JP6139267B2 - 自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、サンギヤ、キャリヤおよびリングギヤの各要素を有する複数の遊星歯車機構と、前記複数の遊星歯車機構の各要素を相互に結合し、あるいは他部材に結合する複数の係合手段とを備え、前記複数の係合手段の係合および係合解除に応じて複数の変速段を確立する自動変速機に関する。

かかる自動変速機において、４個の遊星歯車機構と、３個のクラッチと、４個のブレーキとを組み合わせることで、前進９段以上および後進１段の変速段を確立可能にしたものが、下記特許文献１により公知である。

特開２０１２−１５４４２５号公報

ところで、上記従来のものは、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂが、第４ブレーキＢ４で変速機ケース１に結合可能に、かつ第２クラッチＣ２で入力軸２に結合可能に構成されている。第４ブレーキＢ４はリングギヤＲｂの径方向外側を囲むように配置されているため、第４ブレーキＢ４の外径が増加して自動変速機の径方向寸法が増加してしまう問題があった。また第２クラッチＣ２は、入力軸２から径方向外側に延びるクラッチドラムと、リングギヤＲｂから第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の側部に沿って径方向内側に延びるクラッチハブとが径方向に交差しているため、リングギヤＲｂから入力軸２へのトルクの伝達経路が屈曲して複雑になるだけでなく、自動変速機の軸方向寸法が増加してしまう問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、自動変速機の遊星歯車機構のリングギヤを変速機ケースに結合するブレーキと、前記リングギヤを入力軸に結合するクラッチとを合理的に配置し、自動変速機の小型化を図ることを目的とする。

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、サンギヤ、キャリヤおよびリングギヤの各要素を有する複数の遊星歯車機構と、前記複数の遊星歯車機構の各要素を相互に結合し、あるいは他部材に結合する複数の係合手段とを備え、前記複数の係合手段の係合および係合解除に応じて複数の変速段を確立する自動変速機において、前記複数の遊星歯車機構の一つのリングギヤを入力軸に結合する多板型のクラッチと、前記リングギヤを変速機ケースに結合する多板型のブレーキとを備え、前記クラッチは、前記入力軸に結合されたクラッチハブと、前記リングギヤに結合された円筒部を有するクラッチドラムと、前記クラッチハブの外周部および前記円筒部の内周部間に配置された複数の第１摩擦係合要素とを備え、前記ブレーキは、前記円筒部の外周部および前記変速機ケースの内周部間に配置された複数の第２摩擦係合要素を備え、前記第１摩擦係合要素および前記第２摩擦係合要素は少なくとも一部が軸方向にオーバーラップし、前記クラッチハブは前記複数の第１摩擦係合要素の軸方向の幅内で前記入力軸に結合され、前記リングギヤおよび前記円筒部は、それらを結合する結合部から軸方向に沿って相互に逆方向に延びることを特徴とする自動変速機が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、第１〜第４遊星歯車機構と、第１〜第３クラッチと、第１〜第４ブレーキとを備え、前記第１遊星歯車機構の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第１要素、第２要素および第３要素とし、前記第２遊星歯車機構の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第４要素、第５要素および第６要素とし、前記第３遊星歯車機構の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第７要素、第８要素および第９要素とし、前記第４遊星歯車機構の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第１０要素、第１１要素および第１２要素とし、前記第７要素が前記入力軸に接続され、前記第４要素が出力部材に接続され、前記第８要素と前記第１１要素と前記第３要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第９要素と前記第６要素とを連結して第２連結体が構成され、前記第２要素と前記第５要素とを連結して第３連結体が構成され、前記第１クラッチは、前記第７要素と前記第３連結体とを結合可能であり、前記第２クラッチは、前記第１２要素と前記第２連結体とを結合可能であり、前記第３クラッチは、前記第７要素と前記第１０要素とを結合可能であり、前記第１ブレーキは、前記第１要素を前記変速機ケースに結合可能であり、前記第２ブレーキは、前記第３連結体を前記変速機ケースに結合可能であり、前記第３ブレーキは、前記第１２要素を前記変速機ケースに結合可能であり、前記第４ブレーキは、前記第１０要素を前記変速機ケースに結合可能であり、前記リングギヤは前記第１０要素であることを特徴とする自動変速機が提案される。

なお、実施の形態の第４リングギヤＲｄは請求項１の発明のリングギヤに対応するとともに請求項２の発明の第１０要素に対応し、実施の形態の第３クラッチＣ３は請求項１の発明のクラッチに対応し、実施の形態の第４ブレーキＢ４は請求項１の発明のブレーキに対応し、実施の形態の出力ギヤ２９は請求項２の発明の出力部材に対応し、実施の形態の摩擦係合要素４１は請求項１の発明の第１摩擦係合要素に対応し、実施の形態の摩擦係合要素４４は請求項１の発明の第２摩擦係合要素に対応する。

請求項１の構成によれば、遊星歯車機構のリングギヤを入力軸に結合するクラッチは、入力軸に結合されたクラッチハブと、リングギヤに結合された円筒部を有するクラッチドラムと、クラッチハブの外周部および円筒部の内周部間に配置された複数の第１摩擦係合要素とを備え、遊星歯車機構のリングギヤを変速機ケースに結合するブレーキは、円筒部の外周部および変速機ケースの内周部間に配置された複数の第２摩擦係合要素を備える。クラッチドラムの円筒部を共有する第１摩擦係合要素および第２摩擦係合要素は少なくとも一部が軸方向にオーバーラップするので、ブレーキおよびクラッチのトータルの軸方向寸法および径方向を小型化するとともに、重量の軽減を図ることができる。またリングギヤおよび円筒部は、それらを結合する結合部から軸方向に沿って相互に逆方向に延びるので、リングギヤからの荷重を円筒部から第１摩擦係合要素およびクラッチハブを介して径方向内側の入力軸に伝達することができ、荷重の伝達が大幅に簡素化されてクラッチの径方向寸法および軸方向寸法小型化および重量の軽減が可能になる。しかもリングギヤの径方向外側にブレーキが存在しないため、遊星歯車機構の外径を拡大してレシオ幅を増加させることができ、これによりエンジンの燃料消費量の節減および車両の走行性能の向上が可能になる。

また請求項２の構成によれば、第１〜第３クラッチおよび第１〜第４ブレーキよりなる七つの摩擦係合手段のうちの少なくとも三つの摩擦係合手段を係合することで、前進９段以上の変速段を確立することができる。

自動変速機のスケルトン図。 図１の２部詳細図。 図１の３部詳細図。 第１〜第４遊星歯車機構の共線図。 クラッチおよびブレーキの係合表。 自動変速機の組み立て時の作用説明図。 各変速段における第１〜第４遊星歯車機構のサンギヤのトルクの方向を示す表。 各変速段における第１〜第１３スラストベアリングの差回転の大きさを示す表。 各変速段における第１〜第１３スラストベアリングのスラスト荷重の大きさを示す表。 各変速段における第１〜第４遊星歯車機構のスラスト荷重の比を示す表。 スラスト荷重Ｆ２，Ｆ３の伝達経路を示す図。 スラスト荷重Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３の伝達経路を示す図。 ６速、７速、９速および１０速におけるスラスト荷重Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の伝達経路を示す図。 図１３に対応する比較例を示す図。 ３速および４速変速段におけるスラスト荷重Ｆ１，Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４の伝達経路を示す図。 図３に対応する比較例を示す図。

以下、図１〜図１６に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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の径方向外端から軸方向に延びる円筒部３９ａ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。

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の円筒部３９ａ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。

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。

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。

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。

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。

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。

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）。

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。

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）。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態を説明する。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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とで構成され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。

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。

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。

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の係合することで第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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

以上のように、第３遊星歯車機構ＰＧＳｃのリングギヤＲｃおよび第４遊星歯車機構ＰＧＳｄのサンギヤＳｄを結合可能な第３クラッチＣ３のクラッチドラム３１と、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄのサンギヤ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。

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の図中左向側の端部と、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の図中左向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。

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。

一方、本実施の形態によれ、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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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において説明したように、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。

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）。

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。

図１６は図３に対応する比較例を示すもので、比較例の部材の符号は、基本的に実施の形態の部材の符号に対応している。比較例は、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄを変速機ケース１３に結合する第４ブレーキＢ４の配置と、前記第４リングギヤＲｄを入力軸１２に結合する第３クラッチＣ３の配置とが、図３に示す実施の形態と異なるものである。

すなわち、図３に示す実施の形態では、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄと一体に結合されたクラッチドラム３９の外周の円筒部３９ａの外周部に第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…の内周部を支持し、かつ前記クラッチドラム３９の円筒部３９ａの内周部に第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…の外周部を支持している。第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…および第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…は、径方向内側あるいは外側から見たときに軸方向にオーバーラップしており、かつ第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄおよびクラッチドラム３９の円筒部３９ａは、それらを一体に結合する結合部から軸方向に沿って相互に逆方向に延びている。

よって、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄと一体のクラッチドラム３９の円筒部３９ａは、その径方向外側に位置する第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４を介して変速機ケース１３に結合可能であり、また前記クラッチドラム３９の円筒部３９ａは、その径方向内側に位置する第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…およびクラッチハブ４０を介して入力軸１２に結合可能である。

一方、図１６に示す比較例では、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄは第４リングギヤＲｄの外周部が第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…を介して直接変速機ケース１３に結合可能であり、第４ブレーキＢ４の構造は簡素化されている。しかしながら、第３クラッチＣ３は、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄから径方向内側に延びるクラッチハブ４０と、入力軸１２から径方向外側に延びるクラッチドラム３９とを備えており、クラッチハブ４０の径方向中間部から軸方向に突出する円筒部４０ａの外周部と、クラッチドラム３９の径方向外端から軸方向に突出する円筒部３９ａの内周部との間に、摩擦係合要素４１…を配置している。

その結果、径方向外側に位置する第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄからの荷重を、クラッチハブ４０の円筒部４０ａへと径方向内側に伝達し、次に前記円筒部４０ａから摩擦係合要素４１…を介してクラッチドラム３９の円筒部３９ａへと径方向外側に伝達し、次に前記円筒部３９ａからクラッチドラム３９を介して入力軸１２へと径方向内側に伝達することになり、その荷重伝達経路が複雑かつ長大になって第３クラッチＣ３の大型化を招く問題がある。

また第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…および第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…が径方向内側あるいは外側から見たときに軸方向にずれて配置されているため、第４ブレーキＢ４および第３クラッチＣ３のトータルの軸方向寸法が大型化する問題がある。しかも第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄの径方向外側に第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…が配置されるため、ギヤ比の変更等の理由で第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの直径が増加し、その影響で第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…の直径が増加すると、フリクションの増加や自動変速機Ｔの径方向寸法の増加という問題が発生する。

それに対し、図３に示す本実施の形態によれば、第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…および第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…が、それらを径方向内側あるいは外側から見たときに軸方向にオーバーラップしており、かつ第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…および第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…が第３クラッチＣ３のクラッチドラム３９の円筒部３９ａを共有するので、第４ブレーキＢ４および第３クラッチＣ３のトータルの軸方向寸法および径方向寸法を小型化するとともに、重量の軽減を図ることができる。また第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄの径方向外側に第４ブレーキＢ４の摩擦係合要素４４…が配置されないため、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの直径が増加しても、その影響が第４ブレーキＢ４に及ぶことがない。

しかも径方向外側に位置する第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄからの荷重を、その第４リングギヤＲｄを軸方向に延長したクラッチドラム３９の円筒部３９ａから第３クラッチＣ３の摩擦係合要素４１…およびクラッチハブ４０を介して径方向内側の入力軸１２に伝達するので、荷重伝達経路が大幅に簡素化されて第３クラッチＣ３の小型化および重量の軽減が可能になる。

更に、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの第４リングギヤＲｄの径方向外側に第４ブレーキＢ４が存在しないため、第４遊星歯車機構ＰＧＳｄの外径を拡大してレシオ幅を増加させることができ、これによりエンジンの燃料消費量の節減および車両の走行性能の向上が可能になる。

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。

例えば、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。

ＰＳＧａ 第１遊星歯車機構（遊星歯車機構）
ＰＳＧｂ 第２遊星歯車機構（遊星歯車機構）
ＰＳＧｃ 第３遊星歯車機構（遊星歯車機構）
ＰＳＧｄ 第４遊星歯車機構（遊星歯車機構）
Ｂ１ 第１ブレーキ（ブレーキ）
Ｂ２ 第２ブレーキ（ブレーキ）
Ｂ３ 第３ブレーキ（ブレーキ）
Ｂ４ 第４ブレーキ（ブレーキ）
Ｃ１ 第１クラッチ（クラッチ）
Ｃ２ 第２クラッチ（クラッチ）
Ｃ３ 第３クラッチ（クラッチ）
Ｃａ 第１キャリヤ（第２要素）
Ｃｂ 第２キャリヤ（第５要素）
Ｃｃ 第３キャリヤ（第８要素）
Ｃｄ 第４キャリヤ（第１１要素）
Ｒａ 第１リングギヤ（第３要素）
Ｒｂ 第２リングギヤ（第４要素）
Ｒｃ 第３リングギヤ（第９要素）
Ｒｄ 第４リングギヤ（第１０要素）
Ｓａ 第１サンギヤ（第１要素）
Ｓｂ 第２サンギヤ（第６要素）
Ｓｃ 第３サンギヤ（第７要素）
Ｓｄ 第４サンギヤ（第１２要素）
１２ 入力軸
１３ 変速機ケース
２９ 出力ギヤ（出力部材）
３９ クラッチドラム
３９ａ 円筒部
４０ クラッチハブ
４１ 摩擦係合要素（第１摩擦係合要素）
４４ 摩擦係合要素（第２摩擦係合要素）

Claims (2)

1. サンギヤ、キャリヤおよびリングギヤの各要素を有する複数の遊星歯車機構と、前記複数の遊星歯車機構の各要素を相互に結合し、あるいは他部材に結合する複数の係合手段とを備え、前記複数の係合手段の係合および係合解除に応じて複数の変速段を確立する自動変速機において、
   前記複数の遊星歯車機構の一つのリングギヤ（Ｒｄ）を入力軸（１２）に結合する多板型のクラッチ（Ｃ３）と、前記リングギヤ（Ｒｄ）を変速機ケース（１３）に結合する多板型のブレーキ（Ｂ４）とを備え、
   前記クラッチ（Ｃ３）は、前記入力軸（１２）に結合されたクラッチハブ（４０）と、前記リングギヤ（Ｒｄ）に結合された円筒部（３９ａ）を有するクラッチドラム（３９）と、前記クラッチハブ（４０）の外周部および前記円筒部（３９ａ）の内周部間に配置された複数の第１摩擦係合要素（４１）とを備え、
   前記ブレーキ（Ｂ４）は、前記円筒部（３９ａ）の外周部および前記変速機ケース（１３）の内周部間に配置された複数の第２摩擦係合要素（４４）を備え、
   前記第１摩擦係合要素（４１）および前記第２摩擦係合要素（４４）は少なくとも一部が軸方向にオーバーラップし、前記クラッチハブ（４０）は前記複数の第１摩擦係合要素（４１）の軸方向の幅内で前記入力軸（１２）に結合され、前記リングギヤ（Ｒｄ）および前記円筒部（３９ａ）は、それらを結合する結合部から軸方向に沿って相互に逆方向に延びることを特徴とする自動変速機。
2. 第１〜第４遊星歯車機構（ＰＧＳ１，ＰＧＳ２，ＰＧＳ３，ＰＧＳ４）と、第１〜第３クラッチ（Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３）と、第１〜第４ブレーキ（Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４）とを備え、
   前記第１遊星歯車機構（ＰＧＳａ）の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第１要素（Ｓａ）、第２要素（Ｃａ）および第３要素（Ｒａ）とし、
   前記第２遊星歯車機構（ＰＧＳｂ）の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第４要素（Ｒｂ）、第５要素（Ｃｂ）および第６要素（Ｓｂ）とし、
   前記第３遊星歯車機構（ＰＧＳｃ）の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第７要素（Ｓｃ）、第８要素（Ｃｃ）および第９要素（Ｒｃ）とし、
   前記第４遊星歯車機構（ＰＧＳｄ）の三つの要素を、供線図における歯数比に対応する間隔で並び順に一方から各々第１０要素（Ｒｄ）、第１１要素（Ｃｄ）および第１２要素（Ｓｄ）とし、
   前記第７要素（Ｓｃ）が前記入力軸（１２）に接続され、前記第４要素（Ｒｂ）が出力部材（２９）に接続され、前記第８要素（Ｃｃ）と前記第１１要素（Ｃｄ）と前記第３要素（Ｒａ）とを連結して第１連結体が構成され、前記第９要素（Ｒｃ）と前記第６要素（Ｓｂ）とを連結して第２連結体が構成され、前記第２要素（Ｃａ）と前記第５要素（Ｃｂ）とを連結して第３連結体が構成され、
   前記第１クラッチ（Ｃ１）は、前記第７要素（Ｓｃ）と前記第３連結体とを結合可能であり、
   前記第２クラッチ（Ｃ２）は、前記第１２要素（Ｓｄ）と前記第２連結体とを結合可能であり、
   前記第３クラッチ（Ｃ３）は、前記第７要素（Ｓｃ）と前記第１０要素（Ｒｄ）とを結合可能であり、
   前記第１ブレーキ（Ｂ１）は、前記第１要素（Ｓａ）を前記変速機ケース（１３）に結合可能であり、
   前記第２ブレーキ（Ｂ２）は、前記第３連結体を前記変速機ケース（１３）に結合可能であり、
   前記第３ブレーキ（Ｂ３）は、前記第１２要素（Ｓｄ）を前記変速機ケース（１３）に結合可能であり、
   前記第４ブレーキ（Ｂ４）は、前記第１０要素（Ｒｄ）を前記変速機ケース（１３）に結合可能であり、
   前記リングギヤは前記第１０要素（Ｒｄ）であることを特徴とする、請求項１に記載の自動変速機。
   

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