(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
入出力部材を構成するハブ及びドラムと、ハブの外周及びドラムの内周に回転動力伝達自在に連結された摩擦係合要素と、該摩擦係合要素を挟んで、その軸方向両端に配設された押圧部材及び反力部材と、摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボとを備え、該油圧サーボは固定部材に設けられ、油圧サーボのサーボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦係合要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固定部材に支持される静止シリンダ型クラッチ装置において、
同回転となるように構成された前記押圧部材と反力部材との間に配設され、押圧部材と反力部材を離隔方向に付勢するリターンスプリングと、
前記反力部材に対して設けられ、押圧部材と反力部材の離隔量を所定の値に制限する規制手段とを有することを特徴とする静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項２】
前記規制手段は、リターンスプリングの拡開量を規制するストッパとされた請求項１記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項３】
前記リターンスプリングは、ハブの径方向内方に配設され、一端にリテーナを備え、前記ストッパは、リテーナと係合可能にハブの内周側に固定されたスナップリングとされた請求項２記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項４】
前記油圧サーボは、押圧部材にベアリングを介してサーボ力を負荷するピストンを有する請求項１又は２記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項５】
前記油圧サーボは、前記ピストンと、該ピストンを常時押圧部材に向けて付勢し、押圧部材に対するピストンの浮動を防ぐ負荷手段とを有する請求項４記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項６】
前記負荷手段は、油圧サーボ内に配設され、リターンスプリングより負荷荷重の小さな皿ばねとされた請求項５記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【請求項７】
前記負荷手段は、リターンスプリングより負荷荷重の小さなサーボ力を生じさせるような油圧サーボ内への油圧の供給とされた請求項４又は５記載の静止シリンダ型クラッチ装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クラッチ装置に関し、特にその操作のための油圧サーボを摩擦係合要素を組み込んだクラッチドラムから分離させて固定部材に設けた静止シリンダ型クラッチ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機等のギヤトレイン中に介装されて動力の伝達と遮断を行うべく、変速機構中の入力側回転部材と出力側回転部材とを連結する多板クラッチは、複数の摩擦材ディスクの間にセパレータプレートを挟み込んで軸方向に交互に積層配置してなる摩擦係合要素のディスクかプレートの何れか一方をスプライン係合等でハブの外周面に回り止め支持し、他方を同様にスプライン係合等でドラムの内周面に回り止め支持した構成とされている。こうした摩擦係合要素を押圧する油圧サーボは、一方の上記回転部材に固定したクラッチドラム側に設けられ、ドラムと一体化したシリンダと、それに摺動可能に配設したピストンとにより油室を画定する構成とされ、該油室に供給される油圧でピストンを押し出して摩擦係合要素をドラムに反力を取って押圧し、クラッチを係合させる構成とされている。すなわち、油圧サーボは、クラッチドラムと共に回転する回転シリンダ型の構成とされている。
【０００３】
こうした回転シリンダ型クラッチでは、シリンダの回転により遠心油圧が発生するため、油圧サーボの制御が複雑になる。また、油圧サーボの作動のために、固定部材から回転シリンダ内に油圧の供給を行わなければならないため、供給油路の相対回転部からの油漏れを防ぐシールリングの配設を必須とし、シールリングの引きずりによる摺動抵抗の発生で、その分の伝動効率の低下が避けられない。そこで、油圧サーボをクラッチドラムから分離させてケース等の固定部材側に設け、上記油圧サーボが回転することに付随する問題点を解消することができる静止シリンダ型クラッチが提案されている。こうしたクラッチの一例として、特開平７−１１９７６１号公報に開示の技術がある。
【０００４】
この従来技術では、クラッチの入出力部材を構成するハブ及びドラムの内外周に摩擦係合要素を回転動力伝達自在に連結し、該摩擦係合要素を挟んで、その軸方向両端に押圧部材及び反力部材を配設し、摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボを固定部材に設け、油圧サーボのサーボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦係合要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固定部材に支持されるようにしている。そしてクラッチ解放のために油圧サーボのピストンを押し戻すリターンスプリングを、回転シリンダ型クラッチにおいて通常油圧サーボのシリンダとピストンとの間に設けるのと同様の配置を踏襲して、油圧サーボのシリンダを形成した変速機ケースとピストンとの間に配設している。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来技術のように、油圧サーボのリターンスプリングを変速機ケースとピストンとの間に配設した構成では、クラッチ解放時にピストンは、リターンスプリングの付勢力で、強制的にシリンダの最後端位置まで後退させられることになる。この場合、クラッチ係合方向への移動の際のピストンのロスストローク量、すなわち、シリンダ内に油を充満させることで、ピストンが摩擦係合要素のクリアランスをなくす実質的なクラッチの係合開始位置に至るまでストロークする量は、本来、クラッチ解放時の摩擦係合要素の引きずりを実質的に無くすために必須のクリアランスのほかに、ピストン、押圧部材、摩擦係合要素、反力部材及びケース間に熱膨張等を考慮して設定される遊び分が加わった量となり、回転シリンダ型クラッチよりも介在する部材が多くなる分、ロスストローク量の製品個体間のばらつきも大きくなる。したがって、従来技術のように、ピストンを最後端位置まで後退させたのでは、クラッチ係合のための油圧の制御を如何に精密かつ個体間誤差の少ないものとしても、ロスストローク量のばらつきにより個々の製品ごとの係合特性が異なる結果となり、制御性が低下する。しかも、ピストンを最後端位置まで後退させることで、常に大きなピストンストローク量となり、係合に要する時間が長くなるという問題点もある。
【０００６】
そこで本発明は、製造誤差によるストローク量のばらつきを減らすとともに、ストローク量自体も小さくすることができるようにした静止シリンダ型クラッチ装置を提供することを概括的な第１の目的とする。
【０００７】
次に、本発明は、誤差累積の原因となる部材の数を可及的に少なくすることで、より製品ごとのストローク量のばらつきを減らすことを第２の目的とする。
【０００８】
また、本発明は、ストローク量のばらつきを減らすための規制手段を、部品点数の増加を最小限に抑えて構成することを第３の目的とする。
【０００９】
次に、本発明は、実質的に静止シリンダ型クラッチを構成することを第４の目的とする。
また、累積誤差を減らしてストローク量のばらつきを少なくしても、ピストンに作動前の浮動が生じたのでは効果が減じられる。そこで、本発明は、摩擦係合要素に対するピストンの浮動をなくすことを第５の目的とする。
【００１０】
更に、本発明は、ピストンの浮動を防ぐ負荷手段を、それを配設するための格別のスペースを要しないものとすることで、油圧サーボをコンパクトな構成とすることを第６の目的とする。
【００１１】
更に、本発明は、ピストンの浮動を防ぐ負荷手段を、新たな部材を要しないものとすることで、油圧サーボをより一層コンパクトな構成とすることを第７の目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
上記の第１の目的を達成するため、本発明は、入出力部材を構成するハブ及びドラムと、ハブの外周及びドラムの内周に回転動力伝達自在に連結された摩擦係合要素と、該摩擦係合要素を挟んで、その軸方向両端に配設された押圧部材及び反力部材と、摩擦係合要素を係脱操作する油圧サーボとを備え、該油圧サーボは固定部材に設けられ、油圧サーボのサーボ力が押圧部材を介して摩擦係合要素に伝達され、摩擦係合要素の係合により生じる反力が反力部材を介して固定部材に支持される静止シリンダ型クラッチ装置において、同回転となるように構成された前記押圧部材と反力部材との間に配設され、押圧部材と反力部材を離隔方向に付勢するリターンスプリングと、前記反力部材に対して設けられ、押圧部材と反力部材の離隔量を所定の値に制限する規制手段とを有することを特徴とする。
【００１３】
また、第２の目的を達成するため、前記規制手段は、リターンスプリングの拡開量を規制するストッパとされる。
【００１４】
更に、第３の目的を達成するため、前記リターンスプリングは、ハブの径方向内方に配設され、一端にリテーナを備え、前記ストッパは、リテーナと係合可能にハブの内周側に固定されたスナップリングとされる。
【００１５】
また、第４の目的を達成するため、前記油圧サーボは、押圧部材にベアリングを介してサーボ力を負荷するピストンを有する構成とされる。
更に、第５の目的を達成するため、前記油圧サーボは、前記ピストンと、該ピストンを常時押圧部材に向けて付勢し、押圧部材に対するピストンの浮動を防ぐ負荷手段とを有する構成とされる。
【００１６】
また、第６の目的を達成するため、前記負荷手段は、油圧サーボ内に配設され、リターンスプリングより負荷荷重の小さな皿ばねとされる。
【００１７】
また、第７の目的を達成するため、前記負荷手段は、リターンスプリングより負荷荷重の小さなサーボ力を生じさせるような油圧サーボ内への油圧の供給とされる。
【００１８】
【発明の作用及び効果】
上記請求項１に記載の発明では、クラッチ係合状態から解放状態への移行時に、リターンスプリングの付勢によるピストンの戻り量は、規制手段により規制された一定の量に制限されるので、他の外力が加わらない限り、ピストンは、その一定の量以上は後退しない。したがって、係合時のストローク量のばらつきは、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の誤差で決まるので、そのばらつきを小さくすることができ、制御性の低下を防止することができる。また、ストローク量を設定するに当たって、多数の部材の累積誤差分の余裕を見込む必要がなくなるので、一定量を摩擦係合要素の解放時に必要とされるクリアランスに基づいて設定することができ、ストローク量をクラッチ解放のために必要な最小限の値まで小さくし、係合時間を短くすることができる。
【００１９】
次に、請求項２に記載の構成によれば、設定されるピストンの戻り量が、それを押し戻すリターンスプリング自体のストローク制限量により定まるので、中間的な可動部材の介在を排して、誤差を累積する要素となる部材数を最小に制限することができ、それにより製品ごとのばらつきを一層少なくすることができる。
【００２０】
また、請求項３に記載の構成では、クラッチに既存の構成部材であるリテーナを用い、ハブにスナップリングを追加するのみで規制手段を構成することができ、それにより規制手段を設けることに伴う部品点数の増加を最小限にすることができる。
【００２１】
次に、請求項４に記載の構成によれば、実質的に静止シリンダ型クラッチを構成することが可能となる。
そして、上記のような構成を採る場合でも、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場合、あるいは組み合わせる機構との関係で、ピストンにスラスト荷重が作用した場合には、シリンダ内の油が供給油路より排出されることで、ピストンがストローク制限量以上に後退する可能性がある。その場合には、ピストンの戻りストローク量が増加し、ばらつきや、ロスストローク量の増大の原因となる。そこで、請求項５に記載のように、リターンスプリング荷重よりも十分小さな荷重の負荷手段を、ピストンをクラッチ係合方向に押圧するように、ケースとピストンとの間に配設する構成を採ると、リターンスプリングによる押し戻し量に影響を与えずに、所定位置からのピストンの浮動を防ぐことができる。この結果、クラッチ係合時のピストンストローク量を一定に保つことができる。
【００２２】
更に、請求項６に記載の構成によれば、負荷手段を皿ばねとすることで、軸方向寸法が制約されたシリンダ内への、しかも格別の設置スペースを要しない負荷手段の配設が可能となり、それにより油圧サーボの構成をコンパクトなものとすることができる。
【００２３】
更に、請求項７に記載の構成によれば、負荷手段を油圧サーボへの油圧の供給とすることで、ピストンの浮動を防ぐための新たな部材の配設を要しない構成とすることができ、それにより油圧サーボの構成を一層コンパクトなものとすることができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、図面に沿い、本発明の実施形態を説明する。先ず概略構成から説明すると、図１に断面（ただし、中心軸周りに一様な断面形状の部材については、端面のみ）を示すように、クラッチ装置は、入出力部材を構成するハブ５３及びドラム５４と、ハブ５３の外周及びドラム５４の内周に回転動力伝達自在に連結された摩擦係合要素５０と、摩擦係合要素５０を挟んで、その軸方向両端に配設された押圧部材３３及び反力部材５６と、摩擦係合要素５０を係脱操作する油圧サーボ３とを備え、油圧サーボ３は固定部材１０に設けられ、油圧サーボ３のサーボ力が押圧部材３３を介して摩擦係合要素５０に伝達され、摩擦係合要素５０の係合により生じる反力が反力部材５６を介して固定部材１０に支持される静止シリンダ型クラッチとされている。
【００２５】
そして、押圧部材３３と反力部材５６との間には、それらを離隔方向に付勢するリターンスプリング５８が配設されている。また、リターンスプリング５８の付勢による押圧部材３３と反力部材５６の離隔量を所定の値に制限する規制手段５９が設けられている。
【００２６】
この形態において、ハブ５３は、その外周面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する外周スプライン５３ａを形成された円筒形のフランジ部と、反力部材５６に溶接等で固定して一体化され、内径側に周方向に等配の欠円形のスプリング嵌合孔５３ｂを形成された径方向フランジ部とを備える。ドラム５４は、その内周面に摩擦係合要素５０を動力伝達可能に連結する内周スプライン５４ａを形成された円筒形のフランジ部と、適宜の出力部材１６の径方向フランジに溶接等で連結された径方向フランジ部とを備える。
【００２７】
摩擦係合要素５０は、両側面にフェーシングを貼られた複数の摩擦材ディスク５２と、それらの間に介挿された複数のセパレータプレート５１とで構成されている。そして、各セパレータプレート５１は、それらの内周側に形成されたスプラインをハブ５３の外周スプライン５３ａに係合させてハブ５３に軸方向可動に径方向支持され、各摩擦材ディスク５２は、それらの外周側に形成されたスプラインをドラム５４の内周スプライン５４ａに係合させてドラム５４に軸方向可動に径方向支持されている。
【００２８】
押圧部材３３は、油圧サーボ３に面する径方向内側が反力部材５６方向へオフセットされ、摩擦係合要素５０に面する径方向外側が反力部材５６方向へオフセットされて、全体として径方向中央部が油圧サーボ３方向へ突出した剛性維持に有利な屈曲断面の厚板で環状に構成されている。そして、屈曲部の内側に形成される凹部の外周壁面には、セパレータプレート５１と同形の内周スプラインが形成され、この内周スプラインをスプライン５３ａに係合することで、ハブ５３に軸方向可動に回り止め支持されている。
【００２９】
反力部材５６は、押圧部材３３と同様の板厚の径方向フランジ部と、押圧部材３３から離れる方向に延びる円筒形のフランジ部を備えるＬ字状断面の環状板部材とされており、円筒形のフランジ部の内周には、スプラインが形成され、適宜の入力部材に係合可能とされている。
【００３０】
油圧サーボ３は、変速機ケースで構成される固定部材１０に形成した環状のシリンダ３０と、シリンダ３０の底壁とピストン３１の背面との間に配設した相対的に設定荷重の小さな負荷手段を構成する皿ばね３４と、環状シリンダ３０に嵌まる環状のピストン３１とで構成されている。なお、ピストン３１は、剛性保持のために内径側と外径側をそれぞれ押圧部材３３方向にＬ字状に屈曲させた断面形状とされている。
【００３１】
そして、油圧サーボ３と押圧部材３３との間に配設された回転運動遮断手段として、スラストベアリング３２が設けられている。スラストベアリング３２は、ピストン３１の内径側の屈曲角部に当接する側のレース３２ｂと、押圧部材３３の内径側のオフセット部背後に当接する側のレース３２ａとの間に、多数のローラ３２ｄをケージ３２ｃで周方向間隔を保持して配設した構成とされ、レース３２ｂは、剛性保持のため厚肉の環状板部材とされ、ピストン３１の径方向内側の屈曲部への嵌め込みで心だしされ、レース３２ａは、ケージ３２ｃの外周を押さえる径方向位置決めと、後記するリテーナ５８ａの内周を押さえる心だしとを行う屈曲した断面形状の薄板レース３２ａとされ、押圧部材３３のオフセット部背後への嵌合により心だして、押圧部材３３に支持されている。
【００３２】
円筒コイルスプリングからなる周方向等配の複数のリターンスプリング５８は、その一端にかしめ止め支持されて各リターンスプリング５８の端部位置を所定の周方向間隔に位置決めするスプリングリテーナ５８ａを介して押圧部材３３に一端を当接され、他端を欠円形のスプリング嵌合孔５３ｂを周方向に等配に形成してスプリングリテーナを兼ねるものとしたハブ５３の欠円形のスプリング嵌合孔５３ｂに嵌め込んで両端を支持されている。そして、スプリングリテーナ５８ａの外周縁部は、ハブ５３の円筒形フランジ部の外周面近傍まで径方向外側へ延長されている。
【００３３】
リターンスプリング５８の戻りストロークを制限する規制手段は、この形態では、ハブ５３の軸方向フランジ部内周に形成された周溝５３ｃ内に嵌まり、スプリングリテーナ５８ａの押圧部材３３方向への移動量を制限する、すなわちリターンスプリング５８の戻りストロークをスプリングリテーナ５８ａの外周縁部の当接により止めるストッパとしてのスナップリング５９が設けられている。
【００３４】
このように構成されたクラッチ装置は、油圧サーボ３に油圧が供給されないクラッチ解放状態では、押圧部材３３の摩擦係合要素５０への押圧面は、リターンスプリング５８の付勢力により、反力部材５６方向への移動ができない状態に保たれている。また、油圧サーボ３のピストン３１は、皿ばね３４による極弱い弾性負荷でベアリング３２を介して押圧部材３３に押し付けられ、ピストン３１、ベアリング３２及び押圧部材３３の間に遊びのない状態が保たれる。そして、こうした相対的位置関係は、反力部材５６と、それから固定部材１０に至る各部材間に遊びがあったとしても、また、スラスト力の作用で、反力部材５６がケース１０に対して移動していても、皿ばね３４のストロークを超えない範囲で維持される。すなわち、クラッチのクリアランスは、反力部材５６の固定部材１０に対する位置に関係なく、一定に保たれる。
【００３５】
なお、皿ばね３４の負荷荷重は、スプリングリテーナ５８ａがストッパとしてのスナップリング５９に当接している状態でのリターンスプリング５８の負荷荷重に対して、同様の状態で、かつ、ピストン３１、ベアリング３２及び押圧部材３３の間に遊びのない状態において小さくなるように、ばね圧縮変位量が少ない状態に設定されているので、皿ばね３４の負荷荷重により押圧部材３３が反力部材５６方向へ移動させられることはない。
【００３６】
こうした状態で、クラッチ係合のために、油圧サーボ３のシリンダ３０内に油圧が供給されると、ピストン３１はリターンスプリング５８の付勢力を上回る油圧によるサーボ力を発揮して、リターンスプリング５８を圧縮しながら押圧部材３３を摩擦係合要素５０方向へ移動させる。この移動は、上記のように遊びのない位置関係にあることで、押圧部材３３とピストン３１との間及び反力部材５６と固定部材１０との間の遊びを詰める分のロスストロークを生じることなく、反力部材５６に対する押圧部材３３の実質的な係合ストローク分の移動となる。
【００３７】
図２は、クラッチ係合時の各部材の相対的な位置関係を示しており、ハブ５３に嵌めたスナップリング５９とリテーナ５８ａとの間に係合ストロークにより形成される間隙Ｓがリターンスプリング５８の戻りストロークの制限量となる。そして、この間隙Ｓはまた、クラッチの解放時のクリアランスとなる。
【００３８】
かくして、上記実施形態によれば、クラッチの係合状態から解放状態への移行時に、リターンスプリング５８の負荷荷重によるピストン３１の戻り量は、スナップリング５９により規制されたリターンスプリング５８自体のストローク制限量（図２に記号Ｓで示す）に制限される。したがって、係合時のストローク量のばらつきは、反力部材５６の摩擦係合要素５０に対する押圧面と、スナップリング５９のリテーナ５８ａに対する当接面の面間距離精度と、押圧部材３３の摩擦係合要素５０に対する押圧面と、リテーナ５８ａとの当接面の面間距離精度と、リテーナ５８ａ自体の形状精度とで決まり、ケース等の介在なしに、比較的少ない部材の精度誤差で決まるので、特定の製品における作動ごとと異なる製品ごととの違いを問わず、小さくすることができ、制御性の低下を防止することができる。また、ストローク量を設定するに当たって、こうした累積誤差分の余裕を大きく見込む必要がなくなるので、摩擦係合要素５０の解放時に実質的に必要とされるクリアランスに基づいて設定することができるので、ストローク量を小さくし、クラッチ係合に要する時間を短縮する設定が可能となる。しかも、クラッチ解放時に、振動荷重が作用した場合、あるいは組み合わせる機構との関係で、ピストン３１にスラスト荷重が作用した場合でも、ピストン３１は、皿ばね３４による荷重負荷で浮動することはない。
【００３９】
また、規制手段として本来のクラッチに既存の構成部材に対して付加される部品は、スナップリング５９のみであるので、部品点数の増加は最小限に止まる。更に、負荷手段を皿ばね３４とすることで、軸方向寸法が制約されたシリンダ３０内への配設が可能となり、それにより油圧サーボ３の構成をコンパクトなものとすることができる。
【００４０】
なお、上記実施形態においては、負荷手段を油圧サーボ３内に配設された皿ばね３４で構成したが、皿ばね３４に代えて、クラッチ解放状態においても油圧サーボ３に油圧を供給することにより、皿ばね３４の負荷荷重と同等の負荷荷重を生じさせるようにしてもよい。具体的には、スプリングリテーナ５８ａがストッパとしてのスナップリング５９に当接している状態でのリターンスプリング５８の負荷荷重よりも小さなサーボ力を生じさせる油圧を供給すればよい。このように構成した場合には、負荷手段として新たに部材を設ける必要がないので、油圧サーボ３の構成をよりコンパクトなものとすることができる。
【００４１】
上記構成よりなるクラッチは、種々のものに適用可能であるが、次に、こうしたクラッチを変速機構に適用した具体例を説明する。図３は、３組のプラネタリギヤセットを２つの入力クラッチと４つのブレーキで制御して、前進５速後進１速を達成する自動変速機に適用した例を示す。図にスケルトンで示すように、この装置は、フロントエンジンフロントドライブ車用のエンジン横置式自動変速機と差動装置とを組み合わせたトランスアクスルとされている。このトランスアクスルは、図示しないエンジンのクランク軸に連結されるロックアップクラッチ１１付のトルクコンバータ１２と、その出力を変速する変速機構Ｍとからなる自動変速機と、変速機構Ｍで変速された出力を平行軸で伝達するカウンタギヤ装置２０と、伝達された出力を最終的に車両の左右のホイールに伝達する差動装置２１とから構成されている。
【００４２】
自動変速機の変速機構Ｍは、変速機ケース１０内に配設された３組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ2 ，Ｍ3 と、４つのブレーキ（Ｂ−１，Ｂ−２，Ｂ−３，Ｂ−Ｒ）と、それらをつなぐ連結部材とから構成されている。この変速機構Ｍは、トルクコンバータ１２のタービン軸と一体化されて変速機構内を貫通して延びる入力軸１４を備え、変速機構Ｍを挟んで両端にそれぞれ入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）が配設され、中央部の出力ギヤ１９からカウンタギヤ装置２０に出力する構成とされているため、それぞれの入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を係合・解放操作する各油圧サーボが変速機ケース１０に内蔵される静止シリンダ型クラッチ構成を採るのに好適な機構となっている。
【００４３】
３組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ2 ，Ｍ3 のうち、２組のプラネタリギヤセットＭ1 ，Ｍ3 は、それぞれサンギヤＳ1 ，Ｓ3 と、リングギヤＲ1 ，Ｒ3 と、それらに噛合するピニオンギヤＰ1 ，Ｐ3 と、それらのキャリアＣ1 ，Ｃ3 とを備える構成とされ、プラネタリギヤセットＭ2 は、サンギヤＳ2 と、それに噛合するピニオンギヤＰ2 と、そのキャリアＣ1 とを備える構成とされている。そして、両ギヤセットＭ1 ，Ｍ3 のそれぞれのリングギヤＲ1 ，Ｒ3 とキャリアＣ3 ，Ｃ1 は、相互に連結されており、ギヤセットＭ1 のサンギヤＳ1 とキャリアＣ1 は、入力要素とすべく、それぞれクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）を介して入力軸１４に連結されている。また、相互に連結されたリングギヤＲ1 とキャリアＣ3 は、出力ギヤ１９に連結されている。更に、ギヤセットＭ2 のピニオンギヤＰ2 は、ピニオンギヤＰ1 に相対回転不能に連結され、共通のキャリアＣ1 に回転自在に支承されている。
【００４４】
更に、ギヤセットＭ1 のサンギヤＳ1 は、ブレーキ（Ｂ−１）により変速機ケース１０に係止可能とされ、ギヤセットＭ2 のサンギヤＳ2 は、ブレーキ（Ｂ−２）により同じく変速機ケース１０に係止可能とされ、キャリアＣ1 に連結されたリングギヤＲ3 は、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）により変速機ケース１０に係止可能とされている。また、サンギヤＳ1 は、入力軸１４の外周に嵌まるサンギヤ軸１６を介してクラッチ（Ｃ−１）に連結され、キャリアＣ1 は、入力軸１４の外周に嵌まるキャリア軸１７を介してクラッチ（Ｃ−２）に連結され、サンギヤＳ3 は、キャリア軸１７の外周に嵌まるサンギヤ軸１８を介してブレーキ（Ｂ−３）に連結されている。また、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）を除く各ブレーキは、バンドブレーキ構成とされ、ブレーキ（Ｂ−Ｒ）については、多板式ブレーキ構成とされている。
【００４５】
このように構成された自動変速機は、図示しない油圧制御装置の制御の下に各クラッチ及びブレーキに対応する油圧サーボに油圧を供給し、図４に作動を図表化して示すように、各クラッチ及びブレーキを係合（図に○印で示す）及び解放（図に無印で示す）させることで各変速段を達成する。すなわち、第１速（１ＳＴ）は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−３）を係合させたときに達成される。このとき、入力軸１４の回転は、クラッチ（Ｃ−１）経由でサンギヤＳ1 に入り、ブレーキ（Ｂ−３）の係合によるサンギヤＳ3 の係止で最も減速されたキャリアＣ3 の回転として出力ギヤ１９に出力される。これに対して第２速（２ＮＤ）は、クラッチ（Ｃ−２）とブレーキ（Ｂ−３）の係合で達成される。このとき、クラッチ（Ｃ−２）経由でキャリア軸１７に入った入力は、キャリアＣ1 経由でそのままリングギヤＲ3 に入り、ブレーキ（Ｂ−３）の係合で係止されたサンギヤＳ3 を反力要素とするキャリアＣ3 の差動回転として出力ギヤ１９に出力される。第３速（３ＲＤ）は、両クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の係合によるプラネタリギヤセットＭ1 の直結で達成される。このとき入力軸１４の回転は、そのままキャリアＣ3 の回転として出力ギヤ１９に出力される。
【００４６】
オーバドライブによる第４速（４ＴＨ）は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、サンギヤＳ1 を係止するブレーキ（Ｂ−１）の係合で達成される。このとき、入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対してピニオンギヤＰ1 の自転分増速されたリングギヤＲ1 の回転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達される。これに対して、第５速は、クラッチ（Ｃ−２）の係合と、ブレーキ（Ｂ−２）の係合で達成され、このとき、入力軸１４の回転はキャリアＣ1 の回転に対して、第４速達成時より大径のサンギヤＳ2 に反力をとる小径のピニオンギヤＰ2 の自転分さらに増速されたリングギヤＲ1 の回転としてキャリアＣ3 から出力ギヤ１９に伝達される。
【００４７】
なお、後進（ＲＥＶ）は、クラッチ（Ｃ−１）とブレーキ（Ｂ−Ｒ）の係合で達成され、このとき、サンギヤＳ1 の入力に対してキャリアＣ1 の係止で逆転する減速されたリングギヤＲ1 の回転がキャリアＣ3 経由で出力ギヤ１９から出力される。
【００４８】
こうした変速機について、本発明は、その両入力クラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）に適用されている。図５に示すように、これらクラッチの各油圧サーボ３，４は、それぞれ、固定部材を変速機ケース１０の両端壁１０ａ，１０ｂとして、相互に対向して設けられている。それらクラッチの具体的構成については、先の実施形態において詳述したとおりであるので、入力クラッチ（Ｃ−１）については、前記実施形態に対応する各部材に同じ参照符号を付し、また、入力クラッチ（Ｃ−２）については、各数字符号に１０を加えた参照符号で対応する各部材を表して説明に代え、以下、両クラッチと各部材の接続関係及び反力支持構造のみを説明する。
【００４９】
この例では、入力クラッチ（Ｃ−１）側については、ドラム５４は、ブレーキ（Ｂ−１）のドラムを兼ねたものとされ、サンギヤ軸１６に固定されており、反力部材５６は、入力軸１４に軸方向可動に連結されている。これに対して入力クラッチ（Ｃ−２）側のドラム６４は、キャリア軸１７に軸方向可動に連結され、反力部材６６は、入力軸１４に固定されている。ここに、部材相互の連結を表す○印は、スプライン係合等からなる軸方向可動で回転力を伝達可能な連結構造を表し、●印は、完全な固定構造又はスプライン係合部の一端にスナップリングを嵌める等して、少なくとも軸方向力を伝達すべき方向については軸方向不動な連結構造を表す。
【００５０】
なお、この変速機構Ｍでは、間隔規制用の各スラストベアリング７１〜７６が反力部材５６とサンギヤ軸１６端との間、ドラム５４とサンギヤＳ2 との間、サンギヤＳ2 とキャリアＣ1 との間、サンギヤＳ1 とキャリアＣ1 のフランジとの間、キャリアＣ1 のフランジとサンギヤＳ3 との間及びサンギヤＳ3 とキャリアＣ3 のフランジとの間にそれぞれ配設されている。また、センタサポート１０ｃには、テーパードローラベアリングやアンギュラボールベアリング等のスラスト力を支持可能なベアリング２４，２５を介して出力ギヤ１９が支持されている。
【００５１】
更に、入力クラッチ（Ｃ−２）からの軸方向力を端壁１０ａに伝達するために、入力クラッチ（Ｃ−１）側の反力部材５６よりも端壁側に、軸方向力を端壁に伝達するベアリング５７のレース５７ａが固定されている。
【００５２】
出力ギヤ１９は、軸線に対して捩じれた歯をもつヘリカルギヤで構成され、同様のヘリカルギヤで構成されたカウンタギヤ装置２１の歯車との噛み合いで、ヘリカルギヤにより駆動時に生じるスラスト力の方向は、入力クラッチ（Ｃ−１）係合時の軸方向力に対向する向き（図において左向き）に設定されている。
【００５３】
したがって、この変速機構では、油圧サーボ３のピストン３１からのサーボ力は、ベアリング３２、押圧部材３３及び摩擦係合要素５０を介して反力部材５６に伝達され、反力部材５６からベアリング７１、サンギヤ軸１６、サンギヤＳ1 、ベアリング７４、キャリアＣ1 のフランジ、ベアリング７５、サンギヤＳ3 、ベアリング７６、キャリアＣ3 のフランジ、出力ギヤ１９及びベアリング２４，２５を介してセンタサポート１０ｃに伝達される。また、油圧サーボ３が設けられている側のケース端壁１０ａには、ピストン３１のサーボ力とは反対方向の油圧反力が作用する。その結果、ピストン３１のサーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース端壁１０ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝達されて打ち消し合う。なお、図において、各ベアリングを表す記号に施した黒塗りは、上記サーボ力が伝達されることを表す。
【００５４】
一方、油圧サーボ４については、ピストン４１からのサーボ力は、ベアリング４２、押圧部材４３及び摩擦係合要素６０を介して反力部材６６に伝達され、更に、入力軸１４、ベアリングレース５７ａを経てベアリング５７を介してケース端壁１０ａに伝達される。この場合も、油圧サーボ４が設けられている側のケース端壁１０ｂには、ピストン４１のサーボ力とは反対方向の油圧反力が作用する。その結果、ピストン４１のサーボ力とその反対方向の油圧力は、両ケース端壁１０ａ，１０ｂ、すなわち、変速機ケース１０に伝達されて打ち消し合う。
【００５５】
なお、この例において、入力クラッチ（Ｃ−２）側の反力部材６６は、入力軸１４に連結されているため、各変速段を通じて変速機構Ｍのスラスト力を受けないが、入力クラッチ（Ｃ−１）側の反力部材５６は、ヘリカルギヤからなる出力ギヤ１９からのスラスト力を、入力クラッチ（Ｃ−２）が係合状態となる第２、４及び５速達成時に、上記サーボ力の伝達経路を逆に辿って伝達されることになるが、前記の理由でクラッチ解放時の反力部材５６と押圧部材３３との間隔、すなわち摩擦係合要素５０のクリアランス及びそれらに対するピストン３１の位置関係は、反力部材５６の端壁１０ａ方向への移動にも拘わらず一定に保たれる。したがって、この例では、クリアランスのばらつきによるクラッチ（Ｃ−１，Ｃ−２）の制御性の低下を防ぐことで、変速ショックを低減することができる利点が得られる。
【００５６】
以上、本発明を１つの実施形態と、その変速機への適用例を基に説明したが、本発明は、特許請求の範囲に記載の事項の範囲内で、種々に具体的構成を変更して、広く種々の装置に適用することができるものである。例えば、規制手段は、押圧部材と反力部材との間隔を直接規制する手段、具体的には、ハブ又はドラムのスプライン側に嵌めたスナップリングに押圧部材の背後を当接させて止める構成としてもよいし、リターンスプリングの戻りを規制する手段とする場合でも、リテーナを直接反力部材に引っかけて止める構成としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る静止シリンダ型クラッチ装置をクラッチ解放状態で示す断面図である。
【図２】上記クラッチ装置の摩擦係合要素部を取り出してクラッチ係合状態で示す断面図である。
【図３】上記クラッチ装置を適用した車両用自動変速機を含むトランスアクスルの全体構成を示すスケルトン図である。
【図４】上記自動変速機の作動図表である。
【図５】上記自動変速機の変速機構部を示す模式図である。
【符号の説明】
３  油圧サーボ
１０  変速機ケース（固定部材）
３３  押圧部材
３４  皿ばね（負荷手段）
５０  摩擦係合要素
５３  ハブ
５４  ドラム
５６  反力部材
５８  リターンスプリング
５８ａ  リテーナ
５９  スナップリング（規制手段）
【図１】
0003852143.tif 000002
【図２】
0003852143.tif 000003
【図３】
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【図４】
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【図５】
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