JP6384462B2 - Automatic transmission - Google Patents

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Description

本発明は、軸方向に対向配置された複数の摩擦板と各摩擦板を軸方向に押動する押動機構とを含む摩擦締結要素を備えた自動変速機に関する。 The present invention relates to an automatic transmission having a friction engagement element that includes a pressing mechanism for pressing the plurality of friction plates and friction plates arranged opposite in the axial direction in the axial direction.

自動変速機は、多板クラッチや多板ブレーキ等の複数の摩擦締結要素と、複数のプラネタリギヤセットとを備えており、変速時には、複数の摩擦締結要素の中の特定の要素が選択的に締結されることにより、プラネタリギヤセットによる動力伝達経路が切り替えられて所望の変速段が達成される。   The automatic transmission includes a plurality of friction engagement elements such as a multi-plate clutch and a multi-plate brake and a plurality of planetary gear sets, and a specific element among the plurality of friction engagement elements is selectively engaged at the time of shifting. As a result, the power transmission path by the planetary gear set is switched to achieve a desired gear position.

上記自動変速機の一例として、下記特許文献１のものが知られている。この特許文献１の自動変速機に備わる摩擦締結要素（ブレーキ要素）は、摩擦板に対し軸方向に隣接して設けられた油圧駆動式の第１ピストンと、第１ピストンを摩擦板に向けて押圧する油圧駆動式の第２ピストンとを備えている。   As an example of the automatic transmission, one disclosed in Patent Document 1 below is known. The friction engagement element (brake element) provided in the automatic transmission of Patent Document 1 includes a hydraulically driven first piston provided adjacent to the friction plate in the axial direction, and the first piston facing the friction plate. And a hydraulically driven second piston to be pressed.

特許文献１において、摩擦締結要素が締結される際には、その準備として、まず第２ピストンが駆動される。これにより、第１ピストンを摩擦板に接近させて、摩擦板のクリアランスを狭めておくことができる。そして、摩擦締結要素を完全に締結する必要が生じた段階で、第１ピストンがさらに駆動される。この時点では既にクリアランスが狭められているので、第１ピストンによる摩擦板の押圧が短時間のうちに完了することになる。   In Patent Document 1, when the frictional engagement element is fastened, the second piston is first driven as preparation. Thereby, the first piston can be brought close to the friction plate, and the clearance of the friction plate can be narrowed. Then, the first piston is further driven at the stage where it is necessary to completely fasten the frictional engagement element. Since the clearance has already been narrowed at this time, the pressing of the friction plate by the first piston is completed within a short time.

このように、特許文献１によれば、クリアランス調整用のピストン（第２ピストン）と締結用のピストン（第１ピストン）とがそれぞれ設けられることにより、締結用ピストンの駆動に伴い応答性良く摩擦締結要素の締結が完了するので、摩擦締結要素の締結タイミングがずれることに起因する変速ショック等が低減されることが期待される。   As described above, according to Patent Document 1, since the clearance adjusting piston (second piston) and the fastening piston (first piston) are provided, the friction is improved with the drive of the fastening piston. Since the fastening of the fastening element is completed, it is expected that a shift shock or the like due to a shift in the fastening timing of the friction fastening element is reduced.

特開２０１４−８１０４８号公報JP 2014-81048 A

しかしながら、上記特許文献１の技術では、クリアランス調整用のピストンと締結用のピストンとがともに油圧で駆動されるので、両ピストンの剛性を十分に高めないと、締結時にピストン用の油圧室（締結油圧室）に供給される大きな油圧によりピストンが変形するおそれがあった。ピストンの変形は、締結タイミングのずれや締結不足につながり、制御性の悪化を招いてしまう。   However, in the technique of the above-mentioned Patent Document 1, both the clearance adjustment piston and the fastening piston are driven by hydraulic pressure. Therefore, unless the rigidity of both pistons is sufficiently increased, the hydraulic chamber for the piston (fastening) at the time of fastening. The piston may be deformed by the large hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber. The deformation of the piston leads to a shift in the fastening timing and insufficient fastening, leading to deterioration of controllability.

本発明は、上記のような事情に鑑みてなされたものであり、より制御性に優れた摩擦締結要素を備えた自動変速機を提供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 provide an automatic transmission having excellent frictional engagement element more controllability.

前記課題を解決するためのものとして、本発明は、動力源から入力される回転を変速しつつ車輪側に伝達する変速機構と、変速機構を収容する変速機ケースと、変速機ケースの下方に設けられたバルブボディとを備えた自動変速機であって、前記変速機構は、プラネタリギヤセットと、プラネタリギヤセットによる動力伝達経路を切り替えるために締結または解放される摩擦締結要素とを有し、前記摩擦締結要素は、軸方向に対向配置された複数の摩擦板と、複数の摩擦板を軸方向の一方側から押圧することにより各摩擦板を互いに圧接させる締結用ピストンと、締結用ピストンが摩擦板を押圧する前に各摩擦板を軸方向の他方側から押動して締結用ピストンと摩擦板とのクリアランスを縮小させる押動機構と、締結用ピストンを駆動するために前記バルブボディから供給される油圧を受け入れる締結油圧室とを備え、前記押動機構は、軸回りに回転可能に支持された第１部材と、当該第１部材と前記摩擦板との間において軸方向に移動可能に支持された第２部材と、前記第１部材を回転方向に駆動する回転駆動部材とを有し、前記第１部材および第２部材には、前記回転駆動部材から前記第１部材に入力される回転方向の駆動力を、前記第２部材を軸方向に移動させる力に変換させる変換部が形成されており、前記回転駆動部材は、前記バルブボディからの油圧の供給を受けて前記第１部材の外周面に沿う方向に駆動されるピストンであり、前記ピストンは、前記変速機ケースに形成されたシリンダの内部に摺動可能に収容された受圧部と、受圧部から前記第１部材の外周面に向けて延びる主軸部とを有し、前記バルブボディからの供給油圧が前記受圧部に作用することにより、前記主軸部が突き出されて前記第１部材の外周面がその接線方向に押動される、ことを特徴とするものである（請求項１）。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides a transmission mechanism that transmits rotation input from a power source to a wheel side while shifting, a transmission case that houses the transmission mechanism, and a lower part of the transmission case. An automatic transmission comprising a provided valve body, wherein the transmission mechanism includes a planetary gear set and a frictional engagement element that is engaged or released to switch a power transmission path by the planetary gear set, The fastening element includes a plurality of friction plates arranged opposite to each other in the axial direction, a fastening piston that presses the plurality of friction plates from one side in the axial direction to press the friction plates together, and the fastening piston is a friction plate a pressing mechanism to reduce the clearance between the axial direction of the pressing to fastening piston from the other side and the friction plate friction plates before pressing was driving the fastening piston Wherein a fastening hydraulic chamber for receiving hydraulic pressure supplied from the valve body, the said pressing mechanism includes a first member rotatably supported around the axis, in between the said first member and the friction plate A second member supported so as to be movable in the axial direction; and a rotation driving member that drives the first member in the rotation direction. The first member and the second member include the second member from the rotation driving member. A conversion unit is formed for converting a rotational driving force input to one member into a force for moving the second member in the axial direction, and the rotational driving member supplies hydraulic pressure from the valve body. A piston that is driven in a direction along the outer peripheral surface of the first member, and the piston includes a pressure receiving portion that is slidably housed in a cylinder formed in the transmission case, and a pressure receiving portion. Toward the outer peripheral surface of the first member. And a main shaft part extending Te, oil pressure supplied from the valve body by acting on the pressure receiving portion, the outer peripheral surface of the first member wherein the main shaft portion is protruded is pushed in the tangential direction, (Claim 1).

本発明によれば、第１部材の回転を第２部材の軸方向の移動に変換する変換部が第１部材および第２部材自身に形成されているので、第１部材が回転駆動部材によって回転方向に駆動されたときに、当該回転と直接連動して第２部材が軸方向に移動する。これにより、第２部材を精度よくかつ速やかに移動させることができ、当該第２部材の移動に応じて摩擦板と締結用ピストンとのクリアランスを縮小することができる。また、このようにクリアランスが縮小された状態で締結用ピストンが駆動されることにより、摩擦締結要素の締結完了のタイミングを狙い通りのタイミングに調整することが容易になる。 According to the present invention, since the conversion part that converts the rotation of the first member into the axial movement of the second member is formed in the first member and the second member itself, the first member is rotated by the rotation drive member. When driven in the direction, the second member moves in the axial direction in direct association with the rotation. As a result, the second member can be moved accurately and quickly, and the clearance between the friction plate and the fastening piston can be reduced according to the movement of the second member. Further, by driving the fastening piston in a state where the clearance is reduced in this way, it becomes easy to adjust the timing of completion of fastening of the friction fastening elements to a target timing.

また、第１部材を回転させるための回転駆動部材として、第１部材の外周面に沿う方向に駆動される油圧式のピストンが用いられるので、第１部材に対し効率よく回転方向の駆動力を付与してこれを回転させることができ、当該第１部材の回転に応じて第２部材を確実に軸方向に移動させることができる。Moreover, since the hydraulic piston driven in the direction along the outer peripheral surface of the first member is used as the rotational driving member for rotating the first member, the driving force in the rotational direction is efficiently applied to the first member. This can be applied and rotated, and the second member can be reliably moved in the axial direction in accordance with the rotation of the first member.

さらに、押動機構と締結用ピストンとが摩擦板を挟んで軸方向に対向配置されるので、押動機構の第２部材と締結用ピストンとの間に摩擦板を挟み込むことができ、摩擦板どうしを確実に軸方向に圧接させて締結状態（相対回転不能な状態）に至らしめることができる。Further, since the pushing mechanism and the fastening piston are disposed opposite to each other in the axial direction with the friction plate interposed therebetween, the friction plate can be sandwiched between the second member of the pushing mechanism and the fastening piston. The two can be reliably brought into pressure contact with each other in the axial direction to reach a fastening state (a state in which relative rotation is impossible).

前記変換部は、前記第１部材の軸方向一方側の面に形成された第１傾斜面と、当該第１傾斜面と摺接可能なように前記第２部材の軸方向他方側の面に形成された第２傾斜面とを有することが好ましい（請求項２）。   The converting portion is formed on a first inclined surface formed on one axial surface of the first member, and on the other axial surface of the second member so as to be slidable with the first inclined surface. It is preferable to have the formed 2nd inclined surface (Claim 2).

この構成によれば、第１、第２部材の各対向面に形成された傾斜面どうしの摺接により、第１部材の回転が第２部材の軸方向移動に変換されるので、非常に簡単かつ確実に第２部材を軸方向に移動させることができる。   According to this configuration, the rotation of the first member is converted into the axial movement of the second member by sliding contact between the inclined surfaces formed on the opposing surfaces of the first and second members. And the 2nd member can be moved to an axial direction reliably.

前記構成において、より好ましくは、前記第１部材の外周面に、前記ピストンの主軸部の先端部を受け入れるための凹部が形成されている（請求項３）。 In the above-described configuration, more preferably, on the outer peripheral surface of the first member, Ru Tei recess is formed for receiving the distal end portion of the main shaft portion of the piston (claim 3).

このように、第１部材の外周面に凹部を形成した場合には、ピストンの主軸部の先端部により凹部の壁面を押動して第１部材を確実に回転させることができる。 Thus, when a recessed part is formed in the outer peripheral surface of a 1st member, the wall surface of a recessed part can be pushed by the front- end | tip part of the main shaft part of a piston, and a 1st member can be rotated reliably.

好ましくは、前記第１部材および第２部材は、同一軸心上に配置されたリング状の部材であり、前記第１部材の内周面には、径方向内側に突出する複数の凸部と、隣接する凸部の間に形成された凹陥部とが、周方向に交互に並ぶように形成され、前記第２部材の内周縁には、前記第１部材に向けて突出するとともに前記第１部材の凹陥部に周方向の隙間を空けて挿入される複数の突起部が設けられ、前記第１部材と第２部材との間にはリングバネが取り付けられ、前記リングバネは、前記第２部材の複数の突起部を外周側から取り囲むリング状の本体部と、本体部の内周側に一体に設けられ、前記第２部材の突起部とこれに隣接する前記第１部材の凸部との間に挟まれる板バネ部とを有する（請求項４）。Preferably, the first member and the second member are ring-shaped members disposed on the same axis, and a plurality of convex portions projecting radially inward are formed on an inner peripheral surface of the first member. The concave portions formed between the adjacent convex portions are formed so as to be alternately arranged in the circumferential direction, and the inner periphery of the second member protrudes toward the first member and the first member. A plurality of protrusions are provided in the recessed portion of the member with a gap in the circumferential direction, a ring spring is attached between the first member and the second member, and the ring spring is connected to the second member. A ring-shaped main body that surrounds a plurality of protrusions from the outer peripheral side, and a protrusion formed on the inner peripheral side of the main body, between the protrusion of the second member and the protrusion of the first member adjacent thereto. And a leaf spring portion sandwiched between the two (claim 4).

この構成によれば、ピストンを駆動するための油圧が低減されたときに、リングバネの弾発力によって第１部材を逆回転させることができ、第１部材および第２部材を元の位置に復帰させることができる。According to this configuration, when the hydraulic pressure for driving the piston is reduced, the first member can be reversely rotated by the elastic force of the ring spring, and the first member and the second member are returned to their original positions. Can be made.

前記摩擦締結要素は、車両の発進時に締結されるブレーキ要素であることが好ましい（請求項５）。 It said friction engagement element is preferably a brake element which is fastened to at the start of the vehicle (claim 5).

この構成によれば、車両の発進時（つまり車両の前進発進時または後退発進時に選択される変速段への切り替え時）に締結されるブレーキ要素の制御性が向上するので、発進時に不快なショック（変速ショック）が発生するのを効果的に抑制することができる。   According to this configuration, since the controllability of the brake element that is engaged when the vehicle starts (that is, when the vehicle is switched to the gear position selected when the vehicle starts moving forward or backward), the shock that is unpleasant at the time of starting is improved. The occurrence of (shift shock) can be effectively suppressed.

前記変速機構は、車両の発進時に前記ブレーキ要素とともに締結されるクラッチ要素を備え、かつ発進時にロックするワンウェイクラッチを備えないことが好ましい（請求項６）。 The transmission mechanism preferably does not comprise a one-way clutch for locking comprising a clutch element to be fastened together with the brake element at the start of the vehicle, and when moving off (Claim 6).

このように、車両の発進時にブレーキ要素およびクラッチ要素の双方を締結するようにした場合には、クラッチ要素のみを締結して発進変速段を実現する従来多用されてきた方法と異なり、ワンウェイクラッチを廃止することができる。これにより、自動変速機のコスト、重量等を削減できるとともに、ワンウェイクラッチでの引き摺り抵抗をなくして燃費性能を改善することができる。   In this way, when both the brake element and the clutch element are engaged when starting the vehicle, the one-way clutch is different from the conventionally widely used method of realizing the start gear stage by engaging only the clutch element. Can be abolished. As a result, the cost, weight, etc. of the automatic transmission can be reduced, and the drag resistance of the one-way clutch can be eliminated and the fuel efficiency can be improved.

ただしこの場合、両摩擦締結要素の締結タイミングがずれることに起因した変速ショックが発生するおそれがある。しかしながら、上述した押動機構を備えた自動変速機では、この押動機構を用いてブレーキ要素の締結動作を精度よくコントロールできるため、発進変速段に実質的に切り替わるタイミングを適正に調節することができ、変速ショックの発生を効果的に抑制することができる。   However, in this case, there is a possibility that a shift shock due to a shift in the engagement timing of both frictional engagement elements may occur. However, in the automatic transmission having the above-described pushing mechanism, the fastening operation of the brake element can be accurately controlled by using this pushing mechanism, and therefore the timing for substantially switching to the starting gear can be adjusted appropriately. And the occurrence of shift shock can be effectively suppressed.

以上説明したように、本発明によれば、制御性に優れた摩擦締結要素を実現することができ、自動変速機の性能を向上させることができる。   As described above, according to the present invention, a frictional engagement element with excellent controllability can be realized, and the performance of the automatic transmission can be improved.

本発明の第１実施形態にかかる自動変速機の全体構成を概略的に示す骨子図である。1 is a skeleton diagram schematically showing an overall configuration of an automatic transmission according to a first embodiment of the present invention. 上記自動変速機の変速段に応じた摩擦締結要素の締結表である。It is a fastening table | surface of the friction fastening element according to the gear stage of the said automatic transmission. 上記摩擦締結要素の１つである第１ブレーキの詳細構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the detailed structure of the 1st brake which is one of the said friction engaging elements. 図３のIV−IV線に沿った断面図である。FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 3. 上記第１ブレーキのクリアランス調整に用いられる部品（第１、第２リング部材）の組立状態の一部切欠き斜視図である。FIG. 4 is a partially cutaway perspective view of an assembled state of parts (first and second ring members) used for adjusting the clearance of the first brake. 上記第１リング部材を単体で示す斜視図である。It is a perspective view which shows the said 1st ring member alone. 上記第２リング部材を単体で示す斜視図である。It is a perspective view which shows the said 2nd ring member alone. 上記第２リング部材の後面にリングバネを取り付けた状態を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the state which attached the ring spring to the rear surface of the said 2nd ring member. 図８の一部拡大図である。FIG. 9 is a partially enlarged view of FIG. 8. 図８に対応する平面図である。FIG. 9 is a plan view corresponding to FIG. 8. 上記第１、第２リング部材の波状帯による作用を説明するための拡大断面図であり、（ａ）は第１リング部材が回転する前の状態、（ｂ）は当該回転の途中の状態、（ｃ）は当該回転が終了したときの状態をそれぞれ示している。It is an expanded sectional view for demonstrating the effect | action by the wavy belt of the said 1st, 2nd ring member, (a) is the state before the 1st ring member rotates, (b) is the state in the middle of the said rotation, (C) shows the state when the rotation is completed. 第１ブレーキのクリアランス調整が完了した状態を示す図３対応図である。FIG. 4 is a diagram corresponding to FIG. 3, illustrating a state where the clearance adjustment of the first brake is completed. 本発明の第２実施形態を説明するための図である。It is a figure for demonstrating 2nd Embodiment of this invention.

＜第１実施形態＞
（１）全体構成
図１は、本発明の第１実施形態にかかる自動変速機の全体構成を概略的に示す骨子図である。本図に示される自動変速機は、例えば自動車等の車両に搭載されており、車両の動力源であるエンジンの出力回転が入力される入力軸４と、入力軸４の回転を変速しつつ出力ギヤ５に出力する変速機構２と、変速機構２を収容する変速機ケース１と、各種オイル（作動油、潤滑油）の給排を行うために変速機ケース１の下方に設けられたバルブボディ６（図３）とを備えている。出力ギヤ５の回転は、図外の差動装置を介して駆動輪に伝達される。なお、以下の説明では、入力軸４の軸心と平行な方向を軸方向、当該方向と直交する方向を径方向という。また、軸方向の一方側であってエンジンに近い側（図では右）を前、その逆（図では左）を後という。 <First Embodiment>
(1) Overall Configuration FIG. 1 is a skeleton diagram schematically showing the overall configuration of the automatic transmission according to the first embodiment of the present invention. The automatic transmission shown in the figure is mounted on a vehicle such as an automobile, for example, and an input shaft 4 to which an output rotation of an engine that is a power source of the vehicle is input and an output while shifting the rotation of the input shaft 4 are output. A transmission mechanism 2 that outputs to the gear 5, a transmission case 1 that houses the transmission mechanism 2, and a valve body that is provided below the transmission case 1 for supplying and discharging various oils (hydraulic oil and lubricating oil). 6 (FIG. 3). The rotation of the output gear 5 is transmitted to the drive wheels via a differential device (not shown). In the following description, a direction parallel to the axis of the input shaft 4 is referred to as an axial direction, and a direction orthogonal to the direction is referred to as a radial direction. In addition, one side in the axial direction that is close to the engine (right in the figure) is referred to as the front, and the opposite (left in the figure) is referred to as the rear.

変速機構２は、第１プラネタリギヤセットＰＧ１、第２プラネタリギヤセットＰＧ２、および第３プラネタリギヤセットＰＧ３を備えている（以下、プラネタリギヤセットのことを単にギヤセットという）。これら第１、第２、第３ギヤセットＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３は、入力軸４に沿って前側（エンジン側）からこの順に同軸に並んでいる。   The speed change mechanism 2 includes a first planetary gear set PG1, a second planetary gear set PG2, and a third planetary gear set PG3 (hereinafter, the planetary gear set is simply referred to as a gear set). The first, second, and third gear sets PG1, PG2, and PG3 are coaxially arranged in this order along the input shaft 4 from the front side (engine side).

変速機構２は、さらに、第１クラッチＣＬ１、第２クラッチＣＬ２、第１ブレーキ（ローリバースブレーキ）ＢＲ１、第２ブレーキＢＲ２、および第３ブレーキＢＲ３を備えている。これらクラッチＣＬ１，ＣＬ２およびブレーキＢＲ１，ＢＲ２，ＢＲ３は、ギヤセットＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３による動力伝達経路を切り替えるために締結または解放される摩擦締結要素であり、入力軸４に沿って前側（エンジン側）からこの順に同軸に並んでいる。   The transmission mechanism 2 further includes a first clutch CL1, a second clutch CL2, a first brake (low reverse brake) BR1, a second brake BR2, and a third brake BR3. The clutches CL1, CL2 and the brakes BR1, BR2, BR3 are friction engagement elements that are engaged or released to switch the power transmission path by the gear sets PG1, PG2, PG3, and are forward (engine side) along the input shaft 4. It is lined up coaxially in this order.

第１ギヤセットＰＧ１および第２ギヤセットＰＧ２はシングルピニオン型、第３ギヤセットＰＧ３はダブルピニオン型である。各ギヤセットＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３は、それぞれ、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３と、サンギヤＳ１，Ｓ２，Ｓ３と噛み合うピニオンＰ１，Ｐ２，Ｐ３（第３ギヤセットＰＧ３にあっては内側のピニオン）と、ピニオンＰ１，Ｐ２，Ｐ３を支持するキャリヤＣ１，Ｃ２，Ｃ３と、ピニオンＰ１，Ｐ２，Ｐ３（第３ギヤセットＰＧ３にあっては外側のピニオン）と噛み合うリングギヤＲ１，Ｒ２，Ｒ３とを備えている。   The first gear set PG1 and the second gear set PG2 are single pinion types, and the third gear set PG3 is a double pinion type. The gear sets PG1, PG2, and PG3 are respectively sun gears S1, S2, and S3, pinions P1, P2, and P3 (inner pinions for the third gear set PG3) that mesh with the sun gears S1, S2, and S3, and a pinion P1. , P2, and P3, and ring gears R1, R2, and R3 that mesh with the pinions P1, P2, and P3 (the outer pinion in the third gear set PG3).

第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１と第２ギヤセットＰＧ２のサンギヤＳ２とは、互いに連結されるとともに、第１クラッチＣＬ１を介して入力軸４に断接自在に連結されている。   The sun gear S1 of the first gear set PG1 and the sun gear S2 of the second gear set PG2 are connected to each other and connected to the input shaft 4 via the first clutch CL1 so as to be freely connected and disconnected.

第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１と第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２とは、互いに連結されるとともに、第２クラッチＣＬ２を介して入力軸４に断接自在に連結され、かつ第１ブレーキＢＲ１を介して変速機ケース１に断接自在に連結されている。   The ring gear R1 of the first gear set PG1 and the carrier C2 of the second gear set PG2 are connected to each other, and are connected to the input shaft 4 via the second clutch CL2, so as to be freely connected and disconnected, and via the first brake BR1. The transmission case 1 is connected to be freely connected and disconnected.

第２ギヤセットＰＧ２のリングギヤＲ２と第３ギヤセットＰＧ３のリングギヤＲ３とは、互いに連結されるとともに、第２ブレーキＢＲ２を介して変速機ケース１に断接自在に連結されている。   The ring gear R2 of the second gear set PG2 and the ring gear R3 of the third gear set PG3 are connected to each other and connected to the transmission case 1 via the second brake BR2.

第３ギヤセットＰＧ３のキャリヤＣ３が第３ブレーキＢＲ３を介して変速機ケース１に断接自在に連結され、第３ギヤセットＰＧ３のサンギヤＳ３が入力軸４に連結され、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１が出力ギヤ５に連結されている。   The carrier C3 of the third gear set PG3 is connected to the transmission case 1 via the third brake BR3 so as to be freely connected and disconnected, the sun gear S3 of the third gear set PG3 is connected to the input shaft 4, and the carrier C1 of the first gear set PG1 is It is connected to the output gear 5.

当実施形態の自動変速機においては、図２の締結表（○は締結を示す）に示すように、摩擦締結要素ＣＬ１，ＣＬ２，ＢＲ１，ＢＲ２，ＢＲ３が選択的に締結されることにより、ギヤセットＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３による動力伝達経路が切り換わり、前進１〜６速と後退速とが達成される。   In the automatic transmission according to the present embodiment, as shown in the engagement table of FIG. 2 (◯ indicates engagement), the friction engagement elements CL1, CL2, BR1, BR2, BR3 are selectively engaged, whereby the gear set is set. The power transmission path by PG1, PG2, and PG3 is switched, and the forward 1st to 6th speed and the reverse speed are achieved.

前進１速では第１クラッチＣＬ１と第１ブレーキＢＲ１とが締結される。入力軸４の回転は、第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力される。入力された回転は、第１ギヤセットＰＧ１によって大きな減速比で減速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   In the first forward speed, the first clutch CL1 and the first brake BR1 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1. The input rotation is decelerated at a large reduction ratio by the first gear set PG1, and then extracted from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5.

前進２速では第１クラッチＣＬ１と第２ブレーキＢＲ２とが締結される。入力軸４の回転は、第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力されるとともに、第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１に入力される。入力された回転は、１速よりも小さな減速比で減速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   In the second forward speed, the first clutch CL1 and the second brake BR2 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1 and is input to the ring gear R1 of the first gear set PG1 via the carrier C2 of the second gear set PG2. The input rotation is decelerated at a reduction ratio smaller than the first speed, and then taken out from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5.

前進３速では第１クラッチＣＬ１と第３ブレーキＢＲ３とが締結される。入力軸４の回転は、第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力されるとともに、第３ギヤセットＰＧ３のリングギヤＲ３および第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１に入力される。入力された回転は、２速よりもさらに小さな減速比で減速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   In the third forward speed, the first clutch CL1 and the third brake BR3 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1 and is input to the ring gear R1 of the first gear set PG1 via the ring gear R3 of the third gear set PG3 and the carrier C2 of the second gear set PG2. The inputted rotation is decelerated at a reduction ratio smaller than that of the second speed, and is then taken out from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5.

前進４速では第１クラッチＣＬ１と第２クラッチＣＬ２とが締結される。入力軸４の回転は、第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力されるとともに、第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１に入力される（減速なし）。これにより、第１ギヤセットＰＧ１全体が入力軸４と一体に回転するので、入力された回転は、そのまま（減速も増速もされることなく）第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   In the fourth forward speed, the first clutch CL1 and the second clutch CL2 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1, and also input to the ring gear R1 of the first gear set PG1 via the carrier C2 of the second gear set PG2 (no deceleration). As a result, the entire first gear set PG1 rotates integrally with the input shaft 4, so that the input rotation is directly taken out from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5 (without being decelerated or accelerated). It is.

前進５速では第２クラッチＣＬ２と第３ブレーキＢＲ３とが締結される。入力軸４の回転は、第３ギヤセットＰＧ３のリングギヤＲ３および第２ギヤセットＰＧ２のサンギヤＳ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力されるとともに、第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１に入力される（減速なし）。入力された回転は、増速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   In the fifth forward speed, the second clutch CL2 and the third brake BR3 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1 via the ring gear R3 of the third gear set PG3 and the sun gear S2 of the second gear set PG2, and the first via the carrier C2 of the second gear set PG2. Input to the ring gear R1 of the gear set PG1 (no deceleration). The input rotation is accelerated and then taken out from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5.

前進６速では第２クラッチＣＬ２と第２ブレーキＢＲ２とが締結される。入力軸４の回転は、第２ギヤセットＰＧ２のサンギヤＳ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力されるとともに、第２ギヤセットＰＧ２のキャリヤＣ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のリングギヤＲ１に入力される（減速なし）。入力された回転は、５速よりも大きな増速比で増速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から出力ギヤ５に取り出される。   At the sixth forward speed, the second clutch CL2 and the second brake BR2 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1 via the sun gear S2 of the second gear set PG2, and is input to the ring gear R1 of the first gear set PG1 via the carrier C2 of the second gear set PG2. (No deceleration). The input rotation is increased at a speed increase ratio larger than the fifth speed, and then extracted from the carrier C1 of the first gear set PG1 to the output gear 5.

後退速では第１ブレーキＢＲ１と第３ブレーキＢＲ３とが締結される。入力軸４の回転は、第３ギヤセットＰＧ３のリングギヤＲ３および第２ギヤセットＰＧ２のサンギヤＳ２を介して第１ギヤセットＰＧ１のサンギヤＳ１に入力される。入力された回転は、第２ギヤセットＰＧ２により回転方向が逆転され、かつ第１ギヤセットＰＧ１によって大きな減速比で減速された後、第１ギヤセットＰＧ１のキャリヤＣ１から入力軸４の回転方向と反対方向の回転として出力ギヤ５に取り出される。   At the reverse speed, the first brake BR1 and the third brake BR3 are engaged. The rotation of the input shaft 4 is input to the sun gear S1 of the first gear set PG1 via the ring gear R3 of the third gear set PG3 and the sun gear S2 of the second gear set PG2. The input rotation is reversed in the direction of rotation by the second gear set PG2 and decelerated at a large reduction ratio by the first gear set PG1, and then in the direction opposite to the rotation direction of the input shaft 4 from the carrier C1 of the first gear set PG1. It is taken out to the output gear 5 as rotation.

（２）第１ブレーキの詳細構造
次に、第１ブレーキＢＲ１の詳細構造について説明する。なお、上述したように、第１ブレーキＢＲ１は、自動変速機の変速段が前進１速または後退速のとき、つまり車両が前進または後退方向に発進するときに締結されるブレーキ（ローリバースブレーキ）であり、本発明にかかる摩擦締結要素の一例である。 (2) Detailed structure of the first brake Next, the detailed structure of the first brake BR1 will be described. As described above, the first brake BR1 is a brake (low reverse brake) that is engaged when the shift stage of the automatic transmission is the first forward speed or the reverse speed, that is, when the vehicle starts moving forward or backward. It is an example of the frictional engagement element according to the present invention.

図３は、第１ブレーキＢＲ１の詳細構造を示す断面図である。本図に示すように、第１ブレーキＢＲ１は、複数の固定側摩擦板１０Ａと、各固定側摩擦板１０Ａと軸方向に対向配置された複数の回転側摩擦板１０Ｂと、両摩擦板１０Ａ，１０Ｂの軸方向の一方側（ここでは前側）に配設された締結用ピストン２０と、締結用ピストン２０に対し両摩擦板１０Ａ，１０Ｂを挟んだ軸方向の反対側（ここでは後側）に配設されたクリアランス調整機構３０とを有している。なお、以下では、固定側摩擦板１０Ａおよび回転側摩擦板１０Ｂを区別せずに指すときは、単に摩擦板１０ということがある。   FIG. 3 is a cross-sectional view showing a detailed structure of the first brake BR1. As shown in the figure, the first brake BR1 includes a plurality of fixed side friction plates 10A, a plurality of rotation side friction plates 10B that are arranged to face each fixed side friction plate 10A in the axial direction, both friction plates 10A, The fastening piston 20 disposed on one side (here, the front side) of the axial direction 10B and the opposite side (here, the rear side) of the fastening piston 20 across the friction plates 10A and 10B. And a clearance adjusting mechanism 30 disposed therein. In the following, when referring to the fixed friction plate 10A and the rotation side friction plate 10B without distinction, they may be simply referred to as the friction plate 10.

複数の固定側摩擦板１０Ａは、微少間隔をおいて軸方向に並ぶように配置されており、それぞれ変速機ケース１の内周面にスプライン係合により保持されている。すなわち、軸方向に延びるとともに周方向にほぼ等間隔に並ぶ多数のスプライン突条１５が変速機ケース１の内周面に形成されるとともに、当該スプライン突条１５に係合される（隣接する突条１５の間の溝に挿入される）多数の突起が各固定側摩擦板１０Ａの外周面に形成されている。これにより、固定側摩擦板１０Ａは、変速機ケース１に対し相対回転不能な状態で保持されている。言い換えると、固定側摩擦板１０Ａは、変速機ケース１に対し相対回転不能で、かつ軸方向に移動可能に保持されている。   The plurality of fixed-side friction plates 10A are arranged so as to be arranged in the axial direction with a minute interval, and are respectively held on the inner peripheral surface of the transmission case 1 by spline engagement. That is, a large number of spline protrusions 15 extending in the axial direction and arranged at substantially equal intervals in the circumferential direction are formed on the inner peripheral surface of the transmission case 1 and engaged with the spline protrusions 15 (adjacent protrusions). A large number of protrusions (inserted in the grooves between the strips 15) are formed on the outer peripheral surface of each fixed friction plate 10A. Thereby, the fixed friction plate 10 </ b> A is held in a state in which it cannot rotate relative to the transmission case 1. In other words, the fixed-side friction plate 10A is held so as not to rotate relative to the transmission case 1 and to be movable in the axial direction.

複数の回転側摩擦板１０Ｂは、隣接する固定側摩擦板１０Ａの間に挟まれるように（回転側摩擦板１０Ｂと固定側摩擦板１０Ａとが交互に並ぶように）配置されており、それぞれリングギヤＲ１の外周面にスプライン係合により保持されている。すなわち、軸方向に延びるとともに周方向にほぼ等間隔に並ぶ多数のスプライン突条１６がリングギヤＲ１の外周面に形成されるとともに、当該スプライン突条１６に係合される（隣接する突条１６の間の溝に挿入される）多数の突起が各回転側摩擦板１０Ｂの内周面に形成されている。これにより、回転側摩擦板１０Ｂは、リングギヤＲ１に対し相対回転不能な状態で保持されている。言い換えると、回転側摩擦板１０Ｂは、リングギヤＲ１と一体に回転可能で、かつ軸方向に移動可能に保持されている。   The plurality of rotation-side friction plates 10B are arranged so as to be sandwiched between adjacent fixed-side friction plates 10A (rotation-side friction plates 10B and fixed-side friction plates 10A are alternately arranged), and ring gears respectively. The outer peripheral surface of R1 is held by spline engagement. That is, a large number of spline protrusions 16 extending in the axial direction and arranged at substantially equal intervals in the circumferential direction are formed on the outer peripheral surface of the ring gear R1, and are engaged with the spline protrusions 16 (the adjacent protrusions 16 A large number of protrusions (inserted in the grooves between them) are formed on the inner peripheral surface of each rotating friction plate 10B. Thereby, the rotation side friction plate 10B is held in a state in which it cannot rotate relative to the ring gear R1. In other words, the rotation side friction plate 10B is held so as to be rotatable integrally with the ring gear R1 and movable in the axial direction.

各回転側摩擦板１０Ｂの軸方向の両面（前面および後面）にはフェイシング１２が設けられている。フェイシング１２は、圧接に伴い大きな摩擦力が発生するように、摩擦係数の大きい材質により構成されている。   Facings 12 are provided on both axial surfaces (front surface and rear surface) of each rotation side friction plate 10B. The facing 12 is made of a material having a large friction coefficient so that a large frictional force is generated with the pressure contact.

締結用ピストン２０は、固定側摩擦板１０Ａおよび回転側摩擦板１０Ｂを互いに圧接させて両者を相対回転不能に締結するためのピストンである。この締結用ピストン２０は、軸方向にスライド可能な状態でピストンハウジング２１の内部に収容されており、最も前側に位置する摩擦板１０（ここでは固定側摩擦板１０Ａ）に対し前方から対向するように配置されている。また、締結用ピストン２０の前面とピストンハウジング２１との間には締結油圧室２３が画成されており、この締結油圧室２３には、バルブボディ６から油路２５を通じて作動油が供給される。作動油の供給に応じて締結油圧室２３の油圧が高められると、締結用ピストン２０が後方に押され、その押圧力を受けて摩擦板１０が締結されるようになっている。   The fastening piston 20 is a piston for bringing the stationary friction plate 10A and the rotation side friction plate 10B into pressure contact with each other and fastening them in a relatively non-rotatable manner. The fastening piston 20 is accommodated in the piston housing 21 so as to be slidable in the axial direction, and is opposed to the frontmost friction plate 10 (here, the fixed friction plate 10A) from the front. Is arranged. A fastening hydraulic chamber 23 is defined between the front surface of the fastening piston 20 and the piston housing 21, and hydraulic oil is supplied to the fastening hydraulic chamber 23 from the valve body 6 through the oil passage 25. . When the hydraulic pressure in the fastening hydraulic chamber 23 is increased in accordance with the supply of hydraulic oil, the fastening piston 20 is pushed rearward, and the friction plate 10 is fastened by receiving the pressing force.

クリアランス調整機構３０は、締結用ピストン２０が摩擦板１０を押圧する前に摩擦板１０と締結用ピストン２０とのクリアランスを縮める（実質的にゼロにする）ためのものである。このクリアランス調整機構３０は、摩擦板１０から後方に少し離れた位置において回転可能に支持された第１リング部材３１と、第１リング部材３１と摩擦板１０との間において軸方向に移動可能に支持された第２リング部材３２と、第１リング部材３１を回転方向に駆動する複数のピストン３３とを有している。なお、クリアランス調整機構３０は請求項にいう「押動機構」に相当し、第１リング部材３１は請求項にいう「第１部材」に相当し、第２リング部材３２は請求項にいう「第２部材」に相当し、ピストン３３は請求項にいう「回転駆動部材」に相当する。   The clearance adjustment mechanism 30 is for reducing (substantially making the clearance between the friction plate 10 and the fastening piston 20 zero) before the fastening piston 20 presses the friction plate 10. The clearance adjustment mechanism 30 is movable in the axial direction between the first ring member 31 rotatably supported at a position slightly away from the friction plate 10 and the first ring member 31 and the friction plate 10. It has the supported 2nd ring member 32 and the some piston 33 which drives the 1st ring member 31 to a rotation direction. The clearance adjusting mechanism 30 corresponds to the “pushing mechanism” in the claims, the first ring member 31 corresponds to the “first member” in the claims, and the second ring member 32 in the claims. The piston 33 corresponds to a “rotary drive member” in the claims.

ピストン３３により第１リング部材３１が回転駆動されると、その回転が第２リング部材３２の前方への移動に変換されて、この前方移動する第２リング部材３２によって摩擦板１０が前方（締結用ピストン２０に近づく方向）に押動されるようになっている。なお、変速機ケース１の内周における第１リング部材３１の近傍位置には、第１リング部材３１の後方への移動を規制するためのスナップリング３５が取り付けられている。   When the first ring member 31 is rotationally driven by the piston 33, the rotation is converted into the forward movement of the second ring member 32, and the friction plate 10 is moved forward (fastened) by the second ring member 32 moving forward. In a direction approaching the piston 20 for use). A snap ring 35 for restricting the rearward movement of the first ring member 31 is attached to a position near the first ring member 31 on the inner periphery of the transmission case 1.

図４は自動変速機の下部を図３のIV−IV線に沿って切断した断面図であり、図５は第１、第２リング部材３１，３２の組立状態の一部切欠き斜視図であり、図６および図７は各リング部材３１，３２を単品で示す斜視図であり、図８〜図１０は回転後の第１リング部材３１を元の位置に戻すための機構を示す図であり、図１１は各リング部材３１，３２の波状帯４０，５０どうしの噛み合わせを示す拡大断面図である。これら図４〜図１１、および先の図３を用いて、クリアランス調整機構３０のより詳細な構造について説明する。   4 is a cross-sectional view of the lower part of the automatic transmission taken along line IV-IV in FIG. 3, and FIG. 5 is a partially cutaway perspective view of the assembled state of the first and second ring members 31, 32. FIGS. 6 and 7 are perspective views showing the ring members 31 and 32 as a single item, and FIGS. 8 to 10 are views showing a mechanism for returning the rotated first ring member 31 to its original position. FIG. 11 is an enlarged cross-sectional view showing the meshing of the corrugated bands 40 and 50 of the ring members 31 and 32. A more detailed structure of the clearance adjustment mechanism 30 will be described with reference to FIGS. 4 to 11 and FIG.

第１リング部材３１は、リングギヤＲ１（図３）の外周を囲むように形成されたリング状の部材である。この第１リング部材３１の一面における環状の領域には波状帯４０が形成されている。第１リング部材３１は、この波状帯４０が前方を向く姿勢で変速機ケース１の内部に回転可能に支持されている。波状帯４０は、周方向に並ぶ鋸刃状の多数の歯部４１を有し、各歯部４１における周方向一方側（第１リング部材３１の回転方向と同じ側）の面には傾斜面４１ａ（図１１）が形成されている。   The first ring member 31 is a ring-shaped member formed so as to surround the outer periphery of the ring gear R1 (FIG. 3). A wave-like band 40 is formed in an annular region on one surface of the first ring member 31. The first ring member 31 is rotatably supported inside the transmission case 1 with the wavy band 40 facing forward. The corrugated band 40 has a large number of sawtooth-shaped teeth 41 arranged in the circumferential direction, and an inclined surface is provided on the surface on one side in the circumferential direction of each tooth 41 (the same side as the rotation direction of the first ring member 31). 41a (FIG. 11) is formed.

第１リング部材３１の内周面には、径方向内側に突出する複数の凸部４２と、隣接する凸部４２の間に形成された凹陥部４３とが、周方向に交互に並ぶように形成されている。また、第１リング部材３１の外周面の複数箇所には、ピストン３３の先端部を受け入れ可能なように凹んだ外周凹部４４が形成されている。なお、当実施形態では、ピストン３３が上下２箇所に設けられているのに対し（図３参照）、第１リング部材３１の外周面にはこれよりも多くの外周凹部４４が設けられている。これは、第１リング部材３１の組付け性を考慮したものであるが、このような措置が必要なければ、外周凹部４４の数をピストン３３と同数にしてもよい。   On the inner peripheral surface of the first ring member 31, a plurality of convex portions 42 projecting radially inward and concave portions 43 formed between adjacent convex portions 42 are alternately arranged in the circumferential direction. Is formed. In addition, outer peripheral recesses 44 are formed at a plurality of locations on the outer peripheral surface of the first ring member 31 so as to be recessed so as to accept the tip of the piston 33. In the present embodiment, the pistons 33 are provided at two locations on the upper and lower sides (see FIG. 3), whereas more outer peripheral recesses 44 are provided on the outer peripheral surface of the first ring member 31. . Although this considers the assembly | attachment property of the 1st ring member 31, if such a measure is not required, you may make the number of the outer periphery recessed parts 44 into the same number as the piston 33. FIG.

第２リング部材３２は、第１リング部材３１と軸心を同じくするリング状の部材であり、第１リング部材３１の前側に軸方向に隣接するように配置されている。この第２リング部材３２の一面における環状の領域には波状帯５０が形成されている。第２リング部材３２は、この波状帯５０が後方を向く（つまり波状帯４０と対面する）姿勢で変速機ケース１の内部に軸方向に移動可能に支持されている。波状帯５０は、周方向に並ぶ鋸刃状の多数の歯部５１を有し、各歯部５１には、上述した歯部４１の傾斜面４１ａと摺接可能な傾斜面５１ａ（図１１）が形成されている。   The second ring member 32 is a ring-shaped member having the same axial center as the first ring member 31, and is disposed adjacent to the front side of the first ring member 31 in the axial direction. A wave-like band 50 is formed in an annular region on one surface of the second ring member 32. The second ring member 32 is supported in the transmission case 1 so as to be movable in the axial direction with the wavy band 50 facing rearward (that is, facing the wavy band 40). The corrugated band 50 has a number of sawtooth-like teeth 51 arranged in the circumferential direction, and each tooth 51 has an inclined surface 51a (see FIG. 11) capable of sliding contact with the inclined surface 41a of the tooth 41 described above. Is formed.

第２リング部材３２における波状帯５０が形成されている側の面、つまり第２リング部材３２の後面には、後方に突出する複数の突起部５２が、当該第２リング部材３２の内周縁に沿って等間隔に並ぶように設けられている。各突起部５２は、例えば図５に示すように第２リング部材３２を第１リング部材３１に対し同心状に突き合わせた組立状態において、第１リング部材３２の内周面の凹陥部４３（隣接する凸部４２の間）にそれぞれ挿入される。隣接する凸部４２どうしの間の周方向距離（凹陥部４３の幅）は、突起部５２の幅よりも大きい。これは、第１リング部材３１の回転方向のストロークを確保するためである。   A plurality of protrusions 52 projecting rearward are formed on the inner peripheral edge of the second ring member 32 on the surface of the second ring member 32 on the side where the wavy band 50 is formed, that is, the rear surface of the second ring member 32. It is provided so that it may line up along at equal intervals. For example, as shown in FIG. 5, each projection 52 is formed in a recessed portion 43 (adjacent to the inner peripheral surface of the first ring member 32) in an assembled state in which the second ring member 32 is concentrically butted against the first ring member 31. Between the convex portions 42). The circumferential distance between adjacent convex portions 42 (the width of the recessed portion 43) is larger than the width of the protruding portion 52. This is to ensure the stroke of the first ring member 31 in the rotational direction.

図３および図５に示すように、第２リング部材３２の外周面には、径方向に突出する複数の外歯部５４が形成されている。複数の外歯部５４は、変速機ケース１の内面に形成されたスプライン突条１５と同様の間隔で周方向に並ぶように形成されており、各外歯部５４が隣接するスプライン突条１５の間に挿入されることにより（つまり変速機ケース１の内周面とスプライン係合することにより）、第２リング部材３２が変速機ケース１に対し相対回転不能に保持されている。   As shown in FIGS. 3 and 5, a plurality of external teeth 54 projecting in the radial direction are formed on the outer peripheral surface of the second ring member 32. The plurality of external teeth 54 are formed so as to be arranged in the circumferential direction at the same interval as the spline protrusions 15 formed on the inner surface of the transmission case 1, and each of the external teeth 54 is adjacent to the spline protrusion 15. The second ring member 32 is held in a relatively non-rotatable manner with respect to the transmission case 1 by being inserted between them (that is, by being spline-engaged with the inner peripheral surface of the transmission case 1).

第２リング部材３２とこれに対向する変速機ケース１の内壁１ａとの間には、複数のリターンスプリング６０（図３）が設けられている。各リターンスプリング６０は、前後方向に延びる圧縮コイルバネからなり、隣接するスプライン突条１５の間に位置するように周方向に適宜の間隔をあけて配置されている。各リターンスプリング６０の後端は第２リング部材３２の外歯部５４に固定され、前端は変速機ケース１の内壁１ａに固定されている。これにより、リターンスプリング６０は、第２リング部材３２を内壁１ａから遠ざける方向、つまり後方に常時押圧している。   A plurality of return springs 60 (FIG. 3) are provided between the second ring member 32 and the inner wall 1a of the transmission case 1 facing the second ring member 32. Each return spring 60 is composed of a compression coil spring extending in the front-rear direction, and is arranged at an appropriate interval in the circumferential direction so as to be positioned between adjacent spline protrusions 15. The rear end of each return spring 60 is fixed to the outer tooth portion 54 of the second ring member 32, and the front end is fixed to the inner wall 1 a of the transmission case 1. Thereby, the return spring 60 always presses the second ring member 32 away from the inner wall 1a, that is, backward.

第２リング部材３２の外歯部５４の前面には、リターンスプリング６０の取付座となる複数の短円柱状のボス部５３が設けられている。ただし、リターンスプリング６０の数は外歯部５４の数よりも少なく、このため、ボス部５３は外歯部５４の全部ではなく一部にのみ設けられている。なお、図示を省略するが、リターンスプリング６０が取り付けられる位置においては、リターンスプリング６０と固定側摩擦板１０Ａとの干渉を防止するために、固定側摩擦板１０Ａの外径が小さくされている（つまり、固定側摩擦板１０Ａの外周に形成されたスプライン係合用突起の突出量が小さくされている）。   A plurality of short columnar bosses 53 serving as mounting seats for the return spring 60 are provided on the front surface of the external tooth portion 54 of the second ring member 32. However, the number of return springs 60 is smaller than the number of external tooth portions 54, and therefore the boss portion 53 is provided only on a part rather than the entire external tooth portion 54. Although illustration is omitted, at the position where the return spring 60 is attached, the outer diameter of the fixed friction plate 10A is made small in order to prevent interference between the return spring 60 and the fixed friction plate 10A ( That is, the protrusion amount of the spline engagement protrusion formed on the outer periphery of the fixed friction plate 10A is reduced).

図８〜図１０に示すように、第２リング部材３２の後面つまり第１リング部材３１との対向面には、リングバネ７０が取り付けられている。リングバネ７０は、第２リング部材３２の内周縁に沿って突設された複数の突起部５２を外周側から取り囲むリング状の本体部７１と、本体部７１の内周側に一体に設けられ、山型に折り曲げられた複数の板バネ部７２とを有している。   As shown in FIGS. 8 to 10, a ring spring 70 is attached to the rear surface of the second ring member 32, that is, the surface facing the first ring member 31. The ring spring 70 is integrally provided on the inner peripheral side of the main body 71 and a ring-shaped main body 71 that surrounds the plurality of protrusions 52 projecting along the inner peripheral edge of the second ring member 32 from the outer peripheral side. And a plurality of leaf spring portions 72 bent into a mountain shape.

複数の板バネ部７２は、突起部５２と同じ数だけ用意され、突起部５２と同様の間隔で周方向に沿って配設されている。そして、第１リング部材３１と第２リング部材３２とが軸方向に突き合わせられた組立状態において、各板バネ部７２は、周方向に隣接する第２リング部材３２の突起部５２と第１リング部材３１の凸部４２との間にそれぞれ配設される。このため、ピストン３３により第１リング部材３１が回転駆動され、これに応じて凸部４２が図９において二点鎖線の矢印で示す方向に回転すると、板バネ部７２は、互いに接近する凸部４２と突起部５２との間に挟まれて、自身の折曲角度を狭める方向に弾性変形する。当該変形に伴う弾発力は、回転した第１リング部材３１を回転方向と逆向きに戻す力として作用する。   The plurality of leaf springs 72 are prepared in the same number as the protrusions 52, and are arranged along the circumferential direction at the same intervals as the protrusions 52. Then, in the assembled state in which the first ring member 31 and the second ring member 32 are abutted in the axial direction, each leaf spring portion 72 has the protrusion 52 and the first ring of the second ring member 32 adjacent in the circumferential direction. It is each arrange | positioned between the convex parts 42 of the member 31. FIG. Therefore, when the first ring member 31 is rotationally driven by the piston 33 and the convex portion 42 is rotated in the direction indicated by the two-dot chain line arrow in FIG. 9, the leaf spring portion 72 becomes a convex portion that approaches each other. It is pinched between 42 and the projection part 52, and elastically deforms in the direction which narrows its own bending angle. The elastic force accompanying the deformation acts as a force for returning the rotated first ring member 31 in the direction opposite to the rotation direction.

図３に示すように、ピストン３３は第１リング部材３１の上方および下方に設けられており、図４には下側のピストン３３が示されている（ただし上側のピストンも同様の構造である）。図４に示すように、ピストン３３は、第１リング部材３１の外側（図４では下方）から第１リング部材３１の外周面の接線に沿うような方向に斜めに延びており、先端部が第１リング部材３１の外周凹部４４に収容される比較的長尺な主軸部６１と、主軸部６１の基端側に形成されたランド部６８と、ランド部６８の基端側に形成された受圧部６２とを有している。ランド部６８は主軸部６１よりも大径に形成され、受圧部６２はランド部６８よりもさらに大径に形成されている。   As shown in FIG. 3, the piston 33 is provided above and below the first ring member 31, and the lower piston 33 is shown in FIG. 4 (however, the upper piston has the same structure). ). As shown in FIG. 4, the piston 33 extends obliquely from the outer side of the first ring member 31 (downward in FIG. 4) in a direction along the tangent to the outer peripheral surface of the first ring member 31. A relatively long main shaft portion 61 accommodated in the outer peripheral recess 44 of the first ring member 31, a land portion 68 formed on the base end side of the main shaft portion 61, and a base end side of the land portion 68. And a pressure receiving portion 62. The land portion 68 is formed with a larger diameter than the main shaft portion 61, and the pressure receiving portion 62 is formed with a larger diameter than the land portion 68.

受圧部６２は、変速機ケース１に形成されたシリンダ６５の内部に摺動可能に収容されている。シリンダ６５は円筒状の孔であり、その開放端には封止部材６４が取り付けられているとともに、この封止部材６４と受圧部６２との間に、バルブボディ６（図３）から油路６６を通じて作動油が供給される油圧室６７が画成されている。受圧部６２を挟んで油圧室６７と反対側の位置には、圧縮コイルバネからなるリターンスプリング６３が設けられている。   The pressure receiving portion 62 is slidably accommodated in a cylinder 65 formed in the transmission case 1. The cylinder 65 is a cylindrical hole. A sealing member 64 is attached to the open end of the cylinder 65, and an oil passage is provided between the sealing member 64 and the pressure receiving portion 62 from the valve body 6 (FIG. 3). A hydraulic chamber 67 to which hydraulic oil is supplied through 66 is defined. A return spring 63 made of a compression coil spring is provided at a position opposite to the hydraulic chamber 67 across the pressure receiving portion 62.

図４は、油圧室６７の油圧が高められていない非作動状態を示している。この状態から油路６６を通じて油圧室６７に油圧が供給されると、その油圧がピストン３３の受圧部６２に作用することにより、リターンスプリング６３の弾発力に抗してピストン３３が駆動され、その主軸部６１が第１リング部材３１の外周面の接線に沿って（図４では斜め上方に）突き出される。すると、主軸部６１の先端部が外周凹部４４の壁面（周方向一端の壁面）を接線方向に押動し、これに伴い第１リング部材３１が特定の方向（図４では反時計回り）に回転させられる。そして、最終的にはランド部６８がシリンダ６５の一端側の壁面に当接し、その時点でピストン３３の突き出し量が最大になるとともに、第１リング部材３１の回転が停止される。   FIG. 4 shows a non-operating state in which the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 67 is not increased. When hydraulic pressure is supplied from this state to the hydraulic chamber 67 through the oil passage 66, the hydraulic pressure acts on the pressure receiving portion 62 of the piston 33, thereby driving the piston 33 against the elastic force of the return spring 63, The main shaft portion 61 protrudes along the tangent line of the outer peripheral surface of the first ring member 31 (in a diagonally upward direction in FIG. 4). Then, the tip of the main shaft 61 pushes the wall surface of the outer circumferential recess 44 (the wall surface at one end in the circumferential direction) in the tangential direction, and accordingly, the first ring member 31 moves in a specific direction (counterclockwise in FIG. 4). Rotated. Finally, the land portion 68 comes into contact with the wall surface on the one end side of the cylinder 65, and at that time, the protrusion amount of the piston 33 is maximized and the rotation of the first ring member 31 is stopped.

一方、この状態から油圧室６７の油圧が低減されると、リターンスプリング６３の弾発力によりピストン３３が後退させられ、第１リング部材３１は図４に示す元の位置に復帰することが可能になる。   On the other hand, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 67 is reduced from this state, the piston 33 is retracted by the elastic force of the return spring 63, and the first ring member 31 can return to the original position shown in FIG. become.

ここで、上述したように、第２リング部材３２はリターンスプリング６０（図３）により常に後方に押圧されているため、ピストン３３の非作動時は、第２リング部材３２は第１リング部材３１に最も接近している。この状態において、両リング部材３１，３２の波状帯４０，５０（その歯部４１，５１）は、図１１（ａ）に示すように互いに完全に噛み合っている。すなわち、波状帯４０の隣接する歯部４１の間に波状帯５０の歯部５１が嵌合し、歯部４１の傾斜面４１ａと歯部５１の傾斜面５１ａとがほほ全面に亘って互いに接触している。   Here, as described above, since the second ring member 32 is always pressed backward by the return spring 60 (FIG. 3), the second ring member 32 is in contact with the first ring member 31 when the piston 33 is not in operation. Is the closest. In this state, the corrugated bands 40 and 50 (the tooth portions 41 and 51) of the ring members 31 and 32 are completely engaged with each other as shown in FIG. That is, the tooth part 51 of the wavy band 50 is fitted between the adjacent tooth parts 41 of the wavy band 40, and the inclined surface 41a of the tooth part 41 and the inclined surface 51a of the tooth part 51 are in contact with each other over almost the entire surface. doing.

この状態から、ピストン３３が駆動されて第１リング部材３１が回転させられると、その回転力が傾斜面４１ａ，５１ａを介して軸方向の力に変換されて、第２リング部材３２を軸方向に移動させる。すなわち、図１１（ｂ）に示すように、第２リング部材３２の歯部５１の傾斜面５１ａが第１リング部材３１の歯部４１の傾斜面４１ａに沿って滑るように相対移動し、これに伴って第２リング部材３２が第１リング部材３１から離れる方向（つまり前方）に移動する。さらに第１リング部材３１の回転が継続されると、最終的には図１１（ｃ）に示すように、第２リング部材３２の歯部５１が第１リング部材３１の歯部４１の上に完全に乗り上げる。第２リング部材３２の前方への移動量はこの時点で最大となり、第２リング部材３２はこれ以上前方には移動しない。   From this state, when the piston 33 is driven and the first ring member 31 is rotated, the rotational force is converted into an axial force via the inclined surfaces 41a and 51a, and the second ring member 32 is moved in the axial direction. Move to. That is, as shown in FIG. 11 (b), the inclined surface 51 a of the tooth portion 51 of the second ring member 32 relatively moves so as to slide along the inclined surface 41 a of the tooth portion 41 of the first ring member 31. Accordingly, the second ring member 32 moves in a direction away from the first ring member 31 (that is, forward). Further, when the rotation of the first ring member 31 is continued, the tooth portion 51 of the second ring member 32 is finally placed on the tooth portion 41 of the first ring member 31 as shown in FIG. Ride completely. The amount of forward movement of the second ring member 32 becomes maximum at this point, and the second ring member 32 does not move forward any further.

以上のように、当実施形態のクリアランス調整機構３０は、ピストン３３から第１リング部材３１に対し回転方向の力が入力されたときに、第１、第２リング部材３１，３２の各波状帯４０，５０に備わる傾斜面４１ａ，５１ａの作用により、当該回転方向の力が軸方向の力に変換されて、これに伴い第２リング部材３２が第１リング部材３１に対し前方に移動するようになっている。すなわち、当実施形態では、ピストン３３から入力される回転方向の駆動力を第２リング部材３２の軸方向の移動力に変換させる手段（請求項にいう「変換部」）が、第１リング部材３１の波状帯４０と第２リング部材３２の波状帯５０、より詳しくは、波状帯４０に備わる傾斜面４１ａ（第１傾斜面）とこれに摺接する波状帯５０の傾斜面５１ａ（第２傾斜面）とにより構成されている。   As described above, the clearance adjusting mechanism 30 according to the present embodiment is configured so that each of the first and second ring members 31 and 32 has a wavy band when a rotational force is input from the piston 33 to the first ring member 31. Due to the action of the inclined surfaces 41 a and 51 a provided in the 40 and 50, the rotational force is converted into the axial force, so that the second ring member 32 moves forward relative to the first ring member 31. It has become. That is, in the present embodiment, the means for converting the rotational driving force input from the piston 33 into the axial moving force of the second ring member 32 (the “converting portion” in the claims) is the first ring member. 31 and the corrugated band 50 of the second ring member 32, more specifically, an inclined surface 41a (first inclined surface) provided on the corrugated band 40 and an inclined surface 51a (second inclined surface) of the corrugated band 50 slidably in contact therewith. Surface).

なお、第１リング部材３１が回転し、これに伴い第２リング部材３２が前方に移動すると、第１リング部材３１の凸部４２と第２リング部材３２の突起部５２との間に挟まれているリングバネ７０の板バネ部７２（図９）が弾性変形するとともに、第２リング部材３２と変速機ケース１の内壁１ａとの間に挟まれているリターンスプリング６０（図３）が弾性変形する。変形した板バネ部７２およびリターンスプリング６０による弾発力は、いずれも第１リング部材３１を逆回転させる方向に作用するが、ピストン３３は、これら板バネ部７２およびリターンスプリング６０の弾発力に抗して第１リング部材３１を回転させる駆動力を発揮可能とされている。   In addition, when the 1st ring member 31 rotates and the 2nd ring member 32 moves ahead in connection with this, it will be pinched | interposed between the convex part 42 of the 1st ring member 31, and the projection part 52 of the 2nd ring member 32. The leaf spring portion 72 (FIG. 9) of the ring spring 70 is elastically deformed, and the return spring 60 (FIG. 3) sandwiched between the second ring member 32 and the inner wall 1a of the transmission case 1 is elastically deformed. To do. The elastic force generated by the deformed leaf spring portion 72 and the return spring 60 both acts in the direction in which the first ring member 31 is rotated in the reverse direction. However, the piston 33 is caused by the elastic force of the leaf spring portion 72 and the return spring 60. The driving force for rotating the first ring member 31 against this can be exhibited.

上記のようにして前方に移動した第２リング部材３２を元に戻すには、ピストン３３を駆動する油圧（油圧室６７の油圧）を低減させて、ピストン３３を後退させる。すると、第１リング部材３１を逆回転させようとする板バネ部７２の弾発力と、第２リング部材３２を後方に押し戻そうとするリターンスプリング６０の弾発力とに応じて、第１リング部材３１の歯部４１と第２リング部材３２の歯部５１とが、上述したピストン作動時とは逆の順に（図１１の（ｃ）→（ｂ）→（ａ）の順に）相対移動する。これにより、第１リング部材３１が逆回転するとともに、第２リング部材３２が後方に移動し、それぞれピストン作動前の元の位置に復帰する。   In order to return the second ring member 32 moved forward as described above, the hydraulic pressure for driving the piston 33 (hydraulic pressure in the hydraulic chamber 67) is reduced and the piston 33 is moved backward. Then, according to the elastic force of the leaf spring portion 72 that tries to reversely rotate the first ring member 31 and the elastic force of the return spring 60 that tries to push the second ring member 32 backward, The tooth part 41 of the first ring member 31 and the tooth part 51 of the second ring member 32 are relative to each other in the reverse order (in the order of (c) → (b) → (a) in FIG. 11). Moving. Thereby, while the 1st ring member 31 reversely rotates, the 2nd ring member 32 moves back, and each returns to the original position before piston operation.

（３）第１ブレーキ締結時の動作
次に、第１ブレーキＢＲ１を締結するときの動作について説明する。上述したように、第１ブレーキＢＲ１は、自動変速機の変速段が前進１速または後退速であるときに締結される。このため、第１ブレーキＢＲ１の締結動作、つまり第１ブレーキＢＲ１を解放状態から締結状態に切り替える動作は、例えば車両の前進発進時または後退発進時に行われる。具体的に、車両の前進発進時には、自動変速機を操作するためのシフトレバーのポジション（以下、シフトポジションという）が例えばＰレンジからＮレンジを経由してＤレンジに切り替えられ、これに応じて変速段が前進１速に切り替えられる。また、車両の後退発進時には、シフトポジションが例えばＤレンジからＮレンジを経由してＲレンジに切り替えられ、これに応じて変速段が後退速に切り替えられる。第１ブレーキＢＲ１は、このような前進または後退発進時に解放状態から締結状態に切り替えられ、このときに以下のような動作が行われる。 (3) Operation when the first brake is engaged Next, an operation when the first brake BR1 is engaged will be described. As described above, the first brake BR1 is engaged when the gear position of the automatic transmission is the first forward speed or the reverse speed. For this reason, the engaging operation of the first brake BR1, that is, the operation of switching the first brake BR1 from the released state to the engaged state is performed, for example, when the vehicle starts moving forward or backward. Specifically, when the vehicle starts moving forward, the position of the shift lever for operating the automatic transmission (hereinafter referred to as the shift position) is switched from the P range to the D range via the N range, for example. The gear position is switched to the first forward speed. When the vehicle starts to move backward, the shift position is switched from the D range to the R range via the N range, for example, and the gear position is switched to the reverse speed accordingly. The first brake BR1 is switched from the released state to the engaged state at the time of such forward or backward start, and at this time, the following operation is performed.

まず、変速段を前進１速または後退速に切り替える可能性が生じた時点、具体的にはシフトポジションがＮレンジに切り替えられた時点で、クリアランス調整機構３０が作動して、摩擦板１０（より詳しくは最も前側に位置する固定側摩擦板１０Ａ）と締結用ピストン２０とのクリアランスＶ（図３）がほぼゼロになるまで摩擦板１０が押動される。すなわち、ピストン３３を駆動する油圧室６７の油圧が高められてピストン３３が斜め方向に突き出されることにより、第１リング部材３１が回転方向に駆動されるとともに第２リング部材３２が前方に移動させられる。そして、この前方移動した第２リング部材３２により、図１２に示すように、締結用ピストン２０と当接または極近接する位置まで摩擦板１０が前方に押動される。なお、以下では、このように摩擦板１０が締結用ピストン２０に当接または極近接するまで移動した位置をゼロクリアランス位置と称する。クリアランス調整機構３０における上記第２リング部材３２の前方移動量、つまり第１リング部材３１の歯部４１と第２リング部材３２の歯部５１との噛み合い代は、摩擦板１０を上記ゼロクリアランス位置まで移動させることが可能な値に設定されている。   First, when there is a possibility that the gear position is switched to the first forward speed or the reverse speed, specifically, when the shift position is switched to the N range, the clearance adjustment mechanism 30 is operated, and the friction plate 10 (more More specifically, the friction plate 10 is pushed until the clearance V (FIG. 3) between the fixed friction plate 10A) located at the foremost side and the fastening piston 20 becomes substantially zero. That is, the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 67 that drives the piston 33 is increased and the piston 33 is protruded in an oblique direction, whereby the first ring member 31 is driven in the rotational direction and the second ring member 32 is moved forward. Be made. Then, as shown in FIG. 12, the friction plate 10 is pushed forward by the second ring member 32 moved forward to a position in contact with or in close proximity to the fastening piston 20. In the following, the position where the friction plate 10 moves until it contacts or is in close proximity to the fastening piston 20 is referred to as a zero clearance position. The amount of forward movement of the second ring member 32 in the clearance adjustment mechanism 30, that is, the amount of engagement between the teeth 41 of the first ring member 31 and the teeth 51 of the second ring member 32, causes the friction plate 10 to move to the zero clearance position. It is set to a value that can be moved to.

その後、シフトポジションがＮレンジからＤレンジまたはＲレンジに切り替えられるのに応じて、締結油圧室２３の油圧が高められて、締結用ピストン２０が後方に駆動される。すると、駆動された締結用ピストン２０により摩擦板１０が後方に押圧されて、締結用ピストン２０と第２リング部材３２との間に摩擦板１０が軸方向に挟み込まれる状態になる。このとき、クリアランス調整機構３０では、第２リング部材３２の歯部５１が第１リング部材３１の歯部４１に乗り上げており（図１１（ｃ）参照）、第２リング部材３２の後方への移動が規制されているので、締結用ピストン２０から大きな押圧力が入力されても、第２リング部材３２が後方に押し戻されることはない。これにより、摩擦板１０（固定側摩擦板１０Ａおよび回転側摩擦板１０Ｂ）どうしが互いに十分に圧接されて、当該圧接に伴う摩擦力により両者の相対回転が不能な状態に至り、第１ブレーキＢＲ１の締結が完了する。すなわち、回転側摩擦板１０Ｂの回転が停止され、ひいてはリングギヤＲ３の回転が停止される。   Thereafter, as the shift position is switched from the N range to the D range or the R range, the hydraulic pressure in the fastening hydraulic chamber 23 is increased, and the fastening piston 20 is driven rearward. Then, the friction plate 10 is pressed backward by the driven fastening piston 20, and the friction plate 10 is sandwiched between the fastening piston 20 and the second ring member 32 in the axial direction. At this time, in the clearance adjustment mechanism 30, the tooth portion 51 of the second ring member 32 rides on the tooth portion 41 of the first ring member 31 (see FIG. 11C), and the second ring member 32 is moved rearward. Since the movement is restricted, even if a large pressing force is input from the fastening piston 20, the second ring member 32 is not pushed back. As a result, the friction plates 10 (the fixed friction plate 10A and the rotation side friction plate 10B) are sufficiently in pressure contact with each other, and the relative rotation of both is impossible due to the frictional force associated with the pressure contact, and the first brake BR1. The conclusion of is completed. That is, the rotation of the rotation side friction plate 10B is stopped, and consequently the rotation of the ring gear R3 is stopped.

なお、自動変速機の変速段を前進１速または後退速に切り替えるには、上記のような第１ブレーキＢＲ１の締結に加えて、第１クラッチＣＬ１または第３ブレーキＢＲ３を締結する必要があるが（図２参照）、これら第１クラッチＣＬ１または第３ブレーキＢＲ３は、シフトポジションがＤレンジまたはＲレンジに切り替えられた直後に速やかに締結される。一方、第１ブレーキＢＲ１の締結用ピストン２０は、それが駆動された直後に前進１速または後退速が達成されるように、少なくとも第１クラッチＣＬ１または第３ブレーキＢＲ３の締結と同時か、もしくはこれよりも遅れたタイミングで駆動される。   In order to switch the gear position of the automatic transmission to the first forward speed or the reverse speed, it is necessary to engage the first clutch CL1 or the third brake BR3 in addition to the engagement of the first brake BR1 as described above. The first clutch CL1 or the third brake BR3 is quickly engaged immediately after the shift position is switched to the D range or the R range (see FIG. 2). On the other hand, the engagement piston 20 of the first brake BR1 is at least simultaneously with the engagement of the first clutch CL1 or the third brake BR3 so that the first forward speed or the reverse speed is achieved immediately after it is driven, or It is driven at a timing later than this.

ここで、従来は、例えば前進１速への切り替え時に、第１ブレーキＢＲ１に代えてワンウェイクラッチ（一方向の回転のみを許容し、逆方向の回転を規制するクラッチ）がしばしば用いられていた。ワンウェイクラッチは第１クラッチＣＬ１の締結に伴い自然にロックするので、第１クラッチＣＬ１を締結するだけで前進１速に対応した動力伝達経路が達成されるからである。これによれば、摩擦締結要素の締結タイミングがずれることに起因する変速ショックの発生等を良好に抑制することができる。   Here, conventionally, for example, when switching to the first forward speed, a one-way clutch (a clutch that allows only one direction of rotation and restricts rotation in the opposite direction) is often used instead of the first brake BR1. This is because the one-way clutch naturally locks with the engagement of the first clutch CL1, so that a power transmission path corresponding to the first forward speed can be achieved only by engaging the first clutch CL1. According to this, it is possible to satisfactorily suppress the occurrence of a shift shock caused by a shift in the fastening timing of the frictional engagement element.

しかしながら、ワンウェイクラッチは、自動変速機のコスト、重量、サイズの増大を招くだけでなく、走行時間の大半は空転するので、引き摺り抵抗が発生し、燃費性能の低下を招くという問題がある。   However, the one-way clutch not only increases the cost, weight, and size of the automatic transmission, but also has a problem that drag resistance occurs and fuel consumption performance decreases because most of the running time is idle.

そこで、当実施形態の自動変速機においては、ワンウェイクラッチが廃止されている。その代替として、前進１速では、第１クラッチＣＬ１および第１ブレーキＢＲ１の双方が締結されるようになっている。   Therefore, the one-way clutch is abolished in the automatic transmission of this embodiment. As an alternative, at the first forward speed, both the first clutch CL1 and the first brake BR1 are engaged.

ただし、第１クラッチＣＬ１と第１ブレーキＢＲ１の双方を締結する場合、締結タイミングのずれに起因して車両の発進時等に不快なショック（変速ショック）が発生するおそれがある。特に前進１速のような発進変速段は、減速比が大きく、トルクが大きいので、発生する変速ショックがより大きくなる。   However, when both the first clutch CL1 and the first brake BR1 are engaged, there is a possibility that an unpleasant shock (shift shock) may occur when the vehicle is started due to a shift in engagement timing. In particular, since the start gear stage such as the first forward speed has a large reduction ratio and a large torque, the generated shift shock becomes larger.

これに対し、当実施形態では、第１ブレーキＢＲ１を締結する要求があった時点（つまりシフトポジションがＤレンジまたはＲレンジに切り替わった時点）で、既にクリアランス調整機構３０により摩擦板１０がゼロクリアランス位置まで押動されているので、締結用ピストン２０を作動させるだけで第１ブレーキＢＲ１の締結を完了させることができる。すなわち、締結用ピストン２０を駆動するために油圧を供給した時点で直ちに第１ブレーキＢＲ１の締結が完了するので、第１ブレーキＢＲ１の締結完了タイミングを高精度に調整することが可能になり、上記のような変速ショックを低減することが可能になる。   On the other hand, in the present embodiment, when the first brake BR1 is requested to be engaged (that is, when the shift position is switched to the D range or the R range), the clearance adjustment mechanism 30 has already caused the friction plate 10 to have zero clearance. Since it is pushed to the position, the engagement of the first brake BR1 can be completed only by operating the fastening piston 20. That is, since the engagement of the first brake BR1 is completed immediately when the hydraulic pressure is supplied to drive the engagement piston 20, the engagement completion timing of the first brake BR1 can be adjusted with high accuracy. It is possible to reduce the shift shock as described above.

（４）作用等
以上説明したように、本発明の第１実施形態では、第１ブレーキＢＲ１の締結時に、クリアランス調整機構３０を用いて摩擦板１０と締結用ピストン２０とのクリアランスＶをほぼゼロにするクリアランス調整が行われる。クリアランス調整機構３０は、回転可能に支持された第１リング部材３１と、第１リング部材３１と摩擦板１０との間において軸方向に移動可能に支持された第２リング部材３２と、第１リング部材３１を回転方向に駆動するピストン３３とを有している。第１リング部材３１および第２リング部材３２のそれぞれの対向面には波状帯４０，５０が設けられており、ピストン３３から第１リング部材３１に対し回転方向の駆動力が入力されると、その駆動力が、波状帯４０，５０（より詳しくは各歯部４１，５１の傾斜面４１ａ，５１ａ）の作用によって軸方向の力に変換され、これを受けて第２リング部材３２が前方（摩擦板１０に近づく方向）に駆動される。このような構成によれば、第１ブレーキＢＲ１の制御性が向上するという利点がある。 (4) Operation and the like As described above, in the first embodiment of the present invention, the clearance V between the friction plate 10 and the fastening piston 20 is substantially zero using the clearance adjustment mechanism 30 when the first brake BR1 is fastened. Clearance adjustment is performed. The clearance adjustment mechanism 30 includes a first ring member 31 that is rotatably supported, a second ring member 32 that is supported so as to be movable in the axial direction between the first ring member 31 and the friction plate 10, and a first ring member 32. It has the piston 33 which drives the ring member 31 to a rotation direction. Corrugated bands 40 and 50 are provided on the opposing surfaces of the first ring member 31 and the second ring member 32, respectively, and when a driving force in the rotational direction is input from the piston 33 to the first ring member 31, The driving force is converted into an axial force by the action of the corrugated belts 40 and 50 (more specifically, the inclined surfaces 41a and 51a of the tooth portions 41 and 51), and the second ring member 32 is received forward ( Driven in the direction approaching the friction plate 10). According to such a configuration, there is an advantage that the controllability of the first brake BR1 is improved.

すなわち、上記第１実施形態では、第１、第２リング部材３１，３２自身に備わる形状（ここでは波状帯４０，５０）によって第１リング部材３１の回転が第２リング部材３２の軸方向の移動に変換されるので、第１リング部材３１がピストンによって回転方向に駆動されたときに、当該回転と直接連動して第２リング部材３２が軸方向に移動する。これにより、第２リング部材３２を精度よくかつ速やかに移動させることができ、第１ブレーキＢＲ１に対するクリアランス調整の制御性を効果的に向上させることができる。   That is, in the first embodiment, the rotation of the first ring member 31 in the axial direction of the second ring member 32 is caused by the shape (here, the wavy bands 40, 50) provided to the first and second ring members 31, 32 themselves. Since it is converted into movement, when the first ring member 31 is driven in the rotational direction by the piston, the second ring member 32 moves in the axial direction directly in conjunction with the rotation. Thereby, the 2nd ring member 32 can be moved accurately and rapidly, and the controllability of the clearance adjustment with respect to 1st brake BR1 can be improved effectively.

特に、上記第１実施形態では、第１、第２リング部材３１，３２の各対向面（波状帯４０，５０）に形成された傾斜面４１ａ，５１ａどうしの摺接により、第１リング部材３１の回転が第２リング部材３２の軸方向移動に変換されるので、非常に簡単かつ確実に第２リング部材３２を軸方向に移動させることができる。   In particular, in the first embodiment, the first ring member 31 is slidably brought into contact with the inclined surfaces 41a and 51a formed on the opposing surfaces (the corrugated bands 40 and 50) of the first and second ring members 31 and 32. Since the rotation of the second ring member 32 is converted into the axial movement of the second ring member 32, the second ring member 32 can be moved in the axial direction very easily and reliably.

また、上記第１実施形態では、第１リング部材３１を回転させるための部材（回転駆動部材）として、油圧により第１リング部材３１の外周面に沿う方向に駆動されるピストン３３が設けられているので、当該ピストン３３によって第１リング部材３１に対し効率よく回転方向の駆動力を付与してこれを回転させることができ、当該第１リング部材３１の回転に応じて第２リング部材３２を確実に軸方向に移動させることができる。   In the first embodiment, a piston 33 that is driven in the direction along the outer peripheral surface of the first ring member 31 by hydraulic pressure is provided as a member (rotation drive member) for rotating the first ring member 31. Therefore, the piston 33 can efficiently apply a rotational driving force to the first ring member 31 to rotate the first ring member 31, and the second ring member 32 can be rotated according to the rotation of the first ring member 31. It can be reliably moved in the axial direction.

より具体的に、上記第１実施形態では、第１リング部材３１の外周面に外周凹部４４が形成され、当該外周凹部４４の内部に到達するまでピストン３３の先端部が延びており、また、ピストン３３の基端側には油圧を受けるための受圧部６２が形成されている。これによれば、油圧の供給によってピストン３３を確実に突出方向に駆動できるとともに、駆動されたピストン３３の先端部により外周凹部４４の壁面を押動して、これに応じて第１リング部材３１を確実に回転させることができる。   More specifically, in the first embodiment, the outer peripheral recess 44 is formed on the outer peripheral surface of the first ring member 31, and the tip of the piston 33 extends until reaching the inside of the outer peripheral recess 44, A pressure receiving portion 62 for receiving hydraulic pressure is formed on the base end side of the piston 33. According to this, the piston 33 can be reliably driven in the protruding direction by the supply of hydraulic pressure, and the wall surface of the outer peripheral recess 44 is pushed by the tip end of the driven piston 33, and the first ring member 31 is accordingly driven. Can be reliably rotated.

また、上記第１実施形態では、クリアランス調整機構３０と締結用ピストン２０とが摩擦板１０を挟んで軸方向に対向するように配置されているので、クリアランス調整機構３０の第２リング部材３２と締結用ピストン２０との間に摩擦板１０を挟み込むことができ、摩擦板１０（固定側摩擦板１０Ａおよび回転側摩擦板１０Ｂ）どうしを確実に軸方向に圧接させて締結状態（相対回転不能な状態）に至らしめることができる。   In the first embodiment, the clearance adjustment mechanism 30 and the fastening piston 20 are disposed so as to face each other in the axial direction with the friction plate 10 interposed therebetween, so that the second ring member 32 of the clearance adjustment mechanism 30 The friction plate 10 can be sandwiched between the fastening piston 20, and the friction plates 10 (the fixed friction plate 10 </ b> A and the rotation side friction plate 10 </ b> B) are securely brought into pressure contact with each other in the axial direction (relative rotation is impossible). State).

なお、上記第１実施形態では、シリンダ６５内の油圧室６７に供給される油圧によりピストン３３を駆動したが、ピストン３３は油圧駆動式に限られず、例えばソレノイドを利用した電磁力によりピストン３３を駆動してもよい。   In the first embodiment, the piston 33 is driven by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic chamber 67 in the cylinder 65. However, the piston 33 is not limited to the hydraulic drive type. For example, the piston 33 is driven by an electromagnetic force using a solenoid. It may be driven.

また、上記第１実施形態では、第１リング部材３１、第２リング部材３２、およびピストン３３等により、回転を軸方向移動に変換して摩擦板を押動する機構（本発明にかかる押動機構）を構成し、これを摩擦板１０のクリアランスＶを縮めるクリアランス調整機構３０として用いたが、本発明にかかる押動機構は、クリアランス調整用に限らず、摩擦板１０を締結するためのピストンとして使用することも可能である。このように、本発明にかかる押動機構を締結用ピストンとして使用した場合には、優れた応答性で摩擦板を締結もしくは解放することができる。   In the first embodiment, the first ring member 31, the second ring member 32, the piston 33, and the like convert the rotation into axial movement and push the friction plate (pushing according to the present invention). This mechanism is used as the clearance adjustment mechanism 30 for reducing the clearance V of the friction plate 10. However, the pushing mechanism according to the present invention is not limited to the clearance adjustment, and is a piston for fastening the friction plate 10. It can also be used. Thus, when the pushing mechanism according to the present invention is used as a fastening piston, the friction plate can be fastened or released with excellent responsiveness.

また、上記第１実施形態では、発進時に締結されるブレーキ要素である第１ブレーキＢＲ１に本発明を適用した例について説明したが、本発明はブレーキ要素以外の摩擦締結要素、つまりクラッチ要素に適用することも可能である。その具体例を、次の第２実施形態として説明する。   In the first embodiment, the example in which the present invention is applied to the first brake BR1 that is a brake element that is engaged at the time of starting has been described. However, the present invention is applied to a friction engagement element other than the brake element, that is, a clutch element. It is also possible to do. A specific example will be described as the second embodiment.

＜第２実施形態＞
図１３は、本発明の第２実施形態を説明するための図であり、本発明が適用された自動変速機のクラッチ要素ＣＬ’を示している。このクラッチ要素ＣＬ’は、例えば図１の第１クラッチＣＬ１に対応している。 Second Embodiment
FIG. 13 is a view for explaining a second embodiment of the present invention, and shows a clutch element CL ′ of an automatic transmission to which the present invention is applied. The clutch element CL ′ corresponds to, for example, the first clutch CL1 in FIG.

第２実施形態にかかるクラッチ要素ＣＬ’は、自動変速機の入力軸４と連係された回転可能なドラム部材１０５と、ドラム部材１０５の内周面にスプライン係合により保持された外側摩擦板１１０Ａと、プラネタリギヤセットのサンギヤ（例えば図１のサンギヤＳ１，Ｓ２）と連係された回転可能な動力伝達部材１０６と、動力伝達部材１０６の前端部の外周面にスプライン係合により保持された内側摩擦板１１０Ｂと、両摩擦板１１０Ａ，１１０Ｂの軸方向の一方側（ここでは前側）に配設された締結用ピストン１２０と、締結用ピストン１２０に対し両摩擦板１１０Ａ，１１０Ｂを挟んだ軸方向の反対側（ここでは後側）に配設されたクリアランス調整機構１３０とを有している。なお、以下では、外側摩擦板１１０Ａおよび内側摩擦板１１０Ｂを区別せずに指すときは、単に摩擦板１１０ということがある。   A clutch element CL ′ according to the second embodiment includes a rotatable drum member 105 linked to the input shaft 4 of the automatic transmission, and an outer friction plate 110A held on the inner peripheral surface of the drum member 105 by spline engagement. A rotatable power transmission member 106 linked to a sun gear (for example, sun gears S1 and S2 in FIG. 1) of the planetary gear set, and an inner friction plate held by spline engagement on the outer peripheral surface of the front end portion of the power transmission member 106 110B, the fastening piston 120 disposed on one side (here, the front side) of both friction plates 110A, 110B, and the opposite of the axial direction with both friction plates 110A, 110B sandwiched between the fastening piston 120 And a clearance adjustment mechanism 130 disposed on the side (rear side in this case). Hereinafter, when the outer friction plate 110A and the inner friction plate 110B are referred to without distinction, they may be simply referred to as the friction plate 110.

クリアランス調整機構１３０（押動機構）は、基本的に上記第１実施形態におけるクリアランス調整機構３０と同様の構造とされている。すなわち、クリアランス調整機構１３０は、摩擦板１１０の後方に配置された第１リング部材１３１と、第１リング部材１３１と摩擦板１１０との間に配置された第２リング部材１３２と、第１リング部材１３１を回転方向に駆動するピストン１３３とを有している。そして、ピストン１３３により第１リング部材１３１が回転駆動されると、その回転が第２リング部材１３２の前方への移動に変換されて、この前方移動する第２リング部材１３２によって摩擦板１１０が前方（締結用ピストン１２０に近づく方向）に押動されるようになっている。なお、回転を軸方向移動に変換するための機構（変換部）として、第１リング部材１３１および第２リング部材１３２の各対向面には、上記第１実施形態で示した波状帯４０，５０（図３〜図７、図１１）と同様の構造の波状帯１４０，１５０が形成されている。また、ドラム部材１０５の内周における第１リング部材１３２の近傍位置には、第１リング部材１３１の後方への移動を規制するためのスナップリング１３５が取り付けられている。   The clearance adjustment mechanism 130 (pushing mechanism) has basically the same structure as the clearance adjustment mechanism 30 in the first embodiment. That is, the clearance adjustment mechanism 130 includes a first ring member 131 disposed behind the friction plate 110, a second ring member 132 disposed between the first ring member 131 and the friction plate 110, and the first ring. And a piston 133 that drives the member 131 in the rotational direction. When the first ring member 131 is rotationally driven by the piston 133, the rotation is converted into the forward movement of the second ring member 132, and the friction plate 110 is moved forward by the second ring member 132 that moves forward. It is pushed in the direction approaching the fastening piston 120. In addition, as a mechanism (conversion part) for converting rotation into axial movement, the corrugated bands 40 and 50 shown in the first embodiment are provided on the opposing surfaces of the first ring member 131 and the second ring member 132, respectively. Wave-like bands 140 and 150 having the same structure as that shown in FIGS. 3 to 7 and FIG. 11 are formed. A snap ring 135 for restricting the rearward movement of the first ring member 131 is attached to a position near the first ring member 132 on the inner periphery of the drum member 105.

ただし、クラッチ要素ＣＬ’に適用された第２実施形態のクリアランス調整機構１３０では、上記第１実施形態のクリアランス調整機構３０と異なり、第１リング部材１３１および第２リング部材１３２が、外側摩擦板１１０Ａを保持するドラム部材１０５と一体に回転するように取り付けられている。加えて、第１リング部材１３１は、ドラム部材１０５に対し所定範囲に亘って相対回転可能とされ、第２リング部材１３２は、ドラム部材１０５に対し所定範囲に亘って軸方向に移動可能とされている。   However, in the clearance adjustment mechanism 130 of the second embodiment applied to the clutch element CL ′, unlike the clearance adjustment mechanism 30 of the first embodiment, the first ring member 131 and the second ring member 132 are the outer friction plates. It is attached to rotate integrally with the drum member 105 that holds 110A. In addition, the first ring member 131 is rotatable relative to the drum member 105 over a predetermined range, and the second ring member 132 is movable relative to the drum member 105 in the axial direction over a predetermined range. ing.

また、ピストン１３３は、第１リング部材１３１を外周側から駆動できるように、ドラム部材１０５の後部（第１リング部材１３１の外周側に位置する部位）に設けられている。ピストン１３３は、ドラム部材１０５の内部の油路１０８等を通じて供給される作動油の油圧により駆動される。   The piston 133 is provided at the rear portion of the drum member 105 (site located on the outer peripheral side of the first ring member 131) so that the first ring member 131 can be driven from the outer peripheral side. The piston 133 is driven by the hydraulic pressure of hydraulic oil supplied through the oil passage 108 and the like inside the drum member 105.

締結用ピストン１２０とドラム部材１０５との間には締結油圧室１２３が画成されている。締結用ピストン１２０は、ドラム部材１０５の内部の油路１２５等を通じて締結油圧室１２３に供給される作動油の油圧を受けて後方に駆動される。   A fastening hydraulic chamber 123 is defined between the fastening piston 120 and the drum member 105. The fastening piston 120 receives the hydraulic pressure of the hydraulic oil supplied to the fastening hydraulic chamber 123 through the oil passage 125 inside the drum member 105 and is driven rearward.

クラッチ要素ＣＬ’の締結時には、まず、クリアランス調整機構１３０により摩擦板１１０がゼロクリアランス位置まで押動される。すなわち、油路１０８からの油圧によりピストン１３３が突出方向に駆動されることにより、第１リング部材１３１がドラム部材１０５に対し相対回転させられるとともに、第２リング部材１３２が軸方向（前方）に移動させられる。そして、この前方移動した第２リング部材１３２により、締結用ピストン２０と当接または極近接する位置まで摩擦板１１０が前方に押動される。   When the clutch element CL ′ is engaged, first, the friction plate 110 is pushed to the zero clearance position by the clearance adjusting mechanism 130. That is, when the piston 133 is driven in the protruding direction by the hydraulic pressure from the oil passage 108, the first ring member 131 is rotated relative to the drum member 105, and the second ring member 132 is moved in the axial direction (forward). Moved. Then, the friction plate 110 is pushed forward by the second ring member 132 moved forward to a position in contact with or in close proximity to the fastening piston 20.

次いで、上記のように摩擦板１１０がゼロクリアランス位置まで移動した状態で、油路１２５から締結油圧室１２３に供給された油圧により締結用ピストン１２０が後方に押圧される。これにより、外側摩擦板１１０Ａと内側摩擦板１１０Ｂとが互いに圧接され、当該圧接に伴う摩擦力により両者が一体に回転する状態（相対回転が不能な状態）に至り、クラッチ要素ＣＬ’の締結が完了する。   Next, with the friction plate 110 moved to the zero clearance position as described above, the fastening piston 120 is pressed backward by the hydraulic pressure supplied from the oil passage 125 to the fastening hydraulic chamber 123. As a result, the outer friction plate 110A and the inner friction plate 110B are pressed against each other, and the frictional force accompanying the press contact results in a state where both rotate together (a state where relative rotation is impossible), and the clutch element CL ′ is fastened. Complete.

以上のとおり、本発明にかかる押動機構の一例であるクリアランス調整機構１３０をクラッチ要素ＣＬ’に適用した上記第２実施形態によれば、クラッチ要素ＣＬ’の制御性を効果的に向上させることが可能である。   As described above, according to the second embodiment in which the clearance adjustment mechanism 130 that is an example of the pushing mechanism according to the present invention is applied to the clutch element CL ′, the controllability of the clutch element CL ′ is effectively improved. Is possible.

なお、上記第２実施形態では、本発明にかかる押動機構をクラッチ要素のクリアランスを調整する調整機構として使用したが、クラッチ要素を締結するためのピストンとして使用することも可能である。   In the second embodiment, the pushing mechanism according to the present invention is used as an adjusting mechanism for adjusting the clearance of the clutch element. However, the pushing mechanism can also be used as a piston for fastening the clutch element.

２ 変速機構
ＰＧ１，ＰＧ２，ＰＧ３ プラネタリギヤセット
１０（１０Ａ，１０Ｂ） 摩擦板
２０ 締結用ピストン
３０ クリアランス調整機構（押動機構）
３１ 第１リング部材（第１部材）
３２ 第２リング部材（第２部材）
３３ ピストン（回転駆動部材）
４０，５０ 波状帯（変換部）
４１ａ 傾斜面（第１傾斜面）
４４ 外周凹部（凹部）
５１ａ 傾斜面（第２傾斜面）
６２ 受圧部
１１０（１１０Ａ，１１０Ｂ） 摩擦板
１２０ 締結用ピストン
１３０ クリアランス調整機構（押動機構）
１３１ 第１リング部材（第１部材）
１３２ 第２リング部材（第２部材）
１３３ ピストン（回転駆動部材）
１４０，１５０ 波状帯（変換部） 2 Transmission mechanism PG1, PG2, PG3 Planetary gear set 10 (10A, 10B) Friction plate 20 Piston for fastening 30 Clearance adjustment mechanism (pushing mechanism)
31 First ring member (first member)
32 Second ring member (second member)
33 Piston (Rotary drive member)
40, 50 Wavy band (conversion unit)
41a Inclined surface (first inclined surface)
44 Peripheral recess (recess)
51a inclined surface (second inclined surface)
62 Pressure receiving part 110 (110A, 110B) Friction plate 120 Piston for fastening 130 Clearance adjusting mechanism (pushing mechanism)
131 First ring member (first member)
132 Second ring member (second member)
133 piston (rotary drive member)
140,150 Wavy band (conversion unit)

Claims (6)

動力源から入力される回転を変速しつつ車輪側に伝達する変速機構と、変速機構を収容する変速機ケースと、変速機ケースの下方に設けられたバルブボディとを備えた自動変速機であって、
前記変速機構は、プラネタリギヤセットと、プラネタリギヤセットによる動力伝達経路を切り替えるために締結または解放される摩擦締結要素とを有し、
前記摩擦締結要素は、軸方向に対向配置された複数の摩擦板と、複数の摩擦板を軸方向の一方側から押圧することにより各摩擦板を互いに圧接させる締結用ピストンと、締結用ピストンが摩擦板を押圧する前に各摩擦板を軸方向の他方側から押動して締結用ピストンと摩擦板とのクリアランスを縮小させる押動機構と、締結用ピストンを駆動するために前記バルブボディから供給される油圧を受け入れる締結油圧室とを備え、
前記押動機構は、軸回りに回転可能に支持された第１部材と、当該第１部材と前記摩擦板との間において軸方向に移動可能に支持された第２部材と、前記第１部材を回転方向に駆動する回転駆動部材とを有し、
前記第１部材および第２部材には、前記回転駆動部材から前記第１部材に入力される回転方向の駆動力を、前記第２部材を軸方向に移動させる力に変換させる変換部が形成されており、
前記回転駆動部材は、前記バルブボディからの油圧の供給を受けて前記第１部材の外周面に沿う方向に駆動されるピストンであり、
前記ピストンは、前記変速機ケースに形成されたシリンダの内部に摺動可能に収容された受圧部と、受圧部から前記第１部材の外周面に向けて延びる主軸部とを有し、前記バルブボディからの供給油圧が前記受圧部に作用することにより、前記主軸部が突き出されて前記第１部材の外周面がその接線方向に押動される、ことを特徴とする自動変速機。 An automatic transmission that includes a transmission mechanism that transmits rotation input from a power source to the wheel side while shifting, a transmission case that houses the transmission mechanism, and a valve body that is provided below the transmission case. And
The speed change mechanism includes a planetary gear set and a frictional engagement element that is fastened or released to switch a power transmission path by the planetary gear set.
The friction engagement element includes: a plurality of friction plates disposed opposite to each other in the axial direction; a fastening piston that presses the plurality of friction plates from one side in the axial direction to press the friction plates together; and a fastening piston. Before pressing the friction plate , each friction plate is pushed from the other side in the axial direction to reduce the clearance between the fastening piston and the friction plate, and from the valve body to drive the fastening piston. A fastening hydraulic chamber for receiving the supplied hydraulic pressure ,
The push mechanism includes a first member supported to be rotatable about an axis, a second member supported to be movable in the axial direction between the first member and the friction plate, and the first member. A rotation drive member for driving the
The first member and the second member are formed with a conversion unit that converts a rotational driving force input from the rotational driving member to the first member into a force that moves the second member in the axial direction. and,
The rotational drive member is a piston that is driven in a direction along the outer peripheral surface of the first member in response to the supply of hydraulic pressure from the valve body,
The piston has a pressure receiving portion slidably accommodated in a cylinder formed in the transmission case, and a main shaft portion extending from the pressure receiving portion toward the outer peripheral surface of the first member, An automatic transmission characterized in that a hydraulic pressure supplied from a body acts on the pressure receiving portion to project the main shaft portion and push the outer peripheral surface of the first member in the tangential direction . 請求項１記載の自動変速機において、
前記変換部は、前記第１部材の軸方向一方側の面に形成された第１傾斜面と、当該第１傾斜面と摺接可能なように前記第２部材の軸方向他方側の面に形成された第２傾斜面とを有する、ことを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1, wherein
The converting portion is formed on a first inclined surface formed on one axial surface of the first member, and on the other axial surface of the second member so as to be slidable with the first inclined surface. An automatic transmission having a second inclined surface formed. 請求項１または２記載の自動変速機において、
前記第１部材の外周面に、前記ピストンの主軸部の先端部を受け入れるための凹部が形成されている、ことを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to claim 1 or 2 ,
Automatic transmission on the outer peripheral surface of the first member, Ru Tei recess is formed for receiving the distal end portion of the main shaft portion of the piston, characterized in that. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の自動変速機において、
前記第１部材および第２部材は、同一軸心上に配置されたリング状の部材であり、
前記第１部材の内周面には、径方向内側に突出する複数の凸部と、隣接する凸部の間に形成された凹陥部とが、周方向に交互に並ぶように形成され、
前記第２部材の内周縁には、前記第１部材に向けて突出するとともに前記第１部材の凹陥部に周方向の隙間を空けて挿入される複数の突起部が設けられ、
前記第１部材と第２部材との間にはリングバネが取り付けられ、
前記リングバネは、前記第２部材の複数の突起部を外周側から取り囲むリング状の本体部と、本体部の内周側に一体に設けられ、前記第２部材の突起部とこれに隣接する前記第１部材の凸部との間に挟まれる板バネ部とを有している、ことを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 3,
The first member and the second member are ring-shaped members arranged on the same axis,
On the inner peripheral surface of the first member, a plurality of convex portions protruding radially inward and concave portions formed between adjacent convex portions are formed so as to be alternately arranged in the circumferential direction,
The inner periphery of the second member is provided with a plurality of protrusions that protrude toward the first member and are inserted into the recesses of the first member with a circumferential clearance therebetween,
A ring spring is attached between the first member and the second member,
The ring spring is provided integrally with a ring-shaped main body that surrounds the plurality of protrusions of the second member from the outer peripheral side, and an inner peripheral side of the main body, and is adjacent to the protrusion of the second member. An automatic transmission having a leaf spring portion sandwiched between the convex portion of the first member . 請求項１〜４のいずれか１項に記載の自動変速機において、
前記摩擦締結要素は、車両の発進時に締結されるブレーキ要素である、ことを特徴とする自動変速機。 The automatic transmission according to any one of claims 1 to 4 ,
The automatic transmission, wherein the friction engagement element is a brake element that is engaged when the vehicle starts. 請求項５記載の自動変速機において、
前記変速機構は、車両の発進時に前記ブレーキ要素とともに締結されるクラッチ要素を備え、かつ発進時にロックするワンウェイクラッチを備えない、ことを特徴とする自動変速機。
The automatic transmission according to claim 5 , wherein
2. The automatic transmission according to claim 1, wherein the speed change mechanism includes a clutch element that is fastened together with the brake element when the vehicle starts, and does not include a one-way clutch that is locked when the vehicle starts.
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