(57)【要約】【課題】自動変速機のギヤや部材に生じたスラスト力による荷重を効果的に軽減する。【解決手段】入力軸１０からの入力をクラッチＣ１，Ｃ３を介して変速用プラネタリ機構Ｇ２の小径サンギヤＳＳ，大径サンギヤＬＳに伝達する第１、第２連結部材Ｍ１，Ｍ２と、増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲに連結された第３連結部材Ｍ３と、を備えた自動変速機１で、増速用プラネタリ機構Ｇ１の増速回転が変速用プラネタリ機構Ｇ２に伝達される第５，６速段において、増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲで発生するスラスト力Ｆ１と、変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳで発生するスラスト力Ｆ２とが同じ向きになるようにはすば歯車の捩り方向を設定した。これにより、高速段で第１乃至第３連結部材Ｍ１〜Ｍ３を支持するベアリングＢＧ４〜ＢＧ６などにかかる荷重を効果的に低減できる。【選択図】図２
2010249261.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸に連結された入力要素への入力を受けて反力要素を固定することで出力要素に増速回転を出力する増速用プラネタリ機構と、
前記増速用プラネタリ機構からの増速回転を入力として変速回転を出力する変速プラネタリ機構と、により多段変速を達成する自動変速機において、
前記入力軸からの入力を第１摩擦係合要素を介して変速プラネタリ機構の第１要素に伝達する第１部材と、
前記入力軸からの入力を第２摩擦係合要素を介して変速プラネタリ機構の第２要素に伝達する第２部材と、
前記第２部材を固定側部材に固定するための第３摩擦係合要素と、
前記増速用プラネタリ機構の前記出力要素と連結された第３部材と、
前記第１部材と前記第２部材との間に配置されて前記回転軸方向の荷重を支持する第１ベアリングと、前記第１部材と前記第３部材との間に配置されて前記回転軸方向の荷重を支持する第２ベアリングと、
前記増速用プラネタリ機構の出力を前記変速用プラネタリ機構に伝達するための第４摩擦係合要素と、
を備え、
前記第４摩擦係合要素が係合して前記増速用プラネタリ機構の出力が前記変速用プラネタリ機構に入力される変速段のとき、前記増速用プラネタリ機構の前記出力要素で発生するスラスト力と、前記変速プラネタリ機構の前記第２要素で発生するスラスト力とが同じ向きになるように設定した
ことを特徴とする自動変速機。
【請求項２】
前記増速用プラネタリ機構の前記出力要素で発生するスラスト力と、前記変速プラネタリ機構の前記第２要素で発生するスラスト力とが同じ向きになる変速段は、
前記第４摩擦係合要素の係合に加えて、前記第２摩擦係合要素が係合するか又は前記第３摩擦係合要素が係合して達成される変速段である
ことを特徴とする請求項１に記載の自動変速機。
【請求項３】
前記出力要素は、前記増速用プラネタリ機構のリングギヤであり、前記第２要素は、前記変速プラネタリ機構のサンギヤであり、
前記リングギヤと前記サンギヤは、互いに生じるスラスト力が同じ向きとなるようにそれらの歯の捩り方向が設定されたはすば歯車である
ことを特徴とする請求項１又は２に記載の自動変速機。
【請求項４】
前記第１部材と前記第２部材と前記第３部材は、前記入力軸と同軸上に回転自在に支持されており、かつ、前記第１ベアリング及び前記第２ベアリングを挟んで前記入力軸の軸方向に並べて配置されている
ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の自動変速機。
【請求項５】
前記変速用プラネタリ機構は、前記第１要素である小径サンギヤと前記第２要素である大径サンギヤとに噛合するピニオンと、該ピニオンを支持するキャリアと、を備えたラビニオ式遊星歯車機構である
ことを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の自動変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車などの車両に搭載される自動変速機に関し、特に、ギヤなどの要素から軸受などの内部構造にかかる荷重を軽減するための構造を備えた自動変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
プラネタリギヤを備える自動変速機では、ギヤノイズ低減のために、プラネタリギヤを構成する各ギヤ（サンギヤ、リングギヤなど）にはすば歯車を使用している。はすば歯車を使用することで、ギヤの噛み合い率が上がり、ギヤノイズを低減することができる。しかしながら、その反面、リングギヤ及びサンギヤにそれぞれ相反するスラスト力が発生するという問題がある。
【０００３】
このようなはすば歯車に生じるスラスト力に対応するための技術として、特許文献１に記載の自動変速機が提案されている。この自動変速機は、入力軸に連結されて反力要素を固定することにより出力要素に減速回転を出力する減速用プラネタリギヤと、該減速用プラネタリギヤからの減速回転を入力として変速回転を出力するプラネタリギヤセットとにより多段変速を達成する自動変速機であって、減速用プラネタリギヤのリングギヤと、プラネタリギヤセットのサンギヤとにそれぞれ発生するスラスト力が伝達される共通の伝達経路を有し、該共通の伝達経路における上記リングギヤのスラスト力の方向と、上記サンギヤのスラスト力の方向とが第１速駆動時に互いに異なる方向となるように、当該リングギヤとサンギヤのねじり方向を設定したものである。
【０００４】
特許文献１の自動変速機によれば、駆動力が最も大きくスラスト力による負荷がかかる第１速駆動時に、減速用プラネタリギヤとプラネタリギヤセットそれぞれのスラスト力が互いに異なる方向に設定されているため、スラスト力を受ける部材にかかる負荷を軽減することができる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２０００−３０４１０７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
特許文献１の自動変速機は、減速用プラネタリギヤを備えた減速型の多段変速機であり、変速用プラネタリギヤに負荷が入力される変速段は、低速段側の変速段である。そのため、上記のような構成で低ベアリング負荷を実現可能であった。しかしながら、特許文献１の減速用プラネタリギヤに代えて増速用プラネタリギヤを備えた増速型の多段変速機では、変速用プラネタリギヤに増速回転が入力される変速段が高速段側となる。また、減速型の多段変速機と比較して、ベアリングで支持されたギヤなどの各部品の相対回転数が大幅に上昇し、ベアリングの両側の部品は、高速段で高差回転状態となる。そのため、特許文献１と同様のスラスト荷重方向（はすば歯車の捩れ方向）の設定では、高速段のときにベアリングに大荷重が作用する。したがって、ベアリングやケースに高い耐荷重性能を持たせる必要があり、ベアリングなどの大型化やコスト高を招くという問題がある。また、高差回転でベアリングなどに大荷重が作用すると、それに伴うエネルギーロスも大きくなるという問題がある。
【０００７】
本発明は上述の点に鑑みてなされたものであり、その目的は、変速用プラネタリ機構に増速回転を入力する増速用プラネタリ機構を備えた自動変速機において、高差回転を有する部品によって生じる荷重を効果的に軽減することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記課題を解決するための本発明にかかる自動変速機は、入力軸（１０）に連結された入力要素（ＦＳ）からの入力を受けて反力要素（ＦＳ）を固定することで出力要素（ＦＲ）に増速回転を出力する増速用プラネタリ機構（Ｇ１）と、増速用プラネタリ機構（Ｇ１）からの増速回転を入力として変速回転を出力する変速プラネタリ機構（Ｇ２）と、により多段変速を達成する自動変速機（１）において、入力軸（１０）からの入力を第１摩擦係合要素（Ｃ１）を介して変速プラネタリ機構（Ｇ２）の第１要素（ＳＳ）に伝達する第１部材（Ｍ１）と、入力軸（１０）からの入力を第２摩擦係合要素（Ｃ３）を介して変速プラネタリ機構（Ｇ２）の第２要素（ＬＳ）に伝達する第２部材（Ｍ２）と、第２部材（Ｍ２）を固定側部材（３０）に固定するための第３摩擦係合要素（Ｂ１）と、増速用プラネタリ機構（Ｇ１）の出力要素（ＦＲ）と連結された第３部材（Ｍ３）と、第１部材（Ｍ１）と第２部材（Ｍ２）との間に配置されて回転軸（１０）方向の荷重を支持する第１ベアリング（ＢＧ５）と、第１部材（Ｍ１）と第３部材（Ｍ３）との間に配置されて回転軸（１０）方向の荷重を支持する第２ベアリング（ＢＧ６）と、増速用プラネタリ機構（Ｇ２）の出力を変速用プラネタリ機構（Ｇ２）に伝達するための第４摩擦係合要素（Ｃ２）と、を備え、第４摩擦係合要素（Ｃ２）が係合して増速用プラネタリ機構（Ｇ１）の出力が変速用プラネタリ機構（Ｇ２）に入力される変速段のとき、増速用プラネタリ機構（Ｇ１）の出力要素（ＦＲ）で発生するスラスト力（Ｆ１）と、変速プラネタリ機構（Ｇ２）の第２要素（ＬＳ）で発生するスラスト力（Ｆ２）とが同じ向きになるように設定したことを特徴とする。本発明の一実施態様として、上記の出力要素（ＦＲ）は、増速用プラネタリ機構（Ｇ１）のリングギヤ（ＦＲ）であり、上記の第２要素（ＬＳ）は、変速プラネタリ機構（Ｇ２）のサンギヤ（ＬＳ）であり、これらリングギヤ（ＦＲ）とサンギヤ（ＬＳ）は、互いに生じるスラスト力が同じ向きとなるようにそれらの歯の捩り方向が設定されたはすば歯車であってよい。
【０００９】
増速用プラネタリ機構を有する本発明の自動変速機において、第４摩擦係合要素が係合して増速用プラネタリ機構の出力が変速用プラネタリ機構に入力される変速段は、高速側の変速段である。このような高速側の変速段において、増速用プラネタリ機構の出力要素で発生するスラスト力と、変速プラネタリ機構の第２要素で発生するスラスト力とが同じ方向になるように、出力要素である増速用プラネタリ機構のリングギヤと、第２要素である変速プラネタリ機構のサンギヤの捩り方向（はすば歯車の捩り方向）を設定した。これにより、高速側の変速段で高差回転を有する第１部材乃至第３部材において、隣接する部材間で生じるスラスト力を相殺することができ、その差分を低減することができる。したがって、これら第１部材乃至第３部材の間に配置された第１、第２ベアリングにかかる負荷を大幅に低減することができる。こうして、増速型多段変速機の課題である高差回転を有するベアリングの負荷を無くすことができるか、あるいは大幅に低減可能となる。
【００１０】
また、第１、第２ベアリングの負荷を低減できることにより、第１、第２ベアリングの小型化及び構成の簡素化による低コスト化を実現できる。また、第１、第２ベアリングにスラストニードルベアリングを用いた場合は、耐荷重値の低減によりニードルの長さ寸法を短くできるので、第１、第２ベアリングの径寸法、及び自動変速機の胴回り寸法の小型化を図ることが可能となる。また、第１、第２ベアリングでの滑りによるフリクションロスも低減可能となり、自動変速機の動力伝達効率の向上も図れる。さらにいえば、本願のスラスト力を発生させる捩り方向の設定によって、各要素間に高差回転が生じる高速側の変速段において、第１、第２ベアリングだけでなく、自動変速機内に配置された他のベアリングやケースなどを含む内部機構全体にかかる負荷を低減する効果も期待できる。したがって、自動変速機の動力伝達効率を向上させることができる。
【００１１】
また、この自動変速機では、増速用プラネタリ機構（Ｇ１）の出力要素（ＦＲ）で発生するスラスト力（Ｆ１）と、変速プラネタリ機構（Ｇ２）の第２要素（ＬＳ）で発生するスラスト力（Ｆ２）とが同じ向きになる変速段は、上記の第４摩擦係合要素（Ｃ２）の係合に加えて、第２摩擦係合要素（Ｃ３）が係合するか又は第３摩擦係合要素（Ｂ１）が係合して達成される変速段であってよい。これによれば、増速型多段変速機において各要素間に生じる高差回転が顕著になる高速側の変速段で、第１、第２ベアリングなどに生じる負荷を減らすことができるので、フリクションロスの低減に効果的である。
【００１２】
また、この自動変速機では、第１部材（Ｍ１）と第２部材（Ｍ２）と第３部材（Ｍ３）は、入力軸（１０）と同軸上に回転自在に支持されており、かつ、第１ベアリング（ＢＧ５）及び第２ベアリング（ＢＧ６）を挟んで入力軸（１０）の軸方向に沿って並べて配置されていることが望ましい。これによれば、本願のスラスト力を発生させる捩り方向の設定によって、第１乃至第３部材間で生じる入力軸方向の荷重を効果的に逃がすことができ、第１、第２ベアリングを含む各部にかかる荷重を効果的に低減できる。
【００１３】
また、この自動変速機の実施態様として、上記変速用プラネタリ機構（Ｇ２）は、上記の第１要素（ＬＳ）である小径サンギヤ（ＳＳ）と、上記の第２要素（ＬＳ）である大径サンギヤ（ＬＳ）とに噛合するピニオン（Ｐ１，Ｐ２）と、該ピニオン（Ｐ１，Ｐ２）を支持するキャリア（Ｃ）とを備えたラビニオ式遊星歯車機構であってよい。このようなラビニオ式遊星歯車機構を採用することで、変速用プラネタリ機構（Ｇ２）の小型化及び構成の簡素化が図れる。
なお、上記の括弧内の符号は、後述する実施形態における構成要素の符号を本発明の一例として示したものである。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、変速用プラネタリ機構に増速回転を入力するための増速用プラネタリ機構を備えた自動変速機において、高差回転を有する部品間に配置したベアリングなどに生じる荷重を効果的に軽減できる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の一実施形態にかかる自動変速機のスケルトン図である。
【図２】自動変速機の内部構成を示す側断面図である。
【図３】自動変速機で達成される各速度段を図表化したものである。
【図４】自動変速機で達成される変速段とそのときの各ギヤの回転数比との関係を示す速度線図である。
【図５】各変速段において各ギヤに生じるスラスト荷重の方向の一覧表である。
【図６】各変速段で各スラストベアリングにかかる差回転の比較を示すグラフである。
【図７】本発明の捩り方向を適用した場合と反対の捩り方向を適用した場合とにおける各ベアリングにかかるスラスト荷重の比較を示す表である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、添付図面を参照して本発明の実施形態を詳細に説明する。図１は、本発明の一実施形態にかかる自動変速機の動力伝達構成を示すスケルトン図である。また、図２は、自動変速機の具体的な内部構成を示す側断面図である。これらの図に示す自動変速機１は、入力軸１０の回転を増速して出力する増速用プラネタリ機構Ｇ１と、増速用プラネタリ機構Ｇ１からの増速回転を入力として変速回転を出力する変速用プラネタリ機構Ｇ２とを備え、これら増速用プラネタリ機構Ｇ１と変速用プラネタリ機構Ｇ２とによって、前進６速後進１速の変速段を達成する自動変速機である。ここでは、増速用プラネタリ機構Ｇ１及び変速用プラネタリ機構Ｇ２が備える各ギヤに、はすば歯車が用いられている。なお、以下の説明で軸方向というときは、入力軸１０の軸方向を示し、左右というときは、図１又は図２における図面上での左右を示すものとする。
【００１７】
増速用プラネタリ機構Ｇ１は、入力軸１０に連結された入力要素としてのキャリアＦＣを有し、反力要素であるサンギヤＦＳを固定することにより出力要素であるリングギヤＦＲに増速回転を出力するようになっている。図２に示すように、リングギヤＦＲには、リングギヤＦＲの回転を変速用プラネタリ機構Ｇ２に伝達するための第３連結部材Ｍ３が連結されている。なお、図１のスケルトン図では、第３連結部材Ｍ３は図示されていない。この第３連結部材Ｍ３は、軸方向に対して垂直な面内でリングギヤＦＲの右端から入力軸１０の近傍まで延びる略円盤状の部材で、入力軸１０の近傍で変速用プラネタリ機構Ｇ２側へ延びている。この第３連結部材Ｍ３は、リングギヤＦＲと同軸上で回転自在である。また、リングギヤＦＲは、第３連結部材Ｍ３に繋がれたクラッチＣ２（第４摩擦係合要素）を介して変速用プラネタリ機構Ｇ２のキャリアＣ（第３要素）に連結されている。クラッチＣ２の係合によって、増速用プラネタリ機構Ｇ１の出力が変速用プラネタリ機構Ｇ２に入力されるようになっている。
【００１８】
変速用プラネタリ機構Ｇ２は、径の異なる大径サンギヤＬＳ及び小径サンギヤＳＳと、大径サンギヤＬＳに噛合するロングピニオンＰ１及び小径サンギヤＳＳに噛合するショートピニオンＰ２を支持するキャリアＣとからなるラビニオ型遊星歯車機構で構成されている。ロングピニオンＰ１は、大径サンギヤＬＳに噛合するとともにリングギヤＲに噛合し、ショートピニオンＰ２は、小径サンギヤＳＳに噛合している。キャリアＣは、クラッチＣ２を介して増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲの回転が伝達されるようになっていると共に、ブレーキＢ２によりケース３０に対して係止可能である。また、変速回転の出力要素としてのリングギヤＲは、出力ギヤ２０に連結されている。
【００１９】
大径サンギヤＬＳは、小径サンギヤＳＳと同軸上で回転可能に設置されている。大径サンギヤＬＳと小径サンギヤＳＳは、変速用プラネタリ機構Ｇ２における非増速回転（増速用プラネタリ機構Ｇ１を経由しない入力回転）の入力要素として機能する。小径サンギヤＳＳは、第１連結部材Ｍ１を介してクラッチＣ１（第１摩擦係合要素）に繋がれている。第１連結部材Ｍ１は、入力軸１０の外周に配置された略円筒状の部材からなり、クラッチＣ１を介して入力軸１０の回転が伝達されて、入力軸１０と同軸上で回転するようになっている。したがって、入力軸１０からの入力がクラッチＣ１及び第１連結部材Ｍ１を介して小径サンギヤＳＳに伝達される。
【００２０】
また、大径サンギヤＬＳは、第２連結部材Ｍ２を介してクラッチＣ３（第２摩擦係合要素）に繋がれている。第２連結部材Ｍ２は、第１連結部材Ｍ１の外周に設置された略円筒状の部材からなり、クラッチＣ３を介して入力軸１０の回転が伝達されて、入力軸１０及び第１連結部材Ｍ２と同軸上で回転するようになっている。したがって、入力軸１０からの入力がクラッチＣ３及び第２連結部材Ｍ２を介して大径サンギヤＬＳに伝達される。また、大径サンギヤＬＳ及び第２連結部材Ｍ２は、ブレーキＢ１（第３摩擦係合要素）で自動変速機１のケース（固定側部材）３０に対して固定されるようになっている。
【００２１】
図２に示すように、第３連結部材Ｍ３と、第１連結部材Ｍ１及び小径サンギヤＳＳと、第２連結部材Ｍ２及び大径サンギヤＬＳとは、増速用プラネタリ機構Ｇ１に近い側からこの順で入力軸１０の軸方向に沿って隣接配置されている。
【００２２】
また、自動変速機１内では、軸方向において隣接する各ギヤ及び部材の間に複数のスラストベアリングが配置されている。このようなスラストベアリングとして、図１及び図２に示すベアリングＢＧ２乃至ベアリングＢＧ８がある。ベアリングＢＧ２は、入力軸１０とクラッチＣ１を繋ぐ部材２１を支持するベアリングで、部材２１とケース３０との軸方向における隙間に配置されている。ベアリングＢＧ３は、クラッチＣ１と第１連結部材Ｍ１とを繋ぐ部材２２を支持するベアリングである。また、ベアリングＢＧ４は、第２連結部材Ｍ２と部材２２との隙間に配置されている。ベアリングＢＧ４によって、大径サンギヤＬＳ及び第２連結部材Ｍ２にかかる荷重が支持されるようになっている。
【００２３】
また、ベアリングＢＧ５（第１ベアリング）は、小径サンギヤＳＳの右端と大径サンギヤＬＳの左端との間に配置されている。このベアリングＢＧ５によって、隣接配置された小径サンギヤＳＳ（第１連結部材Ｍ１）と大径サンギヤＬＳ（第２連結部材Ｍ２）が相対回転可能に支持されている。ベアリングＢＧ６は、第３連結部材Ｍ３の右端と小径サンギヤＳＳ（第１連結部材Ｍ１）の左端との間に配置されている。ベアリングＢＧ６によって、軸方向で隣接配置された第１連結部材Ｍ１と第３連結部材Ｍ３が相対回転可能に支持されている。
【００２４】
ベアリングＢＧ７は、第３連結部材Ｍ３の左側を支持している。ベアリングＢＧ８は、増速用プラネタリ機構Ｇ１のサンギヤＦＳの右側を支持している。また、図１及び図２に示すベアリングＢＧ１は、出力ギヤ２０をその内周側から支持しており、出力ギヤ２０に生じる径方向の荷重を支持するベアリングである。
【００２５】
上記構成の自動変速機１では、図示しない制御機構による制御で、運転者によって選択されたレンジに応じた変速段が達成される。図３は、自動変速機１でクラッチＣ１〜Ｃ３及びブレーキＢ１，Ｂ２の係合により達成される各変速段を図表化したものである。また、図４は、自動変速機１で達成される変速段（第１速段〜第６速段及び後進段）と、そのときの各変速要素の回転数比との関係を示す速度線図である。自動変速機１では、図３に示すクラッチＣ１〜Ｃ３及びブレーキＢ１，Ｂ２の係合及び解放（○印は係合、無印は解放を示す）によって各変速段が達成される。以下、各変速段について順に説明する。
【００２６】
第１速段（１ｓｔ）は、クラッチＣ１とブレーキＢ２の係合で達成される。この場合、変速用プラネタリ機構Ｇ２では、入力軸１０からクラッチＣ１を経由した非増速回転のみが小径サンギヤＳＳに入力される。そして、ブレーキＢ２の係合により係止されたキャリアＣに反力を取り、リングギヤＲの回転が出力ギヤ２０に出力される。ここでのリングギヤＲの回転は、最大減速比の減速回転となる。なお、第１速段では、クラッチＣ２が係合していないため、増速用プラネタリ機構Ｇ１から変速用プラネタリ機構Ｇ２への増速回転の入力は無い。
【００２７】
第２速段（２ｎｄ）は、クラッチＣ1とブレーキＢ１の係合で達成される。この場合、変速用プラネタリ機構Ｇ２では、入力軸１０からクラッチＣ１を経由した非増速回転のみが小径サンギヤＳＳに入力される。そして、ブレーキＢ１の係合により係止された大径サンギヤＬＳに反力を取り、リングギヤＲの減速回転が出力ギヤ２０に出力される。このときの減速比は、第１速段よりも小さくなる。なお、第２速段でも、クラッチＣ２が係合していないため、増速用プラネタリ機構Ｇ１から変速用プラネタリ機構Ｇ２への増速回転の入力は無い。
【００２８】
第３速段（３ｒｄ）は、クラッチＣ１とクラッチＣ３の同時係合で達成される。この場合、入力軸１０の非増速回転がクラッチＣ１とクラッチＣ３経由で同時に変速用プラネタリ機構Ｇ２の小径サンギヤＳＳと大径サンギヤＬＳに入力され、変速用プラネタリ機構Ｇ２が直結状態となる。そのため、小径サンギヤＳＳ及び大径サンギヤＬＳへの入力回転と同回転であるリングギヤＲの回転が出力ギヤ２０に出力される。このリングギヤＲの回転は、入力軸１０の回転と同じ回転となっている。なお、第３速段でも、クラッチＣ２が係合していないため、増速用プラネタリ機構Ｇ１から変速用プラネタリ機構Ｇ２への増速回転の入力は無い。
【００２９】
第４速段（４ｔｈ）は、クラッチＣ１とクラッチＣ２の同時係合で達成される。この場合、入力軸１０から増速用プラネタリ機構Ｇ１を経た増速回転がクラッチＣ２経由で変速用プラネタリ機構Ｇ２のキャリアＣに入力されると共に、入力軸１０からクラッチＣ１経由で入力された非増速回転が小径サンギヤＳＳに入力される。したがって、これら２つの入力の中間の回転がリングギヤＲの回転として出力ギヤ２０に出力される。このリングギヤＲの回転は、入力軸１０の回転に対して僅かに増速された回転となっている。
【００３０】
第５速段（５ｔｈ）は、クラッチＣ２とクラッチＣ３の同時係合で達成される。この場合、入力軸１０から増速用プラネタリ機構Ｇ１を経た増速回転がクラッチＣ２経由で変速用プラネタリ機構Ｇ２のキャリアＣに入力されると共に、入力軸１０からクラッチＣ３経由で入力された非増速回転が大径サンギヤＬＳに入力される。これら２つの入力に応じた回転がリングギヤＲの回転として出力ギヤ２０に出力される。このリングギヤＲの回転は、入力軸１０の回転に対して増速された回転となっている。
【００３１】
第６速段（６ｔｈ）は、クラッチＣ２とブレーキＢ１の係合で達成される。この場合、入力軸１０から増速用プラネタリ機構Ｇ１を経た増速回転がクラッチＣ２経由で変速用プラネタリ機構Ｇ２のキャリアＣに入力される。そして、ブレーキＢ１の係合により係止された大径サンギヤＬＳに反力を取り、リングギヤＲの更に増速された回転が出力ギヤ２０に出力される。
【００３２】
後進段（Ｒｖｓ）は、クラッチＣ３とブレーキＢ２の係合により達成される。この場合、入力軸１０からクラッチＣ３を経由した非増速回転が変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳのみに入力され、ブレーキＢ２の係合により係止されたキャリアＣに反力を取り、リングギヤＲの逆回転が出力ギヤ２０に伝達される。なお、後進段でも、クラッチＣ２が係合していないため、増速用プラネタリ機構Ｇ１から変速用プラネタリ機構Ｇ２への増速回転の入力は無い。
【００３３】
図５は、上記の各変速段において、増速用プラネタリ機構Ｇ１のサンギヤＦＳとリングギヤＦＲ、及び変速用プラネタリ機構Ｇ２の小径サンギヤＳＳ、大径サンギヤＬＳ、リングギヤＲの各ギヤに生じるスラスト荷重の方向の一覧を示す表である。なお、同図では、出力ギヤ２０とそれに連結されたドリブンギヤ（図示せず）に生じるスラスト荷重の方向も併記している。同図に示すように、増速用プラネタリ機構Ｇ１のサンギヤＦＳとリングギヤＦＲは、入力軸１０からの入力を受けて回転する際、それらに生じるスラスト力が互いに反対向きになるように各々の捩り方向（はすば歯車の回転方向に対する歯の捩り方向を示す、以下同じ。）が設定されている。これにより、サンギヤＦＳとリングギヤＦＲで生じるスラスト力が増速用プラネタリ機構Ｇ１の内部で相殺されるようになっている。
【００３４】
また、この自動変速機１において、入力軸１０から増速用プラネタリ機構Ｇ１を経た増速回転が変速用プラネタリ機構Ｇ２に入力されるのは、クラッチＣ２が係合している第４速段，第５速段，第６速段の各変速段、すなわち高速側の変速段である。そして、このような変速用プラネタリ機構Ｇ２に増速回転が入力される第４，５，６速段で、増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲで発生するスラスト力Ｆ１と、変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳで発生するスラスト力Ｆ２とが同じ向き（ここでは左向き）となるように、リングギヤＦＲ及び大径サンギヤＬＳの捩り方向を設定している。
【００３５】
さらに詳しく述べると、増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲで発生するスラスト力Ｆ１と、変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳで発生するスラスト力Ｆ２とが同じ向きになるのは、増速用プラネタリ機構Ｇ１から変速用プラネタリ機構Ｇ２への入力がある第４，５，６速段のうち、クラッチＣ３の係合によって入力軸１０の回転が変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳに伝達される第５速段、又はブレーキＢ２の係合によって大径サンギヤＬＳがケース３０に固定される第６速段のときである。
【００３６】
図５に示すスラスト力の方向を参照すると、本実施形態の自動変速機１では、第５，６速段で変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳに発生するスラスト力は、ベアリングＢＲ５に対する荷重として作用する。また、第１速段〜第４速段で変速用プラネタリ機構Ｇ２の小径サンギヤＳＳに発生するスラスト力、及び第５，６速段で変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳに発生するスラスト力は、ベアリングＢＲ６に対する荷重として作用する。
【００３７】
図６は、第１速段〜第６速段においてベアリングＢＧ２〜ＢＧ８にかかる差回転の比較を示すグラフである。また、図７は、本発明の捩り方向の組み合わせ（図５のスラスト荷重を生じる各ギヤの捩り方向）を適用した場合と、それとは反対の捩り方向の組み合わせを適用した場合とにおける、第５速段と第６速段でのベアリングＢＧ４及びベアリングＢＧ５にかかるスラスト荷重の比較を示す表である。なお、図７では、第６速段でベアリングＢＧ５にかかるスラスト荷重を１とした相対値でベアリングＢＧ４及びベアリングＢＧ５のスラスト荷重を表している。
【００３８】
変速用プラネタリ機構Ｇ２に増速回転を入力する増速用プラネタリ機構Ｇ１を備えた本実施形態の自動変速機１では、図６に示すように、ベアリングＢＧ２〜ＢＧ８に生じる差回転（ベアリングＢＧ２〜ＢＧ８それぞれの両側に配置された部材の回転差）を比較すると、高速側の変速段である第５速段及び第６速段でベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６に生じる差回転が比較的顕著になっている。特に、第６速段では、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６に生じる差回転がいずれも最大になっている。したがって、自動変速機１の内部負荷を効果的に低減するという観点に立てば、第５速段及び第６速段で高差回転を生じるベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６にかかるスラスト荷重を可能な限り低減することが有効である。
【００３９】
そこで、本発明の捩れ方向を適用して、第５速段及び第６速段のときに増速用プラネタリ機構Ｇ１のリングギヤＦＲで発生するスラスト力Ｆ１と、変速用プラネタリ機構Ｇ２の大径サンギヤＬＳで発生するスラスト力Ｆ２とが同じ向きになるように設定すれば、それとは逆の捩れ方向を適用した場合と比較して、第５速段及び第６速段でベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６（特に、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５）にかかるスラスト荷重を大幅に低減することができる（図７参照）。すなわち、高速側の変速段で高差回転を有する第１連結部材Ｍ１と第２連結部材Ｍ２の間、及び第１連結部材Ｍ１と第３連結部材Ｍ３の間などで生じるスラスト力を低減することができる。これにより、これら第１連結部材Ｍ１、第２連結部材Ｍ２、第３連結部材Ｍ３の間に配置された各ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６などにかかる負荷を効果的に低減することができる。したがって、本実施形態のような増速型の自動変速機１の課題である高差回転を有するベアリングの負荷を大幅に低減可能となる。
【００４０】
また、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６の小型化や構成の簡素化による低コスト化を図ることが可能となる。特に、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６にスラストニードルベアリングを用いる場合、耐荷重値の低減により、ニードルの長さ寸法を短くできるので、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６の径寸法、及び自動変速機１の胴回り寸法の小型化を図ることが可能となる。また、ベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６での滑りによるフリクションロスも低減可能となり、自動変速機１による動力伝達効率の向上も図れる。
【００４１】
さらにいえば、本願のスラスト力を発生させるギヤの捩り方向の設定によれば、高速側の変速段において高差回転が生じる第１連結部材Ｍ１、第２連結部材Ｍ２、第３連結部材Ｍ３を直接的に支持するベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６だけでなく、自動変速機１内に配置された他のベアリングやケース３０などを含む内部機構の全体の負荷を低減する効果が期待できる。したがって、自動変速機１の内部でのエネルギーロスを効果的に低減でき、動力伝達効率を改善することができる。
【００４２】
以上説明したように、本実施形態の自動変速機１によれば、高速側の変速段で、リングギヤＦＲで発生するスラスト力Ｆ１と、大径サンギヤＬＳで発生するスラスト力Ｆ２とが同じ向きになるように設定したことで、高差回転を有する第１連結部材Ｍ１、第２連結部材Ｍ２、第３連結部材Ｍ３を支持するベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６などにかかる荷重を軸方向へ逃がすことができる。したがって、高速側の変速段でベアリングＢＧ４，ＢＧ５，ＢＧ６などにかかる負荷を大幅に低減することができる。
【００４３】
以上本発明の実施形態を説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲、及び明細書と図面に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。例えば、本発明にかかる自動変速機は、変速用プラネタリ機構に増速回転を入力するための増速用プラネタリ機構を備えた自動変速機であれば、その具体的な構成は、必ずしも上記実施形態に示すものには限定されない。したがって、本願の構成要件を備えた範囲内であれば、増速用プラネタリ機構あるいは変速用プラネタリ機構が備えるギヤの数やその配置などの具体的な構成は、適宜他の構成を採用することも可能である。
【符号の説明】
【００４４】
１  自動変速機
１０  入力軸
２０  出力ギヤ
３０  ケース（固定側部材）
Ｂ１  ブレーキ（第３摩擦係合要素）
Ｂ２  ブレーキ
ＢＧ２〜ＢＧ８    ベアリング（スラストベアリング）
Ｃ1  クラッチ（第１摩擦係合要素）
Ｃ２  クラッチ（第４摩擦係合要素）
Ｃ３  クラッチ（第２摩擦係合要素）
Ｇ１  増速用プラネタリ機構
Ｇ２  変速用プラネタリ機構
ＳＳ  小径サンギヤ（第１要素）
ＬＳ  大径サンギヤ（第２要素）
Ｍ１  第１連結部材（第１部材）
Ｍ２  第２連結部材（第２部材）
Ｍ３  第３連結部材（第３部材）
Ｐ１  ロングピニオン
Ｐ２  ショートピニオン
Ｃ  キャリア（第３要素）
Ｒ  リングギヤ
ＦＣ  キャリア（入力要素）
ＦＲ  リングギヤ（出力要素）
ＦＳ  サンギヤ(反力要素)
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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