(57)【要約】【課題】ラビニオ式の遊星歯車機構を備えた自動変速機に対し、セパレータプレートの長寿命化を図ることができる構成を提供する。【解決手段】ラビニオ式遊星歯車機構のプラネタリキャリアを自動変速機ケース２０に回転不能に固定するブレーキに備えられたセパレータプレート５２に対し、このセパレータプレート５２の中心Ｏ１とカウンタシャフト３２の回転中心Ｏ２とを結ぶ直線Ｌ１に対してセパレータプレート５２の周方向の±６０°の範囲には外周歯を設けず、この範囲以外の所定位置に外周歯５２ａ〜５２ｍを設ける。これにより、カウンタギヤ３１との噛み合い荷重を、カウンタギヤ３１の配設位置とは反対側に位置するロングピニオンギヤ１５に分担させることが可能となり、各ロングピニオンギヤ１５に作用する荷重が均等化される。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
自動変速機ケース内に、ラビニオ式の遊星歯車機構を含むプラネタリギヤユニットが収容され、このプラネタリギヤユニットの複数の構成要素を、摩擦係合要素を介して選択的に固定、連結または解放することにより、複数の変速段のうち所定の変速段を成立させる自動変速機において、
前記ラビニオ式の遊星歯車機構の構成要素を前記自動変速機ケースの内周面に対して固定または解放する前記摩擦係合要素に備えられたセパレータプレートには、複数の外周歯が形成されており、これら外周歯は、前記セパレータプレートの中心と自動変速機出力側に配設されたカウンタシャフトの回転中心とを結ぶ直線に対して前記セパレータプレートの周方向の±６０°の範囲には設けられておらず、この範囲以外の所定位置に設けられていることを特徴とする自動変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は自動車等に搭載される自動変速機に係る。特に、本発明は自動変速機の摩擦係合要素に備えられるセパレータプレートの改良に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、例えば特許文献１に開示されているように、自動車等に搭載される有段式の自動変速機は、車両の走行状態等に応じた変速段を成立させるために係合状態と解放状態とが切り替えられる複数の摩擦係合要素（クラッチやブレーキ）を備えている。この摩擦係合要素は、複数の摩擦プレートとセパレータプレートとが交互に配置されている。そして、油圧ピストンからの押圧力が作用することで摩擦プレートとセパレータプレートとが接触係合され、摩擦係合要素が係合状態となる。また、前記押圧力が解除されることで摩擦プレートとセパレータプレートとが離間され、摩擦係合要素が解放状態となる。各摩擦係合要素の状態に応じ、駆動力源（例えばエンジン）からの動力の伝達経路が切り替えられて所定の変速段が成立する。また、この特許文献１には、プラネタリキャリアによって回転自在に支持された複数のロングピニオンギヤおよびショートピニオンギヤを含むラビニオ式の遊星歯車機構が開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１４−１９０４８８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
これまでのラビニオ式の遊星歯車機構を備えた自動変速機にあっては、ロングピニオンギヤが摩擦係合要素によって固定されると（例えばブレーキによってプラネタリキャリアが自動変速機ケースに固定されると）、この遊星歯車機構の出力側に備えられているカウンタギヤとの噛み合い荷重（カウンタギヤ反力）等の影響を受けて、複数のロングピニオンギヤのうちカウンタギヤ側に位置するロングピニオンギヤ（複数のロングピニオンギヤのうちカウンタギヤの配設位置に最も近いロングピニオンギヤ）に特に大きな荷重が作用することになり、ロングピニオンギヤの寿命に悪影響を与えてしまう可能性があった。
【０００５】
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、ラビニオ式の遊星歯車機構を備えた自動変速機に対し、ロングピニオンギヤの長寿命化を図ることができる構成を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
前記の目的を達成するための本発明の解決手段は、自動変速機ケース内に、ラビニオ式の遊星歯車機構を含むプラネタリギヤユニットが収容され、このプラネタリギヤユニットの複数の構成要素を、摩擦係合要素を介して選択的に固定、連結または解放することにより、複数の変速段のうち所定の変速段を成立させる自動変速機を前提とする。この自動変速機に対し、前記ラビニオ式の遊星歯車機構の構成要素を前記自動変速機ケースの内周面に対して固定または解放する前記摩擦係合要素に備えられたセパレータプレートには、複数の外周歯が形成されており、これら外周歯は、前記セパレータプレートの中心と自動変速機出力側に配設されたカウンタシャフトの回転中心とを結ぶ直線に対して前記セパレータプレートの周方向の±６０°の範囲には設けられておらず、この範囲以外の所定位置に設けられている構成としている。
【０００７】
この特定事項により、ラビニオ式の遊星歯車機構の構成要素であるロングピニオンギヤが摩擦係合要素によって固定される場合であっても、前述の如く外周歯が設けられない範囲を規定したことで、このロングピニオンギヤを支持しているプラネタリキャリアの移動（プラネタリキャリアの中心線に対して直交する方向の移動）が許容されることに伴い、カウンタギヤとの噛み合い荷重を、カウンタギヤの配設位置とは反対側に位置するロングピニオンギヤにも分担させることが可能となる。このため、各ロングピニオンギヤに作用する荷重が均等化されることになり、一部のロングピニオンギヤに大きな荷重が作用するといったことがなくなる。
【発明の効果】
【０００８】
本発明では、セパレータプレートの中心とカウンタシャフトの回転中心とを結ぶ直線に対してセパレータプレートの周方向の±６０°の範囲には外周歯を設けず、この範囲以外の所定位置に外周歯を設けている。これにより、各ロングピニオンギヤに作用する荷重の均等化を図ることができる。その結果、一部のロングピニオンギヤに大きな荷重が作用するといったことがなくなり、ロングピニオンギヤの長寿命化を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】実施形態に係る自動変速機におけるラビニオ式遊星歯車機構の一部およびその周辺部を示す断面図である。
【図２】自動変速機ケース内でのセパレータプレートおよびカウンタギヤの配設状態を説明するための図である。
【図３】セパレータプレートを示す図である。
【図４】実施形態におけるラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤ、ロングピニオンギヤ、および、カウンタギヤそれぞれの荷重作用状態を示す模式図である。
【図５】実施形態におけるラビニオ式遊星歯車機構のプラネタリキャリアと自動変速機ケースとの間での荷重作用状態を示す模式図である。
【図６】従来技術におけるラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤ、ロングピニオンギヤ、および、カウンタギヤそれぞれの荷重作用状態を示す模式図である。
【図７】従来技術におけるラビニオ式遊星歯車機構のプラネタリキャリアと自動変速機ケースとの間での荷重作用状態を示す模式図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は、本実施形態に係る自動変速機１におけるラビニオ式遊星歯車機構１０の一部およびその周辺部を示す断面図である。この図１では、自動変速機１の回転中心に対して上側半分のみを示している。また、図２は、自動変速機ケース２０内での後述するセパレータプレート５２およびカウンタギヤ３１（図２では仮想線で示している）の配設状態を説明するための図である。
【００１１】
本実施形態に係る自動変速機１は、ラビニオ式遊星歯車機構１０の前段側（動力伝達方向の上流側）に図示しない遊星歯車機構（例えばダブルピニオン式遊星歯車機構）が備えられており、駆動力源であるエンジンからの出力は、このダブルピニオン式遊星歯車機構を経てラビニオ式遊星歯車機構１０に入力される構成となっている。ダブルピニオン式遊星歯車機構およびラビニオ式遊星歯車機構１０は、それぞれ自動変速機ケース２０内に収容されていると共に、複数の摩擦係合要素（クラッチやブレーキ）が備えられており、これら摩擦係合要素が選択的に係合または解放されることにより、動力伝達経路が切り替えられることで、例えば前進８段階の変速段が切り替え可能となっている。これらダブルピニオン式遊星歯車機構およびラビニオ式遊星歯車機構１０によって本発明でいうプラネタリギヤユニットが構成されている。なお、ダブルピニオン式遊星歯車機構の構成は公知であるので（例えば特開２０１５−４５３９８号公報を参照）、ここでの説明は省略する。
【００１２】
−ラビニオ式遊星歯車機構の概略構成−
以下、ラビニオ式遊星歯車機構１０の構成について簡単に説明する。図１に示すように、このラビニオ式遊星歯車機構１０は、外歯歯車で成る第１サンギヤ１１および第２サンギヤ１２と、これら第１サンギヤ１１および第２サンギヤ１２と同心円上に配置され且つ内歯歯車で成るリングギヤ１３とを備えている。このリングギヤ１３がプラネタリギヤユニットの出力部材として機能する。また、このラビニオ式遊星歯車機構１０は、第１サンギヤ１１に噛合する複数のショートピニオンギヤ（図示省略）と、第２サンギヤ１２およびショートピニオンギヤに噛合すると共にリングギヤ１３に噛合する複数のロングピニオンギヤ１５と、複数のショートピニオンギヤおよび複数のロングピニオンギヤ１５を自転自在（回転自在）且つ公転自在に保持するプラネタリキャリア１６とを備えている。前記複数のショートピニオンギヤおよび複数のロングピニオンギヤ１５は、プラネタリキャリア１６の周方向に亘って交互に配設されている。
【００１３】
また、前記リングギヤ１３は、連結部材１７を介してカウンタギヤ３１（図２を参照）に連結されており、プラネタリギヤユニットからの動力は、このカウンタギヤ３１を経て、デファレンシャルギヤ３３および図示しないドライブシャフトを介して左右の駆動輪に伝達されるようになっている。また、図２に示すように、カウンタギヤ３１はカウンタシャフト３２に回転一体に支持されている。
【００１４】
また、ラビニオ式遊星歯車機構１０は、摩擦係合要素としてのクラッチ４０およびブレーキ５０を備えている。
【００１５】
クラッチ４０は、エンジンの出力が伝達される入力部材６１とプラネタリキャリア１６とを連結すると共にこれら両者の連結を解除（解放）することができる油圧クラッチである。このクラッチ４０は、プラネタリキャリア１６の外周にスプライン嵌合された複数の摩擦プレート４１，４１，…と、入力部材６１に固定される部材６２の内周にスプライン嵌合された複数のセパレータプレート４２，４２，…とが交互に配設されている。そして、このクラッチ４０は、ピストン４３の加圧動作によって摩擦プレート４１とセパレータプレート４２とが接触係合されることで係合状態となり、ピストン４３の加圧動作が解除されることによって摩擦プレート４１とセパレータプレート４２とが離間されることで解放状態となる。
【００１６】
ブレーキ５０は、プラネタリキャリア１６を自動変速機ケース２０に回転不能に固定すると共にプラネタリキャリア１６の自動変速機ケース２０に対する固定を解除（解放）することができる油圧ブレーキである。このブレーキ５０は、プラネタリキャリア１６の外周にスプライン嵌合された複数の摩擦プレート５１，５１，…と、自動変速機ケース２０の内周にスプライン嵌合された複数のセパレータプレート５２，５２，…とが交互に配設されている。そして、このブレーキ５０は、ピストン５３の加圧動作によって摩擦プレート５１とセパレータプレート５２とが接触係合されることで係合状態となり、ピストン５３の加圧動作が解除されることによって摩擦プレート５１とセパレータプレート５２とが離間されることで解放状態となる。
【００１７】
これらクラッチ４０、ブレーキ５０、前記ダブルピニオン式遊星歯車機構に備えられているクラッチおよびブレーキは、図示しない油圧制御装置による作動油の給排（前記ピストン４３，５３の加圧動作を行うための作動油の給排）を受けて作動する。
【００１８】
−ブレーキのセパレータプレートの構成−
次に、本実施形態の特徴である前記ブレーキ５０に備えられているセパレータプレート５２について説明する。図３はセパレータプレート５２を示す図である。ブレーキ５０に備えられている各セパレータプレート５２、５２，…は共に同一形状であるので、ここでは１枚のセパレータプレート５２を代表して説明する。
【００１９】
図３に示すように、セパレータプレート５２は、円環状の金属板によって構成されており、その外周囲には、前記自動変速機ケース２０の内周にスプライン嵌合される複数の外周歯（スプライン係合用の突出部）５２ａ〜５２ｍが設けられている。これら外周歯５２ａ〜５２ｍは、外周側に向けて突出する一対の突起によってそれぞれ構成されている。本実施形態におけるセパレータプレート５２の特徴は、これら外周歯５２ａ〜５２ｍの形成位置にある。以下、具体的に説明する。
【００２０】
図２および図３に示すように、セパレータプレート５２の外周囲には、外周歯形成範囲Ａと外周歯非形成範囲（欠歯範囲）Ｂとが設定されている。外周歯非形成範囲Ｂは、カウンタシャフト３２に対向する側の所定範囲に設定されている。具体的に、この外周歯非形成範囲Ｂは、セパレータプレート５２の中心（図２における点Ｏ１）とカウンタシャフト３２の回転中心（図２における点Ｏ２）とを結び且つこれらの中心線の延長方向（図２の紙面に直交する方向）に直交する方向（図２の紙面に平行な方向）に延びる直線Ｌ１に対してセパレータプレート５２の周方向の±６０°の範囲（図２および図３における範囲Ｂを参照）に設定されている。つまり、この外周歯非形成範囲Ｂには、外周歯が形成されていない。
【００２１】
一方、セパレータプレート５２の周方向における前記外周歯非形成範囲Ｂ以外の範囲が外周歯形成範囲Ａに設定されている。つまり、この外周歯形成範囲Ａの所定位置に外周歯５２ａ〜５２ｍは形成されている。具体的に、この外周歯形成範囲Ａには、第１〜第１３の合計１３個の外周歯５２ａ〜５２ｍが形成されている。
【００２２】
以下、これら外周歯５２ａ〜５２ｍの形成位置について具体的に説明する。ここでは、外周歯形成範囲Ａにおいて、図３で最も反時計回り方向側に位置する外周歯を第１外周歯５２ａと呼ぶ。そして、この第１外周歯５２ａの形成位置から時計回り方向側に亘って配設されている各外周歯を順に第２外周歯５２ｂ、第３外周歯５２ｃ、…第１２外周歯５２ｌと呼び、最も時計回り方向側に位置する外周歯を第１３外周歯５２ｍと呼ぶこととする。
【００２３】
第１外周歯５２ａと第２外周歯５２ｂとは周方向に僅かな間隔を存して配設されており、これら第１外周歯５２ａと第２外周歯５２ｂとにより、第１の外周歯群５２Ｉが構成されている。例えば第１外周歯５２ａと第２外周歯５２ｂとは１５°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２４】
また、第３外周歯５２ｃ〜第５外周歯５２ｅも周方向に僅かな間隔を存して配設されており、これら第３外周歯５２ｃ〜第５外周歯５２ｅにより、第２の外周歯群５２IIが構成されている。例えば第３外周歯５２ｃ〜第５外周歯５２ｅそれぞれは１５°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２５】
これら第１の外周歯群５２Ｉと第２の外周歯群５２IIとは、周方向に所定間隔（各群５２Ｉ，５２IIそれぞれにおける外周歯同士の間の間隔よりも長い間隔）を存している。例えば第２外周歯５２ｂと第３外周歯５２ｃとは２０°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２６】
また、第６外周歯５２ｆと第２の外周歯群５２IIとは、周方向に所定間隔（第１の外周歯群５２Ｉと第２の外周歯群５２IIとの間の間隔よりも長い間隔）を存している。例えば第５外周歯５２ｅと第６外周歯５２ｆとは５５°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２７】
第７外周歯５２ｇ〜第１３外周歯５２ｍは周方向に僅かな間隔を存して配設されており、これら第７外周歯５２ｇ〜第１３外周歯５２ｍにより、第３の外周歯群５２IIIが構成されている。例えば第７外周歯５２ｇ〜第１３外周歯５２ｍそれぞれは１５°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２８】
第６外周歯５２ｆと第３の外周歯群５２IIIとは、周方向に所定間隔（第１の外周歯群５２Ｉと第２の外周歯群５２IIとの間の間隔よりも長い間隔であり、且つ第２の外周歯群５２IIと第６外周歯５２ｆとの間の間隔よりも短い間隔）を存している。例えば第６外周歯５２ｆと第７外周歯５２ｇとは２５°程度の角度ピッチを存して配設されている。
【００２９】
このように前記ブレーキ５０に備えられているセパレータプレート５２には、カウンタシャフト３２に対向する側の所定範囲（前記外周歯非形成範囲Ｂ）には外周歯が形成されておらず、それ以外の範囲（前記外周歯形成範囲Ａ）に複数の外周歯５２ａ〜５２ｍが形成されている。
【００３０】
なお、これら外周歯５２ａ〜５２ｍの個数は、セパレータプレート５２の機能を阻害せず且つその剛性が十分に確保される範囲において必要最小限に設定されている。
【００３１】
また、このセパレータプレート５２がスプライン嵌合される自動変速機ケース２０の内周部にも、前記外周歯５２ａ〜５２ｍに対応するスプライン（内周歯）が形成されている。
【００３２】
このような構成により、ラビニオ式遊星歯車機構１０のロングピニオンギヤ１５がブレーキ５０によって自動変速機ケース２０に固定された場合であっても（ブレーキ５０によってプラネタリキャリア１６が自動変速機ケース２０に固定された場合であっても）、前述の如く外周歯が設けられない範囲を規定したことで、このロングピニオンギヤ１５を支持しているプラネタリキャリア１６の移動（プラネタリキャリア１６の中心線に対して直交する方向の移動）が許容されることに伴い、カウンタギヤ３１との噛み合い荷重（カウンタギヤ反力）を、カウンタギヤ３１の配設位置とは反対側に位置するロングピニオンギヤ１５にも分担させることが可能となる。このため、各ロングピニオンギヤ１５，１５，…に作用する荷重が均等化されることになり、一部のロングピニオンギヤ１５に大きな荷重が作用するといったことがなくなる。その結果、ロングピニオンギヤ１５の長寿命化を図ることができる。
【００３３】
以下、前記各ロングピニオンギヤ１５に作用する荷重が均等化される理由について説明する。図４は、本実施形態におけるラビニオ式遊星歯車機構１０のリングギヤ１３、ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂ、および、カウンタギヤ３１それぞれの荷重作用状態を示す模式図である。また、図５は、本実施形態におけるラビニオ式遊星歯車機構１０のプラネタリキャリア１６と自動変速機ケース２０との間での荷重作用状態示す模式図である。一方、図６は、従来技術におけるラビニオ式遊星歯車機構のリングギヤ１１３、ロングピニオンギヤ１１５ａ，１１５ｂ、および、カウンタギヤ１３１それぞれの荷重作用状態を示す模式図である。また、図７は、従来技術におけるラビニオ式遊星歯車機構のプラネタリキャリア１１６と自動変速機ケース１２０との間での荷重作用状態を示す模式図である。これらの図において実線で示す各矢印は、各部材に作用している荷重および反力を示している。
【００３４】
これらの図では、説明を簡略化するために、第２サンギヤ１２（１１２）とリングギヤ１３（１１３）との間に２つのロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂ（１１５ａ，１１５ｂ）を配置した場合を示している。また、各ギヤ同士において噛合している歯のみを示している。また、これらの図は、ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂ（１１５ａ，１１５ｂ）を保持しているプラネタリキャリア１６（１１６）を自動変速機ケース２０（１２０）に対してブレーキによって固定するとともに（図５および図７にあってはブレーキによってプラネタリキャリア１６（１１６）が自動変速機ケース２０（１２０）に回転不能に係合された状態を模式的に示している）、リングギヤ１３（１１３）からカウンタギヤ３１（１３１）に動力を伝達している状態を示している。また、リングギヤ１３（１１３）は、その外周に嵌合させたベアリング１８（１１８）を介して自動変速機ケース２０（１２０）に回転自在に支持されている。
【００３５】
このような使用形態では、リングギヤ１３（１１３）とカウンタギヤ３１（１３１）との間に、トルクの伝達に伴う荷重Ｆ（図４および図６を参照）が作用する。図４および図６では圧力角を無視して記載しているので、この荷重Ｆは第２サンギヤ１２（１１２）の中心とカウンタギヤ３１（１３１）の中心とを結んだ直線に対して直交する方向（図中の右方向）に作用する。
【００３６】
また、リングギヤ１３（１１３）を支持しているベアリング１８（１１８）には不可避的な隙間が存在するのに対して、プラネタリキャリア１６（１１６）がブレーキによって自動変速機ケース２０（１２０）に固定されているので、前記荷重Ｆに対する反力は、プラネタリキャリア１６（１１６）によって保持されているロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂ（１１５ａ，１１５ｂ）とリングギヤ１３（１１３）との間で作用することになる。また、この荷重Ｆに対する反力は、前記ベアリング１８（１１８）とリングギヤ１３（１１３）との間でも作用する。また、各ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂ（１１５ａ，１１５ｂ）にはトルクの伝達に伴う荷重が作用する。
【００３７】
従来技術にあっては、セパレータプレートにおいてカウンタギヤ１３１に対向する側にも外周歯が形成されていたため、この外周歯によるスプライン嵌合によってプラネタリキャリア１１６の移動（プラネタリキャリア１１６の中心線に対して直交する方向の移動）が規制されることになっていた。つまり、図７における右方向へのプラネタリキャリア１１６の移動が規制されることになっていた。このため、同方向へのリングギヤ１１３の移動も規制され、前記荷重Ｆに対するベアリング１８の反力（図６におけるｆ１）が十分に得られず、前記荷重Ｆに対する反力の大部分は、カウンタギヤ１３１の配設位置に最も近いロングピニオンギヤ１１５ａに生じることになり（図６及び図７においてロングピニオンギヤ１１５ａに作用している荷重を参照）、このロングピニオンギヤ１１５の寿命に悪影響を与えてしまっていた。なお、図６において、ｆ２はロングピニオンギヤ１１５ａからのトルクの伝達に伴う荷重であり、ｆ３はロングピニオンギヤ１１５ｂからのトルクの伝達に伴う荷重である。また、図５および図７において、ｆ４はロングピニオンギヤ１１５ａの回転中心に作用する反力であり、ｆ５はロングピニオンギヤ１１５ｂの回転中心に作用する反力である。また、図７におけるｆ６，ｆ７は、セパレータプレートのスプライン嵌合部分に作用する反力である。
【００３８】
これに対し、本実施形態のものでは、セパレータプレート５２においてカウンタギヤ３１に対向する側には外周歯が形成されていないため、図５における右方向へのプラネタリキャリア１６の移動が許容されており（図５において破線で示す矢印を参照）、このプラネタリキャリア１６の移動に伴うリングギヤ１３の移動（図４において破線で示す矢印を参照）によって、前記荷重Ｆに対するベアリング１８の反力（図６におけるＦ１）が十分に得られている。このため、従来技術のもの（図６および図７に示すもの）に比べて、カウンタギヤ３１の配設位置に最も近いロングピニオンギヤ１５ａに対する荷重が小さくなり、カウンタギヤ３１の配設位置とは反対側のロングピニオンギヤ１５ｂに対する荷重が大きくなっている（図４および図５において各ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂに作用している荷重を参照）。これにより、各ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂの荷重分担が均等化され、一部のロングピニオンギヤ１５ａに作用する荷重が極端に大きくなることがない。なお、図４において、Ｆ２はロングピニオンギヤ１５ａからのトルクの伝達に伴う荷重であり、Ｆ３はロングピニオンギヤ１５ｂからのトルクの伝達に伴う荷重である。また、図５において、Ｆ４はロングピニオンギヤ１５ａの回転中心に作用する反力であり、Ｆ５はロングピニオンギヤ１５ｂの回転中心に作用する反力である。また、図５および図７におけるＦ６，Ｆ７は、セパレータプレートのスプライン嵌合部分に作用する反力である。
【００３９】
このように、各ロングピニオンギヤ１５ａ，１５ｂに作用する荷重が均等化されることにより、ロングピニオンギヤ１５ａの長寿命化を図ることができる。例えば、従来のものに比べて２倍程度の長寿命化を図ることが可能である。また、従来のセパレータプレートに対して外周歯５２ａ〜５２ｍの形成位置を変更するのみであるので、製造コストの高騰や質量の増大を招くことなしにロングピニオンギヤ１５ａの長寿命化を図ることができる。
【００４０】
以上、本発明を実施するための形態について説明したが、本発明はこの実施形態に限定されるものではなく、本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ものである。例えば、前記実施形態では、セパレータプレート５２の周方向（前記直線Ｌ１に対してセパレータプレート５２の周方向）の±６０°の範囲を外周歯非形成範囲Ｂとして設定したが、本発明にあっては、外周歯を設けない範囲として少なくとも±６０°の範囲が設定されておればよく、この外周歯非形成範囲Ｂとしては、セパレータプレート５２の機能を阻害しない範囲であれば、その周方向（前記直線Ｌ１に対してセパレータプレート５２の周方向）の±６５°の範囲や±７０°の範囲であってもよい。
【産業上の利用可能性】
【００４１】
本発明は、ラビニオ式遊星歯車機構の摩擦係合要素に備えられたセパレータプレートに適用可能である。
【符号の説明】
【００４２】
１      自動変速機
１０    ラビニオ式遊星歯車機構
１１    第１サンギヤ
１２    第２サンギヤ
１３    リングギヤ
１５    ロングピニオンギヤ
１６    プラネタリキャリア
２０    自動変速機ケース
３２    カウンタシャフト
４０    クラッチ（摩擦係合要素）
５０    ブレーキ（摩擦係合要素）
５２    セパレータプレート
５２ａ〜５２ｍ  外周歯
Ａ      外周歯形成範囲
Ｂ      外周歯非形成範囲
Ｏ１    セパレータプレートの中心
Ｏ２    カウンタシャフトの回転中心
Ｌ１    直線
【図１】
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【図２】
2017053417.tif 000004
【図３】
2017053417.tif 000005
【図４】
2017053417.tif 000006
【図５】
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【図６】
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【図７】
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