
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。 The embodiments of the present invention have been described above, but various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
例えば、実施の形態では第３遊星歯車機構ＰＧＳｃの第３サンギヤＳｃを入力軸１２にスプライン結合しているが、その第３サンギヤＳｃを入力軸１２と一体に形成しても良い。
For example, although the third sun gear Sc of the third planetary gear mechanism PGSc is splined to the
また実施の形態では第２ブレーキＢ２を２ウェイクラッチで構成しているが、それを多板型のブレーキで構成することができる。 In the embodiment, the second brake B2 is a two-way clutch, but it can be a multi-plate brake.
ＰＧＳｂ 第２遊星歯車機構（遊星歯車機構Ｂ）
Ｓｂ 遊星歯車機構Ｂのサンギヤ
ＰＧＳｃ 第３遊星歯車機構（遊星歯車機構Ａ）
Ｓｃ 遊星歯車機構Ａのサンギヤ
Ｒｃ 遊星歯車機構Ａのリングギヤ
ＰＧＳｄ 第４遊星歯車機構（遊星歯車機構Ｃ）
Ｓｄ 遊星歯車機構Ｃのサンギヤ
Ｒｄ 遊星歯車機構Ｃのリングギヤ
Ｃ２ 第２クラッチ（クラッチＢ）
Ｃ３ 第３クラッチ（クラッチＡ）
Ｔ７ 第７スラストベアリング（スラストベアリングＡ）
Ｔ８ 第８スラストベアリング（スラストベアリングＡ）
Ｔ１２ 第１２スラストベアリング（スラストベアリングＣ）
Ｔ１３ 第１３スラストベアリング（スラストベアリングＢ）
Ｐ１ 荷重伝達面
Ｐ２ 荷重受け面
Ｌ１ 荷重伝達面から荷重受け面までの距離
１２ 入力軸
１３ 変速機ケース
３１ クラッチドラム（第２伝達部材）
３９ クラッチドラム（第１部材）
４０ クラッチハブ（第１伝達部材）
４９ スラストプレート（第２部材）
５０ シム
PGSb Second planetary gear mechanism (planetary gear mechanism B)
Sb Sun gear PGSc of planetary gear mechanism B Third planetary gear mechanism (planetary gear mechanism A)
Sc Sun gear Rc of planetary gear mechanism A Ring gear PGSd of planetary gear mechanism A Fourth planetary gear mechanism (planetary gear mechanism C)
Sd Sun gear Rd of planetary gear mechanism C Ring gear C2 of planetary gear mechanism C Second clutch (clutch B)
C3 3rd clutch (clutch A)
T7 7th thrust bearing ( thrust bearing A )
T8 8th thrust bearing ( thrust bearing A )
T12 12th thrust bearing (thrust bearing C)
T13 13th Thrust Bearing (Thrust Bearing B)
P1 Load transmission surface P2 Load receiving surface L1 Distance from load transmitting surface to load receiving
39 Clutch drum (first member)
40 Clutch hub (first transmission member)
49 Thrust plate (second member)
50 shims
Claims (1)
前記入力軸（１２）に一体に結合されたサンギヤ（Ｓｃ）を有する遊星歯車機構Ａ（ＰＧＳｃ）と、
前記遊星歯車機構Ａ（ＰＧＳｃ）に対して隣接して配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｂ（ＰＧＳｂ）と、
前記遊星歯車機構Ａ（ＰＧＳｃ）を挟んで前記遊星歯車機構Ｂ（ＰＧＳｂ）の反対側に配置され、各要素が相対回転可能な遊星歯車機構Ｃ（ＰＧＳｄ）と、
前記遊星歯車機構Ｃ（ＰＧＳｄ）のリングギヤ（Ｒｄ）を前記入力軸（１２）に結合可能なクラッチＡ（Ｃ３）と、
前記遊星歯車機構Ａ（ＰＧＳｃ）のサンギヤ（Ｓｃ）および前記遊星歯車機構Ｂ（ＰＧＳｂ）のサンギヤ（Ｓｂ）間に配置されたスラストベアリングＡ（Ｔ７，Ｔ８）と、
前記クラッチＡ（Ｃ３）に前記入力軸（１２）からの駆動力を伝達する第１伝達部材（４０ ）および前記変速機ケース（１３）間に配置されたスラストベアリングＢ（Ｔ１３）と、 前記遊星歯車機構Ｃ（ＰＧＳｄ）のリングギヤ（Ｒｄ）から径方向内向きに延びる第１部材（３９）と、
前記入力軸（１２）に固設されてスラストベアリングＣ（Ｔ１２）を支持する第２部材（４９）とを備え、
前記遊星歯車機構Ｂ（ＰＧＳｂ）のサンギヤ（Ｓｂ）が前記スラストベアリングＡ（Ｔ７，Ｔ８）にスラスト荷重を伝達する荷重伝達面（Ｐ１）から前記第２部材（４９）が前記スラストベアリングＣ（Ｔ１２）からスラスト荷重を受ける荷重受け面（Ｐ２）までの距離（Ｌ１）は、前記荷重伝達面（Ｐ１）および前記荷重受け面（Ｐ２）間に配置される複数の部品の軸方向長さの合計値よりも大きく設定され、
前記遊星歯車機構Ａ（ＰＧＳｃ）のリングギヤ（Ｒｃ）および前記遊星歯車機構Ｃ（ＰＧＳｄ）のサンギヤ（Ｓｄ）を結合可能なクラッチＢ（Ｃ２）の第２伝達部材（３１）と、前記遊星歯車機構Ｃ（ＰＧＳｄ）のサンギヤ（Ｓｄ）との間にシム（５０）を配置したことを特徴とする自動変速機。 A plurality of planetary gear mechanisms arranged on the axis of the input shaft (12) are housed in a transmission case (13), and each element of the plurality of planetary gear mechanisms, the input shaft (12), and the transmission case (13) In an automatic transmission that establishes a predetermined gear position by controlling a coupling relationship between a plurality of clutches and a plurality of brakes,
A planetary gear mechanism A (PGSc) having a sun gear (Sc) integrally coupled to the input shaft (12);
A planetary gear mechanism B (PGSb) disposed adjacent to the planetary gear mechanism A (PGSc) and capable of rotating relative to each other;
A planetary gear mechanism C (PGSd) disposed on the opposite side of the planetary gear mechanism B (PGSb) across the planetary gear mechanism A (PGSc), and capable of relatively rotating each element;
A clutch A (C3) capable of coupling the ring gear (Rd) of the planetary gear mechanism C (PGSd) to the input shaft (12);
A thrust bearing A (T7, T8) disposed between the sun gear (Sc) of the planetary gear mechanism A (PGSc) and the sun gear (Sb) of the planetary gear mechanism B (PGSb);
A thrust bearing B (T13) disposed between the first transmission member (40) for transmitting the driving force from the input shaft (12) to the clutch A (C3) and the transmission case (13); A first member (39) extending radially inward from the ring gear (Rd) of the gear mechanism C (PGSd);
A second member (49) fixed to the input shaft (12) and supporting a thrust bearing C (T12);
The second member (49) is connected to the thrust bearing C (T12) from the load transmission surface (P1) through which the sun gear (Sb) of the planetary gear mechanism B (PGSb) transmits a thrust load to the thrust bearing A (T7, T8). ) To the load receiving surface (P2) that receives the thrust load is the sum of the axial lengths of the plurality of components arranged between the load transmitting surface (P1) and the load receiving surface (P2). Set larger than the value,
A second transmission member (31) of a clutch B (C2) capable of coupling a ring gear (Rc) of the planetary gear mechanism A (PGSc) and a sun gear (Sd) of the planetary gear mechanism C (PGSd); and the planetary gear mechanism An automatic transmission comprising a shim (50) disposed between a sun gear (Sd) of C (PGSd).
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|---|---|---|---|
| JP2013056173A JP5722374B2 (en) | 2013-03-19 | 2013-03-19 | Automatic transmission |
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