JP6380352B2 - 車両用自動変速機 - Google Patents

Description

本発明は、車両用自動変速機にかかり、特に、その車両用自動変速機の出力軸から出力されるトルク変動を抑制する技術に関するものである。

複数個の遊星歯車装置および複数個の係合装置から構成され、係合装置の係合状態が切り替えられることで、複数の変速段に変速される車両用自動変速機がよく知られている。上記車両用自動変速機において、エンジンのトルク変動が、車両用自動変速機の出力軸に出力されることを抑制する技術が提案されている。例えば、特許文献１では、自動変速機内の回転体近傍にイナーシャ部材を配置し、回転体とイナーシャ部材とは磁力によって係合可能に構成されている。従って、回転体とイナーシャ部材とを係合することで、自動変速機のイナーシャを変更することができる。これより、エンジンのトルク変動に対して自動変速機のイナーシャを増加することで、エンジンのトルク変動を自動変速機内で減衰することができる。

特開２００６−２８３９５５号公報 特開２０１５−６４０９９号公報

上記特許文献１のように車両用自動変速機内のイナーシャを変更可能に構成することでも、車両用自動変速機の出力軸から出力されるトルク変動は抑制されるが、イナーシャ部材を別個に設けることで自動変速機の質量増加に繋がり、自動変速機の伝達効率も低下する。また、イナーシャ部材と回転体とを係合する装置も必要となるため、製造コストも増加する。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、複数個の遊星歯車装置および複数個の係合装置を備えて構成される車両用自動変速機において、部品を大幅に追加することなく車両用自動変速機から出力されるトルク変動を抑制できる構造を提供することにある。

第１発明の要旨とするところは、(a)複数個の遊星歯車装置と複数個の係合装置とを備え、各遊星歯車装置の各回転要素は、前記遊星歯車装置の他の回転要素または非回転部材に直接または前記係合装置を介して連結され、前記係合装置の係合の組み合わせによって複数の変速段を形成可能に構成されている車両用自動変速機において、(b)前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素に形成されたスプライン歯と、その遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の回転要素に形成されたスプライン歯とが互いにスプライン嵌合されることで、互いのスプライン歯の間に形成されるガタの範囲で、これらの回転要素を相対回転可能に連結するスプライン嵌合部が形成されており、(c)前記複数の変速段のうち所定の変速段は、前記スプライン嵌合部を含んで構成され、エンジンと駆動輪との間の動力伝達に関与せず、動力伝達される回転要素によって連れ回される回転体を含んで形成されることを特徴とする。

また、第２発明の要旨とするところは、第１発明の車両用自動変速機において、(a)前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素と、その遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の一部とが、径方向から見て重なっており、且つ、(b)前記スプライン嵌合部と異なる部位において、前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素と、その遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の一部との、両方に接するようにトレランスリングが配置されていることを特徴とする。

第１発明の車両用自動変速機によれば、所定の変速段が成立すると、前記回転体は、トルク伝達されないものの他の回転要素によって連れ回される。このとき、前記回転体は、スプライン嵌合部を有するため、スプライン嵌合部に形成される回転方向のガタの間で衝突しつつ回転するが、エンジン回転速度の低い領域では、エンジンのトルク変動によるスプライン嵌合部の変動変位が大きいため、スプライン嵌合部の間で衝突が繰り返される。この衝突によってエンジンのトルク変動によるイナーシャのエネルギが消費されることとなり、自動変速機の出力軸から出力されるトルク変動を抑制することができる。また、トルク変動を抑制するに際して、そのトルク変動を抑制するためのイナーシャ部材など新たな部品を追加する必要も生じない。

また、第２発明の車両用自動変速機によれば、エンジンの回転速度が上昇するに従って、スプライン嵌合部での変動変位が小さくなり、スプライン嵌合部において衝突しにくくなるため、衝突によるトルク変動を打ち消す効果が低減する。これに対して、遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素と、その遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の一部との間に、トレランスリングが設けられることで、スプライン嵌合部のガタが実質的にゼロとなる。従って、動力伝達経路上に形成されるガタは、スプライン嵌合部以外のギヤの噛合部などで形成されるガタだけになるため、ガタが十分に小さくなる。これより、エンジン回転速度が上昇してもガタの間で衝突する頻度が増加し、衝突によるイナーシャのエネルギの消費によって、トルク変動を抑制することができる。

本発明が適用された車両用駆動装置の骨子図である。 図１の車両用自動変速機の係合作動表である。 図１の車両用自動変速機の断面図である。 図３の断面図において一点鎖線で囲まれた部位の部分拡大図である。 第８変速段が成立した際にトルク伝達されない回転体を示す図である。 エンジンからトルク変動が入力されたときの、自動変速機に形成されるガタを考慮した車両用駆動装置の振動モデルである。 図６の第１ガタおよび第２ガタをイメージで示した図である。 図６の第２ガタにおける位相角変位と時間との関係を示している。 エンジン回転速度と出力軸トルク変動との関係を示している。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用された車両用駆動装置１０の骨子図である。車両用駆動装置は、エンジン１２と、トルクコンバータ１４と、自動変速機１６とを含んで構成されている。なお、トルクコンバータ１４や自動変速機１６は中心線(軸線ＲＣ)に対して略対称的に構成されており、図１ではその中心線の下半分が省略されている。また、図１中の軸線ＲＣは、エンジン１２、トルクコンバータ１４、自動変速機１６の回転軸心である。

図１において、トルクコンバータ１４は、軸線ＲＣ回りに回転するように配設されており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車１４ｐ、および自動変速機１６の入力回転部材である変速機入力軸３２に連結されたタービン翼車１４ｔを備えている。ポンプ翼車１４ｐには、自動変速機１６を変速制御したり、自動変速機１６の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧を発生させる機械式のオイルポンプ３４が連結されている。また、トルクコンバータ１４には、ポンプ翼車１４ｐとタービン翼車１４ｔとを直結するためのロックアップクラッチ１５が設けられている。

自動変速機１６は、エンジン１２から図示しない駆動輪までの動力伝達経路の一部を構成し、複数の摩擦係合装置（第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２）およびワンウェイクラッチＦ１の何れかが選択的に係合されることによりギヤ比(変速比)が異なる複数のギヤ段(変速段)が形成される有段式の自動変速機として機能する遊星歯車式多段変速機である。例えば、公知の車両によく用いられる所謂クラッチツゥクラッチ変速を行う有段変速機である。この自動変速機１６は、ダブルピニオン型の第１遊星歯車装置３６と、ラビニヨ型に構成されているシングルピニオン型の第２遊星歯車装置３８およびダブルピニオン型の第３遊星歯車装置４０とを同軸線上(軸線ＲＣ上)に有し、変速機入力軸３２の回転を変速して変速機出力軸２４から出力する。なお、第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１、第２ブレーキＢ２、およびワンウェイクラッチＦ１が、本発明の係合装置に対応している。

第１遊星歯車装置３６は、外歯歯車である第１サンギヤＳ１と、第１サンギヤＳ１と同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤＲ１と、第１サンギヤＳ１および第１リングギヤＲ１と噛み合う、一対の歯車対からなる第１ピニオンギヤＰ１と、その第１ピニオンギヤＰ１を自転および公転可能に支持する第１キャリヤＣＡ１とを有している。なお、第１サンギヤＳ１、第１キャリヤＣＡ１、第１リングギヤＲ１は、本発明の遊星歯車装置の回転要素に対応している。

第２遊星歯車装置３８は、外歯歯車である第２サンギヤＳ２と、第２サンギヤＳ２と同心円上に配置される内歯歯車である第２リングギヤＲ２と、第２サンギヤＳ２および第２リングギヤＲ２と噛み合う第２ピニオンギヤＰ２と、その第２ピニオンギヤＰ２を自転および公転可能に支持する第２キャリヤＣＡ２とを有している。なお、第２サンギヤＳ２、第２キャリヤＣＡ２、第２リングギヤＲ２は、本発明の遊星歯車装置の回転要素に対応している。

第３遊星歯車装置４０は、外歯歯車である第３サンギヤＳ３と、第３サンギヤＳ３と同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤＲ３と、その第３サンギヤＳ３および第３リングギヤＲ３と噛み合う、一対の歯車対からなる第３ピニオンギヤＰ３と、その第３ピニオンギヤＰ３を自転および公転可能に支持する第３キャリヤＣＡ３とを有している。なお、第３サンギヤＳ３、第３キャリヤＣＡ３、第３リングギヤＲ３は、本発明の遊星歯車装置の回転要素に対応している。

ここで、第２遊星歯車装置３８の第２キャリヤＣＡ２と第３遊星歯車装置４０の第３キャリヤＣＡ３とが共通の部材で構成されるとともに、第２遊星歯車装置３８の第２リングギヤＲ２と第３遊星歯車装置４０の第３リングギヤＲ３とが共通の部材で構成されている。さらに、第２遊星歯車装置３８の第２ピニオンギヤＰ２が、第３遊星歯車装置４０の第３ピニオンギヤＰ３を構成する一対の歯車の一方として機能する、所謂ラビニヨ式歯車列として構成されている。以下、第２キャリヤＣＡ２および第３キャリヤＣＡ３を、共通の部材としてのキャリヤＲＣＡと記載し、第２リングギヤＲ２および第３リングギヤＲ３を、共通の部材としてのリングギヤＲＲと記載する。なお、キャリヤＲＣＡおよびリングギヤＲＲは、本発明の遊星歯車装置の回転要素に対応している。

第１サンギヤＳ１は、非回転部材であるケース１８に連結されている。第１キャリヤＣＡ１は、変速機入力軸３２に連結されているとともに、第４クラッチＣ４を介して第２サンギヤＳ２に連結される。第１リングギヤＲ１は、第１クラッチＣ１を介して第３サンギヤＳ３に連結されるとともに、第３クラッチＣ３を介して第２サンギヤＳ２に連結される。第２サンギヤＳ２は、第１ブレーキＢ１を介してケース１８に連結される。キャリヤＲＣＡは、第２クラッチＣ２を介して変速機入力軸３２に連結されるとともに、第２ブレーキＢ２を介してケース１８に連結される。また、キャリヤＲＣＡは、第２ブレーキＢ２に並列に設けられているワンウェイクラッチＦ１を介してケース１８に連結されている。リングギヤＲＲは、変速機出力軸２４に連結されている。

上記第１クラッチＣ１，第２クラッチＣ２，第３クラッチＣ３，第４クラッチＣ４、および第１ブレーキＢ１，第２ブレーキＢ２(以下、特に区別しない場合は単にクラッチＣ、ブレーキＢ、或いは係合装置という)は、公知の車両用自動変速機においてよく用いられている油圧式の摩擦係合装置であって、油圧アクチュエータにより押圧される湿式多板型のクラッチやブレーキ、油圧アクチュエータによって引き締められるバンドブレーキなどにより構成される。このように構成されたクラッチＣ及びブレーキＢは、自動変速機１６に備えられた図示しない油圧制御回路によって、それぞれのトルク容量（すなわち係合力）が変化させられて、係合と解放とが切り替えられる。

これらクラッチＣ及びブレーキＢの係合と解放とが制御されることで、図２の係合作動表に示すように、運転者のアクセル操作や車速Ｖ等に応じて前進８段、後進１段の各ギヤ段が形成される。図２の「１st」-「８th」は前進ギヤ段としての第１変速段−第８速変速段を意味し、「Ｒｅｖ」は後進ギヤ段としての後進変速段を意味しており、各変速段に対応する自動変速機１６のギヤ比γ(＝変速機入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)は、第１遊星歯車装置３６、第２遊星歯車装置３８、及び第３遊星歯車装置４０の各歯車比(＝サンギヤの歯数／リングギヤの歯数)によって適宜定められる。

図２の係合作動表に示すように、第１クラッチＣ１および第２ブレーキＢ２を係合することで、第１変速段「１ｓｔ」が成立する。第１クラッチＣ１および第１ブレーキＢ１を係合することで、第２変速段「２ｎｄ」が成立する。第１クラッチＣ１および第３クラッチＣ３を係合することで、第３変速段「３ｒｄ」が成立する。第１クラッチＣ１および第４クラッチＣ４を係合することで、第４変速段「４ｔｈ」が成立する。第１クラッチＣ１および第２クラッチＣ２を係合することで、第５変速段「５ｔｈ」が成立する。第２クラッチＣ２および第４クラッチＣ４を係合することで、第６変速段「６ｔｈ」が成立する。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、第７変速段「７ｔｈ」が成立する。第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１を係合することで、第８変速段「８ｔｈ」が成立する。また、第３クラッチＣ３および第２ブレーキＢ２を係合することで、後進変速段「Ｒｅｖ」が成立する。

図３は、図１の自動変速機１６の断面図である。自動変速機１６は、非回転部材であるケース１８内において、変速機入力軸３２と、変速機出力軸２４と、第１遊星歯車装置３６と、第２遊星歯車装置３８と、第３遊星歯車装置４０と、第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４と、第１ブレーキＢ１〜第２ブレーキＢ２とを、含んで構成されている。なお、変速機入力軸３２、第１遊星歯車装置３６〜第３遊星歯車装置４０、第１クラッチＣ１〜第４クラッチＣ４、第１ブレーキＢ１〜第２ブレーキＢ２は、軸線ＲＣに対して略対照的に構成されているため、図３では、その軸線ＲＣから下半分が省略されている。

変速機入力軸３２は、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。変速機入力軸３２は、軸線ＲＣ方向でトルクコンバータ１４側に配置される第１回転軸３２ａと、軸線ＲＣ方向の一端部が第１回転軸３２ａにスプライン嵌合されることで第１回転軸３２ａと一体的に回転させられる第２回転軸３２ｂとから構成されている。第１回転軸３２ａの軸線ＲＣ方向においてトルクコンバータ１４側の端部は、トルクコンバータ１４のタービン翼車１４ｔに動力伝達可能に連結されている。

軸線ＲＣ方向のトルクコンバータ１４側（図３において右側）から順番に、第１遊星歯車装置３６、変速機出力軸２４、第２遊星歯車装置３８、および第３遊星歯車装置４０が配置されている。

第１遊星歯車装置３６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置から構成されている。第１遊星歯車装置３６の第１サンギヤＳ１は、第１回転軸３２ａの外周に配置されている中間部材４２に連結されている。中間部材４２は、非回転部材であるケース１８に連結されている。従って、第１サンギヤＳ１は、回転不能に保持されている。第１キャリヤＣＡ１は、第４クラッチＣ４に連結されている。第１リングギヤＲ１は、円環状に形成されており、その外周部に、第１クラッチＣ１の摩擦係合要素６２および第３クラッチＣ３の摩擦係合要素５６が設けられている。

第４クラッチＣ４は、クラッチドラム４６と、クラッチドラム４６と第１キャリヤＣＡ１との間に設けられている摩擦係合要素４８と、摩擦係合要素４８を押圧するピストン５０と、ピストン５０を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素４８から遠ざかる側に付勢する図示しないスプリングとを、含んで構成されている。

クラッチドラム４６は、二重有底円筒状に形成され、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。クラッチドラム４６の外周側の円筒部と第１キャリヤＣＡ１に連結された円筒部材５２との間に、複数枚の摩擦プレートから構成される摩擦係合要素４８が設けられている。ピストン５０は、軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素４８と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン５０が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素４８側に移動することで、ピストン５０によって摩擦係合要素４８が押圧され、第４クラッチＣ４が係合またはスリップ係合させられる。第４クラッチＣ４が係合されると、第１キャリヤＣＡ１とクラッチドラム４６とが連結される。なお、ピストン５０は、そのピストン５０とクラッチドラム４６とによって囲まれることで形成される、油密な空間である油圧室５３に供給される油圧によって制御される。

第３クラッチＣ３は、クラッチドラム５４と、第１リングギヤＲ１の外周面とクラッチドラム５４の内周面との間に設けられている摩擦係合要素５６と、摩擦係合要素５６を押圧するピストン５８と、ピストン５８を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素５６から遠ざかる側に付勢する図示しないスプリングとを、含んで構成されている。

クラッチドラム５４は、有底円筒状に形成され、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。クラッチドラム５４の円筒部の内周面と第１リングギヤＲ１の外周面との間に、複数枚の摩擦プレートから構成される摩擦係合要素５６が設けられている。ピストン５８は、軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素５６と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン５８が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素５６側に移動することで、ピストン５８によって摩擦係合要素５６が押圧され、第３クラッチＣ３が係合またはスリップ係合させられる。第３クラッチＣ３が係合されると、第１リングギヤＲ１とクラッチドラム５４とが連結される。なお、ピストン５８は、そのピストン５８とクラッチドラム５４とによって囲まれて形成される、油密な空間である油圧室５９に供給される油圧によって制御される。

第１クラッチＣ１は、クラッチドラム６０と、クラッチドラム６０と第１リングギヤＲ１との間に設けられている摩擦係合要素６２と、摩擦係合要素６２を押圧するピストン６４と、ピストン６４を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６２から遠ざかる方向に付勢するスプリング６５とを、含んで構成されている。

クラッチドラム６０は、小径部６０ａおよび大径部６０ｂが形成された円筒状の部材で形成され、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。クラッチドラム６０の大径部６０ｂの内周面と第１リングギヤＲ１の外周面との間に、複数枚の摩擦プレートから構成される摩擦係合要素６２が設けられている。ピストン６４は、軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６２と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン６４が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６２側に移動することで、ピストン６４によって摩擦係合要素６２が押圧され、第１クラッチＣ１が係合またはスリップ係合させられる。第１クラッチＣ１が係合すると、クラッチドラム６０と第１リングギヤＲ１とが連結される。なお、ピストン５８は、ピストン６４とクラッチドラム６０とによって囲まれて形成される、油密な空間である油圧室６７に供給される油圧によって制御される。

第１ブレーキＢ１は、クラッチドラム５４に連結されている連結ドラム６６と、ケース１８と連結ドラム６６との間に設けられている摩擦係合要素６８と、摩擦係合要素６８を押圧するピストン７０と、ピストン７０を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６８から遠ざかる方向に付勢する図示しないスプリングとを、含んで構成されている。

連結ドラム６６は、小径部６６ａおよび大径部６６ｂが形成された円筒状の部材で構成され、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。連結ドラム６６の大径部６６ｂの外周面とケース１８の内壁面との間に、複数枚の摩擦プレートで構成される摩擦係合要素６８が設けられている。ピストン７０は、軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６８と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン７０が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素６８側に移動することで、ピストン７０によって摩擦係合要素６８が押圧され、第１ブレーキＢ１が係合またはスリップ係合させられる。第１ブレーキＢ１が係合すると、連結ドラム６６とケース１８とが連結され、連結ドラム６６が回転停止させられる。なお、ピストン７０は、ケース１８とピストン７０とによって囲まれて形成される、油密な空間である油圧室７１に供給される油圧によって制御される。

第２遊星歯車装置３８の第２サンギヤＳ２は、連結ドラム６６の円筒状に形成された小径部６６ａの端部にスプライン嵌合されている。第３遊星歯車装置４０の第３サンギヤＳ３は、略円筒状に形成されており、軸線ＲＣ方向のトルクコンバータ１４側の端部が、クラッチドラム６０の小径部６０ａにスプライン嵌合されている。

第２遊星歯車装置３８および第３遊星歯車装置４０の共通のキャリヤＲＣＡは、第２ピニオンギヤＰ２および第３ピニオンギヤＰ３を自転および公転可能に支持している。キャリヤＲＣＡの外周部に、後述する第２クラッチＣ２の摩擦係合要素７４および第２ブレーキＢ２の摩擦係合要素７８が設けられている。なお、図３にあっては、第２クラッチＣ２の摩擦係合要素７４の内周側に、キャリヤＲＣＡが記載されていないが、周方向の別の位相においてキャリヤＲＣＡが配置されている。第２遊星歯車装置３８および第３遊星歯車装置４０の共通のリングギヤＲＲは、円環状に形成されており、その内周部が変速機出力軸２４にスプライン嵌合されている。

第２クラッチＣ２は、クラッチドラム７２と、クラッチドラム７２とキャリヤＲＣＡとの間に設けられている摩擦係合要素７４と、摩擦係合要素７４を押圧するピストン７６と、ピストン７６を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７４から遠ざかる方向に付勢するスプリング７７とを、含んで構成されている。

クラッチドラム７２は、有底円筒状に形成された部材であり、軸線ＲＣまわりに回転可能に配置されている。クラッチドラム７２の内周面とキャリヤＲＣＡの外周面（図３では図示されず）との間に摩擦係合要素７４が設けられている。ピストン７６は、軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７４と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン７６が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７４側に移動することで、摩擦係合要素７４がピストン７６によって押圧され、第２クラッチＣ２が係合またはスリップ係合させられる。第２クラッチＣ２が係合すると、クラッチドラム７２とキャリヤＲＣＡとが連結される。なお、ピストン７６は、そのピストン７６とクラッチドラム７２とによって囲まれて形成される、油密な空間である油圧室７９に供給される油圧によって制御される。

第２ブレーキＢ２は、キャリヤＲＣＡの外周面とケース１８の内壁面との間に設けられている摩擦係合要素７８と、摩擦係合要素７８を押圧するピストン８０と、ピストン８０を軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７８から遠ざかる側に付勢する図示しないスプリングとを含んで構成されている。

摩擦係合要素７８は、複数枚の摩擦プレートから構成され、キャリヤＲＣＡの外周面とケース１８の内壁面との間に設けられている。ピストン８０は、ピストン本体８０ａとエクステンション８０ｂとから構成されている。エクステンション８０ｂの軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７８と隣り合う位置に押圧部が形成されており、ピストン８０が軸線ＲＣ方向で摩擦係合要素７８側に移動することで、摩擦係合要素７８がピストン８０によって押圧され、第２ブレーキＢ２が係合またはスリップ係合させられる。第２ブレーキＢ２が係合すると、キャリヤＲＣＡとケース１８とが接続され、キャリヤＲＣＡが回転停止させられる。なお、ピストン８０は、そのピストン８０とケース１８とによって囲まれて形成される、油密な空間である油圧室８１に供給される油圧によって制御される。

図４は、図３において一点鎖線で囲まれた部位の部分拡大図である。図４に示すように、軸線ＲＣを中心にして変速機入力軸３２が配置され、その変速機入力軸３２の外周側に第３遊星歯車装置４０の第３サンギヤＳ３が配置されている。第３サンギヤＳ３の外周側には、第１クラッチＣ１を構成するクラッチドラム６０が配置されている。

第３サンギヤＳ３の軸線ＲＣ方向においてトルクコンバータ１４側（図において右側）の外周面にスプライン歯８３が形成されている。また、クラッチドラム６０の径方向からみて第３サンギヤＳ３のスプライン歯８３と重なる部位の内周面にスプライン歯８５が形成されている。第３サンギヤＳ３のスプライン歯８３とクラッチドラム６０のスプライン歯８５とが互いにスプライン嵌合されることで、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０とを相対回転不能（但し、ガタ分の相対回転は生じる）、且つ、軸線ＲＣ方向への相対移動可能に連結するスプライン嵌合部８２が形成されている。

スプライン嵌合部８２を構成するスプライン歯８３とスプライン歯８５との噛合位置に対して軸線ＲＣ方向で隣り合う位置（すなわちスプライン嵌合部８２と異なる部位）であって、径方向から見て、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０とが重なる部位の間に、トレランスリング８４が、これら第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との両方に接するようにして配置されている。クラッチドラム６０の内周面には、環状溝８６が形成されており、この環状溝８６によって形成される環状空間に、トレランスリング８４が配置されている。

トレランスリング８４は、リング状の円環部８４ａと、円環部８４ａから径方向内側に向かって***する複数個の突起部８４ｂとを、有して構成されている。トレランスリング８４は、円環部８４ａがクラッチドラム６０に当接するとともに、突起部８４ｂが第３サンギヤＳ３に当接し、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間で摺動抵抗を発生させている。すなわち、トレランスリング８４は、第３サンギヤＳ３のスプライン歯８３とクラッチドラム６０のスプライン歯８５との間に形成される回転方向のガタの範囲で許容される、相対回転を規制している。言い換えれば、スプライン嵌合部８２の間で相対回転が規制されるため、第３サンギヤＳ３のスプライン歯８３とクラッチドラム６０のスプライン歯８５との間に形成される、スプライン嵌合部８２の回転方向のガタが見かけ上ゼロとなる。

上記のように構成される自動変速機１６において、所定の変速段（例えば第８変速段８ｔｈ）が成立した際に、前記スプライン嵌合部８２を含み、且つ、動力伝達に関与しない、すなわちトルク伝達されずに連れ回される回転体が形成される。この回転体は、トルク伝達されないが、ギヤの噛合によって連れ回される。例えば、第８変速段８ｔｈが成立すると、第２クラッチＣ２および第１ブレーキＢ１が係合され、他の摩擦係合装置は解放される。

このとき、図５に示す自動変速機１６の断面図において網掛けが施された部位は、トルク伝達することなく連れ回される。この網掛けが施されている部位が、第８変速段８ｔｈにおいてトルク伝達されることなく連れ回される回転体８８に対応している。回転体８８は、第３サンギヤＳ３および第１クラッチＣ１を構成する回転部材（クラッチドラム６０、摩擦係合要素６２、ピストン６４、スプリング６５等）から構成されている。また、回転体８８は、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間に介挿されているスプライン嵌合部８２を含んで構成されている。

第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３とが互いに噛み合うため、第３ピニオンギヤＰ３の回転に伴って第３サンギヤＳ３が連れ回される。また、第３サンギヤＳ３とスプライン嵌合する第１クラッチＣ１のクラッチドラム６０、並びに第１クラッチＣ１を構成する網掛けが施されている回転部材（ピストン６４等）についても連れ回されることとなる。なお、第８変速段８ｔｈでは、第１クラッチＣ１が解放されているため、第１クラッチＣ１の摩擦係合要素６２では、クラッチドラム６０にスプライン嵌合された摩擦プレートが、クラッチドラム６０とともに連れ回される。

自動変速機１６において、例えば第８変速段８ｔｈなど所定の変速段が成立した際に、トルク伝達されることなく連れ回される回転体８８が形成されることによる効果を説明する。図６は、エンジン１２からトルク変動が入力されたときの、自動変速機１６に形成されるガタを考慮した車両用駆動装置１０の振動モデルである。

図６において、符号９０は、エンジン１２に対応する慣性体（以下、慣性体９０）を示し、符号９２は、自動変速機１６に対応する慣性体（以下、慣性体９２）を示し、符号９４は、変速機出力軸２４から図示しない駆動輪までの動力伝達経路を構成する慣性体（以下、慣性体９４）を示している。慣性体９０は、エンジン１２の回転部材の慣性質量を有し、慣性体９２は、自動変速機１６の回転部材の慣性質量を有し、慣性体９４は、変速機出力軸２４から図示しない駆動輪までの動力伝達経路を形成する回転部材の各慣性質量の合算値を有している。慣性体９０と慣性体９２との間には、振動モデルとしてのスプリング９６が介挿され、慣性体９２と慣性体９４との間には、振動モデルとしてのスプリング９８が介挿されている。

自動変速機１６には、各種ギヤとの噛合部やスプライン嵌合部などにおいてガタが形成されている。これをモデル化すると、図６に示すように、慣性体９２が、第１慣性体９２ａ、第２慣性体９２ｂ、および第３慣性体９２ｃの３つの慣性体に分割される。第１慣性体９２ａおよび第２慣性体９２ｂは、第８変速段８ｔｈなど所定の変速段が成立した際にトルク伝達される慣性体である。また、第３慣性体９２ｃは、所定の変速段が成立した際にトルク伝達されない慣性体である。なお、第１慣性体９２ａおよび第２慣性体９２ｂは、第８変速段８ｔｈが成立した場合にあっては、図５において網掛けが施されていない回転部材（ケース１８等を除く）に相当する。また、第３回転体９２ｃは、第８変速段８ｔｈが成立した場合にあっては、図５において網掛けが施されている回転部材（すなわち回転体８８）に相当する。

第１慣性体９２ａと第２慣性体９２ｂとの間に、第１ガタ１００が設定されている。第１ガタ１００は、所定の変速段が成立した際にトルク伝達される動力伝達経路上に形成される全てのガタを、１つのガタとしてモデル化したものである。また、第２慣性体９２ｂと第３慣性体９２ｃとの間に、第２ガタ１０２が設定される。第２ガタ１０２は、所定の変速段が成立した際にトルク伝達されずに連れ回される回転部材の間に形成される全てのガタを、１つのガタとしてモデル化したものである。

図７（ａ）は、図６の第１ガタ１００をイメージで示しており、図７（ｂ）は、図６の第２ガタ１０２をイメージで示している。図７（ａ）左側が、１慣性体９２ａと第２慣性体９２ｂとの間に形成されるガタをイメージで示している。図７（ａ）右側が、エンジン１２からトルク変動が伝達されたときの、第１ガタ１００での回転変位量（回転変動変位）と時間との関係を示している。図７（ａ）左側においてハッチングが施されている部位が第１慣性体９２ａに対応し、二股状に形成されている部位が第２慣性体９２ｂに対応している。この二股状に形成される部位の間に形成されている間隙が、第１慣性体９２ａと第２慣性体９２ｂとの間に形成されるガタ幅、言い換えれば、所定の変速段が成立した場合においてトルク伝達される回転部材の間で形成されるガタ（合算値）に相当する。第１慣性体９２ａは、このガタの間に相対移動可能に介挿されている。

図７（ａ）にあっては、第１慣性体９２ａと第２慣性体９２ｂの間でトルクが伝達されるため、第１ガタ１００の間にもトルクが伝達される。従って、図７（ａ）に示すように、第１慣性体９２ａが、第２慣性体９２ｂの二股形状の一方（駆動側）に押し付けられた状態となる。すなわち、第１慣性体９２ａと第２慣性体９２ｂとの間で、ガタが駆動側に詰められた状態となっている。

図７（ａ）右側に示す図は、エンジン１２のトルク変動が伝達されたときの第１ガタ１００での回転変位量と時間の関係を示している。なお、縦軸の回転変位量は、エンジン１２のトルク変動による回転変位量（回転変動量）のみを抽出したものである。図７（ａ）右側において一番上の波線および一番下の波線が、図７（ａ）左側に示す二股状に形成される第２慣性体９２ｂのそれぞれの回転変位量を示している。図７（ａ）に示すように、第２慣性体９２ｂは、エンジン１２のトルク変動によって時間経過とともに上下に変動している。また、ハッチングの施されている部位が、図７（ａ）左側に示す第１慣性体９２ａを示しており、第２慣性体９２ｂの上側（駆動側）の壁面に押し付けられている。このように、第１ガタ１００にあっては、トルク伝達されることで、第１慣性体９２ａが、第２慣性体９２ｂの上側（駆動側）の壁面に常時押し付けられ、第２慣性体９２ｂのガタ幅の間を相対移動しない。

次いで、図７(ｂ)について説明する。図７（ｂ）左側が、第２慣性体９２ｂと第３慣性体９２ｃとの間に形成されるガタをイメージで示している。図７（ｂ）右側が、エンジン１２からトルク変動が伝達されたときの、第２ガタ１０２での回転変位量（回転変動量）と時間との関係を示している。図７（ｂ）左側において、ハッチングが施されている部位が第３慣性体９２ｃに対応し、二股状に形成されている部位が第２慣性体９２ｂに対応している。この第２慣性体９２ｂの二股状に形成されている部位の間に形成される間隙が、第２慣性体９２ｂと第３慣性体９２ｃとの間に形成されるガタ幅、言い換えれば、所定の変速段においてトルク伝達されない回転部材の間で形成されるガタ（合算値）に対応している。第３慣性体９２ｃは、このガタ幅の間に相対回転可能に介挿されている。

図７（ｂ）にあっては、第２慣性体９２ｂと第３慣性体９２ｃとの間でトルク伝達されないため、第３慣性体９２ｃは、第２慣性体９２ｂのガタ幅の間を自由に移動（遊転）することができる。従って、図７（ｂ）左側に示すように、第３慣性体９２ｃは、第２慣性体９２ｂのガタ幅の間を相対移動（遊転）する。

図７（ｂ）右側に示す図は、エンジン１２のトルク変動が伝達されたときの第２ガタ１０２での回転変位量（回転変動量）と時間との関係を示している。なお、縦軸の回転変位量は、エンジン１２のトルク変動による回転変位量（回転変動量）のみを抽出したものである。図７（ｂ）右側に示す図において、一番上の波線および一番下の波線が、図７（ｂ）左側に示す二股状に形成される第２慣性体９２ｂのそれぞれの回転変位量を示している。図７（ｂ）に示すように、第２慣性体９２ｂは、エンジン１２のトルク変動によって時間経過とともに上下に変動している。また、ハッチングの施されている部位が、図７（ｂ）左側に示す第３慣性体９２ｃを示している。図７（ｂ）右側に示すように、第３慣性体９２ｃは、時間経過とともに第２慣性体９２ｂの上下の壁面に衝突しつつガタ幅の間を移動（遊転）している。

図８は、エンジン１２のトルク変動が伝達されたときの第２ガタ１０２の回転変位量と時間との関係を示している。図８（ａ）がエンジン低回転速度領域での状態を示し、図８（ｂ）がエンジン高回転領域での状態を示している。図８（ａ）、（ｂ）に示す２本の波線は、図７（ｂ）に示す二股状の第２慣性体９２ｂの回転変位量をそれぞれ示しており、２本の波線の間の間隙は、ガタ（ガタ幅）を示している。なお、図８の回転変位量は、エンジン１２のトルク変動による変位成分のみを取り出したものであり、回転変位量がゼロは、トルク変動が伝達されないときの変位に相当する。図８に示すように、第２慣性体９２ｂの回転変位量は、エンジン１２のトルク変動によって時間経過とともに上下（波状）に変動している。

また、２本の波線の間（第２慣性体９２ｂのガタ幅の間）に描かれている折れ線が、第３慣性体９２ｃの回転変位量を示している。図８（ａ）に示すように、時間経過とともに第２慣性体９２に衝突しつつガタ幅の間を移動（遊転）している。これを、図５の自動変速機１６で表現すると、第８変速段８ｔｈが成立した場合において、網掛けが施されているトルク伝達されない回転体８８（第３慣性体９２ｃに相当）は、回転体８８の間に形成されるガタ、具体的には、第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３との間に形成されるギヤガタおよびスプライン嵌合部８２の間に形成されるスプラインガタの間で衝突しつつ連れ回される。

上記のように、自動変速機１６で第８変速段８ｔｈが成立した場合において、回転体８８が、第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３との間に形成されるギヤガタおよびスプライン嵌合部８２の間に形成されるスプラインガタの間で衝突しつつ連れ回されることによる効果を説明する。図９は、エンジン回転速度[rpm]と出力軸トルク変動[dB]との関係を示している。ここで、出力軸トルク変動は、エンジン１２のトルク変動が伝達されたときの、自動変速機１６の変速機出力軸２４から出力されるトルク変動の大きさを示している。また、破線で示すガタ打ち減衰ラインは、回転体８８が、第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３との間に形成されるギヤガタおよびスプライン嵌合部８２の間に形成されるスプラインガタの間で衝突しつつ連れ回された場合の出力軸トルク変動の大きさを示している。一点鎖線で示す慣性抜け無しラインは、回転体８８が、トルク伝達される回転部材とともに一体的に回転した場合の出力軸トルク変動の大きさを示している。すなわち、トルク伝達される回転部材の慣性質量に加えて、回転体８８の慣性質量が付加されたときの出力軸トルク変動の大きさを示している。二点鎖線で示す慣性抜けラインは、回転体８８が、第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３との間に形成されるギヤガタおよびスプライン嵌合部８２の間に形成されるスプラインガタの間で衝突することなく連れ回された場合の出力軸トルク変動の大きさを示している。すなわち、トルク伝達される回転部材に回転体８８の慣性質量が全く付加されない場合の出力軸トルク変動の大きさを示している。これら、ガタ打ち低減ライン、慣性抜け無しライン、および慣性抜けラインは、何れも解析的に求められている。

二点鎖線で示す慣性抜けラインでは、エンジン回転速度が比較的高い領域で出力軸トルク変動のピークが発生し、エンジン回転速度が高くなるに従って出力軸トルク変動の大きさが小さくなっている。エンジン回転速度が高くほど出力軸トルク変動が小さくなるのは、エンジン回転速度が高くなるほどエンジン１２のトルク変動が小さくなるためである。一点鎖線で示す慣性抜け無しラインでは、慣性抜けラインよりもエンジン回転速度の低い領域で出力軸トルク変動のピークが発生し、エンジン回転速度が高くなるに従って出力軸トルク変動の大きさが小さくなっている。これより、エンジン回転速度が比較的高い領域では、慣性抜け無しラインの方が、慣性抜けラインに比べて出力軸トルク変動が小さくなる。これは、慣性抜け無しラインでは、回転体８８のイナーシャが付加されることに起因している。

破線で示すガタ打ち減衰ラインは、慣性抜け無しラインよりもさらにエンジン低回転速度領域で出力軸トルク変動のピークが発生し、エンジン回転速度が高くなるに従って出力軸トルク変動の大きさが小さくなっている。これより、ガタ打ち減衰ラインは、エンジン回転速度が所定値（例えば車両走行中の回転速度領域の下限値）以上になると、慣性抜け無しラインよりも出力軸トルク変動が小さくなっている。

図９に示す実線が、本実施例の出力軸トルク変動の大きさを示している。エンジン１２の低回転速度領域においては、エンジン１２のトルク変動が大きいので、ガタ打ち減衰ラインに沿って移動する。すなわち、回転体８８がガタ（ギヤガタおよびスプラインガタ）の間で衝突しつつ連れ回される。

このように、第３サンギヤＳ３と第３ピニオンギヤＰ３との間に形成されるギヤガタおよびスプライン嵌合部８２の間に形成されるスプラインガタにおいて衝突が繰り返されつつ図５の網掛けの施されている部位が連れ回されることで、実質的には、網掛けの施されていない回転部材に、網掛けの施されている部位が接続された状態と見ることができる。すなわち、網掛けの施されている回転部材の慣性質量が付加されたものとみなすことができる。言い換えれば、図９の慣性抜け無しラインとみなすことができる。さらに、前記ギヤガタおよびスプラインガタの間で衝突しつつ連れ回されるため、この衝突によってトルク変動によるイナーシャエネルギの一部が消費されることになり、出力軸トルク変動が一層低減される。従って、図９に示すように、慣性抜け無しラインに比べてガタ打ち減衰ラインの方が出力軸トルク変動がさらに小さくなる。このように、例えば第８変速段８ｔｈのように、トルク伝達に寄与しない回転体８８が、ガタ（ギヤガタおよびスプラインガタ）の間で衝突しつつ揺動することで、出力軸トルク変動を低減することができる。これに関連して、図９に示す予め設定されているＮＶ目標値（騒音・振動目標値）以下となるエンジン回転速度を、慣性抜け無しラインと比べても低下させることができる。

ここで、ＮＶ目標値以下のエンジン回転速度範囲においてロックアップクラッチ１５を係合させる設定とした場合を想定する。ロックアップクラッチ１５を係合させると、エンジン出力を直接駆動輪に伝達できるので燃費が向上する。一方で、エンジン１２のトルク変動などＮＶ性能を悪化させるものについても直接伝達されるため、ＮＶ性能が悪化しやすい。これに対して、本実施例では、出力軸２４に伝達されるトルク変動が小さくなるため、従来よりも低回転速度からロックアップクラッチ１５が係合されても、従来と同程度のＮＶ性能を得ることができる。従って、ロックアップクラッチ１５の作動領域の下限値を、回転速度Ｎｅ1（従来）から回転速度Ｎｅ２(本実施例)に低下させることができ、結果として、ロックアップクラッチ１５を係合して走行できる領域が広がるため、燃費を向上させることもできる。

また、図９に示すように、エンジン回転速度が高くなると、ガタ打ち減衰ラインから慣性抜けラインに遷移している。これは、エンジン回転速度が上昇するとトルク変動が小さくなり、ガタの間で衝突しなくなるためである。すなわち、図８（ｂ）に示すように、エンジン回転速度が高くなるとエンジンのトルク変動が小さくなるに従い、回転変位量も小さくなる。これに関連して、図５の網掛けが施されているトルク伝達に寄与しない回転体８８は、ガタの間で衝突しにくくなる。従って、エンジン回転速度が上昇すると、図９の破線で示すガタ打ち減衰ラインから二点鎖線で示す慣性抜けラインに遷移する。

上述したように、エンジン回転速度の上昇に伴って、エンジン１２のトルク変動が小さくなるため、トルク伝達に寄与しない回転体８８に形成されるガタ（ギヤガタおよびスプラインガタ）の間での衝突の回数（頻度）が少なくなり、エンジンの高回転領域では衝突が殆ど見られなくなる。すなわち、慣性抜けラインに移動する。ここで、図９において、ガタ打ち減衰ラインから慣性抜けラインへの遷移が、エンジン１２の低回転速度で行われるとと、破線で示すようにＮＶ目標値を超える出力軸トルク変動の大きい領域で遷移してしまう可能性がある。このような場合には、ガタ打ち減衰ラインで得られる出力軸トルク変動の減衰効果が殆ど得られなくなり、出力軸トルク変動が大きくなってしまう。

これを解消するため、エンジンの所定の回転速度領域までガタ打ち減衰ラインで機能するように、スプライン嵌合部８２においてトレランスリング８４が追加されている。第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間にトレランスリング８４が介挿されると、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間のガタが実質的にゼロとなる。従って、動力伝達経路上に形成されるガタ（合算値）が、第２ガタ１０２のギヤガタ分だけとなる。ここで、第１ガタ１００は、ギヤ同士の噛合間に形成されるものであるため、図６の第２ガタ１０２と比べても十分に小さい。従って、動力伝達経路上のガタが、第２ガタ１０２のギヤガタで形成されるガタのみと見ることができるので、ガタが見かけ上小さくなる。このように、ガタが小さくなることから、トレランスリング８４が設けられていない場合と比較して前記ガタの間で発生する衝突の頻度が高くなる。結果として、ガタ打ち減衰ラインから慣性抜けラインへ遷移するエンジン回転速度を高回転速度側に移動させることができる。このように、トレランスリング８４を設けることで、前記ガタで発生する衝突が促進される。従って、ガタ打ち減衰ラインから慣性抜けラインへ遷移するエンジン回転速度が高くなり、出力軸トルク変動がＮＶ目標値以下となるエンジン回転速度を低回転速度側に移動させることができる。よって、ロックアップクラッチの作動領域をエンジンの低回転速度側に移動することができ、燃費の向上が可能となる。なお、エンジン１２の低回転速度域において、トレランスリング８４が設けられていてもガタ打ち減衰ラインに沿って移動するのは、エンジン１２の低回転速度領域では、エンジン１２のトルク変動が大きいために、トレランスリング８４で滑りが生じるためである。

なお、自動変速機１６において第８変速段８ｔｈが成立した場合を一例にして説明したが、他の変速段においても同様の効果を得ることができる。他の変速段が成立した場合も同様に、トルク伝達されない回転体が形成されるためである。

上述のように、本実施例によれば、自動変速機１６において例えば第８変速段８ｔｈが成立すると、回転体８８は、トルク伝達されないもののトルク伝達される回転部材によって連れ回される。このとき、回転体８８は、スプライン嵌合部８２を有するため、スプライン嵌合部８２に形成される回転方向のスプラインガタの間で衝突しつつ回転するが、エンジン回転速度の低い領域では、エンジン１２のトルク変動によるスプライン嵌合部の変動変位が大きいため、スプライン嵌合部８２の間で衝突が繰り返される。この衝突によってエンジン１２のトルク変動によるイナーシャのエネルギが消費されることとなり、自動変速機１６の変速機出力軸２４から出力されるトルク変動を抑制することができる。また、トルク変動を抑制するに際して、そのトルク変動を抑制するためのイナーシャ部材など新たな部品を追加する必要も生じない。

また、本実施例によれば、エンジン１２の回転速度が上昇するに従って、スプライン嵌合部８２での変動変位が小さくなり、スプライン嵌合部８２において衝突しにくくなる。従って、衝突によるトルク変動を打ち消す効果が低減する。これに対して、トレランスリング８４が設けられることで、スプライン嵌合部８２でのガタが実質的にゼロとなる。従って、動力伝達経路上に形成されるガタは、ギヤの噛合部などで形成されるガタのみとなるため、ガタが十分に小さくなる。これより、エンジン回転速度が上昇してもガタの間で衝突する頻度が増加し、衝突によるイナーシャのエネルギの消費によって、トルク変動を抑制することができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間にトレランスリング８４が介挿されているが、例えばＯリングなど第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間で摺動抵抗を発生させるものであればトレランスリング８４に限定されない。

また、前述の実施例の自動変速機１６は、前進８段の多段変速が可能であったが、自動変速機の連結構成は、本実施例に限定されない。本発明は、所定の変速段においてトルク伝達されない回転体が形成される構成であれば、適宜適用することができる。

また、前述の実施例では、スプライン嵌合部８２は、第３サンギヤＳ３と第１クラッチＣ１のクラッチドラム６０との間に設けられていたが、必ずしも第３サンギヤＳ３とクラッチドラム６０との間に限定されず、遊星歯車装置を構成する回転要素と他の遊星歯車装置を構成する回転要素との間などに設けられていても構わない。すなわち、所定の変速段においてトルク伝達されない回転体の間であれば、適宜スプライン嵌合部を設けることができる。

また、前述の実施例では、クラッチドラム６０側に環状溝を形成してトレランスリング８４が設けられているが、第３サンギヤＳ３側にトレランスリング８４を設けて実施しても構わない。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１６：自動変速機（車両用自動変速機）
１８：ケース（非回転部材）
３６：第１遊星歯車装置（遊星歯車装置）
３８：第２遊星歯車装置（遊星歯車装置）
４０：第３遊星歯車装置（遊星歯車装置）
８２：スプライン嵌合部
８４：トレランスリング
８８：回転体（トルク伝達されない回転体）
Ｂ１、Ｂ２：第１ブレーキ、第２ブレーキ（係合装置）
Ｃ１〜Ｃ４：第１クラッチ〜第４クラッチ（係合装置）
Ｓ１〜Ｓ３：第１サンギヤ〜第３サンギヤ（遊星歯車装置の回転要素）
ＣＡ１〜ＣＡ３：第１キャリヤ〜第３キャリヤ（遊星歯車装置の回転要素）
Ｒ１〜Ｒ３：第１リングギヤ〜第３リングギヤ（遊星歯車装置の回転要素）
ＲＣＡ：キャリヤ（遊星歯車装置の回転要素）
ＲＲ：リングギヤ（遊星歯車装置の回転要素）

Claims (2)

1. 複数個の遊星歯車装置と複数個の係合装置とを備え、各遊星歯車装置の各回転要素は、前記遊星歯車装置の他の回転要素または非回転部材に直接または前記係合装置の何れかを介して連結され、前記係合装置の係合の組み合わせによって複数の変速段を形成可能に構成されている車両用自動変速機において、
   前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素に形成されたスプライン歯と、該遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の回転要素に形成されたスプライン歯とが、互いにスプライン嵌合されることで、互いの該スプライン歯の間に形成されるガタの範囲で、これら該回転要素を相対回転可能に連結するスプライン嵌合部が形成されており、
   前記複数の変速段のうち所定の変速段は、前記スプライン嵌合部を含んで構成され、エンジンと駆動輪との間の動力伝達に関与せず、動力伝達される回転要素によって連れ回される回転体を含んで形成される
   ことを特徴とする車両用自動変速機。
2. 前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素と、該遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の一部とが、径方向から見て重なっており、且つ、
   前記スプライン嵌合部と異なる部位において、前記遊星歯車装置の少なくとも１つの回転要素と、該遊星歯車装置と異なる遊星歯車装置の回転要素または前記係合装置の一部との、両方に接するようにトレランスリングが配置されている
   ことを特徴とする請求項１の車両用自動変速機。

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