JPH0247617B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、「四つの前進駆動比と一つの後退駆
動比を有する自動トランスアクスル動力伝達装
置」と題する、1980年７月１日出願の米国特許出
願第164869号（米国特許第4368649号、特開昭57
−43041号）に示された型式の４速比動力伝達機
構の改良にかかわる。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention is based on U.S. patent application Ser. U.S. Patent No. 4368649, Japanese Unexamined Patent Publication No. 1983
-43041)) is concerned with the improvement of the 4-speed ratio power transmission mechanism.

前記米国特許出願において、本出願人は内燃機
関のクラツチ軸の軸線上に置かれた流体動力学的
トルクコンバータと、クランク軸の軸線と平行
に、そして歯車系を通つて同心に延びる従軸の軸
線の回りに回転するように取り付けられた二つの
単純遊星歯車ユニツトを開示した。羽根を有する
タービンのタービン軸であるトルクコンバータの
トルク出力機素は、チエーンによつて歯車系の駆
動スプロケツトに接続されている。クラツチとブ
レーキは、四つの前進駆動比ならびに一つの後退
駆動比を設定しそして廃止するために使用され
る。 In the said U.S. patent application, the applicant describes a hydrodynamic torque converter located on the axis of the clutch shaft of an internal combustion engine and a slave shaft extending parallel to the axis of the crankshaft and concentrically through a gear system. Two simple planetary gear units mounted for rotation about an axis are disclosed. The torque output element of the torque converter, which is the turbine shaft of the bladed turbine, is connected by a chain to the drive sprocket of the gear system. Clutches and brakes are used to set and disable four forward drive ratios and one reverse drive ratio.

前掲の米国特許出願の実施例は、第一のオーバ
ーランニング クラツチと第一の摩擦クラツチ
は、歯車系の入力太陽歯車と従動スプロケツトの
間を駆動接続するために使用される。直列関係に
置かれた第二のオーバーランニング クラツチと
第二の摩擦クラツチは、太陽歯車を従動スプロケ
ツトに接続する。第一の摩擦クラツチと第二の摩
擦クラツチのおのおのは、歯車系の軸線の回りに
回転する圧力室を形成する環状シリンダとそれに
協働する環状ピストンを含む流体圧作動サーボを
備えている。該圧力室が加圧されるとき、ピスト
ンはそのオーバーランニング クラツチの外レー
スと、クラツチシリンダの共通の回転部分との間
を駆動接続するために摩擦円板に係合する。 In the embodiment of the above-referenced U.S. patent application, a first overrunning clutch and a first friction clutch are used to provide a driving connection between the input sun gear and the driven sprocket of a gear system. A second overrunning clutch and a second friction clutch placed in series connection connect the sun gear to the driven sprocket. The first friction clutch and the second friction clutch each include a hydraulically actuated servo including an annular piston cooperating with an annular cylinder defining a pressure chamber rotating about the axis of the gear system. When the pressure chamber is pressurized, the piston engages the friction disc to provide a driving connection between the outer race of the overrunning clutch and a common rotating part of the clutch cylinder.

第２速比で駆動中、第二の摩擦クラツチのクラ
ツチシリンダは従動スプロケツトの速度の約1.8
倍に等しい比較的高い速度で回転する。これは協
働するクラツチサーボの圧力室の中に望ましくな
い遠心圧力の増強を生ずる。この遠心圧力の増強
は、クラツチを離脱しようとするとき圧力室を排
出地帯に開く逆止め弁によつて軽減される。しか
し、クラツチシリンダの高い回転速度は、逆止め
玉弁機素にかかる遠心力を不当に高くし、それに
よつて第２速から第３速へ変更するためにクラツ
チを加圧することを不可能にする。 When driving at the second speed ratio, the clutch cylinder of the second friction clutch is approximately 1.8 of the speed of the driven sprocket.
Rotate at a relatively high speed equal to twice the This results in an undesirable centrifugal pressure build-up in the pressure chambers of the cooperating clutch servos. This centrifugal pressure build-up is relieved by a check valve that opens the pressure chamber to the discharge zone when the clutch is about to disengage. However, the high rotational speed of the clutch cylinder makes the centrifugal force on the check ball valve element unduly high, thereby making it impossible to pressurize the clutch to change from second to third gear. do.

本発明の改良は、２−３アツプシフトのキヤリ
ブレーシヨンを困難にする遠心力の問題を解決す
る新規なオーバーランニング クラツチと摩擦ク
ラツチを含んでいる。本出願人の改良された装置
では、普通入力スプロケツトの速度の1.8倍で駆
動される太陽歯車は、摩擦クラツチのシリンダに
接続されないで、協働する一方向クラツチの内レ
ースに接続される。各クラツチの内レースは、遊
星歯車系の入力太陽歯車のトルク送り出し機素と
して働く共通の部材に接続されている。こうして
クラツチシリンダが受ける最大速度は従動スプロ
ケツトの速度に等しく、したがつて速比の変更を
キヤリブレートすることにより容易にする。 The improvements of the present invention include a new overrunning clutch and friction clutch that solves the centrifugal force problem that makes calibrating 2-3 upshifts difficult. In Applicant's improved system, the sun gear, normally driven at 1.8 times the speed of the input sprocket, is not connected to the cylinder of the friction clutch, but to the inner race of a cooperating one-way clutch. The inner race of each clutch is connected to a common member that serves as the torque delivery element for the input sun gear of the planetary gear system. Thus, the maximum speed experienced by the clutch cylinder is equal to the speed of the driven sprocket, thus facilitating speed ratio changes by calibrating.

本発明の改良されたクラツチとブレーキの装置
は、２−３アツプシフトは同期のクラツチの離脱
と使用を必要とする同期シフトであるが、非同期
の３−４アツプシフトと非同期の１−２アツプシ
フトを達成することを可能にする。１−２非同期
アツプシフトは摩擦クラツチの係合のみを必要と
し、そして非同期３−４アツプシフトは摩擦ブレ
ーキの係合のみを必要とする。 The improved clutch and brake system of the present invention achieves an asynchronous 3-4 upshift and an asynchronous 1-2 upshift, whereas a 2-3 upshift is a synchronous shift that requires the disengagement and use of a synchronous clutch. make it possible to A 1-2 asynchronous upshift requires only the engagement of the friction clutch, and an asynchronous 3-4 upshift requires only the engagement of the friction brake.

第１図で、番号１０は流体動力学的トルクコン
バータを示す。番号１２は複式遊星歯車ユニツト
を示し、そして番号１４′は出力トルクを歯車系
から車軸に移すための差動歯車ユニツトを示す。 In FIG. 1, numeral 10 indicates a hydrodynamic torque converter. Number 12 indicates a compound planetary gear unit and number 14' indicates a differential gear unit for transferring output torque from the gear system to the axle.

第１図で、図示しない内燃機関のクランク軸
は、コンバータ１０のインペラ１６に接続された
クランク軸の軸線１４を有している。羽根を有す
るタービン１８と羽根を有するステータ２０は、
インペラ１６とともにトロイド状の流体の流れの
循環路を形成している。ステータ２０は、静止し
たステータスリーブ軸２２の上に支えられ、そし
てオーバーランニングブレーキ２４はステータ２
０を軸２２に固定し、そしてそれはインペラの回
転方向と反対の方向にステータ２０の回転するこ
とを防ぐが、反対方向の自由なフリーホイーリン
グ運動は許される。 In FIG. 1, a crankshaft of an internal combustion engine (not shown) has a crankshaft axis 14 connected to an impeller 16 of a converter 10. The turbine 18 having blades and the stator 20 having blades are
Together with the impeller 16, it forms a toroidal fluid flow circulation path. The stator 20 is supported on a stationary stator sleeve shaft 22 and an overrunning brake 24 is mounted on the stator 2
0 is fixed to the shaft 22, and it prevents rotation of the stator 20 in a direction opposite to the direction of rotation of the impeller, but free freewheeling movement in the opposite direction is allowed.

タービン１８は、トルク入力スプロケツト２８
を駆動するタービンスリーブ軸２６に接続されて
いる。スプロケツト２８は、伝動チエーン３０と
従動スプロケツト３２をも含むトルク移送伝動装
置の一部である。スプロケツト３２は、トルク出
力軸３４の軸線の回りに回転するように取り付け
られている。 The turbine 18 has a torque input sprocket 28
It is connected to the turbine sleeve shaft 26 that drives the. Sprocket 28 is part of a torque transfer transmission that also includes a transmission chain 30 and a driven sprocket 32. The sprocket 32 is mounted to rotate about the axis of the torque output shaft 34.

遊星歯車系１２は、太陽歯車３６、輪歯車３
８、キヤリア４０、および太陽歯車３６と輪歯車
３８にかみ合い係合する、キヤリア４０によつて
支えられる遊星ピニオン４２を有する第一の歯車
ユニツトを含む、二つの単純遊星歯車ユニツトを
含んでいる。歯車系１２はまた、太陽歯車４４、
輪歯車４６、キヤリア４８、および太陽歯車４４
と輪歯車４６にかみ合い係合する、キヤリア４８
の上に回転可能に支えられる遊星ピニオン５０を
有する第二の歯車ユニツトを含んでいる。キヤリ
ア４０は輪歯車４６に接続され、そして輪歯車３
８はキヤリア４８ならびにトルク出力軸５２に接
続されている。トルク出力軸５２は、遊星歯車ユ
ニツト５６と前記の歯車ユニツト１４′を含む最
終駆動歯車系の太陽歯車５４に接続されている。
歯車ユニツト５６は、太陽歯車５４のほかに、固
定された輪歯車５８、キヤリア６０、および太陽
歯車５４と輪歯車５８に係合するキヤリア６０の
上に回転可能に支えられる遊星ピニオン６２を含
んでいる。キヤリア６０は、差動歯車系１４′の
歯車箱に接続されている。この差動歯車系は、差
動サイドギア６８と７０にかみ合う差動ピニオン
６４と６６を有している。サイドギア６８は従動
軸３４に駆動可能に接続され、そしてサイドギア
７０は従動軸３５に接続されている。 The planetary gear system 12 includes a sun gear 36 and a ring gear 3.
8, two simple planetary gear units including a first gear unit having a carrier 40 and a planetary pinion 42 supported by the carrier 40 in meshing engagement with the sun gear 36 and ring gear 38. Gear system 12 also includes a sun gear 44,
Ring gear 46, carrier 48, and sun gear 44
A carrier 48 meshingly engages with the ring gear 46.
a second gear unit having a planetary pinion 50 rotatably supported thereon. The carrier 40 is connected to the ring gear 46 and the ring gear 3
8 is connected to the carrier 48 and the torque output shaft 52. The torque output shaft 52 is connected to a sun gear 54 of a final drive gear system that includes a planetary gear unit 56 and the aforementioned gear unit 14'.
In addition to the sun gear 54, the gear unit 56 includes a fixed ring gear 58, a carrier 60, and a planetary pinion 62 rotatably supported on the carrier 60 that engages the sun gear 54 and the ring gear 58. There is. The carrier 60 is connected to the gear box of the differential gear system 14'. The differential gear system includes differential pinions 64 and 66 that mesh with differential side gears 68 and 70. Side gear 68 is drivably connected to driven shaft 34 , and side gear 70 is connected to driven shaft 35 .

従動スプロケツト３２は、前進駆動摩擦クラツ
チ７４の入力側に延びるスリーブ軸７２に接続さ
れている。このクラツチはまた、記号CL₁をつけ
ている。クラツチ７４の出力側は、記号OWC₁を
つけたオーバーランニング クラツチ７８の外レ
ース７６に接続されている。８０で示すクラツチ
７８の内レースは、図示のように太陽歯車３６と
第二のオーバーランニング クラツチ８４の内レ
ース８２に接続されている。オーバーランニング
クラツチ８４はまた、記号OWC₂をつけてい
る。 The driven sprocket 32 is connected to a sleeve shaft 72 that extends to the input side of a forward drive friction clutch 74. This clutch also bears the symbol CL ₁ . The output side of clutch 74 is connected to the outer race 76 of an overrunning clutch 78, marked OWC ₁ . The inner race of clutch 78, indicated at 80, is connected to sun gear 36 and inner race 82 of second overrunning clutch 84 as shown. The overrunning clutch 84 also bears the symbol OWC ₂ .

オーバーランニング クラツチ８４の外レース
８６は摩擦クラツチ８８の片側に接続され、摩擦
クラツチ８８は直接駆動を設定するために係合さ
れる。クラツチ８８はまた記号CL₃をつけてい
る。クラツチ８８の反対側は、摩擦クラツチ９０
の入力側に接続され、摩擦クラツチ９０は中間速
度で作動中係合される。クラツチ９０の反対側は
キヤリア４０に接続されている。 The outer race 86 of the overrunning clutch 84 is connected to one side of a friction clutch 88, which is engaged to establish direct drive. Clutch 88 also bears the symbol CL ₃ . On the opposite side of the clutch 88 is a friction clutch 90.
The friction clutch 90 is engaged during operation at intermediate speeds. The opposite side of clutch 90 is connected to carrier 40.

キヤリア４０は、後退駆動の作動中、後退ブレ
ーキ９２によつてブレーキを掛けられるようにさ
れている。これは可動と固定のクラツチ円板を有
する円板式ブレーキであり、そしてこの理由で、
それは第１図にクラツチとして示されている。そ
れは記号CL₄をつけている。 The carrier 40 is adapted to be braked by a reverse brake 92 during operation of the reverse drive. This is a disc brake with a movable and fixed clutch disc, and for this reason:
It is shown as a clutch in FIG. It bears the symbol CL ₄ .

太陽歯車３６は第４速比で作動中ブレーキを掛
けられるようにされ、それはオーバーランニング
クラツチのレース８０と太陽歯車３６に接続さ
れたブレーキを囲むブレーキバンド９４による増
速駆動比である。第１図で、ブレーキバンド９４
はまた記号B₁をつけている。 The sun gear 36 is enabled to be braked during operation in a fourth gear ratio, which is an increased drive ratio due to the race 80 of the overrunning clutch and the brake band 94 surrounding the brake connected to the sun gear 36. In Figure 1, the brake band 94
also bears the symbol B ₁ .

太陽歯車４４は、ブレーキバンド９６によつて
低速比で作動中と中間速比で作動中ブレーキを掛
けられるようにされたブレーキドラムに接続され
ている。このブレーキバンドはまた記号B₂をつ
けている。ブレーキバンド９４とブレーキバンド
９６の両方は、図示しない流体圧作動ブレーキサ
ーボによつて動かされる。 The sun gear 44 is connected by a brake band 96 to a brake drum that is adapted to be braked during operation at low speed ratios and during operation at intermediate speed ratios. This brake band also bears the symbol B ₂ . Both brake band 94 and brake band 96 are operated by a hydraulically actuated brake servo, not shown.

コンバータ組立体は、トルクコンバータの中に
置かれたロツクアツプクラツチ９８とインペラの
ハウジングを含んでいる。ロツクアツプクラツチ
９８のトルク出力側は、ロツクアツプクラツチが
係合するとき過渡的なトルク変動が生じないよう
に、インペラとタービンスリーブ軸２６の間に置
かれたダンパ１００を有している。 The converter assembly includes a lockup clutch 98 located within the torque converter and an impeller housing. The torque output side of lockup clutch 98 includes a damper 100 placed between the impeller and turbine sleeve shaft 26 to prevent transient torque fluctuations when the lockup clutch is engaged.

第２図は、種々な前進駆動比のおのおのと後退
駆動比のために係合されまたは放される必要ある
クラツチとブレーキを示すチヤートである。その
チヤートで、記号Ｘは係合されたクラツチまたは
ブレーキを示すために使用され、そして記号Ｏ／
Ｒはオーバーランニング クラツチ７８と８４の
一つまたはもう一つのためのオーバーランニング
状態を示すために使用される。 FIG. 2 is a chart showing the clutches and brakes that need to be engaged and released for each of the various forward drive ratios and reverse drive ratios. In that chart, the symbol X is used to indicate an engaged clutch or brake, and the symbol O/
R is used to indicate an overrunning condition for one or another of overrunning clutches 78 and 84.

低速比の作動を設定するためには、クラツチ
CL₁ならびにブレーキB₂が使用される。タービン
のトルクはそこで、移送伝動チエーン３０を経て
スプロケツト３２に、そしてクラツチ７４とオー
バーランニング クラツチ７８を経て太陽歯車３
６に伝達され、太陽歯車４４は反動点として作用
する。そこで第２図に示すように2.779に等しい
全トルク比になる。クラツチCL₃も使用された惰
行状態では、オーバーランニング クラツチ７８
は、惰行トルクが太陽歯車３６からオーバーラン
ニング クラツチ８４を経て送り出されるときオ
ーバーランする。惰行状態は、第一駆動方式１Ｍ
として第２図のチヤートに示されている。第二の
駆動方式は、クラツチCL₃の係合を必要としない
自動低速比の状態を示す。 To set low ratio operation, press the clutch.
CL ₁ as well as brake B ₂ are used. Turbine torque is then transferred via transfer transmission chain 30 to sprocket 32 and via clutch 74 and overrunning clutch 78 to sun gear 3.
6, and the sun gear 44 acts as a reaction point. The total torque ratio is then equal to 2.779 as shown in FIG. In coasting conditions when clutch CL ₃ is also used, overrunning clutch 78
overruns when coasting torque is delivered from sun gear 36 through overrunning clutch 84. In the coasting state, the first drive method is 1M.
This is shown in the chart of FIG. The second drive system represents an automatic low speed ratio condition that does not require engagement of clutch _CL3 .

中間比に比を変えるためには、ブレーキB₂が
使用されたまま一つの追加クラツチを係合させる
ことだけが必要である。追加クラツチはクラツチ
CL₂である。クラツチCL₂が係合すると、スプロ
ケツト３２からのトルクは直接キヤリア４０に、
そしてキヤリア４０を経て輪歯車３８に送り出さ
れる。これは1.512の速度比を生ずる。 To change the ratio to an intermediate ratio, it is only necessary to engage one additional clutch while the brake _B2 remains in use. Additional clutches are clutches
It is CL ₂ . When clutch CL ₂ is engaged, torque from sprocket 32 is transferred directly to carrier 40.
Then, it is sent to the ring gear 38 via the carrier 40. This results in a speed ratio of 1.512.

中間比から第３速直接駆動比への比の変更は、
調時関係に追加クラツチCL₃を係合させてブレー
キB₂を放すことを必要とする非同期シフトであ
る。これらの状態の下に、駆動トルクはスプロケ
ツト３２からオーバーランニング クラツチ８４
を経て太陽歯車３６に送り出される。トルクは太
陽歯車３６とキヤリア４０に同時に送り出される
ので、遊星歯車系の諸機素は一斉に回転するため
にいつしよにロツクされる。 Changing the ratio from intermediate ratio to 3rd speed direct drive ratio is as follows:
It is an asynchronous shift that requires the timing relationship to engage additional clutch CL ₃ and release brake B ₂ . Under these conditions, drive torque is transferred from sprocket 32 to overrunning clutch 84.
It is sent out to the sun gear 36 through. Since torque is delivered to sun gear 36 and carrier 40 simultaneously, the elements of the planetary gear system are locked together to rotate in unison.

第４速比は増速駆動比である。それはブレーキ
B₁を掛け、そしてクラツチCL₁を放すことによつ
て行なわれる。実際にブレーキB₁は、クラツチ
CL₁が放される前に掛けられる。第３−４シフト
は非同期シフトでなく、それはただ一つの摩擦機
素B₁を係合させるだけによつて行なわれる。オ
ーバーランニング クラツチ８４は惰性で回転
し、こうしてこの非同期シフトが起こることを許
す。 The fourth speed ratio is a speed increasing drive ratio. it's the brake
This is done by multiplying B ₁ and releasing clutch CL ₁ . Actually the brake B ₁ is the clutch
Hung before CL ₁ is released. The 3rd-4th shift is not an asynchronous shift; it is performed by engaging only one friction element _B1 . Overrunning clutch 84 freewheels, thus allowing this asynchronous shift to occur.

後退駆動はクラツチCL₁、クラツチCL₃、およ
びブレーキCL₄を係合させることによつて得られ
る。クラツチCL₃は、後退で惰行ブレーキを掛け
ることを許すために後退駆動方式で使用され、そ
のときオーバーランニング クラツチ８４は、オ
ーバーランニング クラツチ７８が遊んでいるあ
いだロツクされる。 Reverse drive is obtained by engaging clutch CL ₁ , clutch CL ₃ , and brake CL ₄ . Clutch CL ₃ is used in reverse drive mode to allow coasting braking in reverse, when overrunning clutch 84 is locked while overrunning clutch 78 is idle.

オーバーランニング クラツチを係合させそし
て放す様式は、駆動状態と惰行状態の両方につい
て第２図のチヤートに示されている。第２図はま
た、駆動方式のおのおのの特徴である比を示す。 The manner in which the overrunning clutch is engaged and released is shown in the chart of FIG. 2 for both drive and coast conditions. FIG. 2 also shows the ratios characteristic of each drive system.

第３Ａ図でわかるように、クランク軸１４の端
は駆動板１０４によつてインペラのハウジング１
０２に接続されている。タービン１８とステータ
２０はインペラのハウジング１０２の中に取り付
けられている。インペラのボス１０６は、静止し
たステータスリーブ軸２２の上にインペラのハウ
ジングの左側で支えられている。駆動スプロケツ
ト２８の軸受支持スリーブ１０８、ならびにステ
ータスリーブ軸２２はハウジングの壁１１０によ
つて支えられ、それは全体を１１２で示す変速機
のケーシングの一部をつくつている。このケーシ
ングは、その右側のへり１１４で、ボルト締めま
たは他の方法で内燃機関に堅く取り付けられてい
る。 As seen in FIG. 3A, the end of the crankshaft 14 is connected to the impeller housing 1 by a drive plate 104.
Connected to 02. Turbine 18 and stator 20 are mounted within impeller housing 102. The impeller boss 106 is supported on the left side of the impeller housing on a stationary stator sleeve shaft 22. The bearing support sleeve 108 of the drive sprocket 28, as well as the stator sleeve shaft 22, are supported by a housing wall 110, which forms part of the transmission casing, indicated generally at 112. This casing is bolted or otherwise rigidly attached to the internal combustion engine at its right-hand edge 114.

壁１１０は、カバー１１８の壁１１６とともに
スプロケツト２８のための空所をつくつている。
制御弁ボデー１２０はカバー１１８に堅く取り付
けられ、そしてポンプボデー１２２は弁ボデー１
２０の左側の面に堅く取り付けられている。ポン
プ駆動軸１２４はタービンスリーブ軸２６を通つ
て延び、そして第３Ａ図でわかるようにその左端
でポンプのロータ１２６にスプライン結合されて
いる。ポンプボデー１２２の中のポンプは容積式
ポンプであつて、弁ボデー１２０と、その中の弁
機素によつて制御されるクラツチとブレーキの流
体圧作動サーボの圧力源として働く。 Wall 110, together with wall 116 of cover 118, creates a cavity for sprocket 28.
The control valve body 120 is rigidly attached to the cover 118 and the pump body 122 is attached to the valve body 1
It is firmly attached to the left side surface of 20. Pump drive shaft 124 extends through turbine sleeve shaft 26 and is splined at its left end to pump rotor 126, as seen in FIG. 3A. The pump in pump body 122 is a positive displacement pump and serves as a pressure source for the hydraulically actuated servos of the clutch and brakes controlled by valve body 120 and the valve elements therein.

ポンプ駆動軸１２４の右端は、１２８でインペ
ラのハウジングのボス１３０にスプライン結合さ
れている。タービン軸２６の右端は、１３２でタ
ービンのボス１３４にスプライン結合されてい
る。 The right end of the pump drive shaft 124 is splined at 128 to a boss 130 of the impeller housing. The right end of the turbine shaft 26 is splined at 132 to a turbine boss 134 .

軸１２４の内部は流れを向ける管１３４を有
し、それは、制御弁ボデーの中の供給口１３８か
ら、コンバータ１０のトーラス循環路に流体を供
給する軸２６の中につくられた流体供給口１４０
に延びる環状流路１３６を形成するために、軸１
２４と協働する。第二の供給通路は軸１２４の内
部につくられ、そして供給口１４６は、軸１２４
の内部からコンバータのハウジングの内壁とクラ
ツチ９８のクラツチ板１５０との間の空所１４８
に延びている。その空所１４８の中の流体の流れ
が半径方向に向けられているとき、クラツチ９８
の半径方向外方の地帯にある摩擦面は、クラツチ
板１５０がインペラのハウジングに摩擦で接続さ
れないように離脱されている。流れの戻し口１５
２はスリーブ軸２２の中につくられ、そしてそれ
は環状通路１５４を経て口１５６に通じ、口１５
６は次いで弁ボデーの循環路の低圧側に通じてい
る。 Inside the shaft 124 is a flow directing tube 134 that connects a fluid supply port 140 made in the shaft 26 that supplies fluid to the torus circuit of the converter 10 from a supply port 138 in the control valve body.
axis 1 to form an annular channel 136 extending to
Collaborate with 24. A second supply passageway is created within the shaft 124 and a supply port 146 is located within the shaft 124.
from the inside of the cavity 148 between the inner wall of the converter housing and the clutch plate 150 of the clutch 98.
It extends to When the fluid flow within the cavity 148 is directed radially, the clutch 98
The friction surfaces in the radially outer zone of the clutch plate 150 are spaced apart so that the clutch plate 150 is not frictionally connected to the impeller housing. Flow return port 15
2 is made in the sleeve shaft 22 and it communicates with the port 156 via an annular passage 154 and the port 15
6 then leads to the low pressure side of the circuit of the valve body.

もし弁ボデーが軸１２４の内部の通路を減圧さ
れるようにするならば、クラツチ板とインペラの
ハウジングの隣接する壁との間の空所１４８は減
圧され、そしてトルク循環路の中のより高い圧力
はクラツチ板１５０をインペラのハウジングに係
合させ、それによつてタービンをインペラにロツ
ク（lock）し、そして流体動力学的ユニツトを通
して直接駆動を生ずる。 If the valve body allows the passage inside the shaft 124 to be depressurized, the cavity 148 between the clutch plate and the adjacent wall of the impeller housing will be depressurized and the higher in the torque circuit. The pressure engages the clutch plate 150 to the impeller housing, thereby locking the turbine to the impeller and providing direct drive through the hydrodynamic unit.

第３Ｂ図と第３Ｃ図のそれぞれでわかるよう
に、クラツチと遊星歯車系を囲むハウジング部分
は、ハウジング１１２の一部である。クラツチと
遊星歯車系のハウジング部分の左端は、端の軸受
支持壁１５６によつて閉ざされている。端壁１１
６は、第３Ｂ図でわかるようにクラツチのハウジ
ング部分の上に延び、そしてボルト１５８によつ
て適所に堅く取り付けられている。壁１１６と軸
受支持壁１５６は、伝動チエーン３０とスプロケ
ツト３２を囲む空所１６０を形成している。スプ
ロケツト３２は軸受１６２によつて、壁１５６の
中につくられた軸受の口の中に支えられている。
スプロケツト３２は、１６６でクラツチスリーブ
軸１６８にスプライン結合された駆動スリーブ軸
１６４に接続、すなわち一体に連結されている。
軸１６８は１７０で、クラツチシリンダ１７２と
型に合わせて作られたクラツチシリンダ１７４と
１７６にスプライン結合されている。 As seen in each of FIGS. 3B and 3C, the portion of the housing surrounding the clutch and planetary gear system is part of housing 112. The left end of the clutch and planetary gear system housing portion is closed off by an end bearing support wall 156. End wall 11
6 extends over the housing portion of the clutch as seen in FIG. 3B and is secured in place by bolts 158. Wall 116 and bearing support wall 156 define a cavity 160 surrounding transmission chain 30 and sprocket 32. Sprocket 32 is supported by bearing 162 in a bearing mouth formed in wall 156.
The sprocket 32 is connected or integrally connected to a drive sleeve shaft 164 which is splined at 166 to a clutch sleeve shaft 168.
The shaft 168 is splined at 170 to a clutch cylinder 172 and molded clutch cylinders 174 and 176.

シリンダ１７２は、クラツチ７４の外部にスプ
ラインを有するクラツチ円板を支え、そしてクラ
ツチ７４の内部にスプラインを有するクラツチ円
板は、オーバーランニング クラツチ７８の外レ
ース７６にスプライン結合されている。オーバー
ランニング クラツチ７８の内レース８０はブレ
ーキドラム１８０に接続され、それは次いで駆動
板１８２を経て太陽歯車３６のスリーブ軸１８４
に接続されている。それはまた、駆動板１８６を
経てオーバーランニング クラツチ８４の内レー
ス８２に接続されている。 Cylinder 172 supports a splined clutch disc on the exterior of clutch 74, and the splined clutch disc on the interior of clutch 74 is splined to outer race 76 of overrunning clutch 78. The inner race 80 of the overrunning clutch 78 is connected to a brake drum 180 which in turn connects to the sleeve shaft 184 of the sun gear 36 via a drive plate 182.
It is connected to the. It is also connected to the inner race 82 of the overrunning clutch 84 via a drive plate 186.

シリンダ１７２は環状ピストン１８８を受け、
ピストン１８８は、スリーブ軸１６８とスリーブ
軸１９０の中の口を通つて圧力供給口１９２に通
じる圧力空所を形成するためにシリンダ１７２と
協働し、圧力供給口１９２は次いで弁ボデーに通
じている。型に合わせて作られたシリンダ１７４
と１７６は、それぞれ環状ピストン１９４と１９
６と協働する。シリンダとそれらのそれぞれのピ
ストンは、クラツチスリーブ軸１６８の中につく
られた口を通つて圧力送給通路１９８と２００に
通じる作動圧力室を形成している。シリンダ１７
４は、外部にスプラインを有するクラツチ円板を
支え、そしてクラツチ８８の協働する内部にスプ
ラインを有するクラツチ円板は、オーバーランニ
ング クラツチ８４の外レース８６に接続されて
いる。 Cylinder 172 receives annular piston 188;
Piston 188 cooperates with cylinder 172 to form a pressure cavity that communicates through ports in sleeve shaft 168 and sleeve shaft 190 to pressure supply port 192, which in turn communicates with the valve body. There is. Cylinder 174 made according to the mold
and 176 are annular pistons 194 and 19, respectively.
Collaborate with 6. The cylinders and their respective pistons define an operating pressure chamber that communicates with pressure delivery passages 198 and 200 through a port made in clutch sleeve shaft 168. cylinder 17
4 carries an externally splined clutch disc, and the cooperating internally splined clutch disc of clutch 88 is connected to outer race 86 of overrunning clutch 84.

シリンダ１７６も、クラツチ部材２０２によつ
て支えられる内部にスプラインを有するクラツチ
円板と合う外部にスプラインを有するクラツチ円
板を支え、クラツチ部材２０２は、キヤリア４０
に接続されたスリーブ軸２０６に、２０４でスプ
ライン結合されている。 Cylinder 176 also supports an externally splined clutch disc that mates with an internally splined clutch disc supported by clutch member 202, which is supported by carrier 40.
It is splined at 204 to a sleeve shaft 206 connected to the sleeve shaft 206 .

キヤリア４０は、ブレーキ９２の一部をつくる
摩擦円板２０８を支えている。ブレーキ９２の協
働する摩擦円板は、静止したハウジングによつて
支えられている。ブレーキ９２は、ハウジングに
固定された環状シリンダ２１２の中に受けられた
ブレーキピストン２１０によつて掛けられてい
る。加圧流体は、口２１６を通つてブレーキ９２
の環状シリンダの作用空所２１４に配給され、口
２１６は、図示しない内部通路を通つて制御弁ボ
デーに通じている。 The carrier 40 supports a friction disc 208 that forms part of the brake 92. The cooperating friction discs of brake 92 are supported by a stationary housing. Brake 92 is applied by a brake piston 210 received in an annular cylinder 212 secured to the housing. Pressurized fluid passes through port 216 to brake 92
A working cavity 214 of the annular cylinder is provided, and a port 216 communicates with the control valve body through an internal passage, not shown.

クラツチピストン１８８，１９４、および１９
６とブレーキピストン２１０のおのおのは、それ
ぞれ２１８，２２０，２２２、および２２４で示
す戻しばねを有している。トルク出力軸５２は、
第３Ｃ図でわかるようにハウジングの下方部分の
右側で軸受支持壁２２６の中に支えられている。
変速機の駐車歯車２２８はスリーブ軸５２にスプ
ライン結合されそして駐車つめ２３０によつて結
合されるようにされている。 Clutch pistons 188, 194, and 19
6 and brake piston 210 each have a return spring shown at 218, 220, 222, and 224, respectively. The torque output shaft 52 is
As seen in FIG. 3C, the lower portion of the housing is supported in a bearing support wall 226 on the right side.
A parking gear 228 of the transmission is splined to the sleeve shaft 52 and adapted to be connected by a parking pawl 230.

最終駆動歯車系の遊星歯車ユニツト５６は、差
動歯車ユニツト１４′の差動歯車箱２３２に接続
されたキヤリアを有している。歯車箱２３２は、
第３Ｃ図でわかるようにハウジングの下方部分の
右端で軸受の口２３４の中に支えられている。差
動ユニツト１４′の出力サイドギア７０は出力軸
３５にスプライン結合され、出力軸３５はその外
側端で自在継手２３６によつて二つの車軸の一つ
に接続されている。差動歯車系１４′のサイドギ
ア６８は軸３４の右端にスプライン結合され、そ
して軸３４の左端は自在継手２３８によつて第二
の車軸に接続されている。ピニオン６４と６６は
ピニオン軸２４０の上に支えられ、軸２４０は歯
車箱２３２に堅く取り付けられている。 The planetary gear unit 56 of the final drive gear system has a carrier connected to the differential gear box 232 of the differential gear unit 14'. The gear box 232 is
As seen in FIG. 3C, it is supported in a bearing port 234 at the right end of the lower portion of the housing. The output side gear 70 of the differential unit 14' is splined to the output shaft 35, which is connected at its outer end by a universal joint 236 to one of the two axles. A side gear 68 of differential gear system 14' is splined to the right end of shaft 34, and the left end of shaft 34 is connected to the second axle by universal joint 238. Pinions 64 and 66 are supported on pinion shaft 240, which is rigidly attached to gear box 232.

クラツチ８８の環状ピストン１９４は、玉弁の
空所２４４に通じる排出口２４２を有している。
空所２４４から口２４２への転移部は、玉弁機素
２４６によつて係合される先細になつた円すい形
弁座を含んでいる。クラツチ８８の回転による遠
心力は弁機素２４６を半径方向外方に動かす傾向
があり、それによつて口２４２を開く。しかし、
クラツチ８８の圧力空所の中の圧力は弁機素２４
６を弁座に座らせておく傾向があり、こうして口
２４２をふさぐ。 The annular piston 194 of the clutch 88 has an outlet 242 that opens into a ball valve cavity 244.
The transition from cavity 244 to mouth 242 includes a tapered conical valve seat that is engaged by ball valve element 246 . Centrifugal force due to rotation of clutch 88 tends to move valve element 246 radially outward, thereby opening mouth 242. but,
The pressure in the pressure cavity of clutch 88 is
6 tends to sit on the valve seat, thus covering the mouth 242.

クラツチ８８の離脱が望まれるとき、口２４２
の中の弁２４６があることは、クラツチが高速で
回転されるとき望ましくない遠心力の増強を防
ぐ。それは低速比と中間速比で作動中に存在する
状態である。同様に逆止め玉弁機素２４８がクラ
ツチ７４のピストン１７２の中に備えられてい
る。この逆止め玉弁機素２４８は、逆止め玉弁機
素２４６の作動方式と同じように働いて、クラツ
チ７４の圧力室の中の遠心圧力の増強を防ぐ。 When it is desired to disengage the clutch 88, the opening 242
The presence of valve 246 in the clutch prevents undesirable centrifugal force build-up when the clutch is rotated at high speeds. It is a condition that exists during operation at low and intermediate speed ratios. Similarly, a check ball valve element 248 is included in the piston 172 of the clutch 74. This check ball valve element 248 operates in a manner similar to that of the check ball valve element 246 to prevent build-up of centrifugal pressure within the pressure chamber of the clutch 74.

これに相当する逆止め玉弁機素２５０は、回転
するクラツチ９０の環状シリンダに備えられてい
る。 A corresponding non-return ball valve element 250 is provided in the annular cylinder of the rotating clutch 90.

オーバーランニングクラツチ８４の内レースの
回転速度は、太陽歯車の速度に等しい。クラツチ
８８の環状シリンダの回転速度は、太陽歯車の速
度に等しくない。というのは、それはオーバーラ
ンニング クラツチ８４によつて太陽歯車から効
果的に切り離されるからである。前述の米国特許
出願に示す設計と異なり、低い第３速比と第４速
比のクラツチの環状シリンダは、太陽歯車３６の
速度で回転せず、太陽歯車３６の速度はスプロケ
ツト３２の速度の約1.8倍に等しい。こうして、
玉弁機素２４６に作用する遠心力がクラツチ８８
の作用室の中の流体に弁機素を着座させるには高
すぎる状態を避けることができ、それはシフトの
連続中クラツチ８８を係合させることを困難にす
る。 The rotational speed of the inner race of overrunning clutch 84 is equal to the speed of the sun gear. The rotational speed of the annular cylinder of clutch 88 is not equal to the speed of the sun gear. This is because it is effectively decoupled from the sun gear by the overrunning clutch 84. Unlike the design shown in the aforementioned U.S. patent application, the low third and fourth ratio clutch annular cylinders do not rotate at the speed of sun gear 36, which is approximately equal to the speed of sprocket 32. Equals 1.8 times. thus,
The centrifugal force acting on the ball valve element 246 causes the clutch 88
Seating the valve element in fluid in the working chamber of the clutch 88 can be avoided, making it difficult to engage the clutch 88 during successive shifts.

この構造物は、前述の米国特許出願の構造物と
は著しく違つて、クラツチ機素の回転質量を減ら
す追加の利点を有し、それによつて動力伝達系統
全体の作動効率を増加する。協働する回転機素の
軸受速度は、したがつて減らされる。 This construction, significantly different from the construction of the aforementioned US patent application, has the additional advantage of reducing the rotating mass of the clutch elements, thereby increasing the operating efficiency of the overall driveline. The bearing speed of the cooperating rotating elements is therefore reduced.

以上説明した通り、本発明によれば、中速比で
の作動期間中、第一の遊星歯車ユニツトの太陽歯
車がエンジン速度よりも速い速度で回転しても、
これと直結状態にない摩擦クラツチのサーボシリ
ンダは低速（エンジン速度）で回転し、遠心力の
影響をさほど受けず、クラツチサーボ圧力を増大
させないので、２−３アツプシフトを遂行するた
めのクラツチ係合を無理なく行なうことができる
という作用効果を奏する。 As explained above, according to the present invention, even if the sun gear of the first planetary gear unit rotates at a speed higher than the engine speed during the operation period at the medium speed ratio,
The friction clutch's servo cylinder, which is not directly connected to this, rotates at low speed (engine speed) and is not as affected by centrifugal force and does not increase the clutch servo pressure, so the clutch engagement to perform a 2-3 upshift is not possible. It has the effect of being able to do this without strain.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は、本発明の好ましい一実施例の遊星歯
車系を含むトルク送り出し機素を図式の形で示
し、第２図は、第１図の機構の種々な前進駆動比
と後退駆動比を設定するためにクラツチとブレー
キを係合させそして放す様式を示すチヤート、第
３Ａ図は、流体動力学的トルクコンバータを含
む、本発明のトランスアクスルの一部分の横断面
図、第３Ｂ図は、クラツチとブレーキを含む、本
発明のトランスアクスルの一部分の横断面図、第
３Ｃ図は、遊星歯車系、最終駆動歯車系、および
差動歯車系を含む、本発明のトランスアクスルの
一部分の横断面図である。第３Ａ図、第３Ｂ図、
および第３Ｃ図は、いつしよにすると本発明の改
良を実施した単一トランスアクスルの横断面図を
示す。 図面の符号１０は「トルクコンバータ」、１２，
５６は「遊星歯車系」、１４は「クランク軸」、１
４′は「差動歯車ユニツト」、１６は「インペラ」、
１８は「タービン」、２０は「スラータ」、２４は
「オーバーランニング ブレーキ」、２８は「駆動
スプロケツト」、３０は「伝動チエーン」、３２は
「従動スプロケツト」、３６，４４，５４は「太陽
歯車」、３８，４６，５８は「輪歯車」、４０，４
８，６０は「キヤリア」、４２，５０，６２は
「遊星ピニオン」、６４，６６は「ピニオン」、６
８，７０は「サイドギア」、７４，８８，９０は
「摩擦クラツチ」、７６，８６は「外レース」、７
８，８４は「オーバーランニング クラツチ」、
８０，８２は「内レース」、９２，９４，９６は
「ブレーキ」、９８は「ロツクアツプクラツチ」、
１００は「ダンパ」、１０２は「インペラのハウ
ジング」、１０４，１８２，１８６は「駆動板」、
１２０は「制御弁ボデー」、１２２は「ポンプボ
デー」、１２６は「ポンプのロータ」、１５０は
「クラツチ板」、１７２，１７４，１７６は「クラ
ツチシリンダ」、１８０は「ブレーキドラム」、１
８８，１９４，１９６は「クラツチピストン」、
２０２は「クラツチ部材」、２１０は「ブレーキ
ピストン」、２１２は「環状シリンダ」、２１８，
２２０，２２２，２２４は「戻しばね」、２２８
は「駐車歯車」、２３０は「駐車つめ」、２３２は
「差動歯車箱」、２３６，２３８は「自在継手」、
２４０は「ピニオン軸」を示す。 FIG. 1 shows in diagrammatic form a torque delivery element including a planetary gear system of a preferred embodiment of the invention, and FIG. 2 shows various forward and reverse drive ratios of the mechanism of FIG. 3A is a cross-sectional view of a portion of the transaxle of the present invention, including a hydrodynamic torque converter; FIG. 3B is a diagram illustrating the manner in which the clutch and brake are engaged and released for setting; FIG. Figure 3C is a cross-sectional view of a portion of a transaxle of the present invention, including a planetary gear system, a final drive gear system, and a differential gear system; It is. Figure 3A, Figure 3B,
and FIG. 3C shows a cross-sectional view of a single transaxle that has always implemented the improvements of the present invention. Reference numeral 10 in the drawing is a "torque converter", 12,
56 is "planetary gear system", 14 is "crankshaft", 1
4' is the "differential gear unit", 16 is the "impeller",
18 is a "turbine," 20 is a "sluter," 24 is an "overrunning brake," 28 is a "drive sprocket," 30 is a "transmission chain," 32 is a "driven sprocket," and 36, 44, and 54 are "sun gears." ”, 38, 46, 58 are “ring gears”, 40, 4
8, 60 are "carriers", 42, 50, 62 are "planetary pinions", 64, 66 are "pinions", 6
8, 70 are "side gears", 74, 88, 90 are "friction clutches", 76, 86 are "outer races", 7
8,84 is "overrunning clutch",
80, 82 are "inner races", 92, 94, 96 are "brakes", 98 is "lock up clutch",
100 is a "damper", 102 is an "impeller housing", 104, 182, 186 are "drive plates",
120 is a "control valve body", 122 is a "pump body", 126 is a "pump rotor", 150 is a "clutch plate", 172, 174, 176 is a "clutch cylinder", 180 is a "brake drum", 1
88, 194, 196 are "clutch pistons",
202 is a "clutch member", 210 is a "brake piston", 212 is an "annular cylinder", 218,
220, 222, 224 are "return springs", 228
is a "parking gear", 230 is a "parking pawl", 232 is a "differential gear box", 236 and 238 are "universal joints",
240 indicates a "pinion shaft".

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ エンジンで駆動されるトルク入力軸と、該入
力軸に平行な関係に配置されたトルク出力軸とを
有する車両用自動トランスアクスルであつて、 前記トルク入力軸の軸線の回りに回転するよう
に取り付けられたタービン及びインペラと、前記
タービンによつて駆動されるタービン軸とを有す
る流体動力学的トルクコンバータと、 前記トルク出力軸の回りに回転するように取り
付けられた二つの単純遊星歯車ユニツトから成る
遊星歯車系と、 を備え、 前記各歯車ユニツトが太陽歯車、輪歯車及び遊
星ピニオンキヤリアを有し、前記歯車系のトルク
出力要素が、第一の前記歯車ユニツトの前記輪歯
車と第二の前記歯車ユニツトの前記キヤリアとに
接続され、前記第一の歯車ユニツトの前記キヤリ
アが前記第二の歯車ユニツトの前記輪歯車に接続
され、 前記トルク出力要素を前記トルク出力軸に駆動
接続する最終駆動歯車系と、 前記タービン軸により駆動されるクラツチスリ
ーブ軸を具備し、前記歯車系を介してトルクを送
り出すための第一、第二、および第三のクラツチ
装置と、 を更に備え、 前記第一のクラツチ装置が、直列接続した第一
のオーバーランニングクラツチと第一の摩擦クラ
ツチとから成り、前記第一の摩擦クラツチが、前
記クラツチスリーブ軸と前記第一の歯車ユニツト
の前記太陽歯車との間のトルク伝達経路内で該ク
ラツチスリーブ軸と該第一のオーバーランニング
クラツチとの間に配置され、前記第二のクラツチ
装置が、前記クラツチスリーブ軸を前記第一の歯
車ユニツトの前記キヤリアに接続するようにされ
た第二の摩擦クラツチから成り、前記第三のクラ
ツチ装置が、直列に接続した第二のオーバランニ
ングクラツチと第三の摩擦クラツチとから成り、
前記第三の摩擦クラツチが、前記クラツチスリー
ブ軸と前記第一の歯車ユニツトの前記太陽歯車と
の間のトルク伝達経路内で該クラツチスリーブ軸
と該第二のオーバーランニングクラツチとの間に
配置され、前記第一の歯車ユニツトの前記太陽歯
車にブレーキを掛けるための第一のブレーキ装
置、前記第二の歯車ユニツトの前記太陽歯車にブ
レーキを掛けるための第二のブレーキ装置、およ
び前記第一の歯車ユニツトの前記キヤリアにブレ
ーキを掛けるための第三のブレーキ装置、 を更に備えた、 ことを特徴とする車両用自動トランスアクスル。 ２ 特許請求の範囲第１項記載の自動トランスア
クスルにおいて、前記トランスアクスルが、前記
タービンに接続された駆動スプロケツト、前記ク
ラツチスリーブ軸に接続された従動スプロケツ
ト、および前記駆動スプロケツトと従動スプロケ
ツトを駆動接続する伝動チエーンを有するトルク
移送伝動装置を備えた、ことを特徴とする自動ト
ランスアクスル。 ３ エンジンで駆動されるトルク入力軸と、該入
力軸に対し平行な関係に配置されたトルク出力軸
とを有する自動車の自動トランスアクスルであつ
て、 前記トルク入力軸の軸線の回りに回転するよう
に取り付けられたタービン及びインペラと、前記
タービンによつて駆動されるタービン軸とを有す
る流体動力学的トルクコンバータと、 前記トルク出力軸の回りに回転するように取り
付けられた二つの単純遊星歯車ユニツトから成る
遊星歯車系と、 を備え、 前記各歯車ユニツトが太陽歯車、輪歯車及び遊
星ピニオンキヤリアを有し、前記歯車系のトルク
出力要素が、第一の前記歯車ユニツトの前記輪歯
車と第二の前記歯車ユニツトの前記キヤリアとに
接続され、前記第一の歯車ユニツトの前記キヤリ
アが前記第二の歯車ユニツトの前記輪歯車に接続
され、 前記トルク出力要素を前記トルク出力軸に駆動
接続する最終駆動歯車系と、 クラツチスリーブ軸を具備し、前記歯車系を介
してトルクを送り出すための第一、第二、および
第三のクラツチ装置と、 を更に備え、 前記第一のクラツチ装置が、前記クラツチスリ
ーブ軸により駆動される第一の摩擦クラツチとこ
れに直列接続された第一のオーバーランニングク
ラツチとから成り、前記第一の摩擦クラツチは前
記第一のオーバーランニングクラツチの外レース
を前記クラツチスリーブ軸に接続するようになさ
れ、前記第二のクラツチ装置が、前記クラツチス
リーブ軸を前記第一の歯車ユニツトの前記キヤリ
アに接続するようにされた第二の摩擦クラツチか
ら成り、 前記第三のクラツチ装置が、直列に接続した第
二のオーバーランニングクラツチと第三の摩擦ク
ラツチとから成り、前記第三の摩擦クラツチが、
前記クラツチスリーブ軸を前記第二のオーバーラ
ンニングクラツチの外レースに接続するようにな
され、各オーバーランニングクラツチの内レース
が前記第一歯車ユニツトの前記太陽歯車に接続さ
れ、 前記第一の歯車ユニツトの前記太陽歯車にブレ
ーキを掛けるための第一のブレーキ装置、前記第
二の歯車ユニツトの前記太陽歯車にブレーキを掛
けるための第二のブレーキ装置、および前記第一
の歯車ユニツトの前記キヤリアにブレーキを掛け
るための第三のブレーキ装置、 を更に備えた、 ことを特徴とする車両用自動トランスアクスル。 ４ 特許請求の範囲第３項記載の自動トランスア
クスルにおいて、前記トランスアクスルが、前記
タービンに接続された駆動スプロケツト、前記ク
ラツチスリーブ軸に接続された従動スプロケツ
ト、および前記駆動スプロケツトと従動スプロケ
ツトを駆動接続する伝動チエーンを有するトルク
移送伝動装置を備えた、ことを特徴とする自動ト
ランスアクスル。[Scope of Claims] 1. An automatic transaxle for a vehicle having a torque input shaft driven by an engine and a torque output shaft disposed in parallel with the input shaft, comprising: an axis of the torque input shaft; a hydrodynamic torque converter having a turbine and an impeller mounted for rotation about the turbine; and a turbine shaft driven by the turbine; a planetary gear system consisting of two simple planetary gear units, each said gear unit having a sun gear, a ring gear and a planetary pinion carrier, the torque output element of said gear system being one of said gear units of said first gear unit; a ring gear and the carrier of the second gear unit, the carrier of the first gear unit is connected to the ring gear of the second gear unit, and the torque output element is connected to the torque output shaft. a final drive gear system drivingly connected to the turbine shaft; and first, second, and third clutch devices having a clutch sleeve shaft driven by the turbine shaft and for delivering torque through the gear system. further comprising: the first clutch device comprising a first overrunning clutch and a first friction clutch connected in series, the first friction clutch connecting the clutch sleeve shaft and the first gear unit; The second clutch device is disposed between the clutch sleeve shaft and the first overrunning clutch in a torque transmission path with the sun gear, and the second clutch device connects the clutch sleeve shaft to the first gear unit. a second friction clutch adapted to be connected to said carrier of said third clutch device, said third clutch device comprising a second overrunning clutch and a third friction clutch connected in series;
the third friction clutch is disposed between the clutch sleeve shaft and the second overrunning clutch in a torque transmission path between the clutch sleeve shaft and the sun gear of the first gear unit; , a first brake device for applying a brake to the sun gear of the first gear unit, a second brake device for applying a brake to the sun gear of the second gear unit, and a second brake device for applying a brake to the sun gear of the second gear unit; An automatic transaxle for a vehicle, further comprising: a third brake device for applying a brake to the carrier of the gear unit. 2. The automatic transaxle according to claim 1, wherein the transaxle includes a drive sprocket connected to the turbine, a driven sprocket connected to the clutch sleeve shaft, and a driving connection between the drive sprocket and the driven sprocket. An automatic transaxle comprising a torque transfer transmission having a transmission chain. 3. An automatic transaxle for a motor vehicle having a torque input shaft driven by an engine and a torque output shaft disposed in parallel relation to the input shaft, the transaxle being adapted to rotate about the axis of the torque input shaft. a hydrodynamic torque converter having a turbine and an impeller mounted on the turbine and a turbine shaft driven by the turbine; and two simple planetary gear units mounted for rotation about the torque output shaft. a planetary gear system comprising: each gear unit having a sun gear, a ring gear, and a planetary pinion carrier; said carrier of said gear unit of said first gear unit is connected to said ring gear of said second gear unit; a drive gear system; and first, second, and third clutch devices each having a clutch sleeve shaft and for delivering torque through the gear system, the first clutch device including the It consists of a first friction clutch driven by a clutch sleeve shaft and a first overrunning clutch connected in series thereto, the first friction clutch connecting the outer race of the first overrunning clutch to the clutch sleeve. said second clutch device comprises a second friction clutch adapted to connect to said clutch sleeve shaft to said carrier of said first gear unit; said third clutch device adapted to connect said clutch sleeve shaft to said carrier of said first gear unit; The device comprises a second overrunning clutch and a third friction clutch connected in series, said third friction clutch comprising:
said clutch sleeve shaft is connected to an outer race of said second overrunning clutch, an inner race of each overrunning clutch is connected to said sun gear of said first gear unit; a first brake device for applying a brake to the sun gear; a second brake device for applying a brake to the sun gear of the second gear unit; and a brake device for applying a brake to the carrier of the first gear unit. An automatic transaxle for a vehicle, further comprising: a third braking device for applying the brake. 4. The automatic transaxle according to claim 3, wherein the transaxle includes a drive sprocket connected to the turbine, a driven sprocket connected to the clutch sleeve shaft, and a driving connection between the drive sprocket and the driven sprocket. An automatic transaxle comprising a torque transfer transmission having a transmission chain.