(57)【要約】  小径の第１ドライブギヤ（２６）と大径の第２ドライブギヤ（２８）との間に、トランスミッションケース（１１）の内周面から径方向内側に延在する側壁部（１１１ｃ）と、側壁部（１１１ｃ）の内周部から軸方向に延在する円筒部（１１２ｃ）とを有するセンターサポート（１１ｃ）を形成する。そして、センターサポート（１１ｃ）の円筒部（１１２ｃ）の内周面で第１軸受け（３１）により第１ドライブギヤ（２６）を回転自在に支持し、円筒部（１１２ｃ）の外周面で第２軸受け（３２）により第２ドライブギヤ（２８）を回転自在に支持する。
2017142060.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１外歯ギヤと、該第１外歯ギヤよりも径が大きい第２外歯ギヤとを含むギヤ群がケース内に同軸上に配置され、入力部材に入力された動力を前記ギヤ群を介して出力部材に伝達する動力伝達装置であって、  前記ケースの内周面から径方向内側に延在された側壁部と、前記側壁部の径方向内側から軸方向に延在された中空の筒状部とを有し、前記第１外歯ギヤと前記第２外歯ギヤとの間に形成された支持部材と、  前記筒状部の外周面に設けられ、前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち一方を回転可能に支持する第１軸受けと、  前記筒状部の内周面に設けられ、前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち他方を回転可能に支持する第２軸受けと、  を備える動力伝達装置。
【請求項２】
請求項１記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤは、外周面に第１外歯部が形成された第１環状部を有し、  前記第２外歯ギヤは、外周面に前記第１外歯部よりも径が大きい第２外歯部が形成された第２環状部を有し、  前記第２外歯ギヤの第２環状部は、前記第２外歯部の径方向内側において軸方向の前記第１外歯ギヤ側に開口した凹部を有し、  前記支持部材の側壁部は、前記第１外歯部の径方向外側から前記第２外歯部の前記凹部に入り込むよう軸方向に屈曲された屈曲部を有する  動力伝達装置。
【請求項３】
請求項２記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤの少なくとも一部が、前記支持部材の前記屈曲部の径方向内側に入り込むように配置される、  動力伝達装置。
【請求項４】
請求項３記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤの前記第１外歯部の少なくとも一部は、前記支持部材の側壁部の径方向内側に配置され、  前記支持部材の側壁部は、周方向の一部に切り欠き部が設けられており、  前記第１外歯ギヤは、前記切り欠き部において前記出力部材にトルクを伝達する他の外歯ギヤに噛合される、  動力伝達装置。
【請求項５】
請求項１ないし４いずれか１項に記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤは、前記支持部材の筒状部に対して径方向外側に該筒状部の外径よりも大きな内径を有する内周面を有し、  前記第２外歯ギヤは、前記支持部材の筒状部に対して径方向内側に該筒状部の内径よりも小さな外径を有する外周面を有し、  前記第１軸受けは、前記第１外歯ギヤの内周面と前記筒状部の外周面との間に設けられ、  前記第２軸受けは、前記第２外歯ギヤの外周面と前記筒状部の内周面との間に設けられている  動力伝達装置。
【請求項６】
請求項１ないし５いずれか１項に記載の動力伝達装置であって、  前記ギヤ群は、前記入力部材と同軸上に配置され、複数の回転要素を備えるプラネタリギヤを有し、  前記第１外歯ギヤと前記第２外歯ギヤは、前記プラネタリギヤの異なる回転要素に連結されると共に、異なる回転軸上に配置された２つの外歯ギヤにそれぞれ噛合して、前記入力部材に入力された動力が前記第１外歯ギヤを介して前記出力部材に伝達し、又は、前記入力部材に入力された動力が前記第２外歯ギヤを介して前記出力部材に伝達する  動力伝達装置。
【請求項７】
請求項１ないし６いずれか１項に記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち前記筒状部の外周面に前記第１軸受けを介して支持される外歯ギヤは、前記筒状部の内周面に前記第２軸受けを介して支持される外歯ギヤに比して、トルク伝達頻度が高い、  動力伝達装置。
【請求項８】
請求項１ないし７いずれか１項に記載の動力伝達装置であって、  前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち前記筒状部の外周面に前記第１軸受けを介して支持される外歯ギヤは、前記筒状部の内周面に前記第２軸受けを介して支持される外歯ギヤに比して、伝達トルクが大きい、  動力伝達装置。
【請求項９】
請求項１ないし８いずれか１項に記載の動力伝達装置であって、  前記出力部材は、前記入力部材と平行に延在するカウンタ軸に設けられた出力ギヤであり、  前記第１外歯ギヤは、前記カウンタ軸にトルクを伝達する第１ドリブンギヤと噛合する第１ドライブギヤであり、  前記第２外歯ギヤは、前記カウンタ軸にトルクを伝達する第２ドリブンギヤと噛合する第２ドライブギヤであり、  前記第１ドライブギヤ，前記第１ドリブンギヤ，前記第２ドライブギヤ，前記第２ドリブンギヤおよび前記出力ギヤは、ヘリカルギヤにより構成され、  前記第１ドライブギヤおよび前記第１ドリブンギヤは、両者の噛み合いにより前記カウンタ軸に作用するスラスト力と、前記出力ギヤからの前記カウンタ軸に作用するスラスト力とが打ち消し合う方向に、歯の捻れ方向が決定され、  前記第２ドライブギヤおよび前記第２ドリブンギヤは、両者の噛み合いにより前記カウンタ軸に作用するスラスト力と、前記出力ギヤからの前記カウンタ軸に作用するスラスト力とが打ち消し合う方向に、歯の捻れ方向が決定される、  動力伝達装置。 
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  本明細書において開示する本開示の発明は、動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】  従来、この種の動力伝達装置としては、３つの遊星歯車と、３つのクラッチと、２つのブレーキと、２つのカウンタドライブギヤとが入力軸と同軸上に配置されたものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。２つのカウンタドライブギヤには出力軸としてのカウンタシャフトに設けられた２つのカウンタドリブンギヤがそれぞれ噛合しており、入力軸と出力軸との間の動力伝達経路として、２つのカウンタドライブギヤのうちの一方のギヤに入力された動力をカウンタシャフトに伝達する動力伝達経路と、２つのカウンタドライブギヤのうちの他方のギヤに入力された動力をカウンタシャフトに伝達する動力伝達経路とを有する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】ＷＯ２０１４／０７９６４２号公報
【発明の概要】
【０００４】  上述した動力伝達装置では、遊星歯車やクラッチ、ブレーキに加えて、２つのカウンタドライブギヤが入力軸と同軸上に配置され、２つのカウンタギヤの支持構造も必要となることから、軸長が増加してしまう。
【０００５】  本開示の発明は、動力伝達装置の軸長を短縮することを主目的とする。
【０００６】  本開示の発明は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。
【０００７】  本開示の動力伝達装置は、  第１外歯ギヤと、該第１外歯ギヤよりも径が大きい第２外歯ギヤとを含むギヤ群がケース内に同軸上に配置され、入力部材に入力された動力を前記ギヤ群を介して出力部材に伝達する動力伝達装置であって、  前記ケースの内周面から径方向内側に延在された側壁部と、前記側壁部の径方向内側から軸方向に延在された中空の筒状部とを有し、前記第１外歯ギヤと前記第２外歯ギヤとの間に形成された支持部材と、  前記筒状部の外周面に設けられ、前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち一方を回転可能に支持する第１軸受けと、  前記筒状部の内周面に設けられ、前記第１外歯ギヤおよび前記第２外歯ギヤのうち他方を回転可能に支持する第２軸受けと、  を備えることを要旨とする。
【０００８】  この本開示の動力伝達装置では、ケースの内周面から径方向内側に延在された側壁部と、側壁部の径方向内側から軸方向に延在された中空の筒状部とを有する支持部材を第１外歯ギヤと当該第１外歯ギヤよりも径が大きい第２外歯ギヤとの間に設ける。そして、筒状部の外周面に第１軸受けを設けて第１外歯ギヤおよび第２外歯ギヤの一方を回転可能に支持し、筒状部の内周面に第２軸受けを設けて第１外歯ギヤおよび第２外歯ギヤの他方を回転可能に支持する。これにより、第１軸受けおよび第２軸受けを径方向に配置することができるため、動力伝達装置の軸長を短縮することができる。また、第１軸受けと第２軸受けは、その間に支持部材の筒状部を挟んで配置され、軸受けの内輪または外輪の一方が筒状部に固定されるため、軸受けの内輪と外輪との間に過大な回転速度差が生じることがなく、また、一方の軸受けへの荷重が他方の軸受けに伝達されることがない。この結果、第１軸受けや第２軸受けに作用する負荷をより低減させることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】本開示の実施形態に係る動力伝達装置の概略構成図である。
【図２】自動変速機２０の各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を示す作動表である。
【図３】自動変速機２０の入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。
【図４】動力伝達装置におけるセンターサポートを含む要部の断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】  次に、図面を参照しながら、本開示の発明を実施するための形態について説明する。
【００１１】  図１は、本開示の実施形態に係る動力伝達装置１０の概略構成図である。動力伝達装置１０は、図１に示すように、前輪駆動車両の前部に横置きに搭載される駆動源としての図示しないエンジンＥＧ（内燃機関）のクランクシャフトおよび／または電気モータのロータに接続されると共にエンジンＥＧ等からの動力（トルク）を図示しない左右の前輪（駆動輪）に伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置１０は、エンジンＥＧ等から入力軸（入力部材）２０ｉに伝達された動力を変速して車両の前輪に伝達する自動変速機２０に加えて、トランスミッションケース（静止部材）１１や、流体伝動装置（発進装置）１２等を含む。
【００１２】  流体伝動装置１２は、図１に示すように、ポンプインペラやタービンランナ、ステータ、ワンウェイクラッチ、ロックアップクラッチ等を備えるロックアップクラッチ付きの流体式トルクコンバータとして構成されている。なお、流体伝動装置１２は、単なる流体継手としてもよい。
【００１３】  自動変速機２０は、１１段変速式の変速機として構成されており、図１に示すように、入力軸２０ｉに加えて、当該入力軸（第１軸）２０ｉと平行に延在するカウンタ軸（第２軸）２０ｃ上に配置される出力ギヤ（出力部材）２０ｏや、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１とダブルピニオン式の第２遊星歯車２２とを組み合わせて構成される複合遊星歯車機構としてのラビニヨ式遊星歯車機構２５と、ダブルピニオン式の第３遊星歯車２３とを含む。本実施形態において、出力ギヤ２０ｏは、外歯歯車であり、当該出力ギヤ２０ｏに噛合するデフリングギヤを含むデファレンシャルギヤおよびドライブシャフト（何れも図示省略）を介して左右の前輪に連結される。また、本実施形態において、ラビニヨ式遊星歯車機構２５を構成する第１および第２遊星歯車２１，２２と、第３遊星歯車２３とは、発進装置１２すなわちエンジンＥＧ側（図１における右側）から、第３遊星歯車２３、第１遊星歯車２１、第２遊星歯車２２という順番で並ぶようにトランスミッションケース１１内に配置される。
【００１４】  ラビニヨ式遊星歯車機構２５は、外歯歯車である第１サンギヤ２１ｓおよび第２サンギヤ２２ｓと、第１サンギヤ２１ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第１リングギヤ２１ｒと、第１サンギヤ２１ｓおよび第１リングギヤ２１ｒに噛合する複数の第１ピニオンギヤ（ロングピニオンギヤ）２１ｐと、第２サンギヤ２２ｓおよび複数の第１ピニオンギヤ２１ｐに噛合する複数の第２ピニオンギヤ（ショートピニオンギヤ）２２ｐと、複数の第１ピニオンギヤ２１ｐおよび複数の第２ピニオンギヤ２２ｐを自転自在（回転自在）かつ公転自在に保持する第１キャリヤ２１ｃとを有する。
【００１５】  このようなラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１サンギヤ２１ｓ、第１キャリヤ２１ｃ、第１ピニオンギヤ２１ｐ、および第１リングギヤ２１ｒは、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１を構成する。また、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の第２サンギヤ２２ｓ、第１キャリヤ２１ｃ、第１および第２ピニオンギヤ２１ｐ，２２ｐ、並びに第１リングギヤ２１ｒは、ダブルピニオン式の第２遊星歯車２２を構成する。そして、本実施形態において、ラビニヨ式遊星歯車機構２５は、シングルピニオン式の第１遊星歯車２１のギヤ比λ１（第１サンギヤ２１ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）が、例えば、λ１＝０．４５８となり、かつダブルピニオン式の第２遊星歯車２２のギヤ比λ２（第２サンギヤ２２ｓの歯数／第１リングギヤ２１ｒの歯数）が、例えば、λ２＝０．３７５となるように構成される。
【００１６】  更に、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１リングギヤ２１ｒには、外歯歯車である第１ドライブギヤ２６が同軸に常時連結されており、第１リングギヤ２１ｒと第１ドライブギヤ２６とは、常時一体に回転または停止する。更に、自動変速機２０の出力ギヤ２０ｏには、外歯歯車である第１ドリブンギヤ２７が同軸に常時連結されている。第１ドリブンギヤ２７は、第１ドライブギヤ２６に噛合すると共に、出力ギヤ２０ｏと常時一体に回転または停止する。第１ドライブギヤ２６と、当該第１ドライブギヤ２６から動力が伝達される第１ドリブンギヤ２７とは、第１ギヤ列Ｇ１を構成し、第１リングギヤ２１ｒは、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の出力要素として機能する。
【００１７】  加えて、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１サンギヤ２１ｓには、外歯歯車である第２ドライブギヤ２８が同軸に常時連結されており、第１サンギヤ２１ｓと第２ドライブギヤ２８とは、常時一体に回転または停止する。第２ドライブギヤ２８は、当該第２ドライブギヤ２８に噛合する第２ドリブンギヤ（外歯歯車）２９と共に、第２ギヤ列Ｇ２を構成する。第２ギヤ列Ｇ２は、そのギヤ比ｇｒ２（第２ドリブンギヤ２９の歯数／第２ドライブギヤ２８の歯数）が第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｇｒ１（第１ドリブンギヤ２７の歯数／第１ドライブギヤ２６の歯数）とは異なるように構成される。本実施形態において、第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｇｒ１は、ｇｒ１＝１．００である。また、第２ギヤ列Ｇ２のギヤ比ｇｒ２は、第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｇｒ１よりも小さく定められ、本実施形態では、ｇｒ２＝０．８７０である。
【００１８】  第３遊星歯車２３は、外歯歯車である第３サンギヤ（固定要素）２３ｓと、第３サンギヤ２３ｓと同心円上に配置される内歯歯車である第３リングギヤ（出力要素）２３ｒと、互いに噛合すると共に一方が第３サンギヤ２３ｓに、他方が第３リングギヤ２３ｒに噛合する２つのピニオンギヤ２３ｐａ，２３ｐｂの組を自転自在（回転自在）かつ公転自在に複数保持する第３キャリヤ２３ｃ（入力要素）とを有する。図示するように、第３遊星歯車２３の第３サンギヤ２３ｓは、図示しない支持部材（フロントサポート）を介してトランスミッションケース１１に対して回転不能に接続（固定）される。また、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃは、入力軸２０ｉに常時連結されており、当該入力軸２０ｉと常時一体に回転または停止する。これにより、第３遊星歯車２３は、いわゆる減速ギヤとして機能し、入力要素である第３キャリヤ２３ｃに伝達された動力を減速して出力要素である第３リングギヤ２３ｒから出力する。本実施形態において、第３遊星歯車２３のギヤ比λ３（第３サンギヤ２３ｓの歯数／第３リングギヤ２３ｒの歯数）は、例えば、λ３＝０．４８７である。
【００１９】  更に、自動変速機２０は、入力軸２０ｉから出力ギヤ２０ｏまでの動力伝達経路を変更するためのクラッチＣ１（第３係合要素）、クラッチＣ２（第４係合要素）、クラッチＣ３（第５係合要素）、クラッチＣ４（第６係合要素）、ブレーキＢ１（第１係合要素）、ブレーキＢ２（第２係合要素）、およびクラッチＣ５（出力側係合要素）を含む。
【００２０】  クラッチＣ１は、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒとラビニヨ式遊星歯車機構２５の第２サンギヤ２２ｓとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチＣ２は、入力軸２０ｉとラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１キャリヤ２１ｃとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチＣ３は、第３遊星歯車２３の第３リングギヤ２３ｒとラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１サンギヤ２１ｓとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。クラッチＣ４は、第３遊星歯車２３の第３キャリヤ２３ｃすなわち入力軸２０ｉとラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１サンギヤ２１ｓとを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。
【００２１】  ブレーキＢ１は、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１サンギヤ２１ｓ（第１固定可能要素）をトランスミッションケース１１に回転不能に固定（接続）すると共に第１サンギヤ２１ｓのトランスミッションケース１１に対する固定を解除するものである。ブレーキＢ２は、ラビニヨ式遊星歯車機構２５の第１キャリヤ２１ｃをトランスミッションケース１１に回転不能に固定（接続）すると共に第１キャリヤ２１ｃに対する固定を解除するものである。第１キャリヤ２１ｃがトランスミッションケース１１に回転不能に固定される。クラッチＣ５は、第２ギヤ列Ｇ２の第２ドリブンギヤ２９と出力ギヤ２０ｏ（第１ドリブンギヤ２７）とを互いに接続すると共に両者の接続を解除するものである。
【００２２】  本実施形態では、クラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４およびＣ５として、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、それぞれ作動油が供給される係合油室および遠心油圧キャンセル室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧クラッチ（摩擦係合要素）が採用される。また、ブレーキＢ１およびＢ２として、ピストン、複数の摩擦係合プレート（摩擦プレートおよびセパレータプレート）、作動油が供給される係合油室等により構成される油圧サーボを有する多板摩擦式油圧ブレーキ（摩擦係合要素）が採用される。そして、クラッチＣ１〜Ｃ５、ブレーキＢ１およびＢ２は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。
【００２３】  図２は、自動変速機２０の各変速段とクラッチＣ１〜Ｃ５、ブレーキＢ１およびＢ２の作動状態との関係を示す作動表であり、図３は、自動変速機２０の入力回転速度に対する各回転要素の回転速度の比を示す速度線図である。なお、図２には、各変速段における第１ドライブギヤ２６および第２ドライブギヤ２８のトルク伝達方向を示し、図２中の「正」は、第１ドライブギヤ２６または第２ドライブギヤ２８のトルク伝達の方向がエンジンＥＧから車両の車輪（前輪）にトルクが伝えられる方向と同方向であることを示し、「逆」は、第１ドライブギヤ２６または第２ドライブギヤ２８のトルク伝達の方向がエンジンＥＧから車両の車輪（前輪）にトルクが伝えられる方向とは逆方向であることを示す。自動変速機２０では、クラッチＣ１〜Ｃ５、ブレーキＢ１およびＢ２を図２に示すように係合または解放させることで、入力軸２０ｉから出力ギヤ２０ｏまでの間に前進回転方向に１１通りおよび後進回転方向に１通りの動力伝達経路、すなわち第１速段から第１１速段の前進段、後進段を設定することができる。このとき、入力軸２０ｉ（入力部材）に入力された動力は、設定される変速段によって、第１ギヤ列Ｇ１，第２ギヤ列Ｇ２，第１ギヤ列Ｇ１および第２ギヤ列Ｇ２のいずれかを経由して出力ギヤ２０ｏに伝達される。具体的には、入力軸２０ｉ（入力部材）に入力される動力は、図２に示すように、第１，２，４〜７，９および１０速段の前進段と後進段とにおいて第１ギヤ列Ｇ１を経由して出力ギヤ２０ｏに伝達され、第１１速段の前進段において第２ギヤ列Ｇ２を経由して出力ギヤ２０ｏに伝達され、第３および第８速段の前進段において第１ギヤ列Ｇ１および第２ギヤ列Ｇ２を経由して出力ギヤ２０ｏに伝達される。即ち、第１ギヤ列Ｇ１は、第１〜１０速段の前進段および後進段においてトルク伝達が行なわれるギヤ列であり、第２ギヤ列Ｇ２は、第３，８および１１速段の前進段においてトルク伝達が行なわれるギヤ列である。このように、第１ギヤ列Ｇ１は、殆どの変速段でトルク伝達が行なわれるため、第２ギヤ列Ｇ２に比してトルク伝達が行なわれる変速段の数が多く、トルク伝達の頻度が高い。また、第１ギヤ列Ｇ１は、第１速段や第２速段などの低速段でトルク伝達が行なわれるため、第２ギヤ列Ｇ２に比して伝達トルクが大きい。
【００２４】  また、トランスミッションケース１１には、第１ドライブギヤ２６と第２ドライブギヤ２８との間に位置して当該トランスミッションケース１１（静止部材）の一部を構成する環状のセンターサポート（中間の支持部）１１ｃが固定されている。図４は、動力伝達装置におけるセンターサポートを含む要部の断面図である。センターサポート１１ｃは、図４に示すように、トランスミッションケース１１の内周面から径方向内側に延在された環状の側壁部１１１ｃと、側壁部１１１ｃの内周部から軸方向の第１ドライブギヤ２６側（ラビニヨ式遊星歯車機構２５側）に延在され中心孔が形成された円筒部１１２ｃとを有する。
【００２５】  第１ドライブギヤ２６は、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃに対して径方向外側に同心円上に配置され当該円筒部１１２ｃの外径よりも大きな内径の中心孔が形成された第１円筒部２６１と、第１円筒部２６１の外周面に形成された第１外歯部２６３とを有する。センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃ（外周面）と第１ドライブギヤ２６の第１円筒部２６１（内周面）との間には、第１軸受け３１が介在されており、第１ドライブギヤ２６（第１円筒部２６１）は、第１軸受け３１を介してセンターサポート１１ｃ（円筒部１１２ｃ）に回転自在に支持されている。なお、第１軸受け３１は、例えば、ラジアル荷重と両方向のスラスト荷重とを受けることが可能な組合せアンギュラ玉軸受けとして構成することができる。第１ドライブギヤ２６の第１外歯部２６３は、第１ドリブンギヤ２７の図示しない外歯部と噛合している。
【００２６】  第２ドライブギヤ２８は、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃに対して径方向内側に同心円上に配置され当該円筒部１１２ｃの内径よりも小さな外径の中心孔が形成された第２円筒部２８１と、第２円筒部２８１の軸方向（第３遊星歯車２３側）端部から径方向外側に延在された環状の第２側壁部２８２と、第２側壁部２８２の外周面に形成された第２外歯部２８３とを有する。センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃ（内周面）と第２ドライブギヤ２８の第２円筒部２８１（外周面）との間には、第２軸受け３２が介在されており、第２ドライブギヤ２８（第２円筒部２８１）は、第２軸受け３２を介してセンターサポート１１ｃ（円筒部１１２ｃ）に回転自在に支持されている。なお、第２軸受け３２は、例えば、ラジアル荷重と両方向のスラスト荷重とを受けることが可能な組合せアンギュラ玉軸受けとして構成することができる。第２ドライブギヤ２８の第２側壁部２８２は、略均一な厚みで軸方向の第３遊星歯車２３側に窪んでおり、第２外歯部２８３の径方向内側において軸方向の第１ドライブギヤ２６側（ラビニヨ式遊星歯車機構２５側）が開口された凹部２８２ａを形成する。第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３は、第２ドリブンギヤ２９の図示しない外歯部と噛合している。
【００２７】  このように、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃは、外周面で第１ドライブギヤ２６を径方向に支持し、内周面で第２ドライブギヤ２８を径方向に支持する。これにより、第１軸受け３１および第２軸受け３２を径方向に配置することができるため、第１軸受け３１および第２軸受け３２を軸方向に配置するものに比して、動力伝達装置１０の軸長を短縮することができる。
【００２８】  第２ドライブギヤ２８と第２ドリブンギヤ２９とにより構成される第２ギヤ列Ｇ２のギヤ比ｇｒ２は、第１ドライブギヤ２６と第１ドリブンギヤ２７とにより構成される第１ギヤ列Ｇ１のギヤ比ｇｒ１よりも小さく定められており、第１ドライブギヤ２６の第１外歯部２６３は、第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３よりも外径が小さくなっている。
【００２９】  センターサポート１１ｃの側壁部１１１ｃは、第１ドライブギヤ２６の第１外歯部２６３の径方向外側から第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３の径方向内側（凹部２８２ａ）へ入り込むよう軸方向に屈曲した屈曲部１１１ｃａと、第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３の径方向内側において略均一の厚みで第２側壁部２８２の窪み形状に沿って同方向に窪んだ窪み部１１１ｃｂとを有する。これにより、第１外歯部２６３と第２外歯部２８３との間に余分なスペースを設けることなく、センターサポート１１ｃを配置することができるため、動力伝達装置１０の軸長を短縮することができる。また、センターサポート１１ｃ（側壁部１１１ｃ）は、屈曲部１１１ｃａが形成されることによって剛性が高められるため、センターサポート１１ｃ（円筒部１１２ｃ）によって支持された第１ドライブギヤ２６および第２ドライブギヤ２８の径方向の変形を抑制し、ノイズや振動の発生を抑制することができる。
【００３０】  第１ドライブギヤ２６の第１円筒部２６１の一部と第１外歯部２６３の一部は、図４に示すように、センターサポート１１ｃの側壁部１１１ｃに設けられた屈曲部１１１ｃａの径方向内側に入り込むように配置され、センターサポート１１ｃの側壁部１１１ｃは、周方向の一部が切り欠かれた切り欠き部を有している（図４の側壁部１１１ｃの下部参照）。そして、第１ドライブギヤ２６は、切り欠き部において、第１ドリブンギヤ２７と噛合されている。このように、第１ドライブギヤ２６の少なくとも一部を屈曲部１１１ｃａの径方向内側に入り込ませることで、軸長をさらに短縮させることができる。また、センターサポート１１ｃには切り欠き部が設けられ、第１外歯部２６３（第１ドライブギヤ２６）には、切り欠き部において、第１ドリブンギヤ２７と噛合されているから、軸長を短縮しつつ、第１ドライブギヤ２６から第１ドリブンギヤ２７へトルクを伝達することができる。
【００３１】  また、上述したように、第１ギヤ列Ｇ１（第１ドライブギヤ２６）は、第２ギヤ列Ｇ２（第２ドライブギヤ２８）に比して、トルク伝達頻度が高く、伝達トルクが大きいため、第１ドライブギヤ２６を支持する第１軸受け３１には、第２ドライブギヤ２８を支持する第２軸受け３２に比して、高い負荷容量が要求される。本実施形態では、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃの外周面（外径側）で第１ドライブギヤ２６を支持するように第１軸受け３１を配置すると共に円筒部１１２ｃの内周面（内径側）で第２ドライブギヤ２８を支持するように第２軸受け３２を配置するから、第１軸受け３１（転動体）を容易に大径化することができ、高い負荷容量を確保することができる。
【００３２】  さらに、第１軸受け３１は、静止部材としてのセンターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃの外周面で第１ドライブギヤ２６を支持するように配置され、第２軸受け３２は、円筒部１２２ｃの内周面で第２ドライブギヤ２８を支持するように配置される。いま、センターサポート（静止部材）の円筒部の外周面に第２軸受けを配置して当該第２軸受けにより第２ドライブギヤの円筒部の内周面を支持すると共に当該第２ドライブギヤの円筒部の外周面に第１軸受けを配置して当該第１軸受けにより第１ドライブギヤの円筒部の内周面を支持する比較例の構成を考える。図２，３に示すように、前進１速段では、第１ドライブギヤ２６は比較的大きなトルクの伝達を伴って正回転し、第２ドライブギヤ２８は、第１ドライブギヤ２６とは逆回転方向に空転する。こうした状況下において、比較例の構成では、第１ドライブギヤと第２ドライブギヤとの間に配置される第１軸受けの内輪と外輪とに大きな回転速度差が生じるため、第１軸受けに過大な負荷が作用してその耐久性に問題が生じる虞がある。また、比較例の構成では、第１軸受けが第１ドリブンギヤと第１ドライブギヤとの噛み合いによって径方向の荷重を受けると、その荷重が第２ドライブギヤを介して第２軸受けに伝達されてしまう。これに対して、本実施形態では、第１軸受け３１の内輪と第２軸受け３２の外輪とがそれぞれ静止部材としてのセンターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃに固定されるため、第１軸受け３１および第２軸受け３２のいずれにも内輪と外輪とに大きな回転速度差が生じることがなく、また、第１軸受け３１と第２軸受け３２との間にセンターサポート１１ｃの筒状部１１２ｃが配置されるため、第１軸受け３１および第２軸受け３２のうち一方の軸受けに作用する荷重が他方の軸受けに伝達されることがない。これにより、第１軸受け３１および第２軸受け３２にかかる負荷を低減させることができる。
【００３３】  また、互いに噛合する第１ドライブギヤ２６および第１ドリブンギヤ２７（第１ギヤ列Ｇ１）と、互いに噛合する第２ドライブギヤ２８および第２ドリブンギヤ２９（第２ギヤ列Ｇ２）と、出力ギヤ２０ｏおよびこれと噛合するデフリングギヤは、本実施形態では、ヘリカルギヤにより構成される。第１ドライブギヤ２６および第１ドリブンギヤ２７は、第１ドライブギヤ２６が正方向（エンジンＥＧから車輪に伝えられるトルクの方向と同方向）にトルクを伝達する状態において、出力ギヤ２０ｏとデフリングギヤとの噛み合いにより出力ギヤ２０ｏからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力と、第１ドライブギヤ２６および第１ドリブンギヤ２７の噛み合いにより第１ドリブンギヤ２７からカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力とが打ち消し合う方向にギヤの捻れ方向が決定されている。同様に、第２ドライブギヤ２８および第２ドリブンギヤ２９は、第２ドライブギヤ２８が正方向にトルクを伝達する状態において、出力ギヤ２０ｏとデフリングギヤとの噛み合いにより出力ギヤ２０ｏからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力と、第２ドライブギヤ２８および第２ドリブンギヤ２９の噛み合いにより第２ドリブンギヤ２９からカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力とが打ち消し合う方向にギヤの捻れ方向が決定されている。図１には、前進８速段において、第１ドライブギヤ２６，第１ドリブンギア２７，第２ドライブギヤ２８，第２ドリブンギヤ２９および出力ギヤ２０ｏのそれぞれに作用するスラスト力の方向を黒塗り矢印で示している。なお、本実施形態においては、第１ドリブンギヤ２７，第２ドリブンギヤ２９は、歯の捻れ方向を出力ギヤ２０ｏと同方向としている。そして、第１ドライブギヤ２６は、歯の捻れ方向を第１ドリブンギヤ２７と逆方向とし、第２ドライブギヤ２８は、歯の捻れ方向を第２ドリブンギヤ２９と逆方向としている。
【００３４】  このように各ギヤの歯の捻れ方向を決定した場合、第１，２，４〜７，９および１０速段の前進段においては、第１ギヤ列Ｇ１を経由してカウンタ軸２０ｃへのトルク伝達が行なわれ、出力ギヤ２０ｏからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力と、第１ドリブンギヤ２７からカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力とが打ち消し合う方向となる。また、第１１速段の前進段においては、第２ギヤ列Ｇ２を経由してカウンタ軸２０ｃへのトルク伝達が行なわれ、出力ギヤ２０ｏからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力と、第２ドリブンギヤ２９からカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力とが打ち消し合う方向となる。なお、第３速段の前進段と第８速段の前進段においては、第１ギヤ列Ｇ１および第２ギヤ列Ｇ２を経由してカウンタ軸２０ｃへのトルク伝達が行なわれ、図２に示すように、第３速段の前進段においては、第１ドライブギヤ２６（第１ドリブンギヤ２７）のトルク伝達方向と第２ドライブギヤ２８（第２ドリブンギヤ２９）のトルク伝達方向とが逆方向となり、第８速段の前進段においては、第１ドライブギヤ２６（第１ドリブンギヤ２７）のトルク伝達方向と第２ドライブギヤ２８（第２ドリブンギヤ２９）のトルク伝達方向とが同方向となる。この場合においても、出力ギヤ２０ｏからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力と、第１ドリブンギヤ２７と第２ドリブンギヤ２９とからカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力とを打ち消し合うことができるように構成される。このように、第１ドリブンギヤ２７、第２ドリブンギヤ２９および出力ギヤ２０ｏからそれぞれカウンタ軸２０ｃに作用するスラスト力を打ち消し合う方向とすることによって、第１軸受け３１および第２軸受け３２にかかる負荷を低減させることができる。
【００３５】  以上説明した本開示の動力伝達装置１０によれば、トランスミッションケース１１の内周面から径方向内側に延在する側壁部１１１ｃと、側壁部１１１ｃの内周部から軸方向に延在する円筒部１１２ｃとを有するセンターサポート１１ｃを小径の第１ドライブギヤ２６と大径の第２ドライブギヤ２８との間に形成する。そして、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃの外周面で第１軸受け３１により第１ドライブギヤ２６を回転自在に支持し、円筒部１１２ｃの内周面で第２軸受け３２により第２ドライブギヤ２８を回転自在に支持する。これにより、第１軸受け３１および第２軸受け３２を径方向に配置することができるため、第１軸受け３１および第２軸受け３２を軸方向に配置するものに比して、動力伝達装置１０の軸長を短縮することができる。
【００３６】  また、本開示の動力伝達装置１０によれば、センターサポート１１ｃの側壁部１１１ｃとして、第１ドライブギヤ２６の第１外歯部２６３の径方向外側から第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３の径方向内側へ入り込むよう軸方向に屈曲させる屈曲部１１１ｃａを設ける。これにより、第１外歯部２６３と第２外歯部２８３との間に余分なスペースを設けることなく、センターサポート１１ｃを配置することができるため、動力伝達装置１０の軸長をより短縮することができる。また、屈曲部１１１ｃａによってセンターサポート１１ｃの剛性が高められるため、第１ドライブギヤ２６および第２ドライブギヤ２８の径方向の変形を抑制することができ、ノイズや振動の発生を抑制することができる。
【００３７】  上述した実施形態では、第１ドライブギヤ２６および第２ドライブギヤ２８のうち外歯部の径が小さい方（第１ドライブギヤ２６）を、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃの外周面で支持し、外歯部の径が大きい方（第２ドライブギヤ２８）を、円筒部１１２ｃの内周面で支持するものとしたが、外歯部の径が小さい方（第１ドライブギヤ２６）を、センターサポート１１ｃの円筒部１１２ｃの内周面で支持し、外歯部の径が大きい方（第２ドライブギヤ２８）を、円筒部１１２ｃの外周面で支持するものとしてもよい。
【００３８】  上述した実施形態では、センターサポート１１ｃの側壁部１１１ｃとして、第１ドライブギヤ２６（小径ギヤ）の第１外歯部２６３の径方向外側から第２ドライブギヤ２８（大径ギヤ）の第２外歯部２８３の径方向内側へ入り込むよう軸方向に屈曲させる屈曲部１１１ｃａを設けるものとしたが、こうした屈曲部１１１ｃａを設けないものとしてもよい。但し、この場合、第１ドライブギヤ２６の第１外歯部２６３と第２ドライブギヤ２８の第２外歯部２８３との間に、側壁部１１１ｃの厚み分のスペースが必要となる。
【００３９】  以上説明したように、本開示の動力伝達装置は、第１外歯ギヤ（２６）と、該第１外歯ギヤ（２６）よりも径が大きい第２外歯ギヤ（２８）とを含むギヤ群がケース（１１）内に同軸上に配置され、入力部材（２０ｉ）に入力された動力を前記ギヤ群を介して出力部材（２０ｏ）に伝達する動力伝達装置（１０）であって、前記ケース（１１）の内周面から径方向内側に延在された側壁部（１１１ｃ）と、前記側壁部（１１１ｃ）の径方向内側から軸方向に延在された中空の筒状部（１１２ｃ）とを有し、前記第１外歯ギヤ（２６）と前記第２外歯ギヤ（２８）との間に形成された支持部材（１１ｃ）と、前記筒状部（１１２ｃ）の外周面に設けられ、前記第１外歯ギヤ（２６）および前記第２外歯ギヤ（２８）のうち一方を回転可能に支持する第１軸受け（３１）と、前記筒状部（１１２ｃ）の内周面に設けられ、前記第１外歯ギヤ（２６）および前記第２外歯ギヤ（２８）のうち他方を回転可能に支持する第２軸受け（３２）と、を備えることを要旨とするものである。
【００４０】  即ち、本開示の動力伝達装置は、ケース（１１）の内周面から径方向内側に延在された側壁部（１１１ｃ）と、側壁部（１１１ｃ）の径方向内側から軸方向に延在された中空の筒状部（１１２ｃ）とを有する支持部材（１１ｃ）を第１外歯ギヤ（２６）と第２外歯ギヤ（２８）との間に設け、筒状部（１１２ｃ）の外周面に第１軸受け（３１）を配置して第１外歯ギヤ（２６）および第２外歯ギヤ（２８）の一方を回転可能に支持し、筒状部（１１２ｃ）の内周面に第２軸受け（３２）を配置して第１外歯ギヤ（２６）および第２外歯ギヤ（２８）の他方を回転可能に支持する。これにより、第１軸受け（３１）および第２軸受け（３２）を径方向に配置することができるため、動力伝達装置の軸長を短縮することができる。また、第１軸受け（３１）と第２軸受け（３２）は、その間に支持部材（１１ｃ）の筒状部（１１２ｃ）を挟んで配置され、軸受けの内輪また外輪の一方が筒状部（１１２ｃ）に固定されるため、軸受けの内輪と外輪との間に過大な回転速度差が生じることがなく、また、一方の軸受けへの荷重が他方の軸受けに伝達されることがない。この結果、第１軸受け（３１）や第２軸受け（３２）に作用する負荷をより低減させることができる。
【００４１】  また、前記第１外歯ギヤ（２６）は、外周面に第１外歯部（２６３）が形成された第１環状部（２６１）を有し、前記第２外歯ギヤ（２８）は、外周面に前記第１外歯部（２６３）よりも径が大きい第２外歯部（２８３）が形成された第２環状部（２８２）を有し、前記第２外歯ギヤ（２８）の第２環状部（２８２）は、前記第２外歯部（２８３）の径方向内側において軸方向の前記第１外歯ギヤ（２６）側に開口した凹部（２８２ａ）を有し、前記支持部材（１１ｃ）の側壁部（１１１ｃ）は、前記第１外歯部（２６３）の径方向外側から前記第２外歯部（２８３）の前記凹部に入り込むよう軸方向に屈曲された屈曲部（１１１ｃａ）を有するものとすることもできる。これにより、第１外歯部（２６３）と第２外歯部（２８３）との間に余分なスペースを設けることなく、支持部材（１１ｃ）を配置することができるため、動力伝達装置の軸長をより短縮することができる。
【００４２】  この場合、前記第１外歯ギヤ（２６）の少なくとも一部が、前記支持部材（１１ｃ）の前記屈曲部（１１１ｃａ）の径方向内側に入り込むように配置されるものとすることもできる。このように、屈曲部の径方向内側に第１外歯ギヤの少なくとも一部が入り込むように第１外歯ギヤを配置することで、動力伝達装置の軸長をさらに短縮することができる。さらにこの場合、前記第１外歯ギヤ（２６）の前記第１外歯部（２６３）の少なくとも一部は、前記支持部材（１１ｃ）の側壁部（１１１ｃ）の径方向内側に配置され、前記支持部材（１１ｃ）の側壁部（１１１ｃ）は、周方向の一部に切り欠き部が設けられており、前記第１外歯ギヤ（２６）は、前記切り欠き部において前記出力部材（２０ｏ）にトルクを伝達する他の外歯ギヤ（２７）に噛合されるものとすることもできる。こうすれば、動力伝達装置の軸長を短縮しつつ、第１外歯ギヤから他の外歯ギヤへトルクを伝達することができる。
【００４３】  さらに、前記第１外歯ギヤ（２６）は、前記支持部材（１１ｃ）の筒状部（１１２ｃ）に対して径方向外側に該筒状部（１１２ｃ）の外径よりも大きな内径を有する内周面（２６１）を有し、前記第２外歯ギヤ（２８）は、前記支持部材（１１ｃ）の筒状部（１１２ｃ）に対して径方向内側に該筒状部（１１２ｃ）の内径よりも小さな外径を有する外周面（２８１）を有し、前記第１軸受け（３１）は、前記第１外歯ギヤ（２６）の内周面（２６１）と前記筒状部（１１２ｃ）の外周面との間に設けられ、前記第２軸受け（３２）は、前記第２外歯ギヤ（２８）の外周面（２８１）と前記筒状部（１１２ｃ）の内周面との間に設けられているものとすることもできる。
【００４４】  また、前記ギヤ群は、前記入力部材（２０ｉ）と同軸上に配置され、複数の回転要素を備えるプラネタリギヤ（２５）を有し、前記第１外歯ギヤ（２６）と前記第２外歯ギヤ（２８）は、前記プラネタリギヤ（２５）の異なる回転要素に連結されると共に、異なる回転軸上に配置された２つの外歯ギヤ（２７，２９）にそれぞれ噛合して、前記入力部材（２０ｉ）に入力された動力が前記第１外歯ギヤ（２６）を介して前記出力部材（２０ｏ）に伝達し、又は、前記入力部材（２０ｉ）に入力された動力が前記第２外歯ギヤ（２８）を介して前記出力部材（２０ｏ）に伝達するものとすることもできる。
【００４５】  また、前記第１外歯ギヤ（２６）および前記第２外歯ギヤ（２８）のうち前記筒状部（１１２ｃ）の外周面に前記第１軸受け（３１）を介して支持される外歯ギヤ（２６）は、前記筒状部（１１２ｃ）の内周面に前記第２軸受け（３２）を介して支持される外歯ギヤ（２８）に比して、トルク伝達頻度が高いものとすることもできる。こうすれば、トルク伝達頻度が高い外歯ギヤ（２６）を支持する第１軸受け（３１）が筒状部（１１２ｃ）の外径側に配置され、トルク伝達頻度が低い外歯ギヤ（２８）を支持する第２軸受け（３２）が筒状部（１１２ｃ）の内径側に配置されるため、第１軸受け（３１）を容易に大径化することができ、第１軸受け（３１）の負荷容量を十分に確保することができる。
【００４６】  また、前記第１外歯ギヤ（２６）および前記第２外歯ギヤ（２８）のうち前記筒状部（１１２ｃ）の外周面に前記第１軸受け（３１）を介して支持される外歯ギヤ（２６）は、前記筒状部（１１２ｃ）の内周面に前記第２軸受け（３２）を介して支持される外歯ギヤ（２８）に比して、伝達トルクが大きいものとすることもできる。こうすれば、伝達トルクが大きい外歯ギヤ（２６）を支持する第１軸受け（３１）が筒状部（１１２ｃ）の外径側に配置され、伝達トルクが小さい外歯ギヤ（２８）を支持する第２軸受け（３２）が筒状部（１１２ｃ）の内径側に配置されるため、第１軸受け（３１）を容易に大径化することができ、第１軸受け（３１）の負荷容量を十分に確保することができる。
【００４７】  また、前記出力部材（２０ｏ）は、前記入力部材（２０ｉ）と平行に延在するカウンタ軸（２０ｃ）に設けられた出力ギヤ（２０ｏ）であり、前記第１外歯ギヤ（２６）は、前記カウンタ軸（２０ｃ）にトルクを伝達する第１ドリブンギヤ（２７）と噛合する第１ドライブギヤ（２６）であり、前記第２外歯ギヤ（２８）は、前記カウンタ軸（２０ｃ）にトルクを伝達する第２ドリブンギヤ（２９）と噛合する第２ドライブギヤ（２８）であり、前記第１ドライブギヤ（２６），前記第１ドリブンギヤ（２７），前記第２ドライブギヤ（２８），前記第２ドリブンギヤ（２９）および前記出力ギヤ（２０ｏ）は、ヘリカルギヤにより構成され、前記第１ドライブギヤ（２６）および前記第１ドリブンギヤ（２７）は、両者の噛み合いにより前記カウンタ軸（２２ｃ）に作用するスラスト力と、前記出力ギヤ（２０ｏ）からの前記カウンタ軸（２２ｃ）に作用するスラスト力とが打ち消し合う方向に、歯の捻れ方向が決定され、前記第２ドライブギヤ（２８）および前記第２ドリブンギヤ（２９）は、両者の噛み合いにより前記カウンタ軸（２０ｃ）に作用するスラスト力と、前記出力ギヤ（２０ｏ）からの前記カウンタ軸（２０ｃ）に作用するスラスト力とが打ち消し合う方向に、歯の捻れ方向が決定されるものとすることもできる。こうすれば、第１ドリブンギヤ（２７）、第２ドリブンギヤ（２９）および出力ギヤ（２０ｏ）からそれぞれカウンタ軸（２０ｃ）に作用するスラスト力を打ち消し合う方向とすることによって、第１軸受け（３１）や第２軸受け（３２）にかかる負荷を低減させることができる。
【００４８】  また、自動変速機２０としては、第１〜第１１速の前進段および後進段を形成可能なものとしたが、これに限定されるものではなく、同軸上にそれぞれ径が異なる２つの外歯ギヤを含むギヤ群を備えるものであれば、如何なる変速段の自動変速機にも適用可能である。
【００４９】  以上、本開示の発明の実施の形態について説明したが、本開示の発明はこうした実施形態に何等限定されるものではなく、本開示の発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
【産業上の利用可能性】
【００５０】  本開示の発明は、動力伝達装置の製造産業等において利用可能である。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【国際調査報告】
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