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CN108626327B - 带推力轴承的结构体 - Google Patents

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CN108626327B
CN108626327B CN201810185037.4A CN201810185037A CN108626327B CN 108626327 B CN108626327 B CN 108626327B CN 201810185037 A CN201810185037 A CN 201810185037A CN 108626327 B CN108626327 B CN 108626327B
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Abstract

本发明提供一种可防止错误装配的带推力轴承的结构体。环状的第一推力轴承(30)具有：抵接于太阳齿轮(Sb)的第一滚道(30a)、抵接于内齿圈侧构件(20a)的第二滚道(30b)以及配置于它们之间的转动体(30c)，第二滚道具有朝径向外侧突出的凸缘部(30d)。第二连结构件(21)在第一推力轴承(30)的径向外侧以与第二滚道(30b)对向的方式配置，且所述第二连结构件(21)的限制部(21a)配置于相比第二滚道(30b)而更靠转动体(30c)侧，且与第一滚道(30a)或转动体(30c)对向的位置。限制部(21a)的前端相较于凸缘部(30d)的前端而位于径向内侧。

Description

带推力轴承的结构体
技术领域
本发明涉及一种具备配置于两个构件之间的推力轴承的带推力轴承的结构体。
背景技术
以往，作为带推力轴承的结构体，存在如下者，其具备：能够以同一旋转中心轴线为中心相对旋转的第一构件及第二构件(例如，行星齿轮机构的太阳齿轮及行星架(carrier))以及配置于第一构件和第二构件之间的环状的推力轴承。
作为这种带推力轴承的结构体的推力轴承，已知有如下者，其包括：抵接于第一构件的环状的第一滚道、抵接于第二构件的环状的第二滚道以及配置于第一滚道和第二滚道之间的转动体(例如，参照专利文献1)。
在专利文献1记载的推力轴承中，第一滚道及第二滚道均形成为沿着中心轴线的剖面的形状为包括长边部分和短边部分的L字型的构件。所述第一滚道及第二滚道均以长边部分及短边部分仅与同一构件(例如，行星齿轮机构的太阳齿轮及行星架中的任一者)接触的方式装配。
[现有技术文献]
[专利文献]
[专利文献1]日本专利特开2014-181743号公报
发明内容
[发明所要解决的问题]
且说，若错误地装配第一滚道和第二滚道，则担心第一滚道及第二滚道视场所而接触不同的构件。具体来说，例如，担心第一滚道的长边部分的与短边部分侧相反的一侧的面接触第一滚道原本要抵接的第一构件，而第一滚道的短边部分的前端部接触第一滚道原本不应抵接的第二构件。
如此一来，若以第一滚道或第二滚道接触不同构件的方式装配，则当装配了推力轴承的构件进行相对旋转时，会对第一滚道或第二滚道施加过剩的力、或者因磨损而产生损耗。
本发明是鉴于以上方面而成者，目的在于提供一种可防止构成推力轴承的第一滚道及第二滚道的错误装配的、带推力轴承的结构体。
[解决问题的技术手段]
为了达成所述目的，本发明的带推力轴承的结构体具备：能够以同一旋转中心轴线为中心相对旋转的第一构件(例如，实施方式中的太阳齿轮Sb。以下相同)及第二构件(例如，实施方式中的内齿圈(ring gear)侧构件20a。以下相同)以及配置于所述第一构件和所述第二构件之间的环状的推力轴承(例如，实施方式中的第一推力轴承30。以下相同)。所述带推力轴承的结构体的特征在于，具备：向所述推力轴承的内部供给润滑流体的供给机构(例如，实施方式中的输入轴11。以下相同)、被供给从所述推力轴承排出的所述润滑流体的被供给构件(例如，实施方式中的第二连结构件21。以下相同)以及限制构件(例如，实施方式中的限制部21a。以下相同)，且所述推力轴承具有：抵接于所述第一构件的环状的第一滚道(例如，实施方式中的第一滚道30a。以下相同)、抵接于所述第二构件的环状的第二滚道(例如，实施方式中的第二滚道30b。以下相同)以及配置于所述第一滚道和所述第二滚道之间的转动体(例如，实施方式中的转动体30c。以下相同)。所述被供给构件在所述推力轴承的径向外侧以与所述第二滚道对向的方式配置。所述限制构件在所述推力轴承的径向外侧配置于相比所述第二滚道而更靠所述转动体侧，且与所述第一滚道或所述转动体对向的位置。所述第二滚道具有朝径向外侧突出的轴承侧突出部(例如，实施方式中的凸缘部30d。以下相同)。所述限制构件与所述第一滚道或所述转动体对向的部分的至少一部分相较于所述轴承侧突出部的前端而位于径向内侧。
像这样，在本发明的带推力轴承的结构体中，限制构件在推力轴承的径向外侧配置于相比第二滚道而更靠转动体侧，且与第一滚道或转动体对向的位置。第二滚道具有朝径向外侧突出的轴承侧突出部。另外，限制构件与第一滚道或转动体对向的部分的至少一部分相较于轴承侧突出部的前端而位于径向内侧。
由此，当组装带推力轴承的结构体时，即使错误地装配了第一滚道和第二滚道，限制构件和第二滚道的轴承侧突出部会发生碰撞，因此所述错误装配得以被阻止。
另外，除了具备所述限制构件及轴承侧突出部以外，被供给润滑流体的被供给构件还在推力轴承的径向外侧以与第二滚道对向的方式配置。因此，被供给到推力轴承的润滑流体通过离心力而从推力轴承的内部被排出之后，在第二滚道的轴承侧突出部的转动体及第一滚道侧的面和限制构件的第二滚道侧的面之间穿过，并由被供给构件阻挡。
通过润滑流体在第二滚道的轴承侧突出部的转动体及第一滚道侧的面和限制构件的第二滚道侧的面之间穿过，而润滑流体从推力轴承的排出方向被限制为径向朝外。由此，防止润滑流体朝不希望的方向扩散，因此对位于径向外侧的被供给构件稳定地供给足够量的润滑流体。
因而，根据本发明的带推力轴承的结构体，在装配时可阻止错误装配，且在装配之后，可将足够量的润滑流体稳定地供给至被供给构件。
另外，在本发明的带推力轴承的结构体中，优选为，所述被供给构件在所述第二滚道的与所述第一滚道侧相反的一侧具有朝径向内侧突出的被供给构件侧突出部(例如，实施方式中的突出部21b。以下相同)，且所述被供给构件侧突出部的前端相较于所述轴承侧突出部的前端而位于径向外侧。
若在被供给构件上设置这种被供给构件侧突出部，则可利用被供给构件和限制构件形成沿轴方向夹着第二滚道的轴承侧突出部的凹部。由此，防止由被供给构件阻挡的润滑流体发生扩散，因此可进一步将足够量的润滑流体稳定地供给至被供给构件。另外，被供给构件侧突出部的前端相较于轴承侧突出部的前端而位于径向外侧，因此，也不会因被供给构件侧突出部而阻碍装配。
附图说明
图1是示意性地表示具备实施方式的带推力轴承的结构体的车辆的说明图。
图2是表示搭载于图1的车辆中的变速器的骨架图。
图3是图2的变速器的行星齿轮机构的列线图。
图4是表示图2的变速器的各变速档中的各卡合机构的卡合状态的说明图。
图5是将图2的变速器的带推力轴承的结构体附近的结构放大表示的剖面图。
图6是将图5的带推力轴承的结构体的主要部分放大表示的剖面图。
[附图标记说明]
1：曲轴
2：变矩器
3：自动变速器
4：前差速器齿轮
5L：前部左车轴
5R：前部右车轴
6：方向盘
7：拨片换档杆
7d：左拨片
7u：右拨片
10：变速器壳体
11：输入轴(供给机构)
１１a：第一连通道
１１b：第二连通道
12：输出构件
13：惰齿轮
14：惰轮轴
15：最终驱动齿轮
16：最终从动齿轮
20：第一连结构件
20a：内齿圈侧构件(第二构件)
20b：行星架侧构件
20c：贯穿孔
21：第二连结构件(被供给构件)
21a：限制部(限制构件)
2１b：突出部(被供给构件侧突出部)
21c：第一导入孔
22：第三连结构件
22a：第二导入孔
23：流路
30：第一推力轴承
30a：第一滚道
30b：第二滚道
30c：辊(转动体)
30d：凸缘部(轴承侧突出部)
31：第二推力轴承
B1：第一制动器
B2：第二制动器
B3：第三制动器
C1：第一离合器
C2：第二离合器
C3：第三离合器
Ca、Cb、Cc、Cd：行星架
E：发动机(内燃机、驱动源)
ECU：变速控制装置
F１：双向离合器
Pa、Pb、Pc、Pd：小齿轮
PG１：第一行星齿轮机构
PG2：第二行星齿轮机构
PG3：第三行星齿轮机构
PG4：第四行星齿轮机构
PT：动力传递装置
Ra、Rb、Rc、Rd：内齿圈
Sa、Sc、Sd：太阳齿轮
Sb：太阳齿轮(第一构件)
V：车辆
WFL：左前轮
WFR：右前轮
WRL：左后轮
WRR：右后轮
具体实施方式
以下，参照附图来对搭载有具备实施方式的带推力轴承的结构体的变速器的车辆进行说明。
如图1所示，在车辆V中，以曲轴1朝向车体左右方向的方式将发动机E(例如，内燃机、驱动源。再者，也可以使用电动机代替发动机E)水平地搭载于车体中。从发动机E输出的驱动力被传递至动力传递装置PT。然后，动力传递装置PT对应于所选择的变速比来调整发动机E的驱动力，并传递至左前轮WFL及右前轮WFR。
动力传递装置PT包括：具有连接于曲轴1的变矩器(torque converter)2的自动变速器3以及连接于自动变速器3的前差速器齿轮4。前差速器齿轮4经由前部左车轴5L及前部右车轴5R而连接于左前轮WFL及右前轮WFR。
图2是表示自动变速器3的除变矩器2以外的部分的骨架图。自动变速器3具备：作为输入构件的输入轴11，旋转自如地轴支承于作为框体的变速器壳体10的内部；以及输出构件12，包括与输入轴11同心地配置的输出齿轮。
发动机E所输出的驱动力经由具有锁止离合器及减震器的变矩器2而传递至输入轴11。
输出构件12的旋转经由与输出构件12啮合的惰齿轮13、对惰齿轮13进行轴支承的惰轮轴14、轴支承于惰轮轴14的最终驱动齿轮(final drive gear)15以及设置于前差速器齿轮4并与最终驱动齿轮15啮合的最终从动齿轮(final driven gear)16而被传递至车辆的左右驱动轮(左前轮WFL、右前轮WFR)。
再者，也可以在动力传递装置PT中设置摩擦卡合自如地构成的单盘型或多盘型的起步离合器代替变矩器2。另外，动力传递装置PT若连接推进轴(propeller shaft)代替前差速器齿轮4，则还能应用于对左后轮WRL及右后轮WRR进行驱动的后轮驱动车辆。另外，动力传递装置PT若经由分动器(transfer)而将推进轴连接于前差速器齿轮4，则还能应用于四轮驱动车辆。
在作为自动变速器3的框体的变速器壳体10的内部，从发动机E侧起第一行星齿轮机构PG1、第二行星齿轮机构PG2、第三行星齿轮机构PG3及第四行星齿轮机构PG4依次与输入轴11同心地配置。
第三行星齿轮机构PG3构成为以太阳齿轮Sc、内齿圈Rc以及行星架Cc为元件的所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架Cc将与太阳齿轮Sc及内齿圈Rc啮合的小齿轮Pc自转及公转自如地加以轴支承。
所谓单小齿轮型的行星齿轮机构若将行星架固定并使太阳齿轮旋转，则内齿圈与太阳齿轮将沿不同方向旋转，因此也称作负号(minus)行星齿轮机构或负(negative)行星齿轮机构。再者，所谓单小齿轮型的行星齿轮机构若将内齿圈固定并使太阳齿轮旋转，则行星架与太阳齿轮沿同一方向旋转。
从图3的上方起第二阶段所示的列线图(能用直线(速度线)表示太阳齿轮、行星架、内齿圈这三个元件的相对旋转速度之比的图)是第三行星齿轮机构PG3的列线图。如所述列线图所示，若将第三行星齿轮机构PG3的三个元件即太阳齿轮Sc、行星架Cc、内齿圈Rc按照列线图中的与齿轮比(内齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第一元件、第二元件及第三元件，则第一元件为太阳齿轮Sc，第二元件为行星架Cc，第三元件为内齿圈Rc。
这里，将第三行星齿轮机构PG3的齿轮比设为h，则从太阳齿轮Sc到行星架Cc的间隔和从行星架Cc到内齿圈Rc的间隔之比设定为h：1。再者，在列线图中，下方的横线和上方的横线(与第四条(4th)及第六条(6th)重叠的线)分别表示旋转速度为“0”和“1”(与输入轴11相同的旋转速度)。
第四行星齿轮机构PG4也构成为以太阳齿轮Sd、内齿圈Rd以及行星架Cd为元件的所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架Cd将与太阳齿轮Sd及内齿圈Rd啮合的小齿轮Pd自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第一阶段(最上方的阶段)所示的列线图是第四行星齿轮机构PG4的列线图。如所述列线图所示，若将第四行星齿轮机构PG4的三个元件即太阳齿轮Sd、行星架Cd、内齿圈Rd按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第四元件、第五元件及第六元件，则第四元件为内齿圈Rd，第五元件为行星架Cd，第六元件为太阳齿轮Sd。
这里，将第四行星齿轮机构PG4的齿轮比设为i，则从太阳齿轮Sd到行星架Cd的间隔和从行星架Cd到内齿圈Rd的间隔之比设定为i：1。
第一行星齿轮机构PG1也包括以太阳齿轮Sa、内齿圈Ra以及行星架Ca为元件的所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架Ca将与太阳齿轮Sa及内齿圈Ra啮合的小齿轮Pa自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第三阶段所示的列线图是第一行星齿轮机构PG1的列线图。如所述列线图所示，若将第一行星齿轮机构PG1的三个元件即太阳齿轮Sa、行星架Ca、内齿圈Ra按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第七元件、第八元件及第九元件，则第七元件为太阳齿轮Sa，第八元件为行星架Ca，第九元件为内齿圈Ra。
这里，将第一行星齿轮机构PG1的齿轮比设为j，则从太阳齿轮Sa到行星架Ca的间隔和从行星架Ca到内齿圈Ra的间隔之比设定为j：1。
第二行星齿轮机构PG2也包括以太阳齿轮Sb、内齿圈Rb以及行星架Cb为元件的所谓单小齿轮型的行星齿轮机构，其中，所述行星架Cb将与太阳齿轮Sb及内齿圈Rb啮合的小齿轮Pb自转及公转自如地加以轴支承。
从图3的上方起第四阶段(最下方的阶段)所示的列线图是第二行星齿轮机构PG2的列线图。如所述列线图所示，若将第二行星齿轮机构PG2的三个元件即太阳齿轮Sb、行星架Cb、内齿圈Rb按照列线图中的与齿轮比对应的间隔的排列顺序从左侧起分别设为第十元件、第十一元件及第十二元件，则第十元件为内齿圈Rb，第十一元件为行星架Cb，第十二元件为太阳齿轮Sb。
这里，将第二行星齿轮机构PG2的齿轮比设为k，则从太阳齿轮Sb到行星架Cb的间隔和从行星架Cb到内齿圈Rb的间隔之比设定为k：1。
第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)连结于输入轴11。另外，第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)连结于包含输出齿轮的输出构件12。
另外，将第三行星齿轮机构PG3的行星架Cc(第二元件)、第四行星齿轮机构PG4的行星架Cd(第五元件)和第一行星齿轮机构PG1的内齿圈Ra(第九元件)连结，而构成第一连结体Cc-Cd-Ra。
另外，将第三行星齿轮机构PG3的内齿圈Rc(第三元件)和第二行星齿轮机构PG2的太阳齿轮Sb(第十二元件)连结，而构成第二连结体Rc-Sb。
另外，将第一行星齿轮机构PG1的行星架Ca(第八元件)和第二行星齿轮机构PG2的行星架Cb(第十一元件)连结，而构成第三连结体Ca-Cb。
另外，自动变速器3具备七个卡合机构，所述七个卡合机构包括：第一离合器C1、第二离合器C2及第三离合器C3这三个离合器；第一制动器B1、第二制动器B2及第三制动器B3这三个制动器；以及一个双向离合器F1。
第一离合器C1是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第一离合器C1而将第三行星齿轮机构PG3构成为自如地切换将太阳齿轮Sc(第一元件)与第三连结体Ca-Cb连结的连结状态和断开所述连结的开放状态。
第三离合器C3是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第三离合器C3而将第三行星齿轮机构PG3构成为自如地切换将太阳齿轮Sc(第一元件)与第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)连结的连结状态和断开所述连结的开放状态。
第二离合器C2是液压作动型的湿式多盘离合器。通过所述第二离合器C2而将第四行星齿轮机构PG4构成为自如地切换将太阳齿轮Sd(第六元件)与第二连结体Rc-Sb连结的连结状态和断开所述连结的开放状态。
双向离合器F1是兼具作为第四制动器B4的功能者。将所述双向离合器F1构成为自如地切换允许第三连结体Ca-Cb的正旋转(朝与输入轴11及输出构件12的旋转方向相同的方向的旋转)且阻止逆旋转的逆旋转阻止状态和将第三连结体Ca-Cb固定于变速器壳体10的固定状态。
当双向离合器F1在逆旋转阻止状态时，对第三连结体Ca-Cb施加了欲使其沿正旋转方向旋转的力的情况下，允许所述旋转而成为开放状态。另一方面，在施加了欲使所述第三连结体Ca-Cb沿逆旋转方向旋转的力的情况下，阻止所述旋转而成为固定于变速器壳体10的固定状态。
第一制动器B1是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第一制动器B1而将第一行星齿轮机构PG1构成为自如地切换将太阳齿轮Sa(第七元件)固定于变速器壳体10的固定状态和解除所述固定的开放状态。
第二制动器B2是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第二制动器B2而将第四行星齿轮机构PG4构成为自如地切换将太阳齿轮Sd(第六元件)固定于变速器壳体10的固定状态和解除所述固定的开放状态。
第三制动器B3是液压作动型的湿式多盘制动器。通过所述第三制动器B3而将第四行星齿轮机构PG4构成为自如地切换将内齿圈Rd(第四元件)固定于变速器壳体10的固定状态和解除所述固定的开放状态。
第一离合器C1、第二离合器C2及第三离合器C3这三个离合器和第一制动器B1、第二制动器B2及第三制动器B3这三个制动器，以及双向离合器F1的切换是通过包含传动控制单元(transmission control unit，TCU)的变速控制装置ECU(参照图1)基于从省略了图示的综合控制单元等发送的车辆的行驶速度等车辆信息而被控制。
变速控制装置ECU包括由省略了图示的中央处理器(central processing unit，CPU)或存储器等构成的电子单元。变速控制装置ECU通过接收车辆V的行驶速度或加速器开度、发动机E的旋转速度或输出转矩、拨片换档杆(paddle shift lever)7的操作信息等规定的车辆信息，并利用CPU执行保存于存储器等存储装置中的控制程序来控制自动变速器3。
如图1所示，在车辆V的方向盘(handle)6处设置有拨片换档杆7，在拨片换档杆7中具有右拨片7u及左拨片7d。若将右拨片7u拉到跟前，则通过手动操作而升档(upshift)，若将左拨片7d拉到跟前，则通过手动操作而降档(downshifti)。拨片换档杆7的操作信号被发送至变速控制装置ECU。
再者，用于手动操作的操作部并不限于拨片换档杆。例如，也可以将配置于驾驶座和副驾驶座之间的换档杆或配置于方向盘处的按钮设为操作部。
如图2所示，在输入轴11的轴线上从发动机E及变矩器2侧起依次配置有第一离合器C1、第一行星齿轮机构PG1、第二行星齿轮机构PG2、第三行星齿轮机构PG3、第二离合器C2、第四行星齿轮机构PG4以及第三离合器C3。
然后，第三制动器B3配置于第四行星齿轮机构PG4的径向外方，第二制动器B2配置于第二离合器C2的径向外方，第一制动器B1配置于第一离合器C1的径向外方，且双向离合器F1配置于第一行星齿轮机构PG1的径向外方。
在自动变速器3中，像这样将第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3以及双向离合器F１配置于行星齿轮机构或离合器的径向外方。由此，相比将第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3以及双向离合器F1与行星齿轮机构一起并排配置于输入轴11的轴线上的情况而言，缩短了自动变速器3的轴长。
再者，即使将第三制动器B3配置于第三离合器C3的径向外方，且将第二制动器B2配置于第四行星齿轮机构PG4的径向外方，也同样可实现缩短。
接下来，参照图3及图4对确立实施方式的自动变速器3的各变速档的情况进行说明。
再者，图3中的用虚线表示的速度线表示在第一行星齿轮机构PG1、第二行星齿轮机构PG2、第三行星齿轮机构PG3及第四行星齿轮机构PG4中，追随进行动力传递的行星齿轮机构，而其他行星齿轮机构的各元件进行旋转(空转)。
图4是将后述的各变速档中的第一离合器C1、第二离合器C2及第三离合器C3这三个离合器和第一制动器B1、第二制动器B2及第三制动器B3这三个制动器以及一个双向离合器F1的状态汇总表示的图。
在所述图中，第一离合器C1、第二离合器C2及第三离合器C3和第一制动器B1、第二制动器B2及第三制动器B3这些列的“○”表示连结状态或固定状态，而空格表示开放状态。另外，双向离合器F1这一列的“R”表示逆旋转阻止状态，“L”表示固定状态。
另外，标注下划线的“R”及“L”表示在双向离合器F1的作用下，第三连结体Ca-Cb的旋转速度成为“0”。另外，“R/L”表示通常时为逆旋转阻止状态的“R”，但在使发动机制动器起作用的情况下切换成固定状态的“L”。
另外，图4中也示出将第三行星齿轮机构PG3的齿轮比h设为2.734、第四行星齿轮机构PG4的齿轮比i设为1.614、第一行星齿轮机构PG1的齿轮比j设为2.681及第二行星齿轮机构PG2的齿轮比k设为1.914的情况下的各变速档的变速比(输入轴11的旋转速度/输出构件12的旋转速度)以及公比(各变速档间的变速比之比。将规定的变速档的变速比除以比规定的变速档高一档侧的变速档的变速比所得的值)，由此得知可适当地设定公比。
在确立一档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态(图4的R)，且将第一制动器B1及第二制动器B2设为固定状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态(R)，且将第一制动器B1设为固定状态，而阻止第三连结体Ca-Cb及第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)的逆旋转，从而第三连结体Ca-Cb及第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
由此，第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)、行星架Ca(第八元件)以及内齿圈Ra(第九元件)成为无法相对旋转的锁定状态，且包含第一行星齿轮机构PG1的内齿圈Ra(第九元件)的第一连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度也成为“0”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第一(1st)”，从而将一档确立。
再者，不需要为了确立一档而将第二制动器B2设为固定状态。但是，在一档将其设为了固定状态，以便能从一档顺利地变速到二档。另外，当在一档使发动机制动器起作用的情况下，只要将双向离合器F1从逆旋转阻止状态(R)切换成固定状态(L)即可。
在确立二档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态(R)，将第一制动器B1及第二制动器B2设为固定状态，且将第二离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第一制动器B1设为固定状态，而第一行星齿轮机构PG１的太阳齿轮Sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第二制动器B2设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器C2设为连结状态，而第二连结体Rc-Sb的旋转速度与第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为同一速度“0”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第二(2nd)”，从而将二档确立。
在确立三档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器B1及第二制动器B2设为固定状态，且将第三离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第一制动器B1设为固定状态，而第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第二制动器B2设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第三离合器C3设为连结状态，而第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度与连结于输入轴11的第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
由此，第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”，且内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度成为“1”，因此行星架Cd(第五元件)的旋转速度，即第一连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度成为i/(i+1)。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第三(3rd)”，从而将三档确立。
在确立四档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器B1设为固定状态，且将第二离合器C2及第三离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第一制动器B1设为固定状态，而第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器C2设为连结状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)与第二连结体Rc-Sb以同一速度旋转。由此，在第三行星齿轮机构PG3与第四行星齿轮机构PG4之间，将行星架Cc(第二元件)与行星架Cd(第五元件)连结，且将内齿圈Rc(第三元件)与太阳齿轮Sd(第六元件)连结。因此，在将第二离合器C2设为连结状态的四档，可在第三行星齿轮机构PG3与第四行星齿轮机构PG4中描绘包括四个元件的一个列线图。
进而，通过将第三离合器C3设为连结状态，而第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”，且由第三行星齿轮机构PG3与第四行星齿轮机构PG4构成的四个元件中的两个元件的旋转速度成为同一速度“1”。
由此，第三行星齿轮机构PG3及第四行星齿轮机构PG4的各元件成为无法相对旋转的锁定状态，且第三行星齿轮机构PG3及第四行星齿轮机构PG4的所有元件的旋转速度成为“1”。另外，第三连结体Ca-Cb的旋转速度成为j/(j+1)。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第四(4th)”，从而将四档确立。
在确立五档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第一制动器B1设为固定状态，且将第一离合器C1及第三离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第一制动器B1设为固定状态，而第一行星齿轮机构PG1的太阳齿轮Sa(第七元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第五(5th)”，从而将五档确立。
再者，不需要为了确立五档而将第三离合器C3设为连结状态。但是，由于需要在四档及后述的六档将第三离合器C3设为连结状态，因此在五档也设为了连结状态，以便能顺利地进行从五档到四档的降档以及从五档到后述的六档的升档。
在确立六档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，且将第一离合器C1、第二离合器C2及第三离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F１设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。
另外，通过将第二离合器C2及第三离合器C3设为连结状态，像在四档的说明中叙述的那样，第三行星齿轮机构PG3与第四行星齿轮机构PG4的各元件成为无法相对旋转的锁定状态，而第二连结体Rc-Sb的旋转速度成为“1”。另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度成为“1”。
由此，第二行星齿轮机构PG2的行星架Cb(第十一元件)与太阳齿轮Sb(第十二元件)成为同一速度“1”，而各元件成为无法相对旋转的锁定状态。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第六(6th)”的“1”，从而将六档确立。
在确立七档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器B2设为固定状态，且将第一离合器C1及第三离合器C3设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第二制动器B2设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第三离合器C3设为连结状态，而第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”，且包含第四行星齿轮机构PG4的行星架Cd(第五元件)的第一连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度成为i/(i+1)。另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度与连结于输入轴11的第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第七(7th)”，从而将七档确立。
在确立八档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器B2设为固定状态，且将第一离合器C1及第二离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第二制动器B2设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器C2设为连结状态，而第二连结体Re-Sb的旋转速度与第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为同一速度“0”。另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第八(8th)”，从而将八档确立。
在确立九档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第二制动器B2及第三制动器B3设为固定状态，且将第一离合器C1设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第二制动器B2设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)的旋转速度成为“0”。另外，通过将第三制动器B3设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度也成为“0”。
由此，第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)、行星架Cd(第五元件)以及内齿圈Rd(第四元件)成为无法相对旋转的锁定状态，且包含第四行星齿轮机构PG4的行星架Cd(第五元件)的第一连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度也成为“0”。
另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第九(9th)”，从而将九档确立。
在确立十档的情况下，将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，将第三制动器B3设为固定状态，且将第一离合器C1及第二离合器C2设为连结状态。
通过将双向离合器F1设为逆旋转阻止状态，而允许第三连结体Ca-Cb的正旋转。另外，通过将第三制动器B3设为固定状态，而第四行星齿轮机构PG4的内齿圈Rd(第四元件)的旋转速度成为“0”。
另外，通过将第二离合器C2设为连结状态，而第二连结体Re-Sb与第四行星齿轮机构PG4的太阳齿轮Sd(第六元件)以同一旋转速度旋转。另外，通过将第一离合器C1设为连结状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度与第三行星齿轮机构PG3的太阳齿轮Sc(第一元件)的旋转速度成为同一速度“1”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的“第十(10th)”，从而将十档确立。
在确立倒档的情况下，将双向离合器F１设为固定状态(图4的L)，将第二制动器B2设为固定状态，且将第三离合器C3设为连结状态。
通过将第二制动器B2设为固定状态，且将第三离合器C3设为连结状态，而第一连结体Cc-Cd-Ra的旋转速度成为i/(i+1)。另外，通过将双向离合器F1设为固定状态，而第三连结体Ca-Cb的旋转速度成为“0”。
然后，连结有输出构件12的第二行星齿轮机构PG2的内齿圈Rb(第十元件)的旋转速度成为图3所示的逆旋转“Rvs”，从而将倒档确立。
其次，参照图5及图6来说明设置于自动变速器3的内部的带推力轴承的结构体。再者，图6中的箭头表示作为润滑流体的润滑油的流动。
如图5所示，在被传递有来自发动机E的驱动力的输入轴11中具有：沿着其旋转中心轴线方向延伸的第一连通道11a以及以将第一连通道11a的内部空间与输入轴11的外部空间连通的方式沿径向延伸的第二连通道11b。
从供给源(未图示)将作为润滑流体的润滑油供给于输入轴11。被供给到输入轴的润滑油经由第一连通道11a及第二连通道11b而被供给于第二行星齿轮机构PG2、后述的第一推力轴承30及第二推力轴承31等。即，由输入轴11和供给源构成润滑油的供给机构。
为了构成第一连结体Cc-Cd-Ra而将行星架Cc、行星架Cd及内齿圈Ra连结的第一连结构件20旋转自如地轴支承于输入轴11(参照图2及图3)。
第一连结构件20具有：连接于第一行星齿轮机构PG1的内齿圈Ra的内齿圈侧构件20a(第二构件)以及连接于第三行星齿轮机构PG3的行星架Cc的行星架侧构件20b。内齿圈侧构件20a与行星架侧构件20b相互以花键结合。另外，行星架侧构件20b旋转自如地轴支承于输入轴11。
第一连结构件20及第二行星齿轮机构PG2均能够以输入轴11的旋转中心轴线为旋转中心轴线进行旋转。即，第一连结构件20的行星架侧构件20b及第二行星齿轮机构PG2的太阳齿轮Sb能够以同一旋转中心轴线为中心相对旋转。
第一连结构件20的内齿圈侧构件20a和第二行星齿轮机构PG2的太阳齿轮Sb(第一构件)互相邻接地配置，因此在它们之间配置有用以承受在它们之间产生的推力载荷的环状的第一推力轴承30。
如图6所示，第一推力轴承30具有：抵接于太阳齿轮Sb的环状的第一滚道30a、抵接于内齿圈侧构件20a的环状的第二滚道30b以及配置于第一滚道30a和第二滚道30b之间的圆柱状的转动体30c。
再者，在第一推力轴承30中呈放射状地(即，以转动体30c的轴线方向与第一推力轴承30的径向一致的方式)配置有圆柱状的转动体30c。但是，本发明的转动体并不限于圆柱状的转动体，也可以使用球状的转动体。
第一滚道30a及第二滚道30b均构成为具有沿着第一推力轴承30的径向延伸的长边部分和沿着轴线方向延伸的短边部分的L字状的构件。转动体30c是配置于将第一滚道30a及第二滚道30b对向配置而形成的内部空间。
第二滚道30b的长边部分形成得比第一滚道30a的长边部分长。因此，在第一推力轴承30中，第二滚道30b的长边部分的前端部分作为凸缘部30d(轴承侧突出部)朝径向外侧突出。
为了构成第三连结体Ca-Cb而将行星架Ca及行星架Cb连结的第二连结构件21(被供给构件)是位于第一推力轴承30的径向外侧。具体来说，是以第二连结构件21的行星架Cb侧的端部与第一推力轴承30对向的方式配置。
在第二连结构件21的行星架Cb侧的端部，限制部21a以朝第一推力轴承30的径向内侧突出的方式形成于在第一推力轴承30的轴线方向上，相比第二滚道30b而更靠转动体30c侧，且与第一滚道30a及转动体30c的一部分对向的位置。
限制部21a的前端部(即，与第一滚道30a及转动体30c的一部分对向的部分)相较于第一推力轴承30的凸缘部30d的前端而位于径向内侧。
像这样构成了第一连结构件20、第二连结构件21及第一推力轴承30，因此在由它们构成的带推力轴承的结构体中，当进行组装时，即使错误地(具体来说，以第一滚道30a和第二滚道30b沿轴线方向调换的方式)装配了第一滚道30a和第二滚道30b，限制部21a和凸缘部30d会发生碰撞，因此所述错误装配得以阻止。
再者，在所述带推力轴承的结构体中，限制部21a设置于与第一滚道30a及转动体30c的一部分对向的位置。但是，本发明的限制构件只要在推力轴承的径向外侧配置于相比第二滚道而更靠转动体侧，且与第一滚道或转动体对向的位置即可。
即，限制构件只要以在正确进行了装配的情况下，不抵接于作为轴承侧突出部的凸缘部的方式配置即可。因此，例如，限制部21a也可以设置于仅与第一滚道30a或仅与转动体30c对向的位置。
另外，本发明的限制构件未必需要包括从规定的部分突出的构件。例如，也可以将像与第二推力轴承31对向的第三连结构件22(将太阳齿轮Sb和内齿圈Rc连结的构件)那样，以从第二滚道侧朝第一滚道侧成为径向内侧的方式倾斜的部分用作限制构件。
且说，经由形成于第一连结构件20的内齿圈侧构件20a的贯穿孔20c而将从输入轴11喷出的润滑油供给于第一推力轴承30。被供给到第一推力轴承30的润滑油穿过第一推力轴承30的内部而被排出至第一推力轴承30的外部。
这时，从第一推力轴承30排出的润滑油的排出方向，是沿着第一推力轴承30的凸缘部30d的表面(即，通过在第二滚道30b的凸缘部30d的转动体30c及第一滚道30a侧的面和限制部21a的第二滚道30b侧的面之间穿过)而被限制为径向朝外。
由此，防止润滑油朝不希望的方向扩散，因此对位于第一推力轴承30的径向外侧的第二连结构件21的行星架Cb侧的端部稳定地供给足够量的润滑油。
这里，如上所述，在第二连结构件21的行星架Cb侧的端部，限制部21a以朝径向内侧突出的方式形成于在第一推力轴承30的轴线方向上相比第二滚道30b而更靠转动体30c侧，且与第一滚道30a及转动体30c的一部分对向的位置。
此外，在第二连结构件21的行星架Cb侧的端部，在第二滚道30b与第一滚道30a侧相反的一侧，设置有朝径向内侧突出的突出部21b(被供给构件侧突出部)。即，利用突出部21b和限制部21a形成有沿轴方向夹着第一推力轴承30的凸缘部30d的凹部。
进而，在第二连结构件21的行星架Cb侧的端部，在限制部21a和突出部21b之间(即，由突出部21b和限制部21a所形成的凹部的底部)形成有将行星架Cb的内部的流路23与外部空间连通的第一导入孔21c。
由此，从第一推力轴承30被供给到第二连结构件21的行星架Cb侧的端部的润滑油，在被由突出部21b和限制部21a所形成的凹部阻挡之后，经由形成于所述凹部的底部的第一导入孔21c而被引导至行星架Cb的内部的流路23。其结果是，从第一推力轴承30被供给到第二连结构件21的行星架Cb侧的端部的润滑油不扩散地被引导至行星架Cb。
再者，突出部21b的前端相较于第一推力轴承30的凸缘部30d的前端(即，第一推力轴承30的径向最外侧的部分)而位于径向外侧。因此，突出部21b不会阻碍第一推力轴承30的装配。
再者，在所述带推力轴承的结构体中，在阻挡从第一推力轴承30排出的润滑油的第二连结构件21的行星架Cb侧的端部(被供给构件)，形成有限制部21a(限制构件)及突出部21b。
但是，本发明的被供给构件只要在推力轴承的径向外侧以与第二滚道对向的方式配置即可。另外，限制构件只要在推力轴承的径向外侧配置于相比第二滚道而更靠所述转动体侧，且与第一滚道或转动体对向的位置即可。因此，也可以将限制部设为独立于被供给构件的构件。另外，突出部21b也可以省略。
例如，在位于第二推力轴承31的径向外侧的第三连结构件22中，从第二推力轴承31排出的润滑油沿着第三连结构件22的表面而被引导至朝轴线方向形成的第二导入孔22a。在这种构成的第三连结构件22中，若将被供给构件侧突出部设置于第二滚道与第一滚道侧相反的一侧，则润滑油的流动会受到阻碍，因此不设置被供给构件侧突出部。
如以上所说明的那样，根据本实施方式的自动变速器3的带推力轴承的结构体，在进行第一推力轴承30及第二推力轴承31的装配时，可防止错误装配，且在装配后，可将足够量的润滑油稳定地供给至第二连结构件21及第三连结构件22。

Claims (2)

1.一种带推力轴承的结构体，其具备：能够以同一旋转中心轴线为中心相对旋转的第一构件及第二构件以及配置于所述第一构件和所述第二构件之间的环状的推力轴承，所述带推力轴承的结构体的特征在于，
具备：向所述推力轴承的内部供给润滑流体的供给机构、被供给从所述推力轴承排出的所述润滑流体的被供给构件以及限制构件，且
所述推力轴承具有：抵接于所述第一构件的环状的第一滚道、抵接于所述第二构件的环状的第二滚道以及配置于所述第一滚道和所述第二滚道之间的转动体，
所述被供给构件在所述推力轴承的径向外侧以与所述第二滚道对向的方式配置，
所述限制构件在所述推力轴承的径向外侧配置于相比所述第二滚道而更靠所述转动体侧，且与所述第一滚道或所述转动体对向的位置，
所述第二滚道具有朝径向外侧突出的轴承侧突出部，并且所述轴承侧突出部平行于抵接所述第一构件的所述第一滚道的接触部，
所述限制构件的与所述第一滚道或所述转动体对向的部分的至少一部分相较于所述轴承侧突出部的前端而位于径向内侧，使得当所述第一滚道与所述第二滚道以错误顺序装配时，所述轴承侧突出部的前端会与所述限制构件的所述至少一部分发生碰撞，
所述被供给构件在所述第二滚道的与所述第一滚道侧相反的一侧具有朝径向内侧突出的被供给构件侧突出部，并且具有位于所述限制构件与所述被供给构件侧突出部之间且面向所述轴承侧突出部而位于所述推力轴承的径向外侧的接收部，
所述接收部具有可导引所述润滑流体的通路。
2.根据权利要求1所述的带推力轴承的结构体，其特征在于，
所述被供给构件侧突出部的前端相较于所述轴承侧突出部的前端而位于径向外侧。
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